新型相繼增壓系統(tǒng)對船用柴油機(jī)性能影響的研究

楊捷波，王彬彬，葉子梟,2，范金宇,2

(1.集美大學(xué) 輪機(jī)工程學(xué)院，廈門 361021；2.福建省船舶與海洋工程重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廈門 361021)

0 概述

傳統(tǒng)的相繼增壓系統(tǒng)由至少兩個(gè)定截面渦輪增壓器并聯(lián)組成，隨著柴油機(jī)負(fù)荷和轉(zhuǎn)速升高或降低，增壓器相繼按給定規(guī)則依次投入或切出運(yùn)行，確保增壓器盡可能在高效率區(qū)運(yùn)行，以提升柴油機(jī)動力性，降低燃油消耗率，減少碳煙排放[1-4]。但是如果從柴油機(jī)整個(gè)運(yùn)行工況范圍考慮，特別是當(dāng)船用柴油機(jī)在大風(fēng)浪等惡劣海況運(yùn)行時(shí)，相繼增壓系統(tǒng)仍不能很好地解決柴油機(jī)低速轉(zhuǎn)矩不足、加速冒煙等弊端，同時(shí)相繼增壓系統(tǒng)雖然流量范圍較大，但其增壓比提高的程度有限[5-6]?？勺兘孛鏈u輪增壓(variable geometry turbocharger， VGT)系統(tǒng)能根據(jù)柴油機(jī)轉(zhuǎn)速和負(fù)荷實(shí)時(shí)調(diào)節(jié)噴嘴環(huán)開度，改變廢氣流通截面，盡可能地滿足缸內(nèi)燃燒所需要的增壓壓力和進(jìn)氣量，從而最大限度地滿足增壓器與柴油機(jī)的匹配要求。但該系統(tǒng)流量范圍較小，對于流量范圍較寬的柴油機(jī)來說，當(dāng)柴油機(jī)高負(fù)荷運(yùn)行時(shí)容易造成增壓器超速，因此對柴油機(jī)匹配技術(shù)的要求較高[7-10]。當(dāng)前，隨著各種增壓方式的發(fā)展，各增壓系統(tǒng)的增壓比逐步進(jìn)入高增壓比及超高增壓比時(shí)代，以大幅度提高渦輪增壓器的效率和發(fā)動機(jī)性能。與此同時(shí)，由于現(xiàn)今船舶多樣化，船用柴油機(jī)運(yùn)行工況復(fù)雜多變，要求船用柴油機(jī)在所有工況范圍都要有優(yōu)良的運(yùn)行性能，使得增壓器與柴油機(jī)的匹配越來越困難，很難兼顧柴油機(jī)全部負(fù)荷工況?；趩我坏南嗬^增壓系統(tǒng)及VGT并不能很好地滿足匹配需求，將可變截面渦輪增壓技術(shù)引入相繼增壓(sequential turbo charging， STC)系統(tǒng)中，彌補(bǔ)各自的缺點(diǎn)，通過改造傳統(tǒng)定渦輪相繼增壓系統(tǒng)加裝VGT，可實(shí)現(xiàn)柴油機(jī)更大流量范圍內(nèi)的良好匹配[10-13]。

迄今為止，柴油機(jī)STC和VGT技術(shù)在國內(nèi)外基本上為獨(dú)立的研究領(lǐng)域，將兩種增壓技術(shù)同時(shí)應(yīng)用于船舶柴油機(jī)以探索二者之間的相互影響等方面的研究鮮有報(bào)道。為進(jìn)一步增強(qiáng)STC系統(tǒng)整體性能，尤其是拓展其在低負(fù)荷的運(yùn)行范圍，以更好地滿足當(dāng)前船用柴油機(jī)發(fā)展需求，本研究中提出一種新型增壓系統(tǒng)——可變截面渦輪相繼增壓系統(tǒng)(STC-VGT)。以TBD234V6型柴油機(jī)為研究對象，完成STC-VGT系統(tǒng)的改造，設(shè)計(jì)了VGT開度控制裝置，實(shí)現(xiàn)對噴嘴環(huán)葉片開度的精準(zhǔn)調(diào)控，并對STC-VGT系統(tǒng)展開試驗(yàn)，研究兩種增壓技術(shù)的結(jié)合對船用柴油機(jī)動力性、經(jīng)濟(jì)性及排放性的影響。此外，通過優(yōu)化策略確定各研究負(fù)荷所對應(yīng)的最佳VGT開度和STC-VGT系統(tǒng)單/雙渦輪切換點(diǎn)，同時(shí)將STC-VGT系統(tǒng)與原機(jī)及傳統(tǒng)定渦輪相繼增壓系統(tǒng)進(jìn)行綜合性能對比分析，為該新型增壓系統(tǒng)實(shí)船應(yīng)用提供一定的指導(dǎo)依據(jù)。

