商海昆，董長龍，何劍豐，樊豐，李萍，黃綿敦，謝亮

(1.河北華北柴油機(jī)有限責(zé)任公司，河北 石家莊 050081；2.解放軍駐國營第5460廠軍事代表室，河北 石家莊 050081；3.北京理工大學(xué) 機(jī)械與車輛學(xué)院，北京 100081)

二級增壓柴油機(jī)壓縮比和噴油提前角優(yōu)化研究

商海昆1，董長龍1，何劍豐1，樊豐2，李萍1，黃綿敦3，謝亮1

(1.河北華北柴油機(jī)有限責(zé)任公司，河北 石家莊 050081；2.解放軍駐國營第5460廠軍事代表室，河北 石家莊 050081；3.北京理工大學(xué) 機(jī)械與車輛學(xué)院，北京 100081)

為解決某V型柴油機(jī)由單級增壓改為二級增壓后，最高燃燒壓力過高問題，通過GT-Power軟件建立柴油機(jī)仿真模型，利用試驗數(shù)據(jù)進(jìn)行校核，仿真研究了噴油提前角和壓縮比對二級增壓柴油機(jī)性能及最高燃燒壓力的影響規(guī)律。以二級增壓柴油機(jī)的試驗最高燃燒壓力作為限制條件，以轉(zhuǎn)矩達(dá)到最大為目標(biāo)，利用GT-POWER中的DOE工具對噴油提前角和壓縮比進(jìn)行聯(lián)合優(yōu)化。仿真結(jié)果表明：降低壓縮比能夠有效降低最大轉(zhuǎn)矩點(1 300 r/min)和標(biāo)定點(2 100 r/min)的最高燃燒壓力，壓縮比每降低1，最大轉(zhuǎn)矩點最高燃燒壓力降低0.8 MPa，標(biāo)定點最高燃燒壓力降低1.16 MPa；得出優(yōu)化后的壓縮比和噴油提前角相對變化值為14.9°CA和4.3°CA. 根據(jù)試驗機(jī)的結(jié)構(gòu)條件，利用試驗機(jī)在柴油機(jī)臺架上驗證了優(yōu)化結(jié)果的可行性。

動力機(jī)械工程；二級增壓柴油機(jī)；壓縮比；噴油提前角；最高燃燒壓力；動力性

0 引言

盡管近幾年為了改善柴油機(jī)的動力性和經(jīng)濟(jì)性，從結(jié)構(gòu)和材料方面采取了一定的措施來提高柴油機(jī)的剛度和強(qiáng)度，以適應(yīng)更高的燃燒壓力。然而柴油機(jī)的剛度和強(qiáng)度總有一定的極限，因此在不超過其極限的情況下，要進(jìn)一步提高增壓度，必須采取一定的措施限制最高燃燒壓力，使在提高增壓壓力來提高平均有效壓力的同時，機(jī)械負(fù)荷和熱負(fù)荷近似不變[1]。

隨著柴油機(jī)使用范圍的擴(kuò)大，對柴油機(jī)提出了更高的要求，環(huán)境適應(yīng)性就是其中一個。由于高原環(huán)境與平原差別較大，造成平原匹配良好的單級增壓柴油機(jī)在高原性能嚴(yán)重惡化，增壓器無法正常工作，主要表現(xiàn)為低速喘振、高速超速超溫等[2-3]。除此之外，單級增壓系統(tǒng)很難滿足柴油機(jī)高原環(huán)境下大流量和高壓比的使用需求[4-5]，即便增壓器廠商能夠針對柴油機(jī)的高原需求研發(fā)大流量高壓比的增壓器，將導(dǎo)致柴油機(jī)平原性能下降[6]，高原喘振傾向加劇[7]。二級增壓系統(tǒng)是實現(xiàn)高增壓比和寬流量范圍的技術(shù)方案之一[8-10]。

