相继增压系统对船用8缸发动机性能改善的研究

马 超，李 成，李文娇，王 焱

(1. 大连海事大学 轮机工程学院，辽宁 大连 116026；2. 广西玉柴机器股份有限公司 船电动力事业部，广西 玉林 537005；3. 大连交通大学 机械工程学院，辽宁 大连 116026；4. 大连依勒斯涡轮增压技术有限公司，辽宁 大连 116028)

0 引 言

涡轮增压技术是满足船用柴油机动力性和排放需求的必备技术，然而相对于往复式柴油机来说，作为叶轮机械的涡轮增压器往往具有相对窄的高效运行范围，因此常规涡轮增压器与船用发动机进行匹配时，往往优先匹配中等或中高转速工况，这样可以在一定程度上兼顾柴油机高低工况性能。为了提升船用发动机低速性能，相继增压、电辅助增压、机械增压、变几何涡轮增压等先进增压技术被提出，其中相继增压技术可以确保发动机全工况范围内涡轮增压器均可以处于高效运行范围，而受到广泛关注和研究。

国外柴油机企业已经开发出先进的相继增压机型，如德国的MTU 公司在其开发的956 /1163 双系列船用柴油机上首先应用了相继增压系统[1]，之后该公司的396系列、538系列、595系列、2000系列、4000系列及8000系列都有采用相继增压的产品，并赢得良好口碑。法国SEMT Pielstick公司在其PA6机型上也成功的开发了相继增压机型[2]。近年来，德国的MAN[3]，芬兰的Wärtsilä[4]和日本的Niigata[5]均将相继增压系统应用于各自高性能的船用发动机上。国内的相继增压系统研究起步相对较晚，但也开展了一些重要工作。王银燕[6-9]对相继增压系统提升发动机低速性能，受控增压器切换对发动机瞬态性能的影响[10]及受控增压器控制策略开展了大量研究工作，并与河柴进行了相继增压系统型号发动机的研发。邓康耀[12]对大小涡轮3阶段相继增压系统对发动机性能和排放的改善[11]及瞬态性能进行了探索。谢海江等[13]对相继增压和可调两级增压的匹配方法进行了研究并在柴油机试验台上进行了试验验证。

从以往的研究来看，相继增压系统对发动机性能的改善方面，研究者主要关注低工况性能。而在原机基础上进行相继增压系统改造，从而有意识的在提升发动机低工况性能的同时，改善发动机高工况性能的潜力的研究较少。本文针对某船用8缸柴油机现有的排气系统及其特点，有针对性设计了改善发动机全工况性能的相继增压系统。利用发动机一维性能仿真分析方法，分析了该相继增压系统对发动机燃油经济性和低速扭矩提升的潜力。

1 相继增压系统设计

本文研究基于某直列八缸船用发动机进行，该发动机基本参数如下：额定转速1 000 r/min，额定功率1 176 kW，缸径200 mm，行程290 mm，最低稳定转速400 r/min，最大扭矩点转速700 r/min，爆压限值150 bar，采用脉冲水冷排气管和定压涡壳的排气模式，发动机发火顺序为1-5-7-3-8-4-2-6-1。拟对该发动机进行相继增压系统改造，为了能够涵盖该船机设计最大扭矩点（70%额定转速工况）性能提升的需求，设计了3TC相继增压放案，其系统布置原理图，如图1所示。

图 1 原方案及相继增压方案原理图Fig. 1 Schematic diagram of prototypical and sequential turbocharging system engines

相继增压方案的增压器分为常开增压器和受控增压器，受控增压器的压气机出口及涡轮机进口均设置有阀门，来控制受控增压器是否投入工作。3TC相继增压方案中，受控增压器1在发动机中等工况下投入运行，在发动机运行到高工况时受控增压器2也投入运行。

2 相继增压柴油机仿真模型

2.1 原机模型仿真及验证

图 2 发动机原机一维热力学模型Fig. 2 1D thermodynamic computational model of the prototypical engine

