可调复合增压柴油机高原功率恢复方案研究

韩恺，朱振夏，张付军，李云龙，付耿，章振宇

(北京理工大学 机械与车辆学院，北京100081)

0 引言

高原环境下的空气密度明显低于平原状态，易造成发动机的动力性及可靠性下降等问题［1］。开展高原条件内燃机功率恢复研究，对提高履带装甲车辆的高原环境的适应性非常有必要。

发动机采用了增压系统之后，高原环境下较低的排气背压使涡轮的膨胀比有所提高，能在一定程度上恢复发动机功率。但为防止增压器超速，在发动机高转速时，常采取减油或放气的措施，导致标定功率下降。此外，最大扭矩点对应发动机的转速提高，更加恶化了发动机的使用性。总的来说，增压柴油机在高原环境工作时常遇到的问题有［2］:

1)低速时，压气机增压比升高，空气折合流量减少，压气机具有喘振倾向;

2)高速时，排温和膨胀比的升高导致涡轮转速加快，易发生增压器超速;

3)最大扭矩点所对应的发动机转速升高，转速适应性系数减小。

此外，在设计高原使用的发动机时还需考虑:发动机的低温启动，冷却介质沸点降低，发动机热负荷高，空气含尘量大等问题［3］。本文提出了一种可调复合增压柴油机高原功率恢复方案，使用仿真软件建立了复合增压方案模型，并对比分析了不同高原策略的发动机性能。

1 高原增压方案的比较

高原环境下，空气密度的下降减少了进入缸内的燃烧空气，导致燃烧恶化，功率和效率下降。因此，大部分柴油机的高原功率恢复方案都通过研究增压系统来提高柴油机的高原适应性。常用的高原增压技术有可变喷嘴环涡轮(VNT)、两级增压、相继增压、辅助增压装置和复合增压等［4-5］。

1.1 两级增压方案

两级增压方案主要是指采用两套涡轮增压器串联形式的增压方案。国外对两级增压已产品化。但在国内的研究相对较晚［6-7］，对高原性能的研究较少。

两级增压方案的主要优点在于可以充分利用废气的能量，拓宽增压系统的适应范围。但二级涡轮会减少原涡轮的膨胀功，使得柴油机的低速扭矩特性恶化，若重新设计增压器、增加级间中冷无疑会对原增压系统改动较大。此外，采用两级涡轮增压的柴油机加速响应性较差。

1.2 相继增压方案

相继涡轮增压系统(STC)由2 台或2 台以上涡轮增压器并联组成，根据发动机的运行工况将增压器逐台切入或切出，实现增压方案的切换。相继增压方案最早应用于船用柴油机，德国MTU 公司首先在其商业机型上应用了相继增压方案。国内哈尔滨工程大学、上海船用柴油机研究所等在大型船用柴油机领域进行过相继增压的研究;上海交通大学和北方车辆研究所研究了应用于水陆两栖车辆研究的相继增压方案［8］。

相继增压方案的优点在于可以扩大增压系统的适应范围，降低柴油机的燃油消耗。但是对于车用发动机来说，运行转速范围宽且工况波动大，使得相继增压系统需要频繁的切换工作模式，进气流量和压力波动较大，易发生压气机喘振，造成增压系统部件的损坏，同样过渡工况响应性较差［9］。

1.3 复合增压方案

复合增压指采用多种的增压技术形成的增压形式，目前主要的形式有机械-涡轮复合增压、谐振复合增压、电动辅助增压等形式。

电动辅助增压技术将高速电机与涡轮增压器同轴相连，发动机在加速工况时，电机启动迅速提高涡轮增压器转速，解决增压器的加速滞后及加速过程排放的问题。高速电机难以连续工作限制了电辅助增压在改善发动机性能方面的应用。

机械-涡轮复合增压在国外民用车辆上已经开始应用，以大众的1.4TSI(T+S)发动机为代表的机械-涡轮汽油机复合增压技术较为成熟。机械增压器与发动机曲轴以固定的传动比相连，难以在各种环境条件下都能与发动机实现良好的匹配［10］。

