王任信，張萬(wàn)枝，李玉賀，李成，馬超，凌健

1.廣西玉柴機(jī)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(chē)檢驗(yàn)中心(天津)有限公司，天津 300000

0 引言

隨著經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，海洋資源促進(jìn)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(jī)作為推進(jìn)動(dòng)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(jī)[1]。漁船使用過(guò)程中，如果船舶發(fā)動(dòng)機(jī)出現(xiàn)故障導(dǎo)致停機(jī)，失去動(dòng)力的船舶在大海中隨時(shí)可能被風(fēng)浪掀翻，導(dǎo)致嚴(yán)重后果。因此，船用柴油機(jī)對(duì)可靠性的要求極為嚴(yán)格。

船用柴油機(jī)開(kāi)發(fā)時(shí)，各缸排氣溫度均勻性是一項(xiàng)極為重要的指標(biāo)。如果各缸排氣溫度差較大，某些氣缸熱負(fù)荷顯著高于其它氣缸，缸蓋、水套內(nèi)冷卻水沸騰導(dǎo)致熱應(yīng)力加劇，氣缸與氣缸之間的熱負(fù)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(dǎo)致缸蓋開(kāi)裂、漏水等嚴(yán)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(huì)對(duì)排氣管及增壓器等部件產(chǎn)生高熱應(yīng)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(jī)開(kāi)發(fā)中必不可少的一個(gè)環(huán)節(jié)[2-3]。文獻(xiàn)[4-5]研究表明可以通過(guò)各缸排氣溫度測(cè)量結(jié)果實(shí)時(shí)調(diào)整各缸實(shí)際噴油量，控制各缸排氣溫度均勻性，文獻(xiàn)[6]通過(guò)建立Simulink模型，基于曲軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)的片段信號(hào)判斷并控制各缸工作的均勻性。

為提升發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)發(fā)效率，本文中基于某成熟6缸柴油機(jī)平臺(tái)開(kāi)發(fā)了重型8缸柴油機(jī)，零部件大多沿用原機(jī)的成熟配置。實(shí)際產(chǎn)品開(kāi)發(fā)時(shí)出現(xiàn)各缸排溫均勻性差的問(wèn)題，嚴(yán)重影響了新機(jī)型的開(kāi)發(fā)進(jìn)度。為解決發(fā)動(dòng)機(jī)各缸排溫不均勻性，本文中通過(guò)建立一維熱力學(xué)計(jì)算模型，設(shè)計(jì)定壓增壓與氣門(mén)正時(shí)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(mén)正時(shí)，重新設(shè)計(jì)高豐滿(mǎn)度的凸輪型線(xiàn)方案，通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證新方案的有效性。

1 試驗(yàn)及分析

1.1 柴油機(jī)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(jī)，各缸發(fā)火順序?yàn)?—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(gè)增壓器的渦輪入口分別與左、右側(cè)4個(gè)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(jī)主要技術(shù)參數(shù)

1.2 試驗(yàn)設(shè)備

試驗(yàn)在大型水力測(cè)功機(jī)上進(jìn)行，主要試驗(yàn)裝置包括：1)Y3300水力測(cè)功機(jī)，測(cè)功機(jī)額定轉(zhuǎn)速為2500 r/min，最大測(cè)量功率為3300 kW；2)空氣質(zhì)量流量計(jì)，臺(tái)架擁有雙路進(jìn)氣分別與2個(gè)增壓器的壓端入口連接，每路進(jìn)氣管上均安裝1個(gè)SN200空氣質(zhì)量流量計(jì)，最大量程為10 000 kg/h；3)柴油機(jī)自帶中冷器，臺(tái)架冷卻水模擬海水對(duì)中冷器進(jìn)行冷卻；4)CMFD060燃油質(zhì)量流量計(jì)，最大量程為1000 kg/h；5) AVL415煙度計(jì)，測(cè)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(cè)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(jī)一維熱力學(xué)仿真模型[7-9]，如圖1所示。建模時(shí)，進(jìn)排氣系統(tǒng)及中冷器前、后的管路幾何尺寸通過(guò)實(shí)際測(cè)量得到，增壓器map數(shù)據(jù)由增壓器供應(yīng)商提供，燃燒模型中的放熱率曲線(xiàn)通過(guò)試驗(yàn)缸壓計(jì)算獲得，其它模型參數(shù)均根據(jù)該柴油機(jī)的實(shí)際信息填寫(xiě)，部分參數(shù)根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)值填寫(xiě)。

