關(guān)鍵詞：柴油機(jī)；增壓器；可調(diào)兩級增壓；仿真分析

0 前言

柴油機(jī)作為日常生產(chǎn)中的重要動力來源，由于其在可靠性、效率等方面的優(yōu)勢，在車輛、發(fā)電、工程機(jī)械等領(lǐng)域得到了廣泛的應(yīng)用。隨著全球能源問題和環(huán)境問題的日益突出，對柴油機(jī)在提高功率密度、降低燃油耗及排放等方面的要求也不斷提高。為了提高柴油機(jī)性能，近幾十年來，各種新技術(shù)得到了廣泛的應(yīng)用。在增壓方面，科研人員先后提出了相繼增壓系統(tǒng)和可調(diào)兩級增壓系統(tǒng)。

自20 世紀(jì)70 年代起，我國相關(guān)研究人員對相繼增壓系統(tǒng)進(jìn)行了大量的研究。國外對相繼增壓系統(tǒng)的研究和應(yīng)用相對較早。德國MTU 公司從20 世紀(jì)70 年代末開始，便在相關(guān)產(chǎn)品上對相繼增壓系統(tǒng)進(jìn)行了實際應(yīng)用，其推出的2000 系列、4000系列和8000 系列等機(jī)型均采用了相繼增壓系統(tǒng)［1］。而國內(nèi)對相繼增壓系統(tǒng)的研究則主要集中在增壓器匹配和控制策略等方面。上海交通大學(xué)錢躍華等［2］將一種變量解析法用于增壓器匹配中，并對D6114 柴油機(jī)分別進(jìn)行了順序增壓和可調(diào)兩級增壓系統(tǒng)的匹配計算，結(jié)果表明，匹配結(jié)果能夠滿足柴油機(jī)設(shè)計要求，增壓器運(yùn)行點均處于較高效率區(qū)域。王希波等［3］則提出了一種基于渦輪增壓器適用范圍的匹配方法，對順序增壓的階段進(jìn)行劃分，并進(jìn)行分段匹配，結(jié)果表明，經(jīng)匹配后的增壓系統(tǒng)在中低轉(zhuǎn)速時油耗明顯降低，供氣性能得到有效改善。雖然相繼增壓系統(tǒng)能夠有效提高柴油機(jī)的增壓性能，但相繼增壓系統(tǒng)難以兼顧柴油機(jī)復(fù)雜的運(yùn)行工況，且在切換增壓器時，柴油機(jī)性能平順性較差。

20 世紀(jì)90 年代末，研究人員提出了可調(diào)兩級增壓系統(tǒng)?？烧{(diào)兩級增壓系統(tǒng)廢氣能量利用率高，且工況變化時柴油機(jī)性能可以平順過渡。近30 年來，國內(nèi)外學(xué)者從性能、匹配、應(yīng)用等方面對可調(diào)兩級增壓系統(tǒng)進(jìn)行了大量的研究。博格華納（BorgWarner）公司于20 世紀(jì)90 年代末率先提出了可調(diào)兩級增壓系統(tǒng)［4］，并于2002 年應(yīng)用于MAN 公司生產(chǎn)的船用高速柴油機(jī)上，最大扭矩與原機(jī)相比提高了50% 以上。隨后，博格華納公司還將可調(diào)兩級增壓系統(tǒng)推廣應(yīng)用于商用車和乘用車上［5-6］。此外，現(xiàn)代汽車公司［7］、德國 IAV 公司［8］、瓦錫蘭公司［9］也均進(jìn)行了可調(diào)兩級增壓系統(tǒng)的研究，結(jié)果表明，在提升功率密度、改善瞬態(tài)性能、降低燃油耗等方面均能取得較好效果。而國內(nèi)可調(diào)兩級增壓系統(tǒng)的研究主要集中在系統(tǒng)匹配方面，北京理工大學(xué)［10］、哈爾濱工程大學(xué)［11］、上海交通大學(xué)［12-13］均對可調(diào)兩級渦輪增壓系統(tǒng)的匹配進(jìn)行了較深入的研究。但由于柴油機(jī)工況變化的復(fù)雜性，如何實現(xiàn)柴油機(jī)在復(fù)雜工況變化中對可調(diào)兩級增壓系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化控制，依然是亟待解決的關(guān)鍵問題。

