某船用柴油機各缸排溫不均勻性優(yōu)化設計

王任信，張萬枝，李玉賀，李成，馬超，凌健

1.廣西玉柴機器股份有限公司技術(shù)研究院,廣西南寧 530000；2.康躍科技(山東)有限公司，山東壽光 262711；3.中汽研汽車檢驗中心(天津)有限公司，天津 300000

0 引言

隨著經(jīng)濟的發(fā)展，海洋資源促進了船舶技術(shù)的飛速發(fā)展，絕大部分中大型船舶采用柴油機作為推進動力，漁船向大型化方向發(fā)展，迫切需要優(yōu)良的大功率中速船用柴油機[1]。漁船使用過程中，如果船舶發(fā)動機出現(xiàn)故障導致停機，失去動力的船舶在大海中隨時可能被風浪掀翻，導致嚴重后果。因此，船用柴油機對可靠性的要求極為嚴格。

船用柴油機開發(fā)時，各缸排氣溫度均勻性是一項極為重要的指標。如果各缸排氣溫度差較大，某些氣缸熱負荷顯著高于其它氣缸，缸蓋、水套內(nèi)冷卻水沸騰導致熱應力加劇，氣缸與氣缸之間的熱負荷差異使缸蓋膨脹變形，各氣缸蓋承受的缸蓋主螺栓拉伸力不一致，導致缸蓋開裂、漏水等嚴重故障。除此之外，工作異常氣缸產(chǎn)生溫度較高的廢氣還會對排氣管及增壓器等部件產(chǎn)生高熱應力沖擊，加速零部件損壞。因此，控制各缸排氣溫度的均勻性是柴油機開發(fā)中必不可少的一個環(huán)節(jié)[2-3]。文獻[4-5]研究表明可以通過各缸排氣溫度測量結(jié)果實時調(diào)整各缸實際噴油量，控制各缸排氣溫度均勻性，文獻[6]通過建立Simulink模型，基于曲軸轉(zhuǎn)速波動的片段信號判斷并控制各缸工作的均勻性。

為提升發(fā)動機開發(fā)效率，本文中基于某成熟6缸柴油機平臺開發(fā)了重型8缸柴油機，零部件大多沿用原機的成熟配置。實際產(chǎn)品開發(fā)時出現(xiàn)各缸排溫均勻性差的問題，嚴重影響了新機型的開發(fā)進度。為解決發(fā)動機各缸排溫不均勻性，本文中通過建立一維熱力學計算模型，設計定壓增壓與氣門正時優(yōu)化2種方案控制和減少各缸排溫不均勻性；并基于優(yōu)化后的氣門正時，重新設計高豐滿度的凸輪型線方案，通過試驗驗證新方案的有效性。

1 試驗及分析

1.1 柴油機基本參數(shù)

某電控單體泵、雙增壓器并聯(lián)重型8缸船用柴油機，各缸發(fā)火順序為1—5—7—3—8—4—2—6，采用選擇性催化還原(selective catalytic reduction,SCR)后處理技術(shù)，左右2個增壓器的渦輪入口分別與左、右側(cè)4個氣缸的排氣管出口相連，其主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 柴油機主要技術(shù)參數(shù)

1.2 試驗設備

試驗在大型水力測功機上進行，主要試驗裝置包括：1)Y3300水力測功機，測功機額定轉(zhuǎn)速為2500 r/min，最大測量功率為3300 kW；2)空氣質(zhì)量流量計，臺架擁有雙路進氣分別與2個增壓器的壓端入口連接，每路進氣管上均安裝1個SN200空氣質(zhì)量流量計，最大量程為10 000 kg/h；3)柴油機自帶中冷器，臺架冷卻水模擬海水對中冷器進行冷卻；4)CMFD060燃油質(zhì)量流量計，最大量程為1000 kg/h；5) AVL415煙度計，測量排氣煙度；6)溫度傳感器，各缸排氣管入口均安裝溫度傳感器，測量各缸排氣溫度。

1.3 模型與分析

利用AVL-Boost軟件建立柴油機一維熱力學仿真模型[7-9]，如圖1所示。建模時，進排氣系統(tǒng)及中冷器前、后的管路幾何尺寸通過實際測量得到，增壓器map數(shù)據(jù)由增壓器供應商提供，燃燒模型中的放熱率曲線通過試驗缸壓計算獲得，其它模型參數(shù)均根據(jù)該柴油機的實際信息填寫，部分參數(shù)根據(jù)經(jīng)驗數(shù)值填寫。

