基于排氣能量調(diào)節(jié)的柴油機(jī)相繼增壓切換過程控制研究

周文杰，程江華，邢衛(wèi)東，石磊，鄧康耀

(1.上海交通大學(xué)動(dòng)力機(jī)械及工程教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，上海 200240；2.中國北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所(天津)，天津 300400)

隨著柴油機(jī)功率密度的提高及工作范圍的擴(kuò)大，普通渦輪增壓器已無法滿足現(xiàn)階段柴油機(jī)全工況性能的需求。變幾何渦輪[1]、機(jī)電復(fù)合增壓[2]以及相繼增壓器技術(shù)均是改善柴油機(jī)全工況進(jìn)氣特性的方法[3-4]。其中，相繼增壓由于可調(diào)節(jié)范圍廣及可靠性高廣泛應(yīng)用于船用柴油機(jī)上，MTU公司推出的MT883-Ka524柴油機(jī)以及MAN公司推出的V28/33D柴油機(jī)[5]都采用了相繼增壓的形式來提高柴油機(jī)性能。但相繼增壓也存在切換過程的問題：一方面不合理的切換策略會(huì)導(dǎo)致壓氣機(jī)的喘振及倒流現(xiàn)象[6-7]，影響壓氣機(jī)的使用壽命；另一方面由于柴油機(jī)與渦輪增壓器間沒有通過直接的機(jī)械結(jié)構(gòu)相連，只能通過廢氣能量間接地互相影響，在切換過程中，大量的排氣能量因用于副增壓器的加速而損失，部分進(jìn)氣能量通過壓氣機(jī)倒流而損失，進(jìn)而導(dǎo)致柴油機(jī)進(jìn)氣壓力不足以及柴油機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)，甚至導(dǎo)致柴油機(jī)熄火[8]。通過設(shè)置合理的壓氣機(jī)切換延遲時(shí)間可以一定程度上減少切換過程進(jìn)氣能量的損失，但無法從根本上解決增壓器因加速造成的增壓壓力波動(dòng)問題。因此需要采取其他方法解決相繼增壓系統(tǒng)切換過程進(jìn)氣量不足的問題[9-10]。

哈爾濱工程大學(xué)的孫永瑞[11]等及日本Niigata公司的K. Toda等[12]通過壓縮空氣輔助的方式，在瞬態(tài)過程進(jìn)氣量不足時(shí)，通過充氣的方式向柴油機(jī)進(jìn)氣管補(bǔ)充高壓空氣提升柴油機(jī)的瞬態(tài)性能，減少柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的波動(dòng)。該方法需要外接氣罐，增加了進(jìn)氣系統(tǒng)的復(fù)雜程度。

本研究通過廢氣旁通的形式控制柴油機(jī)的增壓壓力，提升柴油機(jī)相繼增壓的切換轉(zhuǎn)速。在切換時(shí)關(guān)閉旁通閥，使廢氣旁通閥的排氣加速副增壓器，提升柴油機(jī)瞬態(tài)排氣能量。通過控制進(jìn)氣閥的開閉時(shí)間，減少切換過程壓氣機(jī)端倒流引起的進(jìn)氣能量損失，從而提升柴油機(jī)的進(jìn)氣壓力。并結(jié)合循環(huán)噴油量的控制，達(dá)到切換過程柴油機(jī)轉(zhuǎn)速迅速恢復(fù)的目的。利用GT-Power/Simulink耦合建模的方法，實(shí)現(xiàn)了壓氣機(jī)倒流及喘振工況與柴油機(jī)瞬態(tài)性能的耦合仿真，提高了模型預(yù)測的準(zhǔn)確性。

1 建模及標(biāo)定

基于某12 V柴油機(jī)，采用GT-Power/Simulink耦合建模的方法建立其一維仿真計(jì)算模型，柴油機(jī)參數(shù)見表1。在GT-Power中建立柴油機(jī)仿真模型，在Simulink中建立壓氣機(jī)計(jì)算模型，兩個(gè)模型通過SimulinkHarness模塊實(shí)現(xiàn)耦合仿真計(jì)算(見圖1)。

