新型相继增压系统对船用柴油机性能影响的研究

杨捷波，王彬彬，叶子枭,2，范金宇,2

(1.集美大学 轮机工程学院，厦门 361021；2.福建省船舶与海洋工程重点实验室，厦门 361021)

0 概述

传统的相继增压系统由至少两个定截面涡轮增压器并联组成，随着柴油机负荷和转速升高或降低，增压器相继按给定规则依次投入或切出运行，确保增压器尽可能在高效率区运行，以提升柴油机动力性，降低燃油消耗率，减少碳烟排放[1-4]。但是如果从柴油机整个运行工况范围考虑，特别是当船用柴油机在大风浪等恶劣海况运行时，相继增压系统仍不能很好地解决柴油机低速转矩不足、加速冒烟等弊端，同时相继增压系统虽然流量范围较大，但其增压比提高的程度有限[5-6]。可变截面涡轮增压(variable geometry turbocharger， VGT)系统能根据柴油机转速和负荷实时调节喷嘴环开度，改变废气流通截面，尽可能地满足缸内燃烧所需要的增压压力和进气量，从而最大限度地满足增压器与柴油机的匹配要求。但该系统流量范围较小，对于流量范围较宽的柴油机来说，当柴油机高负荷运行时容易造成增压器超速，因此对柴油机匹配技术的要求较高[7-10]。当前，随着各种增压方式的发展，各增压系统的增压比逐步进入高增压比及超高增压比时代，以大幅度提高涡轮增压器的效率和发动机性能。与此同时，由于现今船舶多样化，船用柴油机运行工况复杂多变，要求船用柴油机在所有工况范围都要有优良的运行性能，使得增压器与柴油机的匹配越来越困难，很难兼顾柴油机全部负荷工况。基于单一的相继增压系统及VGT并不能很好地满足匹配需求，将可变截面涡轮增压技术引入相继增压(sequential turbo charging， STC)系统中，弥补各自的缺点，通过改造传统定涡轮相继增压系统加装VGT，可实现柴油机更大流量范围内的良好匹配[10-13]。

迄今为止，柴油机STC和VGT技术在国内外基本上为独立的研究领域，将两种增压技术同时应用于船舶柴油机以探索二者之间的相互影响等方面的研究鲜有报道。为进一步增强STC系统整体性能，尤其是拓展其在低负荷的运行范围，以更好地满足当前船用柴油机发展需求，本研究中提出一种新型增压系统——可变截面涡轮相继增压系统(STC-VGT)。以TBD234V6型柴油机为研究对象，完成STC-VGT系统的改造，设计了VGT开度控制装置，实现对喷嘴环叶片开度的精准调控，并对STC-VGT系统展开试验，研究两种增压技术的结合对船用柴油机动力性、经济性及排放性的影响。此外，通过优化策略确定各研究负荷所对应的最佳VGT开度和STC-VGT系统单/双涡轮切换点，同时将STC-VGT系统与原机及传统定涡轮相继增压系统进行综合性能对比分析，为该新型增压系统实船应用提供一定的指导依据。

1 研究方案

1.1 研究对象

以TBD234V6型柴油机为原型机，该机具有结构紧凑、可靠性高、使用寿命长的特点，其主要性能参数见表1。本文中曲轴转角为相对于上止点的角度，上止点前用负值表示，上止点后用正值表示。

表1 TBD234V6型柴油机性能参数

1.2 STC-VGT系统改造设计

TBD234V6型柴油机原机常规增压系统示意图如图1所示，传统STC系统示意图如图2所示。原机只配有1个脉冲增压定截面涡轮增压器(型号K361)。改造之后的STC系统的主、受控增压器均为M12定截面涡轮增压器，当柴油机运行负荷低于切换值时，空气阀和燃气阀都关闭，只有1台增压器工作(1TC)，6个缸的排气集中供给主增压器；当运行负荷高于切换值时，先开燃气阀，后开空气阀，两台增压器同时工作(2TC)。1TC/2TC的切换由STC控制仪调控气动蝶阀系统来实现。

