高强化柴油机性能优化及可调涡轮增压系统匹配的仿真研究

来源：华拓科技网

中图分类号： UDC：

学校代码：10004

北京交通大学

硕士学位论文

高强化柴油机性能优化及可调涡轮增压系统匹配的仿真研究

Simulation on Performance Optimization and Matching of Variable Geometry Turbocharger for Highly-intensified Diesel Engine

作者姓名：芮鹏学号：04121296

导师姓名：李国岫职称：教授

学位类别：工学学位级别：硕士

学科专业：动力机械及工程研究方向：内燃机燃烧与排放

北京交通大学

2007年5月

致谢

本论文的工作是在我的导师李国岫教授的悉心指导下完成的，李国岫教授严谨的治学态度和科学的工作方法给了我极大的帮助和影响。在此衷心感谢两年多来李国岫老师对我的关心和指导。导师李国岫教授渊博的知识、开阔的视野、新颖的思路、洞察分析问题的能力、对事业的追求和科学的治学态度，给我留下了深刻的印象。两年多的学习和工作使我的专业知识和科研能力得到了很大的丰富和提高，为今后从事科研工作奠定了坚实的基础。

在撰写论文期间，姚宝锋、虞育松、张艳、刘斌彬、郑亚银等同学对我论文的研究工作给予了热情帮助，在此向他们表达我的感激之情。

另外也感谢家人，他们的理解和支持使我能够在学校专心完成我的学业。最后衷心感谢在百忙中评审本论文的诸位专家。

摘要

随着世界范围内石油资源的日益匮乏和需求者要求的日益提高，世界各大柴油机生产厂商都在不断改进自己的产品以满足下一代交通工具对柴油机功率密度和功率质量比的要求。目前国内设计生产的高强化柴油机在升功率、油耗和可靠性方面与国外同类机型还有较大差距。本文以国外某型高强化柴油机为研究对象，进行了该高强化柴油机性能的仿真研究与分析，并开展了高强化柴油机与可调涡轮增压系统匹配的研究。

本文首先针对柴油机各物理子系统进行了数学描述，建立了高强化柴油机工作过程的数学模型，采用一维不定常流描述进排气系统的气体流动。

应用 GT-POWER软件全面建立了高强化柴油机的工作过程仿真计算模型，通过仿真结果和试验数据的比较，验证了仿真模型的可信性。在此基础上进行了该高强化柴油机标定工况的工作过程仿真计算，对其标定工况下的主要性能指标进行了预测分析。

针对该高强化柴油机主要运行参数和结构参数进行了优化研究。在确定了相关优化变量和约束条件后，应用GT-POWER自带的优化工具建立了以标定工况下柴油机动力性最优为目标的高强化柴油机性能优化的仿真模型，计算结果表明：经过参数优化后，该柴油机性能进一步提升。

针对高强化柴油机的性能要求，进行了高强化柴油机高增压系统的方案论证，确定了该高强化柴油机采用单级高压比可调涡轮增压系统。应用可调涡轮增压系统的仿真计算模型，研究了可调涡轮增压系统与高强化柴油机的稳态匹配规律。通过仿真计算，分析和总结了可调叶片位置对柴油机性能的影响规律，建立了高强化柴油机与可调涡轮增压系统的联合运行线。在此基础上，获得了全工况下可调涡轮增压系统的叶片位置脉谱。

关键词：高强化柴油机； GT-POWER；仿真研究；性能优化；可调涡轮增压；匹配分类

ABSTRACT

Along with the increasingly lack of energy sources and the increasingly strict requirement of the customer, the famous diesel engine manufacturers persist in improving their products in terms of power-to-weight and power-to-volume for designing the next vehicle. But at present, the domestic design and manufacture of highly-intensified diesel engine has more difference with the same as oversea ones in the terms of power, specific fuel consumption and reliability. In this paper, the simulation study of performance of highly-intensified engine is conducted, and the research on the match principles between highly-intensified engine and variable geometry turbocharger is investigated.

In this dissertation, firstly, mathematics description of physical subsystem in diesel engine is developed. Furthermore, a mathematics model for highly-intensified diesel engine is established. At the same time one-dimension unsteady flow equations presented for gas flow characters in intake and exhaust systems have been used.

Referred to the related literatures and based on over-all structural analysis of domestic highly-intensified engines, the thermodynamics simulation model of highly-intensified engine by GT-POWER is established and necessary parameters are estimated. The results show that the calculated values agree well with tested values. So it is proved that the simulation model is credible, and on the basis of model, the simulation of rated condition is conducted, and main performance is predicted. For further improving the performance, it is necessary to optimize operating and configuration parameters. After confirming constraint and parameters, an optimization model aim to obtain maximum power in rated condition is set up. The computation results indicate that the effect on optimization is satisfying.

According to the performance demand, the scheme argumentation of supercharging system has been carried out. Single-stage variable geometry turbocharger is decided to adopt in the highly-intensified engine. With the simulation computation model of variable geometry turbocharger, the matching principles between variable geometry turbocharger and highly-intensified engine have been investigated and analyzed in this paper. By means of simulation, the influence of the rack position on performances of the engine is analyzed and summarized. The combination operating curve variable geometry turbocharger and highly-intensified

engine is established. On the basis of study mentioned above, the MAP of rack position in all operating conditions is obtained.

KEYWORDS：Highly-intensified diesel engine, GT-POWER, Simulation , Performance optimization, Variable Geometry turbocharging, Match CLASSNO：

摘要................................................................................................................................III ABSTRACT..................................................................................................................IV 1 绪论...............................................................................................................................1 1.1 选题的背景和意义................................................................................................1 1.2 国内、外研究现状................................................................................................2 1.2.1 国外先进高强化柴油机研究现状.................................................................2 1.2.2 柴油机与高增压系统匹配研究现状.............................................................3 1.3 本课题的研究工作................................................................................................5 2 高强化柴油机工作过程的物理数学模型.................................................................6 2.1增压中冷柴油机的物理模型.................................................................................6 2.2气缸内的工作过程数学模型的建立.....................................................................7 2.2.1 基本假设.........................................................................................................7 2.2.2 气缸内热力过程的基本微分方程.................................................................7 2.2.3 缸内燃烧过程的数学描述.............................................................................9 2.2.4 进排气阀的流量计算...................................................................................11 2.3 进排气系统的数学模型......................................................................................12 2.3.1 一维非定常流模拟计算...............................................................................12 2.3.2 有限容积法计算模型...................................................................................13 2.3.3 中冷器参数的计算.......................................................................................15 2.4 废气涡轮增压器的数学模型..............................................................................16 2.4.1 涡轮增压器的能量传递分析.......................................................................16 2.4.2 压气机特性参数计算...................................................................................16 2.4.3 涡轮特性参数计算.......................................................................................18 2.5

本章小结.........................................................................................................19

3 高强化柴油机工作过程的仿真计算分析...............................................................20 3.1 概述......................................................................................................................20 3.2发动机工作过程仿真软件简介...........................................................................20 3.3高强化柴油机工作过程仿真模型的建立...........................................................21 3.3.1 主要技术参数的选取...................................................................................21

3.3.2 工作过程仿真模型的建立..........................................................................21 3.3.3 模型的参数设置..........................................................................................23 3.3.4 参数估算......................................................................................................24 3.3.5 计算模型的主要输入参数表......................................................................26 3.4 高强化柴油机仿真计算模型的验证.................................................................29 3.5 高强化柴油机性能预测分析.............................................................................30 3.6 本章小结.............................................................................................................34 4 高强化柴油机性能优化的仿真研究........................................................................35 4.1 概述.....................................................................................................................35 4.2 性能优化的数学模型.........................................................................................35 4.2.1 设计变量......................................................................................................35 4.2.2 目标函数......................................................................................................36 4.2.3 约束条件......................................................................................................36 4.2.4 最优化数学模型..........................................................................................36 4.3 最优化的计算方法.............................................................................................37 4.4 主要结构参数和运行参数的优化.....................................................................38 4.4.1 压缩比和喷油定时对柴油机性能的影响..................................................38 4.4.2 喷油定时和压缩比联合优化......................................................................40 4.4.3 配气相位的优化..........................................................................................41 4.4.4 压缩比、喷油定时和进排气凸轮定时的四变量联合寻优......................42 4.5 进气系统的结构参数的优化.............................................................................44 4.5.1 进气歧管直径和管长的优化......................................................................44 4.5.2 压气机到中冷器之间管路管径和管长的优化..........................................45 4.5.3 进气稳压腔容积的优化..............................................................................46 4.6 排气系统结构参数的优化.................................................................................46 4.7 优化前后柴油机性能对比分析.........................................................................48 4.8 本章小结.............................................................................................................48 5 高强化柴油机可调增压系统匹配研究....................................................................50 5.1高强化柴油机高增压系统选型论证..................................................................50 5.1.1 方案一：高工况放气系统..........................................................................50 5.1.2 方案二：低工况进排气旁通系统..............................................................51 5.1.3 方案三：增压转换系统..............................................................................51 5.1.4 方案四：可调涡轮增压系统......................................................................51

5.2可调涡轮增压系统与高强化柴油机匹配的特点及要求...................................52 5.2.1 压气机和柴油机的匹配...............................................................................53 5.2.2 涡轮和柴油机的匹配...................................................................................53 5.2.3 可调涡轮和压气机的匹配...........................................................................54 5.3 基于仿真模型的可调涡轮增压系统稳态匹配规律分析..................................54 5.3.1 可调涡轮增压系统匹配稳态工况模拟方法...............................................54 5.3.2 可调涡轮增压系统对增压压力和空气流量的调节效果...........................55 5.3.3 可调叶片位置对高强化柴油机的动力性、经济性的影响.......................57 5.3.4 可调涡轮增压系统与高强化柴油机匹配性能分析...................................60 5.3.5 全工况可调叶片位置脉谱的确定...............................................................61 5.4 本章小结..............................................................................................................62 6 全文总结及工作展望.................................................................................................63 6.1 全文总结..............................................................................................................63 6.2 工作展望.............................................................................................................. 参考文献.........................................................................................................................65 作者简历.........................................................................................................................67 独创性声明.....................................................................................................................68

1 绪论

1.1 选题的背景和意义

随着科学技术的发展，高强化柴油机朝着高速、轻型、大功率的方向发展，各国对高强化柴油机的研究更加深入，对工作性能指标的要求也越来越高。高强化柴油机在军用、民用两方面都有一定的市场，但是其要求的技术难度大，现有的国产强化机型都难以满足各项技术指标要求。可以说，我国高速高强化柴油机一直是一个比较薄弱的环节，因此进行高强化柴油机的研究具有重要的现实意义。

柴油机的总体性能指标取决于工作参数，如增压压力、空气流量、燃烧过量空气系数、排气温度、爆发压力、油耗率、涡轮增压器的转速与效率等。这些参数是相互关联的，其中一个参数改变，其他参数也会相应变化。而这些参数又取决于柴油机的设计和结构参数，如柴油机缸径、行程、压缩比、转速、循环供油量、配气相位、燃烧过程的组织、进气和排气管的结构、涡轮在增压器的结构等。结构参数的轻微变化会带来各工作参数的较大变化，从而使柴油机的性能指标发生较大地变化[1,2,4,5]。常规的工作过程计算是在对许多工作参数根据经验选定的基础上，对工作过程的几个特征点进行估计，然后求出发动机的其他工作参数和性能指标。显然这种方法的随意性较大，误差较大，已不能满足对柴油机越来越高的优化设计和控制的要求。但随着计算机技术的发展，发动机工作过程仿真计算软件为我们提供了一个快速而准确的计算工具。发动机工作过程仿真计算软件就是从发动机有关系统的物理模型出发，用微分方程对系统的工作过程进行描述，然后用数值计算方法求解所建立的数学模型，得到有关参数的变化规律，进而研究其对发动机性能的影响。

高强化柴油机实现高功率密度的核心就是采用高增压系统，以大幅度提高进气密度，在保持结构紧凑性的前提下有效提高发动机的功率。因此，高增压系统是高强化柴油机的关键技术之一，实现高强化柴油机与高增压系统的良好匹配是实现高强化柴油机高性能的重要基础，而工作过程仿真计算则可作为高速高增压柴油机设计与匹配的有效手段。

运用工作过程仿真计算软件进行高强化柴油机性能优化及可调涡轮增压系统匹配的仿真研究有如下意义[1,2,4]：

1）在柴油机制造之前，根据设计图样提供的结构参数，可以预测其性能指标。如不能满足设计要求则重新进行设计，可以缩短研制周期并提高研制的成功率。

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2）根据柴油机性能指标的设计要求，确定其主要部件的最优结构参数，可进行新型增压系统的方案设计，探索高速高增压车用发动机增压系统的设计规律等。

3）在柴油机的设计阶段，通过工作过程的仿真汁算、求得缸内示功图、最高燃烧爆发压力、最高压力升高率等、可以作为动力计算和强度计算的依据；缸内温度变化规律、最高燃烧湿度、排气温度等，可以作为热负荷计算的依据。

4)通过工作过程仿真计算可以对许多难以通过试验测取的参数进行分析，如滞燃期、燃烧持续期、燃烧放热率、泵气损失、排气管压力波等。

1.2 国内、外研究现状

1.2.1 国外先进高强化柴油机研究现状

1．德国

德国MTU公司研制的MT880系列柴油机及新型MT0系列柴油机是高强化柴油机的成功范例。MT880系列柴油机中MT883Ka-500柴油机单位体积功率可以达到880kW/m3，安装体积比豹2坦克动力MB873Ka-501减少了40%。通过采用高压共轨喷射系统、两级顺序涡轮增压和双回路冷却系统开发成功的MT883Ka-524柴油机，其功率提高到2016 kW，水上工作时单位排量功率为73.7 kW/L，成功地实现水陆两种工况的顺利转换，被选为先进两栖突击车（AAAV）的动力。

为适应新型作战平台的发展，MTU公司开发了MT0系列高强化柴油机，该系列柴油机的最高升功率可达92kW/L，单位体积功率可以达到1200－1360kW/m3。由于采用了集成化设计和高压共轨技术、高效涡轮增压技术和先进的发动机电子管理系统等经过验证的各种高新技术，使得该系列柴油机成为世界上功率最强劲、结构最紧凑的柴油机系列。该系列柴油机采用的高效涡轮增压技术主要包括压气机和涡轮均可调的增压器、顺序增压（STC）、单级压比4～5的高压比涡轮增压器、改善瞬态加速性的加气技术、单涡轮双压气机技术等。

2 美国

1982年，美国陆军装备的M2和M3战车开始选用VTA-903T柴油机作动力后，为满足车辆对发动机的高单位体积功率、高燃油经济性的要求，美国陆军坦克机动车辆局(TACOM)向康明斯发动机公司提出研制低压缩比的V903(LCR-903)发动机，目的是验证M2/M3战车动力VTA-903T从原来368kW(500马力)提高到735kW(1000马力)的技术现实性。作为提高柴油机柴油机功率措施之一的高增压技术也是这次研究的重点。研究方案分析了下列5种增压系统：

1 绪论

（1）两级涡轮增压系统，采用2个常规低压涡轮和可变截面压气压器。（2）单级高压比涡轮增压系统，采用可变截面涡轮和可变截面压气机。（3）涡轮复合系统，由可变截面高压比涡轮增压器和以固定传动比与发动机曲轴相连的低压动力涡轮组成。