2 转速可调复合增压方案

2.1 方案原理

参考机械-涡轮复合增压和电辅助增压方案的各自优点，本文提出一种可调转速的复合增压方案(CASP)用于高原环境下柴油机功率的恢复。

如图1所示可调转速的复合增压系统由两级压气机和一级涡轮组成。第一级压气机为可调增压器，其转速可通过电控系统调节;第二级为涡轮增压系统。在柴油机低速工况时，旁通阀关闭，两级压气机串联工作;发动机中高速工况时，旁通阀打开，控制可调增压器停止运转，只有涡轮增压系统工作。

2.2 方案的实现

经估算，复合增压方案中所采用的第一级可调增压器的流量范围较宽广而增压比偏低，并不需要消耗太多的功率。罗茨泵式、离心叶轮式等常用的压气机均能满足这些要求［4］。

罗茨泵式压气机的优点在于可靠性较好，工作转速在1 000～7 500 r/min 范围内，基本没有阻塞和喘振的现象，使用常用的电机可以直接驱动。缺点在于罗茨泵的容积流量、压比和转速之间近似成单调线性关系，流量与压比的自平衡较差。随着海拔高度的变化，需要对其运行状态进行严格的控制。

图1 可调转速的复合增压系统方案图Fig.1 Scheme of composite adjustable supercharged program

离心叶轮式压气机的压比和流量的适应范围更为宽广，在环境变化时下具有一定的自平衡能力，与涡轮压气机的工作特性类似，便于调节。目前车用的离心式压气机转速在10 000～100 000 r/min，常用的电机或液压马达的转速一般在10 000 r/min 以下。不过目前有资料报道，用于高速压气机的增速比达到12 的行星传动机构已商业化生产［11］。

在车辆上实现复合增压方案时，可根据布置难度及使用成本来选择其驱动形式，例如在机-电混合动力车辆上可采用电机驱动，而液压传动的车辆上可考虑使用液压马达。本文中采用离心叶轮式压气机作为复合增压方案中的第一级可调增压器。

2.3 方案的特点

可调增压器的转速不再受发动机转速的约束，无论采取电机或液压马达等形式，均可通过电控系统实现对转速的自由调节。通过调节可调增压器的转速，实现两级压气机压比的合理分配，可有效改善发动机低速扭矩特性和加速响应性。在发动机高转速时，旁通阀打开，可调增压器停转，增压系统的功耗。通过合理的设计，可调增压器的转速能够随海拔和发动机工况变化做出相应的调整，拓宽了增压系统的工作范围，所以复合增压方案的工况和环境适应能力更强。

除了上述复合增压方案在改善发动机外特性上的优势外，该方案可期的其他优点主要有:

1)方案易于实现，对原机改动较小。只需将第一级可调增压器连接在空气滤清器与原涡轮压气机之间即可。

2)增强了复合增压的可控性，合理的控制策略会使该方案可具有环境自适应的能力。

3)可调压气机转速随发动机工况连续变化，不会出现压力和流量的剧烈波动。

4)采用一级可调增压器后，提高了进气温度和进气压力，有助于改善柴油机在高原条件下的启动性能和低负荷特性。

3 柴油机高原环境仿真建模

本文采用某型号V 型八缸增压中冷柴油机进行可调复合增压方案的高原特性仿真研究。首先对原增压柴油机进行建模，并对模型精度进行了验证，在此基础上建立了复合增压方案的仿真模型。

3.1 原机模型的建立与验证

基于热力学定律、质量守恒、一维流动及气体状态方程等理论在GT-Power 软件环境下搭建了该增压柴油机的仿真模型。表1中列出了该柴油机的部分几何和性能参数。

表1 发动机部分关键参数Tab.1 Some key parameters of the V8 engine

涡轮的输出功率计算公式［8］

式中:PT为涡轮发出的功率;qmT为流经涡轮工质流量，其中m 表示质量;cp为等压比热容;TT为涡轮进口温度;ηT为涡轮的等熵效率，一般ηT=0.7～0.9，与涡轮特性和运行工况有关;πT为涡轮的膨胀比;κ为气体的绝热指数。