1 研究方案

1.1 研究對象

以TBD234V6型柴油機(jī)為原型機(jī)，該機(jī)具有結(jié)構(gòu)緊湊、可靠性高、使用壽命長的特點(diǎn)，其主要性能參數(shù)見表1。本文中曲軸轉(zhuǎn)角為相對于上止點(diǎn)的角度，上止點(diǎn)前用負(fù)值表示，上止點(diǎn)后用正值表示。

表1 TBD234V6型柴油機(jī)性能參數(shù)

1.2 STC-VGT系統(tǒng)改造設(shè)計(jì)

TBD234V6型柴油機(jī)原機(jī)常規(guī)增壓系統(tǒng)示意圖如圖1所示，傳統(tǒng)STC系統(tǒng)示意圖如圖2所示。原機(jī)只配有1個(gè)脈沖增壓定截面渦輪增壓器(型號K361)。改造之后的STC系統(tǒng)的主、受控增壓器均為M12定截面渦輪增壓器，當(dāng)柴油機(jī)運(yùn)行負(fù)荷低于切換值時(shí)，空氣閥和燃?xì)忾y都關(guān)閉，只有1臺增壓器工作(1TC)，6個(gè)缸的排氣集中供給主增壓器；當(dāng)運(yùn)行負(fù)荷高于切換值時(shí)，先開燃?xì)忾y，后開空氣閥，兩臺增壓器同時(shí)工作(2TC)。1TC/2TC的切換由STC控制儀調(diào)控氣動蝶閥系統(tǒng)來實(shí)現(xiàn)。

圖1 TBD234V6型柴油機(jī)原機(jī)常規(guī)增壓系統(tǒng)示意圖

圖2 TBD234V6型柴油機(jī)相繼增壓系統(tǒng)示意圖

在上述傳統(tǒng)定渦輪STC系統(tǒng)設(shè)計(jì)基礎(chǔ)上，將主增壓器更換為GTB15可變截面渦輪增壓器(部分參數(shù)如表2所示),完成STC-VGT系統(tǒng)改造。在柴油機(jī)整個(gè)運(yùn)行工況范圍內(nèi)，VGT可通過分段或連續(xù)改變渦輪噴嘴環(huán)角度來調(diào)節(jié)噴嘴環(huán)通流截面積，使柴油機(jī)與增壓器在更大的工況范圍內(nèi)實(shí)現(xiàn)良好匹配。

表2 GTB15型增壓器主要技術(shù)參數(shù)