本文的研究對象為某V型柴油機(jī)，為了滿足高原環(huán)境的使用要求，由單級增壓改為二級增壓，在不進(jìn)行其他相應(yīng)調(diào)整的前提下，由于增壓壓比的提高使最高燃燒壓力上升，影響柴油機(jī)的壽命。在保證柴油機(jī)的可靠性和滿足動力性的前提下，降低柴油機(jī)的最高燃燒壓力是必須解決的技術(shù)問題。柴油機(jī)的最高燃燒壓力主要與燃燒開始時的狀態(tài)、燃燒過程有關(guān)。噴油提前角[11]和壓縮比[12]的增大，一方面有助于動力性的提高，另一方面也會造成最高燃燒壓力的升高。合理的選擇壓縮比和噴油提前角可以改善柴油機(jī)的動力性，同時保證最高燃燒壓力低于限制值[13]。

由于壓縮比、噴油提前角對柴油機(jī)性能和最高燃燒壓力的耦合影響，難以得到其最優(yōu)組合。因此本文以此問題為導(dǎo)向，通過仿真和試驗，優(yōu)化二級增壓柴油機(jī)壓縮比和噴油提前角，降低最高燃燒壓力，改善動力性和經(jīng)濟(jì)性。

1 研究對象

原機(jī)為某單級增壓V型6缸柴油機(jī)，其主要技術(shù)參數(shù)見表1. 試驗樣機(jī)是在原機(jī)的基礎(chǔ)上，將單級增壓系統(tǒng)更換為二級增壓系統(tǒng)，其原理圖如圖1所示。原單級增壓系統(tǒng)與二級增壓系統(tǒng)相關(guān)試驗數(shù)據(jù)對比見表2，從表2可以看出，原單級增壓系統(tǒng)改為二級增壓系統(tǒng)后，標(biāo)定點(轉(zhuǎn)速2 100 r/min)和最大轉(zhuǎn)矩點(轉(zhuǎn)速1 300 r/min)處的增壓壓力都有明顯的增加，從而導(dǎo)致最高燃燒壓力上升。

圖1 二級增壓柴油機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Schematic diagram of two-stage turbocharged diesel engine

表2 單級增壓與二級增壓系統(tǒng)數(shù)據(jù)對比Tab.2 Comparison of single-stage and two-stage turbocharged systems

2 仿真分析

2.1 仿真模型建立和校核

利用GT-Power軟件對原柴油機(jī)進(jìn)行建模，并利用試驗數(shù)據(jù)對模型進(jìn)行驗證校核，在此基礎(chǔ)上搭建二級增壓柴油機(jī)模型，所做的改變包括：1)燃燒模型：將匹配二級增壓系統(tǒng)后試驗采集的放熱率輸入模型中作為燃燒模型；2)進(jìn)排氣系統(tǒng)：采用二級增壓系統(tǒng)。

仿真模型中的環(huán)境狀態(tài)、中冷后溫度和循環(huán)噴油量等與試驗情況保持一致，在試驗時柴油機(jī)轉(zhuǎn)速從1 200 r/min到2 100 r/min時旁通閥處于打開狀態(tài)。在仿真計算時通過調(diào)節(jié)旁通閥的開度使仿真結(jié)果與試驗結(jié)果相吻合。仿真值與試驗值的偏差基本保證在10%以內(nèi)，只是最大轉(zhuǎn)矩點工況下的最高燃燒壓力的偏差稍微超出10%，滿足工程應(yīng)用的需要，二級增壓柴油機(jī)試驗和仿真主要數(shù)據(jù)見表3.