表1 柴油機(jī)性能參數(shù)

圖1 GT-Power/Simulink耦合仿真模型

壓氣機(jī)的性能計(jì)算基于Greitzer模型[13-14]，基于現(xiàn)有運(yùn)行曲線對(duì)壓氣機(jī)喘振和倒流區(qū)域進(jìn)行多項(xiàng)式擬合。拓延后的map圖如圖2所示，并通過式(1)中的一階動(dòng)態(tài)響應(yīng)體現(xiàn)瞬態(tài)工況與穩(wěn)態(tài)工況增壓比的差異。壓后容積采用容積法計(jì)算。

(1)

(2)

式中：Pr為壓氣機(jī)的壓比；τ為動(dòng)態(tài)響應(yīng)的時(shí)間常數(shù)；D為壓氣機(jī)出口直徑；c為壓氣機(jī)出口平均流速。

采用GT中的DI-Pulse預(yù)測性燃燒模型對(duì)柴油機(jī)瞬態(tài)過程進(jìn)行仿真計(jì)算，該模型的標(biāo)定結(jié)果如圖3所示。缸壓計(jì)算值與試驗(yàn)值基本一致，渦前溫度、進(jìn)氣流量、燃油消耗率以及功率的誤差均在5%以內(nèi)，說明該耦合仿真模型具有較高的計(jì)算精度，可以用于相繼增壓的進(jìn)一步計(jì)算研究。

圖2 拓展后的壓氣機(jī)圖譜

圖3 模型標(biāo)定結(jié)果

2 進(jìn)排氣能量對(duì)切換過程的影響規(guī)律

相繼增壓兩種工作模式下的燃油消耗率如圖4所示，在轉(zhuǎn)速低于1 600 r/min時(shí)，若采用2TC則增壓壓力過低，燃油消耗率過高，在轉(zhuǎn)速高于1 900 r/min時(shí)，若采用1TC則增壓器靠近超速邊界，影響壓氣機(jī)壽命。綜合考慮兩種模式的柴油機(jī)運(yùn)行范圍，依據(jù)燃油消耗率最低原則，在柴油機(jī)轉(zhuǎn)速為1 800 r/min時(shí)，單增壓器與雙增壓器的柴油機(jī)燃油消耗率相近，因此研究切換轉(zhuǎn)速時(shí)，切換工況點(diǎn)選在1 800 r/min轉(zhuǎn)速附近。

圖4 不同轉(zhuǎn)速相繼增壓燃油消耗率對(duì)比

在相繼增壓切換過程，存在增壓器的加速以及壓氣機(jī)的倒流過程，排氣能量及進(jìn)氣能量會(huì)部分損失，柴油機(jī)進(jìn)氣減少，轉(zhuǎn)速波動(dòng)較大。為減小柴油機(jī)切換過程柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的波動(dòng)，在原有柴油機(jī)增壓系統(tǒng)的基礎(chǔ)上增加了廢氣旁通閥設(shè)計(jì)，旁通閥為直徑90 mm的蝶閥，切換時(shí)只考慮開90°與關(guān)0°兩種模式，系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖5所示。進(jìn)氣閥及排氣閥負(fù)責(zé)控制副增壓器的切入和切出過程，旁通閥負(fù)責(zé)控制主增壓器的增壓壓力。1TC切換2TC時(shí)，排氣閥先開啟，一段延遲時(shí)間后旁通閥關(guān)閉，進(jìn)氣閥開啟。一方面流通旁通閥的廢氣進(jìn)入副增壓器使副增壓器加速，另一方面進(jìn)氣閥延遲開啟，減少壓氣機(jī)的倒流。2TC切換1TC時(shí)，排氣閥先關(guān)閉，一段時(shí)間后旁通閥開啟，進(jìn)氣閥關(guān)閉，減少排氣能量的損失。