1.3 STC-VGT系統(tǒng)開度控制裝置設(shè)計(jì)

STC-VGT系統(tǒng)開度控制裝置主要由轉(zhuǎn)速傳感器、可編程邏輯控制器(programmable logic controller， PLC)和控制執(zhí)行器三部分組成。轉(zhuǎn)速傳感器用于檢測VGT壓氣機(jī)端葉輪轉(zhuǎn)速；PLC主要用于接收轉(zhuǎn)速傳感器、限位器和按鈕開關(guān)信號，同時(shí)向報(bào)警裝置和控制執(zhí)行器輸出控制指令；控制執(zhí)行器用于接收PLC的控制指令,并依據(jù)指令信號驅(qū)動執(zhí)行機(jī)構(gòu)動作,以實(shí)現(xiàn)精準(zhǔn)控制葉片開度的目的。其中，開度控制執(zhí)行器由Microstep Driver DM542步進(jìn)電機(jī)驅(qū)動器、57步進(jìn)電機(jī)、絲桿(精度0.05 mm)、滑塊、限位器和伸縮桿等組成。該控制執(zhí)行器的工作原理是采用類似于LA-L型函數(shù)機(jī)構(gòu)方式驅(qū)動步進(jìn)電機(jī)，從而實(shí)現(xiàn)線位移與角位移的轉(zhuǎn)換，即通過步進(jìn)電機(jī)帶動絲桿轉(zhuǎn)動實(shí)現(xiàn)滑塊的直線運(yùn)動，從而帶動與滑塊動連接的伸縮桿擺動，伸縮桿與VGT開度調(diào)節(jié)擺桿是呈直線焊接的，進(jìn)而驅(qū)動噴嘴環(huán)葉片轉(zhuǎn)動，最終完成對噴嘴環(huán)葉片開度的調(diào)節(jié)。該控制執(zhí)行器安裝固定前，一定要確保在二分之一最大開度時(shí)，伸縮桿與絲桿保持垂直且滑塊要處于絲桿中段，以確保線位移與角位移精確轉(zhuǎn)換。此外，開度的標(biāo)定對與本次試驗(yàn)至關(guān)重要，傳統(tǒng)的開度測定方法是將蝸殼去除后嚴(yán)格按照噴嘴環(huán)葉片轉(zhuǎn)過的角度來標(biāo)定噴嘴環(huán)開度，這種方法的測量周期長，誤差較大。而本次試驗(yàn)對開度的標(biāo)定方法為：首先確定伸縮桿調(diào)節(jié)幅度，確定最大開度與最小開度時(shí)的滑塊位置并做好標(biāo)記；測得伸縮桿調(diào)節(jié)的最大幅度所對應(yīng)的絲桿直線距離為12.4 cm，同時(shí)標(biāo)定原點(diǎn)(即開度最大的滑塊位置)；考慮到噴嘴環(huán)葉片完全閉合可能會影響到VGT使用壽命，及因步進(jìn)電機(jī)轉(zhuǎn)動速度設(shè)定不當(dāng)時(shí)可能會造成滑塊未能停在上限位置而造成的伸縮桿彎曲變形，影響最終的試驗(yàn)效果，所以有必要在最小開度前保留有一定的開度余量，因此選取距離原點(diǎn)12 cm的位置為試驗(yàn)時(shí)最小調(diào)節(jié)開度的滑塊位置，定義最大與最小噴嘴環(huán)開度分別為100%和0%；最后分別對10%、25%、40%、55%、70%、85%開度所對應(yīng)的距離原點(diǎn)的相對位置進(jìn)行精準(zhǔn)的測量和標(biāo)定。圖3為VGT開度控制裝置布置框圖，圖4為開度控制執(zhí)行器實(shí)物圖。

圖3 VGT開度控制裝置布置框圖

圖4 開度控制執(zhí)行器實(shí)物圖

1.4 試驗(yàn)方案

船用柴油機(jī)是按照標(biāo)準(zhǔn)螺旋槳特性運(yùn)行，因此本試驗(yàn)按螺旋槳特性進(jìn)行研究，即柴油機(jī)推進(jìn)特性，此時(shí)柴油機(jī)功率與螺旋槳功率相同。STC-VGT系統(tǒng)是為解決柴油機(jī)低速轉(zhuǎn)矩不足、燃油經(jīng)濟(jì)性較差等問題而提出的新型STC系統(tǒng)。為更全面研究該系統(tǒng)對船用柴油機(jī)性能的影響及精準(zhǔn)確定該系統(tǒng)切換點(diǎn)，綜合考慮選取1TC(即GTB15可變截面渦輪增壓器單獨(dú)運(yùn)行)下，從標(biāo)定功率(Pe0)的10%開始研究10個(gè)工況點(diǎn)(10%Pe0、20%Pe0、25%Pe0、30%Pe0、35%Pe0、40%Pe0、45%Pe0、50%Pe0、55%Pe0和60%Pe0)，2TC下選取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這14個(gè)負(fù)荷作為研究工況點(diǎn)。針對VGT開度，為使各研究工況的最佳VGT開度更貼近理想值，同時(shí)兼顧試驗(yàn)室實(shí)際情況，擬定最大噴嘴環(huán)開度的0%、10%、25%、40%、55%、70%、85%和100%為研究開度。表3為試驗(yàn)選用的主要設(shè)備。

