增压方式对柴油机配气相位的影响规律研究

江嘉堃，李向荣，陈彦林，谢亮，何剑丰，刘福水

(1.北京理工大学机械与车辆学院，北京 100081；2.高效低排放内燃机技术工业和信息化部重点实验室，北京 100081；3.河北华北柴油机有限责任公司，河北 石家庄 050081)

内燃机作为一种将燃料的内能转化为机械能的动力装置，广泛应用于农业、工业、电力、国防等各个领域[1-3]。随着能源、生态、环境问题的日益深化，内燃机面临严峻挑战，而内燃机换气性能的好坏，直接影响其动力性、经济性和排放特性[4-6]。配气相位直接影响着发动机的进排气性能，进排气相位与进排气系统的合理匹配对提高发动机的性能起着至关重要的作用[7-8]。

在多缸机的整个研发流程中，单缸机匹配试验对多缸整机具有重要的指导意义[9]。国内外学者利用不同的试验装置和计算方法，研究了配气相位对高密度柴油机换气过程的影响规律。Parvate等[10]研究了VVT(可变配气相位)对单缸柴油机进排气门气体流通特性的影响。Yutaka等[11]利用CFD和化学分析结合的方法，研究了LIVC(进气门晚关)对改善柴油机缸内燃烧的作用机理。王子玉[12]通过对比不同的IVC(进气门关闭角)时刻下的燃烧压力、泵气损失以及充量系数，研究了LIVC对高强化单缸柴油机燃烧过程和换气过程影响。也有文献提出了利用遗传算法来优化配气相位[13]，要综合考虑进气充量等因素来决定最佳的配气相位角[14-15]。

单缸机一般采用模拟增压，多缸机一般采用废气涡轮增压，二者的增压方式是不同的。从上述配气相位的研究可以发现，先前的试验以及仿真主要研究了配气相位对柴油机换气以及燃烧的影响，但是对不同增压方式的柴油机最佳配气相位选取原则的变化却鲜有研究。

在利用一维性能仿真软件对单缸以及六缸机模型进行仿真的过程中，通过分析充量系数、有效功率、进排气量以及进排气压力随曲轴转角的变化规律，揭示了增压方式对增压柴油机换气过程影响的作用机理。文献[16]给出了某柴油机气门重叠角的选取原则，但柴油机进一步强化后，这些原则有所变化。本研究最后给出多缸整机研发过程中单缸与多缸机的配气相位优化结果，并进行了对比分析。

1 试验系统及仿真模型的建立

1.1 试验系统

多缸机试验主要是为发动机的一维性能仿真模拟提供标定的试验数据。图1示出多缸机台架试验系统，整个试验系统包括测功机控制系统、燃烧分析仪及采集系统、排放测试系统等子系统。发动机的主要技术参数如表1所示。试验系统所用有关仪器设备以及精度如表2所示。

1—喷油压力传感器；2—针阀升程传感器；3—缸压传感器；4—空气流量计；5—进气压力传感器；6—进气温度传感器；7—进水温度传感器；8—回水温度传感器；9—机油温度传感器；10—机油压力传感器；11—排气温度传感器；12—排气压力传感器。 图1 多缸机试验台架

表1 多缸机主要技术参数

表2 主要试验仪器参数

1.2 仿真模型的建立

本研究采用内燃机一维性能仿真软件WAVE建立六缸机的仿真模型，然后参考六缸机模型进行相关的参数设置建立单缸机仿真模型。通常认为，单缸机排气压力的平均值(表压)为进气压力的1/3时，即能模拟多缸发动机在相同工况下的背压。模型中的进排气压力参数按照上述原则设置。

根据表1所示的柴油机主要技术参数，将柴油机简化成由进气模块、排气模块、燃烧模块(气缸)、喷油模块、环境边界及其相应连接管路组成的仿真模型(见图2)。

图2 六缸及单缸柴油机WAVE仿真模型

在模型里输入准确的柴油机结构参数和运行参数，如表3所示。

表3 仿真模型主要参数

1.3 仿真模型的验证

六缸机的缸压和瞬时放热率试验值与仿真值的对比如图3所示，两条曲线吻合较好，认为此模型可以准确模拟缸内燃烧过程。

图3 原机配气相位下缸压与放热率的仿真与试验结果对比

2 增压方式对配气相位的影响规律研究

进行配气相位优化的计算流程：以原机配气相位为基准相位，按照进气门晚关角、排气门早开角、进气门早开角和排气门晚关角的顺序依次进行扫略计算，在确定最佳配气相位时按照仿真计算所得到的特征参数作为选取原则和判据，而当优化下一配气相位时，以上一步完成的配气相位优化结果作为输入值。