圖1 AVL-Boost柴油機(jī)模型

根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)圖1中的模型參數(shù)進(jìn)行標(biāo)定，模型計(jì)算結(jié)果與原機(jī)試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比如圖2所示，標(biāo)定工況各缸排氣溫度模型計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比如表2所示。

a) 比油耗 b) 容積效率 圖2 模型計(jì)算結(jié)果與原機(jī)試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

表2 標(biāo)定工況各缸排氣溫度模型計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比 ℃

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

1.4 各缸排溫均勻性分析

該柴油機(jī)為8缸柴油機(jī)，左、右4個(gè)氣缸分別連接一個(gè)增壓器，相當(dāng)于2臺(tái)4缸柴油機(jī)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(dāng)于2臺(tái)4缸機(jī)并聯(lián)，能保證各缸排溫均勻性滿(mǎn)足要求。但本機(jī)在軸系扭振優(yōu)化時(shí)發(fā)現(xiàn)左、右4缸的發(fā)火順序?yàn)?—3—4—2時(shí)，會(huì)導(dǎo)致較大的曲軸扭振。根據(jù)曲軸扭振計(jì)算結(jié)果，推薦本柴油機(jī)各缸發(fā)火順序?yàn)?—5—7—3—8—4—2—6。左、右側(cè)4個(gè)氣缸的排氣門(mén)升程曲線(xiàn)如圖3所示。

a) 左側(cè)氣缸 b) 右側(cè)氣缸 圖3 排氣門(mén)升程曲線(xiàn)

由圖3可知：1)左、右側(cè)4個(gè)氣缸的排氣升程曲線(xiàn)沒(méi)有達(dá)到均勻分布，第1缸和第3缸、第6缸和第8缸的排氣門(mén)升程間隔較大，因此這些氣缸的排氣過(guò)程受到其它氣缸的影響較小，排氣較順暢，對(duì)應(yīng)排氣溫度相對(duì)較低；2)第4、5缸的排氣升程曲線(xiàn)與其它氣缸存在明顯重合，因此第4、5缸的排氣過(guò)程受到阻力較大，導(dǎo)致這2個(gè)氣缸的排氣溫度較高。

綜上所述，本柴油機(jī)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(mén)正時(shí)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(gè)體積較大的容腔，各缸排氣脈沖進(jìn)入該大容腔后迅速穩(wěn)定下來(lái)，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(xué)模型對(duì)排氣總管的內(nèi)徑進(jìn)行單變量尋優(yōu)計(jì)算，排氣總管內(nèi)徑對(duì)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(duì)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(biāo)定點(diǎn)(轉(zhuǎn)速為1000 r/min)的PMEP隨排氣總管內(nèi)徑的增大而改善，當(dāng)排氣總管內(nèi)徑大于100 mm時(shí)，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(wú)法滿(mǎn)足標(biāo)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(shí)，計(jì)算得到的各缸標(biāo)定工況下排氣溫度分布，如圖5所示。

