趙自學(xué) 馬少康 裴志毅 白永濤

（1-平頂山平煤機(jī)煤礦機(jī)械裝備有限公司 河南 平頂山 467000 2-鄭州宇通客車股份有限公司）

引言

增壓器能提高發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性，改善發(fā)動(dòng)機(jī)的經(jīng)濟(jì)性和排放性[1]，因此得到越來越多的應(yīng)用。隨著增壓能力的不斷提高，增壓器以及發(fā)動(dòng)機(jī)的熱負(fù)荷與熱應(yīng)力問題將更加嚴(yán)峻[2]，增壓器與發(fā)動(dòng)機(jī)的匹配好壞已成為影響發(fā)動(dòng)機(jī)性能的關(guān)鍵因素之一。

增壓器利用廢氣推動(dòng)渦輪做功，因此，影響廢氣狀態(tài)的因素均能引起增壓器性能的變化。蝸殼形狀、進(jìn)排氣系統(tǒng)、渦前流量均能影響增壓器的性能[3-5]。

基本增壓壓力是衡量增壓器性能的重要參數(shù)之一，是增壓器的固有特性，不隨運(yùn)行工況的變化而改變。當(dāng)基本增壓壓力較大時(shí)，在發(fā)動(dòng)機(jī)的部分負(fù)荷工況，需減小節(jié)氣門開度或氣門重疊角以達(dá)到發(fā)動(dòng)機(jī)所需性能，造成泵氣損失增大，油耗上升[1]，同時(shí)，達(dá)到相同負(fù)荷所需的增壓占空比較低，不能合理地匹配占空比區(qū)間。當(dāng)基本增壓壓力較低時(shí)，在高速大負(fù)荷工況，廢氣旁通閥完全關(guān)閉時(shí)，依舊不能使進(jìn)氣達(dá)到要求，造成動(dòng)力性不足。因此，在增壓器性能開發(fā)與匹配時(shí)，需選擇合適的基本增壓壓力以滿足各項(xiàng)性能要求。本文通過試驗(yàn)，研究了執(zhí)行器長度、彈簧預(yù)緊力以及廢氣旁通閥閥口直徑對(duì)基本增壓壓力的影響，為增壓器和發(fā)動(dòng)機(jī)的匹配以及增壓發(fā)動(dòng)機(jī)的性能開發(fā)提供參考。

1 基本增壓壓力定義及形成

1.1 基本增壓壓力定義

基本增壓壓力是指增壓發(fā)動(dòng)機(jī)在各個(gè)轉(zhuǎn)速的全負(fù)荷工況下，增壓控制系統(tǒng)不參與工作或失效時(shí)，增壓器所能產(chǎn)生的自然增壓壓力最大值?；驹鰤簤毫θQ于發(fā)動(dòng)機(jī)某個(gè)轉(zhuǎn)速下的進(jìn)氣量以及增壓器與發(fā)動(dòng)機(jī)的匹配特性，與廢氣旁通閥的開啟壓力以及開啟量有關(guān)。在臺(tái)架試驗(yàn)中，通過控制ECU參數(shù)，保持增壓器電磁控制閥占空比為0，在節(jié)氣門開度為100%的狀態(tài)下所測量的進(jìn)氣歧管壓力即為增壓器的基本增壓壓力。

1.2 基本增壓壓力的形成

當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)的負(fù)荷增加（節(jié)氣門開度增加，發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣量增加）時(shí)，通過排氣渦輪的能量增加，使渦輪的轉(zhuǎn)速上升，帶動(dòng)壓氣機(jī)轉(zhuǎn)速上升，使進(jìn)氣得到增壓。同時(shí)，壓氣機(jī)出口壓力作用于廢氣旁通閥執(zhí)行器的控制氣室，當(dāng)控制氣室內(nèi)的壓力達(dá)到能夠克服彈簧預(yù)緊力時(shí)，廢氣旁通閥執(zhí)行器的推桿左移，使廢氣旁通閥打開，將排氣通過廢氣旁通閥泄去一部分，使渦輪的轉(zhuǎn)速有所限制。當(dāng)控制氣室內(nèi)的壓力繼續(xù)上升時(shí)，廢氣旁通閥執(zhí)行器的推桿繼續(xù)左移，使廢氣門打開得更大，如圖1所示。通過廢氣旁通閥的排氣量增加，使渦輪的轉(zhuǎn)速下降，使壓氣機(jī)出口壓力有所下降，控制氣室內(nèi)的壓力也有所下降，廢氣旁通閥執(zhí)行器的推桿右移。當(dāng)整個(gè)系統(tǒng)達(dá)到平衡后，壓氣機(jī)出口壓力即是基本增壓壓力。

