节气门对进气泵气损失和进气均匀性影响分析

2020-09-17

小型内燃机与车辆技术 2020年4期

（吉利新能源商用车研究院浙江杭州 311228）

引言

由于发动机循环做功的特性，泵气损失是发动机运行过程中必然面临的问题。泵气损失的大小对发动机的热效率及输出功率有很大的影响。本论文就某重型发动机不同负荷下的进气泵气损失进行研究，同时探索节气门开度对各缸进气均匀性的影响。

1 泵气损失定义

泵气损失是指发动机在换气过程中克服进气阻力所消耗的功和克服排气阻力所消耗的功的代数和[1]。发动机进气损失是指发动机在进气过程中，由于气道和节气门开度的限制，气缸内的进气量减小，导致进气道内处于负压状态；活塞吸气下行过程中克服负压做功，从而产生功率损失。同样排气损失是指活塞在排气阶段，由于气缸内的压力比排气道内的压力（排气背压）高，排气过程中需要克服气道空气阻力所产生的功率损失。这两个阶段的做功损失是由于发动机换气特性引起的，很难使其完全消除，只能通过一些措施来减小换气损失。本论文对进气阶段泵气损失进行分析，并通过数值积分的方法计算不同负荷的泵气损失。

如图1 所示，在全负荷时，某增压发动机的P-V示功图在进气阶段压力大于虚线所示的曲轴箱压力（0.1 MPa），从而吸气阶段没有泵气损失，只有克服排气背压的排气阶段存在泵气损失。

图1 全负荷P-V 示功图

如图2 所示，部分负荷时，发动机进气阶段吸气压力在0.1 MPa 的虚线以下，表示在进气阶段，需要克服大气压力做功。而做功的大小正是P-V 图和虚线相交构成的下部区域面积。

图2 30%负荷P-V 示功图

2 进气泵气损失计算

如何计算该区域面积对应的功和功率，比较好的方法是借助燃烧分析仪，采集对应不同曲轴转角的缸内压力，然后通过积分的方法得到。同时，也可以借助发动机的动力学软件，拟合对应负荷的发动机缸压曲线，同样采用数值积分的方法求解。

2.1 计算过程

如图3 所示，在发动机进气门开启（位置1）到关闭（位置2）的阶段，缸内的压力小于0.1 MPa，通过燃烧分析仪或者动力学软件读取对应曲轴转角的缸内压力，之后通过数值积分的方法可以计算出该面积对应的泵气损失。

首先计算对应曲轴转角的活塞位移：

将右侧第2 项用二项式定理展开，并略去（1/λ）3以上的项，可以得到如下近似公式[2]

其中：y 为活塞垂直位移；r 为曲柄半径；θ 为曲轴转角，λ 为连杆长度/曲柄臂。

泵气做功公式：

式中：p 为缸内瞬时压力；dV 为缸内工作容积的变化；θ0为进气负压开始对应的曲轴转角，θn为进气负压结束对应的曲轴转角。

借助数值计算：

其中：Δl 为活塞位移，F 为活塞运动需要克服的吸气阻力。

图3 30%负荷P-φ 压力图

式中：ΔP 为活塞运动需要克服的进气负压，S 为活塞面积。

从而可以计算出活塞从θk运动到θk+1时克服进气阻力的功ΔW；之后通过求和公式得到整个进气段的活塞做功：

以上通过分段数值积分的方法可以得到进气阶段的泵气做功损失，相应的功率损失需要考虑该段的运行时间。

其中：n 为发动机转速r/min。

通过计算可以得到某重型发动机在1 900 r/min、30%负荷对应的进气段泵气损失W=23.88J、P=1 805.48 W。此时发动机（六缸）输出功率为105.14 kW，因此该泵气损失约占输出功率的10.3%。

2.2 节气门对泵气损失的影响

如图4 所示，考虑不同转速对应节气门开度的功率损失，50%及以上负荷时缸内没有进气泵气损失；在40%负荷及以下的部分，泵气损失出现并逐渐增加；在1 900 r/min、20%负荷时，单缸的泵气损失达到了4.3 kW。

因此，伴随节气门开度的减小，进气系统中的真空度增加，从而导致吸气段的泵气损失增加。当然更精确的计算方法是考虑曲轴箱内的真实压力，该值通常是0.1 MPa，但是不同的发动机循环阶段其值是波动的。

图4 部分负荷泵气功率损失

由于发动机的节气门开度是根据做功需要调节，低负荷时必然要降低进气量。因此，降低进气段泵气损失较好的方法是让发动机在较高的负荷工作，尽量避免高转速、低负荷阶段的运转。可以借助提升EGR 率来增加部分负荷缸内的空气量，减小真空度降低泵气损失[3]。降油耗问题是目前车企普遍关心的问题，在产品研发阶段，如果可以减小发动机的泵气损失，从而在一定程度上增加输出功率，降低发动机的油耗。

3 进气均匀性计算

在发动机工作过程中，各缸的进气均匀性也是我们关心的指标。节气门开度固定时，如果发动机某缸的进气量过多，而燃油喷油量固定，则在当量燃烧的情况下，缸内气体处于稀薄燃烧状态，过量空气系数大于1，缸内的燃料燃烧不充分则导致最大燃烧压力偏低。如果某缸进气量偏少，则必然导致过量空气系数小于1，缸内燃油量较多，燃烧放热量增加，导致缸内压力偏高。因此，各缸进气量的偏差将会导致各缸最大燃烧爆压的偏差。

3.1 计算过程

发动机进气均匀性通常采用定压差法和定流量法，两种方法本质上相同。定压差法以压差为边界条件，通过质量流量评估进气均匀性；定流量法以入口流量为边界条件，通过压降评估进气均匀性[4]。以定压差法为例，设置节气门进气前端位置为入口，入口压力0 Pa，第i 缸出口位置设置出口压力，通常采用-2 500 Pa；通过实验或者CFD 计算，可以得到第i 缸的质量流量。依次分别计算各缸的质量流量，由公式（10）计算各缸的流量系数αi，由公式（11）计算流量系数偏差φ，该值一般小于±3%，最好在±2%以内[5]。

式中：mth为理论质量流量；mi为第i 缸的实际质量流量；R 为气体常数；T 为温度；p 为出口压力；p0为进口压力；Aref为出口面积；ψ 为流量因子；k 为绝热指数。

3.2 节气门对进气均匀性影响

通过对某重型发动机进气均匀性的CFD 分析，可以发现节气门开度对进气均匀性的影响关系。

如图5 所示，通过搭建不同节气门开度的进气系统CFD 模型，可以计算出各缸的进气质量流量。对计算结果整理分析，如图6 所示伴随着节气门开度的增加，气缸内的平均流量系数逐渐增加；同时，各缸的进气质量流量散差φ 也在逐步的增加。这是因为在节气门接近全开时，进气道空气质量流量较高，湍流波动性增强导致进气流动更加紊乱，最终影响到各缸的进气质量流量。因此，在进行发动机各缸进气均匀性计算时，如果在节气门全开时各缸的进气均匀性较好（2%左右），则部分负荷的进气均匀性相对会更好。