相繼增壓系統(tǒng)對(duì)船用8缸發(fā)動(dòng)機(jī)性能改善的研究

馬 超，李 成，李文嬌，王 焱

(1. 大連海事大學(xué) 輪機(jī)工程學(xué)院，遼寧 大連 116026；2. 廣西玉柴機(jī)器股份有限公司 船電動(dòng)力事業(yè)部，廣西 玉林 537005；3. 大連交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，遼寧 大連 116026；4. 大連依勒斯渦輪增壓技術(shù)有限公司，遼寧 大連 116028)

0 引 言

渦輪增壓技術(shù)是滿足船用柴油機(jī)動(dòng)力性和排放需求的必備技術(shù)，然而相對(duì)于往復(fù)式柴油機(jī)來說，作為葉輪機(jī)械的渦輪增壓器往往具有相對(duì)窄的高效運(yùn)行范圍，因此常規(guī)渦輪增壓器與船用發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行匹配時(shí)，往往優(yōu)先匹配中等或中高轉(zhuǎn)速工況，這樣可以在一定程度上兼顧柴油機(jī)高低工況性能。為了提升船用發(fā)動(dòng)機(jī)低速性能，相繼增壓、電輔助增壓、機(jī)械增壓、變幾何渦輪增壓等先進(jìn)增壓技術(shù)被提出，其中相繼增壓技術(shù)可以確保發(fā)動(dòng)機(jī)全工況范圍內(nèi)渦輪增壓器均可以處于高效運(yùn)行范圍，而受到廣泛關(guān)注和研究。

國(guó)外柴油機(jī)企業(yè)已經(jīng)開發(fā)出先進(jìn)的相繼增壓機(jī)型，如德國(guó)的MTU 公司在其開發(fā)的956 /1163 雙系列船用柴油機(jī)上首先應(yīng)用了相繼增壓系統(tǒng)[1]，之后該公司的396系列、538系列、595系列、2000系列、4000系列及8000系列都有采用相繼增壓的產(chǎn)品，并贏得良好口碑。法國(guó)SEMT Pielstick公司在其PA6機(jī)型上也成功的開發(fā)了相繼增壓機(jī)型[2]。近年來，德國(guó)的MAN[3]，芬蘭的W?rtsil?[4]和日本的Niigata[5]均將相繼增壓系統(tǒng)應(yīng)用于各自高性能的船用發(fā)動(dòng)機(jī)上。國(guó)內(nèi)的相繼增壓系統(tǒng)研究起步相對(duì)較晚，但也開展了一些重要工作。王銀燕[6-9]對(duì)相繼增壓系統(tǒng)提升發(fā)動(dòng)機(jī)低速性能，受控增壓器切換對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)瞬態(tài)性能的影響[10]及受控增壓器控制策略開展了大量研究工作，并與河柴進(jìn)行了相繼增壓系統(tǒng)型號(hào)發(fā)動(dòng)機(jī)的研發(fā)。鄧康耀[12]對(duì)大小渦輪3階段相繼增壓系統(tǒng)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)性能和排放的改善[11]及瞬態(tài)性能進(jìn)行了探索。謝海江等[13]對(duì)相繼增壓和可調(diào)兩級(jí)增壓的匹配方法進(jìn)行了研究并在柴油機(jī)試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證。

從以往的研究來看，相繼增壓系統(tǒng)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)性能的改善方面，研究者主要關(guān)注低工況性能。而在原機(jī)基礎(chǔ)上進(jìn)行相繼增壓系統(tǒng)改造，從而有意識(shí)的在提升發(fā)動(dòng)機(jī)低工況性能的同時(shí)，改善發(fā)動(dòng)機(jī)高工況性能的潛力的研究較少。本文針對(duì)某船用8缸柴油機(jī)現(xiàn)有的排氣系統(tǒng)及其特點(diǎn)，有針對(duì)性設(shè)計(jì)了改善發(fā)動(dòng)機(jī)全工況性能的相繼增壓系統(tǒng)。利用發(fā)動(dòng)機(jī)一維性能仿真分析方法，分析了該相繼增壓系統(tǒng)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)燃油經(jīng)濟(jì)性和低速扭矩提升的潛力。