（4）相似于超高增压(Hyperbar)概念的低压缩比适应系统(LCR-FLX)，由单级高压比固定截面涡轮增压器和排气管、燃烧室组成。

（5）两级进气增压系统，采用常规涡轮增压器作高压级，而低压级采用的是气波增压器(Comprex)。

康明斯公司从性能、成本、外形尺寸、可靠性和维护性等多方面的分析结果表明，涡轮复合系统具有明显的优点，决定先开始进行涡轮复合硬件研制规划。该系统由康明斯公司的子公司霍尔塞特工程公司(Holset Engineering Co.)负责设计试验。主要设计目标是在发动机标定转速、标定功率下，涡轮增压器总效率达%。为此，除了制造并试验涡轮复合系统外，还制造试验了两级涡轮增压系统和单级高压比涡轮增压系统。

3 法国

法国研制成功的UDV8X1500超高增压柴油机1992年开始装备，作为法国新一代主战坦克勒克莱尔(Leclerc)的动力。V8X1500超高增压柴油机在520V8S3基础上扩大了缸径、行程，并采用了新的涡轮增压器，在保持原外形尺寸不变的条件下，平均有效压力增加为3.22MPa，比重量降低为1.54kg/kW，升功率可达66.9kW/L。该发动机采用的高增压系统的基本特征是涡轮增压器与柴油机并联连接，旁通补燃系统亦并联其中。从压气机出来的空气并不全部进入柴油机，其中一部分通过旁通和补燃形成燃气进入涡轮，这样就使涡轮增压器不受柴油机工况影响而保持在高效率区工作，增压压力可大大高于常规涡轮增压器。由于涡轮增压器可于柴油机工作，可以大大改善柴油机扭矩性能和加速性问题。V8X1500超高增压柴油机应用的涡轮增压器型号为TM307B型。该增压器由一级离心式压气机和二级轴流式涡轮组成。具有的润滑系统，有1个燃油泵(向补燃室供应燃油)和1个24V 9kW的起动电机。TM307B的空气流量为3.27kg/s，增压压力为0.795MPa，转速为4150r/min，还可以于主发动机进行工作以提供辅助率或作为寒冷气候条件下的辅助起动装置。

1.2.2 柴油机与高增压系统匹配研究现状

国内外著名公司和院校都非常重视发动机与高增压匹配的研究。早在1974年，

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麻省理工学院 Benson R.S.和Svetnicka F.V.就研究得出一种能预测两级涡轮增压柴油机匹配特性的数学方法，试验结果证明预测得到的柴油机工作点与试验测得的工作点相当接近，同时，该方法提供了一个能快速、准确的预测两级增压柴油机各个工况下所需要获得的外界进气量的计算程序[7]。HOLSET公司的Bruffell W.K等进行了高压比涡轮增压器在汽车中的应用研究[8]，他们提出一种新的涡轮增压器设计方法。试验结果显示：新型的涡轮增压器增压比有所提高，而且运行范围更加宽广，同时他们还研究了拓宽压气机运行范围的方法。

MAN、B&W以及NR公司曾联合进行了一系列关于高压比（压比达到4.5）涡轮增压系统与发动机匹配方法和技术的研究，它们把研究的重点放在如何提高增压器效率和改善涡轮增压发动机的加速特性上。MAN公司研究人员应用GT-POWER软件和SIMULINK建立了欧Ⅳ发动机和两级增压系统计算模型[9]，计算结果显示：通过控制两级增压系统中的废气调节阀能满足发动机在整个运行工况范围内与增压系统的匹配需要。经过匹配试验证，该模型的计算结果相当精确。

密歇根大学汽车研究中心研究了可调涡轮增压系统对发动机以及整车瞬态响应性的影响[10]，研究中通过人造神经网络控制可调涡轮增压器各个喷嘴环位置。试验结果表明，由于使用了可调涡轮增压器，明显改善了发动机以及整车的瞬态响应性能，但是必须对喷油系统重新进行更为精确的标定用以消除加速工况下空然比的急剧变化。

中科院工程热物理所、清华大学、燃气涡轮研究所通过可变喷嘴涡轮增压器与发动机的匹配试验测得增压压力和排气压力值，结合发动机的结构参数，计算了发动机的流通特性，建立了可变喷嘴增压器与发动机的联合工作曲线[11]。对联合工作曲线的分析表明设计的可变喷嘴涡轮增压器与发动机匹配良好，不会出现喘振和阻塞。

上海交通大学进行了可变喷嘴增压器与增压柴油机的匹配试验研究[12],研究结果明可调涡轮在发动机的整个转速范围内与CA498Z柴油机实现良好的匹配，可调涡轮增压提高了发动机外特性的低速转矩，降低了发动机的低速烟度，扩大了发动机低油耗区的转速范围，改善了发动机的经济性。北京理工大学马朝臣教授等的理论和试验研究结果表明：采用可变涡轮增压系统和在两级增压系统中加装废气调节阀是改善发动机与高增压系统匹配性能较为理想的手段[13]。

第一汽车集团技术中心的郑广勇等应用GT-POWER软件对重型卡车用柴油发动机进行可变涡轮增压器和两级涡轮增压器的匹配[14]，对两种增压方式进行了对比分析。计算结果显示：可变增压器对进气量的可控范围要宽的多，使涡轮在整个发动机转速范围内都能有效工作，从而在保证低速空燃比的同时取得较好的经济性。而两级增压的优点体现在发动机低转速范围，通过两次增压可以达到很高

1 绪论

的空燃比，同时改善发动机低速换气过程，使低速油耗也有降低。

1.3 本课题的研究工作

本课题的主要研究内容如下：

(1) 通过分析高强化柴油机各物理系统组成及其相互关系，对柴油机各物理子系统进行了数学描述，建立了高强化柴油机工作过程的数学模型，并确定以韦伯燃烧放热规律模型和Woschni传热计算公式描述缸内热力过程，同时采用一维不定常流描述进排气系统的气体流动。

(2) 应用发动机工作过程仿真计算软件GT-POWER，以国外某型柴油机为研究对象，建立了该高强化柴油机的工作过程仿真计算模型，确定柴油机各子系统的主要输入参数。通过对该高强化柴油机标定工况进行仿真计算，预测柴油机在标定工况的主要性能指标，并对气缸压力、温度、放热率及缸内气体质量等随发动机曲轴转角之间的变化规律进行分析。

(3) 以提高柴油机标定工况下的功率为主要目标，分析柴油机的主要设计参数对柴油机性能的影响规律，建立高强化柴油机性能优化的数学模型，对主要运行参数（喷油定时、配气相位等）和结构参数（压缩比、进排气系统的结构参数等）进行优化。

(4) 针对该高强化柴油机的性能要求，进行高增压系统的方案选型。对可调涡轮增压系统进行仿真建模，进行基于仿真模型的高强化柴油机与可调涡轮增压系统稳态匹配规律分析，主要研究可调叶片位置对柴油机增压压力和空气流量的调节效果，建立高强化柴油机与可调涡轮增压系统的联合运行线，分析匹配规律。 (5) 运用可调涡轮增压系统仿真模型，研究可调叶片位置对柴油机空气流量和增压比的调节效果，进而研究不同负荷不同转速下，可调叶片位置对该高强化柴油机动力性、经济性的影响，在此基础上确定全工况的可调叶片位置脉谱。

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2 高强化柴油机工作过程的物理数学模型

2.1增压中冷柴油机的物理模型

在涡轮增压中冷柴油机工作过程模拟计算时,先把涡轮增压柴油机的计算模型划分为几个的热力平衡的系统，系统内各个部位的气体压力、温度和成分都是均匀的，即处于瞬时热力平衡状态；系统和系统之间通过热量与质量的传递相互联系[2]。一般可划分为以下几个热力系统：

1. 气缸

主要由气缸盖、气缸套、活塞顶等壁面构成的空间。新鲜充量经过进气系统流入气缸，废气由气缸流入排气系统。气缸在压缩、膨胀作功过程中与外界进行功量交换。一般假定柴油机气缸中每一瞬时气体的压力、温度和成分是均匀的。

2. 排气系统

主要由排气歧管、排气总管以及涡轮出口到外界环境之间的排气管。排气管的计算有两种方法即容积法和特征线法。容积法忽略沿管长方向的排气管压力波的传播，认为每一瞬时整个排气管系统内压力和温度均匀，不随空间位置的变化而变化，只随曲轴转角的变化而变化；特征线法则认为每一瞬时排气管内的压力和温度沿排气管长度方向是不均匀的，计算过程比较复杂。

3. 涡轮增压系统

主要由压气机和废气涡轮组成。这个子系统是基于下列假设条件确立的：每一工作循环中废气涡轮输出功正好等于压气机消耗功；流过废气涡轮的燃气流量等于流过压气机的空气流量与燃料流量之和；压气机和废气涡轮转速相等，且在一个循环内转速保持不变[4,5]。

4.中冷器

对于所研究的废气涡轮增压柴油机，在热力系统划分时将中冷器划分为一个子系统。中冷器从热力过程看实际上是一个节流，降温的换热器件，主要是计算空气流经中冷器时的压力损失和计算空气流过中冷器后的散热量[4]。

5. 进气系统

一般由空气滤清器、进气总管、进气歧管以及压气机到中冷器之间的管路组成。如果进气管的容积足够大，进气系统压力和温度均匀且随曲轴转角变化幅度小。但在计算还必须考虑空气滤清器和中冷器的压力损失，本文的计算模型中不

2 高强化柴油机工作过程的物理数学模型

考虑空气滤清器。

在工作过程模拟计算中，建立子系统的能量守恒方程、质量守恒方程和理想气体状态方程，联合求解这些微分方程组，就可得到压力等热力参数的变化规律，进而计算柴油机的各项性能参数。

2.2气缸内的工作过程数学模型的建立

柴油机缸内的工作过程复杂，它是包含物理、化学、流动、传热、传质等综合过程。为了描述气缸内工质状态变化，视气缸为一个热力系统，系统的边界由活塞顶、气缸盖及气缸套诸壁面组成。系统内工质状态由压力p、温度T、质量m这三个基本参数所确定，并以能量守恒方程、质量守恒方程及理想气体状态方程把整个工作过程联系起来。利用上述三个方程联合求解，解出气缸内压力p、温度T、质量m三个基本参数[1,2]。

2.2.1 基本假设

柴油机缸内热力过程的热力计算时，为了使问题简化，特作如下基本假设： (1) 缸内工质状态均匀，即同一瞬时气缸内各点的压力、温度和浓度处处相等。并假定进气期间，通过系统边界进入气缸内的空气与缸内的残余废气实现瞬时的完全混和；

(2) 工质为理想气体，其比热、内能和焓等参数仅与气体温度及气体成分有关；

(3) 工质流入或流出气缸内的流动过程视为准稳定流动，即在足够小的计算步长内视为稳定流动；

(4) 工质进、出口的动能忽略不计；

(5) 把燃料燃烧释放化学能的过程，看成是外界按已知的表现放热规律向系统内工质加热的热力学过程。

2.2.2 气缸内热力过程的基本微分方程

1．能量守恒方程

dmsdmed(mu)dQBdQwdV

=−−p+hs+he (2.1) dϕdϕdϕdϕdϕdϕ通常情况下，缸内的比内能u和质量m同时发生变化，故有

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d(mu)dmdu

=u+m (2.2) dϕdϕdϕ对于柴油机，内能可简化为温度和瞬时过量空气系数的函数，即u=u(T,αϕ)。将u写成全微分的形式： du∂udT∂udαϕ (2.3) =+

dϕ∂Tdϕ∂αϕdϕ故式(2.2)可写成： d(m⋅u)dmdudT∂udαϕ=u+m(i+i) (2.4) dϕdϕdTdϕ∂αϕdϕ将式(2.4)代入式(2.1)中，并注意到

∂u

=cv，则温度T对曲轴转角ϕ的微分方∂T

程为：

dmsdmedTdVdm1dQBdQw∂udαϕ (2.5) =−−p+hs+he−u−m(

dϕmicvdϕdϕdϕdϕdϕdϕ∂αϕdϕ上述各式中p：缸内工质压力；V：气缸工作容积；

QB：燃料在气缸内燃烧放出的热量； Qw：通过气缸诸壁面传入或传出的热量； ms、me：流入流出气缸的工质质量气； hs、he：进气门、排气门处工质的比焓。

2．质量守恒方程 dmdmsdmedmB

=−+ (2.6) dϕdϕdϕdϕ式中mB：喷入气缸内的瞬时燃料质量。

若已知发动机的循环喷油量gf(kg/cyc)，气缸内燃料燃烧的百分数为：

dmmdX

X=B×100%，则B=gfi

dϕdϕgf

燃料燃烧放出热量随ϕ的变化率为：

dQBdX

=gfiiHuiηu (2.7) dϕdϕ式中 Hu：燃料低热值，对于柴油机Hu=41868×103；

ηu：燃烧效率，柴油机稳定运行时，一般简化计算取ηu＝1。

质量守恒方程式写为： dmdmsdmedX

=++gfi (2.8) dϕdϕdϕdϕ3．理想气体状态方程

pV=mRT (2.9) 联合求解即可得到确定气缸内状态的三个参数：压力p、温度T、及质量m。

2 高强化柴油机工作过程的物理数学模型

2.2.3 缸内燃烧过程的数学描述

1.气缸的瞬时工作容积的计算

柴油机工作过程计算中，其主要结构参数如气缸直径D,活塞行程S,连杆曲柄比λ、压缩余隙容积V、压缩比ε等均作为已知数据输入的，根据这些数据即可算得瞬时气缸工作容积随曲轴转角变化的规律[2]。

瞬时气缸工作容积为：

⎤⎫πD2⎧S⎡1π1⎪S⎪22π1−λisin(V=iϕ)−iϕ)⎥⎬ (2.10) +⎢(1+)−cos(⎨λλ4⎪180180⎦⎪⎩ε−12⎣⎭式中，曲轴转角从曲轴在上止点时取算起。

气缸工作容积随曲轴转角的变化率为：

⎡⎤πi2ϕ)sin(⎥dVπ2iD2iS⎢πλ180⎢sin(⎥ (2.11) =iϕ)+dϕ8×180⎢1802⎥22π1sin()−λϕii⎢⎥180⎣⎦V+Vsπ式中 ε=c：压缩比； Vs=D2S：气缸工作容积。

4Vc2. 燃烧放热规律的计算[1,2,3,5]

气缸内燃料燃烧的瞬时燃烧放热率按下式确定:

dQBdX

=gfiHuiηui (2.12) dϕdϕ式中 gf：每缸的循环喷油量； dX/dϕ：燃烧放热率； X：在某一曲轴转角时，已燃烧掉的燃油质量与gf之比。 Hu：燃料燃烧低热值。

由于柴油机的燃烧过程极为复杂，dX/dϕ=f(ϕ)与燃烧的物理、化学过程，发动机的结构参数及运行参数等众多因素有关，很难用一个精确的数学方法来描述。目前常用的方法有用实测示功图计算、用半经验公式模拟两种方法。本文选用半经验公式模拟方法。

国内外比较通用的计算燃烧放热率的公式是韦伯函数。本文采用三元韦伯函数模拟高速柴油机的燃烧放热规律，模型把整个燃烧过程分为预混合燃烧、主燃、后燃，整个燃烧放热率曲线由3条韦柏函数曲线叠加而成。即：