表3 試驗和仿真主要數(shù)據(jù)Tab.3 Main test and simulation data

2.2 噴油提前角影響規(guī)律仿真分析

柴油機(jī)的噴油提前角是影響其燃燒性能的主要參數(shù)之一，過大或過小的噴油提前角直接影響到柴油機(jī)的輸出功率,增加燃油消耗,導(dǎo)致工作粗暴,燃燒溫度過高。在壓縮比不變的前提下，適當(dāng)?shù)靥崆皣娪投〞r可以獲得較低的燃油消耗率和較低的排氣溫度，但同時也會提高最高燃燒壓力。因此，在一定的范圍內(nèi)調(diào)整噴油提前角可進(jìn)一步優(yōu)化發(fā)動機(jī)的性能[11]。

為了分析噴油提前角對柴油機(jī)性能的影響規(guī)律，首先假設(shè)壓縮比等其他參數(shù)不變，將噴油提前角作為單一變量。由于模型中采用了燃燒放熱率來表征燃燒模型，燃燒放熱率的形狀取決于燃燒開始時發(fā)動機(jī)缸內(nèi)的氛圍(壓力、溫度、成分等)。由于改變發(fā)動機(jī)噴油提前角對燃燒前期缸內(nèi)的狀態(tài)影響較小，所以可以將燃燒模型簡化為固定的形狀，而僅隨提前角變化發(fā)生平移。因此，為了反映噴油提前角對燃燒過程的影響，將噴油提前角的相對變化量設(shè)置在燃燒模型中，即將放熱率曲線向前或向后平移。本論文的優(yōu)化工況點為最大轉(zhuǎn)矩點和標(biāo)定點，使噴油提前角在原提前角基礎(chǔ)上依次提前0°CA、2°CA、4°CA、6°CA，研究分析提前角對柴油機(jī)性能的影響。

噴油提前角對最高燃燒壓力的影響結(jié)果如圖2所示。圖2中橫坐標(biāo)相對提前角表示噴油提前角在原噴油提前角基礎(chǔ)上增加的曲軸轉(zhuǎn)角度數(shù)，如原機(jī)在最大轉(zhuǎn)矩點的噴油提前角為-8.5°CA，橫坐標(biāo)6°CA表示噴油提前角變?yōu)?14.5°CA. 原機(jī)在標(biāo)定點的噴油提前角為-5.5°CA，相當(dāng)于噴油提前角變?yōu)?11.5°CA.

如圖2所示，在最大轉(zhuǎn)矩點時，隨著噴油提前角的增大，最高燃燒壓力線性上升，噴油提前角增大6°CA，最高燃燒壓力上升了2.5 MPa(17%)，提前角每增大1°CA，最高燃燒壓力平均上升0.42 MPa. 這是因為在最大轉(zhuǎn)矩點時原機(jī)燃燒開始點位于上止點前，提前噴油會使得上止點前放熱比例增加，所以最高燃燒壓力快速線性升高。在標(biāo)定點時，當(dāng)噴油提前角在原提前角基礎(chǔ)上增大4°CA時，最高燃燒壓力幾乎無變化，隨后，隨著提前角的繼續(xù)增大，最高燃燒壓力也呈線性上升的趨勢，當(dāng)噴油提前角增大6°CA時，最高燃燒壓力上升了0.4 MPa(2.4%)，這是因為在標(biāo)定點時，由于噴油壓力波傳播到噴油器的時間滯后，原機(jī)的燃燒始點落后于上止點，這時由于活塞已經(jīng)向下移動，所以在噴油提前角相對較小時對缸壓影響較小，而當(dāng)提前較大時最高爆發(fā)壓力開始呈現(xiàn)增加趨勢，但是增加趨勢較最大轉(zhuǎn)矩點時小。

增壓壓力隨噴油提前角的變化規(guī)律如圖3所示，隨著噴油提前角的增大，最大轉(zhuǎn)矩點和標(biāo)定點的增壓壓力均下降。在最大轉(zhuǎn)矩點時，提前角增大6°CA，增壓壓力下降0.011 MPa(4.2%)；在標(biāo)定點時，提前角增大6°CA，增壓壓力下降0.013 MPa(3.7%)。

圖3 噴油提前角對增壓壓力的影響Fig.3 Influence of fuel injection advance angle on boost pressure

