基于瞬态流动测量的柴油机扫气特性研究

2022-08-25幸文婷王兆文胡文豪殷勇赵艳婷黄荣华

车用发动机 2022年4期

幸文婷，王兆文，胡文豪，殷勇，赵艳婷，黄荣华

(1.华中科技大学能源与动力工程学院，湖北武汉 430074；2.东风汽车有限公司商用车研发中心，湖北武汉 430058)

扫气过程是内燃机换气过程中的重要部分，它直接影响着内燃机的缸内残余废气系数和受热零部件的热负荷，进而影响着内燃机的燃烧完善情况和缸内最高燃烧温度[1-2]，最终影响内燃机的动力性、经济性、可靠性及排放[3-4]。因而内燃机的扫气过程受到国内外研究者的高度关注，成为内燃机研究中不可或缺的重要部分。

目前，扫气研究主要集中于对性能影响更严重的船用大功率二冲程柴油机[5-6]、车用小功率二冲程汽油机[7-8]，以及自由活塞式内燃机的扫气过程[9-10]。而针对换气较充分、过量空气系数较大的车用四冲程柴油机的扫气过程研究较少，但随着四冲程柴油机升功率的提升，对四冲程柴油机扫气过程的要求也越来越严格，本研究针对某重型车用柴油机，研究其全工况下的瞬态扫气特性。

鉴于扫气过程的瞬态性及不易测量，以往的扫气研究，主要采用内燃机宏观性能参数台架测试和数值模拟相结合的研究方法[11-12]来获得扫气的详细特征。这种方法由于缺乏对扫气过程的详细测量，导致其研究结果存在一定的偏差[13-14]。为了更真实地反映内燃机的扫气特性，本研究基于某重型车用四冲程柴油机，对其扫气过程中进、排气系统内的瞬态气体流动进行了测量，获得内燃机扫气过程中进排气的瞬态流动参数，再以此瞬态数据标定内燃机工作过程数值模拟模型，获得全面而准确的瞬态扫气特性。

1 扫气瞬态流动测量

研究对象为某重型车用柴油机，该机型已大量销售，其基本参数见表1。

表1 柴油机基本参数

为研究该内燃机的扫气特征，并为后续扫气模拟的标定提供瞬态试验依据，进而优化内燃机的扫气过程，进行进排气系统内气体流动特征的瞬态测量是非常必要的一环。

1.1 扫气瞬态流动特性测量

本研究中某重型车用柴油机扫气过程进排气系统内瞬态流动测量是基于内燃机瞬态台架进行，台架上安装了车用排气后处理装置。完成了该重型车用柴油机的外特性和万有特性测量，在各工况性能测量试验中，为了获得扫气过程中进排气系统和气缸内的瞬时特征，同时测量了不同气缸的进气管内、气缸内和排气管内多处瞬态压力。采用低量程kistler4005A压力传感器测量进气管内瞬态压力，采用低量程耐高温的kistler4005B压力传感器测量排气管内瞬态压力，采用高量程和耐高温的kistler6125C测量气缸内压力，采集系统为NI USB-6251M 16路高速采集系统。

具体瞬态测量参数有：第3、第5缸进气歧管瞬态压力，第3、第5缸最高燃烧压力，第3、第5缸排气歧管瞬态压力，压气机出口瞬态压力，中冷器出口瞬态压力，涡轮双进口通道瞬态压力。为了提高测量精度，所有缸压传感器都垂直于来流方向，具体布置见图1和图2。其中第3缸、第5缸进气、缸压和排气瞬态数据主要用于研究第3缸和第5缸的扫气过程，其他参数主要用于标定该车用重型柴油机的工作过程数值模拟模型。

图1 进气侧瞬态压力测量点布置

图2 排气侧瞬态压力测量点布置

1.2 扫气特性分析

内燃机扫气过程直接影响着内燃机的进气效率和排气效率。扫气过程设计的关键在于排气压力波波形的设计，通过进排气相位和排气歧管结构的耦合设计，产生排气脉动效应，使排气前期快速排气，并产生较高的排气速度，气门重叠期间，在前期较快排气速度的引导下，气缸内和排气管内压力快速下降，加大扫气过程中的扫气压差，从而改善扫气品质，并降低泵气功。

本研究测量了第3缸和第5缸的扫气特性，经试验分析，两缸的扫气特性相近，第5缸由于离进气口更远，扫气特性稍差。本研究以扫气特性稍差的第5缸为例，进行扫气特性分析和扫气特性优化。

