增压汽油机不同排气歧管长度下的压力波动特性

杨汉乾， 邹艳， 吴家钰， 李翔晟， 胡辽平

(1. 中南林业科技大学机电工程学院， 湖南 长沙 410004; 2. 湖南天雁机械有限责任公司， 湖南 衡阳 421005；3. 中南大学能源科学与工程学院， 湖南 长沙 410083)



增压汽油机不同排气歧管长度下的压力波动特性

杨汉乾1,2，3， 邹艳1， 吴家钰1， 李翔晟1， 胡辽平2

(1. 中南林业科技大学机电工程学院， 湖南 长沙 410004; 2. 湖南天雁机械有限责任公司， 湖南 衡阳 421005；3. 中南大学能源科学与工程学院， 湖南 长沙 410083)

利用台架试验数据校准了增压直喷汽油机一维性能仿真模型，应用校准后的模型研究了低速(1 500 r/min)全负荷工况不同排气歧管长度下排气阀口与涡轮机入口处的压力波动特性，并对压力波动形态与低速增压压力的建立、瞬态响应、缸内充气效率等的关联性进行了深入分析。研究结果表明：在现有排气歧管结构形式下，在低转速宜采用较短歧管，从而有望获得更高的增压压力和扭矩；相继工作的气缸不宜在涡轮机前共用一根排气总管，否则容易引起废气倒流，而且歧管越短倒流越严重；排气歧管中的压力波在传向涡轮机入口过程中被“均值化”，不能充分应用排气压力波动效应来提高低速扭矩和改善增压延迟。

增压汽油机； 排气歧管； 压力波； 瞬态响应

车用汽油机小型化可以提高发动机的使用负荷并减小泵气损失，进而改善整车燃油经济性，这是当前汽油机的主要发展方向，也是汽车节能减排的主要技术方案之一[1]。同时，小排量发动机还能减小内部摩擦，降低发动机总质量[2]。当前，汽油机增压直喷技术是实现发动机小型化的重要手段[3]，如大众TSI、福特Ecoboost、通用Ecotec等技术。但增压汽油机还存在一些技术难题有待深入研究和突破，如峰值扭矩低速化、增压延迟、机油稀释和超级爆震等问题[4-6]。

在自然吸气汽油机中，进气歧管长度是缸内充气效率的重要影响因素之一，而排气歧管长度对整机性能的影响却相对较小[7]。对于增压柴油机而言排气歧管长度和排气歧管结构形式对低速增压压力的建立、增压延迟等有显著的影响[8-10]。然而，鲜有开展增压汽油机排气歧管长度和排气压力波的应用分析。

本研究将依托一款增压直喷汽油机，借助于发动机性能仿真软件GT-Power，在台架试验验证的基础上，研究了低速(1 500 r/min)全负荷工况不同排气歧管长度下，排气阀口与涡轮机入口处的压力波动特性，并对压力波动形态与低速增压压力的建立、瞬态响应、缸内换气特性和整机外特性的关联性进行了深入分析。此外，还分析了现有排气歧管结构形式的合理性，为增压汽油机排气歧管优化设计提供依据和指导。

1 发动机仿真建模及校准

随着发动机性能仿真技术的日益成熟和完善，仿真计算成为一种重要的研发手段，对仿真模型边界条件校准和物理化学模型参数标定后，仿真模型能准确地预测结构和控制参数对发动机性能的影响[11-13]。通过仿真试验可以提高优化设计效率，减少样件试制、整机装配、台架试验等的时间和成本。此外，仿真试验还可获得台架试验中难以测得的诸多数据，有利于进一步深入分析问题。

本研究首先利用台架试验数据对仿真模型进行校准，使校准后的模型能准确地反映发动机的实际工作过程。

1.1 台架试验

试验发动机为1.4 L涡轮增压缸内直喷汽油机，其基本参数见表1。该增压发动机基本结构示意见图1。

该增压汽油机台架试验布置示意图见图2。供油系统为高压供油系统，最高喷油压力为15 MPa，喷油器布置采用侧置式，油气采用均质混合模式。台架试验主要测试设备有AVL TXEQ201216交流电力测功机、AVL PUMA V1.4测控台、AVL641燃烧分析仪及Indicom数据处理软件、Kistler 6115BFD34缸压传感器、ETAS LA4-4.9-E 空燃比测量仪、AVL735油耗仪、AVL753燃油温控单元、AVL553水温控制单元和AVL554机油温控单元等，试验方法参照GB/T 18297—2001《汽车发动机性能试验方法》。

