本文利用AVL BOOST软件为平台，对某增压柴油机进行了增压器选型设计，针对不同厂家的系列增压器进行纵向及横向对比分析，依据动力性、经济性、高原性能和匹配情况，最终择优选择一款增压器产品。

随着涡轮增压技术的发展，以及柴油机对动力性、经济性、排放和噪声等性能指标的需求，越来越多的柴油机采用了涡轮增压装置。为了使这种改善效果达到最佳，除了要求发动机及增压器本身的良好性能外，两者在匹配的情况下能够表现出最佳的综合性能也至关重要。

对增压器匹配的要求如下：

（1）设计工作点的增压压力、空气流量、柴油机功率和燃油消耗率能达到预期要求；

（2）要尽可能使柴油机运行线穿过压气机特性线的高效区并与喘振边界线大致平行，且保持一定合适的距离，即喘振余量在10%～15%之间；

（3）在整个工作范围内，发动机和增压器的热负荷不能超过材料热应力许可范围。

由于发动机与增压器是通过内燃机的进排气流动将二者联系的，判断匹配情况的基本方法是把形状完全不同的发动机运行特性曲线与增压器特性曲线放在同一坐标系下，根据两者的相对位置来进行评价分析。

增压系统的联合运行线可以用计算法求得也可用作图法求得。前者要求有详细的柴油机几何参数和各部件的试验数据作为计算的基础依据，计算烦琐且工作量相当大；后者则必须得到各个部件的试验特性线，在此基础上按一定的程序和步骤做出联合运行线，这种方法虽然比较简单和直观，但由于试验中的不确定影响因素较多，有可能使预测结果产生很大偏差。

除上述方法外，BOOST软件可以很便捷地进行发动机与增压器的匹配工作，本文所讨论的情况正是基于BOOST对几种不同的增压器匹配同一台柴油机，通过详细的计算分析以确定最优匹配。

图1  发动机模型（2.7L CTI柴油机）

计算模型

一、研究对象

本次研究是基于一台4缸直喷式增压中冷柴油机（见图1），其基本技术参数见表。

二、模型搭建及验证

本次计算采用AVL公司一维热力学计算软件BOOST进行计算，本次计算模型已经根据竞品机试验数据进行了标定，误差范围在4%以内，认为该模型可以进行研究计算。

三、计算任务及边界

本次计算主要针对3个厂家6款增压器进行匹配计算，其他重要的边界条件描述如下：

1. 压力损失

为了发动机达到更好的性能，进气系统的压力损失、排气背压要尽可能小。

在计算模拟中，我们假设了下列的压力损失（一般发动机应可以达到）：

进气系统的压力降＜6mPa（标定点）；

中冷器压力降＜12mPa（标定点）；

排气背压＜40mPa（标定点）。

图2  厂家1增压器匹配（蓝色为新增压器）

2. 发动机摩擦

FMEP指摩擦平均有效压力，仅考虑机械损失，如所有轴瓦的摩擦，活塞、活塞环和缸筒的摩擦，气门系统的摩擦，驱动动力附件的损失（如水泵、机油泵及发电机）；

IMEP指示平均有效压力，考虑了热量损失、泵气损失；

BMEP指制动平均有效压力。

三者的关系为：

BMEP=IMEP-FMEP

FMEP可以通过测量IMEP和BMEP来得到。在下列计算中，我们采用了试验测得的发动机摩擦水平，并对发动机的换气进行优化，即使有一定偏差，也不会影响优化结果。

3. 气道流量系数

流量系数mσ是指实际流量和理论流量的比值，无量纲。

实际流量mmean是通过在指定压降下，测量在不同气门升程下的流量。

理论流量mth是通过理论计算得到在不同气门面积下的流量。

mσ=mmean/mth

式中，

umσ——流量系数 ；

mmean——实际流量（kg/s）；

mth——理论流量（kg/s）；

Aν——气门座面积（m2）；

Δρ——压力降（Pa）；

ρm——平均密度（kg/m3）。

气道的流通特性需要通过气道稳流试验台架进行测量，实际测量得到的流量和压差通过换算转换成流量系数。如果没有试验测量手段，当气道的形状与一个已知流通特性的气道结构相似时，也可以根据相似原理，采用无量纲的气门升程定义的方法，对气道的流通特性进行定义。当然，也可以通过CFD分析软件，通过三维建模分析的方法计算得到气道的流量系数。