X=X1+X2+X3 (2.13) dXdX1dX2dX3

=++ (2.14) dϕdϕdϕdϕ式中：X1、X2、X3分别表示预混合、主燃和后燃燃烧的燃料分数。

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模型中每一部分燃烧起始时刻相同，而且各个都有独自的燃烧持续期和燃烧指数。在实际模拟过程中主燃持续期和主燃燃料分数对放热规律的影响较大，其次是预混合燃烧燃料分数和预混合燃烧持续期。

3. 传热规律的计算[2,15]

柴油机传热率的计算是工作过程模拟的重要组成部分。一般来说，柴油机传热过程计算包括3个部分：(1)工质与燃烧室诸壁面的传热；(2)燃烧室诸壁面内的热传导；(3)燃烧室外壁面与冷却介质之间的传热三部分。对于工作过程仿真计算来说，主要考虑第(1)部分。燃烧室诸壁面由气缸盖底面、活塞顶面和气缸套组成。根据工质对燃烧室周壁面的瞬时平均换热系数αg和壁面的平均温度Tw，可以计算出dQw/dϕ，即：

dQwdQwi13

=∑=∑αgiAi(T−Twi) (2.15) dϕdwi=1ϕi=1

式中 w：发动机角速度； αg：瞬时平均换热系数；

Ai：散热表面积； T：气缸内工质瞬时温度；

Twi：壁面的平均温度； i=1,2,3：分别指气缸盖，活塞，气缸套。 GT-POWER软件对于直喷式柴油机推荐的换热表面积为：活塞的散热面积按气缸横截面积的1.2~1.5倍计算，缸盖的表面积近似为气缸的横截面积。对于壁面平均温度的推荐值如下：Tw1：550－600K；Tw2：550－600K；Tw3：400－450K。

在计算工质和燃烧室诸壁面的瞬时换热量时，最关键是确定瞬时平均换热系数αg。由于柴油机传热过程复杂，至今还没有得出成熟的传热公式，GT-POWER软件选用的是Woschni半经验公式： ag=130iD−0.2ip0.8iT−0.53[C1iCm+C2i

式中 p：缸内工质压力；

VSiTcJ

(p−pc,0)]0.8，W/(m2iK) (2.16) pcJiVcJ

T：气缸内工质温度；D：气缸直径；

TcJ：压缩始点的气缸内工质压力、温度、气缸容积； Vs：气缸容积；Cm：活塞平均速度； pc,0：发动机起动时缸内压力；

, C2=0； CmC

对压缩期间： C1=2.28+0.308u，C2=0；

对燃烧和膨胀期间：C1=2.28+0.308u，C2=3.24×10−3。

Cm对换气期间： C1=6.18+0.417

Cu：进气涡流速度，m/s。

2 高强化柴油机工作过程的物理数学模型

2.2.4 进排气阀的流量计算

通过进、排气门流入或流出气缸的流动过程视为准维流动过程，即当计算步长足够小时，一个步长内的流动过程认为是稳定流动过程。进、排气门的喉口相当于一个流通面积随时间而变化的孔板，并假定为一维等熵绝热流动。这时，在dϕ曲轴转角内，流过气门的流量dm为:

dm=

p1iµiF1iψdϕ (2.17) wv1式中 w：发动机的角速度；µ：流量系数； F：有效流通截面积； ψ：流动函数； p1：气门前工质压力； v1：气门前工质比容。 1. 经进气阀流入气缸的流量变化率

进气阀处（用下标s表示进器管状态）的流动均属于亚临界流动，进气流量变化率为：

ks+12⎡⎤ksks⎛⎞⎛⎞ps2ks⎢ppi−⎜⎟⎥ (2.18) ⎜⎟ps⎠⎥RsiTsks−1⎢⎝ps⎠⎝⎢⎥⎣⎦dms1

µsiFs=

dϕ6n

式中，n：发动机转速；µs：进气门流量系数；

Fs：进气门瞬时的几何流通截面积；

ps、Ts：进气门前（进气管状态）工质的压力及温度；

Rs、ks：进气门前（进气管状态）工质的气体常数及绝热指数； p：进气门后（气缸内）工质压力。 2. 经排气阀流入气缸的流量变化率

工质在排气门处（用下标e表示排气门状态）的流动状态，在初期排气阶段由于压差较大，可能出现超临界流动，随着压差减小，可能转为亚临界流动。

当

pr⎛2⎞≤⎜⎟p⎝k+1⎠

kk−1

时，为超临界流动，超临界排气期的排气流量变化率为：

p⎛2⎞⎜⎟RT⎝k+1⎠1k−1

dme1

µeiFe=

dϕ6n

i2k (2.19) k+1当

pr⎛2⎞≥⎜⎟p⎝k+1⎠

kk−1

时，为亚临界流动，亚临界排气期的排气流量变化率为：

pRT2k+1⎡⎤2k⎢⎛pr⎞k⎛pr⎞k⎥ (2.20) ⎜⎟−⎜⎟k−1⎢⎝p⎠⎝p⎠⎥⎢⎥⎣⎦dme1

=µeiFedϕ6n

式中µe：排气阀流量系数； Fe：排气门瞬时的几何流通截面积；

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p，T，k：气缸内工质的压力，温度及绝热指数； pr：排气阀后的排气管压力。 3. 几何流通截面积

气门几何流通截面积F随气阀升程而变化，气阀升程曲线hv可由配气凸轮升程曲线计算得到。F通常按垂直于气门的截锥台侧面积计算。其计算公式为:

F=Ziπhvcosβ(dv+hvsinβicosβ) (2.21)

式中Z：每缸的进气阀（或排气阀）数；

hv：进、排气阀的瞬时升程，可按配气凸轮升程曲线计算；

β：气阀座锥角； dv：气阀座喉口直径。

4. 流量系数

将实际流量与理论流量的差异都归结到流量系数µ之中。它主要取决去气门升程，是气门升程的函数：

µ=f(hv(ϕ)) (2.22)

通常µ值用实物或模型的静吹风试验测得。在没有试验数据的情况下，只能参照类似柴油机的数据进行计算。对于本文研究的高强化柴油机可以采用下列经验公式：

µs,e

⎛h⎞

=0.98−3.3⎜v⎟ (2.23)

⎝dv⎠

2.3 进排气系统的数学模型

2.3.1 一维非定常流模拟计算

增压柴油机进排气系统中的气体流动是非常复杂的，例如当排气门打开后废气向涡轮流动过程是压力传播的过程，并与涡轮的发射波叠加。因此进、排系统的压力不仅是时间的函数也是位置的函数。本文在研究高强化柴油机的进排气系统流动时采用一维非定常流进行分析[1]。

为了更加准确的建立一维非定常流的物理模型，还必须引入一些必要的假设和简化：

(1) 柴油机中工质为理想气体，其热力学性质只与温度和气体成分有关，并且不考虑气体的粘性和气体的重力作用。

(2) 由于进排气管路的轴向几何尺寸相对其径向几何尺寸要大得多，管路内的轴向流动效应要远大于径向流动效应，同时也为了数值模拟上的方便，可以认

2 高强化柴油机工作过程的物理数学模型

为管内气体流动是一维的，对于每一流体参量均可理解为在相应界面上的平均值。

(3)在进、排管路中，气体的状态在同一截面上是相同的，气体的状态只与时间和沿管长方向的位置有关。

(4) 管路截面积是渐变的，而且不计进排气管的弹性变形。

(5)考虑管壁的摩擦和热传导，为简化起见，仍用一维非定常流动模型，但是流动过程是非等熵的。

在柴油机模拟计算中，进、排气管内一维非定常流动的基本控制方程表达为：连续方程

∂ρ∂c∂ρρcdF+ρ+c+=0 (2.24) ∂t∂x∂xFdx动量方程

∂c∂c1∂ρ4fc2c+c++=0 (2.25) ∂t∂xρ∂xD2c能量方程

⎛∂p∂p4fc2c⎞2∂ρ2∂ρ+c−a−ac−(k−1)ρ⎜⎜q+cD2c⎟⎟=0 (2.26) ∂t∂x∂t∂t⎝⎠式中 c：气体流速；ρ：气体密度；

p：气体压力；F：管截面积；f：管壁摩擦阻力。

上述方程考虑了管截面的变化、流体与管壁面的摩擦和传热以及熵的改变等对气体流动特性的影响。这组偏微分方程用一般的数学方法求不出其解析解，必须采用适当的算法。常用的求解算法有小扰动法、特征线法和有限容积法等。在

GT-POWER软件中，采用有限容积法对进排气管内气体的一维非定常流动进行具体的求解。

2.3.2 有限容积法计算模型

1．有限容积法的原理[16,17,18,19]

有限容积法是从描述流动或传热的守恒型控制方程出发，对它在控制容积上做积分，在积分过程中需要对界面上被求函数的本身(对流通量)及其一阶导数(扩散通量)的构成方式作出假设。用有限容积法导出的离散方程可以保证具有守恒性(只要在界面上的插值方法对位于界面两侧的控制容积是一样的即可)，对区域形状的适应性比较好，是目前应用最普遍的一种数值方法。

下式是采用有限容积法计算时守恒型方程的通用形式：

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∂

ρφdV+∫ρφvndS=∫Γgrad(φ)ndS+∫qϕdV (2.27)

SSV∂t∫V

式中 φ：流体守恒流量；ρ：流体密度；S：控制体表面积；V：控制体容积；

n：控制体表面外法线；v：流体速度；Γ：扩散系数；q：控制体内的源项。

对守恒控制方程式(2.27)进行数值积分计算过程中，为了得到稳定解，必须满足CFL（Courant-Friedrichs-Lewy）准则，即

󰀫x

(2.28) 󰀫t≤

u+a

式中 󰀫t：时间步长；󰀫x：沿管长方向上的步长；

u：气体流速；a：气体声速。

2. 控制方程的离散化

求微分方程数值解面临的第一个问题就是方程的离散化，即在按一定方式网格化的积分区域内，把以连续变化形式描述的微分方程转化为离散的有限数量的代数方程，然后才能在计算机上进行数值求解。在有限容积法中，是把微分方程在控制容积上积分，而形成离散的有限差分方程。其中，控制容积（或叫控制体）就是包围积分域内某一控制点(节点)的网格单元。控制容积的概念来自于流体力学，而有限容积法的离散过程相当于流体力学中用微元体概念推导基本微分方程的逆过程，网格就相当于放大的微元体。并且有限容积法的容积可以根据几何边界进行划分，所以对复杂的几何形状适应能力很强。

具体来讲，在有限容积法中，计算区域被划分为有限个、连续的、无重叠的容积，在每个容积内应用控制方程的守恒形式，并进行积分得到方程的离散形式。一般计算节点位于控制容积内部，边界上的值则由相邻节点上的变量插值得到。这样就可以在每个控制体内得到一个由本节点和若干个相邻节点变量表示的离散方程，同时补充相应的边界条件使方程组封闭，从而求解与节点数相同的离散方程组就可以得到整个计算区域的解。由于在每个控制容积内方程都是守恒的，在边界处满足一定条件(变量值和导数连续)，有限容积法就可以保证在整个计算区域上的守恒。

各容积内控制方程的离散形式(采用显式差分格式)为: 质量守恒离散方程：

󰀫m1󰀫mP00P

⎤(ρ)(ρ)uAuA=+⎡−WK⎦ (2.29) ⎣󰀫t󰀫t

动量守恒离散方程：

(󰀫mu)1(󰀫mu)000PP

⎤ρρ(uA)(uA)=+⎡−WK⎦+(PW−PK) (2.30)⎣󰀫t󰀫t

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能量守恒离散方程：

(󰀫me)1(󰀫me)000PP

⎤ρρ(uA)(uA)=+⎡−WK⎦ (2.31) ⎣󰀫t󰀫t式中 󰀫t：时间间隔的长度；下标P：本计算节点；下标K：左侧相邻点；下标W：右侧相邻节点；上标0, 1：本时刻的值及下一时刻待求的变量值。

GT-POWER软件采用的是一维交错网格。标量在网格中心计算，如压力、温度等；矢量在网格的交接面计算，如速度、质量流量等。网格的离散化长度由用户定义。对于通常的内燃机性能计算，GT-POWER推荐：

进气系统：离散化长度≈0.4×D；排气系统：离散化长度≈0.55×D。

2.3.3 中冷器参数的计算

在高增压柴油机中，都进行增压空气的中间冷却，使气缸在相同的进气压力下能增加新鲜空气的充量。空气在通过中冷器后，温度下降。中冷器计算主要是算出进气空气经中冷器后的出口温度Ts、出口压力ps。TK是增压器出口空气温度。用下标“s”代表空气，“w”表示冷却水，“i”表示入口状态，“o”表示出口状态。

中冷器出口空气温度Ts的计算公式为：

TK−Two

Ts=+Twi (2.32)

⎡⎤⎢Csw(TK−Ts+Twi−Two)⎥exp⎢⎥dmw

⎢icpw(Two−Twi)⎥⎣dt⎦中冷器出口冷却水温度Two计算公式为： dms

icpsdt Two=Twi+(TK−Ts) (2.33) dmw

icpwdt

增压空气流过中冷器时压力损失󰀫ps可按下式计算：

󰀫ps=󰀫psoi(

msmso

)2 (2.34)

式中，󰀫pso为中冷器在设计工况时的压力损失，一般可取󰀫pso=0.3～0.5kPa。增压空气流过中冷器后出口压力ps按下式计算：

ps=pk−󰀫ps (2.35)

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2.4 废气涡轮增压器的数学模型

2.4.1 涡轮增压器的能量传递分析

废气涡轮增压器是由压气机和燃气涡轮组成，压气机通常采用单级离心式、径向叶轮和无叶扩压器，而燃气涡轮的型式取决于增压器的大小，小型涡轮增压器的废气涡轮一般采用径流式涡轮，大型废气涡轮增压器则采用单级轴流式涡轮。

废气涡轮增压器在稳定运行过程中必须满足涡轮与压气机能量平衡、流量平衡及转速相等三个条件，即涡轮增压系统在数值计算中必须满足以下条件：

(1) 涡轮与压气机的能量平衡，即

WTiηTKm=WK (2.36) 式中：WT、WK分别为涡轮输出功和压气机消耗功，ηTKm为增压器机械效率。

(2) 通过涡轮与压气机的流量连续，即

mT=mK+mf (2.37)

•

式中 mT、mK、mf分别为涡轮流量、压气机流量以及相应的燃油流量。 (3) 涡轮与压气机的转速相等，而且在稳定工况下，一个循环内可认为是恒定的，即

•••

nT=nK=nTK (2.38) 式中：nT、nK、nTK分别为涡轮转速、压气机转速以及涡轮增压器转速。

2.4.2 压气机特性参数计算

1. 压气机的主要参数[1,2,5]

压气机工作状况主要由四个参数确定：压气机空气流量mK，压气机转速nK，

，压气机进口总温T0*（或称迟滞温度）。压气机性能和工作状况压气机进口总压p0

•

随四个参数而变化，故它们又称之为压气机工作参数。表征压气机特性的参。数为增压比πK（简称压比）和压气机效率ηK（又称等熵效率）

(1) 增压比πK

压比是压气机出口压力与进口压力之比。压力一般采用总压，在书写时加上角标“*”表示总压，

*pk

πK=* (2.39)