1.2 仿真模型的建立

采用GT-Power软件对该增压直喷汽油机建模，模型见图3。建模是基于质量、动量和能量守恒定律与气体状态方程，以及发动机工作原理等，并应用流体及热力学理论，采用有限体积法进行求解，具有准三维仿真能力。

模型中结构参数按照发动机实际几何参数设置，如缸径、行程、压缩比、挤气间隙和连杆长度等。进排气管模块是根据其三维结构数模，通过GM3D生成仿真管道模块。发动机的空燃比、增压压力、环境温度和压力等运行控制参数，以及边界条件参数都是依照台架试验进行设定。其中，增压压力通过PID控制涡轮机旁通阀开度来达到目标值。

1.3 仿真模型的校准

在仿真试验前，利用发动机外特性试验结果对仿真模型进行了校准，校准的参数有进气流量、扭矩、燃油消耗率、增压压力、涡前压力等，以及缸内动态压力和进排气管内动态压力。在此只给出几项重要性能参数和1 500 r/min全负荷的缸压校准结果(见图4和图5)。

从图4中可知，仿真模型在发动机整个外特性工况与试验值吻合良好，其中扭矩最大误差为3.4%(5 000 r/min)，燃油消耗率最大误差为2.4%(1 500 r/min)，其余校准参数的误差都控制在3%以内。从图5可知，模拟值与台架测试结果吻合良好，表明所建仿真模型能反映发动机的实际工作特性。

2 排气歧管长度对排气管内压力波动的影响

以下主要研究1 500 r/min全负荷工况下排气歧管长度对排气阀口(图1 中A处)和涡轮入口(图1 中B处)的压力波动特性以及缸内扫气特性的影响，分析其对改善低速扭矩的作用。仿真中歧管长度分别选取45 mm，115 mm(原长)，185 mm，255 mm。此时排气门开闭相位分别是151°和374°，进气门开闭相位分别是329°和554°。为了便于分析，按理论排气时长(180°)将一个工作循环(4个冲程，曲轴转角720°)划分成4个排气阶段(实际排气时长不只180°，这种划分仅仅是便于后续分析)。

2.1 对排气阀口压力波动的影响

图6示出了一个工作循环内第1缸排气阀口的压力波动特性。从图6可知：不论哪种歧管长度，在

任何气缸的排气阶段，排气压力都存在周期性波动；任何气缸排气阶段前期，排气阀口的压力迅速增大，明显改变了原来的波动形状，波峰达到该排气阶段的最大值；随着排气的继续进行，压力波逐渐衰减。从图6还可知，整个工作循环中自身气缸(第1缸)排气阶段第一个波峰幅值最大，而其他3个气缸排气压力峰值次之，且峰值基本相等；此外，4种歧管长度中，在其他3缸排气阶段，长度越短在第1缸排气阀口的压力提升越快。第1缸的相继工作气缸是第3缸，其排气过程对第1缸换气影响最大，而且歧管越短影响越大。

结合图6和表2分析可知，在同一气缸的排气阶段，随着歧管长度的增加，在第1缸排气阀口的波峰和波谷个数都呈减少趋势，在相离最远气缸(第4缸)排气阶段的个数最少。同一歧管长度下各气缸排气阶段的波峰和波谷数有差别，如长度为45 mm时第1和第4缸排气阶段的波峰和波谷个数都为6，而第2和第3缸排气阶段波峰和波谷个数都为7。这是由于第1缸和第4缸处于发动机两端，两者之间产生的排气压力波传播和反射路径较长所致。

表2 1 500 r/min各缸EVO-TDC阶段在第1 缸排气阀口的压力波动分析

图7示出了仅第1缸排气阶段的压力波动。从图分析可知，在第1缸排气阀关闭之前，4种长度歧管对应的压力波幅值已衰减至115～140 kPa。图中4条曲线都在第1缸进气阀和第3缸排气阀同时开启的一定区间内(约20°)，第一缸排气阀处压力仍维持原有波动形态，但是在上止点(TDC)附近压力波振幅迅速增大，改变了原有的波动形态。如曲线2在上止点后高于缸内压力曲线，随后压力峰值达到179 kPa，比缸内压力高29 kPa。这表明相继工作气缸的排气行为对前一缸排气阀处压力影响较大，如果两缸的气门开启重叠角较大，后继工作气缸的排气容易干涉前一气缸的排气，甚至引起倒流，而且歧管越短越容易发生干涉。但是排气阀关闭太早又不利于充分排气，从换气完善性角度来看，相邻气缸不能为相继工作的气缸，相继工作的气缸不宜在涡前共用排气总管。

