城市客车发动机的增压器匹配与性能开发

王云飞，纪晓静

（1.上海交通大学机械与动力工程学院，上海200030；2.上海柴油机股份有限公司，上海200438）

城市客车发动机的增压器匹配与性能开发

王云飞1，纪晓静2

（1.上海交通大学机械与动力工程学院，上海200030；2.上海柴油机股份有限公司，上海200438）

通过分析城市客车的运行工况，提出了适用于城市客车的发动机性能开发目标；通过增压器选型和台架开发，选择最佳增压器匹配方案，完成了开发目标。试验中还通过调整放气压力，改善了增压器与发动机的联合运行特性，使得外特性有更好的经济性。

城市客车 发动机 增压器 性能开发

1 前言

随着车辆使用成本增加，尤其是燃油价格不断上升，发动机在满足排放要求的同时，越来越注重燃油经济性。但由于不同车型的常用工况不同，用户的使用状态也千差万别，难以针对所有汽车、甚至于某一款车型，开发出一个普遍适用的发动机。近年来，由于市场细分的深入，汽车厂家为适应用户的使用需求，陆续推出了适合用于高原、公交、长途运输等具体车型[1]，这些需求对发动机的研发提出了新的要求。

本文采用移动式数据采集系统对配置某款电控发动机的一些公交车辆和部分公司的员工班车进行了路谱数据采集，结合车辆行驶过程中的转速、燃油喷射量、扭矩等信息，分析了城市公交或通勤车的常用工况，确定了适合于城市客车的发动机开发目标。通过增压器的选型及发动机的性能开发，完成了既定目标。

2 城市车辆的典型运行工况

在商用客车领域中，城市客车（公交、员工通勤车等）与长途客车有着很大的使用差异。长途客车多数时间在高速路或者国道上运行，由于路况好，多数时间在高档位运行、不需要频繁换挡，车速也较高；与之相比，城市客车由于市区车流量大、红绿灯多，在行驶过程中换档多、起步频繁、加减速比例高，平均车速较低[2]。

图1为一辆长途客车与一辆典型的城市员工通勤车行驶时的转速-车速分布图。统计显示：该长途客车在行驶中有67.3%的时间运转在1 400 r/min以上转速，其中的64.4%转速介于1 400～1 800 r/min；71%的时间车速高于80 km/h。与之相比，城市客车车速低。一般不超过80 km/h，约74.8%的时间车速小于50 km/h；发动机在低转速范围运转的时间长：转速基本不超过1 800 r/min，低于1 400 r/min的时间占去了90%。图2为该辆通勤车在整个驾驶循环中转速-扭矩分布的气泡图。全程中，由于车流量大、红绿灯多、停车频繁，发动机有约39.7%的时间运转在怠速工况；从整个负荷区域上看，发动机多数时间运转在中低转速的中低负荷区。

来稿日期：2012-11-14

图1 长途客车与城市客车行驶时车速－转速分布图

图2 车辆运行时转速及负荷在万有特性图上的分布

原发动机主要是针对长途车辆进行开发的，性能偏重于中高转速区域。结合图2研究发动机运行工况及其在万有特性图上的分布可以发现，该机型应用到城市公交车辆上时，其优势并不能得到发挥，且容易产生油耗高、加速性能差等问题。根据城市客车与长途客车的不同运行特点，有必要对之进行细分，专门针对城市客车开发一款低速性能较优的发动机。

根据城市客车的运行特点和发动机的转速负荷分布情况，应着重考虑对发动机中低转速部分负荷区性能的优化，提高该区域内的充气效率和燃烧效率。

3 确定开发目标

由于城市客车多数运转在低转速工况，在同一档位运行或者换档时，转速基本不超过 1 800 r/min；而原发动机的额定转速为2 200 r/min，额定功率为235 kW，最高空载转速2 450 r/min。考虑到城市客车的使用情况，在拟定开发目标时，将额定转速降为1 900 r/min，对应的额定功率为221 kW，最高空载转速降为2 200 r/min。同时为了提高整车的燃油经济性，有必要采取措施使发动机燃油经济区向低转速移动。原发动机的最低油耗区域为1 300～1 800 r/min，期望的新开发机型最低油耗区为1 000～1 400 r/min。城市客车发动机的开发目标及其与原机的性能比较如表1所示。

4 增压器的选型

分析开发目标并与原机性能参数作对比，由于目标机型的额定转速和功率都有所下降，对发动机而言，其耗气特性线也将有所变化。由于额定转速下降，城市客车版发动机在1 900 r/min额定转速下的进气流量小于原2 200 r/min时的进气流量，其外特性耗气线变窄。如果发动机仍匹配原增压器，会有较大的工程裕量，同时由于原增压器在选配上偏重于中高转速区域，所以有必要针对目标机型重新进行增压器的选型。