图1 TBD234V6型柴油机原机常规增压系统示意图

图2 TBD234V6型柴油机相继增压系统示意图

在上述传统定涡轮STC系统设计基础上，将主增压器更换为GTB15可变截面涡轮增压器(部分参数如表2所示),完成STC-VGT系统改造。在柴油机整个运行工况范围内，VGT可通过分段或连续改变涡轮喷嘴环角度来调节喷嘴环通流截面积，使柴油机与增压器在更大的工况范围内实现良好匹配。

表2 GTB15型增压器主要技术参数

1.3 STC-VGT系统开度控制装置设计

STC-VGT系统开度控制装置主要由转速传感器、可编程逻辑控制器(programmable logic controller， PLC)和控制执行器三部分组成。转速传感器用于检测VGT压气机端叶轮转速；PLC主要用于接收转速传感器、限位器和按钮开关信号，同时向报警装置和控制执行器输出控制指令；控制执行器用于接收PLC的控制指令,并依据指令信号驱动执行机构动作,以实现精准控制叶片开度的目的。其中，开度控制执行器由Microstep Driver DM542步进电机驱动器、57步进电机、丝杆(精度0.05 mm)、滑块、限位器和伸缩杆等组成。该控制执行器的工作原理是采用类似于LA-L型函数机构方式驱动步进电机，从而实现线位移与角位移的转换，即通过步进电机带动丝杆转动实现滑块的直线运动，从而带动与滑块动连接的伸缩杆摆动，伸缩杆与VGT开度调节摆杆是呈直线焊接的，进而驱动喷嘴环叶片转动，最终完成对喷嘴环叶片开度的调节。该控制执行器安装固定前，一定要确保在二分之一最大开度时，伸缩杆与丝杆保持垂直且滑块要处于丝杆中段，以确保线位移与角位移精确转换。此外，开度的标定对与本次试验至关重要，传统的开度测定方法是将蜗壳去除后严格按照喷嘴环叶片转过的角度来标定喷嘴环开度，这种方法的测量周期长，误差较大。而本次试验对开度的标定方法为：首先确定伸缩杆调节幅度，确定最大开度与最小开度时的滑块位置并做好标记；测得伸缩杆调节的最大幅度所对应的丝杆直线距离为12.4 cm，同时标定原点(即开度最大的滑块位置)；考虑到喷嘴环叶片完全闭合可能会影响到VGT使用寿命，及因步进电机转动速度设定不当时可能会造成滑块未能停在上限位置而造成的伸缩杆弯曲变形，影响最终的试验效果，所以有必要在最小开度前保留有一定的开度余量，因此选取距离原点12 cm的位置为试验时最小调节开度的滑块位置，定义最大与最小喷嘴环开度分别为100%和0%；最后分别对10%、25%、40%、55%、70%、85%开度所对应的距离原点的相对位置进行精准的测量和标定。图3为VGT开度控制装置布置框图，图4为开度控制执行器实物图。

图3 VGT开度控制装置布置框图

图4 开度控制执行器实物图

1.4 试验方案

船用柴油机是按照标准螺旋桨特性运行，因此本试验按螺旋桨特性进行研究，即柴油机推进特性，此时柴油机功率与螺旋桨功率相同。STC-VGT系统是为解决柴油机低速转矩不足、燃油经济性较差等问题而提出的新型STC系统。为更全面研究该系统对船用柴油机性能的影响及精准确定该系统切换点，综合考虑选取1TC(即GTB15可变截面涡轮增压器单独运行)下，从标定功率(Pe0)的10%开始研究10个工况点(10%Pe0、20%Pe0、25%Pe0、30%Pe0、35%Pe0、40%Pe0、45%Pe0、50%Pe0、55%Pe0和60%Pe0)，2TC下选取10%Pe0、20%Pe0、25%Pe0、30%Pe0、35%Pe0、40%Pe0、45%Pe0、50%Pe0、55%Pe0、60%Pe0、70%Pe0、80%Pe0、90%Pe0和100%Pe0这14个负荷作为研究工况点。针对VGT开度，为使各研究工况的最佳VGT开度更贴近理想值，同时兼顾试验室实际情况，拟定最大喷嘴环开度的0%、10%、25%、40%、55%、70%、85%和100%为研究开度。表3为试验选用的主要设备。