基于GT-POWER发动机一维热力学仿真软件，对该8缸发动机进行了建模，如图2所示。在仿真模型中，发动机进排气管路系统均根据实际部件进行一维离散，气缸模型参数与发动机厂家提供的发动机基本参数一致。喷油器模型的喷油规律按照实际喷油时刻及喷油量进行设置。燃烧模型使用真实发动机放热规律拟合的双韦伯函数进行参数化建模，后期在提扭矩计算时，根据经验调整韦伯函数的燃烧持续期，从而更真实地模拟提扭矩后的燃烧情况。FMEP模型采用GT-Power软件推荐的软件自带模型进行模拟，该模型认为FMEP与爆压、活塞运动平均速度及该平均速度的平方成线性关系，通过调速线性系数，来满足真实情况。传热模型采用WoschniGT模型，基于Woschni模型的基础上，进行了一定的修正，提高计算速度。

增压器模型采用MAP 离散数据形式导入，原机增压器为2台状态相同的J150增压器。相继增压系统方案选型的增压器要保证3台增压器的总通流能力与原机基本一致，压比和效率与原机持平。在仿真建模中利用叶轮机械相似模化方法进行增压器性能数据换算，保证相继增压3台增压器的总通流能力与原机一致，则相继增压单台增压器流量即为原机的2/3。尺寸因子则为原机的（2/3）0.5，转速数据为原机的（3/2）0.5，而对应的压比，效率及膨胀比数据均不变。

利用上述发动机仿真模型在外特性下进行性能计算，并与发动机实验结果进行对比，如图3所示。在与实验完全相同的发动机外特性条件下，仿真得到的发动机比油耗、爆压及发动机总进气流量等参数随工况的变化趋势与实验值基本一致，但是在数值上存在一定的差异。其中比油耗最大误差控制在3.5%以内，爆压最大误差在8.5%以内，涡前排温最大误差也控制在8.4%以内。由此可见，虽然仿真模型与实验结果存在一定的误差，但是误差均可以控制在10%以内，符合一般发动机一维热力学仿真误差范围[14-15]，而且仿真得到的计算结果能够正确反映发动机运行特性的变化规律。后续进行相继增压系统仿真时，仅在发动机原机模型的基础上进行了进排气系统模型改造，如图4所示。利用经验估计了改造后进排气管网的压力损失系数并且更新了相似模化后的增压器MAP数据。而发动机的燃烧模型、喷油规律、气门升程规律等特性与原模型完全一致。因此基于此模型进行后续相继增压系统仿真的结果也基本可信。

3 结果与分析

3.1 定压排气管对发动机性能的影响

为了使设计的相继增压系统能够在全工况范围内提升发动机性能，拟采用定压排气管代替原机的脉冲排气管，一方面减小排气管在高工况下的流动阻力，另一方面改善本8缸机特有的排气脉冲干涉问题（脉冲排气管+定压涡壳）。本研究首先评估通过更换排气管的方法来改善发动机高工况性能的可能性，从而解决相继增压系统在高工况下无性能优势的问题。

图 3 仿真模型的验证Fig. 3 Validation of the computational model

使用脉冲排气管和定压排气管的发动机在相同外特性上的性能对比如图5所示。可知，当发动机处于中低转速工况下，采用定压排气管的发动机比油耗要高于脉冲排气管，不同工况下比油耗会上升1～2 g/kW·h。这是因为发动机低速下，采用脉冲排气管可以使涡轮机更好的利用脉冲能量，从而提升发动机性能。而当发动机转速工况高于900 r/min时，采用定压排气管具有一定的优势。在发动机额定点（1 000 r/min）和超负荷点（ 1 031 r/min）工况下，比油耗可以降低约2 g/kW·h。

图 4 三增压器相继增压系统发动机一维热力学模型Fig. 4 1D thermodynamic computational model of the sequential turbocharging system engine

图 5 定压排气管和脉冲排气管外特性上比油耗的对比Fig. 5 Comparison of specific fuel consumption between using constant pressure exhaust pipe and pulse exhaust pipe on engine external characteristic conditions