轉(zhuǎn)矩隨噴油提前角的變化規(guī)律如圖4所示，隨著噴油提前角的增大，最大轉(zhuǎn)矩點和標(biāo)定點的轉(zhuǎn)矩均線性上升，但標(biāo)定點的轉(zhuǎn)矩比最大轉(zhuǎn)矩點的轉(zhuǎn)矩上升得快。在最大轉(zhuǎn)矩點時，提前角增大6°CA，轉(zhuǎn)矩上升37 N·m(1.9%)；在標(biāo)定點時，提前角增大6°CA，轉(zhuǎn)矩上升114 N·m (8.3%)。

圖4 噴油提前角對轉(zhuǎn)矩的影響Fig.4 Influence of fuel injection advance angle on torque

提前角對渦前溫度的影響如圖5所示，隨著提前角的增大，最大轉(zhuǎn)矩點和標(biāo)定點的渦前溫度均逐漸減小。當(dāng)噴油提前角增加6°CA時，最大轉(zhuǎn)矩點的渦前溫度減小了14 ℃(1.9%)，標(biāo)定點的渦前溫度下降了15 ℃(2.3%)。

圖5 噴油提前角對渦前溫度的影響Fig.5 Influence of fuel injection advance angle on inlet temperature of turbine

噴油提前角對燃油消耗率的影響如圖6所示，隨著提前角的增大，最大轉(zhuǎn)矩點和標(biāo)定點的燃油消耗率均線性下降，且標(biāo)定點的燃油消耗率下降得更快。當(dāng)提前角增大6°時，最大轉(zhuǎn)矩點的燃油消耗率下降了3.9 g/(kW·h)(1.9%)，標(biāo)定點的燃油消耗率下降了20 g/(kW·h)(7.6%)。

圖6 噴油提前角對燃油消耗率的影響Fig.6 Influence of fuel injection advance angle on brake specific fuel consumption

噴油提前角的改變使得柴油機(jī)的燃燒過程發(fā)生變化，從而影響柴油機(jī)的性能，隨著噴油提前角的增加，燃燒過程提前進(jìn)行，最高燃燒壓力上升，使得缸內(nèi)工質(zhì)的做功能力提高，輸出轉(zhuǎn)矩增加。在循環(huán)供油量不變的前提下，燃油消耗率下降，渦前溫度下降，這將導(dǎo)致渦輪獲得的能量減少，增壓壓力下降，使得進(jìn)氣終了的缸壓下降，最高燃燒壓力下降。從上述分析可以得出：最高燃燒壓力的變化同時受到燃燒過程和增壓壓力的影響，從而使得提前角對最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速和標(biāo)定轉(zhuǎn)速的缸壓影響表現(xiàn)為不同的規(guī)律。

2.3 壓縮比影響規(guī)律仿真分析

影響發(fā)動機(jī)性能指標(biāo)最重要的結(jié)構(gòu)參數(shù)是壓縮比。壓縮比越大,缸內(nèi)壓力和溫度升高得越高。增壓柴油機(jī)隨著進(jìn)氣壓力的提高,最高燃燒壓力和壓力升高率也隨之增加。為降低機(jī)械負(fù)荷，一般采用較小的壓縮比，但是壓縮比過小，對于柴油機(jī)的燃燒性能和冷起動不利。指示熱效率隨著壓縮比的增加而增大，而機(jī)械效率隨著壓縮比的增加而減小。因此需要綜合考慮這兩方面的因素，進(jìn)行優(yōu)化折衷[13]。

保持噴油提前角等其他參數(shù)不變，分別在最大轉(zhuǎn)矩點和標(biāo)定點，設(shè)置壓縮比為14.0，14.5、15.0、15.5、16.0、16.5，仿真計算壓縮比對柴油機(jī)性能的影響。

壓縮比對最高燃燒壓力的影響如圖7所示，隨著壓縮比的增大，最大轉(zhuǎn)矩點和標(biāo)定點的最高燃燒壓力均逐漸增大。當(dāng)壓縮比從14.0增大到16.5時，最大轉(zhuǎn)矩點的最高燃燒壓力由12.72 MPa增加到14.72 MPa，增加了2.0 MPa(13%)，標(biāo)定點的最高燃燒壓力由12.81 MPa增加到15.71 MPa，增加了2.9 MPa(19%)。平均壓縮比每增大1，最大轉(zhuǎn)矩點的最高燃燒壓力增大0.8 MPa，標(biāo)定點的最高燃燒壓力增大1.16 MPa.