表3 主要试验设备

2 试验结果与分析

2.1 对增压压力和缸内最高燃烧压力的影响

1TC下增压压力和缸内最高燃烧压力如图5所示。由图5可知：相比原机，各开度下的增压压力和最高燃烧压力均有所提高，并且随着VGT开度减小，其增长幅度越大，动力性能提高越显著。如 40%Pe0时，相比原机，100%开度、55%开度、0%开度下最高燃烧压力分别提高4.90%、13.60%和28.40%，增压压力分别提升8 kPa、23 kPa和 34 kPa。这主要因为GTB15增压器最大喷嘴环出口截面积(100%开度所对应的喷嘴环出口截面积)小于原机型增压器，且喷嘴出口截面积随着开度减小而变小，因此在中低负荷运行时特别是在低负荷废气能量不足的情况下，增压性能要明显优于原机，且随着开度减小，优势越发明显，增压压力越大，进气越充足，空燃比随之上升，油气混合更均匀，改善缸内燃烧，从而提高最高燃烧压力。但随负荷增加，小开度运行易发生超速和喘振的现象，如平均有效功率Pe大于45%Pe0而开度为0%和10%时增压器发生超速现象，增压压力接近GTB15可变截面涡轮增压器限值。

图5 1TC下增压压力、缸内最高压力随VGT开度的变化

2TC下增压压力和缸内最高燃烧压力如图6所示。由图6可知：2TC时增压压力和最高燃烧压力随开度的变化趋势与1TC运行一致，当开度大于70%时，柴油机动力性比原机有所下降，如45%Pe0、100%开度时，最高燃烧压力下降最大，约为 1.16 MPa，增压压力下降9.50 kPa。这主要是因为：2TC下，STC-VGT 系统的主增压器和受控增压器同时运行，废气分流经两个涡轮，尤其在中低负荷工况所获得的废气量有限，此时主增压器大开度运行，该系统总喷嘴环出口截面积较大，甚至大于原机增压系统，导致系统效率降低，增压压力相比原机有所下降，进入气缸的空气流量减少，从而降低最高燃烧压力。但另一方面， 2TC运行时引入另一个增压器可以有效扩大小开度的运行工况范围，如开度为0%和10%时，Pe≥60%Pe0后增压器才发生超速现象。

图6 2TC下增压压力、缸内最高压力随VGT开度的变化

由于原机固定截面增压器的匹配着重考虑柴油机在最大转矩的85%左右时的整机性能，当Pe≥90%Pe0时排气背压过大，扫气相对不完全，增压器转速过高，不利于柴油机安全可靠的工作，此时若能适当增大增压器流通截面积可以降低排气背压，提高扫气效果，进一步改善缸内燃烧。因此，在高负荷大开度运行时，最高燃烧压力与原机的差距随负荷的增加而逐渐减小，如90%Pe0、70%开度时，最高燃烧压力约为11.40 MPa，甚至超过原机0.20 MPa。

2.2 对燃油消耗率的影响

图7和图8分别为1TC、2TC下燃油消耗率随开度的变化。由图7可知：1TC下在各VGT开度运行时，随着负荷的增加，燃油消耗率均呈现先降低后升高的趋势，各开度均存在最低燃油消耗率，并且随着开度的增加，其最低燃油消耗率所对应的负荷增大。如当开度为0%时，25%Pe0对应的燃油消耗率最低,为229 g/(kW·h)，相比原机降低9.80%;当开度为100%时，50%Pe0对应的燃油消耗率最低，为 225 g/(kW·h)，相比原机降低3.40%。由于各开度燃油消耗率变化的大致趋势相同，因此仅以0%开度为例进行分析。当Pe≤35%Pe0时，0%开度所对应的燃油消耗率随着负荷的增大而逐渐减小，柴油机燃油经济性明显优于原机，且其经济性优势随着开度增大而逐渐减小，这是因为0%开度的喷嘴环出口截面积最小，随着负荷的增加其增压压力增长迅猛，过量空气系数增大，油气混合充分，缸内燃烧环境改善。当35%Pe0≤Pe≤45%Pe0时，0%开度所对应的燃油消耗率随着负荷的增加而大幅度增大，如40%Pe0时燃油消耗率相比原机上升4.40%。这是因为此时开度小，随负荷的增加，排气背压急剧升高，导致排气背压高于进气压力，使泵气损失功率大幅度增加，加之进气量过大，容易使着火点提前至上止点之前，此时活塞仍处于压缩冲程，导致做功损失增大，由于柴油机处于螺旋桨特性运行，各负荷都有相应的输出功率(有效功率)与之对应且保持不变，这样势必需要提高柴油机每循环所发出的功率，从而造成燃油消耗率大幅度上升。