这一方面由于高工况下发动机排气速度高，脉冲排气系统为了满足低工况排气要求，排气管管径就设计相对较细，发动机高工况下的排气阻力和损失就会较大。定压排气管的空间充足，在高工况下的流动阻力会小于脉冲排气管，从而使其排气系统的总效率有所提升；另一方面由于8缸机发火顺序及原机排气系统设计所造成排气干涉现象，使得脉冲排气管出口流入定压涡壳进口的气流压力出现了较大的波动。而采用定压排气管后，原左右2根脉冲排气管的正负脉动压力会抵消，从而造成定压排气管出口压力脉动较原机大为削弱，额定点工况的排气管压力对比，如图6所示。由此也为发动机各缸的排气提供了一致的压力边界，因而也使得发动机各缸排温的均匀性明显改善，额定点工况的各缸排温对比，如图7所示。由此可见，在相继增压系统开发中，使用定压排气管代替脉冲排气管，可以为相继增压系统提升发动机高工况性能提供一种简单有效的方法。

图 6 定压排气管和脉冲排气管外特性上涡前压力对比Fig. 6 Comparison of turbine inlet pressure between using constant pressure exhaust pipe and pulse exhaust pipe on engine external characteristic conditions

图 7 定压排气管和脉冲排气管外特性上各缸排温对比Fig. 7 Comparison of exhaust temperature of cylinders between using constant pressure exhaust pipe and pulse exhaust pipe on engine external characteristic conditions

3.2 相继增压系统对发动机经济性的改善

在进行性能对比分析之前，首先确认相继增压系统的切换策略。判断增压器是否需要投入运行的主要判断依据为增压器是否还运行在安全转速范围内。在计算中不断调整发动机的工况和使用增压器的数量，来尝试获得发动机运行状态对应的增压器切换工况，最终确认在发动机500 r/min工况以下时，使用1台增压器工作；发动机在600～700 r/min工况下，使用2台增压器工作；当发动机运行在800 r/min以上时，3台增压器同时工作。

基于以上的切换策略，在相同外特性下，进行相继增压发动机与原机的性能对比，如图8～图11所示。由于相继增压系统排气管使用了定压排气管，因此在高工况下相继增压系统叶继承了定压排气管相相对脉冲排气管的优势，在1 000 r/min及以上工况下降低了发动机的油耗和排温。在发动机800～900 r/min工况时，定压排气管的优势逐渐丧失，相继增压系统发动机的性能与原机基本持平。

当发动机处于700 r/pmin及以下转速工况，相继增压系统投入运行的增压器数量较少，涡壳零截面的总面积比原机明显减小。因此在发动机中低速工况下，可以使涡轮机获得较高的膨胀比，从而驱动压气机做出更多的功用来压缩新鲜空气，确保发动机在中低转速工况下的空燃比较高。如图8所示，发动机处于700 r/min工况下，发动机空燃比相比原机约增大了1。随着转速的减小，发动机的空燃比优势越大，从而明显改善缸内燃烧。在700～600 r/min工况下，发动机比油耗相比于原机降低了2.0～5.4 g/kW·h；在500～400 r/min工况下，发动机比油耗比原机降低8.1～13.4 g/kW·h，对比结果如图9所示。

图 8 空燃比对比（相同外特性）Fig. 8 Comparison of air-fuel ratio（based on the same engine external characteristic conditions）

图 9 比油耗对比（相同外特性）Fig. 9 Comparison of specific fuel consumption（based on the same engine external characteristic conditions）

涡前排温的对比，如图10所示。定压排气管的使用消除了各缸排气的相互干渉，使得8缸发动机中间两缸的排温大幅降低。从而也使相继增压系统发动机在800 r/min以上工况，涡前排温降低约51～82 ℃。中低转速工况时，相继增压系统的使发动机空燃比增大，也进一步降低了涡前排温，发动机处于700～400 r/min工况下，涡前排温相比于原机降低了95 ℃～185 ℃。

