对置活塞二冲程柴油机新鲜充量短路研究

刘宇航， 张付军， 高宏力， 王苏飞

(北京理工大学 机械与车辆学院， 北京 100081)

0 引言

对置活塞二冲程柴油机具有高功率密度[1]、高指示热效率[2]等特点。其应用领域主要集中在军用车辆[3-4]、辅助动力装置[5-6]及轻型载重车辆方面。换气过程的研究对于二冲程发动机的设计十分重要。由于二冲程发动机进气和排气是同时完成的，进入气缸的新鲜充量与缸内废气之间会发生置换、掺混和直接短路的现象。因此，减少换气过程中新鲜充量短路对于换气系统设计具有重要意义。

对于新鲜充量短路现象的研究方法主要有一维计算和三维计算。对于三维计算，由于其能够详细给出流体域中流体流动状态，较适合于缸内流动[7]、抑制短路机构的优化设计[8]和燃烧室设计[9]等，但是该方法的计算量相对较大。对于一维计算，从1914年Hopkins[10]提出完全混合模型开始，人们关于二冲程发动机气体短路问题已经提出了很多假设模型[11-14]。一维计算所需计算量较小，更适合于发动机整体设计参数的确定[15-16]以及设计参数影响规律研究。

在发动机领域，GT-Power是一款应用广泛的一维软件。到目前为止，利用GT-Power软件对二冲程发动机新鲜充量短路进行描述的研究仍然较少。因此，本文利用GT-Power软件对换气过程中新鲜充量短路现象进行研究，并讨论了进排气压差、排气背压和气口尺寸等发动机设计参数对新鲜充量短路现象的影响规律。由于一维计算计算量小、速度快，本文工作可以在发动机前期设计中迅速掌握设计参数影响规律，大致确定参数选择范围，具有一定的指导意义。

1 换气系统介绍

如图1所示为对置活塞二冲程柴油机换气系统结构示意图。图1中：进气口和排气口分别布置在气缸两侧。由于进排气口在缸套上呈周向布置，进排气口外部需布置进排气腔。进排气活塞水平对置地布置在缸套内，进排气口的开闭由活塞控制。气口呈长方形，与气缸轴线平行的方向定义为气口高度，与气缸轴线垂直的方向定义为气口宽度。

2 新鲜充量短路分析

如图2中左图所示，对置活塞二冲程柴油机的换气过程可以分为自由排气阶段、扫气阶段和后充气阶段3个子阶段[17]。自由排气阶段只有排气口开启，缸内废气在缸内压力驱动下流入排气管中。扫气阶段是进气口和排气口同时开启的阶段，新鲜充量通过进气口进入气缸中，与缸内废气发生置换和掺混。后充气阶段只有进气口开启，新鲜充量在进气管压力和气流惯性作用下被压缩入缸内。

扫气阶段是新鲜充量发生短路的换气子阶段。如图2中新鲜充量短路途径框图所示，新鲜充量进入缸内后，其去向分为3个方面：1)通过将缸内废气置换出缸外而被封存在缸内，这部分新鲜充量并没有发生短路；2)进入气缸后不断与缸内废气发生掺混，通过新鲜充量与缸内废气混合气的形式将缸内废气置换出缸外；3)进入气缸后并没有与缸内废气发生任何混合，而直接发生短路。本文中主要关注后两部分新鲜充量。

如图2中右图所示，新鲜充量短路问题与进排气压力、缸内压力以及缸内废气比例有关。进排气压差的大小决定了新鲜充量进入缸内的动量大小，若进入气缸时的气流动量大，则发生短路的可能性就大，反之则较小。当缸内压力较小时，新鲜充量可以顺利进入气缸，但当排气管压力大于缸内压力时可能发生排气管中气体回流的现象，影响换气过程。缸内废气的多少也是决定新鲜充量短路的重要因素。当缸内废气较多时一定质量的新鲜充量进入缸内能够置换出较多废气，但是随着换气过程的继续，缸内废气越来越少，进入相同质量的新鲜充量能够清扫的缸内废气也越来越少。

3 一维模型建立

3.1 综合扫气曲线

完全分层模型和完全混合模型很早就被提出并用于评价二冲程发动机换气过程[17]。完全分层模型是指新鲜充量进入缸内后不与缸内废气发生混合，将缸内废气置换出缸外。完全混合模型是指新鲜充量进入缸内后立刻与缸内废气发生完全混合，以混合气的形式将缸内废气携带出缸外。随着计算流体力学的发展，基于流体力学计算的综合扫气曲线被提出来并用以评价二冲程发动机换气过程，这一曲线在发动机一维仿真中得到广泛应用。