图7 1TC下燃油消耗率随VGT开度的变化

图8 2TC下燃油消耗率随VGT开度的变化

由图8可知， 2TC下，0%～70%VGT开度最低燃油消耗率对应的负荷工况点均增大，如40%开度在Pe≤90%Pe0时出现最低燃油消耗率，最低燃油消耗率对应的负荷相比于1TC扩大55.00%。这是因为：2TC运行时，分流部分废气对受控增压器做功，减缓VGT增压器排气背压上升速度，使得小开度时能够保持较大范围工况内低油耗运行。当开度大于70%且10%Pe0≤Pe≤90%Pe0时，相比原机，增压压力及进气量降低，因此燃油消耗率整体高于原机。当Pe≥90%Pe0时，STC-VGT系统大开度运行，排气背压低于原机定涡轮增压系统，燃烧效果略优于原机，因此燃油消耗率相比原机有所降低，从而改善柴油机高负荷工况运行时的经济性能，如85%开度、100%Pe0时，相比原机，燃油消耗率下降1.05%。

2.3 对NOx排放的影响

图9和图10分别为1TC、2TC下NOx排放量随VGT开度的变化。由图9可知， 1TC时各开度下的NOx排放量均高于原机，且随开度的增大，NOx排放量增幅也增大，如相比原机，25%Pe0、0%～100%开度的NOx排放量分别约上升156.50%、134.30%、109.40%、88.50%、75.40%、62.30%、43.98%、28.30%。这是由于随着开度减小，进气流量更充足，使得燃烧更加充分，最高燃烧压力提升越显著，导致开度越小则越快达到NOx大量生成的高温富氧状态。各开度的NOx排放量总体的变化趋势为：随着负荷的增加，排放量先显著增长后增幅趋于平缓，各开度下均出现增长幅度拐点。如10%开度时，负荷从20%上升到25%时，NOx排放量上涨35.60%，负荷从25%上升到30%时，NOx排放量上涨8.40%。这是因为随着负荷增大，排气背压增大，且开度越小则排气背压增长越显著，影响扫气效果，造成残余废气量相对增多，产生一定程度的类似于内部EGR效果，同时过量的经由中冷器冷却的低温进气与燃气混合降低了缸温，在一定程度上抑制了NOx生成。

图9 1TC下NOx排放量随VGT开度的变化

图10 2TC下NOx排放量随VGT开度的变化

由图10可知：2TC下，当开度大于70%时，其NOx排放量均低于原机，如85%开度时， 25%Pe0、50%Pe0、80%Pe0下的NOx排放量分别比原机降低约11.00%、6.80%、1.80%。

2.4 对碳烟排放的影响

图11和图12分别为1TC、2TC下碳烟排放量随VGT开度的变化。从图11中可以看出，各个开度下碳烟排放量相比原机均下降，0%开度下降最为明显， 25%Pe0、45%Pe0时，相比原机碳烟排放量分别降低约70.00%和57.70%。随着负荷增加，碳烟排放量逐渐升高，整体呈现先缓后略急的趋势，开度较小时这一趋势略为明显。这是因为开度较小时增压压力大，过量空气系数高，形成富氧条件，可以改善缸内燃烧状况，从而更好地改善碳烟的排放。随着负荷增高，小开度的排气背压升高更快，残余废气相对增多，与此同时，当负荷超过各VGT开度最低燃油消耗率所对应的负荷时燃油消耗率显著提升，喷油量加大，形成高温富油条件，但由于缸内氧含量较高，燃烧效果仍优于原机。综合上述影响，随着负荷增高，碳烟排放量上升幅度略有所提升。

图11 1TC下碳烟排放量随VGT开度的变化

图12 2TC下碳烟排放量随VGT开度的变化

由图12可知， 2TC下，开度小于等于70%时碳烟排放整体优于原机，如70%开度下25%Pe0、50%Pe0、80%Pe0时碳烟排放相比原机分别降低约7.70%、7.90%和2.20%；当开度大于70%时，碳烟排放整体相比原机有所恶化，如100%开度下 25%Pe0、50%Pe0、80%Pe0时碳烟排放相比原机分别增加约23.10%、13.20%、16.80%。这是由于此时系统总的废气流通面积较大，增压压力整体低于原机，造成局部缺氧区域增多。