以執(zhí)行器為受力對(duì)象，執(zhí)行器的受力可由如下公式算出。

式中：A為執(zhí)行器膜盒面積，mm2；s為彈簧位移，mm；k 為彈簧剛度，N/mm；p1為壓氣機(jī)出口壓力，kPa；p2為膜盒內(nèi)部壓力，kPa；F預(yù)為彈簧預(yù)緊力，kPa。

圖1 增壓器廢氣旁通閥工作示意圖

廢氣旁通閥位置如圖2所示。

圖2 廢氣旁通閥位置圖

以廢氣旁通閥為受力對(duì)象，可得到力矩平衡方程式：

式中：D為廢氣旁通閥直徑，mm；p-exh為排氣壓力，kPa；p-cat為排氣背壓，kPa；L1為廢氣旁通閥側(cè)曲柄長度，mm；L2為執(zhí)行器拉桿側(cè)曲柄長度，mm。

當(dāng) p-exh=p-b時(shí)，由公式（1）和公式（2）可整理為：

式中：p-b為基本增壓壓力，kPa。

對(duì)于正壓控制的增壓器，當(dāng)p-exh=p-b時(shí)，廢氣旁通閥開度最大。此后，通過調(diào)整增壓器占空比，調(diào)整廢氣旁通閥開度，進(jìn)而控制節(jié)氣門前進(jìn)氣量，以達(dá)到發(fā)動(dòng)機(jī)所需性能。

2 試驗(yàn)設(shè)備及試驗(yàn)方案

2.1 試驗(yàn)設(shè)備及邊界條件控制

試驗(yàn)在一臺(tái)4缸16氣門電控直噴增壓汽油發(fā)動(dòng)機(jī)上進(jìn)行，發(fā)動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù)見表1。

表1 試驗(yàn)用發(fā)動(dòng)機(jī)技術(shù)參數(shù)

圖3 試驗(yàn)臺(tái)架布局

試驗(yàn)臺(tái)架布置如圖3所示。

增壓器的參數(shù)見表2。試驗(yàn)中，利用INCA軟件進(jìn)行參數(shù)控制以及數(shù)據(jù)采集。試驗(yàn)設(shè)備包含：自主開發(fā)的ECU、電渦流測功機(jī)、燃燒分析儀、控制柜、油耗儀、排氣分析儀、線性氧傳感器、進(jìn)排氣歧管溫度壓力傳感器等。試驗(yàn)過程中，控制機(jī)油溫度為95℃，水溫為98℃，進(jìn)氣溫度為（25±5）℃。中冷后溫度采用臺(tái)架模擬中冷控制，控制標(biāo)準(zhǔn)為（（n±25）/200）℃，n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。

表2 增壓器主要技術(shù)參數(shù)

2.2 試驗(yàn)方案

影響基本增壓壓力的重要參數(shù)見公式（3），其對(duì)基本增壓壓力的影響如表3所示。

表3 影響基本增壓壓力的技術(shù)參數(shù)

在本試驗(yàn)中，為改變基本增壓壓力，采取如下方案：

1）改變?cè)鰤浩鲌?zhí)行器長度L1。在廢氣旁通閥閥口直徑為27mm時(shí)，通過增加執(zhí)行器長度以降低基本增壓壓力，增加長度分別為0.5、1、2mm等。

2）改變?cè)鰤浩鲝U氣旁通閥閥口直徑D。調(diào)整后的直徑分別為26、27、30、35mm等，廢氣旁通閥的狀態(tài)如圖2所示。

3）改變執(zhí)行器的彈簧預(yù)緊力。調(diào)整后的彈簧預(yù)緊力分別為 0.50、0.55、0.60、0.65 kPa等。

3 試驗(yàn)結(jié)果分析

3.1 執(zhí)行器長度對(duì)基本增壓壓力的影響

圖4為執(zhí)行器長度對(duì)基本增壓壓力的影響。從圖4可以看出，在所有執(zhí)行器長度下，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的升高，基本增壓壓力均呈上升的趨勢。在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為5 500 r/min時(shí)，各個(gè)長度下的基本增壓壓力均達(dá)到最大值。在同一發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下，隨著執(zhí)行器長度的增加，基本增壓壓力下降。在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為5 500 r/min時(shí)，原始長度下的基本增壓壓力最大，為179 kPa。增加的長度為2mm時(shí)的基本增壓壓力最低，為176 kPa?；驹鰤簤毫Φ淖畲蟛钪颠_(dá)到3 kPa。