圖7 壓縮比對最高燃燒壓力的影響Fig.7 Influence of compression ratio on maximum combustion pressure

壓縮比對增壓壓力的影響如圖8所示，隨著壓縮比的增大，最大轉(zhuǎn)矩點和標(biāo)定點的增壓壓力均逐漸下降，當(dāng)壓縮比從14.0增大到16.5時，最大轉(zhuǎn)矩點的增壓壓力下降0.005 MPa(2.1%)，標(biāo)定點的最高燃燒壓力增加了0.006 MPa(1.8%)。

圖8 壓縮比對增壓壓力的影響Fig.8 Influence of compression ratio on boost pressure

圖9 壓縮比對轉(zhuǎn)矩的影響Fig.9 Influence of compression ratio on torque

壓縮比對轉(zhuǎn)矩的影響如圖9所示，隨著壓縮比的增大，最大轉(zhuǎn)矩點和標(biāo)定點的轉(zhuǎn)矩均逐漸增大。當(dāng)壓縮比從14.0增大到16.5時，最大轉(zhuǎn)矩點的轉(zhuǎn)矩增加了40 N·m (2.1%)，標(biāo)定點的轉(zhuǎn)矩增加了35 N·m(2.5%)。平均壓縮比每增大1,最大轉(zhuǎn)矩點轉(zhuǎn)矩增加16 N·m，標(biāo)定點轉(zhuǎn)矩上升14 N·m.

當(dāng)壓縮比從14.0增大到16.5時，最大轉(zhuǎn)矩點的渦前溫度降低了9 ℃ (1.3%)，標(biāo)定點的渦前溫度降低了5.2 ℃(1%)，如圖10所示。

圖10 壓縮比對渦前溫度的影響Fig.10 Influence of compression ratio on inlet temperature of turbine

當(dāng)壓縮比從14.0增大到16.5時，最大轉(zhuǎn)矩點的燃油消耗率降低了4.4 g/(kW·h)(2.1%)，標(biāo)定點的燃油消耗率降低了6.8 g/(kW· h)(2.6%)，如圖11所示。

圖11 壓縮比對燃油消耗率的影響Fig.11 Influence of compression ratio on brake specific fuel consumption

隨著壓縮比的提高，缸內(nèi)工質(zhì)被壓縮的程度提高，其溫度和壓力上升，最高燃燒壓力上升，使得缸內(nèi)工質(zhì)的做功能力提高，輸出轉(zhuǎn)矩增加，在循環(huán)供油量不變的前提下，燃油消耗率下降，渦前溫度下降。

3 噴油提前角和壓縮比的優(yōu)化

通過上述分析，減小壓縮比能夠有效降低最高燃燒壓力，且標(biāo)定點的最高燃燒壓力降低得更為顯著。而二級增壓方案的試驗結(jié)果顯示，其在標(biāo)定點的最高燃燒壓力為16.2 MPa，高出原機(jī)1.5 MPa，最高燃燒壓力偏高，在最大轉(zhuǎn)矩點時為15.9 MPa，而原機(jī)為16.2 MPa，并未高出原機(jī)。因此，重點是通過降低壓縮比來解決標(biāo)定點最高燃燒壓力超限的問題，同時需要通過增大噴油提前角來補(bǔ)償因壓縮比的降低導(dǎo)致的功率下降。而提前角的增大又會導(dǎo)致最高燃燒壓力的上升，因此需要在限制最高燃燒壓

力的前提下對提前角和壓縮比進(jìn)行優(yōu)化。

3.1 優(yōu)化目標(biāo)與約束條件

優(yōu)化目標(biāo)：保持循環(huán)油量不變，在最大轉(zhuǎn)矩點和標(biāo)定點的功率分別達(dá)到最大。

約束條件：最高燃燒壓力不超限。最高燃燒壓力限制的具體數(shù)值分為：以二級增壓方案試驗在最大轉(zhuǎn)矩點和標(biāo)定點的最高燃燒壓力分別作為此次優(yōu)化中最大轉(zhuǎn)矩點和標(biāo)定點的限制值。

