劉廷， 韓志玉， 黃勇成， 武得鈺2,

(1. 湖南大學(xué)汽車車身先進(jìn)制造國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 湖南 長沙 410082； 2. 淮安工業(yè)研究院， 江蘇 淮安 223001；3. 西安交通大學(xué)能源與動力工程學(xué)院， 陜西 西安 710049)

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車用天然氣發(fā)動機(jī)增壓匹配及性能參數(shù)優(yōu)化

劉廷1，2， 韓志玉1，2， 黃勇成3， 武得鈺2,3

(1. 湖南大學(xué)汽車車身先進(jìn)制造國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 湖南 長沙 410082； 2. 淮安工業(yè)研究院， 江蘇 淮安 223001；3. 西安交通大學(xué)能源與動力工程學(xué)院， 陜西 西安 710049)

運(yùn)用GEM3D工具離散化的方法建立了某1.5 L自然吸氣車用CNG(壓縮天然氣)發(fā)動機(jī)GT-Power仿真模型，并用試驗(yàn)數(shù)據(jù)對模型進(jìn)行校核，模型最大誤差為3.64%。在此基礎(chǔ)上進(jìn)行了CNG發(fā)動機(jī)增壓器匹配分析，用DoE(design of experiment)工具對增壓發(fā)動機(jī)的點(diǎn)火提前角進(jìn)行了優(yōu)化，然后優(yōu)化了不同壓縮比和不同過量空氣系數(shù)下的點(diǎn)火提前角，對壓縮比和過量空氣系數(shù)進(jìn)行了計算分析。結(jié)果表明：仿真模型具有較高精度，方案2為4種渦輪增壓器方案中最佳方案，并對該方案進(jìn)行了臺架試驗(yàn)，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果誤差在4%以內(nèi)；通過優(yōu)化點(diǎn)火提前角，扭矩最大提高了9.3%；在各最優(yōu)點(diǎn)火提前角下，壓縮比為12時最優(yōu)，過量空氣系數(shù)為1.1時具有最佳經(jīng)濟(jì)性。

天然氣發(fā)動機(jī)； 仿真； 增壓器； 匹配； 性能優(yōu)化

汽車工業(yè)的快速發(fā)展在給人們帶來巨大生活便利的同時，也帶來了石油危機(jī)和環(huán)境污染問題[1]。各國研究者積極開展了替代燃料的研究，其中天然氣資源豐富，分布范圍廣，燃料費(fèi)用低，安全性強(qiáng)，可以降低汽車使用成本和有害排放量，因此成為了一種非常重要的替代燃料[2-3]。天然氣發(fā)動機(jī)與傳統(tǒng)石油燃料發(fā)動機(jī)相比也有不足之處。傳統(tǒng)石油燃料以液態(tài)形式與空氣混合，在此過程中吸熱汽化，降低進(jìn)氣溫度。而天然氣為氣體燃料，沒有吸熱汽化過程，在進(jìn)氣過程中還會占據(jù)較大體積，導(dǎo)致進(jìn)入氣缸的新鮮空氣量減少，發(fā)動機(jī)動力性能明顯下降[4]。廢氣渦輪增壓技術(shù)可以提高發(fā)動機(jī)動力性，燃油經(jīng)濟(jì)性和排放也有所改善[5]。本研究借助GT-Power軟件為某1.5 L自然吸氣CNG發(fā)動機(jī)進(jìn)行了增壓器匹配，在此基礎(chǔ)上對點(diǎn)火提前角、壓縮比和過量空氣系數(shù)進(jìn)行了探討和優(yōu)化，為該發(fā)動機(jī)的性能開發(fā)提供可靠參考依據(jù)。

1 自然吸氣CNG發(fā)動機(jī)模型建立及校核

1.1 發(fā)動機(jī)模型的建立

研究對象1.5 L自然吸氣CNG發(fā)動機(jī)是一款四沖程，16氣門，雙頂置凸輪，進(jìn)氣道多點(diǎn)噴射點(diǎn)燃式發(fā)動機(jī)，其主要技術(shù)參數(shù)見表1。

表1 自然吸氣CNG發(fā)動機(jī)主要技術(shù)參數(shù)