圖5 標(biāo)定工況下各缸排氣溫度計(jì)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(guò)程面臨的壓力基本相同，各缸排氣溫度基本一致，標(biāo)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(duì)船用柴油機(jī)性能的影響，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為600 r/min時(shí)的示功圖及不同轉(zhuǎn)速下的比油耗進(jìn)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(shí)，由于定壓增壓方式對(duì)應(yīng)的排氣波動(dòng)小，示功圖曲線(xiàn)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(xiàn)整體高于原機(jī)，排氣過(guò)程面臨的阻力大于原機(jī)，導(dǎo)致泵氣損失顯著增加；2)由于排氣脈沖沒(méi)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(shí)比油耗惡化顯著，因此不建議使用定壓增壓方案。

2.2 氣門(mén)正時(shí)優(yōu)化

進(jìn)行氣門(mén)正時(shí)優(yōu)化時(shí)，應(yīng)分析各缸進(jìn)排氣過(guò)程的流量及壓力曲線(xiàn)，找出問(wèn)題原因，針對(duì)性地進(jìn)行氣門(mén)正時(shí)優(yōu)化[11]。本文中保持原機(jī)配置不變，僅通過(guò)氣門(mén)正時(shí)的優(yōu)化改善各缸排氣溫度的不均勻性。分析標(biāo)定工況下第5缸的進(jìn)、排氣過(guò)程，如圖8所示。

由圖8可知：在氣門(mén)重疊角處，由于第5缸在排氣過(guò)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(jìn)氣道壓力，形成明顯的排氣回流與進(jìn)氣倒流。重疊角期間氣門(mén)的異常流動(dòng)會(huì)嚴(yán)重影響該氣缸的充氣效率，影響最終進(jìn)入該氣缸的進(jìn)氣量，導(dǎo)致該氣缸對(duì)應(yīng)的排氣溫度升高。

在排氣重疊角區(qū)間，對(duì)各缸在標(biāo)定點(diǎn)的排氣回流情況進(jìn)行積分統(tǒng)計(jì)，結(jié)果如表3所示。

表3 原機(jī)進(jìn)、排氣流動(dòng)積分結(jié)果

由表3可知：1)第4、5缸均存在明顯的進(jìn)氣倒流和排氣回流，這2缸的進(jìn)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(jìn)氣均勻性較差，第1、8缸的進(jìn)氣量較大，第4、5進(jìn)氣量較小，最小進(jìn)氣量相對(duì)于平均進(jìn)氣量的偏差為15%。

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

氣門(mén)重疊角的優(yōu)化涉及排氣門(mén)關(guān)閉角(exhaust valve closure ,EVC)和進(jìn)氣門(mén)開(kāi)啟角(intake value open ,IVO)[12-14]，針對(duì)標(biāo)定工況(1000 r/min)和低速工況(400 r/min)進(jìn)行EVC和IVO的雙變量全因子8水平試驗(yàn)設(shè)計(jì)，得到64個(gè)正時(shí)優(yōu)化方案，分別進(jìn)行模型計(jì)算，計(jì)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(shí)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(biāo)定工況容積效率由原機(jī)的0.90降低到0.87，低速工況容積效率由原機(jī)的0.86降低到0.82。

a) 排溫極差 b) 容積效率圖9 標(biāo)定工況時(shí)EVC和IVO對(duì)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(shí)EVC和IVO對(duì)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(mén)升程曲線(xiàn) (記為方案SF1)如圖11所示。

圖11 進(jìn)、排氣門(mén)升程

從圖11可知：1)方案SF1保持進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉角和排氣門(mén)開(kāi)啟角不變，僅減小了氣門(mén)重疊角；2)相對(duì)原機(jī)，方案SF1排氣門(mén)的上升沿和進(jìn)氣門(mén)的下降沿均更為陡峭，這是因?yàn)樵瓩C(jī)的凸輪應(yīng)力和氣門(mén)落座速度有較大裕度，為盡可能提升氣門(mén)升程曲線(xiàn)的豐滿(mǎn)度，加大了氣門(mén)升程的上升及下降度。