雖然仿真所用模型是根據(jù)試驗數(shù)據(jù)校核過的，但由于仿真模型仍然與試驗數(shù)據(jù)存在一定誤差，因此，在優(yōu)化操作過程中以校驗?zāi)Ｐ头抡嬗嬎愕淖罡呷紵龎毫ψ鳛橄拗?，?yōu)化結(jié)果僅與優(yōu)化前校驗?zāi)Ｐ偷挠嬎憬Y(jié)果比較，而不與實際試驗數(shù)據(jù)比較。

3.2 優(yōu)化結(jié)果

利用GT-POWER中的DOE工具進(jìn)行優(yōu)化。

保持循環(huán)油量不變，通過優(yōu)化噴油提前角和壓縮比，使其最大轉(zhuǎn)矩點和標(biāo)定點的轉(zhuǎn)矩分別達(dá)到最大值。以二級增壓方案在最大轉(zhuǎn)矩點和標(biāo)定點的最高燃燒壓力分別作為此次優(yōu)化中最大轉(zhuǎn)矩點和標(biāo)定點的限制值。優(yōu)化結(jié)果如表4所示，表4中優(yōu)化結(jié)果等效試驗值是按照仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)之間的誤差計算得到與優(yōu)化后結(jié)果相對應(yīng)的等效試驗值。

表4 優(yōu)化結(jié)果Tab.4 Optimized results

從表4中對比數(shù)據(jù)可以看出，通過噴油提前角和壓縮比的優(yōu)化，可以有效降低標(biāo)定點的最高燃燒壓力，下降幅度為13.2%，并使最大轉(zhuǎn)矩點的最高燃燒壓力維持在優(yōu)化前二級增壓方案的水平。但會導(dǎo)致優(yōu)化后標(biāo)定點的燃油消耗率上升5.9%，最大轉(zhuǎn)矩點的燃油消耗率上升5.7%. 優(yōu)化后的提前角在原機(jī)基礎(chǔ)上增大4.3°CA，壓縮比為14.9.

4 試驗驗證

依據(jù)仿真結(jié)論，將研究對象的壓縮比和相對噴油提前角確定為15°CA和4.5°CA，試驗獲得的主要數(shù)據(jù)見表5。在最高燃燒壓力限制內(nèi)，指標(biāo)達(dá)到了原機(jī)要求，即標(biāo)定點處功率達(dá)到330 kW，燃油消耗率不超過245 g/(kW·h)，最大轉(zhuǎn)矩點處，轉(zhuǎn)矩達(dá)到1 950 N·m.

表5 試驗結(jié)果Tab.5 Test results

5 結(jié)論

1)二級增壓柴油機(jī)中噴油提前角的變化對最大轉(zhuǎn)矩點時的缸內(nèi)最高燃燒壓力的影響更為顯著，針對本文的二級增壓柴油機(jī)，基于仿真計算得到：平均提前角每增大1°CA，最高燃燒壓力上升0.42 MPa. 而在標(biāo)定點時，提前角增大4°CA時，最高燃燒壓力幾乎無變化，提前角增大6°CA時，最高燃燒壓力上升了0.4 MPa. 噴油提前角的變化對標(biāo)定點時的動力性和經(jīng)濟(jì)性影響更為顯著，當(dāng)提前角增大6°CA時，轉(zhuǎn)矩增加了8.3%，燃油消耗率下降了7.6%.

2)最高燃燒壓力對壓縮比的變化很敏感，降低壓縮比能夠有效降低最大轉(zhuǎn)矩點和標(biāo)定點的最高燃燒壓力，針對本文的二級增壓柴油機(jī)，基于仿真計算得到：壓縮比每降低1，最大轉(zhuǎn)矩點的最高燃燒壓力降低0.8 MPa，標(biāo)定點的降低1.16 MPa.