图3示出车用重型柴油机配气相位图。该内燃机点火顺序1—5—3—6—2—4，其配气相位图以第1缸进气上止点为曲轴转角起始点，即曲轴转角0°。由此可知，第5缸进气上止点为120°，进气开启角为80°，关闭角为339°；排气开启角为598°即-122°，关闭角为884°即164°。因此，气门重叠期为曲轴转角80°～164°之间。

图3 车用重型柴油机配气相位图

图4示出试验测量得出的第5缸扫气波形。由图4可知，随着排气门的打开，缸内压力快速降低，缸内废气充入排气歧管，排气歧管内排气压力快速上升；随后，随着缸内压力的逐步降低，排气歧管内压力也随之降低；在60°～90°曲轴转角处，由于此时活塞推举速度较大，排气压力维持在某一恒定值；排气后期随着排气歧管内高速气流的抽吸，排气歧管内压力进一步降低，形成扫气过程。由图还可知，在标定工况下，扫气前期排气管内压力较高，导致缸内压力大于进气压力，扫气品质较差，需要优化。

图4 第5缸扫气波形图

通过试验测量结果可获得该柴油机全工况下的气门重叠期间平均进气压力、平均排气压力、扫气压差、燃油消耗率的MAP数据(见图5至图8)。

图5示出气门重叠期间平均进气压力数据MAP图。由图5可知，随着柴油机转速或负荷的增大，柴油机进气压力增大，其趋势符合柴油机功率和负荷的需求。低负荷工况下，进气压力都比较小，是涡轮增压最佳匹配点匹配在高速大负荷造成的，从而导致柴油机低速的动力性、响应性和经济性都相对较差。50%负荷工况下，进气压力相对较小，最大压力才0.18 MPa左右，表明中低负荷工况下柴油机进气能力较差，燃烧质量也较差。

图5 气门重叠期间进气平均压力

图6示出气门重叠期间平均排气压力MAP图。由图6可知，随着柴油机转速或负荷的增大，柴油机排气压力增大，该趋势符合柴油机功率和负荷的需求。50%负荷工况下，排气压力最大值为0.16 MPa，单位质量的排气能量尚可，但由于增压器匹配在高速大负荷工况，使得中低负荷工况下涡轮效率较低，排气能量相对较低。

图6 气门重叠期间平均排气压力

图7示出气门重叠期间平均扫气压差MAP图。由图7可知，最大扭矩工况处，柴油机扫气压差最大，扫气能力最强。随着发动机工况偏离最大扭矩工况，扫气能力逐步下降，在低负荷工况下，存在大量工况扫气压差低于0.02 MPa，甚至在1 900 r/min@10%负荷工况附近，扫气压差出现了负值。这表明，该柴油机扫气过程存在两个缺陷：第一是在小负荷工况下，扫气压力过低，尤其是高速小负荷时扫气压差为负值，即此时会产生排气倒流，这势必导致柴油机小负荷下动力性、经济性以及排放特性的恶化；第二是大负荷工况下，高速和低速时扫气压差都迅速降低，大负荷工况下柴油机燃烧室需要足够的冷却，燃料燃烧也需要大量的新鲜空气，所以此时需要更好的扫气质量。

图7 气门重叠期间扫气压差

图8示出该车用重型柴油机全工况下的燃油消耗率MAP图。由图8可知，全工况燃油消耗率证实了上述两个缺陷的存在，小负荷工况燃油消耗率普遍较高，并且增幅非常明显；大负荷工况下，也呈现出最大扭矩点(1 300～1 500 r/min，100%负荷)的燃油消耗率最低，当转速偏离最大扭矩点时，燃油消耗率也明显偏高，特别是低速大负荷的燃油消耗率较高。

图8 燃油消耗率

上述结果表明，该柴油机的扫气过程还有缺陷，故而扫气过程有待优化，以进一步优化该柴油机的燃油经济性。

2 工作过程数值模型的建立与标定

为了优化扫气过程，本研究在流动参数瞬态测量的基础上，对该柴油机的工作过程进行了数值模拟[15-16]，并根据模拟结果，对进排气系统的结构进行了优化，以充分利用排气压力波的脉动效应，进而提高内燃机性能。

2.1 数值模型的建立

本研究采用一维工作过程模拟软件GT- Power来创建该柴油机工作过程数值模拟模型。创建的模拟模型主要包括进气系统子模型、排气系统子模型、涡轮增压子模型、燃烧室子模型、喷油系统子模型及动力输出子模型。为了提高进排气系统的模型精度，根据柴油机进排气系统的具体三维结构，基于GEM3D子模块完成进排气系统的模型创建。其他子模型的创建也按照该柴油机的具体结构和性能参数分段完成。本研究最终建立的柴油机工作过程数值模型见图9。