圖4 執(zhí)行器長度對(duì)基本增壓壓力的影響

3.2 廢氣旁通閥閥口直徑對(duì)基本增壓壓力的影響

圖5 為廢氣旁通閥閥口直徑對(duì)基本增壓壓力的影響。從圖5可以看出，在不同的廢氣旁通閥閥口直徑下，基本增壓壓力隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的升高而增大。在同一發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下，隨著廢氣旁通閥閥口直徑的增大，基本增壓壓力下降。當(dāng)廢氣旁通閥閥口直徑為26mm時(shí)，在1 500~5 500 r/min的轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)，基本增壓壓力的增長速率較大。在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為5500 r/min時(shí)，基本增壓壓力達(dá)到最大值，為190 kPa。直徑為27mm的變化趨勢與直徑為26mm基本一致。當(dāng)廢氣旁通閥閥口直徑為35mm時(shí)，在2 000~5 500 r/min的轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)，基本增壓壓力變化較小，均在144 kPa左右。直徑為30mm的變化趨勢與直徑為35mm的基本一致。在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為5 500 r/min時(shí)，不同廢氣旁通閥閥口直徑間的基本增壓壓力最大差值達(dá)46 kPa。

圖5 廢氣旁通閥閥口直徑對(duì)基本增壓壓力的影響

3.3 彈簧預(yù)緊力對(duì)基本增壓壓力的影響

圖6 為彈簧預(yù)緊力對(duì)基本增壓壓力的影響。從圖6可以看出，隨著彈簧預(yù)緊力的增大，基本增壓壓力整體上呈上升的趨勢。在彈簧預(yù)緊力為0.65kPa時(shí)，基本增壓壓力的最大值為167kPa。當(dāng)彈簧預(yù)緊力為0.5 kPa時(shí)，基本增壓壓力的最大值為154 kPa。

圖6 彈簧預(yù)緊力對(duì)基本增壓壓力的影響

綜上所述，通過增加執(zhí)行器長度和廢氣旁通閥閥口直徑的方式均能夠降低增壓器的基本增壓壓力。但由于受增壓器結(jié)構(gòu)和機(jī)艙布置限制，不能較大范圍地增加執(zhí)行器長度。增加廢氣旁通閥閥口直徑能大幅降低基本增壓壓力，且受結(jié)構(gòu)和布局的限制較小。

3.4 回歸方程

為了更清楚地分析可調(diào)參數(shù)對(duì)基本增壓壓力的影響，得到在可調(diào)范圍內(nèi)的任一長度和廢氣旁通閥閥口直徑下的基本增壓壓力，以最大基本增壓壓力為目標(biāo)，采用最小二乘法，假設(shè)最大基本增壓壓力為y，廢氣旁通閥閥口直徑為x，令y=f（x），建立廢氣旁通閥閥口直徑與相對(duì)應(yīng)的最大基本增壓壓力相關(guān)關(guān)系（x1，y1），（x2，y2），…，求得回歸方程。最大增壓壓力與執(zhí)行器長度、廢氣旁通閥閥口直徑以及彈簧預(yù)緊力的變化趨勢分別如圖7、圖8、圖9所示。

圖7 變執(zhí)行器長度下基本增壓壓力的線性回歸

當(dāng)改變執(zhí)行器長度時(shí)，最大基本增壓壓力與調(diào)整后的執(zhí)行器長度的回歸方程如公式（4）所示，其相關(guān)系數(shù)Ra2為0.97。

當(dāng)改變?cè)鰤浩鲝U氣旁通閥閥口直徑時(shí)，最大基本增壓壓力與調(diào)整后的廢氣旁通閥閥口直徑的回歸方程如公式（5）所示，其相關(guān)系數(shù)為0.99。

當(dāng)改變執(zhí)行器的彈簧預(yù)緊力時(shí)，最大基本增壓壓力與調(diào)整后的彈簧預(yù)緊力的回歸方程如公式（6）所示，其相關(guān)系數(shù)Rc2為0.98。

從公式（4）、公式（5）、公式（6）可知，能用回歸方程表征基本增壓壓力隨執(zhí)行器長度、廢氣旁通閥閥口直徑及彈簧預(yù)緊力變化的規(guī)律。

圖8 變廢氣旁通閥閥口直徑下基本增壓壓力的線性回歸

圖9 變彈簧預(yù)緊力下基本增壓壓力的線性回歸

4 結(jié)論

本文分析了影響基本增壓壓力的參數(shù)，試驗(yàn)研究了各參數(shù)對(duì)基本增壓壓力變化趨勢的影響，結(jié)果表明：

1）增大執(zhí)行器的長度、廢氣旁通閥閥口直徑以及彈簧預(yù)緊力，均能降低基本增壓壓力。相比增大執(zhí)行器長度和彈簧預(yù)緊力，增大廢氣旁通閥閥口直徑能較大幅度地降低基本增壓壓力。在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為5 500 r/min時(shí)，廢氣旁通閥閥口直徑為35mm的基本增壓壓力比廢氣旁通閥閥口直徑26mm低46 kPa。

2）采用回歸方程能很好地表征調(diào)整變量與基本增壓壓力的關(guān)系，為預(yù)測基本增壓壓力提供理論依據(jù)。

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