3) 柴油機(jī)由單級增壓改為二級增壓后，通過使用GT-POWER中的DOE工具進(jìn)行優(yōu)化分析，得到優(yōu)化后的壓縮比和噴油提前角相對變化值為14.9和4.3°CA，并根據(jù)試驗機(jī)的結(jié)構(gòu)條件，驗證了優(yōu)化結(jié)果的可行性。

References)

[1] 王瑛媛,王志達(dá), 張肇德,等. 增壓柴油機(jī)降低壓縮比的試驗研究[J].華東船舶工業(yè)學(xué)院學(xué)報，1996，10(4):52-56. WANG Ying-yuan,WANG Zhi-da, ZHANG Zhao-de, et al. Experimental study for reducing the pressure ratio of turbocharging diesel[J]. Journal of East China Shipbuilding Institute, 1996，10(4):52-56.(in Chinese)

[2] 姜澤浩,張付軍,董長龍，等. 渦輪增壓柴油機(jī)高原性能試驗研究[J]. 車用發(fā)動機(jī),2014(6):59-63. JIANG Ze-hao, ZHANG Fu-jun, DONG Chang-long, et al. Experimental study onperformance of turbocharged diesel engine on plateau[J].Vehicle Engine，2014(6):59-63.(in Chinese)

[3] 廖云, 周乃君, 周成堯，等. 4110國Ⅲ柴油機(jī)增壓器高原適應(yīng)性試驗[J]. 內(nèi)燃機(jī)與配件, 2011(5):3-6. LIAO Yun, ZHOU Nai-jun, ZHOU Cheng-yao,et al. Experiment onplateau adaptability of the turbocharger for 4110 diesel engine[J]. Internal Combustion Engine and Parts, 2011(5):3-6.(in Chinese)

[4] 宋武強(qiáng), 韓同群, 黃流軍，等. 康明斯6CTA8.3-C215柴油機(jī)高原功率恢復(fù)試驗研究[J]. 湖北汽車工業(yè)學(xué)院學(xué)報, 2007,21(3):15-17. SONG Wu-qiang, HAN Tong-qun, HUANG Liu-jun, et al. Experimental study on plateau power recovery of cummins 6CTA8.3- C215 diesel engine[J].Journal of Hubei Automotive Industries Institute,2007,21(3):15-17.(in Chinese)

[5] 冀麗琴. GJ90B 增壓器匹配斯太爾發(fā)動機(jī)高原功率恢復(fù)試驗研究[J]. 山東內(nèi)燃機(jī), 2003(3):28-32. JI Li-qin. Experimental study on plateau power recovery of Steyr engine with GJ90B turbocharger[J]. Shandong Internal Combustion Engine, 2003(3):28-32.(in Chinese)

[6] 周文波, 朱梅林. 高原柴油機(jī)的渦輪增壓技術(shù)研究[J]. 柴油機(jī)設(shè)計與制造, 2003(3):4-8. ZHOU Wen-bo, ZHU Mei-lin. Study on turbocharging of diesel engine on plateau[J]. Design and Manufacture of Diesel Engine,2003(3):4-8.(in Chinese)

[7] 楊勇, 李志剛, 沈宏繼，等. 風(fēng)冷柴油機(jī)高原恢復(fù)功率臺架模擬試驗研究[J]. 車用發(fā)動機(jī), 2005(2):13-15. YANG Yong, LI Zhi-gang, SHEN Hong-ji, et al. Simulated experimentation research of power recovery in the plateau based on wind-cooled diesel engine[J]. Vehicle Engine, 2005(2):13-15.(in Chinese)

[8] 朱大鑫. 渦輪增壓與渦輪增壓器[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1992. ZHU Da-xin. Turbocharged and turbocharger[M].Beijing: China Machine Press, 1992.(in Chinese)

