謝釗毅趙振峰王松濤張付軍董雪飛（-北京理工大學(xué)機(jī)械與車輛學(xué)院北京0008-北京交通大學(xué)機(jī)械與電子控制工程學(xué)院）

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·研究·開發(fā)·

對置活塞二沖程柴油機(jī)復(fù)合增壓方案切換規(guī)律研究*

謝釗毅1趙振峰1王松濤2張付軍1董雪飛1
（1-北京理工大學(xué)機(jī)械與車輛學(xué)院北京1000812-北京交通大學(xué)機(jī)械與電子控制工程學(xué)院）

針對對置活塞二沖程柴油機(jī)起動和輕載工況時出現(xiàn)的掃氣障礙問題，建立了轉(zhuǎn)速可調(diào)復(fù)合增壓系統(tǒng)的仿真模型，研究三種增壓工作模式之間的切換機(jī)制并提出邊界切換的設(shè)計流程。首先通過分析給氣比和噴嘴環(huán)直徑的取值范圍確定渦輪增壓模式的切換邊界；在渦輪增壓模式以外運(yùn)行區(qū)域以燃油經(jīng)濟(jì)性為優(yōu)化目標(biāo)對復(fù)合增壓和機(jī)械增壓模式的切換邊界進(jìn)行優(yōu)化選取。仿真結(jié)果表明，優(yōu)化后發(fā)動機(jī)的最大扭矩點(diǎn)和最大功率點(diǎn)均位于壓氣機(jī)的高效區(qū)，與采用機(jī)械增壓的增壓系統(tǒng)相比，外特性上的燃油消耗率明顯降低。

對置活塞二沖程復(fù)合增壓系統(tǒng)切換規(guī)律

引言

對置活塞二沖程（Opposed-piston Two-stroke engine，OP2S）柴油機(jī)作為一種新型結(jié)構(gòu)的發(fā)動機(jī)，由于其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，功率密度及燃燒熱效率高，自平衡性好等優(yōu)點(diǎn)［1-3］，因而被廣泛應(yīng)用于卡車、坦克、船舶等領(lǐng)域［4］。

換氣過程是所有二沖程發(fā)動機(jī)的核心問題之一，換氣質(zhì)量的好壞會直接影響OP2S柴油機(jī)的動力性、經(jīng)濟(jì)性及工作穩(wěn)定性，因此直流掃氣式二沖程發(fā)動機(jī)必須采用增壓來協(xié)助換氣［5］。但與傳統(tǒng)四沖程柴油機(jī)相比，OP2S柴油機(jī)采用渦輪增壓實(shí)現(xiàn)缸內(nèi)換氣必須解決以下兩個問題：

首先，由于OP2S柴油機(jī)的掃氣短路損失比四沖程發(fā)動機(jī)的大，因此渦輪進(jìn)口溫度較低，如果增壓器的效率不高，就難以得到必要的渦輪輸出功率；

另一方面，在起動和輕載工況時排氣能量不足，渦輪輸出功降低。在掃氣壓力小于排氣背壓的狀態(tài)下，四沖程發(fā)動機(jī)靠活塞擠壓仍可排出廢氣，且活塞所作的功增加了渦輪的輸入功率，因而不會給運(yùn)轉(zhuǎn)造成障礙。但直流掃氣式二沖程發(fā)動機(jī)在這種情況下則不能進(jìn)行掃氣。因此，在OP2S柴油機(jī)設(shè)計研究中通常采用帶機(jī)械增壓器的復(fù)合增壓系統(tǒng)來確保發(fā)動機(jī)在起動和低負(fù)荷條件時正常運(yùn)轉(zhuǎn)［1，6-7］。目前國內(nèi)針對OP2S柴油機(jī)的換氣過程展開了大量的研究［8-10］，但針對OP2S柴油機(jī)的增壓匹配研究才剛剛起步［5］。本文以折疊曲柄式對置活塞二沖程柴油機(jī)為研究對象，建立GT-Power仿真模型，并以燃油經(jīng)濟(jì)性為優(yōu)化目標(biāo)對復(fù)合增壓系統(tǒng)的切換邊界進(jìn)行選取研究。