(2) 流量mK

流量表示压气机的通流能力，流量有三种表示形式:质量流量mK (kg/s)，容

2 高强化柴油机工作过程的物理数学模型

积流量VK(m/s)，折合流量mcorrected (kg/s)。压气机工作或试验可能在不同大气

条件下进行，为了便于比较需要将试验结果换算到标准海平面的大气条件，此时折合流量为：

mcorrected=mK(3) 转速nK

Ti⎛Rin⎞⎜⎟T0⎝R0⎠

(2.40) p0

压气机转速用实际转速或折合转速表示：

实际转速：nK(r/min)；折合转速：

Ti ncorrected=nK (2.41) T0(4) 压气机效率ηK

压气机效率(等熵效率)是指空气由p0压缩至pK的等熵压缩功与压气实际消耗的总功之比，即:

WKadT0(π−1)

(2.42) =

WTadTK−T0

k−1

ηK=

2. 压气机等熵压缩功WKad和压气机出口空气温度TK

压气机等熵压缩功WKad为：

k−1

WKad=iRT0(πKk−1) (2.43)

k压气机实际消耗功WK可用下式计算：

WWK=Kad

ηKad (2.44) 空气经压气机压缩后，温度由T0升高至TK，出口温度TK为：

k−1

TK=T0+T0(πKk−1) (2.45)

ηKiτ式中 τ：向外散热的冷却系数，τ＝1.04～1.1。 3．压气机特性曲线的数值表示

增压柴油机配合计算中，需在压气机特性曲线上确定配合运行点。为了使软件能自动寻找配合运行点，要求将实验得到的压气机特性曲线用数值表示，并输入压气机MAP模块中储存。本文压气机特性线图的数值表示方法是用正交网格法离散压气机特性线图上的等熵效率曲线和等转速曲线，读取每个网格上的πK、

mK、ηK、nTK值，其余的点由这些输入点插值得到,并输入计算机中存储。

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2.4.3 涡轮特性参数计算

径流式涡轮特性主要有流通特性、效率特性等。径流式涡轮特性计算通常采用理论分析和简化计算法两种。理论分析计算法一般只在应用特征线法计算排气压力波时才使用。增压配合计算中常采用简化计算法。 1．涡轮效率特性

由于径流涡轮中流体受离心力场作用，速度比对ηT的影响较大。因此,径流涡轮效率ηT是叶片速比u/C0的函数，即ηT=f(u/C0)。GT-POWER软件用以下公式对涡轮效率进行计算：

ηT=1−(1−u/C0)b (2.46)

式中：ηT：为涡轮效率；

u：为叶片平均直径上的周向速度；

C0：气流的理论速度；

b：推荐值为1.4－2.2。

在计算的过程中可以根据涡轮叶片的速比确定涡轮的效率。 2. 涡轮流通特性

涡轮流通能力指的是涡轮端通过燃气流量大小的能力。国际通用的涡轮流通能力表示方法如下[2,4]：

mTpT

TT=µTiFres

pTRTiTT⎡2kT⎢⎛1⎜kT−1⎢⎜⎝πTeq⎢⎣⎞⎛1−⎜⎟⎟⎜π⎠⎝Teq2kT⎞⎟⎟⎠kT+1kT⎤⎥⎥ (2.47) ⎥⎦式中：mT：为涡轮质量流量； mTpTi

TT：涡流相似流量； µT：流量系数；

Fres：等效喷嘴通流面积；

πTeq：修正涡轮膨胀比。

实验结果表明，涡轮的流通特性并非一条曲线，而是相对于一个转速nT就有一条曲线。在相同的πT下，涡轮转速nT越高，曲线越靠下。径流涡轮流量系数µT也不是定值，其变化规律比较复杂，µT是速度比u/C0及膨胀比πT的函数，

µT=f(u/C0,πT)。随着u/C0增大，µT减小，涡轮流量成线性减小。

mTTT已经是一个相似参量，其应该不受进口条件的影响。但实pT验证明：涡轮前废气温度TT对涡轮流通特性也是有影响的。这主要是因为在相同

另外，原本18

2 高强化柴油机工作过程的物理数学模型

转速下，TT如果变化，nT也随之变化，涡轮流通特性也就随之改变[4]。 TT由于可调涡轮的可调叶片位置是可变的，使得涡轮的特性发生变化，所以在对可调涡轮与发动机的匹配计算时，需要对涡轮的效率特性和流量特性进行修正。根据可调叶片的位置不同，可调涡轮的流量特性曲线的形状也不同。但只要知道可调涡轮各个开度下的流量特性，就可以采用与普通涡轮一样的输入方法进行计算。效率特性可根据实验结果进行修正。 3．涡轮输出功的计算

径流涡轮输出功WT可用下式计算：

720(360)

WT=

∑ϕ=0

󰀫WT (2.48)

kT−1

⎡⎤kTi⎛⎞pkT

RTiTT⎢1−⎜T0⎟⎥ (2.49) 󰀫WT=ηTi󰀫mT

⎢⎝pT⎠⎥kT−1

⎢⎥⎣⎦

2.5 本章小结

通过分析高强化柴油机各物理子系统组成及其相互关系的基础上对柴油机各物理子系统进行了数学描述。模型中采用了韦伯燃烧规律模型和Woschni传热计算公式对缸内工作过程进行描述，对进、排气管路内气体采用一维非定常流动描述其流动特性，确定采用有限体积法为求解一维不定常流对的计算方法。在此基础上，建立了废气涡轮增压器和中冷器的数学模型。

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3 高强化柴油机工作过程的仿真计算分析

3.1 概述

仿真技术已经成为现代设计方法的重要内容，通过仿真可以对设计对象进行理论分析与性能预估，从而减少试验量，加快研究开发进度。柴油机工作过程仿真研究已开展多年，技术条件较为成熟，形成了较多软件产品，近年来柴油机工作过程仿真已经成为内燃机研究开发工作的一个重要手段和环节[22,26]。

目前一些知名柴油机和汽车厂商，诸如MTU、GM、Deutz等在高强化柴油机工作过程指标方面已经达到非常高的数值。本章主要以国外某型柴油机为目标样机，利用GT-POWER软件建立了该柴油机工作过程仿真计算模型。由于柴油机工作过程计算模型的准确性直接关系到仿真计算所得到性能参数的准确性，因此本章还着重介绍了工作过程仿真计算模型的参数和相关边界条件设置，并对一些主要参数进行了合理的估算，在此基础上通过仿真计算对其标定工况的性能进行了全面的分析，为研究高强化柴油机的设计和性能研究提供必要的数据及理论依据。

3.2发动机工作过程仿真软件简介

GT-POWER是专门用于发动机性能仿真分析的软件，广泛应用于发动机的设计、开发等工作。世界著名的汽车和发动机厂商（如GM、PSA、FIAT、NISSAN、

DaimlerChrysler 、CUMMINS、FEV等）都应用该软件进行发动机性能模拟分析。该软件具有丰富的物理模型和分析功能，使得它能够对各种发动机系统进行专业权威的性能分析。软件基于流体及热力学计算理论，采用有限容积法求解，具有准三维仿真模拟能力。可以计算气体流动方向上压力、温度以及流量的变化过程，进而对发动机的各项总体性能指标进行全面的分析。

应用GT-POWER软件可以进行发动机定工况、变工况的仿真计算。主要可以实现以下功能：功率、扭矩、油耗等性能参数的计算；涡轮增压器匹配和响应特性；废气旁通阀的设计；气门升程曲线和正时的优化；进排气系统管路的设计以及与机体的干扰分析；管路系统温度以及气缸部件的热分析；EGR（废气再循环）管路系统的设计；进排气的噪声，消声器、谐振腔的设计；发动机控制系统的设计；燃烧分析，HC、CO、NOx和碳烟的排放分析。

3 高强化柴油机工作过程的仿真计算分析

3.3高强化柴油机工作过程仿真模型的建立

3.3.1 主要技术参数的选取

本文主要以国外某型高强化柴油机为目标样机，其标定工况的主要技术参数和指标如表3-1所示：

表3-1 高强化柴油机主要技术参数[6]

Tab.3-1 Specifications of highly-intensified diesel engine

缸径×行程（mm） 109×105

功率（kW） 552 扭矩（Nim） 1236 活塞平均速度（m/s） 15.3 燃油消耗率（g/kWih） 210 最大燃烧压力（bar） 210 最大平均有效压力（bar） 26 为了达到目标机型的性能要求，参考类似机型参数，首先确定了增压压力、压缩比等主要计算参数。根据平均有效压力、转速、排温等参数条件，综合考虑增压器及燃油系统所能达到的水平，拟采用较高的增压压力来实现所规定的技术指标。经过初步估算增压压力初选4.6，希望以后通过其他参数的优化来降低增压。根据最高燃烧压力的和初步估算的增压压力值，初选压缩比为17 。

3.3.2 工作过程仿真模型的建立

1. 建模步骤[21,22]

(1) 对所研究国外某型柴油机及其相似机型进行分析和测量，收集数据，进行资料整理。

(2) 将实际的复杂的柴油机分解成若干个容易处理的子系统，并运用

GT-POWER软件提供的模块建立相应的物理模型。

(3) 根据热力学、传热传质等方面的知识，将简化的物理模型进行定量的数学描述，将收集的数据及资料输入到相应的模块中去，即建立数学模型。

(4) 利用已建立的初步模型进行仿真计算，求出该模型所包含的全部物理参量，并通过试验验证，进一步修改模型。 2. 工作过程计算模型的建立

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根据表3-1中描述的主要技术参数要求，将柴油机简化成由进气系统、排气系统、燃烧系统（气缸）、喷油系统、增压系统、中冷器以及环境边界及相应连接管路等模型组成的计算模型，所建立的高强化柴油机计算模型如图3-1所示：

图3-1 高强化柴油机工作过程仿真模型

Fig.3-1 Simulation model of highly-intensified diesel engine

进、排气系统主要包括进气容积腔、进气总管、进气歧管、排气歧管、排气总管等模块，可以参考同类机型初步确定其结构参数。燃油喷射系统主要是喷油器模型，需要输入的参数有油嘴孔数、直径、喷油规律、喷油量等，其中喷油规律由燃油系统相关计算软件或试验得到。增压器的压气机和涡轮机必须分别输入特性曲线，这些参数由增压器厂家提供，用户可以根据需要调整增压器的流量、压比以及效率系数以满足柴油机性能的要求。

3 高强化柴油机工作过程的仿真计算分析

3.3.3 模型的参数设置

1．边界条件的设置

对于柴油机来说，系统边界主要设定温度、压力、流量系数等参数。温度和压力是柴油机工作时环境的温度和压力。在节流孔处没有几何阻力的情况下，进、排气管边界的流量系数推荐值为1。进排气系统的边界条件设置如下：

表3-2 进气系统边界条件输入参数 Tab.3-2 Boundary condition of intake system

名称

环境

单位

温度 K 压力 bar 表3-3 排气系统边界条件输入参数 Tab.3-2 Boundary condition of exhaust system

名称

环境

单位

温度 K 压力 bar 输入参数

780 1.3 输入参数

298 1

2．气缸参数的选取

气缸的参数设置包括缸径、冲程、连杆长度、活塞偏心距、点火顺序及有关燃烧特性、热传递、扫气过程和气阀等方面的参数，同时，在缸内过程计算也要标定初始条件。 (1) 燃烧模型

由于缺少必要的喷油规律以及燃烧室结构参数，该燃烧系统只能采用采用三元韦柏燃烧模型。根据以往直喷式柴油机燃烧分析积累的数据和第二章关于燃烧模型的相关公式确定了该机的三元韦柏燃烧模型的参数，如表3-5所示。

表3-4 高强化柴油机缸内燃烧模型参数[23,24] Tab.3-4 Parameters of in-cylinder combustion model

预混燃烧系数预混燃烧持续期预混燃烧指数

0.12 2 1.1

主燃烧持期主燃烧指数

35 1.4

后燃系数后燃持续期后燃指数

0.05 10 1.5

(2)传热模型

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本课题的计算模型采用Woschni传热模型。对其传热系数的计算可参考第二章公式。对于工作过程仿真计算，工质与气缸内壁之间的换热过程不仅影响气缸内部过程的进行，而且也影响受热零件的热负荷和散热冷却介质的热量，为此必须研究燃气侧的换热系数及内表面温度。在本模型中活塞顶的表面温度估算为570K，气缸盖底的表面温度估算为600K，缸套的表面温度为450K。气缸周壁的传热面积是由活塞顶面积、气缸盖底面积及缸套的表面积组成。根据GT-POWER的推荐值：本模型的活塞顶表面积按气缸截面积的1.2倍计算，气缸盖底面积等于气缸截面积。

3.3.4 参数估算

1. 空气流量和增压压力的估算

在设计或强化某一增压柴油机时，为了确定涡轮增压器的型号，首先需估算增压器的空气流量及增压压力等参数。增压柴油机所需要的空气流量按下式估算：

NgαηL

Gc=ees0 （kg/s）

3600

式中 Ne：柴油机功率；ge：有效燃油消耗率； α：过量空气系数； ηs：扫气系数； L0: 理论空燃比。进入气缸的空气体积流量为：

Vc=

niVsϕc

(m3) 30τ式中：n：柴油机转速； i：气缸数； Vs：气缸工作容积；

ϕc：充量系数，在0.9～1.05之间选择； τ：为冲程数。则进入气缸的空气密度为：

ρc=

GcNegeαηsL0τ= (kg/m3) 120niVsϕcVc

NegeαηsL0τRTc

(MPa) 6

niVsϕc×120×10

由理想气体状态方程得到：

pc=

3 高强化柴油机工作过程的仿真计算分析

2．进气终点温度、压力的估算

进气终了温度大小受到进气温度，残余废气的热焓量，高温零件对新鲜充量的加热和充量动能转化为热能等因素的影响。对于该高强化柴油机来说，进气终了温度按Ts＝(330－350)K。进气终点压力ps=0.95pc。 3. 排气温度、压力的估算

排气温度是内燃机工作过程的重要参数之一。排气温度Tr的大小与柴油机的负荷、转速、压缩比等都有关系。负荷增大时，后期膨胀比减小，排气温度Tr上升，转速增高时，部分燃烧延至膨胀过程中进行，也使排气温度Tr上升，压缩比增大，膨胀比增大，排气温度Tr下降。所以，对于该高增压柴油机标定工况来讲，排气温度初选为: Tr=950K。考虑到柴油机的排气压力pr值与转速、排气门开启截面、排气管的流动阻力有关，初选pr=1.10ps。 4. 循环喷油量的估算

柴油机每循环喷入气缸的油量可按下式计算：

gb=

gePeτ （g/循环） 120ni

式中 ge：标定功率点的燃油消耗率，g/(kWih)；

Pe：柴油机标定功率，kW；

τ：柴油机冲程系数；

n：柴油机转速，r/min；

i：柴油机气缸数。

5.平均机械损失压力的估算

柴油机在运转过程中，必然伴随着运动件所引起的摩擦损失、克服流动阻力、驱动附属机构的功率消耗以及进排气过程中所引起的泵气损失。在评定柴油机机械损失时，除了机械损失功率和机械效率外，还有平均机械损失压力pm，它的定义为:发动机单位气缸工作容积一个循环所损失的功。GT-POWER中，机械损失的估算采用如下计算公式：

pm=pcon+A1pmax+A2Cm+A3Cm , (bar)