压气机功耗计算公式

式中:Pb为压气机消耗的功率;qmb为流压气机轮气体流量;cp为等压比热容;T01为压气机进口的气体温度;T02为压气机流出气体的绝热压缩温度;πb为压气机压缩比;ηb为压气机的等熵效率，一般ηb取0.55～0.8，与压气机特性和运行工况有关。

发动机模型中采用Wiebe 半预测模型模拟缸内的燃烧情况，由进气终了时刻缸内的压力和温度，按多变过程算出喷油时刻的工质状态，据此计算燃烧的滞燃期、预混比例、燃烧持续期等参数，放热规律能够根据不同的进气状态做出相应的调整，使模型具有预测高原环境下缸内燃烧情况的能力［12］。

对该柴油机开展了相关台架试验，将试验数据与仿真计算结果进行对比，如图2所示。从发动机台架试验数据和仿真结果的对比可以看出，模型计算出的柴油机外特性的扭矩、功率和燃油消耗率与试验结果接近，计算误差≤5%，可以在此模型基础上开展复合增压方案的仿真研究。

图2 仿真结果与实验数据对比Fig.2 Comparison between simulation and experiment results

3.2 复合增压方案模型

图3中所示即为复合增压方案的仿真模型，原柴油机八缸成V 字型排列，两侧各使用一台涡轮增压器。从尽量减少原机改动的考虑，将可调增压系统安装在空气滤清器和涡轮增压器的压气机之间，即在模型中左右侧各增加一级可调增压器和进气旁通阀。图中箭头指向为系统内气流方向，在发动机低速时，进气旁通阀关闭，环境空气经滤清器首先进入可调增压器，随后进入涡轮增压器的压气机，空气被两次增压后经中冷器和进气道进入气缸。发动机中高转速时，进气旁通阀打开，可调增压器被短路停止运转。为了防止在高原条件下涡轮出现超速，废气涡轮上装有膜片式放气阀，模型中以PID 控制模块来控制放气阀的开度。

图3 可调复合增压方案仿真模型图Fig.3 Simulation model of CASP

在复合增压方案仿真模型中选用的可调增压器的最高压比为1.5，标况下的最大空气体积流量为0.53 m3/s，最高转速为80 000 r/min.

4 仿真计算与结果分析

4.1 原机平原特性分析

图2中的仿真结果可知，在平原条件下发动机标定点转速2 500 r/min 时功率为590 kW，发动机的最大扭矩值为2 790 N·m，对应转速为1 800 r/min，转速储备系数为1.39，转矩储备系数为1.21.从图4压气机的运行线上可以得出，该发动机与增压器的匹配属于低速匹配型，在最大扭矩点处压气机效率最高，同时此处也是发动机的最佳经济运行区，见图2.该八缸柴油机进行过一定程度的强化，标定点处压气机的增压比余量较小，而且低速段靠近喘振线，由此可预测在高原环境下增压器的功率补偿能力非常有限。

图4 平原环境原机外特性的压气机运行线Fig.4 Full-load operation line on compressor map at plain

4.2 不同高原方案的仿真策略

海拔3 000 m 环境条件(大气压力70 kPa、温度5 ℃)下，以原八缸柴油机模型为基础开展仿真计算，验证两种高原策略的效果。分别采用减油和废气放气的方法，防止涡轮增压器出现超速。策略1:发动机中低速时，减少发动机的循环供油量，保证空燃比与平原相当，避免低速时压气机喘振;发动机高速时，通过控制供油量来防止涡轮超速。策略2:保证发动机的循环供油量与平原一致，增压压力过高时，采用废气放气的办法来调节增压压力。

复合增压方案的仿真计算同样是在海拔3 000 m的环境进行的，采用图3中的复合增压模型，并配合相应的调整策略。发动机转速低于1 800 r/min 时，进气旁通阀关闭，可调增压器处于工作状态，供油量与平原时一样;当发动机转速高于1 800 r/min 时，需要打开废气旁通阀，保证涡轮增压器压比不超过3.7，同时减少供油量，保证涡轮入口温度低于700 ℃;发动机转速超过2 000 r/min 时，打开进气旁通阀，可调增压器被短路，仅有涡轮增压器参与工作，此时的循环供油量与平原状态接近。