1 相繼增壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)

本文研究基于某直列八缸船用發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行，該發(fā)動(dòng)機(jī)基本參數(shù)如下：額定轉(zhuǎn)速1 000 r/min，額定功率1 176 kW，缸徑200 mm，行程290 mm，最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速400 r/min，最大扭矩點(diǎn)轉(zhuǎn)速700 r/min，爆壓限值150 bar，采用脈沖水冷排氣管和定壓渦殼的排氣模式，發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)火順序?yàn)?-5-7-3-8-4-2-6-1。擬對(duì)該發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行相繼增壓系統(tǒng)改造，為了能夠涵蓋該船機(jī)設(shè)計(jì)最大扭矩點(diǎn)（70%額定轉(zhuǎn)速工況）性能提升的需求，設(shè)計(jì)了3TC相繼增壓放案，其系統(tǒng)布置原理圖，如圖1所示。

圖 1 原方案及相繼增壓方案原理圖Fig. 1 Schematic diagram of prototypical and sequential turbocharging system engines

相繼增壓方案的增壓器分為常開增壓器和受控增壓器，受控增壓器的壓氣機(jī)出口及渦輪機(jī)進(jìn)口均設(shè)置有閥門，來控制受控增壓器是否投入工作。3TC相繼增壓方案中，受控增壓器1在發(fā)動(dòng)機(jī)中等工況下投入運(yùn)行，在發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行到高工況時(shí)受控增壓器2也投入運(yùn)行。

2 相繼增壓柴油機(jī)仿真模型

2.1 原機(jī)模型仿真及驗(yàn)證

圖 2 發(fā)動(dòng)機(jī)原機(jī)一維熱力學(xué)模型Fig. 2 1D thermodynamic computational model of the prototypical engine

基于GT-POWER發(fā)動(dòng)機(jī)一維熱力學(xué)仿真軟件，對(duì)該8缸發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行了建模，如圖2所示。在仿真模型中，發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)排氣管路系統(tǒng)均根據(jù)實(shí)際部件進(jìn)行一維離散，氣缸模型參數(shù)與發(fā)動(dòng)機(jī)廠家提供的發(fā)動(dòng)機(jī)基本參數(shù)一致。噴油器模型的噴油規(guī)律按照實(shí)際噴油時(shí)刻及噴油量進(jìn)行設(shè)置。燃燒模型使用真實(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)放熱規(guī)律擬合的雙韋伯函數(shù)進(jìn)行參數(shù)化建模，后期在提扭矩計(jì)算時(shí)，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)調(diào)整韋伯函數(shù)的燃燒持續(xù)期，從而更真實(shí)地模擬提扭矩后的燃燒情況。FMEP模型采用GT-Power軟件推薦的軟件自帶模型進(jìn)行模擬，該模型認(rèn)為FMEP與爆壓、活塞運(yùn)動(dòng)平均速度及該平均速度的平方成線性關(guān)系，通過調(diào)速線性系數(shù)，來滿足真實(shí)情況。傳熱模型采用WoschniGT模型，基于Woschni模型的基礎(chǔ)上，進(jìn)行了一定的修正，提高計(jì)算速度。

增壓器模型采用MAP 離散數(shù)據(jù)形式導(dǎo)入，原機(jī)增壓器為2臺(tái)狀態(tài)相同的J150增壓器。相繼增壓系統(tǒng)方案選型的增壓器要保證3臺(tái)增壓器的總通流能力與原機(jī)基本一致，壓比和效率與原機(jī)持平。在仿真建模中利用葉輪機(jī)械相似?；椒ㄟM(jìn)行增壓器性能數(shù)據(jù)換算，保證相繼增壓3臺(tái)增壓器的總通流能力與原機(jī)一致，則相繼增壓?jiǎn)闻_(tái)增壓器流量即為原機(jī)的2/3。尺寸因子則為原機(jī)的（2/3）0.5，轉(zhuǎn)速數(shù)據(jù)為原機(jī)的（3/2）0.5，而對(duì)應(yīng)的壓比，效率及膨脹比數(shù)據(jù)均不變。