相继增压系统在发动机中低转速工况下对排气烟度的改善也十分明显，如图11所示。发动机700 r/min以下工况下排气烟度相比较于原机降低了58%～72%。

3.3 相继增压系统对发动机扭矩提升的潜力

图 10 涡前排温对比（相同外特性）Fig. 10 Comparison of turbine inlet temperature（based on the same engine external characteristic conditions）

图 11 烟度对比（相同外特性）Fig. 11 Comparison of soot value（based on the same engine external characteristic conditions）

发动机使用相继增压系统后，在中低转速工况下的过量空气系数可以大幅提升，这便给发动机多喷油，进而提升发动机低速扭矩提供了可能。本部分内容对相继增压系统提升发动机扭矩的潜力进行仿真。在尝试扭矩提升的潜力时，其提升的极限不仅受限于增压器转速，而且还受限于发动机爆压限值及发动机比油耗。在提升发动机扭矩的同时，要确保比油耗并不高于原机水平。发动机低速扭矩提升后，其爆压及比油耗特性与原机的对比分别如图12和图13所示。由图可知，在700 r/min以下工况，相继增压发动机运行时的爆压值均控制在150 bar以内，其比油耗与原机也基本持平。

图 12 爆压对比（扭矩提升）Fig. 12 Comparison of detonation pressure between sequential turbocharging system engine with torque upgrading and prototypical engine

图 13 比油耗对比（扭矩提升）Fig. 13 Comparison of specific fuel consumption between sequential turbocharging system engine with torque upgrading and prototypical engine

相继增压发动机扭矩提升后的扭矩特性曲线与原机的对比，如图14所示。由图可知，发动机700～600 r/min工况下，扭矩可以提升8.4%～30.0%，在500～400 r/min工况下，扭矩提升更为明显，相比于原机增加了80.0%～113.4%。

图 14 扭矩对比（扭矩提升）Fig. 14 Comparison of torque between sequential turbocharging system engine with torque upgrading and prototypical engine

在涡前排温方面，由于提升扭矩使得喷油量相对于原外特性来说有所增加，因此涡前排温相比较于原外特性工况下相继增压发动机的值有所提高，但是相比较于原机仍明显降低。如图15所示，在700 r/min以下工况下，涡前排温相比于原机降低49 ℃～115 ℃。

相继增压发动机提升扭矩后，其低速工况烟度值相比于原机仍然有较大改善。如图16所示，发动机700～600 r/min工况下，相继增压方案烟度比原机降低37.8%～50.0%；转速工况处于500～400 r/min工况时，相比于原机烟度则降低了64.3%～66.7%。

图 16 烟度对比（扭矩提升）Fig. 16 Comparison of soot value between sequential turbocharging system engine with torque upgrading and prototypical engine

4 结 语

针对某船用8缸发动机进行了相继增压系统概念设计并进行了一维热力学仿真分析，并针对该8缸机各缸排气相互干涉的特点，提出了用定压排气管替代脉冲排气管来改善发动机高工况性能的思路。通过性能仿真，主要得出以下结论：

1）定压排气管可有效消除该8缸发动机各缸脉冲排气干涉的特点，使得发动机涡前压力及各缸排温均匀性大幅提升，并且可以使发动机额定点和超负荷点的比油耗有所降低。

2）三增压器相继增压系统的设计可以确保在发动机最大扭矩工况（70%额定转速）性能提升的需求，而使增压器不超速。

3）相同外特性时，相继增压发动机可以使700 r/min以下工况的比油耗降低2.0～13.4 g/kW·h，涡前排温降低95 ℃～185 ℃，排气烟度降低58%～72%。

4）相继增压发动机在确保爆压不超限值及比油耗与原机持平的前提下，发动机中低速工况的扭矩相比原机可以提升8.4%～113.4%，涡前排温可以降低49 ℃～115 ℃，排气烟度可以降低37.8%～66.7%。