表3 主要試驗(yàn)設(shè)備

2 試驗(yàn)結(jié)果與分析

2.1 對增壓壓力和缸內(nèi)最高燃燒壓力的影響

1TC下增壓壓力和缸內(nèi)最高燃燒壓力如圖5所示。由圖5可知：相比原機(jī)，各開度下的增壓壓力和最高燃燒壓力均有所提高，并且隨著VGT開度減小，其增長幅度越大，動力性能提高越顯著。如 40%Pe0時(shí)，相比原機(jī)，100%開度、55%開度、0%開度下最高燃燒壓力分別提高4.90%、13.60%和28.40%，增壓壓力分別提升8 kPa、23 kPa和 34 kPa。這主要因?yàn)镚TB15增壓器最大噴嘴環(huán)出口截面積(100%開度所對應(yīng)的噴嘴環(huán)出口截面積)小于原機(jī)型增壓器，且噴嘴出口截面積隨著開度減小而變小，因此在中低負(fù)荷運(yùn)行時(shí)特別是在低負(fù)荷廢氣能量不足的情況下，增壓性能要明顯優(yōu)于原機(jī)，且隨著開度減小，優(yōu)勢越發(fā)明顯，增壓壓力越大，進(jìn)氣越充足，空燃比隨之上升，油氣混合更均勻，改善缸內(nèi)燃燒，從而提高最高燃燒壓力。但隨負(fù)荷增加，小開度運(yùn)行易發(fā)生超速和喘振的現(xiàn)象，如平均有效功率Pe大于45%Pe0而開度為0%和10%時(shí)增壓器發(fā)生超速現(xiàn)象，增壓壓力接近GTB15可變截面渦輪增壓器限值。

圖5 1TC下增壓壓力、缸內(nèi)最高壓力隨VGT開度的變化

2TC下增壓壓力和缸內(nèi)最高燃燒壓力如圖6所示。由圖6可知：2TC時(shí)增壓壓力和最高燃燒壓力隨開度的變化趨勢與1TC運(yùn)行一致，當(dāng)開度大于70%時(shí)，柴油機(jī)動力性比原機(jī)有所下降，如45%Pe0、100%開度時(shí)，最高燃燒壓力下降最大，約為 1.16 MPa，增壓壓力下降9.50 kPa。這主要是因?yàn)椋?TC下，STC-VGT 系統(tǒng)的主增壓器和受控增壓器同時(shí)運(yùn)行，廢氣分流經(jīng)兩個(gè)渦輪，尤其在中低負(fù)荷工況所獲得的廢氣量有限，此時(shí)主增壓器大開度運(yùn)行，該系統(tǒng)總噴嘴環(huán)出口截面積較大，甚至大于原機(jī)增壓系統(tǒng)，導(dǎo)致系統(tǒng)效率降低，增壓壓力相比原機(jī)有所下降，進(jìn)入氣缸的空氣流量減少，從而降低最高燃燒壓力。但另一方面， 2TC運(yùn)行時(shí)引入另一個(gè)增壓器可以有效擴(kuò)大小開度的運(yùn)行工況范圍，如開度為0%和10%時(shí)，Pe≥60%Pe0后增壓器才發(fā)生超速現(xiàn)象。

圖6 2TC下增壓壓力、缸內(nèi)最高壓力隨VGT開度的變化

由于原機(jī)固定截面增壓器的匹配著重考慮柴油機(jī)在最大轉(zhuǎn)矩的85%左右時(shí)的整機(jī)性能，當(dāng)Pe≥90%Pe0時(shí)排氣背壓過大，掃氣相對不完全，增壓器轉(zhuǎn)速過高，不利于柴油機(jī)安全可靠的工作，此時(shí)若能適當(dāng)增大增壓器流通截面積可以降低排氣背壓，提高掃氣效果，進(jìn)一步改善缸內(nèi)燃燒。因此，在高負(fù)荷大開度運(yùn)行時(shí)，最高燃燒壓力與原機(jī)的差距隨負(fù)荷的增加而逐漸減小，如90%Pe0、70%開度時(shí)，最高燃燒壓力約為11.40 MPa，甚至超過原機(jī)0.20 MPa。