大量的實(shí)際應(yīng)用證明，GT-Power軟件能真實(shí)地模擬發(fā)動機(jī)運(yùn)行情況，降低試驗(yàn)和設(shè)計成本[6]。根據(jù)廠家提供的幾何結(jié)構(gòu)建立CNG發(fā)動機(jī)GT-Power仿真模型。進(jìn)氣歧管的形狀和尺寸極大程度地影響著發(fā)動機(jī)的進(jìn)氣情況，從而影響仿真的精度。GT-Power自帶有一個能夠?qū)⑷S模型離散化為一維管路模型的工具GEM3D，用該工具建立進(jìn)氣歧管模型：(1)獲取Pro/E等作圖軟件設(shè)計的三維數(shù)模(見圖1a)；(2)用有限元網(wǎng)格劃分軟件Hypermesh抽取進(jìn)氣歧管的內(nèi)表面進(jìn)行網(wǎng)格劃分(見圖1b)，將網(wǎng)格導(dǎo)出轉(zhuǎn)化成為STL格式的文件；(3)將處理好的STL格式的進(jìn)氣歧管導(dǎo)入GEM3D，根據(jù)管路的形狀和尺寸進(jìn)行離散化(見圖1c)，最后轉(zhuǎn)化成為GT-Power一維管路模型(見圖1d)。使用該方法建立的模型能在最大程度上保持管道長度、直徑、穩(wěn)壓腔體積、彎曲半徑與角度等與實(shí)體參數(shù)一致，從而提高仿真模型的精確度。

運(yùn)用同樣的建模方法建立排氣歧管、進(jìn)氣道、排氣道等關(guān)鍵部件模型。利用廠家提供的其他相關(guān)參數(shù)最終建立了自然吸氣CNG發(fā)動機(jī)整機(jī)模型。

1.2 發(fā)動機(jī)模型的校核

為保證模型的準(zhǔn)確性，利用該發(fā)動機(jī)的外特性試驗(yàn)數(shù)據(jù)對模型進(jìn)行校核，模擬值與試驗(yàn)值對比見圖2。

模擬值與試驗(yàn)值對比表明，進(jìn)氣流量的最大誤差為1.95%，扭矩的最大誤差為2.25%，燃?xì)庀穆实淖畲笳`差為3.64%，其余點(diǎn)的誤差均小于2.5%。模擬值與試驗(yàn)值吻合良好，計算模型的精度滿足工程應(yīng)用要求。

2 渦輪增壓器的匹配

2.1 增壓CNG發(fā)動機(jī)模型的建立

出于對渦輪增壓器的布置和改善增壓后進(jìn)氣效率等因素的考慮，在原自然吸氣CNG發(fā)動機(jī)的基礎(chǔ)上為增壓機(jī)型設(shè)計了新的進(jìn)排氣歧管、凸輪型線及配氣相位。為控制增壓后爆燃發(fā)生的風(fēng)險，對活塞頂部的燃燒室形狀進(jìn)行了重新設(shè)計，將壓縮比由自然吸氣時的13降為12。其余參數(shù)與原自然吸氣機(jī)型相同。采用與之前自然吸氣發(fā)動機(jī)建模相同的方法保證模型的精確度，建立了新的進(jìn)排氣歧管模型，替換了原進(jìn)排氣歧管，同樣替換了原凸輪型線和配氣相位，更換壓縮比。在自然吸氣模型的基礎(chǔ)上增加了中冷器模型、渦輪增壓器模型和機(jī)械膜片式廢氣旁通閥模型，最終模型見圖3。

2.2 增壓器匹配結(jié)果

發(fā)動機(jī)廠家對增壓機(jī)型的目標(biāo)見表2。

表2 增壓機(jī)型的目標(biāo)

本研究采用兩款渦輪機(jī)A，B和兩款壓氣機(jī)C，D兩兩組合成4種匹配方案(見表3)。

表3 增壓器匹配方案

4種方案的渦輪增壓器和發(fā)動機(jī)外特性的聯(lián)合運(yùn)行線見圖4。由圖可知，在低速1 200 r/min時，方案3和方案4的聯(lián)合運(yùn)行線已經(jīng)在喘振線左側(cè)，發(fā)生了喘振。這是因?yàn)榉桨?和方案4均采用渦輪機(jī)B，而渦輪機(jī)B與發(fā)動機(jī)匹配時流量偏小。因此方案3和方案4不滿足要求。由圖4可知，方案1和方案2都具有足夠的喘振裕度，也沒有在堵塞線以外，因此對方案1和方案2作進(jìn)一步比較。