[9] 張志軍,楊震寰,楊貴春.高功率密度機(jī)緊湊性研究[J].車用發(fā)動機(jī)，2009(4):37-40. ZHANG Zhi-jun, YANG Zhen-huan, YANG Gui-chun. Research on compactness of high power density diesel engine[J].Vehicle Engine,2009(4):37-40.(in Chinese)

[10] 何義團(tuán),馬朝臣,朱智富，等. 車用二級增壓系統(tǒng)匹配方法與模擬計算[J].車用發(fā)動機(jī)，2007(3)：83-85. HE Yi-tuan,MA Chao-chen, ZHU Zhi-fu, et al. Match method and simulation of vehicular two stage turbocharging system[J]. Vehicle Engine,2007(3):83-85.(in Chinese)

[11] 杜巍,趙永,樊豐，等. 二級可調(diào)增壓器旁通閥與噴油參數(shù)調(diào)節(jié)規(guī)律的仿真分析[J]. 車用發(fā)動機(jī),2013(1):66-69,74. DU Wei, ZHAO Yong, FAN Feng, et al. Simulation and analysis of two-stage turbocharger bypass valve and injection parameter regualtion[J]. Vehicle Engine,2013(1):66-69,74.(in Chinese)

[12] 阮見明,董健,潘志翔. 壓縮比對內(nèi)燃機(jī)性能的影響研究[J]. 內(nèi)燃機(jī),2011(3):13-15. RUAN Jian-ming, DONG Jian, PAN Zhi-xiang. Effects of compression ratio on performance of internal combustion engine[J]. Internal Combustion Engines, 2011(3): 13-15.(in Chinese)

[13] 陸金華,高國珍,姜光軍，等. 直噴式柴油機(jī)壓縮比和供油提前角優(yōu)化計算[J]. 現(xiàn)代車用動力,2008(1):18-22. LU Jin-hua, GAO Guo-zhen, JIANG Guang-jun, et al. Compression ratio and injection timing optimization of diesel engines[J]. Modern Vehicle Power,2008(1):18-22.(in Chinese)

Research on Compression Ratio and Fuel Injection Advance Angle Optimization of Two-stage Turbocharged Diesel Engine

SHANG Hai-kun1, DONG Chang-long1，HE Jian-feng1，F(xiàn)AN Feng2，LI Ping1，HUANG Mian-dun3，XIE Liang1

(1.Hebei Huabei Diesel Engine Co., Ltd.，Shijiazhuang 050081, Hebei, China；2. PLA Military Delegate Office in Factory 5460，Shijiazhuang 050081, Hebei, China；3.School of Mechanical Engineering, Beijing Institute of Technology, Beijing 100081, China)

To address the issue that the maximum combustion pressure is too high after a certain V shape diesel engine is modified into two-stage turbocharged system from one-stage turbocharged system, the effects of fuel injection advance angle and compression ratio on the performance and maximum combustion pressure of two-stage turbocharged diesel engine are simulated by building a simulation model on the software GT-Power and using experimental data, and the united optimization of both the fuel injection advance angle and compression ratio is conducted with the tool DOE of GT-Power by taking experimental maximum combustion pressure of the two-stage turbocharged engines as limitation and taking the maximum torque as goal. The decrease of the compression ratio can effectively reduces the maximum combustion pressure at 1 300 rpm and 2 100 rpm. For every 1 decreased in the compression ratio, the maximum combustion pressure is decreased by 0.8 MPa at 1 300 rpm and 1.16 MPa at 2 100 rpm, respectively. Relative variations of optimized compression ratio and fuel injection advance angle are 14.9°CA and 4.3°CA, respectively. The feasibility of the result is validated according to the structural condition of the testing diesel engine. Verification with trial machine is conducted on diesel engine bench.

power machinery engineering; two-stage turbocharged diesel engine; compression ratio; fuel injection advance angle; maximum combustion pressure; power performance

2016-04-05

商海昆(1965—), 男, 研究員級高級工程師。E-mail: hckjkfb_shanghk@163.com

TK421+.23

A

1000-1093(2017)01-0020-07

10.3969/j.issn.1000-1093.2017.01.003