本文基于GT-POWER 軟件，對柴油機(jī)可調(diào)兩級增壓系統(tǒng)進(jìn)行一維仿真建模，并分別對穩(wěn)態(tài)工況和動態(tài)工況下的仿真計算結(jié)果和試驗結(jié)果進(jìn)行對比驗證，確認(rèn)模型的可靠性，從而為柴油機(jī)可調(diào)兩級增壓系統(tǒng)的性能及控制策略研究提供必要的基礎(chǔ)。

1 系統(tǒng)建模

本文基于WP7 型柴油機(jī)，采用GT-POWER 軟件實現(xiàn)了可調(diào)兩級增壓系統(tǒng)的仿真建模。WP7 型柴油機(jī)的基本參數(shù)見表1。

所建立的柴油機(jī)本體一維仿真模型如圖1 所示。本文主要考察增壓系統(tǒng)的性能參數(shù)，不研究柴油機(jī)的缸內(nèi)燃燒過程，因此在所建模型中，缸內(nèi)燃燒模型采用了比較簡單的柴油機(jī)韋伯燃燒模型。

韋伯燃燒模型的計算公式相對簡單，需要設(shè)置的參數(shù)較少，且在模擬柴油機(jī)缸內(nèi)實際放熱過程時能夠得到足夠的計算精度，計算速度和收斂速度較快，因此在柴油機(jī)仿真計算和優(yōu)化設(shè)計中應(yīng)用廣泛。韋伯燃燒模型需要設(shè)置的參數(shù)主要包括著火延遲角（滯燃期）、預(yù)混燃燒比例、后燃混合比例，通過上述參數(shù)來調(diào)整預(yù)混燃燒持續(xù)期、主燃期和后燃持續(xù)期。在研究中，通過試驗得到的燃燒放熱率曲線，利用韋伯函數(shù)進(jìn)行擬合，得到缸內(nèi)燃燒模型，從而實現(xiàn)對特定工況下柴油機(jī)相關(guān)性能的仿真分析。

所建可調(diào)兩級增壓系統(tǒng)管路連接模型如圖2所示。通過調(diào)節(jié)高壓渦輪旁通閥、高壓壓氣機(jī)旁通閥、低壓渦輪旁通閥及進(jìn)排氣旁通閥，可以實現(xiàn)對可調(diào)兩級增壓系統(tǒng)的控制?？烧{(diào)兩級增壓系統(tǒng)通常有3 種控制方案：① 通過調(diào)節(jié)高壓渦輪旁通閥和高壓壓氣機(jī)旁通閥實現(xiàn)的高壓級旁通調(diào)節(jié)方案；② 通過調(diào)節(jié)低壓渦輪旁通閥實現(xiàn)的低壓級渦輪旁通調(diào)節(jié)方案；③ 通過調(diào)節(jié)進(jìn)排氣旁通閥實現(xiàn)的進(jìn)排氣旁通調(diào)節(jié)方案。在實際應(yīng)用中，大多采用高壓級旁通調(diào)節(jié)方案，其他2 種方案在實際應(yīng)用中很少采用，故在本研究中，僅對高壓級旁通調(diào)節(jié)方案進(jìn)行研究分析。

2 穩(wěn)定工況仿真模型驗證

根據(jù)柴油機(jī)推進(jìn)特性，分別對25%、50%、75%及100% 負(fù)荷下柴油機(jī)的氣缸壓力和燃燒放熱率曲線進(jìn)行對比分析。其中，取1 500 r/min 時的外特性點作為推進(jìn)特性的100% 工況點。