1　對置活塞二沖程柴油機(jī)復(fù)合增壓系統(tǒng)

1.1可調(diào)轉(zhuǎn)速的復(fù)合增壓系統(tǒng)

復(fù)合增壓系統(tǒng)是指采用兩種或兩種以上的增壓形式組成的增壓系統(tǒng)?？烧{(diào)轉(zhuǎn)速復(fù)合增壓系統(tǒng)由可調(diào)壓氣機(jī)及渦輪增壓器組成，系統(tǒng)靈活性與可控性強(qiáng)，且可調(diào)壓氣機(jī)的轉(zhuǎn)速隨工況連續(xù)變化，可在全工況內(nèi)實(shí)現(xiàn)增壓匹配［11-12］。圖1所示為對置活塞二沖程柴油機(jī)轉(zhuǎn)速可調(diào)復(fù)合增壓系統(tǒng)工作原理示意圖，系統(tǒng)的兩級增壓器采用串聯(lián)布置，第一級為可變幾何尺寸渦輪增壓器（VGT），第二級為可變傳動比的機(jī)械增壓器。當(dāng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速較低時，機(jī)械增壓器和渦輪增壓器聯(lián)合工作，可以提高增壓比，增加進(jìn)氣量，有助于提高低速特性，降低各級壓氣機(jī)的壓比，減輕喘振傾向；當(dāng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速較高時，旁通機(jī)械增壓器，進(jìn)入渦輪增壓模式，減少增壓系統(tǒng)功耗。

對置活塞二沖程柴油機(jī)原理樣機(jī)主要結(jié)構(gòu)性能參數(shù)如表1所示。

圖1　轉(zhuǎn)速可調(diào)復(fù)合增壓系統(tǒng)

表1　OP2S柴油機(jī)主要結(jié)構(gòu)性能參數(shù)

式中：m為循環(huán)燃油消耗量，mg/cyc；Pe為發(fā)動機(jī)輸出的有效功率，kW；Pp為機(jī)械增壓器在換氣過程中所消耗的功率，kW；n為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；BSFC為折合燃油消耗率，g/（kW·h）。

為了保證發(fā)動機(jī)的動力性需求，仿真時選取給氣比l0、捕獲空燃比Trapped A/F和壓氣機(jī)效率ηad三個參數(shù)作為切換邊界優(yōu)化的限制條件：

根據(jù)發(fā)動機(jī)在全工況下對增壓器壓力及流量的需求，可調(diào)轉(zhuǎn)速復(fù)合增壓系統(tǒng)的邊界切換由兩部分組成，如圖2所示。

1.2復(fù)合增壓系統(tǒng)切換邊界的選取方法

對置活塞二沖程柴油機(jī)可調(diào)轉(zhuǎn)速復(fù)合增壓系統(tǒng)共有三種運(yùn)行模式：機(jī)械增壓模式、渦輪增壓模式以及機(jī)械-渦輪復(fù)合增壓模式，通過三種運(yùn)行模式的切換可以滿足發(fā)動機(jī)在不同工況下的壓比和流量的需求。為保證發(fā)動機(jī)在滿足動力性需求的基礎(chǔ)上實(shí)現(xiàn)最優(yōu)的燃油經(jīng)濟(jì)性，本文針對可調(diào)轉(zhuǎn)速復(fù)合增壓系統(tǒng)的特點(diǎn)，在保證換氣品質(zhì)的前提下，以燃油經(jīng)濟(jì)性為優(yōu)化目標(biāo)對三種運(yùn)行模式切換邊界進(jìn)行優(yōu)化。