方案1和方案2的外特性對比見圖5。兩方案的扭矩和燃?xì)庀穆试谥械娃D(zhuǎn)速相差很小，在高轉(zhuǎn)速時差距增大，5 200 r/min時達(dá)到最大，方案2扭矩較大、燃?xì)庀穆瘦^小。這是因?yàn)樵谥械娃D(zhuǎn)速1 200～3 600 r/min時，兩種方案的壓氣機(jī)效率相差很小，方案1略高于方案2。在3 200 r/min以后，方案1效率下降速度加快，導(dǎo)致效率逐漸比方案2低，在5 200 r/min時，兩種方案效率差別達(dá)到最大，方案2比方案1效率高出9.5%。綜上，選擇方案2較為合理。

2.3 增壓器匹配試驗(yàn)驗(yàn)證

針對方案2增壓器進(jìn)行了臺架試驗(yàn)。試驗(yàn)表明，在渦前排氣溫度和缸內(nèi)最高燃燒壓力的限制下，最大扭矩為190.8 N·m(2 800 r/min)，最大功率為85.9 kW(5 200 r/min)，達(dá)到了預(yù)期開發(fā)目標(biāo)。將仿真模型所用的環(huán)境壓力、溫度、點(diǎn)火提前角等試驗(yàn)可調(diào)參數(shù)設(shè)置成與試驗(yàn)值一致。模擬值與試驗(yàn)值結(jié)果對比見圖6，模擬值最大誤差在4%以內(nèi)，進(jìn)一步驗(yàn)證了模擬計算的準(zhǔn)確性，也說明了選擇方案2的合理性。

3 CNG發(fā)動機(jī)參數(shù)優(yōu)化探討

3.1 點(diǎn)火提前角

點(diǎn)火提前角直接影響著發(fā)動機(jī)缸內(nèi)燃燒的狀況，從而影響發(fā)動機(jī)的性能。點(diǎn)火時刻過于提前會導(dǎo)致缸內(nèi)最高燃燒壓力超過限制值，點(diǎn)火時刻過于推后會導(dǎo)致渦前排氣溫度超過限制值，不同工況都對應(yīng)著不同的最佳點(diǎn)火時刻。GT-Power的DoE(design of experiment)模塊能準(zhǔn)確找出最優(yōu)參數(shù)目標(biāo)，大幅提高優(yōu)化效率[7-8]。利用DoE對發(fā)動機(jī)1 200～5 200 r/min的11個外特性工況點(diǎn)進(jìn)行點(diǎn)火提前角優(yōu)化，優(yōu)化準(zhǔn)則如下：(1)不發(fā)生爆震，缸內(nèi)最高燃燒壓力不超過8.5 MPa；(2)渦前排氣溫度不超過930 ℃；(3)在滿足前兩項(xiàng)限制要求的基礎(chǔ)上，扭矩最大，燃?xì)庀穆首钚　｜c(diǎn)火提前角優(yōu)化結(jié)果見圖7，利用優(yōu)化后的點(diǎn)火提前角計算發(fā)動機(jī)性能，結(jié)果見圖8。經(jīng)過優(yōu)化后，扭矩在低速段得到了提高，在1 600 r/min時提高比例最大達(dá)9.3%。這是因?yàn)樵c(diǎn)火提前角在低速段時偏大，混合氣過早點(diǎn)燃，火焰?zhèn)鞑ニ俣燃涌?，缸?nèi)最高燃燒壓力達(dá)到時太早，從而引起壓縮負(fù)功增大，扭矩降低。

3.2 壓縮比

增大壓縮比(εc)可以提高發(fā)動機(jī)的循環(huán)熱效率，增大指示功率，但是壓縮比的提高受爆震的限制。增壓發(fā)動機(jī)當(dāng)前壓縮比為12，分別取壓縮比為10.5，11,11.5,12和12.5對外特性工況進(jìn)行計算對比。壓縮比不同，相同工況壓縮終了缸內(nèi)混合氣的溫度和壓力都不同，因此同一工況下不同的壓縮比對應(yīng)了不同的最佳點(diǎn)火提前角。首先用DoE對不同壓縮比下的點(diǎn)火提前角分別進(jìn)行了優(yōu)化，優(yōu)化結(jié)果見圖9。在相同的轉(zhuǎn)速下，隨著壓縮比增大，最佳點(diǎn)火角提前角減小，即點(diǎn)火時刻推后。