圖1 AVL-Boost柴油機模型

根據(jù)試驗數(shù)據(jù)對圖1中的模型參數(shù)進行標定，模型計算結(jié)果與原機試驗結(jié)果對比如圖2所示，標定工況各缸排氣溫度模型計算與試驗結(jié)果對比如表2所示。

a) 比油耗 b) 容積效率 圖2 模型計算結(jié)果與原機試驗結(jié)果對比

表2 標定工況各缸排氣溫度模型計算與試驗結(jié)果對比 ℃

由圖2和表2可知：1) 比油耗和容積效率模型計算結(jié)果與原機試驗結(jié)果的最大誤差均在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為400 r/min時，比油耗相對誤差為1.02%，容積效率相對誤差為1.76%；2)各缸排溫的不均勻性整體趨勢基本相同，排溫的最大相對誤差為3.11%，第4、5缸排溫顯著高于其它氣缸，標定點各缸排溫極差(最高排氣溫度和最低排氣溫度的差)試驗結(jié)果和計算結(jié)果分別為133 ℃和130 ℃；模型的精度能較好地滿足計算要求。

1.4 各缸排溫均勻性分析

該柴油機為8缸柴油機，左、右4個氣缸分別連接一個增壓器，相當于2臺4缸柴油機串聯(lián)。理論上，如果左右4缸發(fā)火順序均為1—3—4—2，相當于2臺4缸機并聯(lián)，能保證各缸排溫均勻性滿足要求。但本機在軸系扭振優(yōu)化時發(fā)現(xiàn)左、右4缸的發(fā)火順序為1—3—4—2時，會導致較大的曲軸扭振。根據(jù)曲軸扭振計算結(jié)果，推薦本柴油機各缸發(fā)火順序為1—5—7—3—8—4—2—6。左、右側(cè)4個氣缸的排氣門升程曲線如圖3所示。

a) 左側(cè)氣缸 b) 右側(cè)氣缸 圖3 排氣門升程曲線

由圖3可知：1)左、右側(cè)4個氣缸的排氣升程曲線沒有達到均勻分布，第1缸和第3缸、第6缸和第8缸的排氣門升程間隔較大，因此這些氣缸的排氣過程受到其它氣缸的影響較小，排氣較順暢，對應排氣溫度相對較低；2)第4、5缸的排氣升程曲線與其它氣缸存在明顯重合，因此第4、5缸的排氣過程受到阻力較大，導致這2個氣缸的排氣溫度較高。

綜上所述，本柴油機各缸排溫不均勻的根本原因是發(fā)火順序不均勻；但由于控制曲軸扭振的需要，發(fā)火順序不宜調(diào)整。

2 優(yōu)化方案

由于發(fā)火順序不宜調(diào)整，從定壓增壓和氣門正時2方面提出優(yōu)化方案。

2.1 定壓增壓

定壓增壓方案使用一根排氣總管將所有氣缸連在一起，形成一個體積較大的容腔，各缸排氣脈沖進入該大容腔后迅速穩(wěn)定下來，可保證各缸排氣阻力基本相同，從而改善各缸排氣溫度的不均勻性[10]。使用定壓增壓方案，首先需要確定排氣總管的內(nèi)徑。本文中使用熱力學模型對排氣總管的內(nèi)徑進行單變量尋優(yōu)計算，排氣總管內(nèi)徑對各缸排溫極差和泵氣損失(pumping mean effective pressure, PMEP)的影響如圖4所示。

a)排溫極差 b)泵氣損失 圖4 排氣總管內(nèi)徑對各s缸排溫極差和PMEP的影響

由圖4可知：隨著排氣總管內(nèi)徑的增大，排氣管容積增大，穩(wěn)壓作用明顯，各缸排溫極差隨總管內(nèi)徑的增大而減??；排氣總管內(nèi)徑影響PMEP，標定點(轉(zhuǎn)速為1000 r/min)的PMEP隨排氣總管內(nèi)徑的增大而改善，當排氣總管內(nèi)徑大于100 mm時，PMEP隨排氣總管內(nèi)徑的增加改善幅度顯著降低，但排氣總管內(nèi)徑太小，可能無法滿足標定工況下較大的排氣流量需求。綜上所述，建議選擇內(nèi)徑為103 mm的排氣總管。