由于機(jī)械增壓器由單獨(dú)的電機(jī)驅(qū)動，機(jī)械增壓器掃氣時需要消耗發(fā)動機(jī)輸出的機(jī)械功，從而導(dǎo)致發(fā)動機(jī)實(shí)際有效輸出功率降低，直接影響OP2S柴油機(jī)的燃油經(jīng)濟(jì)性。因此，在OP2S柴油機(jī)與可調(diào)復(fù)合增壓系統(tǒng)的匹配過程中，本文定義一個重要的評價指標(biāo)——折合燃油消耗率BSFC，來評價采用復(fù)合增壓系統(tǒng)的OP2S柴油機(jī)考慮機(jī)械增壓器消耗的發(fā)動機(jī)輸出功后的整機(jī)燃油經(jīng)濟(jì)性：

1）首先確定渦輪增壓模式的切換邊界。對噴嘴環(huán)直徑的取值范圍進(jìn)行分析，通過噴嘴環(huán)直徑對運(yùn)行模式的影響研究，獲得不同工況下噴嘴環(huán)直徑的最優(yōu)值（即使渦輪增壓模式工作負(fù)荷區(qū)間最大），在此基礎(chǔ)上分析給氣比的取值范圍，獲得渦輪增壓模式與復(fù)合增壓模式之間的切換邊界；

2）其次確定機(jī)械增壓模式和復(fù)合增壓模式的切換邊界。當(dāng)渦輪增壓模式的工作負(fù)荷區(qū)間確定后，以經(jīng)濟(jì)性最優(yōu)為優(yōu)化目標(biāo)，對剩余的工作負(fù)荷區(qū)間，分別采用機(jī)械增壓模式和機(jī)械-渦輪增壓模式進(jìn)行仿真研究，對該區(qū)域進(jìn)行BSFC求差運(yùn)算，確定機(jī)械增壓模式和復(fù)合增壓模式的切換邊界。

圖2　　切換邊界方法流程圖

2　仿真模型的建立與驗證

圖3　可調(diào)轉(zhuǎn)速復(fù)合增壓系統(tǒng)仿真模型

圖3所示為可調(diào)轉(zhuǎn)速復(fù)合增壓系統(tǒng)的仿真模型，渦輪增壓器模型5選用Grrett GT4088R，壓氣機(jī)map由廠家提供，渦輪采用簡單模型并根據(jù)實(shí)際需求調(diào)節(jié)噴嘴環(huán)直徑的大小來模擬簡單渦輪增壓器和可變幾何尺寸渦輪增壓器，由于沒有現(xiàn)成的渦輪流通特性，因此，渦輪效率設(shè)置為0.68，并通過調(diào)節(jié)噴嘴環(huán)直徑來仿真簡單渦輪或可變幾何尺寸渦輪的流通特性。

離心式機(jī)械增壓器模型3選用Rotrex C38系列，壓氣機(jī)最大折合流量為0.63 kg/s，完全可以滿足OP2S柴油機(jī)不同工況下對流量和壓比的需求，其葉輪最高轉(zhuǎn)速90 000 r/min，增壓器內(nèi)置傳動比為7.5（即當(dāng)葉輪轉(zhuǎn)速達(dá)到最高轉(zhuǎn)速，外部驅(qū)動轉(zhuǎn)速僅需12 000 r/min），體積小、重量輕（6KG），機(jī)械傳動效率高達(dá)97%，由可調(diào)速電機(jī)直接驅(qū)動。電機(jī)的轉(zhuǎn)速由模塊4控制，把采集到的進(jìn)氣口壓力信號反饋給PID控制單元來控制電機(jī)轉(zhuǎn)速，從而實(shí)現(xiàn)進(jìn)氣壓力值的主動調(diào)節(jié)。