2.1 增压方式对进气门晚关角和排气门早开角的影响规律

图4示出不同增压方式下充量系数随进气门晚关角的变化关系。由图可知，充量系数随进气门晚关角的增加，先增加后减小；六缸机和单缸机分别在进气门晚关角取88.5°和85.5°时达到极大值点。单缸机部分工况的充量系数大于1，且最佳进气门晚关角相比六缸机小，主要是由于进排气管压差大，在进气初期的进气流速更大，从而增大了进气终了的实际进气量。在进气末期出现适量的倒流将有利于充量系数的增加，即此时缸内压力高于进气压力，由于单缸机在整个进气阶段缸内压力上升的速度高于六缸机，因此需要提前关闭进气门防止新鲜空气过多地倒流进入进气管。

图4 不同增压方式下充量系数随进气门晚关角的变化关系

图5示出不同增压方式下有效功率随进气门晚关角的变化关系，图中标注“六缸机1/6”表示六缸中一缸的数值。由图可知，进气门晚关角的变化对于单缸机以及六缸机的有效功率影响较小。相比之下，用充量系数作为进气门晚关角优化的判断参数更合适。

图5 不同增压方式下有效功率随进气门晚关角的变化关系

图6示出不同增压方式下有效功率随排气门早开角的变化关系。由图可知，有效功率随排气门早开角的增加，先增加后减小；六缸机和单缸机在排气门早开角分别为124°和110°时达到极大值点。这是因为，六缸机在一个循环内各缸排气，使排气背压更高，排气过程中缸内压力下降较慢，如采用相同排气门早开角，其强排损失比单缸机更大；而单缸机只在排气冲程的背压较高，整个排气阶段的平均阻力较小，所以单缸机的最佳排气门早开角相比六缸机靠后。

图6 不同增压方式下有效功率随排气门早开角的变化关系

综上所述，六缸机与单缸机的最佳进气门晚关角和排气门早开角的选取原则相同，分别为“充量系数最大”和“有效功率最大”，但是最佳配气相位所对应的曲轴转角存在较大差异。

2.2 增压方式对进气门早开角的影响规律

图7、图8分别示出不同增压方式下充量系数和有效功率随进气门早开角的变化关系。由图可知，六缸机和单缸机的充量系数均随进气门早开角的增加，先增大后减小；六缸机有效功率的增加先快后缓，单调增大，而单缸机的有效功率则先增加后减小。因此单缸机最佳进气门早开角可以采用“有效功率最大”作为选取原则，对应的最佳进气门早开角为84.5°，此时充量系数也最大。

图7 不同增压方式下充量系数随进气门早开角的变化关系

图8 不同增压方式下有效功率随进气门早开角的变化关系

图9示出六缸机进气阶段气门处流速随进气门早开角的变化关系。由图可知，当进气门开启较早时，由于缸内的废气排出气缸尚不充分，此时进气压力小于气缸内的压力，使得进气初期出现了废气倒流进入进气管的情况。随着进气门开启角向后推移，开启时刻缸内废气排出愈加充分，正向进气流速增加。当进气门较晚打开时，缸内与进气管的压差较大，使得活塞下移时克服缸内真空度造成的吸入损失较大，甚至当进气门过晚打开时，进气初期出现了文献[16]中的“超临界流动”的现象，但此时气门有效流通面积较小，显然不利于更多新鲜气体流入气缸。进气门开启时刻气门处流速为0的点对应的进气门晚关角为50.5°，这与最大充量系数对应的曲轴转角69.5°相差较大，因此该文献中提出的“进气门开启时刻气门处流速为0”不适合作为高强化柴油机进气门早开角的选取原则。图9中，进气后期的进气倒流是进气门关闭角优化后的结果，适当的进气倒流将增大充量系数[17]。

图9 进气阶段气门处流速随进气门早开角的变化关系(六缸机)