采用最優(yōu)點(diǎn)火時刻進(jìn)行計算，因?yàn)楦鲏嚎s比下的性能參數(shù)差距較小，所以取壓縮比εc=10.5時的值為參照基準(zhǔn)值。壓縮比εc=10.5時的外特性數(shù)據(jù)見圖10，相對于壓縮比εc=10.5時各壓縮比的外特性差值百分比見圖11。由圖11可知，該發(fā)動機(jī)隨著壓縮比的增大表現(xiàn)出如下性能特點(diǎn)：(1)扭矩略有增大；(2)燃?xì)庀穆事杂薪档停?3)渦前排氣溫度降低，在低速1 200～2 000r/min時降低比較明顯；(4)缸內(nèi)最高燃燒壓力在低速1 200～2 000r/min時增大比較明顯，之后大小無規(guī)律，壓力值都在8.5MPa左右。出現(xiàn)上述渦前排氣溫度和缸內(nèi)最高燃燒壓力規(guī)律的主要原因是：優(yōu)化點(diǎn)火提前角時通過推遲點(diǎn)火時刻將缸內(nèi)最高燃燒壓力限制在8.5MPa以內(nèi)，因此最高燃燒壓力只有在低速段沒達(dá)到限值8.5MPa時隨壓縮比增大而增大，渦前排氣溫度也在這一低速段降低較明顯，而且因無法將最高燃燒壓力精確控制在8.5MPa，因此最高燃燒壓力呈現(xiàn)出在8.5MPa左右的不規(guī)律性。扭矩和燃?xì)庀穆首兓淮笾饕颍?1)扭矩和燃?xì)庀穆孰S壓縮比的增大并非是單純的線性關(guān)系，達(dá)到一定壓縮比時，隨壓縮比的增大變化幅度會減小[9]；(2)中高速段受最高燃燒壓力的限制；(3)低速段雖沒有最高燃燒壓力限制，但是隨著最高燃燒壓力的增大，機(jī)械損失增加，抵消了一部分因壓縮比增大帶來的改善。

在2 800r/min，節(jié)氣門開度為10%時發(fā)動機(jī)性能隨壓縮比的變化見圖12。隨著壓縮比逐漸增大，扭矩逐漸增大，增大幅度為4.9%，燃?xì)庀穆手饾u減小，減小幅度為5.6%，渦前排氣溫度逐漸降低，降低幅度為5.9%，缸內(nèi)最高燃燒壓力逐漸增大，增大幅度為2.1%。

在2 000r/min全負(fù)荷工況點(diǎn)，壓力升高率隨壓縮比的變化見圖13，為保證點(diǎn)燃式發(fā)動機(jī)工作柔和，最大壓力升高率應(yīng)為0.175～0.25MPa/(°)[5]，因此壓縮比為12.5可能會引起發(fā)動機(jī)工作粗暴。綜上，原壓縮比12是較優(yōu)壓縮比，不需要改動。

3.3 稀燃時過量空氣系數(shù)

稀燃天然氣發(fā)動機(jī)過量空氣系數(shù)φa>1.45時，燃燒循環(huán)波動的幅度會變得很大[10]，因此取過量空氣系數(shù)φa為1，1.1，1.2，1.3，1.4。計算1 200～5 200 r/min外特性，采用前述點(diǎn)火提前角的優(yōu)化準(zhǔn)則和方法，用DoE對不同過量空氣系數(shù)下的點(diǎn)火提前角分別進(jìn)行了優(yōu)化，結(jié)果見圖14。