图3所示为本文所研究的对置活塞二冲程柴油机综合扫气曲线。曲线的详细计算过程以及试验验证已经在文献[18]中给出。横坐标为缸内残余废气系数，表示缸内废气质量与新鲜充量质量的比值。纵坐标为排气腔残余废气系数，表示排气腔中废气质量与新鲜充量质量的比值。由右向左分析曲线可知：第1阶段，换气过程更加类似于完全分层模型；第2阶段，曲线开始下降，表示进入缸内的新鲜充量开始出现短路，进入排气管中；第3阶段，随着缸内废气减少，进入缸内的大部分新鲜充量发生了短路现象。此曲线将作为一维模型的边界条件。

3.2 一维模型

采用GT-Power软件，以综合扫气曲线为边界条件建立对置活塞二冲程柴油机的一维仿真模型，如图4所示。模型主要包括3个子系统和3个控制单元。增压系统和中冷系统用来为换气过程提供必要的进排气压差和进气密度。发动机功率控制单元通过控制喷油器喷油量来控制发动机功率。进排气压差控制单元通过调节机械增压器转速来调节进排气压差。排气背压控制单元通过控制旁通阀的开度来实现排气背压的调节。仿真边界条件在表1中列出。换气过程中的平均进排气压差保持在0.013 MPa，平均排气背压为0.18 MPa.

表1 一维仿真边界条件

4 结果分析与讨论

4.1 一维结果分析

由于二冲程发动机在换气过程中进排气口都处于开启状态，进排气管压力及缸内压力的高低决定了整个换气过程。图5给出了换气过程期间进排气管压力及缸内的压力关系曲线。为了更好地仿真进排气管的压力脉动现象，根据GT-Power软件帮助文档[19]的建议，将进排气管进行离散处理，进气管离散数量取缸径的0.4倍，排气管离散数量取缸径的0.55倍。由于对置活塞二冲程柴油机缸径为100 mm，进气管离散数量为40，排气管离散数量为55. 换气过程从-78°CA开始，至68°CA结束。从图5中可以看出，整个换气过程中进排气管压力和缸内压力不断波动。在自由排气阶段(-78～-54°CA)排气口打开，缸内压力迅速下降，缸内废气迅速进入排气管中。此时排气管中的气体温度较高且速度较快，因此排气管中的压力迅速降低。由于此阶段进气口并没有开启，进气管压力较高且压力波动较小。扫气阶段开始初期(-54°CA)，新鲜空气开始进入缸内，进气管压力出现明显下降。由于气流惯性作用，缸内气体继续流入排气管中，缸内压力仍然有明显下降。随着进气口的打开和缸内压力的降低，排气管中的气体流速降低、流量增加，排气管压力呈增加趋势。随后进排气管压力和缸内压力都有较小波动，压差也较为不明显。扫气过程后期由于气口开启面积减小，缸内压力和进气管的压力不断增加，流入排气管的气体流量减小，因此排气管压力保持在0.18 MPa左右。

图6给出了排气管中短路新鲜充量的变化曲线。

由图6可见，当自由排气阶段开始后，由于缸内高温高压，缸内废气迅速流出缸外。缸内二氧化碳质量曲线也明显下降。扫气阶段开始后，缸内二氧化碳质量曲线下降速度逐渐减缓，在后充气阶段时已经接近0.在自由排气阶段开始前(-78°CA前)，排气管中的短路新鲜充量质量占比保持在0.34左右。此时排气管中的新鲜充量是上一循环中短路的新鲜充量留在排气管中所造成的。随着自由排气阶段的开始，缸内废气开始进入排气管中，排气管中短路新鲜充量质量占比曲线迅速下降，在很短时间内减小为0. 这表明该阶段排入排气管中的气体都为已燃废气。当扫气过程开始后，出现A段曲线所示的峰值。这主要是由于该阶段缸内压力小于排气管压力(见图5中的-52～-43°CA)，排气管中的气体倒流入缸内，由于排气管体积较小，与排气管相连的排气腔中会有一部分气体倒流入排气管中。排气腔中含有上一循环中短路的新鲜充量，因此排气管中出现新鲜充量，曲线出现波动。这一过程随着扫气过程的进行、缸内废气重新进入排气管中而逐渐消失。在B段曲线中，排气管中短路新鲜充量质量占比随曲轴转角的增加呈逐渐上升趋势。这主要是由于此阶段中进入缸内的新鲜充量大部分与缸内废气发生置换，将缸内废气推出缸外。小部分与缸内废气发生掺混，形成混合气并流入排气管。随着缸内废气比例的减少，进入气缸中的新鲜充量携带缸内废气的能力逐渐减弱，因此排出缸外的混合气中新鲜充量成分逐渐增加，造成了排气管中短路新鲜充量质量占比曲线的缓慢增加。曲线在C点处出现拐点，这是由于缸内废气的比例下降到一定程度后，新鲜充量对废气的携带能力迅速下降，此时进入排气管中的大部分是新鲜充量，从而造成曲线的迅速上升(D段)。