图10示出六缸机在标定转速下的总进气量、实际进气量和扫气量随进气门早开角的变化关系。总进气量为通过进气管流入气缸的新鲜气体质量，为实际进气量与扫气量之和。实际进气量为进气结束时刻封存在缸内的新鲜气体质量,两者的比值定义为捕获比。由图可知，当进气门早开角小于40°时，没有新鲜气体被扫出气缸，此时实际进气量等于总进气量。随着进气门早开角的继续增加，扫气量逐渐增加，在进气门早开角大于80°后，增幅趋缓，这是新鲜充量随废气排出气缸后又倒流进入缸内导致的。由于扫气量占总进气量的比重不大，因此实际进气量与总进气量的极值点十分接近，分别在63.5°与65.5°处取得。

图10 总进气量、实际进气量和扫气量随进气门早开角的变化关系(六缸机)

由图11可知，随着进气门早开角的增加，进气门开启时刻气门处流速减小，从接近400 m/s降低到负值，流速为0的点对应的进气门早开角为55.5°。由上文的分析可知，实际进气量对应的极大值点为63.5°，总进气量对应的极大值点为65.5°，充量系数对应的极大值点为69.5°，而在进气门早开角大于60°后，继续增大早开角，有效功率的增加很有限。

图11 进气门开启时刻气门处流速随进气门早开角的变化关系(六缸机)

图12示出六缸机进气阶段扫气效率和扫气比随进气门早开角的变化关系。WAVE中扫气效率和扫气比的定义如式(1)和式(2)所示。

(1)

(2)

式中：trapped代表扫气过程结束时刻缸内捕获的气体。扫气效率和扫气比是衡量扫气性能的重要参数。扫气效率低，说明气缸内残余废气所占的比例高；扫气比高，说明用来扫出废气的新鲜气体质量消耗得多，相应会使得进气结束时刻封存在缸内的新鲜气体质量减少。两者均不利于发动机性能的提升。

图12 扫气效率和扫气比随进气门早开角的变化关系(六缸机)

由图12可知，随着进气门早开角的增加，扫气比不断增大，而扫气效率则在65°处出现峰值，说明此时废气排出最充分。

因此，六缸机的最佳进气门早开角不能采用和单缸相同的选取原则。综合充量系数、实际进气量以及有效功率等参数随进气门早开角的变化趋势，可以选用“实际进气量最大”作为六缸机最佳进气门早开角的选取原则，该原则下的充量系数较高且有效功率趋近于最大。此时内燃机具有较高的扫气效率和较低的扫气比。

六缸机按照实际进气量最大的选取原则，其最佳进气门早开角为63.5°；单缸机按照有效功率最大的选取原则，其最佳进气门早开角为84.5°。单缸机的最佳进气门早开角更大，这是因为单缸机采用模拟增压的方式，气门重叠期内排气背压更低、阻力更小，缸内压力下降较快。因此，单缸机进气门需要提前开启，使得在进气压力高于缸压的初期，气门有足够的开度。

2.3 增压方式对排气门晚关角的影响规律

对于排气门晚关角，通常认为要防止废气回流进入气缸，废气从气缸向排气管的流动刚停止，回流还没有发生的时刻是排气门关闭的最佳时刻[18]。此时没有出现回流，认为缸内残余的废气量是最小的，最有利于缸内燃烧。但是，柴油机的燃烧性能，更多取决于进气结束时刻封存在气缸内的新鲜充量，而非残余的废气量。由于排气门晚关角与进气门早开角有重叠的阶段，影响排气的同时会显著影响进气初期的缸内压力，从而影响进气流速，更会对发动机的充量系数造成显著影响。

图13、图14示出不同增压方式下残余废气系数和有效功率随排气门晚关角的变化关系。由图可知，六缸机的残余废气系数随排气门晚关角的增加，先减小后增大，在59°时取得极值，单缸机的残余废气则持续减小。六缸机的有效功率先增大后几乎不变，单缸机的有效功率则先增大后减小。因此，单缸机最佳排气门晚关角可以采用“有效功率最大”作为选取原则。而六缸机的有效功率在排气门晚关角大于60°后变化很小，因此“有效功率最大”不宜作为六缸机最佳排气门晚关角的选取原则。