从以上分析可推知，对于缸数大于4的发动机，这种干涉将会更为明显。因此在设计缸数大于4的发动机的排气歧管时，应尽可能设计两组排气歧管，将相继工作气缸的排气歧管置于不同组。这不仅有利于充分排气，还可应用脉冲增压，改善增压器的瞬态响应性。

在图8中，对比歧管长度为115 mm时第1缸缸压曲线和气阀处压力曲线可知，在第1缸排气阀开启(EVO)时，缸内压力远远高于排气阀处的压力，造成气阀处的气流速度接近音速，进而引起气阀处压力迅速上升。随着气门流通面积逐渐增大，缸内压力快速降低，在210°时刻，缸内压力已经低于阀口压力，导致发生倒流现象；随后缸内压力受排气管中压力波动影响亦发生周期性波动，波形与气阀压力形态基本相似，只是两者之间高低轮回，如此反复。

2.2 对涡轮入口压力波动的影响

图9示出了不同排气歧管长度对应的涡轮机入口的压力波动特性。分析该图可知，4种长度排气歧管中，短歧管对应的涡轮入口压力波峰值和谷值基本比长歧管的大，同时平均压力亦高，压降较小，数据详见表3。根据文献[14]可知，压力波幅值是由流速所决定，即可推知较短的歧管长度在涡轮入口端具有较大的气流速度。这表明现有排气管结构形式宜采用较短的歧管，有助于在低转速建立更高的涡前冲击压力，从而有望获得更高的增压压力和扭矩，同时也有利于提高涡轮的瞬态响应特性。

图9还示出了采用原机歧管长度(115 mm)排气阀口的压力波动特性，将其与涡轮入口的压力进行对比，可以发现二者存在以下差别：1)两处的压力波形态基本一致(即频率基本一致)，但存在一定的相位差；2)前者的第一个波峰(最大波峰值)要明显高于后者的，压降达13.8 kPa，而歧管长度为255 mm对应的压降达到24.3 kPa，该波峰的降幅比平均压力的降幅明显要大；3)前者的第一个压力波谷的幅值要明显低于后者的，波谷幅值的压升为10.5 kPa，而歧管长度为255 mm对应的压力升高幅度达到20.8 kPa，该压升幅度也明显比压力平均值的压降幅度要大，所有数值见表3。这表明现有排气管结构形式(所有歧管共用一根总管)将排气阀处的压力波在传向涡轮机入口过程中 “均值化”，没能充分利用排气压力波动效应(即波峰对涡轮机的冲击效应)，进而不利于应用排气压力波来提高低速扭矩和改善瞬态响应。

对比图9中各气缸排气阶段之间的压力波可知，在第1缸和第4缸排气时，4种歧管长度对应的涡轮入口压力波动都较为明显；而在第2缸和第3缸排气时，4种歧管长度对应的涡轮入口压力波动都较为微弱，这表明难以充分利用排气压力波动效应来改善增压器性能。这也进一步证明现有排气管结构形式不利于脉动增压效应。

表3 第1缸排气阶段排气阀口、涡轮入口压力波动分析

2.3 对缸内充气效率的影响

图10示出了发动机外特性工况下，采用4种排气歧管长度所对应的缸内残余废气量。从图中可知，歧管长度越短在低速对应的缸内残余废气系数越小，这意味着缸内换气越完善；但随着转速的升高，由图可见，中高转速并不是歧管长度越短越有利于扫气。

图11示出了发动机外特性工况下，采用4种排气歧管长度所对应的充量系数对比。该充量系数计算的参考压力为环境压力，所以充量系数大于1。从图可知，在2 000 r/min转速以下，短的排气歧管对应的充量系数大，与上述排气管内的压力波动和缸内残余废气分析的结论一致；在2 000 r/min转速以上，4种歧管长度分别出现最高充量系数所对应的转速。但是，在2 000 r/min以上增压汽油机的充量系数主要由目标压力和中冷后温度所决定，歧管长度所产生的影响相比较小。这是因为以上研究都是基于相同的目标增压压力，即都在增压器旁通阀开度采用PID控制的条件下开展的。

图11中，中高转速中的某些转速点采用较长的歧管有更高的充量系数(如在2 500 r/min时歧管长度为185 mm的充量系数最大)，这并不能说明采用短的歧管就不能达到该值，只能表明在既定的目标增压压力下不能达到该值。