4.3 不同方案的发动机性能对比

在仿真结果的对比中，已将可调增压器的功耗计入发动机有效功率、扭矩和燃油消耗率的计算。从图5中扭矩曲线的对比上可知，策略1 的功率下降最严重，标定功率(扭矩)仅为平原的70%，同时最大扭矩点对应的发动机转速上升，转速适应性系数下降。策略2 的功率恢复能力最强，其标定点功率达到了平原的95.4%，外特性扭矩形状与平原相似。复合增压方案标定功率恢复至平原的89.7%，最大扭矩点对应发动机转速由原机1 800 r/min 降低到1 600 r/min，最大扭矩值只下降了3.7%，扭矩适应性系数由1.21 上升至1.3.在1 600 r/min 以下的转速区间，复合增压方案的扭矩可达到平原水平;在1 800～2 500 r/min，扭矩值较平原有所下降。

图5 不同方案外特性的功率、扭矩对比Fig.5 Comparison of power and torque various schemes

从图5中燃油消耗率曲线对比中可知，策略1的燃油消耗率普遍要比平原状态高5%～7%，高转速的情况好于低速段。策略2 的经济性的恶化情况比较严重，尤其在低速段时油耗比平原高10%～12%.复合增压方案的燃油经济性在低速段与平原水平接近，在高速段的油耗值上升3%左右。

图6中空燃比曲线中可知，策略1 的空燃比与平原情况接近，随着发动机转速的升高，空燃比由19 升高到了27.策略2 的空燃比普遍较低(16～20)，在低速段更加明显。各种方案的低速区间内，复合增压的空燃比最高，甚至超过了平原状态;到高速段(1 800 r/min 以上)有所略有下降，但空燃比仍一直高于21.

图6 不同方案外特性的空燃比、涡轮入口温度对比Fig.6 Comparison of A/F and temperature before the turbine between various schemes

从图6中涡轮入口温度的对比中可以看出，策略1 的涡轮入口温度较低，温度分布在590 ℃～720 ℃之间。策略2 的涡轮入口温度过高，普遍在750 ℃以上，超过了涡轮可靠工作的限值。复合增压方案中涡轮入口温度的随转速变化较小，集中在640 ℃～710 ℃之间。

4.4 不同方案的发动机性能分析

策略1 采用减少喷油来保证空燃比与平原一致，因此输出的有效功率(扭矩)明显下降。在低速段时涡轮增压器的效率降低明显，高速段有所恢复，所以在扭矩曲线上体现为最高扭矩点转速升高，转速适应性系数下降。在经济性方面，由于压缩终了时缸内温度、压力的降低对燃烧的影响，加上有效功率的下降，所以燃油消耗率较平原略有上升。虽然空燃比和平原接近，但高海拔地区气温较低，涡轮入口温度低于平原状态，可适当增加供油量提高策略1 的功率恢复能力。

策略2 没有针对高原环境减少供油，标定功率恢复能力最强。但是外特性的空燃比过低造成燃烧恶化，再加上采取废气放气的措施以致燃油消耗率在各方案中最高。另外，涡轮入口的废气温度已超过780 ℃，难以长时间可靠的运行。

复合增压方案在高、低速段采用了不同的增压措施，所以获得的效果也有所区别。低速段内，两级增压器的联合运行提高了进气密度，即使喷油量与平原相当也能获得较高的空燃比，缸内燃烧进行比较充分，所以动力性和经济性都没有下降。在高速段(转速高于1 800 r/min)可调增压器停止工作，空燃比低于平原状态，为防止涡轮出现超温和超速分别采取了减油和废气放气的措施，使得动力性和经济性都有所降低。高速段时涡轮增压器获得较充足的能量，进气质量增加，保证涡轮入口温度不超限的前提下适当地增加喷油，标定功率得以恢复至平原的89.7%.但是此时涡轮增压器的转速已接近上限，进一步依靠增加喷油来恢复功率的潜力已经非常有限。在发动机整个转速区间范围内，涡轮入口处的废气温度都在700 ℃以内。