排氣總管內(nèi)徑為103 mm時，計算得到的各缸標定工況下排氣溫度分布，如圖5所示。

圖5 標定工況下各缸排氣溫度計算結(jié)果

由圖5可知：定壓增壓方案下，由于排氣脈沖小，各缸排氣過程面臨的壓力基本相同，各缸排氣溫度基本一致，標定工況下各缸排氣溫度的極差為19 ℃。

為研究定壓增壓方案對船用柴油機性能的影響，對發(fā)動機轉(zhuǎn)速為600 r/min時的示功圖及不同轉(zhuǎn)速下的比油耗進行分析，如圖6、7所示。

圖6 定壓增壓方案示功圖 圖7 定壓增壓方案比油耗

由圖6、7可知：1)轉(zhuǎn)速為600 r/min時，由于定壓增壓方式對應的排氣波動小，示功圖曲線中僅排氣沖程部分存在差異，定壓增壓方案在排氣沖程的氣缸壓力曲線整體高于原機，排氣過程面臨的阻力大于原機，導致泵氣損失顯著增加；2)由于排氣脈沖沒有得到很好的利用，泵氣損失大，低速工況的比油耗明顯增加，最大增加了3.5 g/(kW·h)。

綜上所述，定壓增壓方案雖然能顯著改善各缸排氣溫度的均勻性，但由于中低速時比油耗惡化顯著，因此不建議使用定壓增壓方案。

2.2 氣門正時優(yōu)化

進行氣門正時優(yōu)化時，應分析各缸進排氣過程的流量及壓力曲線，找出問題原因，針對性地進行氣門正時優(yōu)化[11]。本文中保持原機配置不變，僅通過氣門正時的優(yōu)化改善各缸排氣溫度的不均勻性。分析標定工況下第5缸的進、排氣過程，如圖8所示。

由圖8可知：在氣門重疊角處，由于第5缸在排氣過程受到第7缸排氣壓力波的沖擊，排氣道壓力大于缸壓，缸壓大于進氣道壓力，形成明顯的排氣回流與進氣倒流。重疊角期間氣門的異常流動會嚴重影響該氣缸的充氣效率，影響最終進入該氣缸的進氣量，導致該氣缸對應的排氣溫度升高。

在排氣重疊角區(qū)間，對各缸在標定點的排氣回流情況進行積分統(tǒng)計，結(jié)果如表3所示。

表3 原機進、排氣流動積分結(jié)果

由表3可知：1)第4、5缸均存在明顯的進氣倒流和排氣回流，這2缸的進氣量明顯低于其它氣缸；2) 第2、7缸也存在較微弱的排氣回流，因此這2缸排溫略微高于鄰近的氣缸；3) 各缸進氣均勻性較差，第1、8缸的進氣量較大，第4、5進氣量較小，最小進氣量相對于平均進氣量的偏差為15%。

綜上所述，氣門重疊角期間氣體的異常流動，各缸進氣不均勻，導致各缸排溫差異大。為改善氣門重疊期的氣體異常流動，建議進行氣門重疊角優(yōu)化。

氣門重疊角的優(yōu)化涉及排氣門關(guān)閉角(exhaust valve closure ,EVC)和進氣門開啟角(intake value open ,IVO)[12-14]，針對標定工況(1000 r/min)和低速工況(400 r/min)進行EVC和IVO的雙變量全因子8水平試驗設計，得到64個正時優(yōu)化方案，分別進行模型計算，計算結(jié)果如圖9、10所示。

由圖9、10可知：1)高速或低速下，重疊角減小均可以改善各缸排溫極差；優(yōu)化時可限定各缸排溫極差低于30 ℃，IVO由316°推遲到339°，EVC由395°提前到380°；2)重疊角減小可以降低容積效率，標定工況容積效率由原機的0.90降低到0.87，低速工況容積效率由原機的0.86降低到0.82。

a) 排溫極差 b) 容積效率圖9 標定工況時EVC和IVO對各缸排溫極差和容積效率的影響

a) 排溫極差 b) 容積效率圖10 低速工況時EVC和IVO對各缸排溫極差和容積效率的影響

優(yōu)化重疊角，得到的氣門升程曲線 (記為方案SF1)如圖11所示。

圖11 進、排氣門升程

從圖11可知：1)方案SF1保持進氣門關(guān)閉角和排氣門開啟角不變，僅減小了氣門重疊角；2)相對原機，方案SF1排氣門的上升沿和進氣門的下降沿均更為陡峭，這是因為原機的凸輪應力和氣門落座速度有較大裕度，為盡可能提升氣門升程曲線的豐滿度，加大了氣門升程的上升及下降度。