3 不同歧管长度下压力波动特性对整机性

能的影响

为了分析不同歧管长度下压力波动特性对增压发动机外特性的影响，在目标增压压力相同的情况下，对比发动机采用4种歧管长度所对应的外特性差异。

图12示出了扭矩对比分析。从图可知，2 000 r/min转速以下，越短的歧管长度其对应的扭矩越大，这充分印证了上文压力波动分析和缸内充气效率分析的结论。

图13示出了增压压力对比分析。从图可知：2 000 r/min转速以下，越短的歧管长度对应的增压压力越接近目标增压压力；2 000 r/min转速及以上，增压压力受排气歧管长度的影响甚小，主要受排气旁通阀开度的影响。这与上文图11的分析结论相互印证。

图14示出了泵气损失对比分析，从图可知：在4 000 r/min转速以下，4种歧管长度的泵气损失相差甚小；在4 000 r/min转速以上，越短的歧管长度对应的泵气损失越小。

图15示出了不同歧管长度所对应的涡轮机工作特性。从图可知，转速为1 000 r/min和1 500 r/min时，排气歧管越短对应的膨胀比和质量流量相对越大，而涡轮机效率差异较小；转速在2 000 r/min及以上时，由于旁通阀开启，同转速下各歧管长度所对应的工作点在压气机MAP上基本是重叠的。

4 结论

a) 相继工作气缸的排气行为对前一缸排气阀处压力影响很大，容易发生排气干涉(废气倒流)，而且歧管越短干涉越严重,从换气完善性角度来看，产品设计时应考虑相邻气缸不能为相继工作的气缸，相继工作的气缸不宜在涡前共用排气总管;

b) 转速为1 500 r/min的全负荷工况，短排气歧管的涡轮入口压力波动峰值和谷值基本都比长排气歧管的大，平均压力亦高，压降较小，能建立更高的涡前压力，表明现有结构形式排气管在低转速宜采用较短歧管，从而有望获得更高的增压压力和扭矩;

c) 转速为1 500 r/min的全负荷工况，排气阀口的波峰在传播到涡轮入口时产生较大的压降，而波谷压力却得到升高，其升降幅度均高于平均压力降，表明现有结构形式下排气歧管中的排气压力波在传向涡轮机入口过程中被“均值化”，不能充分利用波峰对涡轮机的冲击效应，进而不能应用排气压力波动效应来提高低速扭矩和改善增压延迟；

d) 该增压汽油机在放气阀开启前，歧管长度越短，增压压力越高，对应的缸内残余废气率越小，充量系数越大；在放气阀开启后，充量系数主要由目标增压压力和中冷后温度所决定，歧管长度所产生的影响相比甚小。

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[编辑： 姜晓博]

Fluctuation Characteristics of Exhaust Pressure Wave for Turbocharged Gasoline Engine with Different Manifold Lengths

YANG Hanqian1,2, ZOU Yan1, WU Jiayu1, LI Xiangsheng1, HU Liaoping2

(1. School of Mechanical &Electrical Engineering， Central South University of Forestry and Technology, Changsha 410004, China； 2. Hunan Tyen Machinery Co., Ltd., Henyang 421005, China； 3. School of Energy Science and Engineering， Central South University, Changsha 410083, China)

The one-dimensional performance simulation model of turbocharged direct injection gasoline engine was calibrated with bench test data. With the calibrated model, the pressure fluctuation characteristics at the exhaust valve port and turbine inlet were studied in full load at 1 500 r/min based on different exhaust manifold lengths, and the relationships of pressure fluctuation with low speed boosting pressure build up, transient response and in-cylinder volumetric efficiency were deeply analyzed. The results show that higher boosting pressure and torque can be achieved by a short manifold at low speed. The sequential working cylinders cannot share one exhaust pipe before turbine, otherwise exhaust gas backflow may occur. Moreover, the shorter the manifold, the more serious the backflow. The individual characteristic of pressure wave in exhaust manifold disappears in the process of moving to turbine inlet, which makes it impossible to improve the low speed torque and turbocharging lag with wave fluctuation effect.

turbocharged gasoline engine； exhaust manifold； pressure wave； transient response

2015-02-28；

2015-04-29

湖南省自然科学基金重点资助项目(13JJ8001)；湖南省教育厅科学研究一般项目(13C1137)；湖南省研究生科研创新资助项目(CX2013B363)

杨汉乾(1982—)，男，讲师，博士后，主要研究方向为内燃机性能开发与增压匹配技术；yhanqian@sina.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2015.05.014

TK413.45

B

1001-2222(2015)05-0080-07