2.2 對燃油消耗率的影響

圖7和圖8分別為1TC、2TC下燃油消耗率隨開度的變化。由圖7可知：1TC下在各VGT開度運(yùn)行時(shí)，隨著負(fù)荷的增加，燃油消耗率均呈現(xiàn)先降低后升高的趨勢，各開度均存在最低燃油消耗率，并且隨著開度的增加，其最低燃油消耗率所對應(yīng)的負(fù)荷增大。如當(dāng)開度為0%時(shí)，25%Pe0對應(yīng)的燃油消耗率最低,為229 g/(kW·h)，相比原機(jī)降低9.80%;當(dāng)開度為100%時(shí)，50%Pe0對應(yīng)的燃油消耗率最低，為 225 g/(kW·h)，相比原機(jī)降低3.40%。由于各開度燃油消耗率變化的大致趨勢相同，因此僅以0%開度為例進(jìn)行分析。當(dāng)Pe≤35%Pe0時(shí)，0%開度所對應(yīng)的燃油消耗率隨著負(fù)荷的增大而逐漸減小，柴油機(jī)燃油經(jīng)濟(jì)性明顯優(yōu)于原機(jī)，且其經(jīng)濟(jì)性優(yōu)勢隨著開度增大而逐漸減小，這是因?yàn)?%開度的噴嘴環(huán)出口截面積最小，隨著負(fù)荷的增加其增壓壓力增長迅猛，過量空氣系數(shù)增大，油氣混合充分，缸內(nèi)燃燒環(huán)境改善。當(dāng)35%Pe0≤Pe≤45%Pe0時(shí)，0%開度所對應(yīng)的燃油消耗率隨著負(fù)荷的增加而大幅度增大，如40%Pe0時(shí)燃油消耗率相比原機(jī)上升4.40%。這是因?yàn)榇藭r(shí)開度小，隨負(fù)荷的增加，排氣背壓急劇升高，導(dǎo)致排氣背壓高于進(jìn)氣壓力，使泵氣損失功率大幅度增加，加之進(jìn)氣量過大，容易使著火點(diǎn)提前至上止點(diǎn)之前，此時(shí)活塞仍處于壓縮沖程，導(dǎo)致做功損失增大，由于柴油機(jī)處于螺旋槳特性運(yùn)行，各負(fù)荷都有相應(yīng)的輸出功率(有效功率)與之對應(yīng)且保持不變，這樣勢必需要提高柴油機(jī)每循環(huán)所發(fā)出的功率，從而造成燃油消耗率大幅度上升。

圖7 1TC下燃油消耗率隨VGT開度的變化

圖8 2TC下燃油消耗率隨VGT開度的變化

由圖8可知， 2TC下，0%～70%VGT開度最低燃油消耗率對應(yīng)的負(fù)荷工況點(diǎn)均增大，如40%開度在Pe≤90%Pe0時(shí)出現(xiàn)最低燃油消耗率，最低燃油消耗率對應(yīng)的負(fù)荷相比于1TC擴(kuò)大55.00%。這是因?yàn)椋?TC運(yùn)行時(shí)，分流部分廢氣對受控增壓器做功，減緩VGT增壓器排氣背壓上升速度，使得小開度時(shí)能夠保持較大范圍工況內(nèi)低油耗運(yùn)行。當(dāng)開度大于70%且10%Pe0≤Pe≤90%Pe0時(shí)，相比原機(jī)，增壓壓力及進(jìn)氣量降低，因此燃油消耗率整體高于原機(jī)。當(dāng)Pe≥90%Pe0時(shí)，STC-VGT系統(tǒng)大開度運(yùn)行，排氣背壓低于原機(jī)定渦輪增壓系統(tǒng)，燃燒效果略優(yōu)于原機(jī)，因此燃油消耗率相比原機(jī)有所降低，從而改善柴油機(jī)高負(fù)荷工況運(yùn)行時(shí)的經(jīng)濟(jì)性能，如85%開度、100%Pe0時(shí)，相比原機(jī)，燃油消耗率下降1.05%。

2.3 對NOx排放的影響

圖9和圖10分別為1TC、2TC下NOx排放量隨VGT開度的變化。由圖9可知， 1TC時(shí)各開度下的NOx排放量均高于原機(jī)，且隨開度的增大，NOx排放量增幅也增大，如相比原機(jī)，25%Pe0、0%～100%開度的NOx排放量分別約上升156.50%、134.30%、109.40%、88.50%、75.40%、62.30%、43.98%、28.30%。這是由于隨著開度減小，進(jìn)氣流量更充足，使得燃燒更加充分，最高燃燒壓力提升越顯著，導(dǎo)致開度越小則越快達(dá)到NOx大量生成的高溫富氧狀態(tài)。各開度的NOx排放量總體的變化趨勢為：隨著負(fù)荷的增加，排放量先顯著增長后增幅趨于平緩，各開度下均出現(xiàn)增長幅度拐點(diǎn)。如10%開度時(shí)，負(fù)荷從20%上升到25%時(shí)，NOx排放量上漲35.60%，負(fù)荷從25%上升到30%時(shí)，NOx排放量上漲8.40%。這是因?yàn)殡S著負(fù)荷增大，排氣背壓增大，且開度越小則排氣背壓增長越顯著，影響掃氣效果，造成殘余廢氣量相對增多，產(chǎn)生一定程度的類似于內(nèi)部EGR效果，同時(shí)過量的經(jīng)由中冷器冷卻的低溫進(jìn)氣與燃?xì)饣旌辖档土烁诇?，在一定程度上抑制了NOx生成。