利用上述發(fā)動(dòng)機(jī)仿真模型在外特性下進(jìn)行性能計(jì)算，并與發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，如圖3所示。在與實(shí)驗(yàn)完全相同的發(fā)動(dòng)機(jī)外特性條件下，仿真得到的發(fā)動(dòng)機(jī)比油耗、爆壓及發(fā)動(dòng)機(jī)總進(jìn)氣流量等參數(shù)隨工況的變化趨勢(shì)與實(shí)驗(yàn)值基本一致，但是在數(shù)值上存在一定的差異。其中比油耗最大誤差控制在3.5%以內(nèi)，爆壓最大誤差在8.5%以內(nèi)，渦前排溫最大誤差也控制在8.4%以內(nèi)。由此可見，雖然仿真模型與實(shí)驗(yàn)結(jié)果存在一定的誤差，但是誤差均可以控制在10%以內(nèi)，符合一般發(fā)動(dòng)機(jī)一維熱力學(xué)仿真誤差范圍[14-15]，而且仿真得到的計(jì)算結(jié)果能夠正確反映發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行特性的變化規(guī)律。后續(xù)進(jìn)行相繼增壓系統(tǒng)仿真時(shí)，僅在發(fā)動(dòng)機(jī)原機(jī)模型的基礎(chǔ)上進(jìn)行了進(jìn)排氣系統(tǒng)模型改造，如圖4所示。利用經(jīng)驗(yàn)估計(jì)了改造后進(jìn)排氣管網(wǎng)的壓力損失系數(shù)并且更新了相似?；蟮脑鰤浩鱉AP數(shù)據(jù)。而發(fā)動(dòng)機(jī)的燃燒模型、噴油規(guī)律、氣門升程規(guī)律等特性與原模型完全一致。因此基于此模型進(jìn)行后續(xù)相繼增壓系統(tǒng)仿真的結(jié)果也基本可信。

3 結(jié)果與分析

3.1 定壓排氣管對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)性能的影響

為了使設(shè)計(jì)的相繼增壓系統(tǒng)能夠在全工況范圍內(nèi)提升發(fā)動(dòng)機(jī)性能，擬采用定壓排氣管代替原機(jī)的脈沖排氣管，一方面減小排氣管在高工況下的流動(dòng)阻力，另一方面改善本8缸機(jī)特有的排氣脈沖干涉問題（脈沖排氣管+定壓渦殼）。本研究首先評(píng)估通過更換排氣管的方法來改善發(fā)動(dòng)機(jī)高工況性能的可能性，從而解決相繼增壓系統(tǒng)在高工況下無性能優(yōu)勢(shì)的問題。

圖 3 仿真模型的驗(yàn)證Fig. 3 Validation of the computational model

使用脈沖排氣管和定壓排氣管的發(fā)動(dòng)機(jī)在相同外特性上的性能對(duì)比如圖5所示。可知，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)處于中低轉(zhuǎn)速工況下，采用定壓排氣管的發(fā)動(dòng)機(jī)比油耗要高于脈沖排氣管，不同工況下比油耗會(huì)上升1～2 g/kW·h。這是因?yàn)榘l(fā)動(dòng)機(jī)低速下，采用脈沖排氣管可以使渦輪機(jī)更好的利用脈沖能量，從而提升發(fā)動(dòng)機(jī)性能。而當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速工況高于900 r/min時(shí)，采用定壓排氣管具有一定的優(yōu)勢(shì)。在發(fā)動(dòng)機(jī)額定點(diǎn)（1 000 r/min）和超負(fù)荷點(diǎn)（ 1 031 r/min）工況下，比油耗可以降低約2 g/kW·h。