為了能夠主動控制排氣壓力值的大小，實(shí)現(xiàn)定壓增壓，采用PID控制單元6對放氣閥的開度進(jìn)行調(diào)節(jié)從而實(shí)現(xiàn)在不同工況下對排氣壓力的需求；模塊7為功率控制單元，通過PID功率控制單元采集到的曲軸輸出功率的信號來調(diào)節(jié)噴油器模型2的噴油量大小，從而實(shí)現(xiàn)對發(fā)動機(jī)在不同工況下的功率調(diào)節(jié)。

仿真的初始和邊界條件根據(jù)北京理工大學(xué)開發(fā)的OP2S原理樣機(jī)的試驗數(shù)據(jù)設(shè)置，如圖4所示。瞬態(tài)進(jìn)氣壓力傳感器以及缸內(nèi)壓力傳感器分別采用kistler公司的6055A壓力傳感器和6056A缸壓傳感器，并使用Dewetron公司的燃燒分析儀采集分析缸內(nèi)和進(jìn)排氣的瞬態(tài)壓力，采樣精度0.2°CA。

圖4　OP2S原理樣機(jī)試驗臺

圖5所示為柴油機(jī)1 200 r/min轉(zhuǎn)速、10%負(fù)荷時的發(fā)動機(jī)缸內(nèi)壓力試驗值與仿真值的對比結(jié)果，二者的曲線形狀具有較好的一致性。表2列舉了轉(zhuǎn)速分別為1 200 r/min、1 600 r/min（最大扭矩點(diǎn)對應(yīng)轉(zhuǎn)速）、2 500 r/min（額定轉(zhuǎn)速），負(fù)荷分別為10%、50%以及90%時分別通過試驗與仿真計算得到的缸內(nèi)壓力值的最大誤差對比結(jié)果。由于在全工況范圍內(nèi)試驗與仿真的缸壓對比最大誤差均小于5%，可以認(rèn)為仿真模型的計算結(jié)果準(zhǔn)確可靠，因此該模型可以用來進(jìn)行OP2S柴油機(jī)的性能預(yù)測。

圖5　缸內(nèi)壓力試驗與仿真結(jié)果對比

表2　不同工況時的試驗與仿真缸壓值最大誤差對比

3　仿真結(jié)果分析

3.1渦輪增壓與復(fù)合增壓模式切換邊界分析

當(dāng)增壓系統(tǒng)為單渦輪運(yùn)行模式時，燃油經(jīng)濟(jì)性主要與缸內(nèi)過量空氣系數(shù)有密切的關(guān)系：缸內(nèi)過量空氣系數(shù)過小，封存在缸內(nèi)的新鮮充量不足，使得缸內(nèi)燃燒不完全，燃油消耗率提高。圖6為外特性工況時噴嘴環(huán)直徑對發(fā)動機(jī)性能參數(shù)的影響規(guī)律。為當(dāng)噴嘴環(huán)直徑逐漸增大時，渦輪的流通面積增大，經(jīng)壓氣機(jī)壓縮后的進(jìn)氣流量增加，給氣比提高，同時由于渦輪前壓力變小，捕獲空燃比減小。根據(jù)公式2得到的噴嘴環(huán)直徑的范圍為43 mm～47 mm。

圖6　噴嘴環(huán)直徑對發(fā)動機(jī)性能參數(shù)的影響

同一轉(zhuǎn)速下，噴嘴環(huán)直徑對渦輪增壓模式的運(yùn)行邊界有較大的影響。圖7所示為不同噴嘴環(huán)直徑對渦輪增壓模式切換邊界的影響規(guī)律。隨著噴嘴環(huán)直徑的增加，渦輪增壓模式的運(yùn)行區(qū)域變寬，從而使OP2S柴油機(jī)在整個運(yùn)行工況下的燃油經(jīng)濟(jì)性提高。因此，在保證給氣比和捕獲空燃比滿足要求的情況下，噴嘴環(huán)直徑越大越好。