利用優(yōu)化后的點(diǎn)火提前進(jìn)行計算，結(jié)果見圖15。扭矩隨φa的增大而逐漸減小。燃?xì)庀穆蚀篌w上呈現(xiàn)先減小再增大的趨勢，在低速段1 200～2 000r/min和高速段4 000～5 200r/min，φa為1.1時燃?xì)庀穆首钚?，中速? 400～3 600 r/min，除了φa為1時燃?xì)庀穆瘦^大，其余相差很小。這主要是因?yàn)椋簹飧變?nèi)空氣、燃料和殘余廢氣不可能完全均勻混合，因而不可能剛好在φa為1時完全燃燒；混合氣稍稀時，燃燒最高溫度降低，燃燒產(chǎn)物離解減少，有利于提高熱效率；過稀的混合氣使燃燒速度降低，燃燒時間變長，導(dǎo)致熱效率下降。因此φa為1.1時發(fā)動機(jī)具有最佳經(jīng)濟(jì)性。在不改變其他條件時，因噴入燃?xì)獾臏p少，稀燃必然會導(dǎo)致動力性能的下降，可以考慮通過增大增壓比，強(qiáng)化發(fā)動機(jī)而增大缸內(nèi)最高燃燒壓力限值等方式恢復(fù)動力性。

4 結(jié)論

a) 4種增壓器匹配方案中方案3和方案4發(fā)生了喘振，方案2和方案1對比，方案2扭矩較大，燃?xì)庀穆瘦^小，增壓器效率較高，為最優(yōu)方案；

b) 采用DoE對增壓發(fā)動機(jī)點(diǎn)火提前角進(jìn)行優(yōu)化，使扭矩最大提高了9.3%；

c) 在最優(yōu)點(diǎn)火提前角下，外特性時隨壓縮比的增大，扭矩略有增大，燃?xì)庀穆事杂薪档?，渦前排氣溫度在低速段降低較明顯，中高速段則略有降低，缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力在低速段增大較明顯，中高速段基本保持在8.5 MPa；2 800 r/min部分負(fù)荷時隨壓縮比的增大，扭矩逐漸增大，燃?xì)庀穆手饾u減小，渦前排氣溫度逐漸降低，缸內(nèi)最高燃燒壓力逐漸增大，通過比較確定最優(yōu)壓縮比為12；

d)在最優(yōu)點(diǎn)火提前角下，過量空氣系數(shù)為1.1時發(fā)動機(jī)具有最佳的經(jīng)濟(jì)性。

致謝：

本研究的發(fā)動機(jī)設(shè)計參數(shù)和試驗(yàn)數(shù)據(jù)由江蘇上淮動力有限公司提供，在此表示感謝。

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[編輯： 潘麗麗]

Turbocharging Matching and Performance Parameter Optimization of Vehicle Natural Gas Engine

LIU Ting1,2, HAN Zhiyu1,2, HUANG Yongcheng3, WU Deyu2,3

(1. State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacture for Vehicle Body, Hunan University,Changsha 410082, China; 2. Huai’an Industrial Technology Research Institute, Huai’an 223001, China;3. School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China)

A 1.5 L naturally aspirated compressed natural gas (CNG) engine model was established with GT-Power through GEM3D discretization method. The model was verified against experimental data and the maximum error was 3.64%. Then the matching and analysis of turbocharger for CNG engine were conducted and the ignition advance angle was optimized with DoE tool. The compression ratio and excess air coefficient were calculated and analyzed and their corresponding ignition advance angles were also further optimized. The results show that the simulation model has a high precision and the second scheme is the best among the four kinds of turbochargers. For the determined best scheme, the bench verification is conducted and the error between simulation and experiment is within 4%. The maximum increase of torque is 9.3% by optimizing the ignition advance angle. For all best ignition advance angles, the optimal compression ratio is 12 and the excess air coefficient for best fuel economy is 1.1.

CNG engine; simulation; turbocharger； matching; performance optimization

2016-01-09；

2016-03-29

企業(yè)基金(1.5 L渦輪增壓CNG發(fā)動機(jī)性能開發(fā))

劉廷(1990—)，男，碩士，主要研究方向?yàn)榘l(fā)動機(jī)性能開發(fā)；liutin690@163.com。

韓志玉(1962—)，男，教授，博導(dǎo)，主要研究方向?yàn)榘l(fā)動機(jī)節(jié)能、減排和計算燃燒學(xué)；allenhanzhiyu@sina.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2016.04.014

TK432

B

1001-2222(2016)04-0075-07