圖 4 三增壓器相繼增壓系統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)一維熱力學(xué)模型Fig. 4 1D thermodynamic computational model of the sequential turbocharging system engine

圖 5 定壓排氣管和脈沖排氣管外特性上比油耗的對(duì)比Fig. 5 Comparison of specific fuel consumption between using constant pressure exhaust pipe and pulse exhaust pipe on engine external characteristic conditions

這一方面由于高工況下發(fā)動(dòng)機(jī)排氣速度高，脈沖排氣系統(tǒng)為了滿足低工況排氣要求，排氣管管徑就設(shè)計(jì)相對(duì)較細(xì)，發(fā)動(dòng)機(jī)高工況下的排氣阻力和損失就會(huì)較大。定壓排氣管的空間充足，在高工況下的流動(dòng)阻力會(huì)小于脈沖排氣管，從而使其排氣系統(tǒng)的總效率有所提升；另一方面由于8缸機(jī)發(fā)火順序及原機(jī)排氣系統(tǒng)設(shè)計(jì)所造成排氣干涉現(xiàn)象，使得脈沖排氣管出口流入定壓渦殼進(jìn)口的氣流壓力出現(xiàn)了較大的波動(dòng)。而采用定壓排氣管后，原左右2根脈沖排氣管的正負(fù)脈動(dòng)壓力會(huì)抵消，從而造成定壓排氣管出口壓力脈動(dòng)較原機(jī)大為削弱，額定點(diǎn)工況的排氣管壓力對(duì)比，如圖6所示。由此也為發(fā)動(dòng)機(jī)各缸的排氣提供了一致的壓力邊界，因而也使得發(fā)動(dòng)機(jī)各缸排溫的均勻性明顯改善，額定點(diǎn)工況的各缸排溫對(duì)比，如圖7所示。由此可見，在相繼增壓系統(tǒng)開發(fā)中，使用定壓排氣管代替脈沖排氣管，可以為相繼增壓系統(tǒng)提升發(fā)動(dòng)機(jī)高工況性能提供一種簡(jiǎn)單有效的方法。

圖 6 定壓排氣管和脈沖排氣管外特性上渦前壓力對(duì)比Fig. 6 Comparison of turbine inlet pressure between using constant pressure exhaust pipe and pulse exhaust pipe on engine external characteristic conditions

圖 7 定壓排氣管和脈沖排氣管外特性上各缸排溫對(duì)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 相繼增壓系統(tǒng)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)濟(jì)性的改善

在進(jìn)行性能對(duì)比分析之前，首先確認(rèn)相繼增壓系統(tǒng)的切換策略。判斷增壓器是否需要投入運(yùn)行的主要判斷依據(jù)為增壓器是否還運(yùn)行在安全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。在計(jì)算中不斷調(diào)整發(fā)動(dòng)機(jī)的工況和使用增壓器的數(shù)量，來嘗試獲得發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行狀態(tài)對(duì)應(yīng)的增壓器切換工況，最終確認(rèn)在發(fā)動(dòng)機(jī)500 r/min工況以下時(shí)，使用1臺(tái)增壓器工作；發(fā)動(dòng)機(jī)在600～700 r/min工況下，使用2臺(tái)增壓器工作；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行在800 r/min以上時(shí)，3臺(tái)增壓器同時(shí)工作。

基于以上的切換策略，在相同外特性下，進(jìn)行相繼增壓發(fā)動(dòng)機(jī)與原機(jī)的性能對(duì)比，如圖8～圖11所示。由于相繼增壓系統(tǒng)排氣管使用了定壓排氣管，因此在高工況下相繼增壓系統(tǒng)葉繼承了定壓排氣管相相對(duì)脈沖排氣管的優(yōu)勢(shì)，在1 000 r/min及以上工況下降低了發(fā)動(dòng)機(jī)的油耗和排溫。在發(fā)動(dòng)機(jī)800～900 r/min工況時(shí)，定壓排氣管的優(yōu)勢(shì)逐漸喪失，相繼增壓系統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)的性能與原機(jī)基本持平。