圖7　噴嘴環(huán)直徑對切換模式邊界的影響

在OP2S柴油機(jī)中，換氣品質(zhì)的好壞可以通過給氣比和掃氣效率來評價［10］。給氣比越大，掃氣效率越好，換氣品質(zhì)越佳。但過大的給氣比會導(dǎo)致用于掃氣的泵氣功增加，對發(fā)動機(jī)有效輸出功率的提高不利。因此，在保證經(jīng)濟(jì)性的情況下，選擇合適的給氣比尤為重要。

圖8所示為不同給氣比對渦輪增壓模式切換邊界的影響規(guī)律。給氣比越小，渦輪增壓模式的運(yùn)行區(qū)間越寬，但換氣品質(zhì)越差；當(dāng)給氣比的取值越大，渦輪增壓模式的運(yùn)行區(qū)間越窄，同時機(jī)械增壓器介入的運(yùn)行區(qū)間變寬，與渦輪增壓模式運(yùn)行相比，燃油經(jīng)濟(jì)性變差。因此在渦輪增壓模式與復(fù)合增壓模式的切換邊界選取時必須同時兼顧發(fā)動機(jī)的換氣品質(zhì)和燃油經(jīng)濟(jì)性。以發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速1 600 r/min為例，如果目標(biāo)給氣比過大，僅采用渦輪增壓無法滿足發(fā)動機(jī)對進(jìn)排氣壓差的需求時，機(jī)械增壓器工作進(jìn)入復(fù)合增壓模式，因此渦輪增壓模式對應(yīng)的最大給氣比的值為136%；隨著發(fā)動機(jī)負(fù)荷的下降，排氣能量逐漸減小，渦輪膨脹功降低，渦輪壓氣機(jī)做功能力下降，壓比和流量減小，給氣比減小。根據(jù)公式2的限制要求，當(dāng)壓氣機(jī)的效率為45%時，給氣比達(dá)到其最小值107.9%。

圖8　給氣比對切換模式邊界的影響

表3列舉了不同發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速下采用渦輪增壓模式時噴嘴環(huán)直徑和給氣比的選取范圍。

表3　不同發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速下噴嘴環(huán)直徑和給氣比的取值范圍

當(dāng)以燃油經(jīng)濟(jì)性為優(yōu)化目標(biāo)時，即在不同轉(zhuǎn)速下給氣比選最小值時，渦輪增壓模式的運(yùn)行區(qū)域最大，如圖9所示，機(jī)械增壓器介入的負(fù)荷范圍越窄，整個工況的燃油經(jīng)濟(jì)性就越好；當(dāng)以換氣品質(zhì)為優(yōu)化目標(biāo)時，以犧牲部分燃油經(jīng)濟(jì)性為代價，在兼顧掃氣效率的原則下得到的切換邊界如圖10所示。

圖9　經(jīng)濟(jì)性最優(yōu)的渦輪增壓模式切換邊界

圖10　兼顧換氣品質(zhì)的渦輪增壓模式切換邊界

3.2復(fù)合增壓與機(jī)械增壓模式切換邊界分析

在選定渦輪增壓模式與復(fù)合增壓模式的切換邊界后，對采用渦輪增壓模式區(qū)域以外的部分，分別采用復(fù)合增壓模式和機(jī)械增壓模式仿真得到的發(fā)動機(jī)折合燃油消耗率等值線圖如圖11和圖12所示。

圖11　復(fù)合增壓模式時折合燃油消耗等值線圖

圖12　機(jī)械增壓模式時折合燃油消耗等值線圖

當(dāng)增壓系統(tǒng)處于復(fù)合增壓模式時，發(fā)動機(jī)的折合燃油經(jīng)濟(jì)性主要取決于缸內(nèi)過量空氣系數(shù)和給氣比。負(fù)荷較小時，廢氣能量不足，渦前壓力較小，進(jìn)而影響缸內(nèi)捕獲空燃比的提高以及對進(jìn)氣的壓縮，進(jìn)氣壓力和流量較小，致使換氣品質(zhì)變差。因此，在小負(fù)荷時必須增加額外的輔助動力來提高進(jìn)氣壓力及進(jìn)氣流量，導(dǎo)致發(fā)動機(jī)折合燃油消耗率升高。