穩(wěn)定工況下，不同負(fù)荷時氣缸壓力對比如圖3所示，氣缸壓力計算值與試驗值的誤差如圖4 所示。由圖3、圖4 可以看出：各負(fù)荷循環(huán)氣缸壓力的試驗值與計算值的變化趨勢基本一致，最大絕對誤差僅為0.157 MPa，最大相對誤差僅為1.07%。

穩(wěn)定工況下，由循環(huán)氣缸壓力可以計算得到不同負(fù)荷的燃燒放熱率，結(jié)果如圖5 所示。由圖5 可以看出：不同負(fù)荷下燃燒放熱率計算值和試驗值的變化趨勢有著較好的一致性；隨著負(fù)荷的增大，燃燒放熱率曲線的放熱始點和放熱峰值均呈逐漸后移的趨勢。對于放熱始點和放熱峰值出現(xiàn)的曲軸轉(zhuǎn)角位置，試驗值和計算值也基本吻合。

WP7 型柴油機(jī)原機(jī)仿真計算得到的比燃油耗與原機(jī)試驗值的對比結(jié)果如圖6 所示。由圖6 可以看出：比燃油耗的計算值與試驗值隨柴油機(jī)負(fù)荷變化的趨勢一致，且在整個負(fù)荷范圍內(nèi)比燃油耗的最大相對誤差僅為1.26%。由此可見，所建仿真模型的比燃油耗計算結(jié)果與實際結(jié)果非常吻合，因此有較高的計算精度。

WP7 型柴油機(jī)原機(jī)進(jìn)氣壓力仿真計算結(jié)果與試驗結(jié)果的對比如圖7 所示。由圖7 可以看出：不同負(fù)荷下，仿真計算得到的進(jìn)氣壓力與試驗結(jié)果非常接近，兩者的誤差非常小，在25% 負(fù)荷下的相對誤差最大也僅為1.21%。由此可見，所建進(jìn)排氣管路和增壓系統(tǒng)仿真模型具有較高的計算精度。

綜上可知，本研究所建的柴油機(jī)一維仿真模型能夠較準(zhǔn)確地模擬穩(wěn)態(tài)工況條件下的柴油機(jī)實際工作過程，可以應(yīng)用于穩(wěn)態(tài)工況下可調(diào)兩級增壓系統(tǒng)性能的仿真研究。

3 動態(tài)工況仿真模型驗證

進(jìn)行動態(tài)工況仿真計算時，在穩(wěn)態(tài)試驗結(jié)果的基礎(chǔ)上，基于轉(zhuǎn)速和噴油量的變化，對各穩(wěn)態(tài)工況下的韋伯燃燒模型的相關(guān)參數(shù)進(jìn)行標(biāo)定，得到韋伯燃燒模型各參數(shù)隨噴油量和轉(zhuǎn)速變化的脈譜圖；然后根據(jù)動態(tài)仿真計算過程中每個計算循環(huán)得到的轉(zhuǎn)速和噴油量計算結(jié)果，對燃燒模型各參數(shù)的脈譜圖進(jìn)行查表，得到對應(yīng)循環(huán)的韋伯燃燒模型參數(shù)，并對模型進(jìn)行實時循環(huán)更新，從而模擬動態(tài)工況下柴油機(jī)缸內(nèi)燃燒過程的循環(huán)變化。此外，在動態(tài)仿真計算中，對仿真模型的相關(guān)計算參數(shù)進(jìn)行設(shè)置，計算模式通常采用負(fù)荷模式，對于計算步長的模式則采用基于時間的方式。

在進(jìn)行動態(tài)工況驗證時，柴油機(jī)所選擇的工況點為標(biāo)定轉(zhuǎn)速工況點。柴油機(jī)在整個試驗過程中，通過臺架控制器將轉(zhuǎn)速維持在標(biāo)定轉(zhuǎn)速，循環(huán)噴油量由75 mg 瞬間增大到102 mg。仿真計算過中，也設(shè)置了相應(yīng)的工況變化條件。