由于方案SF1的容積效率相對(duì)原機(jī)降幅較大，需進(jìn)一步優(yōu)化型線(xiàn)設(shè)計(jì)參數(shù)，提升氣門(mén)升程的豐滿(mǎn)度，改善容積效率，提高整機(jī)性能，保證整機(jī)競(jìng)爭(zhēng)力。

原機(jī)的凸輪型線(xiàn)為傳統(tǒng)的MFB2型線(xiàn)方案，本文中采用改進(jìn)型MBF2型線(xiàn)[15-19]，重新設(shè)計(jì)豐滿(mǎn)度更高的凸輪型線(xiàn)方案 (記為方案SF2)，優(yōu)化前、后的氣門(mén)升程如圖12所示。

圖12 優(yōu)化后的進(jìn)、排氣門(mén)升程

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

對(duì)SF2型線(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)重新進(jìn)行一維模型計(jì)算，并對(duì)進(jìn)、排氣流動(dòng)過(guò)程進(jìn)行積分，標(biāo)定工況下的結(jié)果如表4所示。

表4 SF2型線(xiàn)進(jìn)、排氣流動(dòng)積分情況(標(biāo)定點(diǎn))

由表4可知：1) 第4、5缸進(jìn)氣倒流和排氣回流得到了顯著改善，進(jìn)氣倒流相對(duì)原機(jī)下降了82%，排氣回流相對(duì)原機(jī)下降了95%；2)第2、7缸，原機(jī)存在微弱排氣回流，方案SF2型線(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)基本不存在排氣回流；3) 雖然SF2型線(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣量略低于原機(jī)(進(jìn)氣量降低2.2%)，但各缸進(jìn)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(biāo)定工況下方案SF2發(fā)動(dòng)機(jī)的各缸排溫、容積效率和比油耗與原機(jī)模型的對(duì)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(jī)參數(shù)對(duì)比

由圖13可知：1)方案SF2發(fā)動(dòng)機(jī)的容積效率在中高轉(zhuǎn)速略低于原機(jī)，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(mǎn)足開(kāi)發(fā)需求；2)比油耗與原機(jī)基本一致。

3 優(yōu)化方案試驗(yàn)驗(yàn)證

對(duì)采用優(yōu)化后的凸輪方案發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)測(cè)試，優(yōu)化前、后試驗(yàn)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(tái)架試驗(yàn)結(jié)果曲線(xiàn)

由圖14可知：1)方案SF2柴油機(jī)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(mǎn)足開(kāi)發(fā)要求；各缸排氣溫度的極差高于模型計(jì)算結(jié)果，是因?yàn)槟Ｐ图俣ǜ鞲兹紵^(guò)程相同，沒(méi)有考慮各缸燃燒過(guò)程的差異；2)低速時(shí)，方案SF2柴油機(jī)的油耗較大，比油耗比原機(jī)最大增加了1.5 g/(kW·h)；中高速時(shí)，比油耗與原機(jī)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(biāo)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(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)比油耗顯著增加，產(chǎn)品競(jìng)爭(zhēng)力下降，因此不建議采用。

2)方案SF1通過(guò)優(yōu)化氣門(mén)正時(shí)，減小氣門(mén)重疊角，仿真計(jì)算表明各缸排氣溫度極差為29 ℃，但該方案會(huì)導(dǎo)致容積效率顯著降低，燃燒過(guò)程惡化。

3)方案SF2采用改進(jìn)型MBF2算法，重新設(shè)計(jì)凸輪型線(xiàn)，仿真計(jì)算結(jié)果表明該方案可以提高氣門(mén)升程的豐滿(mǎn)度，進(jìn)氣門(mén)升程的豐滿(mǎn)度由0.544提升到0.564，排氣門(mén)升程的豐滿(mǎn)度由0.548提升到0.602；盡管方案SF2容積效率仍低于原機(jī)，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(jī)基本保持一致。

4)試驗(yàn)驗(yàn)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(jī)基本一致，滿(mǎn)足開(kāi)發(fā)需求。