4.2 压差对新鲜充量短路影响

从图7中可以看出，A段曲线峰值随着压差的减小而逐渐增加。这主要是由于压差的减小会导致二冲程发动机换气过程恶化，使缸内压力降低，排气管气体更容易发生倒流现象，造成曲线上升。用排气管压力最小值与缸内压力最小值的差值表示这一趋势，结果如图8所示。由图8可以看出，随着压差增加，排气管压力最小值与缸内压力最小值的差值越来越小，与A段曲线的趋势完全相同。

由图7的B段曲线可以看出，压差越大，B段曲线持续时间越长，曲线随曲轴转角上升越明显，这说明压差越大、缸内废气比例下降越快。由于新鲜充量携带废气的能力下降较快，进入排气管中的短路新鲜充量质量占比上升越快。当压差为0.010 MPa和0.008 MPa时，曲线没有出现明显的拐点。由压差为0.012 MPa、0.014 MPa、0.016 MPa的曲线可以看出，压差越大、拐点出现时刻越早。这说明压差越大，缸内废气清扫过程越迅速，新鲜充量携带废气的能力会较早出现衰减。

由图7的D段曲线可以看出，当压差较低时曲线仍然保持在一个较低范围，这说明换气结束后排出缸内的气体仍然以缸内废气为主，此时仍有很多废气存留在缸内、没有被新鲜充量所替代，不利于发动机性能的提升。

综上所述可以看出，压差增加会使新鲜充量大量短路的时刻提前，但是对于整个换气过程而言，如果压差较小则缸内废气不能被有效地清扫。

4.3 排气背压对新鲜充量短路影响

不同排气背压下排气管短路新鲜充量质量占比如图9所示。

从图9中可以看出，排气背压的升高对A段曲线影响不大，但是会使B段曲线到达C点的时间延后。这说明在压差不变情况下，排气背压升高会使换气过程更加困难，缸内废气比例下降较慢，因此新鲜充量携带废气的能力下降得也较慢，进入排气管中的短路新鲜充量质量占比也会上升得较慢。由各曲线的C点可以看出，排气背压越大，C点出现得越晚。这是因为排气背压的提高会使缸内气体排出气缸的难度增加，所以缸内废气比例下降较慢，新鲜充量携带废气的能力会在更长时间之后才下降。当背压低于0.16 MPa时，扫气过程结束时刻(65°CA)排气管中短路新鲜充量质量占比接近1.0，说明进入排气管中的气体都为已燃废气。而增大背压时，曲线相对背压较小时有所下降，但是下降程度有限。

综上所述可知，排气背压增加会使新鲜充量出现大量短路的时刻推后。背压较小时缸内废气清扫较彻底，背压较大时缸内废气清扫程度下降。

4.4 气口参数对新鲜充量短路影响

4.4.1 进气口参数对新鲜充量短路影响

由于对置活塞二冲程发动机是由进排气口完成换气过程的，气口参数对于新鲜充量的短路量必然有较强的影响作用。下面研究进气口高度和宽度对新鲜充量短路量的影响。将进气口高度与发动机冲程的比值作为进气口高度无量纲化参数；将所有进气口宽度的总和与缸套周长的比值作为进气口宽度无量纲化参数。

由图10中可以看出，随着进气口高度增加，A段曲线峰值逐渐降低。这是因为当进气口高度较小时进气口面积较小，换气过程的恶化会导致缸内压力降低，排气口发生气体回流的可能性增加。排气腔回流入排气管的气体增多，A段曲线峰值增加(见图11)。