式中：pmax：缸内最高爆发压力, (bar) Cm：活塞品均速度，Cm=A1、A2、A3：经验常数

S×n×2

(m/s) 60

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3.3.5 计算模型的主要输入参数表

表3-5 基本参数 Tab.3-5 Basic parameters

名称

单位

输入参数

发动机转速 r/min 4250

温度 K 环境

压力 bar 298 1

最大计算周期 Cycle 80 燃料低热值 kJ/kg 42800 理论空燃比

―― 14.3 表3-6 气缸输入参数[22,25,26,35] Tab.3-6 Input parameters of cylinder

名称缸数形式

单位

输入参数

―― 6 ――

V型

缸径 mm 109 行程 mm 105 压缩比

―― 17 连杆长度 mm 212 活塞环间隙 mm 0 发火次序

―― 1-4-2-5-3-6 上止点余隙 mm 0.5 燃烧系统燃烧放热规律

―― DI ――

三元Veibe函数

燃烧持续期 °CA 80 燃烧品质指数气缸内热传递规律活塞顶表面积/气缸截面积气缸盖表面积/气缸截面积

―― 1 ―― Woschni放热公式

―― 1.2 －－ 1 活塞顶表面温度 K 570 气缸盖壁面温度 K 600

3 高强化柴油机工作过程的仿真计算分析

表3-6（续）

缸套壁面温度 K 450 进气阀有效直径 mm 40 排气阀有效直径 mm 37 进气门冷态间隙 mm 0.25 排气门冷态间隙 mm 0.30 进排气凸轮升程曲线

――

如图3-2

进气门开启时刻 °CA 286 进气门关闭时刻 °CA 588 排气门开启时刻 °CA 139 排气门关闭时刻 °CA 396

表3-7 喷油器输入参数 Tab.3-7 Input parameters of injector

名称

单位

输入参数

喷油定时 °CA BTDC 13 循环喷油量 mg 160 喷孔数

―― 8 喷孔直径 mm 0.26 喷油规律

――

表3-8 增压器输入参数[27,45] Tab.3-8 Input parameters of turbocharger

名称

单位

输入参数高压共轨

增压器初始转速 r/min 100000 增压器机械效率最大涡轮绝热效率最大压气机绝热效率压气机特性曲线涡轮特性曲线

―― 0. ―― 0.886 ―― 0.834 ―― ――

如图3-3 如图3-4

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图3-2 进排气阀凸轮型线

Fig.3-2 Lift profiles of intake cam and exhaust cam

a. 转速特性 b. 效率特性

图3-3压气机特性曲线

Fig.3-3 Compressor Maps

a. 流量特性 b. 效率特性

图3-4 涡轮特性曲线

Fig.3-4 Turbine Maps

3 高强化柴油机工作过程的仿真计算分析

3.4 高强化柴油机仿真计算模型的验证

首先，为了验证运用GT-POWER软件进行柴油机总体性能预测分析的可信性，本文对国内某型柴油机进行了总体性能预测分析，计算结果与实验结果对比如表3-10所示。

表3-9 国内某型柴油机计算结果与实验结果的对比

Tab.3-9 Comparison of calculation with measurement for the domestic diesel engine

转速 r/min

数值类型

燃油消

扭矩 N·m

功率 kW

耗率g/kW·h

最高燃烧压力bar/曲轴转角deg CA

涡前排气温度 K

压气机后压力 bar 2.39

中冷器后压力bar 2.33

1300

计算值

2277.32 310.02202.98 134.13/11.18 907.5 实验值 2255 307 205 134.5/11.00 961 2.41 2.28 计算值

1927.51 423.88221.87 133.69/9.02 923.2 2.77

2.65

2200

试验值 1900 418 225 131.8/4.00 973 2.90 2.86

通过对比可以看出，主要性能参数的计算结果与实验结果基本相符，计算结果与实验值之间的最大误差不超过3％，误差在允许的范围内。说明应用GT-POWER软件进行总体性能预测与柴油机实际情况基本相符。

为了进一步评价上述所建模型的计算精度和可靠性，选取该高强化柴油机外特性曲线上主要工况进行了模拟计算。相关试验数据由参考文献[6]得到。模拟计算时一些参数（如摩擦系数等）的选择通过经验值和参考值得到的。计算结果与试验结果对比图见图3-5。

图3-5 高强化柴油机试验数据与结果对比

Fig.3-5 Comparison of calculation with measurement for BMEP of highly-intensified engine

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通过对比可以看出，主要性能参数（平均有效压力）在各个工况下的计算结果和实验结果基本相符，计算结果和试验值之间的最大误差不超过5％，误差在允许范围内。综上所述，软件和模型都具有较高的计算精度和可靠性，以其为基础进行的高强化柴油机性能计算与分析具有可信性，同时也可以用来对柴油机进行变参数优化计算。

3.5 高强化柴油机性能预测分析

运用GT-POWER针对国外某型高强化柴油机的标定工况（其标定工况和最大扭矩工况是同一工况）进行了工作过程仿真计算，主要性能参数计算结果如下：

表3-10 主要性能参数预测结果 Tab.3-10 Prediction for engine performance

名称

单位

输出参数

功率 kW 541.5 扭矩

Nim 1206 指示油耗率 g/kWih 209 有效油耗率 g/kWih 226 容积效率空燃比指示热效率有效热效率

―― 305％

―― 22.88 ―― 40％ ―― 36.2％

28.3 25.7 2.48 3.23 4250 4.63 340 4.48 61.7 384.6 99342

平均指示有效压力 bar 平均有效压力 bar 平均摩擦损失压力 bar PMEP（泵气损失压力） bar 柴油机转速 r/min 增压压力 bar 中冷器出口气体温度 K 中冷器出口气体压力 bar 进入每缸的空气流量 g/s 单个涡轮的气体流量 g/s 增压器转速 r/min 压气机绝热效率

―― 75.5％

3 高强化柴油机工作过程的仿真计算分析

表3-10（续）

511 968

压气机出口气体温度 K 涡轮进口气体温度 K 涡轮绝热效率

―― 76.8％

218 -3 3 15 1932 4.44 343 4.81 995

缸内最高爆发压力 bar 燃烧始点 °CA 爆发压力对应曲轴转角 °CA 缸内最大压力升高率 bar /°CA 缸内最高温度 K 气缸进气压力 bar 气缸进气温度 K 排气总管气体压力 bar 排气总管气体温度 K

图3-6 标定工况的瞬时放热率曲线 Fig.3-6 Normalized heat release rate

图3-7 标定工况的累积放热率曲线 Fig.3-7 Normalized cumulative heat release

图3-6为该高强化柴油机标定工况的瞬时放热率曲线，图3-7为该高强化柴油机标定工况的累积放热率曲线。两条曲线很好地符合了是典型的深ω形和筒形燃烧室的柴油机放热规律，与MAN公司的相似机型放热规律形状基本相同。从图中可以看出，该燃烧放热率规律有如下特点：

（1）预混合燃烧放热量远小于主燃烧阶段放热量，前者占循环放热量的15％左右，但其相应的放热峰值较高。主燃烧阶段放热量占循环放热量的80％以上，但其对应峰值较低，为预混合燃烧峰值的一半左右。

（2）燃烧放热从上止点前开始到上止点后80°CA 基本结束，整个燃烧持续期

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80°CA 左右，由于该高强化柴油机的标定工况对应的转速很高，所以整个燃烧过

程所经历的时间是非常短的。

（3）在上止点后20°CA处，放出的热量已占总放热量的40％以上，而在上止点后40°CA时，放出的热量占总放热量的80％以上，放热分布相当好。

图3-8 缸内压力随曲轴转角的变化曲线Fig.3-8 In-cylinder pressure VS. crank angle

图3-9 缸内温度随曲轴转角的变化曲线Fig.3-9 In-cylinder temperature VS. crank angle

图3-8为缸内压力随曲轴转角变化曲线，曲线趋势基本与高速直喷柴油机的趋势相符。压缩期压力逐渐升高；燃烧期压力急剧上升，在上止点后3°CA时达到最大值，然后压力开始下降；膨胀期，压力逐渐下降；排气期、气门重叠期、进气期压力基本不变。缸内最高压力达到218bar，超出最高爆发压力的。这主要是由于进气过程中，进气阻力偏大，最终使燃烧过程中压力偏大。另外从性能参数的计算结果中可以看到，缸内压力升高率的最大值也比较大达到15bar，这可能造成柴油机工作过程粗暴，运动零件受到很大的冲击负荷。因此可以考虑在以后的研究中通过优化配气定时、喷油定时、增压器的参数，使最高爆发压力和最大压力升高率有所减小。

图3-9为缸内温度随曲轴转角变化曲线压缩期温度逐渐上升，燃烧期温度急剧上升，在上止点后48°CA左右时达到最大值，缸内最高温度为1932K。膨胀期、排气期、气门重叠期温度逐渐下降，进气温度变化不大。但在纯排气后期温度下降不大。

图3-10为计算所得一个循环内缸内工质质量随曲轴转角的变化曲线。在压缩阶段，缸内质量保持不变，随后由于燃料的加人而质量稍有增加，在膨胀期达到最大值，在排气重叠期降低到最小值，此后由于新鲜充量的流人又再次升高。图3-11为该高强化柴油机示功图，从图中可以看出，该高强化柴油机泵气损失较小。图3-12和图3-13分别为进、排气歧管压力波动情况。如图所示：进气歧管压力波动较

小，而排气歧管压力波动在进排气重叠期间以及下一缸排气重叠期间，振荡较大。

3 高强化柴油机工作过程的仿真计算分析

图3-14和图3-15分别为进、排总管压力波曲线，可以看到排气总管的波动也比进气总管的压力波动剧烈，但是排气总管的压力波动呈现出较明显的周期性。这主要是由进、排管路的结构特点和接口形状和位置所决定，而且由于在计算中排气总管压力测点距离涡轮比较近，涡轮的反射波对排气总管压力也产生较大的影响。

图3-10 缸内工质质量的变化曲线 Fig.3-10 Trapped mass VS. crank angle

图3-11 p-V示功图 Fig.3-11 p-V diagram

图3-12 进气歧管压力曲线

Fig.3-12 Intake manifold pressure wave

图3-13 排气歧管压力曲线 Fig.3-12 Exhaust manifold pressure wave

图3-14 进气总管压力波 Fig.3-14 Intake main tube pressure wave

图3-15 排气总管压力波

Fig.3-14 Exhaust main tube pressure wave

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3.6 本章小结

本章首先以国外某型高强化柴油机为目标样机，建立了该机的工作过程仿真计算模型，并通过试验数据对仿真计算结果验证了模型的可信性。本章详细描述了该柴油机工作过程仿真模型的建模过程和参数设置，并对一些参数进行了恰当的估算，在此基础上进行了标定功率工况的仿真模拟计算，对其各项总体性能指标进行了全面的预测分析。预测结果表明：柴油机性能指标基本满足要求。通过仿真计算，可以获得该高强化柴油机功率、扭矩、平均有效压力、有效燃料消耗率、缸内最高爆发压力、排气温度等发动机性能参数，同时还可以获得柴油机缸内压力、缸内温度、燃烧放热率、进、排气压力等参数随曲轴转角的变化关系，信息量十分丰富，有很高的研究价值。该研究工作可以为该高强化柴油机总体设计方案的确定以及主要结构参数和运行参数的选择提供理论依据，同时为柴油机的进一步改进设计提供方向。

4 高强化柴油机性能优化的仿真研究

4.1 概述

柴油机设计过程中以往通常采用传统的试算方法，这种方法主要是根据设计要求，参考同类机型的数据，凭一定的理论判断和实际经验，选定设计参数，然后进行计算和校核，经多次反复试算直到满足设计要求。显然，能满足设计要求的可行方案会很多，最后确定的一个可行方案不一定就是最优方案。从一切可行方案中寻找一个最优方案的设计方法成为最优化设计。柴油机工作过程性能优化所采用的方法，一般可以分为两大类：一类是穷举法寻优，另一类是数学优化方法。从目前的发动机工作过程及性能模拟程序的精度来看，运用数学规划方法对增压柴油机某些参数进行优化选择是可行的，具有很强的实用价值[1,2]。

用数学优化方法通常包括两部分内容：一是优化任务分析，将优化任务转化成一个最优化问题，建立数学模型；二是选用恰当的最优化方法，求解数学模型，寻求最优解[28,29]。前一部分工作的关键是要有一个计算精度能满足要求的柴油机工作过程和性能模拟的计算程序，这是进行优化设计的基础；后一部分工作是对不同参数的优化设计选择收敛速度快，优化结果比较理想的最优化方法[30,35]。

本节主要是利用原有的试验数据，进行进一步校准和扩展计算所需的输入数据，如与燃烧、喷油等有关的参数信息以及进排气系统的结构参数。总的性能优化目标是：根据提高功率、改进性能的技术要求，更为有效地组织整机的热力过程、合理地选择工作过程参数以及与之相关的结构参数，使高强化柴油机标定工况的性能进一步的提高。

4.2 性能优化的数学模型

本节以高强化柴油机的有效功率为目标函数、柴油机主要运行参数和结构参数为优化变量，建立多变量单目标有约束的工作过程最优化数学模型。

4.2.1 设计变量

设计变量n个： X=[x1,x2,⋅⋅⋅,xn]

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变量的寻优范围： ximin≤xi≤ximax； (i=1,2,⋅⋅⋅,n) 根据优化设计的具体要求，这些设计变量主要是[14,30,35]： x1为喷油定时； x2为压缩比； x3为进气凸轮定时； x4为排气凸轮定时；

……

xn为排气总管长度。

4.2.2 目标函数

以标定工况有效功率Pe最大为目标函数： f(X)=Pe(X)

4.2.3 约束条件

最高爆发压力： g1(X)=[pmax]−pmax≥0 气缸内最高温度： g2(X)=[Tmax]−Tmax≥0 排气温度： g4(X)=[TT]−TTmax≥0 过量空气系数： g5(X)=α−[α]≥0 ……

式中带[]的值是已选用的许用值。pmax、Tmax、

|max、TTmax、α分别为最dϕ高爆发压力、缸内最高温度、最大压力升高率、最大排气温度、过量空气系数。对于本文所研究的高强化柴油机来讲：[pmax]＝210bar；[Tmax]＝2000K；

[TTmax]＝1000K；[α]＝1.5。

4.2.4 最优化数学模型

在确立了优化目标、设计变量后，建立该性能优化问题的数学模型如式(4.1)所示，该问题可归结为单目标函数、n维、有约束非线性数学规划问题，应用非线性规划的最优化解法求解。由于柴油机缸内工作过程本身的复杂性，使得目标函数一般很难写成显式的数学表达式，一般使用高精度的计算程序代替。本文通过GT-POWER软件对发动机工作过程进行仿真计算，然后通过其自带的优化模块来

实现对设计变量的自动寻优。

4 高强化柴油机性能优化的仿真研究

max f(X)=P(X)

X∈Rn

s.t. g1(X)=[pmax]−pmax≥0 g2(X)=[Tmax]−Tmax≥0 g4(X)=[TT]−TTmax≥0 g5(X)=α−[α]≥0

……

ximin≤xi≤ximax, (i=1,2,⋅⋅⋅,n)