圖5 帶旁通閥的相繼增壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

2.1 1TC切換2TC過程進(jìn)排氣能量控制規(guī)律

柴油機(jī)加速上行到達(dá)1 900 r/min切換點(diǎn)，進(jìn)行1TC向2TC的切換，柴油機(jī)在1TC的初始狀態(tài)下工作，此時(shí)排氣閥與進(jìn)氣閥處于關(guān)閉狀態(tài)，旁通閥處于開啟狀態(tài)。切換過程第一步在1 s時(shí)將排氣閥開啟，第二步在適當(dāng)?shù)难舆t時(shí)間后關(guān)閉旁通閥，打開進(jìn)氣閥，使副增壓器參與工作。

以排氣閥開啟時(shí)刻為基準(zhǔn)，圖6示出不同旁通閥關(guān)閉延遲時(shí)間對(duì)柴油機(jī)增壓壓力和柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的影響。旁通閥延遲1 s關(guān)閉，切換時(shí)沒有足夠的排氣能量用于副增壓器的加速，轉(zhuǎn)速波動(dòng)相比于延遲0 s增加。若旁通閥提前1 s關(guān)閉，會(huì)提高切換時(shí)的柴油機(jī)進(jìn)氣壓力，但此時(shí)進(jìn)氣閥未打開，流經(jīng)旁通閥的排氣能量無法利用，柴油機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)高于0 s延遲。因此1TC切換2TC時(shí)，廢氣旁通閥動(dòng)作時(shí)刻應(yīng)與排氣閥相同。

圖6 旁通閥延遲關(guān)閉影響分析

圖7與圖8示出不同的進(jìn)氣閥切換開啟時(shí)間對(duì)壓氣機(jī)及柴油機(jī)性能的影響。當(dāng)進(jìn)氣閥開啟延遲為0 s時(shí)，由于一開始?jí)簹鈾C(jī)的轉(zhuǎn)速及壓比較低，進(jìn)氣閥門開啟時(shí)進(jìn)氣管壓力大于副壓氣機(jī)的增壓壓力，副壓氣機(jī)發(fā)生明顯的倒流現(xiàn)象，進(jìn)氣能量出現(xiàn)較大的損失，柴油機(jī)由于進(jìn)氣不足導(dǎo)致在切換過程中轉(zhuǎn)速波動(dòng)幅度較大。隨著壓氣機(jī)進(jìn)氣閥開啟延遲的增加，倒流現(xiàn)象減弱。當(dāng)延遲開啟時(shí)間為1.5 s，副壓氣機(jī)的倒流現(xiàn)象消失，柴油機(jī)的轉(zhuǎn)速波動(dòng)減小至44 r/min。但是如果延遲開啟時(shí)間過大，為2 s時(shí)，副壓氣機(jī)在低流量高壓比條件下會(huì)發(fā)生喘振，柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的波動(dòng)也會(huì)增加。因此1TC切換2TC時(shí)，進(jìn)氣閥相對(duì)于排氣閥延遲1.5 s開啟較為合適。

圖7 進(jìn)氣閥開啟延遲對(duì)壓氣機(jī)的影響

圖8 進(jìn)氣閥延遲開啟對(duì)柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的影響

2.2 2TC切換1TC過程進(jìn)排氣能量控制規(guī)律

對(duì)柴油機(jī)轉(zhuǎn)速1 900 r/min時(shí)2TC切換1TC過程進(jìn)行瞬態(tài)計(jì)算。柴油機(jī)首先在2TC工況下穩(wěn)態(tài)工作，切換過程第一步在1 s時(shí)關(guān)閉副增壓器的排氣閥，第二步經(jīng)過一定的時(shí)間延遲將廢氣旁通閥開啟，副增壓器的進(jìn)氣閥關(guān)閉。