當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)處于700 r/pmin及以下轉(zhuǎn)速工況，相繼增壓系統(tǒng)投入運(yùn)行的增壓器數(shù)量較少，渦殼零截面的總面積比原機(jī)明顯減小。因此在發(fā)動(dòng)機(jī)中低速工況下，可以使渦輪機(jī)獲得較高的膨脹比，從而驅(qū)動(dòng)壓氣機(jī)做出更多的功用來壓縮新鮮空氣，確保發(fā)動(dòng)機(jī)在中低轉(zhuǎn)速工況下的空燃比較高。如圖8所示，發(fā)動(dòng)機(jī)處于700 r/min工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)空燃比相比原機(jī)約增大了1。隨著轉(zhuǎn)速的減小，發(fā)動(dòng)機(jī)的空燃比優(yōu)勢(shì)越大，從而明顯改善缸內(nèi)燃燒。在700～600 r/min工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)比油耗相比于原機(jī)降低了2.0～5.4 g/kW·h；在500～400 r/min工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)比油耗比原機(jī)降低8.1～13.4 g/kW·h，對(duì)比結(jié)果如圖9所示。

圖 8 空燃比對(duì)比（相同外特性）Fig. 8 Comparison of air-fuel ratio（based on the same engine external characteristic conditions）

圖 9 比油耗對(duì)比（相同外特性）Fig. 9 Comparison of specific fuel consumption（based on the same engine external characteristic conditions）

渦前排溫的對(duì)比，如圖10所示。定壓排氣管的使用消除了各缸排氣的相互干渉，使得8缸發(fā)動(dòng)機(jī)中間兩缸的排溫大幅降低。從而也使相繼增壓系統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)在800 r/min以上工況，渦前排溫降低約51～82 ℃。中低轉(zhuǎn)速工況時(shí)，相繼增壓系統(tǒng)的使發(fā)動(dòng)機(jī)空燃比增大，也進(jìn)一步降低了渦前排溫，發(fā)動(dòng)機(jī)處于700～400 r/min工況下，渦前排溫相比于原機(jī)降低了95 ℃～185 ℃。

相繼增壓系統(tǒng)在發(fā)動(dòng)機(jī)中低轉(zhuǎn)速工況下對(duì)排氣煙度的改善也十分明顯，如圖11所示。發(fā)動(dòng)機(jī)700 r/min以下工況下排氣煙度相比較于原機(jī)降低了58%～72%。

3.3 相繼增壓系統(tǒng)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩提升的潛力

圖 10 渦前排溫對(duì)比（相同外特性）Fig. 10 Comparison of turbine inlet temperature（based on the same engine external characteristic conditions）

圖 11 煙度對(duì)比（相同外特性）Fig. 11 Comparison of soot value（based on the same engine external characteristic conditions）

發(fā)動(dòng)機(jī)使用相繼增壓系統(tǒng)后，在中低轉(zhuǎn)速工況下的過量空氣系數(shù)可以大幅提升，這便給發(fā)動(dòng)機(jī)多噴油，進(jìn)而提升發(fā)動(dòng)機(jī)低速扭矩提供了可能。本部分內(nèi)容對(duì)相繼增壓系統(tǒng)提升發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩的潛力進(jìn)行仿真。在嘗試扭矩提升的潛力時(shí)，其提升的極限不僅受限于增壓器轉(zhuǎn)速，而且還受限于發(fā)動(dòng)機(jī)爆壓限值及發(fā)動(dòng)機(jī)比油耗。在提升發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩的同時(shí)，要確保比油耗并不高于原機(jī)水平。發(fā)動(dòng)機(jī)低速扭矩提升后，其爆壓及比油耗特性與原機(jī)的對(duì)比分別如圖12和圖13所示。由圖可知，在700 r/min以下工況，相繼增壓發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行時(shí)的爆壓值均控制在150 bar以內(nèi)，其比油耗與原機(jī)也基本持平。