式(4.1) 4.3 最优化的计算方法

软件中使用的优化算法是罚函数法，罚函数法又叫序贯无约束极小化方法(Sequential Unconstrained Minimization Technique)，是一种求解有约束非线性最优化问题的间接解法。该法将有约束问题转化成带有罚项的无约束问题的目标函数(罚函数)，在求解罚函数的过程中，随着罚因子取值的变化，最优解也在不断变化，最后收敛于原问题的最优解[1,28,29]。

罚函数法的基本原理是：

对于式(4.1)的所有有约束的最优化问题构造罚函数。

P(X,Mk)=f(X)+MkiS(X) (4.2) 式(4.2)中：P(X,Mk)为罚函数；Mk为罚因子，它是一递增数列，且limMk=∞；MkiS(X)为惩罚项。

k→∞

令函数S(X)为 S(X)=∑

i=1p

⎡Gi(X)−Gj(X)⎤βHi(X)+∑⎢⎥ (4.3)

2j=1⎢⎥⎣⎦

α式(4.3)中α≥1，β≥1为给定常数，通常取1或2，这里惩罚项取二次函数，即α=β=2，目的是罚函数P(X,Mk)在约束边界处连续且可导，使无约束寻优使用解析法成为可能。且S(X)应满足一下条件：

(1) S(X)是Rn上的连续函数； (2) 当X不满足约束条件时，S(X)>0; (3) 当X满足约束条件时，S(X)＝0。

这样对原来有约束的目标函数的求极值问题转换成对新的目标函数P(X,Mk)求无约束极值问题。随着寻优的逐步深入，Mk逐步增大，约束条件的权也逐步增大，罚函数的寻优结果逐渐接近原问题的最优解。通过大量的实际运算发现，若

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罚因子Mk取值合适，用定值Mk代替Mk的序列，不仅可以节省大量的运算时间，而且能满足一定的精度要求。GT-POWER软件优化模块中罚因子Mk的取值范围是： 0≤Mk≤10。

4.4 主要结构参数和运行参数的优化

4.4.1 压缩比和喷油定时对柴油机性能的影响

压缩比是发动机重要的结构参数，提高压缩比可以提高发动机的动力性与经济性。但是压缩比提高过大会因机械负荷的增加而对柴油机的可靠性造成影响

[1,2,3,5]

。本文分别取压缩比为15、16、17、18、19、20时进行了仿真计算。

图4-1是柴油机主要性能指标随压缩比的变化曲线，从图中可以看到，随着压缩比的增加，柴油机功率、最大爆发压力都呈上升趋势，而燃料消耗率和涡轮前排气温度呈下降趋势，这主要是由于随着压缩比的增大，提高了压缩行程终了时气缸内的工质的温度和压力，加快了火焰的传播速度，从而导致最大爆发压力升高；由于整个燃烧过程在更小的容积下完成，使燃气膨胀更加充分，热功转换量增加，排出的废气能量相对减少，热效率提高，柴油机功率也随之增大，燃料消耗率和涡轮前排气温度则随之降低。从计算结果可以看到，压缩比每增加1，最大爆发压力增加12bar；功率平均约增大5kW；燃料消耗率平均下降约3g/kWih；而涡轮前排气温度平均降低5K左右。但是从图中还可以看到当压缩比达到18以后，最大爆发压力已经大于230bar，这不能满足柴油机机械负荷的要求。因此压缩比的优化范围应该在15－17之间。

喷油定时是柴油机重要的运行参数，喷油定时的变化直接影响柴油机的燃烧起始时刻，进而会使整个缸内燃烧过程发生变化，进而影响柴油机的动力性和经济性[3]。以往研究已经表明：直喷式柴油机的喷油提前角对柴油机性能的影响比其他参数更为显著。柴油机喷油提前角过早或过迟直接影响到柴油机的输出功率，增加燃油消耗，导致工作粗暴，燃烧温度过高，运转不稳；当负荷过高时会出现拉缸、敲缸、断活塞环、气动式倒转、加速缸套气蚀等一系列不良后果。本课题利用GT-POWER软件，在标定工况下，保持柴油机的循环供油量和燃烧模型不变，只改变喷油提前角，分别计算喷油定时从20°CA BTDC 到5°CA BTDC对柴油机部分性能的影响。图4-2为喷油定时对柴油机性能的影响，主要分析了喷油定时对柴油机功率、燃油消耗率、缸内爆发压力以及涡轮前废气温度的影响。

从图4-2可以看出，最大爆发压力随着喷油提前角的增加而增加，喷油定时每

4 高强化柴油机性能优化的仿真研究

提前1°CA，最大爆发压力平均增大约为7bar，这是因为喷油提前角的增加，在速燃期初期投入预混合燃烧的燃油量愈多，放热量愈大，导致最大爆发压力愈高。涡前温度随喷油提前角的增加而增加，而且喷油提前角越大，涡前温度的增加的越快。从图中亦可以看出，喷油定时从20°CA BTDC到17°CA BTDC，随着喷油定时的提前，在上止点前燃烧的燃料越来越少，即燃料燃烧所做的负功越来越少，从而使发动机的动力性有所提升，并且在喷油定时为17°CA BTDC时功率和扭矩都达到最大。喷油定时从17°CA BTDC到10°CA BTDC，动力性指标则呈下降趋势，主要是因为这一阶段虽然燃烧做负功的燃料比例越来越少，但是这时主燃烧的峰值离上止点越来越远，而上止点附近的燃料在相对狭小的空间中进行，高温炽热的可燃混合气与气缸的接触面积小、散热损失小，并且这一时期的燃烧接近于等容燃烧，燃烧的效率最高，所以这一阶段的柴油机动力性指标不仅没有上升反而下降。喷油定时从10 °CA BTDC往后，功率和扭矩都呈急剧下降趋势，这主要是由于喷油定时的推迟，使经过着火滞燃期后，燃烧开始时活塞已下行，使混合气的燃烧过程大部分在较大的气缸容积下进行，高温炽热的燃气与气缸接触的面积随之增大，散热损失增多，柴油机指示效率下降，功率下降，燃料消耗率上升。

图4-1 压缩比对柴油机性能的影响 Fig.4-1 Effect of compression ratio on performance for highly-intensified diesel engine

图4-2 喷油定时对柴油机性能的影响 Fig.4-2 Effect of injection timing on performance

for highly-intensified diesel engine

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虽然当喷油定时为17°CA BTDC时,柴油机的功率、扭矩最大且燃油消耗率最小，但此时缸内的最大爆发压力也相当高达到245bar，且废气温度高达1038K，这显然不能满足该高强化柴油机的条件，从这个角度出发喷油提前角为应该适当的提前。

4.4.2 喷油定时和压缩比联合优化

图4-3是以压缩比和喷油定时为设计变量进行的二变量寻优的优化结果。图中显示经过39步迭代，计算收敛。所得到的优化后的压缩比为16.8，喷油定时为12°CA BTDC，虽然此时柴油机的的缸内爆发压力为209bar，过量空气系数为1.53，都能

满足约束条件。但柴油机的有效功率仅为538kW，因此仅进行喷油定时和压缩比的优化是满足不了高强化柴油机性能要求的，在进行柴油机性能优化时还必须考虑其他参数。

a. 迭代收敛过程 b. 优化计算结果

c．压缩比对柴油机性能的影响规律 d. 喷油定时对柴油机性能的影响

图4-3 压缩比和喷油定时的优化结果

Fig.4-3 Optimization of compression ratio and injection timing

4 高强化柴油机性能优化的仿真研究

4.4.3 配气相位的优化

在确定了合适的压缩比和喷油定时的基础上，进一步考虑配气相位的优化。配气相位对柴油机的充气系数、泵气功、做功效率以及扫气系数等都有影响，而且要兼顾高低工况的性能。本文只针对柴油机的标定工况对其配气相位进行优化。传统的配气相位的优化[1]通常是先初步优选一个配气相位，一般是进气门关闭时刻，再在这个初始的进气门关闭时刻的基础上保持原机扫气叠开角优选排气门开启时刻，最后在选定的进气门关闭时刻和排气门开启时刻的基础上优选扫气叠开角，通过一系列的计算调整，求得最佳配气相位值。

本文通过GT-POWER中自带的优化工具可以方便、快速的进行配气相位的优化。首先根据以往积累的有关数据资料，选定了合适的进、排气阀，确定了进、排气凸轮型线。这样只需要进行进、排气凸轮定时(凸轮升程最大点和上止点之间的凸轮转角)的优化就可以实现配气相位的优化，而且两者的优化可以同时进行。图 4-4是以进、排气凸轮定时进行的二变量寻优的优化结果。经45步迭代计算，优化目标收敛。优化后：进气定时为：215 Cam Angle；排气定时为：127.5 Cam Angle。优化后柴油机的配气相位为：

进气门开启时刻进气门关闭时刻排气门开启时刻排气门关闭时刻

°CA 278 °CA 580 °CA 126 °CA 384

此时柴油机的有效功率为：547.6kW，此时气缸爆发压力为207bar，过量空气系数为1.52。另外从参数灵敏度分析中可以看出：在优化过程中，进气凸轮定时对柴油机有效功率的影响更大。

a. 优化的迭代收敛过程 b. 优化计算结果

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c. 进气凸轮定时对柴油机性能的影响 d. 排气凸轮定时对柴油机性能的影响

e．参数灵敏性分析

图4-4 进、排气凸轮定时的优化结果

Fig.4-4 Optimization of cam timing for intake and exhaust system

4.4.4 压缩比、喷油定时和进排气凸轮定时的四变量联合寻优

在优化设计中，一般来说，优化的变量越多，则优化的效果愈好。当然相应的也增加了寻优的工作量。由于我们首先通过二变量优化过程，缩小优化变量的寻优范围，因而减小了四变量寻优过程的工作量。图4-5为压缩比、喷油定时和进排气凸轮的四变量联合寻优结果。经过462次迭代计算，优化目标收敛。优化后发动机的压缩比为16；喷油定时为15°CA BDTC；进气定时为：217 Cam Angle；排气定时为：125Cam Angle 。优化后发动机的有效功率为550kW。而此时的过量空气系数和缸内爆发压力分别为1.5和207bar，满足约束条件。

可见运用四变量的数学规划方法来优化组织柴油机的工作过程，相比较二变量寻优的柴油机多变量优化技术对提高柴油机的性能的作用是可观的。

4 高强化柴油机性能优化的仿真研究

a. 优化的迭代收敛过程 b. 压缩比对柴油机性能的影响规律

c. 喷油定时对柴油机性能的影响 d. 进气凸轮定时对柴油机性能的影响

e. 排气凸轮定时对柴油机性能的影响

图4-5 压缩比、喷油定时和进排气凸轮定时的四变量联合寻优 Fig.4-5 Optimization of compression ratio, injection timing and cam timing

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4.5 进气系统的结构参数的优化

进、排气系统的某些设计变量对柴油机的总体性能有决定性的影响，这些变量主要包括：管路的直径和管长，歧管和接头的容积和位置等。由于GT-POWER软件不能在三维层面描述进排气系统的流动过程，因此本节主要考虑进排气系统一些主要的结构参数（如管长、直径、容积等）的优化。其中进气系统的结构优化主要包括：进气容积腔容积、进气歧管长度和管径、压气机到中冷器的管长和管径的优化等[30~34]。

4.5.1 进气歧管直径和管长的优化

图4-6为进气歧管直径和管长的优化结果。从图中可以看出当进气歧管的管径在35mm－50mm之间变化时，进气歧管直径对柴油机的功率最大，但当进气歧管直径大于50mm后，柴油机功率变小。通过优化计算这段管路的直径应该取45mm。

进气阀的开启使歧管中的气流产生流动，当气门关闭的时候，由于惯性作用，气流会继续涌向进气阀方向，并反射回去，形成正的压力波，继而在进气门处又产生一个负压。正负压力波在管道中以音速往复运动，假如每次进气门开启的时候正好是正压力波经过，就会提高充气效率；反之，充气效率则会减小。进气门开启的时候压力波的正负与否，取决于柴油机转速和进气歧管的长度，而转速固定在一定范围内，所以进气歧管的长度成为进气系统中影响充气效率最重要的因素之一。通过模拟计算的结果来看，在标定工况下，柴油机的功率随进气歧管的管长的增大而减小，这主要由于随着管长的减小，进气阻力减小，充气效率增大。因此由于我们这里主要优化的是标定工况的性能，所以尽量选择短的进气歧管，这里取进气歧管长度为：150mm。

a. 优化计算的迭代收敛过程 b. 优化计算的结果

4 高强化柴油机性能优化的仿真研究

c. 管径对柴油机性能的影响 d. 管长对柴油机性能的影响

图4-6 进气歧管结构参数的优化

Fig.4-6 Optimization of structural parameters for intake manifold

4.5.2 压气机到中冷器之间管路管径和管长的优化

图4-7为压气机到中冷却之间管路管长和直径对发动机性能的影响规律。从图中可以看出，增大这段管路的直径对提高柴油机的功率的提高是有利的，这主要是因为该部分管路的直径决定了柴油机的总进气量，进而影响柴油机的动力性指标。但管径大于70mm后，性能提升比较缓，所以这段管路的直径推荐值在70－120mm之间。从图中亦可以看到，当这段管路的直径大于70mm以后，这段管路的长度对发动机性能基本没有影响，因此对于这段管路的长度，可以根据结构要求适当选取。对于该高强化柴油机这部分管路：直径取为80mm；管长取110mm。

a. 优化计算的迭代收敛过程 b. 优化计算的结果

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c. 管径对柴油机性能的影响 d. 管长对柴油机性能的影响

图4-7 压气机到中冷器之间管路结构参数的优化

Fig.4-6 Optimization of structural parameters for tubes between compressor and intercooler

4.5.3 进气稳压腔容积的优化

一般，增压柴油机进气管容积希望尽量大一些，以减少进气压力的波动，这对于和一台增压器相连的气缸数i≤4时更为重要，一般进气管的容积与单缸容积之比应不小于3，以保证进气管的压力波动不大于平均值的5％。表4-1为进气稳压腔容积对柴油机性能的影响。从图中可以看到空燃比和缸内爆发压力都随稳压腔容积的增大而增大，涡前温度随进气稳压腔容积的增大而减小，而当进气稳压腔容积大于2L后，柴油机的功率变化不大。综合考虑以上因素，结合该柴油机自身结构要求，本文中稳压腔容积取3.8L。

表4-1 进气稳压腔容积对柴油机性能的影响 Tab.4-1 Effect of intake plenum on diesel engine performance

进气稳压腔容积（L）

功率（kW）

缸内爆发压力 (bar)

空燃比

涡前温度(K)

2.6 3.2 3.8 4.4 550.102 550.042 550.137 550.182 550.145 206. 207.78 208.80 209.43 211.78 21.26 21.44 21.52 21.57 21.61 987 984 982 981 980

4.6 排气系统结构参数的优化

排气系统的结构参数，如排气总管直径、排气歧管的直径等对排气能量的传递、气缸泵气功、增压压力和有效燃油消耗率都会带来影响。对排气系统而言，一个较优的排气系统应该是排气能量传递效率高，即从排气口排出的废气能量，尽可能的在涡轮中得到有效利用，通常情况下可用涡函数来加以评定[1,4]。但