图9 柴油机的工作过程数值模型

2.2 数值模型的标定

利用台架试验中测量的流通参数及柴油机整机参数来进行工作过程数值模型的标定。

模型标定中，依照先零部件后整机的标定方法对柴油机工作过程数值模拟模型进行试验标定。具体顺序为：标定中冷器模型；标定进气系统流通特性，标定排气系统流通特性，标定无涡轮增压器的基本模型；标定基本模型上添加压气机的模型；标定基本模型上添加涡轮的模型；标定完整的整机模型。通过这种逐步标定的方法，结合各个零部件的试验数据，可以确保各个子系统模型都较精确，从而大幅提高了模拟模型在整个工作过程的精度。

表2列出标定后在标定工况点，柴油机功率、扭矩、燃油消耗量、进气流量、进排气压力等模拟结果与试验数据的对比情况。

表2 柴油机工作参数试验及模拟结果对比

图10示出标定工况点下的气缸内压力的模拟值与试验值对比。

由表2和图10中模拟值和试验结果的对比可知，无论是微观的进排气流动状态，还是宏观的内燃机整机性能，标定后工作过程模型各模拟结果与试验结果最大误差均低于3%，模拟结果具有较高的精确度，这表明该柴油机的工作过程模型能反映该柴油机的工作实际，可进一步用于该柴油机的扫气特征分析。

图10 缸内压力曲线试验结果与模拟结果对比

3 换气系统参数对扫气性能的影响

由于该发动机为已制成品，为了保证机型结构统一，项目要求不进行柴油机基本结构参数的改变，也不进行重要外协件参数的变更。

内燃机的扫气特性受诸多因素影响，如，进排气管容积、进排气管长度、进排气相位、缸内燃烧状况、增压器匹配情况等。其中缸内燃烧设计是考虑了较多柴油机主体因素才确定的，不能进行较大更改；定型柴油机的增压器已经过匹配计算，流量范围有一定的裕度，符合性能要求，再加上项目要求，不能也无需更改；而进排气管结构和进排气相位的设计，则需要充分考虑扫气特性和换气品质。因此，本研究以气门重叠期内的扫气压差、平均进气流量和缸内残余废气系数等参数为优化指标，研究了排气歧管长度、排气管直径、进排气配气正时对柴油机性能的影响规律，为该柴油机的性能优化提供方向。

3.1 排气歧管长度的影响

根据发动机实际结构，排气歧管长度设置了6个水平，具体值见表3。

表3 排气歧管长度设置

图11示出不同排气歧管长度下的进气流量、扫气压差结果。由图11可知，随着排气歧管长度逐步增加，扫气压差逐渐降低，进气流量逐渐减小，进排气流速降低。其主要原因为，随着排气歧管长度的增长，排气歧管容积增大，排气前期排气管内压力升高率较低，一方面导致排气前期节流损失较大，排气能量损失严重，另一方面导致排气管和增压器之间的压差较低，排气后期排气管内流速降低。这两方面都导致随着排气歧管长度的增加，排气流速随之降低，对进气的抽吸作用减弱，进气流量降低。综上可知，随着排气歧管长度增加，柴油机扫气性能减弱，排气可用能减小，进气能力降低。本研究中排气歧管长度在50～100 mm范围内时该柴油机扫气性能较优，换气能力较强。

图11 不同排气歧管长度下的平均进气流量及扫气压差

3.2 排气歧管直径的影响

根据发动机实际结构，本研究中排气歧管直径设置了6个水平(见表4)。

表4 排气歧管直径设置

图12示出不同排气歧管直径下的进气流量和扫气压差。由图12可知，随着排气歧管直径增加，扫气压差、进气流量均遵循先增大后减小的规律，体现出与排气歧管长度不一样的规律。原因分析如下：随着排气歧管直径的增大，流通直径增大，排气沿程阻力减小，排气能量损失减小；但随着排气歧管直径的增大，排气歧管容积增大，导致排气前期排气管内压力升高率较低，排气节流损失较大，排气能量损失严重，同时，排气后期气管内流速降低，对进气的抽吸作用减弱，导致产生负面影响。综上可知，随着排气歧管直径的增大，沿程阻力带来的正面影响和排气歧管容积增大带来的负面影响同时作用，导致扫气压差和进气流量都先增后减。由图还可知，扫气压差和进气流量变化趋势相近，这表明扫气压差是影响柴油机进气流量的一个关键因素。综合而言，排气歧管直径为40～60 mm时该柴油机扫气性能较优，换气能力较强。