4.5 压气机工作状态的分析

图7中3 条运行线自左向右依次代表策略2、复合增压方案、策略1 涡轮压气机的工作状态。与图4原机平原状态的运行线比较可知，策略1 压气机的工作效率下降，策略2 的工作点更加接近喘振线，复合增压方案的工作点效率值上升，且没有明显的喘振趋势。

图7 不同方案的涡轮增压器的压气机运行线Fig.7 Engine operating lines on turbocharger compressor map of various schemes

策略1 中，压气机的空气流量较平原有所减少，工作点左移。空燃比与平原时基本一致，而且涡轮入口温度较低，涡轮获膨胀功减少，压气机的压比下降。总的来说，策略1 的压气机工作点往左下方移动，喘振倾向并不明显，但压气机效率降低。

对于策略2 来说，高原环境下空气密度降低，流经压气机的空气折合流量减少，联合运行点工作点向左移动。由图6可知，低速段时策略2 的空燃比较低，意味着单位质量的工质获得更多的能量，涡轮入口处燃气的温度较高，又由于环境背压的降低，使涡轮可获得更多的膨胀功，在压气机的压比升高，运行点上移。以上因素的综合影响导致策略2 的联合运行点往左上方移动，更加靠近喘振线。

复合增压方案中，由于一级可调增压器提高了发动机的进气流量，使得涡轮压气机的联合工作线整体右移，同时提高了空燃比，降低了涡前温度(见图6)，增压器喘振倾向被抑制。此外，由于进气流量的增大使涡轮增压器转速上升，运行点移向大流量和高转速的方向，提高了发动机低速时的压气机效率。采用了第一级可调增压器后，改变了原涡轮增压器与柴油机的匹配点，是复合增压方案能够获得理想的低速特性的重要原因。

另外从图7中看出，此涡轮增压器的最高增压比为4.1，而3 种方案在高速段的压比都超过了3.5，已接近安全转速线，被迫采取了相应的防超速措施。由于采用了低速匹配的涡轮增压器，高速段的匹配裕度过小，以致标定功率恢复能力不足。该涡轮增压器成了制约标定功率恢复的瓶颈，所以进一步改善该柴油机的高原特性，需重新匹配高压比、高转速的涡轮增压器。

第一级可调增压器在发动机外特性的运行状态如图8所示。可调压气机的最高压比仅为1.5，工作压比低于1.3，而流量范围较宽，与汽油机使用的压气机特性相仿。选型时可考虑选用叶片数较少、后弯角较大的压气机。另外，随着发动机转速升高，可调增压器的流量增大，压比并无升高的趋势。

图8 复合增压方案中可调增压器的运行线Fig.8 The speed-adjustable compressor operating line of CASP

图5、图6和表2中的对比可知，采用了第一级可调增压器后，发动机性能改善明显，有效输出功率比策略1 提高了40%以上，燃油消耗率比策略1 和策略2 分别下降了4%和8%，而可调增压的耗功仅约为发动机有效功率的3%左右。

表2 可调增压器功耗对比Tab.2 The power consumption of adjustable compressor

策略1 保持了原机的空燃比，所以燃油经济性与原机接近，但功率下降严重，使用特性恶化。策略2 有较强的功率恢复能力，但是过高的涡轮入口温度和严重的喘振倾向使策略2 难以实现。复合增压方案的高原外特性燃油消耗率较低且经济运行区宽广，发动机低速扭矩特性得到明显的改善，涡轮入口温度低于限值，所以可调复合增压方案是高原功率恢复的有效方案。复合增压方案中第一级可调增压器的优势在于提高柴油机的低速特性，涡轮增压器需满足高速工况对增压系统高压比的要求。

5 结论

本文通过开展复合增压方案的仿真计算，得到以下结论:

1)可调复合增压方案有效解决了增压柴油机在高原环境下遇到的压气机喘振、超速的问题，改善了柴油机的外特性，尤其在低速段明显地提高发动机的动力性和经济性。

2)低速匹配的涡轮增压器成了柴油机高原功率恢复的瓶颈，选择高压比、高转速的涡轮增压器能进一步提升复合增压方案的高原功率恢复能力。

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