4 高强化柴油机性能优化的仿真研究

从柴油机的整机性能来看，当排气歧管喉口收缩比比较大时，废气能量的利用率是高的，但有可能引起气缸泵气功的增加，使有效燃油消耗率增加，所以比较合理的优化目标取有效燃油消耗率，而不是能量传递效率，但是由于在本文的优化过程中由于保持了气缸循环喷油量不变，因此以有效功率最大为优化目标是合理的。本文采用的排气系统是把所有气缸的排气分为两组，两根排气总管分别与1、2、3；4、5、6缸相连。排气系统结构的优化主要包括：排气管直径的优化和排气管管长的优化。图4-8为排气系统结构参数的优化结果。从图中可以看出当排气歧管直径低于35mm时，柴油机的性能很差，大于50mm后，柴油机的性能变化不大，排气管直径应该在50mm左右取值。当排气管歧管直径较小时，排气总管的直径对性能影响不大，当排气歧管直径大于42.5mm后，发动机的功率才随排气总管直径的增大而增加。由于GT-POWER不能计算气体的三维扰动对发动机性能的影响，排气管的管长的增加对柴油机的性能影响不大。因此根据气体动力学理论，减小排气管的管长对废气能量的利用和涡轮增压器的动态响应都有利，所以推荐尽量用短的排气管管长。经过优化后排气歧管直径为：52mm，排气总管的直径为90mm。

a. 优化计算的迭代收敛过程 b. 优化计算的结果

c. 排气歧管管径对柴油机性能的影响 d. 排气歧管管长对性能的影响

图4-8 排气系统结构参数的优化

Fig.4-8 Optimization of structural parameters of exhaust system

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4.7 优化前后柴油机性能对比分析

表4-2 优化前后该高强化柴油机性能对比

Tab.4-2 Performance comparison between original engine and optimized engine 优化变量及性能参数

优化前

优化后

压缩比 17 16

喷油定时(°CA BTDC) 进气凸轮定时(Cam Angle) 排气凸轮定时(Cam Angle)

13 219 133

15 217 125

进气歧管直径(mm) 43 进气歧管长度(mm) 250 150 压气机到中冷器之间

70 80 管路直径(mm)

压气机到中冷器之间

130 110 管路长度(mm) 稳压腔容积(L) 3.2 排气歧管直径(mm) 55 排气总管直径(mm) 70 功率(kW) 541.5 3.8 52 90 553

空燃比 22.88 21.52

缸内最高爆发压力(bar) 218 涡前温度(K) 968 207 985

从表4-2中可以看出优化前后高强化柴油机有效功率上升12kW，同时最高爆发压力也从218bar降低到207bar，满足该高强化柴油机的强度要求。虽然空燃比略有下降，涡前温度有所上升但都还在可以接收的范围内。可见运用最优化的数学模型和发动机工作过程仿真计算相结合的方法进行柴油机性能优化的研究效果是显著的。

4.8 本章小结

本章首先通过计算分析了压缩比和喷油提前角对该高强化柴油机标定工况性能的影响，计算结果表明为了提高该机的性能，应适当改变压缩比和喷油提前角。进而以高强化柴油机的标定工况的功率最大为优化目标，选取了适当的约束条件，建立了高强化柴油机性能优化的数学模型，首先对压缩比、喷油定时以及配气相

4 高强化柴油机性能优化的仿真研究

位进行了优化计算，此基础上进了进排气系统主要结构参数进行了优化，将优化前和优化后的柴油机标定工况的性能进行对比可知，柴油机性能得到了改善，从而验证了最优化数学方法在对柴油机运行参数和结构参数进行优化的可行性，同时经过优化计算所得到的参数也为该高强化柴油机的设计的依据。

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5 高强化柴油机可调增压系统匹配研究

5.1高强化柴油机高增压系统选型论证

针对涡轮增压柴油机提高增压程度后会产生的问题，本节针对国外某型高强化柴油机平均有效压力强化到26bar后的增压系统型式进行论证，力求达到既拓宽柴油机的有效工作范围，同时兼顾高低工况性能的需求。

可选方案必须满足下列条件：标定工况下的增压压力必须达到预期的增压压力值，保证有足够的空气流量和燃烧过量空气系数，使燃烧完善，燃油消耗率满足要求，同时不能过高，防止发动机机械负荷过大；涡轮前排气温度不超过预定值，以保证气缸热负荷不致过高；增压器转速必须低于允许值，以保证涡轮增压器转子的强度符合安全的要求；在整个运转范围内，希望涡轮增压器的总效率尽可能高，不发生喘振与阻塞。在满足上诉条件的前提下还要使结构尽可能满足高紧凑性的要求。因此必须进行高强化柴油机的增压系统的方案论证。

本节首先就国内外成熟的柴油机高增压、超高增压做了系统的讨论，在此基础上，进行多方案的综合评价，确立合适的增压系统可选方案，最后选择出最优的增压系统方案[38]。

5.1.1 方案一：高工况放气系统

高工况放气系统通常用于车用高速高增压柴油机，这时柴油机与涡轮增压器在部分工况点匹配，可保证此时燃烧所需的进气量；而在标定工况附近借助放气阀将一部分废气绕过涡轮而排出（一般这部分废气量占总废气量的10％左右）。目的是解决高工况增压过量的问题，可防止迅速提高的涡轮增压器转速和增压压力超过限值。放气系统实质上是用来克服柴油机与增压器匹配时所存在固有矛盾的一种措施，与通常涡轮增压系统相比可以采用小一些的涡轮喷嘴当量面积，以提高柴油机的瞬态特性和低工况性能[36]。但对于本文所研究的高强化柴油机，其主要运行在标定转速点附近，由于放气造成了能量的损失，使其标定工况的燃油消耗率迅速上升，对经济性有较大的影响。

5 高强化柴油机可调涡轮增压系统匹配研究

5.1.2 方案二：低工况进排气旁通系统

进排气旁通系统的原理是当柴油机低速运行时,增压空气绕过气缸,直接进入涡轮前的排气管, 由此增大气体流量,提高增压压力。这样可以避免低工况的喘振,改善发动机低速工况性能,如利用废气余热对旁通的空气加热,效果会更好。德国MTU公司396 柴油机就采用了进排气旁通系统来改善低速工况性能，这种改善低工况排气不足的措施与高工况放气配合采用，无疑会带来较好的全工况性能。但该系统控制调节部分难度大,主要应用于大功率高增压柴油机，且采用旁通阀使部分温度较低的增压空气进入排气管，排气流量增加的同时也使排气温度有所下降，从而影响涡轮前排气焓值，对有效油耗率产生不利的影响[37]。

5.1.3 方案三：增压转换系统

增压转换系统是指相继增压系统及两级增压系统,主要为了解决发动机部分负荷特性问题,可在降低燃油消耗的同时功率提高约10％。

在相继增压系统中,通过转换阀把多个增压器并联起来,发动机低速时只有小增压器在工作；中速时,小增压器关闭,大增压器打开；高速时,大、小增压器同时工作,以此实现低速时的高扭矩。与一般增压发动机相比,采用顺序增压的发动机,可使多台增压器都处于压气机最佳效率区,使发动机在不同工况范围内有不同的最佳配合点。但该系统主要应用于大型大功率柴油机，对于本文的研究对象，由于其缸数较少，且单缸工作容积只有1L，所以这种增压系统在结构和性能上很难满足要求。

两级增压系统是将两个或多个涡轮增压器以脉冲－定压，或定压－定压方式串连起来，同时在每一级压气机的后面均装有中冷器，这样使整个压缩过程接近于等温压缩，因此压气机消耗的能量减小，提高了涡轮增压器的效率，可以增加增压空气量，也可以大幅度降低废气温度，而且采用两级增压时，每级的压比都比较低，效率较高。但是两级增压系统有其自身的一些缺点：由于多增加一套增压器和中冷器，它所增加的费用可达柴油机制造费用的20％－30％。此外增压系统管路增长，导致附加压力损失增大，以及柴油机体积的加大，结构更加复杂[4,5]。

5.1.4 方案四：可调涡轮增压系统

可调涡轮增压系统是从低速到高速通过分段或连续改变涡轮截面，来提高低工况时的过量空气系数。燃气通过涡轮喷嘴叶片时，根据柴油机外界负荷的变化

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来改变喷嘴环叶片的角度，使进入涡轮叶片的气流参数发生变化，通过涡轮焓降的变化实现涡的变化，使压气机出口的增压压力发生变化，从而达到涡轮增压器与柴油机在各工况下有良好的匹配。在柴油机低速时,通过减小涡轮流通截面积,增压压力增高,从而改善发动机低速特性；发动机高速时,涡轮流通截面积逐渐增大,使增压压力不至于过高。采用该系统可在不损害高工况经济性的同时,低速扭矩增大约16％ ,并可扩大低油耗率运行区,提高柴油机的加速性；与使用废气放气阀相比，大大减少了高工况时涡轮效率的损失。该系统的缺点是涡轮增压器的成本高，与普通增压器相比要增加成本20％以上，比放废气涡轮增压器的成本要增加10％左右。而且采用可调涡轮增压也有一定得条件，可调涡轮长时间在高温下工作，一方面要求可调装置结构简单，操作方便，耐高温；另一方面，要求可调装置灵敏度高，密封性能好，工作可靠性高[39,40,41]。

通过上述分析可以看出，高工况放气系统和低工况进排气旁通系统对柴油机高工况的经济性产生了不利的影响。而从该高强化柴油机结构上高紧凑性的角度出发，增压转换系统在结构形式和安装位置等方面不能满足要求。而可调涡轮增压系统虽然成本较高，但其基本能满足高强化柴油机的性能要求和结构要求。因此，本课题所研究的高强化柴油机采用的高增压系统方案为单级高压比可调涡轮增压系统。

5.2可调涡轮增压系统与高强化柴油机匹配的特点及要求

可调涡轮增压器通过改变涡轮的流通截面来实现与柴油机在各个转速工况下的最佳匹配,使柴油机所有的工况点的性能都能达到较佳。通过的可调叶片位置而改变涡轮的流通截面,从而使它在低速时类似快速反应的小涡轮，而在高速时类似高效率的大涡轮。使柴油机不仅能够保持高速时的涡轮效率，而且可以提高低速时的涡轮效率，通过减少涡轮流通截面，能最大程度的减少涡轮滞后现象。也能在高速流动时减少废气的摩擦而使发动机输出更大的功率。使用可调涡轮增压系统，能提高发动机的低速扭矩性能及加速性能[39,40,41,42]。

在柴油机的某一稳定工况下，可调涡轮增压系统的涡轮喷嘴叶片也处于某一固定位置，这时可变涡轮增压系统下，相当于一个固定截面涡轮增压器，它与发动机的匹配原理与固定截面涡轮相同，即必须满足三个条件柴油机与压气机的匹配、柴油机与涡轮的匹配以及压气机和涡轮的匹配。但是由于可调涡轮增压系统的涡轮流通截面可变，因而使得可调涡轮增压系统与发动机匹配有其自身的特点和要求。

5 高强化柴油机可调涡轮增压系统匹配研究

5.2.1 压气机和柴油机的匹配

对于其压气机与柴油机的匹配，要求发动机的特性线穿过压气机的高效率区，尽量使柴油机的运行线与压气机的高效率的等效率圈相平行。另外对于普通涡轮增压器，一般要求柴油机低转速的耗气特性线离开压气机喘振线的距离为10％的喘振流量。对于可调涡轮增压系统的压气机而言会有喘振的危险，理由是在低速大转矩时，如减小流通面积，则柴油机压比增加，使低速时的柴油机耗气特性线上移，从而靠近喘振点，因此需要适当加大离开喘振点的流量范围[43,45]。

5.2.2 涡轮和柴油机的匹配

柴油机与涡轮匹配的基本要求是：1）发动机在整个运行范围内涡轮具有较高的效率；2）涡轮具有合适的流通能力，以保证提供压气机所需的功率。试验表明，径流式涡轮本身具有较宽广的高效率区，与压气机相比涡轮较容易满足第一个要求。另外，实践证明，涡轮流通能力大小是一个非常重要的匹配因素，对于同一膨胀比可适用的流量不是一个点，而是一个域，在这个流量域中，涡轮的流量可根据柴油机的不同工况进行调节。就必须对涡轮提出更高的要求，除了满足固定截面涡轮的匹配要求外，还必须要考虑可调涡轮所具有的特殊性。

对于车用发动机而言，既要保证在最大转矩点处有足够的增压压力，又不要在标定点处产生增压器超速。由于本文所研究的发动机其最大扭矩点和标定点是同一点，因此只要把匹配点放在标定工况，这个要求是容易满足的。而且采用可调涡轮后，由于涡轮的流通能力可调节，不但可以同时满足标定点和最大转矩点的要求，而且对于这两点之外的工况，涡轮的流通能力也可以调节到最佳值。因此，采用可调涡轮后，涡轮与发动机的匹配具有一个较宽松的环境，匹配要求从较准确地选择某一流通能力变为选择一个大概的流通能力变化范围。但是由于可调涡轮具有流通截面可变这一特点，这也对可调涡轮也提出了更高的要求:

1）可调涡轮的效率特性曲线的高效率区要尽量平坦和宽广，使涡轮改变截面离开设计点时也具有较高的涡轮效率；

2）可调涡轮的流量特性曲线的工作段要尽可能平缓，以使同一膨胀比变化幅度下涡轮有更宽广的流量范围，减缓涡轮背压的上升速度。

3）要保证涡轮的最大流通特性稍大于发动机的最大耗气特性，即要与发动机额定工况点相匹配并使涡轮处于高效率区工作，同时涡轮的流通特性还要与发动机最大转矩点相匹配，涡轮在该工况下仍处于高效率区工作，但是涡轮的最小流通特性要小于最大转矩转速下发动机的耗气特性，这样才能通过进一步减小涡

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轮截面来提高加速响应性。

5.2.3 可调涡轮和压气机的匹配

对于可调涡轮和压气机的匹配，与普通固定截面涡轮增压器一样，必须满足三个条件，即转速相等、流量连续、能量平衡。除此之外还要注意增压比与膨胀比之间的匹配关系，即处理好增压压力与涡轮背压之间的相互关系。从涡轮总效率的公式中可以推出：

0.286πK−1=1.12ηTK

TT1

(1−0.284) (5.1)

πTT0

其中TT、T0分别是涡轮进口温度和压气机进口温度，ηTK为增压器总效率。从公式(5.1)可以推出当涡前温度TT一定时，ηTK越高所对应的πK和πT就越低。从而进排气压差增大，有利于良好的扫气。由于泵气正功加大，还有利于提高发动机的动力性和经济性。可调涡轮的调节中，涡轮的有效流通截面减小时涡轮的膨胀比上升，增压器转速上升，使增压压力上升，因此，增压压力的上升是由于膨胀比的上升转换而来的，由于涡轮效率随着涡轮流通截面的减小将有所下降，涡轮背压的上升幅度要比增压压力的升幅要大。因此，在可调涡轮增压系统涡轮与压气机的匹配中，压气机几何尺寸的选择是调节涡轮背压和增压压力的关系的最关键的因素。

5.3 基于仿真模型的可调涡轮增压系统稳态匹配规律分析

5.3.1 可调涡轮增压系统匹配稳态工况模拟方法

为了考察可调涡轮增压系统对于柴油机稳态性能的影响，首先要保持柴油机转速和循环喷油量稳定不变，使其运转在某一特定稳态工况下，然后改变可调叶片位置的值，通过工作过程仿真计算，分析各个叶片位置对柴油机扭矩、油耗、增压压力、空气流量等参数的变化规律，完成后再将柴油机处于另一工况下，重复同样的过程，分析各个工况下可调叶片位置对柴油机综合性能的影响。