图12 不同排气歧管直径下的平均进气流量及扫气压差

3.3 排气歧管参数组合的影响

排气歧管长度或者直径的改变会改变排气歧管容积，上述研究表明这两种影响因素导致的歧管容积规律并不完全相同。为了进一步研究排气歧管结构(排气歧管长度-直径组合规律)对扫气性能的影响，获得该柴油机中最优的歧管长度-直径组合规律，本节将研究相同排气歧管容积下不同排气歧管长度-直径组合对扫气性能的影响。

根据3.1节和3.2节研究结果，结合柴油机结构和布置条件，基于较优排气歧管容积0.2 L，具体设置了6个排气歧管结构(见表5)。

表5 排气歧管参数设置

图13示出不同排气歧管长度-直径组合下的进气流量、扫气压差结果。由图13可知，在相同的排气歧管容积下，随着排气歧管长度-直径组合逐渐由“短而粗”变为“长而细”，柴油机扫气压差和平均进气流量均呈现先增大后减小趋势。这表明在相同的排气歧管容积下，排气门产生的排气节流效应大致相同，此时对扫气品质和换气能力影响较大的是排气对气缸的抽吸作用。随着排气歧管直径逐渐减小、长度逐渐增加，虽然流动阻力稍有增加，但排气流速明显增大。在排气后期，较大的排气速度可以对气缸内气体产生明显的抽吸作用，更容易在排气歧管和气缸内产生真空，导致扫气压差增大，进气流速和流量均增大；随着排气歧管直径的进一步减小、长度进一步增加，虽然排气流速会明显增大，但由于流通截面大幅减少，排气阻力大幅增大，并且导致排气流量逐步减小，气缸排空能力明显降低，缸内废气不能快速排除，气缸压力难于快速降低，进而导致扫气压差降低，进气流速和流量也降低，换气品质较差。综上可知，在相同排气歧管体积下，相对而言，短而粗的排气歧管更利于柴油机换气。

图13 不同排气歧管参数组合下的平均进气流量及扫气压差

3.4 扫气相位的影响

气门配气正时决定了柴油机的进气、扫气和排气过程。由图4第5缸的扫气波形图可知，该发动机的扫气性能不够优秀，具体分析可知，该柴油机扫气相位并不是位于进排气压差最大处，故而需要进一步优化扫气相位，以提高扫气的完善程度。根据发动机相位结构，扫气相位设置了6个水平(见表6)。

表6 气门正时设置

图14示出不同扫气相位下的进气流量和扫气压差结果。由图14可知，随着气门正时逐渐增大，平均进气流量和扫气压差都先增大后减小。对照图4中扫气波形可知，从Case1到Case3，扫气正时逐渐后延，进气门开启时间逐渐避开排气歧管内高压区域，从而使扫气品质得到优化，并且排气门关闭时刻后延也在高扫气压差区间，故而随着扫气相位后延，整个气门重叠期间扫气压差都较大，换气能力得到优化。从Case3到Case4，此时排气门关闭时刻较晚，导致排气后期扫气压差部分为负值，但由于气缸内压力进一步降低，扫气能力还在进一步增强，进气流量进一步提高。但当进一步后延扫气角度时，由于排气门关闭时刻过晚，导致排气后期扫气压差为负的时长较多，平均扫气压差值逐步降低，进气能力逐步恶化。

图14 不同扫气相位下的平均进气流量及扫气压差

总体而言，扫气相位需要和排气压力波波形吻合，在排气压力波谷底区域进行扫气能获得最佳的扫气性能。

4 扫气特性全工况优化

由第3.1节至第3.3节可知，排气歧管长度为500 mm，排气歧管直径为51.2 mm时柴油机扫气性能最优；由第3.4节可知，进气门开相位为110°，排气门关相位为194°时柴油机扫气性能最优，进气能力最强。基于上述优化结果，进行了该车用重型柴油机全工况下的性能模拟，模拟结果与原型机的模拟结果对比见表7。

表7 优化前后柴油机性能对比

由表7可知，目标车用重型柴油机进行扫气优化后，全工况下柴油机性能都得到优化：该柴油机的扫气性能得到了较大程度的提升，导致标定工况下平均进气流量增大了19.94%，标定工况下残余废气系数减小5.37%；燃烧质量明显增强，标定工况下柴油机功率提高4.95%，最大扭矩点工况最大扭矩提升4.83%，外特性最低燃油消耗率降低5.21%。

由优化结果还可知，进气流量增强量明显强于残余废气系数优化量，这表明柴油机的扫气量增加明显，虽然产生了一定的进气流量浪费，但是可以进一步提升柴油机的可靠性寿命等。