根據(jù)燃油經(jīng)濟(jì)性最優(yōu)的原則，將圖11和圖12中得到的等值線圖在全域內(nèi)進(jìn)行求差運(yùn)算，可以得到不同增壓模式的最佳適用區(qū)域，如圖13所示。等值線為正值時，表明采用機(jī)械-渦輪增壓模式的燃油經(jīng)濟(jì)性較優(yōu)，且數(shù)值越大，與機(jī)械增壓模式相比，采用復(fù)合增壓的經(jīng)濟(jì)性越好；當(dāng)?shù)戎稻€為負(fù)值時，表明采用機(jī)械增壓模式的燃油經(jīng)濟(jì)性較優(yōu)，且數(shù)值越小，采用機(jī)械增壓模式的燃油經(jīng)濟(jì)性越好。其主要原因是：當(dāng)發(fā)動機(jī)在低負(fù)荷工況工作時，由于排氣能量較小，渦輪增壓器的效率較低、壓氣機(jī)對進(jìn)氣的做功能力減弱，為了滿足進(jìn)排氣壓力差的需求，機(jī)械增壓器需要消耗更大的功率，以便克服廢氣渦輪增壓器的功耗，因此，機(jī)械增壓模式在低負(fù)荷工況下的燃油經(jīng)濟(jì)性優(yōu)于復(fù)合增壓模式。而在低速低負(fù)荷時，發(fā)動機(jī)的掃氣時間間隔較長，獲得一定的給氣量所需要的進(jìn)排氣壓差較低，區(qū)別于機(jī)械增壓模式，復(fù)合增壓模式在消耗很小的泵氣功的情況下便可獲得很高的給氣比；隨著負(fù)荷的不斷增加，排氣能量增大，渦輪增壓器效率增加、壓氣機(jī)對進(jìn)氣的做功能力提高，導(dǎo)致機(jī)械增壓器的壓比分配降低，泵氣耗功減小。

圖13　兩種模式BSFC求差運(yùn)算等值線圖

兩種模式的折合燃油消耗率求差運(yùn)算等于零的等值線即為機(jī)械增壓與復(fù)合增壓模式之間的切換邊界，如圖14所示。在不同轉(zhuǎn)速下，當(dāng)負(fù)荷達(dá)到一定值后，渦輪增壓模式可以滿足OP2S柴油機(jī)對進(jìn)氣壓比和流量的需求，且適用于較高負(fù)荷工況；復(fù)合增壓模式適用于低速低負(fù)荷和不同轉(zhuǎn)速中等負(fù)荷工況；機(jī)械增壓模式適用于中高速低負(fù)荷工況。

圖14　轉(zhuǎn)速可調(diào)復(fù)合增壓系統(tǒng)的切換邊界

3.3OP2S柴油機(jī)外特性的預(yù)測

圖15和圖16分別為OP2S柴油機(jī)與渦輪壓氣機(jī)的聯(lián)合運(yùn)行線及外特性曲線。從圖中可知，最大扭矩點(diǎn)和最大功率點(diǎn)均位于壓氣機(jī)的高效區(qū)，且聯(lián)合運(yùn)行線距離喘振線和阻塞線有較大的裕度。隨著發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，外特性燃油消耗率不斷下降，最大扭矩點(diǎn)和最大功率點(diǎn)的燃油消耗率相比于采用機(jī)械增壓系統(tǒng)分別降低了16.4%和12.4%。