图13 不同增压方式下残余废气系数随排气门晚关角的变化关系

图14 不同增压方式下有效功率随 排气门晚关角的变化关系

图15示出六缸机充量系数随排气门晚关角的变化关系。由图可知，充量系数随排气门晚关角的增加，先增大后减小，在59°时取得极值，这一点与残余废气系数取得极小值的点一致。

图15 充量系数随排气门晚关角的变化(六缸机)

图16示出六缸机排气量等随排气门晚关角的变化关系，排气流量由排气阶段的气门处质量流量积分获得。由图可知，当排气门晚关角小于44°时没有排气倒流现象，当排气门晚关角大于44°时排气倒流量随着排气门晚关角的增加逐渐增加。实际排气量为总排气量与倒流量之差，总排气量的值随着排气门晚关角的增加,先增加后减小，在63°时取得极大值。由于排气门晚关角大于60°后回流量急剧增加，实际排气量的极大值点向前移动至59°，这与充量系数取得极大值点的相位一致，说明实际排气量最大时充量系数也最大。

图16 总排气量、倒流量和实际排气量随排气门晚关角的变化(六缸机)

图17示出排气门关闭角为374°，419°和484°(对应的排气门晚关角分别为14°，59°和124°)时六缸机的缸内与进排气管压力曲线的对比，其中419°对应残余废气系数最小、实际排气量最大的算例。由图17a可知，当排气门较早关闭，如排气门晚关角为14°时，上止点前实际气门升程已经很小，导致缸内废气排出不充分，使得缸内压力有一个峰值出现，这显然对进气不利；而随着排气门晚关角的增加，在进气门早开角不变的情况下，缸内压力明显下降。由图17b可知，当排气门晚关角为59°时，进排气管内压力几乎相同，此时扫气过程结束，缸内废气出现一定程度的倒流，实际排气量达到最大值。由图17c可知，当排气门晚关角为124°时，排气末期废气倒流量已显著增加，导致实际排气量下降。同时倒流量过大会导致缸内与进气管内压差减小，不利于进气。

图17 不同排气门关闭角下缸内、进排气管内压力对比(六缸机)

单缸机的最佳排气门晚关角为75°，而六缸机则为59°。这是因为，最佳排气门晚关角是在排气有适当倒流时，即排气末期的排气背压高于缸内压力时达到的，六缸机由于排气背压在大多时间下较高，排气末期的排气背压超过缸内平均压力所需要的时间较短，因而排气门需更早关闭。

因此，综合考虑有效功率、实际排气量和充量系数，六缸机最佳排气门晚关角的选取原则应为“实际排气量最大”，此时充量系数最大，残余废气系数最小，有效功率趋近于最大。

2.4 不同优化方案的结果对比

表4示出优化的配气相位与原机相位的对比。由表可见，单缸机的最佳配气相位与六缸机差异明显，用单缸机模型来模拟多缸机进行配气相位优化的结果不可靠。图18示出六缸机上采用原机相位方案、单缸优化相位方案以及六缸优化相位方案的结果对比。由图18可知，六缸优化相位方案的有效功率和循环进气量均大于单缸方案。因此，多缸机的配气相位优化不能用简单的单缸机计算模型来代替，必须以试验数据标定得到的多缸机模型为基础展开计算优化。

表4 优化前后配气相位对比

图18 三种配气相位方案的结果对比

3 结论

a) 由于增压方式的不同，模拟增压单缸机配气相位优化结果与同一负荷下、相同缸径冲程的涡轮增压六缸机不同，因此多缸机的配气相位不能采用单缸模型的优化结果；

b) 六缸机与单缸机的最佳进气门晚关角和排气门早开角的选取原则相同，分别为“充量系数最大”和“有效功率最大”， 但具体角度不同；在相同的优化方法下，六缸机的进气门晚关角和排气门早开角相较于单缸机分别增加3°和18°；

c) 六缸机气门重叠角的选取原则与单缸机不同，最佳进气门早开角的选取原则分别为“实际进气量最大”和“有效功率最大”，最佳排气门晚关角的选取原则分别为“实际排气量最大”和“有效功率最大”；在相同的优化方法下，六缸机的进气门早开角和排气门晚关角相较于单缸机分别减小21°和16°；

d) 在2 500 r/min标定工况下，六缸优化方案的功率、扭矩等动力性指标相较于单缸方案和原机方案分别提高约1.5%和2.6%，循环进气量分别提高约1.2%和3.4%。