3 最佳VGT开度决策及STC-VGT系统增压性能评估

最佳VGT开度的决策需要兼顾船用柴油机动力性、经济性与排放性，属于多目标优化问题。基于灰色决策在解决此类问题上具有独特优势，本研究中建立灰色决策多目标优化模型[14]，以上述试验数据为依据，计算不同负荷下不同VGT开度对应的综合优化效果值，从而决策出最佳VGT开度，评估在最佳VGT开度时对STC-VGT系统增压柴油机和原机综合性能的优化效果。

3.1 多目标灰色决策模型的建立

(1)

(2)

(3)

本研究选取的决策目标中，最高燃烧压力选上限效果测度，表明越高越好；燃油消耗率、NOx和碳烟排放量选下限效果测度，表明越低越好。(3) 根据不同决策目标k的效果测度，求解其效果测度矩阵，如式(4)所示。

(4)

(5)

(6)

3.2 决策目标赋权

针对决策目标的权重赋值问题目前还没有统一理论指导，通常依据决策目标自身的特点予以赋值，为避免纯主观或纯客观赋权所带来的极端偏差，因此对核心决策目标采用主观赋权，从属决策目标采用客观赋权[16]。通常相继增压系统1TC/2TC切换点的确定主要根据柴油机燃油经济性最优原则，因此为便于后续STC-VGT系统切换点负荷范围的确定，对1TC状态下10个负荷工况点和2TC状态下14个负荷工况点均选择燃油消耗率为核心决策目标，权重赋值α1=0.5，最高燃烧压力、NOx和碳烟排放量为从属决策目标。以原机和不同VGT开度下STC-VGT系统柴油机燃油消耗率作为母序列，以最高燃烧压力、NOx和碳烟排放值作为子序列。采用灰色关联分析法计算核心与从属目标的关联度，如式(7)所示，之后采用熵权法消除赋权时的客观因素求出决策目标的客观权重εi，利用式(8)计算出决策目标的最终权重ηi。

(7)

(8)

3.3 最佳VGT开度与系统切换点的确定

由于试验选取的工况点较多，在确定最佳开度时涉及的计算过程较为繁杂，因此选取1TC时10%Pe0为代表工况点进行具体决策过程计算分析，其余23个负荷工况点同理。具体过程如下：根据原机和不同开度下STC-VGT系统柴油机的试验数据，构建初始效果矩阵X如式(9)所示；通过规范化处理获得一致效果测度矩阵R10%如式(10)所示；构建灰色关联序列的母序列如式(11)所示，子序列如式(12)和式(13)所示。式(9)中矩阵X第1列～第9列分别代表原机数据及1TC下STC-VGT系统柴油机开度为0%、10%、25%、40%、55%、70%、85%、100%的数据。由前文可知10%Pe0时燃油消耗率、NOx和碳烟排放量选择下限效果测度表明经济性和排放性较好，最高燃烧压力选择上限效果测度表明动力性较好。

(9)

(10)

X1=[306.5 278.2 280.8 282.1 284.9 287.3 290.7 294.2 298.6]

(11)

X2=[56 65 63 62.5 62 61 59 58.3 57.5]

(12)

X3=[286 335 329 315 305 298 295 294 290]

(13)

经计算得：最高燃烧压力、NOx和碳烟排放量与燃油消耗率的关联系数分别为φ12=0.631 0，φ13=0.948 7，φ14=0.524 7。由于核心决策目标初始赋权为α1=0.5，由式(14)计算得出从属决策目标α2=0.150 3，α3=0.224 8，α4=0.124 8。采用熵权法去除主观因素，对决策目标进行标准化处理，求得客观权重为ε1=0.189 9，ε2=0.208 3，ε3=0.393 9，ε4=0.207 7。

αi=φ1j(1-α1)

(14)

将初始和客观权重代入式(8)，求得最终权重值为η1=0.394 3，η2=0.130 1，η3=0.367 9，η4=0.107 7。将一致效果测度矩阵与最终权重值相乘，得 10%Pe0下柴油机综合性能优化效果矩阵RZ如式(15)所示。