圖9 1TC下NOx排放量隨VGT開度的變化

圖10 2TC下NOx排放量隨VGT開度的變化

由圖10可知：2TC下，當(dāng)開度大于70%時(shí)，其NOx排放量均低于原機(jī)，如85%開度時(shí)， 25%Pe0、50%Pe0、80%Pe0下的NOx排放量分別比原機(jī)降低約11.00%、6.80%、1.80%。

2.4 對碳煙排放的影響

圖11和圖12分別為1TC、2TC下碳煙排放量隨VGT開度的變化。從圖11中可以看出，各個(gè)開度下碳煙排放量相比原機(jī)均下降，0%開度下降最為明顯， 25%Pe0、45%Pe0時(shí)，相比原機(jī)碳煙排放量分別降低約70.00%和57.70%。隨著負(fù)荷增加，碳煙排放量逐漸升高，整體呈現(xiàn)先緩后略急的趨勢，開度較小時(shí)這一趨勢略為明顯。這是因?yàn)殚_度較小時(shí)增壓壓力大，過量空氣系數(shù)高，形成富氧條件，可以改善缸內(nèi)燃燒狀況，從而更好地改善碳煙的排放。隨著負(fù)荷增高，小開度的排氣背壓升高更快，殘余廢氣相對增多，與此同時(shí)，當(dāng)負(fù)荷超過各VGT開度最低燃油消耗率所對應(yīng)的負(fù)荷時(shí)燃油消耗率顯著提升，噴油量加大，形成高溫富油條件，但由于缸內(nèi)氧含量較高，燃燒效果仍優(yōu)于原機(jī)。綜合上述影響，隨著負(fù)荷增高，碳煙排放量上升幅度略有所提升。

圖11 1TC下碳煙排放量隨VGT開度的變化

圖12 2TC下碳煙排放量隨VGT開度的變化

由圖12可知， 2TC下，開度小于等于70%時(shí)碳煙排放整體優(yōu)于原機(jī)，如70%開度下25%Pe0、50%Pe0、80%Pe0時(shí)碳煙排放相比原機(jī)分別降低約7.70%、7.90%和2.20%；當(dāng)開度大于70%時(shí)，碳煙排放整體相比原機(jī)有所惡化，如100%開度下 25%Pe0、50%Pe0、80%Pe0時(shí)碳煙排放相比原機(jī)分別增加約23.10%、13.20%、16.80%。這是由于此時(shí)系統(tǒng)總的廢氣流通面積較大，增壓壓力整體低于原機(jī)，造成局部缺氧區(qū)域增多。

3 最佳VGT開度決策及STC-VGT系統(tǒng)增壓性能評估

最佳VGT開度的決策需要兼顧船用柴油機(jī)動力性、經(jīng)濟(jì)性與排放性，屬于多目標(biāo)優(yōu)化問題。基于灰色決策在解決此類問題上具有獨(dú)特優(yōu)勢，本研究中建立灰色決策多目標(biāo)優(yōu)化模型[14]，以上述試驗(yàn)數(shù)據(jù)為依據(jù)，計(jì)算不同負(fù)荷下不同VGT開度對應(yīng)的綜合優(yōu)化效果值，從而決策出最佳VGT開度，評估在最佳VGT開度時(shí)對STC-VGT系統(tǒng)增壓柴油機(jī)和原機(jī)綜合性能的優(yōu)化效果。

3.1 多目標(biāo)灰色決策模型的建立

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(2)

(3)

本研究選取的決策目標(biāo)中，最高燃燒壓力選上限效果測度，表明越高越好；燃油消耗率、NOx和碳煙排放量選下限效果測度，表明越低越好。(3) 根據(jù)不同決策目標(biāo)k的效果測度，求解其效果測度矩陣，如式(4)所示。

(4)

(5)

(6)

3.2 決策目標(biāo)賦權(quán)