表1 城市客车发动机开发目标及原机性能

4.1 增压器参数选择

涡轮增压器作为流体动力机械装置，其与发动机之间只有气动联系，如何匹配增压器与发动机，以保证在发动机使用转速范围内得到良好的性能，一直是增压发动机研究的难题。

增压器与发动机一般在某个转速下达到最佳匹配，该转速受增压器涡轮的面径比(A/R)影响较大。所谓面径比，是指废气涡轮入口处的最小截面积A与该截面型心到涡轮旋转中心半径R之比。涡轮面径比A/R对增压发动机的速度特性影响较大。适当减小A/R，由于增加了涡轮入口处的动量矩，因而即使在排气流量小的低速区，也能保证足够的增压器转速，提高增压效果，可以改善发动机的低速性能，但高速时因节流损失的增加反而使性能恶化；相反，增加面径比A/R时，在流量大的高转速区，压气机的效率高，有助于改善发动机的高速性能，但在低速区，由于涡轮动量矩小，降低了压气机的转速及增压效果，所以发动机的低速特性恶化。中速区上A/R对发动机性能的影响效果不明显[3]。

原机在匹配过程中也进行了一系列的优化开发，最终选定的增压器涡轮面径比为28.19 mm，对应的压气机叶轮直径和涡轮直径分别为88 mm和77 mm。考虑到目标机型需要重点提升低速性能，在增压器的选型上，参照原增压器的结构参数，应该减小面径比，选择小型号增压器。根据匹配经验，初步筛选了3款增压器进行试验研究，3款增压器及原增压器的基本参数如表2所示。3种改进方案中，方案1和2的面径比相同，涡轮直径略有不同，方案3涡轮直径介于前二者之间，面径比更小。

表2 增压器的基本参数

4.2 台架试验对比及增压器的选定

方案确定后，通过对发动机喷油量、共轨压力、喷油提前角等参数的标定使发动机功率、扭矩达到开发目标，并尽量在保证排放控制区排放性能不变差的基础上使燃油经济性达到最优化。标定及性能优化完成后，在发动机台架试验室上进行了对比试验。为了保证3种方案及原方案的试验数据的可比性，试验时使用进气空调系统，设定发动机进气压力为101 kPa，进气温度为25℃，相对湿度为50%，其余试验条件的设定值如表3所示。

表3 发动机台架试验条件控制

图3为匹配不同增压器时的外特性试验结果。未对原增压器进行性能开发，原机性能保持2 200 r/min额定转速、235 kW额定功率不变。通过对比可见，所选的3款增压器在1 400 r/min以下转速时过量空气系数高于原配置，进气量大，有利于燃料充分燃烧；体现在经济性上，由于涡轮面径比的减小，低速时燃油消耗率优于原配置。全转速范围内，方案1与方案3的经济性均优于方案2；方案1与方案3在中高转速经济性相当，在转速小于1 400 r/min时，方案3经济性更优。

图4为4种方案在中低转速区域不同转速下的负荷特性。通过对比可以发现，4种方案在1 600 r/min时燃油消耗率比较接近，1 200 r/min及800 r/min时，3种新方案较原始方案经济性有较大提升，1 200 r/min的负荷特性，方案1与2差异不明显，但方案3明显占优，800 r/min时，除方案2在高负荷区有“上翘”现象外，其余部分三者差别

不明显。综合上述分析，选定方案3的增压器为适合目标车型发动机的最佳配置。

图3 外特性对比图

图4 不同转速下负荷特性对比图

4.3 增压器与发动机的联合运行特性及增压参数的校核

确定选用方案3增压器后，对其进行了全面的性能开发，并对该增压器与发动机的联合运行特性进行了分析，如图5所示。

由二者的联合运行特性可以看出，发动机的耗气特性与压气机的高效率区吻合得很好。发动机常用的转速和负荷区位于增压器的高效率区，同时耗气特性区远离压气机喘振线，增压器最高转速远低于限制转速（125 000 r/min），留有一定的工程裕量。外特性上的涡轮前排气温度最高约570℃（图6），低于700℃的排温限制[4]。

图7为开发完成后的客车用发动机与原机万有特性的对比图（实线为客车用发动机的性能，虚线为原机性能）。与原机性能相比，改进后的发动机经济区扩大，并向低转速区域移动，最低燃油消耗率也有明显下降。发动机功率为221 kW，1 000～1 400 r/min区间发动机达到最大扭矩1 250 N·m，发动机经济区为1 000～1 600 r/min中高负荷区域，达到了预定的开发目标。