RZ10%=|0.891 5 0.946 2 0.935 1 0.937 6 0.930 6 0.930 5 0.918 8 0.910 8 0.904 3|

(15)

由此可知10%Pe0、开度为0%时对应的综合性能优化值最高，优化效果最佳，故选取0%开度为10%Pe0的最佳开度。1TC、2TC下各负荷最佳开度及最大综合性能优化值分别如图13和图14所示。

图13 1TC下各负荷最佳开度及最大综合性能优化值

图14 2TC下各负荷最佳开度及最大综合性能优化值

STC-VGT系统切换点的确定相比传统定涡轮相继增压更为复杂，除了确定切换工况点，还需考虑到切换后2TC下VGT的开度。图15为1TC/2TC下以各负荷最佳开度运行时燃油消耗率的变化。由图15可知，Pe<45%Pe0时1TC燃油消耗率低于2TC，Pe≥50%Pe0时2TC燃油消耗率低于1TC，根据燃油经济性最佳原理,将50%Pe0作为该系统 1TC/2TC 切换点且切换开度为0%。

图15 1TC/2TC下以各负荷最佳开度运行时的燃油消耗率

3.4 STC-VGT增压系统性能评估

原机、STC-VGT、传统定涡轮STC系统的性能对比见图16。由图16可知，燃油经济性方面， 10%Pe0≤Pe≤80%Pe0时STC-VGT系统燃油消耗率均低于原机和传统定涡轮相继增压，经济性最优， 30%Pe0燃油消耗率下降幅度最大，相比原机降低约21.30 g/(kW·h)，相比传统定涡轮相继增压降低约11.20 g/(kW·h)。80%Pe0≤Pe≤100%Pe0时，由于STC-VGT系统排气背压相对较高，泵气损失较大，燃油消耗率相比传统定涡轮相继增压有所增加，经济性下降但燃油消耗率仍低于原机。如90%Pe0下 STC-VGT 燃油消耗率相比传统定涡轮相继增压升高2.70 g/(kW·h)，相比原机降低约3.70 g/(kW·h)。动力性方面，在整个螺旋桨特性工况运行范围内，相比原机和传统定涡轮相继增压，STC-VGT系统最高燃烧压力均有提高，即动力性最强， 50%Pe0时最高燃烧压力提升幅度最大，相比原机提升约 1.90 MPa，相比传统定涡轮相继增压提升约 1.75 MPa。排放性方面，各负荷下STC-VGT系统NOx排放量均高于其余两种增压方式，NOx排放恶化较为严重；与NOx排放相反，STC-VGT系统碳烟排放性能整体优于原机和传统定涡轮相继增压系统，其中35%Pe0下碳烟排放相比原机下降最为明显，降低约5.10%，相比传统定涡轮相继增压降低约2.40%。

图16 3种增压方式下性能对比

4 结论

(1) 柴油机螺旋桨特性试验结果表明：相比原机，STC-VGT系统以1TC运行时增压压力和最高燃烧压力增大，动力性明显改善，NOx排放量升高，碳烟排放量降低，同时随负荷增加，燃油消耗率均呈现先降低后升高的趋势。STC-VGT系统以2TC运行且开度大于70%时，在整个螺旋桨特性运行工况下动力性相比原机有所下降，最大降幅约为1.16 MPa，NOx排放量降低，碳烟排放升高；当10%Pe0≤Pe≤90%Pe0时，STC-VGT系统燃油消耗率整体高于原机，绝大部分运行工况经济性能变差。

(2) 计算得出1TC/2TC各研究负荷所对应的最佳VGT开度并确定STC-VGT系统1TC/2TC模式切换点为50%Pe0、切换开度为0%。对STC-VGT系统性能评估结果表明：该系统以各负荷最佳开度运行时,在整个螺旋桨特性工况运行范围内燃油消耗率低于原机，且10%Pe0≤Pe≤80%Pe0时经济性也优于传统定涡轮相继增压，同时STC-VGT系统碳烟排放性能整体优于原机和传统定涡轮相继增压，而NOx排放与之相反，即柴油机采用STC-VGT增压系统动力性、经济性和碳烟排放性均得到有效提升，但NOx排放性下降。