以排氣閥關(guān)閉時(shí)刻為基準(zhǔn)，分析不同的廢氣旁通閥開啟延遲對(duì)柴油機(jī)性能的影響。如圖9所示，隨著廢氣旁通閥延遲開啟時(shí)間從0 s增加至2 s，切換后柴油機(jī)進(jìn)氣壓力及轉(zhuǎn)速的波動(dòng)幅度減小，恢復(fù)到初始轉(zhuǎn)速的時(shí)間也相應(yīng)減小。這是由于在切換初期一部分排氣能量用于主增壓器的加速過程，若廢氣旁通閥開啟的時(shí)間過早，流經(jīng)旁通閥的排氣能量無法得到利用，適當(dāng)?shù)呐酝ㄩy開啟延遲可以減少排氣能量的損失，從而減少柴油機(jī)進(jìn)氣壓力和轉(zhuǎn)速的波動(dòng)。但是當(dāng)旁通閥的延遲開啟時(shí)間為3 s時(shí)，此時(shí)排氣能量過高，造成壓氣機(jī)的壓比過高，會(huì)使壓氣機(jī)運(yùn)行點(diǎn)脫離最佳運(yùn)行區(qū)域，反而使柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的波動(dòng)增大。因此2TC切換1TC時(shí)，旁通閥相對(duì)于排氣閥關(guān)閉時(shí)刻延遲2 s開啟較為合適。

圖9 旁通閥開啟延遲影響規(guī)律分析

在增壓器的切出過程中，副增壓器進(jìn)氣閥延遲關(guān)閉對(duì)進(jìn)氣能量的損失影響較小，但會(huì)造成壓氣機(jī)的喘振現(xiàn)象。由圖10可知，在進(jìn)氣閥關(guān)閉延遲低于0.5 s時(shí)壓氣機(jī)出現(xiàn)明顯的喘振現(xiàn)象，這是由于壓氣機(jī)進(jìn)氣閥關(guān)閉時(shí)，壓氣機(jī)仍有較高壓比，壓氣機(jī)工況進(jìn)入喘振區(qū)。隨著壓氣機(jī)關(guān)閉延遲增加，壓氣機(jī)喘振現(xiàn)象減少，延遲時(shí)間增加至0.5 s時(shí)，喘振現(xiàn)象消失。但壓氣機(jī)延遲開啟時(shí)間大于0.5 s時(shí)，壓氣機(jī)增壓壓力低于進(jìn)氣壓力，會(huì)發(fā)生倒流現(xiàn)象，造成進(jìn)氣能量的損失。因此2TC切換1TC時(shí)，進(jìn)氣閥相對(duì)于排氣閥延遲0.5 s關(guān)閉較為合適。

圖10 進(jìn)氣閥關(guān)閉延遲對(duì)壓氣機(jī)的影響

3 不同切換轉(zhuǎn)速下閥門的控制規(guī)律

針對(duì)相繼增壓器不同轉(zhuǎn)速切換條件，研究相繼增壓閥門控制策略對(duì)進(jìn)排氣能量以及柴油機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)的影響，以確定最佳的切換轉(zhuǎn)速。

圖11示出單增壓器工作時(shí)，在不同轉(zhuǎn)速條件下廢氣旁通閥開度對(duì)壓氣機(jī)壓比的影響。在同一轉(zhuǎn)速下，隨著廢氣旁通閥開度的增加，增壓器的壓比逐漸減小。當(dāng)轉(zhuǎn)速大于1 950 r/min時(shí)，受到最低過量空氣系數(shù)的限制，旁通閥不能完全開啟；當(dāng)轉(zhuǎn)速大于1 900 r/min時(shí)，為了避免增壓器超過轉(zhuǎn)速限制，旁通閥不能完全關(guān)閉。為了兼顧增壓器的轉(zhuǎn)速限制和過量空氣系數(shù)限制，通過廢氣旁通閥將壓氣機(jī)的增壓比控制在3.2，得到單增壓器工作時(shí)不同柴油機(jī)轉(zhuǎn)速下廢氣旁通閥開度，如表2所示。

圖11 廢氣旁通閥開啟角對(duì)增壓比的影響

表2 不同轉(zhuǎn)速最佳旁通閥開度

依據(jù)上節(jié)方法對(duì)柴油機(jī)在1 750～1 950 r/min轉(zhuǎn)速的切換過程進(jìn)行計(jì)算，得到不同轉(zhuǎn)速下各閥門的控制策略，如表3所示。