对于图10的B段曲线而言，由于气口高度增加会使气口开启面积增加，在扫气过程中排气管内短路新鲜充量质量占比的上升速率较大。基于同样的原因，若缸内废气成分质量比例下降较快，则曲线出现拐点的时刻会提前，如曲线B及拐点C所示。而通过观察曲线D可以发现，进气口高度较大时缸内废气的置换程度较高，这主要是由于气口面积增加使整个换气过程得到了改善。

不同进气口宽度下排气管短路新鲜充量质量占比如图12所示。由图12可见，随着进气口宽度的增加，A段曲线峰值下降并不明显。B段曲线到D段曲线之间的拐点有所提前。这说明较大进气口宽度能够更快地完成一定比例的缸内废气清扫过程。对于D段曲线而言，进气口宽度增加会使曲线在换气过程结束时刻进入排气管中的新鲜充量比例成分更多，也从侧面说明了换气过程完成得更加彻底。但整体而言，进气口宽度增加对曲线的影响较小。

4.4.2 排气口参数对新鲜充量短路影响

排气口参数对新鲜充量短路影响方式与进气口参数有所不同。进气口主要是通过影响流经进气口的单位质量流量而影响整个换气过程。由于排气口在换气过程中比进气口先打开，排气口参数的改变势必影响自由排气阶段缸内废气进入排气管中的质量。自由排气过程更多的废气流出缸外意味着缸内压力和缸内废气质量的降低，这都会影响扫气过程中的新鲜充量短路情况。下面同样通过改变进排气口的高度和宽度进行研究。定义排气口高度与发动机冲程的比值作为排气口高度的无量纲化参数；所有排气口宽度的总和与缸套周长的比值作为排气口宽度无量纲化参数。

图13所示为不同排气口高度下排气管短路新鲜充量质量占比。由图13可以看出，对于A段曲线而言，排气口高度增加不仅会使峰值增大而且会使峰值出现时刻提前。这是因为排气口高度增加使排气口开始时刻提前，A段曲线峰值出现的时刻也相应提前；排气口高度增加使排气管压力最小值与缸内压力最小值差值增大，A段曲线峰值也增大(见图14)。

排气口高度增加对B段曲线和曲线拐点C的影响不明显。从D段曲线可以看出，排气口高度增加会使换气过程结束后排气管中的短路新鲜充量质量占比增加。这说明排气口高度增加有利于缸内废气的清扫。

由图15可以看出，气口宽度增加会使A段曲线峰值增加但增加不明显。对曲线其他部分的影响也较小。因此，相比于进排气口高度变化，进排气口宽度变化对新鲜充量的短路影响较小。

5 结论

1) 对置活塞二冲程柴油机换气过程中，新鲜充量的短路不可避免。短路新鲜充量最终都进入了排气管中。因此通过排气管中短路新鲜充量的质量占比可以体现换气过程中新鲜充量短路的情况。

2) 进排气压差不仅会影响换气过程中新鲜充量出现大量短路的时刻，而且会影响缸内废气的清扫程度。因此，如果希望换气过程中有较少的新鲜充量短路，则应减小进排气压差；如果希望缸内废气得到有效清扫，则应选择较大的进排气压差。

3) 排气背压对于换气过程中新鲜充量出现大量短路的时刻有较明显影响，但对换气过程结束后排气管中新鲜充量的质量占比影响不大。因此，从减少新鲜充量短路的角度而言，可以选择较大的排气背压。

4) 对于对置活塞二冲程柴油机进排气口高度而言，进气口高度改变对新鲜充量出现大量短路的时刻和换气过程结束后排气管中新鲜充量的质量占比都有较大影响。排气口高度改变对新鲜充量出现大量短路的时刻影响不明显，但较大的排气口高度会使换气过程结束时排气管中新鲜充量的质量占比较大，这意味着缸内废气清扫较为完善。因此，对置活塞二冲程柴油机进气口高度的选择需要仔细考量。对于排气口而言，可以选择较大的排气口高度以提升缸内废气的清扫程度。

5) 对置活塞二冲程柴油机进排气口宽度改变对于排气管中短路新鲜充量的质量占比影响并不十分明显。当进排气口宽度较大、换气结束时，排气管中短路新鲜充量的质量占比会有所提升，这意味着排气口宽度对缸内废气的清扫有积极作用。因此，对于对置活塞二冲程柴油机而言，较大的进排气口宽度是有利的。

参考文献(References)

[1] Redon F, Kalebjian C, Kessler J, et al. Meeting stringent 2025 emissions and fuel efficiency regulations with an opposed-piston, light-duty diesel engine[C]∥ SAE 2014 World Congress & Exhibition. Detroit, MI, US: Society of Automotive Engineers, 2014.