圖15　外特性渦輪壓氣機(jī)運(yùn)行線

圖16　OP2S柴油機(jī)外特性曲線

4　結(jié)論

1）噴嘴環(huán)直徑及給氣比大小對渦輪增壓模式的影響較大。在同一工況下，噴嘴環(huán)直徑越大，渦輪增壓模式的工作范圍就越寬，但噴嘴環(huán)直徑的最大值受到捕獲空燃比的限制。當(dāng)給氣比選最小值時，渦輪增壓模式的運(yùn)行區(qū)間達(dá)到最大，而給氣比的最小值是根據(jù)邊界條件和渦輪壓氣機(jī)流量特性來確定的。由兩者的取值范圍確定了渦輪增壓與復(fù)合增壓模式之間的切換邊界。

2）在渦輪增壓模式以外的運(yùn)行區(qū)域?qū)Ψ謩e采用復(fù)合增壓和機(jī)械增壓得到的折合燃油消耗率等值線進(jìn)行求差運(yùn)算，以燃油經(jīng)濟(jì)性最佳為優(yōu)化目標(biāo)，確定機(jī)械增壓模式和復(fù)合增壓模式的切換邊界。

3）切換邊界優(yōu)化后的轉(zhuǎn)速可調(diào)復(fù)合增壓方案的最大扭矩點(diǎn)和最大功率點(diǎn)均位于壓氣機(jī)的高效區(qū)，外特性最大扭矩點(diǎn)和最大功率點(diǎn)的燃油消耗率相比于采用機(jī)械增壓系統(tǒng)分別降低了16.4%和12.4%。

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8許漢君，宋金甌，姚春德，等.對置二沖程柴油機(jī)缸內(nèi)流動形式對混合氣形成及燃燒的模擬研究［J］.內(nèi)燃機(jī)學(xué)報，2009，27（5）：395-400

9尹述君，汪洋，吳亦寧，等.對置式液壓自由活塞發(fā)動機(jī)掃氣過程的仿真［J］.內(nèi)燃機(jī)學(xué)報，2015，33（1）：71-76

10Xie Zhaoyi，Zhao Zhenfeng，Zhang Zhenyu.Numerical simulation of an opposed-piston two-stroke diesel engine［R］. SAE Paper 2015-01-0404

11朱振夏，張付軍，馬朝臣，等.柴油機(jī)增壓技術(shù)在高原環(huán)境下的應(yīng)用［J］.小型內(nèi)燃機(jī)與車輛技術(shù)，2014，43（4）：73-80

12韓愷，朱振夏，張付軍，等.可調(diào)復(fù)合增壓柴油機(jī)高原功率恢復(fù)方案研究［J］.兵工學(xué)報，2013，34（2）：129-136

Study on Switch Strategy of Compound Supercharging System in Opposed-Piston Two-Stroke Diesel Engine

Xie Zhaoyi1，Zhao Zhenfeng1，Wang Songtao2，Zhang Fujun1，Dong Xuefei1
1-School of Mechanical Engineering，Beijing Institute of Technology（Beijing，100081，China）2-School of Mechanical，Electrical Control Engineering，Beijing Jiaotong University

In order to avoid low scavenging quality at engine start and light load conditions in opposedpiston two-stroke（OP2S）diesel engine，an adjustable compound supercharging system model is established and the design process of boundary switching strategy is achieved as follow：Firstly the switching boundary between the turbocharging mode and the compound supercharging mode is determined after analyzing the ranges of delivery ratio and nozzle ring diameter.Next the remaining load interval is simulated using the supercharging model and compound supercharging mode relatively to determine the switching boundary between the supercharging mode and the compound supercharging mode with an optimization goal of excellent fuel economy.The results show that the maximum torque point and the maximum power point are located in high efficient area and the fuel consumption at full-load characteristics decreases obviously.

Opposed-piston，Two-stroke，Compound supercharging system，Boundary switch strategy

TK421.8

A

2095-8234（2015）06-0001-07

國家部委“十二五”科研基金項目（B2220110005）。

謝釗毅（1990-），男，碩士研究生，主要研究方向為柴油機(jī)工作過程優(yōu)化。

（2015-09-09）