GT-POWER仿真模型中可调涡轮增压系统通过在不同的叶片位置下输入不同

的涡轮特性曲线来实现可调涡轮的叶片位置及设置如图5-1所示。

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可调叶片位置

图5-1 可调涡轮增压系统的可调叶片的设置 Fig.5-1 Variable turbocharging system setting interface

5.3.2 可调涡轮增压系统对增压压力和空气流量的调节效果

可调涡轮增压系统对于柴油机经济性、动力性和排放性的影响主要是由于它能够在不同工况下调节发动机的增压压力，改变空气流量和过量空气系数。所以本节首先分析可调涡轮增压对于增压压力和空气流量的调节效果[11,40,43]。由于计算量太大，不可能对柴油机的所有工况一一进行计算。这里仅给出100％负荷和25％负荷下不同转速下的计算结果。在100%和25%负荷下，增压压力在不同发动机转速下随叶片位置的变化规律如图5-2所示。

图5-2所示，不同负荷下，增压压力都随着叶片位置的增大而减小，但是不同转速下增压压力随叶片位置变化的平均斜率不同，而且不同工况下叶片位置对增压压力的调节的灵敏度是不同的。100％负荷下，柴油机处于高转速时，叶片位置值较大时对增压压力影响比较大。而在低转速时，叶片位置值较小时对增压压力的影响比较大。例如：柴油机转速为4250r/min时叶片位置从0.8变化到1，增压压力下降0.7ar；而2200r/min时，叶片位置的值从0.8变化到1，增压压力仅下降0.16bar，但2200r/min时叶片位置的值小于0.6以后，增压压力变化比较显著。从图中还可以看出：25％负荷下，叶片位置对柴油机增压压力的影响规律比较明显，高转速时叶片位置对增压压力的影响较大，而低转速时影响较小。

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a.100%负荷 b.25%负荷

图5-2 可调叶片位置对增压压力的影响规律

Fig.5-2 Effect of rack position on boost pressure

a. 100%负荷 b. 25%负荷

图5-3 可调叶片位置对压气机空气流量的影响规律 Fig.5-3 Effect of rack position on mass flow rate of compressor

图5-3为压气机空气流量在不同柴油机转速下随叶片位置的变化。由于压气机的空气流量和增压压力密切相关，所以其变化规律与增压压力的变化规律基本一致。25％负荷下，高转速时可调叶片位置对空气流量的调节作用明显，2200r/min时，叶片位置对空气流量的调节作用只有当叶片位置的值小于0.5后才显现出来，当叶片位置大于0.5后，空气流量基本上不随叶片位置的变化而变化。

从这两图中还可以看到，不同发动机转速下，要想达到同一增压压力或空气流量时，需要的叶片位置大小也不相同。转速越高，要求叶片位置的值越大。因此在高速工况下，不需要让增压压力随转速升高而升高时，可使叶片位置随着发动机转速升高而相应增大，使排气背压降低，泵气损失减少，提高发动机的经济性。但是在低速工况下，要使叶片调整到较小的位置，以提高柴油机在低转速下

5 高强化柴油机可调涡轮增压系统匹配研究

的空气流量和增压压力，提高低转速时的扭矩。

5.3.3 可调叶片位置对高强化柴油机的动力性、经济性的影响

在分析了可调叶片位置对高强化柴油机增压压力和空气流量的调节效果的基础上，本节运用稳态工况的模拟方法研究可调叶片位置对柴油机动力性、经济性的影响。由于该高强化柴油机转速覆盖范围比较宽广，选取六个典型的转速来分析。

首先，通过仿真计算，得到了柴油机100％负荷下，可调叶片位置对柴油机扭矩和燃油消耗率的影响规律。图5-4为100％负荷下可调叶片位置对柴油机功率和扭矩的影响规律。从图中可以看出：各个转速下，随可调叶片位置的增大该柴油机外特性扭矩都是先增大后减小。随着转速的降低，最大扭矩点所对应的可调叶片位置也有所不同，转速越大对应的可调叶片位置越大。例如：3700r/min和3300r/min对应的最佳叶片位置值差别不大，为0.7左右；2900r/min所对应的值为0.6左右,2200r/min所对应的的值最小，为0.5左右。从图中还可以看出：高转速时，叶片位置对柴油机扭矩的影响相对于该转速的最大扭矩来讲，变化不明显。而在低转速时，叶片位置对柴油机扭矩的影响相对于该转速下最大扭矩来讲，变化较大，可见可调涡轮增压系统在改善低速扭矩方面的作用是很明显的[45,48]。

图5-5为100％负荷下可调叶片位置对柴油机有效燃油消耗率的影响规律。如图所示：高转速时，燃油消耗率受可调叶片位置的影响较小，中低转速，燃油消耗率受可调叶片位置的影响较大。例如当转速为4250r/min时，最高油耗与最低油耗仅仅相差10g/kWih左右。但是转速降低到一定程度（2900r/min）以下时，叶片位置对发动机燃油消耗率的影响就比较显著了，当转速为2200 r/min时，最高油耗与最低油耗相差达到30g/kWih。这主要时由于此时要求的最佳叶片位置较小，当叶片位置增大时，增压比较小，供气不足导致柴油机燃烧恶化，经济性下降。从图中可以看到各个转速下，随着可调叶片位置的增大，发动机的燃油消耗率先减小后增大，不同转速下最低油耗率所对应的可调叶片位置也不相同。总的来讲，转速越低，最低油耗率所对应的可调叶片位置越小，这与最大扭矩点所对应的最佳可调叶片位置的变化趋势是一致的。

由于在某一工况下，仿真模型中柴油机的转速和循环喷油量都保持不变，这样柴油机的单位时间油耗不变，因而该工况下柴油机扭矩的变化可以直接反映可调涡轮对柴油机动力性和经济性的影响。这样在部分负荷工况，只要计算可调叶片位置对柴油机扭矩的影响规律，就可以得到该工况下可调涡轮对柴油机动力性、经济性的影响结果。

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图5-4 100%负荷下可调叶片位置对柴油机扭矩的影响规律 Fig.5-4 Effect of rack position on brake torque at 100% load

图5-5 100％负荷下可调叶片位置对柴油机燃油消耗率的影响规律

Fig.5-5 Effect of rack position on BSFC at 100% load

75％负荷和50％负荷下，柴油机的扭矩随叶片位置的变化关系如图5-6和图 5-7所示。可以看到，其变化趋势与100％负荷时的变化趋势基本一致。只是各个转速下对应的最佳可调叶片位置的值略有不同，各个转速下50％负荷时所对应的最佳可调叶片位置的值比75％负荷时略大。图5-8为25％负荷下柴油机的扭矩随叶片位置的变化关系。从图中可以看到柴油机的扭矩随叶片位置的增大在大部分转速下仍然是先增大后减小，只有在标定转速的时候呈现出单调递减的趋势，此时叶片位置的值几乎达到最大值1。这说明高速小负荷时，叶片位置最大时，柴油

5 高强化柴油机可调涡轮增压系统匹配研究

机的动力性、经济性较好。这主要是因为这是因为高速小负荷时，空气量非常充足叶片位置加大后排气背压可以降低，泵气损失减少，而且仍然可以给柴油机提供足够的空气量，所以柴油机的经济性提高。

另外，部分负荷下扭矩随叶片位置的变化的另一个显著的特点是某一转速下叶片位置减小到一定的值以后，此时柴油机的增压压力已经足够大，再继续增加时发动机的经济性会出现急剧下降。这是因为这时的空气量已经足够多，而继续增加增压压力不但要增加排气背压，而且涡轮效率也会因为叶片位置的继续减小而很快下降，进而使得柴油机的性能指标迅速下降[47,48]。

图5-6 75％负荷下可调叶片位置对柴油机扭矩的影响规律 Fig.5-6 Effect of rack position on brake torque at 75% load

图5-7 50％负荷下可调叶片位置对柴油机扭矩的影响规律 Fig.5-7 Effect of rack position on brake torque at 50% load

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图5-8 25％负荷下可调叶片位置对柴油机扭矩的影响规律 Fig.5-8 Effect of rack position on brake torque at 25% load

5.3.4 可调涡轮增压系统与高强化柴油机匹配性能分析

涡轮增压器与柴油机的联合工作运行线可以反应涡轮增压柴油机的流通特性，取决于压气机的流量特性和柴油机的流量特性两者之间的匹配。据联合工作运行线在压气机流量特性曲线上的位置，可以判断涡轮增压器与柴油机的匹配情况[3,4,5]。由于该柴油机工况点较多，本文只对柴油机外特性工况点进行了仿真计算。图5-9分别可调涡轮增压系统和普通涡轮增压系统与高强化柴油机的联合运行线。通过对比分析可以得到：可调涡轮增压与普通涡轮增压相比，高速段压气机的增压比和空气流量变化较小，但是在中低速段，即当转速小于3300r/min后，可调涡轮的作用比较明显，与普通涡轮增压系统相比，压气机增压比和空气流量显著增加。

图a显示：高强化柴油机与可调涡轮增压系统匹配较好，柴油机的运转范围离喘振线的距离比较合适，在标定工况点压气机的空气流量为相同增压压力下喘振流量的1.3倍左右，整个运行范围内，压气机均在高效率区工作。但是由于该高强化柴油机的匹配点设置在柴油机标定功率点，所以低速段柴油机的运行点离喘振线比较近，在后续研究中可以通过拓宽压气机的低速流量范围加以改进[4,11]

图5-10为高强化柴油机匹配可调涡轮增压系统与普通增压系统的外特性扭矩对比。从图中可以看出，除了标定工况点以外，在柴油机所有转速范围内，匹配可调涡轮增压系统的柴油机扭矩都比匹配普通涡轮增压柴油机的扭矩大。特别是在低速段柴油机的扭矩有较大的提高，2200r/min时可调涡轮增压柴油机的扭矩比普通涡轮增压柴油机的扭矩大约13％。可见可调涡轮增压系统有效的提高低速工况高增压柴油机的性能。

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a.可调涡轮增压系统 b.普通涡轮增压

图5-9柴油机与涡轮增压器的联合运行线

Fig.5-9 Engine Working points on compressor map at 100% load

图5-10 匹配两种增压系统时柴油机外特性扭矩对比图

Fig.5-10 Comparison of engine performance matching with two kinds of turbocharger

5.3.5 全工况可调叶片位置脉谱的确定

根据以上仿真结果可以得到六种转速、四种负荷下的最佳可调叶片位置，对于其余工况最佳可调叶片位置的值可由这些值插值得到，由此确定全工况下的最佳可调叶片位置脉谱如图5-11所示。从图中可以看出：同一负荷下，转速越低，可调叶片位置的值越小，而同一转速下，随着负荷的变小，最佳可调叶片位置的值先减小后增大。该MAP图可为可调涡轮增压系统实现电子控制提供基础数据。

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图5-11 全工况下可调叶片位置脉谱

Fig.5-11 Rack position map under all operation conditions

5.4 本章小结

本章进行了可调涡轮增压系统的仿真建模，通过仿真计算研究了可调涡轮增压系统对增压压力和空气流量的调节效果和规律，分析并总结了可调涡轮增压系统对高强化柴油机的动力性、经济性的影响特点，大多数工况下，燃油消耗率随可调叶片位置的变化时存在一个最佳可调叶片位置。通过对联合运行线的分析可以看到可调涡轮增压系统可明显改善部分负荷时经济性，在不降低经济性的前提下，低速转矩可以有较大的提高。在以上研究的基础上初步制定了全工况可调叶片位置脉谱。

6 全文总结

6 全文总结及工作展望

6.1 全文总结

本文主要以国外某型高强化柴油机为研究对象，主要对该高强化柴油机性能进行了深入的仿真研究，同时进行了可调涡轮增压系统与该高强化柴油机匹配的仿真研究。主要研究结果如下所述：

（1）对增压柴油机的工作过程进行了深入的理论研究，以热力学和气体动力学为基础建立了高强化柴油机的数学模型，着重研究了缸内燃烧、传热、进排气系统流动的数学模型。

（2）应用GT-POWER软件全面建立了高强化柴油机工作过程仿真计算模型，详细描述了气缸、进排气阀以及涡轮增压器等模块的参数设置和各种边界条件的设置。以国内某型柴油机的试验数据为依据，通过仿真计算结果与试验结果的对比分析，验证了仿真计算模型的可信性。

（3）通过仿真计算预测了该高强化柴油机标定工况的性能指标，确定满足性能指标的对应边界条件和输入参数，研究了压缩比和喷油定时对柴油机标定工况性能的影响，仿真结果显示：要进一步提高柴油机标定工况下的性能必须调整压缩比和喷油定时等主要运行参数和结构参数。

（4）运用GT-POWER软件中自带的优化模块工具，以高强化柴油机的功率为优化目标，以压缩比、喷油定时、配气相位以及进排气系统主要结构参数为优化变量，确立相关约束条件，建立了高强化柴油机性能优化的仿真模型，确立以罚函数法为求解该优化模型的数学方法。通过优化计算，使其标定工况的性能进一步得到提高，同时对仿真模型所需要的输入参数进了改进和校准。

（5）进行了高强化柴油机高增压系统的方案论证，确定了该高强化柴油机采用单级高压比可调涡轮增压系统。建立了可调涡轮增压系统的仿真计算模型，进行了基于仿真模型的可调涡轮增压系统与高强化柴油机的稳态匹配规律分析，建立了可调涡轮增压系统与高强化柴油机的联合运行线。仿真结果表明可调涡轮增压系统可明显改善部分负荷时的经济性，在不降低经济性的前提下，低速转矩可以有较大的提高。对联合运行线分析表明，可调涡轮增压系统与柴油机匹配良好。

（6）应用可调涡轮增压系统仿真模型，研究了可调叶片位置对柴油机空气流量和增压比的调节效果，进而研究了不同负荷和不同转速下，可调叶片位置对该

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高强化柴油机动力性、经济性的影响，在此基础上确定了全工况的可调叶片位置脉谱，为未来高强化柴油机高增压系统实现电子控制提供了基础数据。

6.2 工作展望

本文对高强化柴油机的性能进行了系统的研究，但是由于时间和条件的制

约，研究工作还有待进一步完善，展望未来，作者认为可以在以下几个方面继续开展研究工作：

（1）在获得喷油器和燃烧室主要参数的基础上，可以建立高强化柴油机准维燃烧模型，研究喷油器参数及烧室结构参数等对柴油机性能以及燃烧过程的影响。研究各个工况下高强化柴油机的排放情况。

（2）进行多个工况的高强化柴油机运行参数及结构参数的优化，使得柴油机的全工况范围的性能最佳。

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北京交通大学硕士论文作者简历

作者简历

教育经历

1999.9-2003.7 长安大学学士汽车运用工程 2004.9-2007.1 北京交通大学硕士动力机械及工程

攻读学位期间发表的论文

1. 氢燃料燃烧与排放控制研究进展，柴油机设计与制造，2005年第4期，第一作者 2. 增压电喷天然气发动机的优化标定，北京交通大学学报，2006年第4期，第二作者

北京交通大学硕士学位论文

独创性声明

本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作和取得的研究成果，除了文中特别加以标注和致谢之处外，论文中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果，也不包含为获得北京交通大学或其他教育机构的学位或证书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示了谢意。

学位论文作者签名：签字日期：年月日

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