圖 12 爆壓對(duì)比（扭矩提升）Fig. 12 Comparison of detonation pressure between sequential turbocharging system engine with torque upgrading and prototypical engine

圖 13 比油耗對(duì)比（扭矩提升）Fig. 13 Comparison of specific fuel consumption between sequential turbocharging system engine with torque upgrading and prototypical engine

相繼增壓發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩提升后的扭矩特性曲線與原機(jī)的對(duì)比，如圖14所示。由圖可知，發(fā)動(dòng)機(jī)700～600 r/min工況下，扭矩可以提升8.4%～30.0%，在500～400 r/min工況下，扭矩提升更為明顯，相比于原機(jī)增加了80.0%～113.4%。

圖 14 扭矩對(duì)比（扭矩提升）Fig. 14 Comparison of torque between sequential turbocharging system engine with torque upgrading and prototypical engine

在渦前排溫方面，由于提升扭矩使得噴油量相對(duì)于原外特性來說有所增加，因此渦前排溫相比較于原外特性工況下相繼增壓發(fā)動(dòng)機(jī)的值有所提高，但是相比較于原機(jī)仍明顯降低。如圖15所示，在700 r/min以下工況下，渦前排溫相比于原機(jī)降低49 ℃～115 ℃。

相繼增壓發(fā)動(dòng)機(jī)提升扭矩后，其低速工況煙度值相比于原機(jī)仍然有較大改善。如圖16所示，發(fā)動(dòng)機(jī)700～600 r/min工況下，相繼增壓方案煙度比原機(jī)降低37.8%～50.0%；轉(zhuǎn)速工況處于500～400 r/min工況時(shí)，相比于原機(jī)煙度則降低了64.3%～66.7%。

圖 16 煙度對(duì)比（扭矩提升）Fig. 16 Comparison of soot value between sequential turbocharging system engine with torque upgrading and prototypical engine

4 結(jié) 語(yǔ)

針對(duì)某船用8缸發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行了相繼增壓系統(tǒng)概念設(shè)計(jì)并進(jìn)行了一維熱力學(xué)仿真分析，并針對(duì)該8缸機(jī)各缸排氣相互干涉的特點(diǎn)，提出了用定壓排氣管替代脈沖排氣管來改善發(fā)動(dòng)機(jī)高工況性能的思路。通過性能仿真，主要得出以下結(jié)論：

1）定壓排氣管可有效消除該8缸發(fā)動(dòng)機(jī)各缸脈沖排氣干涉的特點(diǎn)，使得發(fā)動(dòng)機(jī)渦前壓力及各缸排溫均勻性大幅提升，并且可以使發(fā)動(dòng)機(jī)額定點(diǎn)和超負(fù)荷點(diǎn)的比油耗有所降低。

2）三增壓器相繼增壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)可以確保在發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩工況（70%額定轉(zhuǎn)速）性能提升的需求，而使增壓器不超速。

3）相同外特性時(shí)，相繼增壓發(fā)動(dòng)機(jī)可以使700 r/min以下工況的比油耗降低2.0～13.4 g/kW·h，渦前排溫降低95 ℃～185 ℃，排氣煙度降低58%～72%。

4）相繼增壓發(fā)動(dòng)機(jī)在確保爆壓不超限值及比油耗與原機(jī)持平的前提下，發(fā)動(dòng)機(jī)中低速工況的扭矩相比原機(jī)可以提升8.4%～113.4%，渦前排溫可以降低49 ℃～115 ℃，排氣煙度可以降低37.8%～66.7%。