4.4 增压器放气压力对燃油经济性的影响

在车用增压器设计中，为了避免出现增压器超速现象，会在涡轮前设计一个放气阀。当增压压力过高时，一部分排气不经过涡轮做功而直接排入排气管中。在增压器选型过程中，一般需要根据发动机外特性的耗气特性与增压器特性的匹配情况对增压器放气压力进行调整。如果可能存在超速，应减小放气压力；但如果放气压力过低，增压器性能得不到充分发挥。以方案3为例，该增压器初始的放气压力过低，约为220 kPa，发动机增压比较小，耗气线从增压器高效区的底部穿过，如图8所示。增压器仍有较大的余量，其性能没有得到很好的发挥。通过调整放气阀，将放气压力提高至240 kPa，发动机进气量增加，外特性比油耗普遍下降近

3%，见图9。

图5 方案3增压器与发动机的联合运行特性

图6 方案3外特性时涡轮前排温

5 模拟验证

完成开发目标后，为了评价该客车用发动机匹配整车时的运行情况，采用AVL公司的CRUISE软件进行了模拟计算。

根据文中的通勤车配置情况，建立如图10所示的整车模型，分别对该车配原发动机和方案3发动机的等速油耗进行了模拟计算。在进行模拟计算时，结合城市客车的常用工况，选取了车辆运行在3个不同档位、车速为30～60 km/h时的等速油耗进行了计算。结果表明，车速较低时，方案3发动机等速油耗普遍低于原机，其中最大降幅为4档、30 km/h点的等速百公里油耗，下降约10.9%，见图11。

6 结论

（1）通过对城市车辆运行工况进行分析，确定了适合城市客车用发动机的开发目标。主要目标为降低额定转速，提升低速扭矩，提高低速段的燃油经济性。

（2）结合开发目标进行增压器选型，对比原增压器参数，选择了叶轮直径、涡轮面径比较小的增

压器进行性能开发。分别采用3种方案进行了试验对比，试验结果表明方案3的低速性能较优。

图9 调整前后性能的变化

图10 使用Cruise进行整车油耗计算的模型

（3）使用方案3进行全面性能开发，发动机功率、扭矩合格，经济区为1 000～1 600 r/min，达到了开发目标。发动机耗气特性与压气机高效率区吻

合较好，增压器未出现超速超温的现象。

图11 模拟计算整车百公里油耗对比

（4）对整车分别配置原机与新机低速运行时等速油耗的模拟计算表明，新机更适合城市客车的典型使用工况，有利于改善城市客车的经济性。

（5）为了使增压器性能得到充分发挥，可以通过调节放气阀提升增压压力，这样有利于增加发动机进气量，提升其经济性能。

1杜志良，张有等．车用发动机匹配优化的一种试验分析方法[J]．柴油机设计与制造，2010（1）：32-35．

2刘石源，张爱明等．城市公交车的增压器匹配优化[J]．车用发动机，2011（6）：76-80．

3林学东，袁兆成．增压器结构参数对柴油机性能的影响[J]．农业机械学报，1999，30（1）：73-76．

4朱大鑫．涡轮增压与涡轮增压器[M]．北京：机械工业出版社，1992．

图11 螺栓孔肩部疲劳安全系数对比图

表2 动态和静态结果疲劳安全系数对比

1胡孝伟，钱志博，杜秀群．高压共轨系统柱塞泵选型与共轨管路分析[J]．机床与液压，2010，38（17）：106-108．

2蓝军．AVL-EXCITE软件培训教程[M]．2007.

Turbocharger Match and Performance Development for Urban Bus

Wang Yunfei1,Ji Xiaojing2
（1.Shanghai Jiaotong University School of Mechanical Engineering,Shanghai 200030,China; 2.Shanghai Diesel Engine Co.,Ltd.,Shanghai 200438,China）

The operating conditions and performance states of urban buses were analyzed in order to develop a suitable engine performance for urban buses.Full load and partial load experiments were carried out on test bench to select an optimal turbocharger and achieve engine development goal.Through adjustment of exhaust waste gate open pressure,the combined operation characteristic of diesel engine and turbocharger was optimized and fuel economy was improved.

urban bus,engine,turbocharger,performance development

王云飞（1985-），男，在读工程硕士，主要研究方向为发动机电控标定及性能开发。

10.3969/j.issn.1671-0614.2013.01.007