[2] Herold R E, Wahl M H, Regner G, et al. Thermodynamic benefits of opposed-piston two-stroke engines[C]∥SAE 2011 World Congress & Exhibition. Rosemont, IL, US: Society of Automotive Engineers, 2011.

[3] Wallace F J, Wright E J. Characteristics of a two-stroke opposed-piston compression-ignition engine operating at high boost[J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, 1965, 180(1): 147-189.

[4] 曾望，刘建国.乌克兰T-84主战坦克深度分析[J].国外坦克，2011(11):11-20.

ZENG Wang, LIU Jian-guo. Intensive exploration of Ukraine T-84 main battle tank[J]. Foreign Tank, 2011(11):11-20.(in Chinese)

[5] Hofbauer P. Opposed piston opposed cylinder (OPOC) engine for military ground vehicles[C]∥SAE 2005 World Congress & Exhibition. Detroit, MI, US: Society of Automotive Engineers, 2005.

[6] Franke M, Huang H, Liu J P, et al. Opposed piston opposed cylinder (opocTM) 450 hp engine: performance development [C]∥SAE 2006 World Congress & Exhibition. Detroit, MI, US: Society of Automotive Engineers, 2006.

[7] Wu Y N, Wang Y, Zhen X D, et al. Three-dimensional CFD (computational fluid dynamics) analysis of scavenging process in a two-stroke free-piston engine [J]. Energy, 2014,68(C): 167-173.

[8] Ferrara G, Balduzzi F, Vichi G.An innovative solution for two-stroke engines to reduce the short-circuit effects[C]∥SAE 2012 World Congress & Exhibition. Detroit, MI, US: Society of Automotive Engineers, 2012.

[9] Tribotte P, Ravet F, Dugue V, et al. Two strokes diesel engine-promising solution to reduce CO2emissions[J]. Procedia-Social and Behavioral Sciences, 2012, 48(9):2295-2314.

[10] Hopkinson B. The charging of two-cycle internal-combustion engines[J]. Naval Engineers Journal, 2010, 26(3):974-985.

[11] Benson R S, Brandham P T. A method for obtaining a quantitative assessment of the influence of charging efficiency on two-stroke engine performance[J]. International Journal of Mechanical Sciences, 1969, 11(3):303-312.

[12] Sher E, Harari R. A simple and realistic model for the scavenging process in a crankcase-scavenged two-stroke cycle engine[J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, 1991, 205(2):129-137.

[13] Streit E E, Borman G L. Mathematical simulation of a large turbocharged two-stroke diesel engine[C]∥SAE 1971 World Congress & Exhibition. Detroit, MI, US: Society of Automotive Engineers, 1971.

[14] Wallace F, Cave P. Experimental and analytical scavenging studies on a two cycle opposed piston diesel engine[C]∥SAE 1971 World Congress & Exhibition. Detroit, MI, US: Society of Automotive Engineers, 1971.

[15] Laget O, Ternel C, Thiriot J, et al. Preliminary design of a two-stroke uniflow diesel engine for passenger car[J]. SAE International Journal of Engines, 2013, 6(1):596-613.

[16] Bozza F, Gimelli A. A comprehensive 1D model for the simulation of a small size two-stroke SI engine[C]∥SAE 2004 World Congress & Exhibition. Detroit, MI, US: Society of Automotive Engineers, 2004.

[17] Heywood J B. Internal combustion engine fundamentals[M]. New York，NY,US: Mcgraw-Hill, 1988: 235-237.

[18] Liu Y H, Zhang F J, Zhao Z F, et al. Study on the synthetic scavenging model validation method of opposed-piston two-stroke diesel engine[J]. Applied Thermal Engineering, 2016, 104(1): 184-192.

[19] Gamma Technologies Inc.. GT-Power user`s manual and tutorial, GT-Suite TM version 7.3[M]. Westmont, IL, US: Gamma Technologies Inc., 2006.