由于方案SF1的容積效率相對原機降幅較大，需進一步優(yōu)化型線設計參數(shù)，提升氣門升程的豐滿度，改善容積效率，提高整機性能，保證整機競爭力。

原機的凸輪型線為傳統(tǒng)的MFB2型線方案，本文中采用改進型MBF2型線[15-19]，重新設計豐滿度更高的凸輪型線方案 (記為方案SF2)，優(yōu)化前、后的氣門升程如圖12所示。

圖12 優(yōu)化后的進、排氣門升程

由圖12可知：方案SF2的氣門升程頂部為一條水平線，即在一段時間內(nèi)能保持最大升程的開度，使氣門升程與曲軸轉(zhuǎn)角的積分明顯增加，因此型線的豐滿度相對于方案SF1得到了顯著提升，進氣門升程的豐滿度由0.544提升到0.564，排氣門升程的豐滿度由0.548提升到0.602。

對SF2型線發(fā)動機重新進行一維模型計算，并對進、排氣流動過程進行積分，標定工況下的結(jié)果如表4所示。

表4 SF2型線進、排氣流動積分情況(標定點)

由表4可知：1) 第4、5缸進氣倒流和排氣回流得到了顯著改善，進氣倒流相對原機下降了82%，排氣回流相對原機下降了95%；2)第2、7缸，原機存在微弱排氣回流，方案SF2型線發(fā)動機基本不存在排氣回流；3) 雖然SF2型線發(fā)動機進氣量略低于原機(進氣量降低2.2%)，但各缸進氣量的均勻性顯著提升，有利于提升各缸排氣溫度的均勻性。

標定工況下方案SF2發(fā)動機的各缸排溫、容積效率和比油耗與原機模型的對比如圖13所示。

a)排溫分布 b)容積效率 c)比油耗圖13 方案SF2各缸與原機參數(shù)對比

由圖13可知：1)方案SF2發(fā)動機的容積效率在中高轉(zhuǎn)速略低于原機，最大相差約1%，但各缸排溫均勻性改善較大，各缸排溫極差為31 ℃，滿足開發(fā)需求；2)比油耗與原機基本一致。

3 優(yōu)化方案試驗驗證

對采用優(yōu)化后的凸輪方案發(fā)動機進行臺架試驗測試，優(yōu)化前、后試驗結(jié)果如圖14所示。

a)排溫 b)比油耗圖14 凸輪優(yōu)化前、后臺架試驗結(jié)果曲線

由圖14可知：1)方案SF2柴油機的各缸排溫均勻性得到顯著提升，各缸排氣溫度極差為34 ℃，滿足開發(fā)要求；各缸排氣溫度的極差高于模型計算結(jié)果，是因為模型假定各缸燃燒過程相同，沒有考慮各缸燃燒過程的差異；2)低速時，方案SF2柴油機的油耗較大，比油耗比原機最大增加了1.5 g/(kW·h)；中高速時，比油耗與原機基本一致。

4 結(jié)論

1)在定壓增壓方案下，由于排氣壓力波穩(wěn)定，標定工況下各缸排溫極差僅為19 ℃，顯著改善了各缸排溫不均勻性；但該方案下的泵氣損失較大，中低速時發(fā)動機比油耗顯著增加，產(chǎn)品競爭力下降，因此不建議采用。

2)方案SF1通過優(yōu)化氣門正時，減小氣門重疊角，仿真計算表明各缸排氣溫度極差為29 ℃，但該方案會導致容積效率顯著降低，燃燒過程惡化。

3)方案SF2采用改進型MBF2算法，重新設計凸輪型線，仿真計算結(jié)果表明該方案可以提高氣門升程的豐滿度，進氣門升程的豐滿度由0.544提升到0.564，排氣門升程的豐滿度由0.548提升到0.602；盡管方案SF2容積效率仍低于原機，但差異并不顯著，該方案各缸排氣溫度的極差為31 ℃，比油耗與原機基本保持一致。

4)試驗驗證表明方案SF2能顯著改善各缸排氣不均勻性，各缸排溫極差為34 ℃，比油耗與原機基本一致，滿足開發(fā)需求。