針對決策目標(biāo)的權(quán)重賦值問題目前還沒有統(tǒng)一理論指導(dǎo)，通常依據(jù)決策目標(biāo)自身的特點(diǎn)予以賦值，為避免純主觀或純客觀賦權(quán)所帶來的極端偏差，因此對核心決策目標(biāo)采用主觀賦權(quán)，從屬決策目標(biāo)采用客觀賦權(quán)[16]。通常相繼增壓系統(tǒng)1TC/2TC切換點(diǎn)的確定主要根據(jù)柴油機(jī)燃油經(jīng)濟(jì)性最優(yōu)原則，因此為便于后續(xù)STC-VGT系統(tǒng)切換點(diǎn)負(fù)荷范圍的確定，對1TC狀態(tài)下10個(gè)負(fù)荷工況點(diǎn)和2TC狀態(tài)下14個(gè)負(fù)荷工況點(diǎn)均選擇燃油消耗率為核心決策目標(biāo)，權(quán)重賦值α1=0.5，最高燃燒壓力、NOx和碳煙排放量為從屬決策目標(biāo)。以原機(jī)和不同VGT開度下STC-VGT系統(tǒng)柴油機(jī)燃油消耗率作為母序列，以最高燃燒壓力、NOx和碳煙排放值作為子序列。采用灰色關(guān)聯(lián)分析法計(jì)算核心與從屬目標(biāo)的關(guān)聯(lián)度，如式(7)所示，之后采用熵權(quán)法消除賦權(quán)時(shí)的客觀因素求出決策目標(biāo)的客觀權(quán)重εi，利用式(8)計(jì)算出決策目標(biāo)的最終權(quán)重ηi。

(7)

(8)

3.3 最佳VGT開度與系統(tǒng)切換點(diǎn)的確定

由于試驗(yàn)選取的工況點(diǎn)較多，在確定最佳開度時(shí)涉及的計(jì)算過程較為繁雜，因此選取1TC時(shí)10%Pe0為代表工況點(diǎn)進(jìn)行具體決策過程計(jì)算分析，其余23個(gè)負(fù)荷工況點(diǎn)同理。具體過程如下：根據(jù)原機(jī)和不同開度下STC-VGT系統(tǒng)柴油機(jī)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，構(gòu)建初始效果矩陣X如式(9)所示；通過規(guī)范化處理獲得一致效果測度矩陣R10%如式(10)所示；構(gòu)建灰色關(guān)聯(lián)序列的母序列如式(11)所示，子序列如式(12)和式(13)所示。式(9)中矩陣X第1列～第9列分別代表原機(jī)數(shù)據(jù)及1TC下STC-VGT系統(tǒng)柴油機(jī)開度為0%、10%、25%、40%、55%、70%、85%、100%的數(shù)據(jù)。由前文可知10%Pe0時(shí)燃油消耗率、NOx和碳煙排放量選擇下限效果測度表明經(jīng)濟(jì)性和排放性較好，最高燃燒壓力選擇上限效果測度表明動力性較好。

(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)

經(jīng)計(jì)算得：最高燃燒壓力、NOx和碳煙排放量與燃油消耗率的關(guān)聯(lián)系數(shù)分別為φ12=0.631 0，φ13=0.948 7，φ14=0.524 7。由于核心決策目標(biāo)初始賦權(quán)為α1=0.5，由式(14)計(jì)算得出從屬決策目標(biāo)α2=0.150 3，α3=0.224 8，α4=0.124 8。采用熵權(quán)法去除主觀因素，對決策目標(biāo)進(jìn)行標(biāo)準(zhǔn)化處理，求得客觀權(quán)重為ε1=0.189 9，ε2=0.208 3，ε3=0.393 9，ε4=0.207 7。

αi=φ1j(1-α1)

(14)

將初始和客觀權(quán)重代入式(8)，求得最終權(quán)重值為η1=0.394 3，η2=0.130 1，η3=0.367 9，η4=0.107 7。將一致效果測度矩陣與最終權(quán)重值相乘，得 10%Pe0下柴油機(jī)綜合性能優(yōu)化效果矩陣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、開度為0%時(shí)對應(yīng)的綜合性能優(yōu)化值最高，優(yōu)化效果最佳，故選取0%開度為10%Pe0的最佳開度。1TC、2TC下各負(fù)荷最佳開度及最大綜合性能優(yōu)化值分別如圖13和圖14所示。

圖13 1TC下各負(fù)荷最佳開度及最大綜合性能優(yōu)化值

圖14 2TC下各負(fù)荷最佳開度及最大綜合性能優(yōu)化值

STC-VGT系統(tǒng)切換點(diǎn)的確定相比傳統(tǒng)定渦輪相繼增壓更為復(fù)雜，除了確定切換工況點(diǎn)，還需考慮到切換后2TC下VGT的開度。圖15為1TC/2TC下以各負(fù)荷最佳開度運(yùn)行時(shí)燃油消耗率的變化。由圖15可知，Pe<45%Pe0時(shí)1TC燃油消耗率低于2TC，Pe≥50%Pe0時(shí)2TC燃油消耗率低于1TC，根據(jù)燃油經(jīng)濟(jì)性最佳原理,將50%Pe0作為該系統(tǒng) 1TC/2TC 切換點(diǎn)且切換開度為0%。