表3 不同轉(zhuǎn)速切換時(shí)最佳閥門延遲時(shí)間

在最優(yōu)切換的前提下，結(jié)合柴油機(jī)油量調(diào)節(jié)，得到各轉(zhuǎn)速切換過程的仿真計(jì)算結(jié)果。如圖12a所示，在1TC切2TC切換過程中，柴油機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行2 s后切換過程開始，經(jīng)過一段時(shí)間，柴油機(jī)的轉(zhuǎn)速恢復(fù)至初始轉(zhuǎn)速，隨著柴油機(jī)切換轉(zhuǎn)速的提高，切換過程中柴油機(jī)的轉(zhuǎn)速波動(dòng)從57 r/min減小至25 r/min，轉(zhuǎn)速恢復(fù)的時(shí)間由最大6.2 s逐漸減小至1.9 s。這是由于初始切換轉(zhuǎn)速越高，流經(jīng)旁通閥的排氣能量越高，切換過程中旁通閥關(guān)閉時(shí)有更多的排氣能量用于副增壓器的加速，使進(jìn)氣壓力更快恢復(fù)，轉(zhuǎn)速的波動(dòng)因此減小。

在2TC切1TC過程，柴油機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行2 s后切換過程開始，經(jīng)過一段時(shí)間，柴油機(jī)的轉(zhuǎn)速恢復(fù)至初始轉(zhuǎn)速。由圖12b可知，隨著切換轉(zhuǎn)速由1 750 r/min至1 950 r/min逐漸提升，柴油機(jī)達(dá)到穩(wěn)態(tài)所需的時(shí)間由2.0 s減小至1.1 s，柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的波動(dòng)由23 r/min減小至17 r/min。但是相比于1TC切換2TC過程，2TC切換1TC過程切換點(diǎn)轉(zhuǎn)速對(duì)轉(zhuǎn)速波動(dòng)的影響較小，這是因?yàn)樵撨^程中只存在副增壓器的切出，排氣能量損失較小。

圖12 初始切換轉(zhuǎn)速對(duì)切換過程轉(zhuǎn)速的影響

結(jié)合上述分析可知，切換轉(zhuǎn)速主要影響1TC切換2TC過程柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的變化，對(duì)2TC切換1TC過程的影響較小，在滿足增壓器轉(zhuǎn)速以及過量空氣系數(shù)的限制條件下，提高切換初始轉(zhuǎn)速至1 950 r/min可以減小切換過程柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的波動(dòng)以及轉(zhuǎn)速恢復(fù)時(shí)間。

4 結(jié)論

a) 相對(duì)于排氣閥開閉時(shí)刻，合理的進(jìn)氣閥動(dòng)作延遲可以避免壓氣機(jī)出現(xiàn)喘振及倒流現(xiàn)象，減少切換時(shí)進(jìn)氣能量的損失，從而減少切換時(shí)進(jìn)氣壓力的波動(dòng)；

b) 相對(duì)于排氣閥動(dòng)作時(shí)刻，合理的旁通閥動(dòng)作延遲可以增加切換時(shí)的排氣能量，使副增壓器更快達(dá)到目標(biāo)轉(zhuǎn)速，柴油機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)減??；開啟廢氣旁通閥可以提高相繼增壓的切換轉(zhuǎn)速邊界，旁通閥在單增壓器時(shí)開啟的角度受到增壓器最大轉(zhuǎn)速以及過量空氣系數(shù)的限制；

c) 在最優(yōu)閥門延遲控制條件下，將相繼增壓的切換轉(zhuǎn)速由1 750 r/min提高至1 950 r/min，可以將1TC切換2TC過程的轉(zhuǎn)速波動(dòng)由57 r/min減小至25 r/min，轉(zhuǎn)速恢復(fù)所需要的時(shí)間由6.2 s減小至1.9 s；2TC切換1TC過程的轉(zhuǎn)速波動(dòng)由23 r/min減小至17 r/min，轉(zhuǎn)速恢復(fù)所需要的時(shí)間由2.0 s減小至1.1 s。