圖8、圖9 為動態(tài)工況下扭矩和轉(zhuǎn)速變化曲線。由圖8、圖9 可以看出：整個變化過程可以分為3 個階段，即初始穩(wěn)定階段、過渡階段和最后穩(wěn)定階段。在初始穩(wěn)定階段和最后穩(wěn)定階段，柴油機(jī)的轉(zhuǎn)速、扭矩的計算值和試驗值均吻合得較好。而在過渡階段，計算值和試驗值在數(shù)值上略有差異，但二者的變化趨勢基本一致。

試驗和仿真的轉(zhuǎn)速曲線過渡階段開始時刻均出現(xiàn)在2.22 s 左右，整個轉(zhuǎn)速過渡階段均持續(xù)在2.27 s 左右，結(jié)束于4.49 s 左右。對于扭矩變化曲線，扭矩過渡開始時刻的計算值略遲于試驗值，試驗曲線開始于2.29 s，計算曲線則開始于2.67 s，扭矩過渡階段均結(jié)束于4.23 s 左右。

圖10 為動態(tài)工況下進(jìn)氣增壓壓力變化曲線。由圖10 可以看出：在初始和最后的穩(wěn)定階段，增壓壓力的計算值和試驗值吻合得較好。而對于過渡階段，過渡開始時刻計算值比試驗值相對滯后，過渡階段的持續(xù)時間比試驗值有所縮短，增壓壓力計算值能更快地達(dá)到了穩(wěn)定值。圖11 為動態(tài)工況下增壓壓力的計算值和試驗值之間的誤差。由圖11可以看出：最大誤差出現(xiàn)在過渡階段，最大絕對誤差約為14.1 kPa，最大相對誤差則為4.85%。

綜上可見，在整個動態(tài)工況過程中，試驗和計算得到的扭矩、轉(zhuǎn)速及增壓壓力結(jié)果變化趨勢有著很好的一致性，進(jìn)氣增壓壓力計算值和試驗值的相對誤差小于5%，表明所建模型具有較好的計算精度，可利用該模型進(jìn)行動態(tài)工況下可調(diào)兩級增壓系統(tǒng)的性能研究。

4 結(jié)論

本文基于GT-POWER 軟件，對WP7 型柴油機(jī)可調(diào)兩級增壓系統(tǒng)進(jìn)行了一維建模和仿真分析，并與原機(jī)試驗結(jié)果進(jìn)行了對比驗證，得到以下結(jié)論：

（1） 穩(wěn)態(tài)工況下，不同負(fù)荷條件下循環(huán)氣缸壓力和燃燒放熱率的計算結(jié)果和試驗結(jié)果有著很好的一致性。不同負(fù)荷下氣缸壓力計算值與試驗值的最大絕對誤差僅為0.157 MPa，最大相對誤差僅為1.07%；而不同負(fù)荷下燃燒放熱率的放熱始點和放熱峰值出現(xiàn)的曲軸轉(zhuǎn)角位置，試驗值和計算值也基本吻合。

（2） 穩(wěn)態(tài)工況下，不同負(fù)荷條件下柴油機(jī)比燃油耗和進(jìn)氣壓力的計算值和試驗值也非常吻合，整個負(fù)荷范圍內(nèi)比燃油耗計算值與試驗值的最大相對誤差為1.26%，進(jìn)氣壓力計算值與試驗值的最大相對誤差為1.21%。

（3） 動態(tài)工況下，扭矩、轉(zhuǎn)速和增壓壓力的計算值和試驗值均能吻合得較好，變化趨勢基本一致，增壓壓力計算值與試驗值的最大絕對誤差約為14.1 kPa，最大相對誤差為4.85% 。

（4） 研究結(jié)果表明，與原機(jī)試驗結(jié)果相比，所建一維仿真模型具有較高的計算精度，可以用于穩(wěn)態(tài)和動態(tài)工況下的可調(diào)兩級增壓系統(tǒng)性能分析。