圖15 1TC/2TC下以各負(fù)荷最佳開度運(yùn)行時(shí)的燃油消耗率

3.4 STC-VGT增壓系統(tǒng)性能評估

原機(jī)、STC-VGT、傳統(tǒng)定渦輪STC系統(tǒng)的性能對比見圖16。由圖16可知，燃油經(jīng)濟(jì)性方面， 10%Pe0≤Pe≤80%Pe0時(shí)STC-VGT系統(tǒng)燃油消耗率均低于原機(jī)和傳統(tǒng)定渦輪相繼增壓，經(jīng)濟(jì)性最優(yōu)， 30%Pe0燃油消耗率下降幅度最大，相比原機(jī)降低約21.30 g/(kW·h)，相比傳統(tǒng)定渦輪相繼增壓降低約11.20 g/(kW·h)。80%Pe0≤Pe≤100%Pe0時(shí)，由于STC-VGT系統(tǒng)排氣背壓相對較高，泵氣損失較大，燃油消耗率相比傳統(tǒng)定渦輪相繼增壓有所增加，經(jīng)濟(jì)性下降但燃油消耗率仍低于原機(jī)。如90%Pe0下 STC-VGT 燃油消耗率相比傳統(tǒng)定渦輪相繼增壓升高2.70 g/(kW·h)，相比原機(jī)降低約3.70 g/(kW·h)。動力性方面，在整個(gè)螺旋槳特性工況運(yùn)行范圍內(nèi)，相比原機(jī)和傳統(tǒng)定渦輪相繼增壓，STC-VGT系統(tǒng)最高燃燒壓力均有提高，即動力性最強(qiáng)， 50%Pe0時(shí)最高燃燒壓力提升幅度最大，相比原機(jī)提升約 1.90 MPa，相比傳統(tǒng)定渦輪相繼增壓提升約 1.75 MPa。排放性方面，各負(fù)荷下STC-VGT系統(tǒng)NOx排放量均高于其余兩種增壓方式，NOx排放惡化較為嚴(yán)重；與NOx排放相反，STC-VGT系統(tǒng)碳煙排放性能整體優(yōu)于原機(jī)和傳統(tǒng)定渦輪相繼增壓系統(tǒng)，其中35%Pe0下碳煙排放相比原機(jī)下降最為明顯，降低約5.10%，相比傳統(tǒng)定渦輪相繼增壓降低約2.40%。

圖16 3種增壓方式下性能對比

4 結(jié)論

(1) 柴油機(jī)螺旋槳特性試驗(yàn)結(jié)果表明：相比原機(jī)，STC-VGT系統(tǒng)以1TC運(yùn)行時(shí)增壓壓力和最高燃燒壓力增大，動力性明顯改善，NOx排放量升高，碳煙排放量降低，同時(shí)隨負(fù)荷增加，燃油消耗率均呈現(xiàn)先降低后升高的趨勢。STC-VGT系統(tǒng)以2TC運(yùn)行且開度大于70%時(shí)，在整個(gè)螺旋槳特性運(yùn)行工況下動力性相比原機(jī)有所下降，最大降幅約為1.16 MPa，NOx排放量降低，碳煙排放升高；當(dāng)10%Pe0≤Pe≤90%Pe0時(shí)，STC-VGT系統(tǒng)燃油消耗率整體高于原機(jī)，絕大部分運(yùn)行工況經(jīng)濟(jì)性能變差。

(2) 計(jì)算得出1TC/2TC各研究負(fù)荷所對應(yīng)的最佳VGT開度并確定STC-VGT系統(tǒng)1TC/2TC模式切換點(diǎn)為50%Pe0、切換開度為0%。對STC-VGT系統(tǒng)性能評估結(jié)果表明：該系統(tǒng)以各負(fù)荷最佳開度運(yùn)行時(shí),在整個(gè)螺旋槳特性工況運(yùn)行范圍內(nèi)燃油消耗率低于原機(jī)，且10%Pe0≤Pe≤80%Pe0時(shí)經(jīng)濟(jì)性也優(yōu)于傳統(tǒng)定渦輪相繼增壓，同時(shí)STC-VGT系統(tǒng)碳煙排放性能整體優(yōu)于原機(jī)和傳統(tǒng)定渦輪相繼增壓，而NOx排放與之相反，即柴油機(jī)采用STC-VGT增壓系統(tǒng)動力性、經(jīng)濟(jì)性和碳煙排放性均得到有效提升，但NOx排放性下降。