进、排气道的流量系数mσ作为循环模拟计算输入值，会影响到充气效率和泵气损失。

图3  厂家2增压器匹配（蓝色为新增压器）

4．气门升程曲线

气门正时影响充气效率，从而影响转矩特性、高压循环的指示效率和发动机的泵气损失。IVC迟关有利于充分利用气体运动动量，提升充气效率，但过迟会发生倒流。EVO迟开有利于充分利用气体膨胀功能量，但同时会增加泵气损失功。因此，正时是优化发动机性能的重要参数。

5. 燃烧数据

随着发动机工况的改变，燃烧放热规律也是随着变化的，并且燃烧特性的好坏对发动机性能有很重要的影响。热力学循环计算需要输入燃烧热量释放率曲线。在数学上，该曲线可以通过VIBE函数来模拟，VIBE函数的主要参数为燃烧区间和形状参数。燃烧热量释放率曲线影响缸内压力和温度，从而就影响了循环效率、爆发压力和排气温度。

计算结果

增压器的选配总是一个折中的过程，因为在低速时，废气流量小，小涡轮可以将废气能量高效地转化为压气机的机械能，这将改善低端转矩和整车驾驶性；而在较高转速上，需要较大废气流通，这将加剧油耗。大涡轮则相反，在高速时，需要的废气流通相对较小，减小了燃油消耗；在低速时，由于供给压气机的废气能量太小，从而降低了低端转矩和整车驾驶性。

1. 厂家1匹配结果

厂家1的两款增压器对比，新增压器相比旧增压器有以下变化规律（见图2）。

油耗：低速相当，高速变好3g/kWh，达到230g/kWh；

过量空气系数：中低速提升0.05，高速下降0.03；

增压器总效率：有所降低；

涡前排温、排压：温度升高10℃，但低于要求温度；压力升高0.02MPa。

图4  厂家3增压器匹配

2. 厂家2匹配结果

厂家2的两款增压器对比，新增压器相比旧增压器有以下变化规律（见图3）：

油耗：低速下降1～2g/kWh，高速下降5g/kWh，达到230g/kWh；

过量空气系数：全转速提升0.03～0.05；

增压器总效率：全转速大幅升高；

涡前排温、排压：温度降低10℃；压力降低0.03MPa。

3. 厂家3匹配结果

厂家3的两款增压器对比：大涡轮相对于小涡轮有以下变化规律（见图4）：

油耗：1600r/min以前差5g/kWh，之后油耗明显优于小涡轮，额定转速油耗改善达到20g/kWh；

过量空气系数：除了最高转速外，其他转速均低于小涡轮0.2左右；

增压器总效率：1400r/min以前较差，之后优于小涡轮；

涡前排温、排压：最高温度降低50℃；最大压力降低0.13MPa。

4. 厂家间的匹配结果对比

对比上述3个厂家的增压器匹配结果，得出以下结论：

（1）在3000r/min前，厂家2增压器的总效率高，厂家1次之，厂家3最差；

（2）在2800r/min前，厂家2的进气量大，厂家1次之，厂家3最差（过量空气系数低于经验标准）；

（3）在2800r/min前，厂家2的比油耗优于厂家1的2～5g/kWh，比厂家3优5g/kWh以上；

（4）厂家2在1800r/min时开始放气，最大放气阀开度在13%左右；厂家1在2200r/min时开始放气，最大放气阀开度14%左右，厂家3一直没有放气；

（5）厂家2转速最大余量为15%，高原不降扭高度为1900～2500m，厂家1转速最大余量为24%，高原不降扭高度为3000～4000m，厂家3转速最大余量为15%，高原不降扭高度为1900～2500m。

综上比较，厂家2在中低速性能上好于厂家1，总体性能明显优于厂家1，厂家3最差。