單缸摩托車發動機中低速性能優化

唐元斌，龐奎，廖壽昌，吳志暢

（1.重慶理工大學，重慶 400054；2.力帆科技（集團）股份有限公司，重慶 400707）

單缸發動機通常作為摩托車的動力源，受摩托車整車結構的影響，進氣管道長度遠小于排氣管道。發動機進排氣系統與配氣機構的匹配過程中，特別是進排氣系統匹配時，為了平衡動力性能和消聲性能，發動機在中低轉速段，外特性曲線中容易出現扭矩線性度差的現象。這將導致發動機在此轉速段加速性能不足，而單缸發動機大多數時間工作在中低速，故針對某些單缸發動機中低速扭矩線性度差的原因分析和解決方案研究非常必要。

國內外針對單缸發動機動力性能方面的研究主要集中在提升充氣效率的方式上，主要方式為降低進排氣系統阻力、減少對進氣充量的加熱、合理利用換氣過程中的諧振效應[1]。

國內外學者針對發動機中低速扭矩線性度差的研究內容分為：優化凸輪型線來得到適合發動機的氣門開啟持續角、升程大小及氣門正時[2-4]；優化空濾器和消聲器結構形式[5-6]、管道結構及布置[7-8]來降低進排氣系統阻力和利用換氣過程中的動態效應來提高充氣效率[9-10]；優化噴油量、噴油提前角、點火正時，提高燃燒效率[11-12]。前人的研究少有在改善發動機中低速扭矩的同時提升配氣機構可靠性的成果。

文中針對某單缸大排量發動機中低速扭矩線性度差的問題，利用GT-Power搭建發動機仿真分析模型，分析扭矩線性度差的原因，并通過優化凸輪型線、進排氣系統結構，使配氣機構與進排氣系統良好匹配，并驗證了配氣機構的可行性。最終改善發動機中低速扭矩線性度差的問題，并提升了峰值功率和扭矩。

1 發動機性能評估及分析

1.1 仿真模型建立

GT-Power建立一維發動機模型的主要技術參數見表1。

表1 技術參數Tab.1 Technical parameter

氣門升程、節氣門開度對應的流量系數分別通過節氣門穩流實驗、缸蓋氣道穩流實驗測得[12]。進排氣道流量系數及氣門升程測試結果如圖1所示。

圖1 進排氣門流量系數與氣門升程Fig.1 Intake and exhaust valve flow coefficient and valve lift

空燃比、噴油量、進排氣溫度及壓力、外特性、機械損失等[13]通過發動機臺架測試測得。臺架測試工況為發動機外特性工況，穩速測試轉速區間為3500~10 000 r/min，測試間隔為500 r/min。

發動機燃燒模型采用點燃式Wiebe模型，模型通過Wiebe函數方程在發動機上加入燃燒速率，適用于各種類型的點燃式發動機。汽缸傳熱模型為Woschni模型，其換熱系數與汽缸結構、活塞速度、缸內溫度、進排氣速度有關。進排氣系統一維模型經過GEM3D軟件離散成管道與接頭連接得到，建立的發動機仿真模型如圖2所示。

圖2 發動機仿真模型Fig.2 Engine simulation model

1.2 性能摸底分析

發動機模型建立后，仿真工況與臺架測試工況一致，發動機模型通過缸壓、機械損失、比油耗、外特性等進行模型標定。扭矩的仿真與測試結果對比如圖3所示，試驗與仿真的扭矩誤差在5%以內，發動機模型的標定基本合格。

圖3 模型標定結果Fig.3 Calibration results of model

圖3 中，原方案4500~5500 r/min轉速段扭矩與通過多項式擬合此轉數段外扭矩得到的扭矩趨勢線對比，此轉速段扭矩最大差值為1.14 N·m，線性度較差，充氣效率曲線與扭矩曲線趨勢基本一致，故充氣效率低是中低速扭矩線性度差的主要原因。

充氣效率定義為發動機每個工作循環內，實際吸入汽缸的的空氣質量與進氣道狀態下充滿汽缸工作容積的理論空氣質量之比，充氣效率越高，發動機的性能越好，其表達式為：

式中：ηv為充氣效率；ml為實際進入汽缸的新鮮空氣質量；ms為進氣狀態下能充滿汽缸工作容積的新鮮空氣質量；ξ為補充進氣比；γr為殘余廢氣系數；ε為壓縮比；Pg、Tg為進氣過程結束時缸內壓力和溫度；Ps、Ts為進氣壓力和進氣溫度[14]。

降低進氣阻力，直接提高Ps，排氣阻力減小，則殘余廢氣系數γr減小，同時也減少了對進氣充量的加熱，最終缸內溫度Tg降低，充氣效率ηv增大。因此影響充氣效率的主要因素為進排氣系統阻力大小，其阻力大小受凸輪型線和管道結構的影響較大。凸輪型線決定升程曲線，氣門升程對進排氣阻力、汽缸掃氣過程的影響非常大。

仿真計算結果中，4000~5500 r/min進氣門質量流量如圖4所示。圖4中兩處實線圈位置，進氣倒流較嚴重。這是由于原方案為利用氣流慣性來提升掃氣效率，所設計的進氣持續角過大引起的。中低速時，進氣門的開啟和關閉均容易引起缸內部分氣體充量倒流回進氣道。進氣門關閉時的倒流直接引起進氣量不足，而進氣門開啟的倒流會增大缸內殘余廢氣系數，導致進氣充量溫度升高。兩者都會造成充氣效率下降，進而影響中低速性能。

圖4 進氣門質量流量Fig.4 Mass flow of intake valve

單缸摩托車發動機轉速一般保持在3000 r/min以上。4000~5500 r/min排氣門質量流量仿真結果如圖5所示，圖中虛線圈位置，5000~5500 r/min轉速下的排氣倒流嚴重。這是氣門重疊角較大，中低轉速下，排氣管道壓力大于汽缸壓力，掃氣系數低引起的。此處排氣倒流也是導致進氣開始時氣流倒流的重要原因，故重疊角過大是造成中低速排氣倒流的重要原因。

圖5 排氣門質量流量Fig.5 Mass flow of exhaust valve

換氣過程具有間歇性與周期性的特點，進排氣管道內會產生壓力波。此壓力波在進排氣系統內部傳播和往復反射引發進排氣管道中的動態效應，也稱之為諧振效應。

缸壓與排氣道壓力差仿真結果如圖6所示，壓力差由缸內壓力與排氣壓力的差值計算得來。引發圖5中虛線圈位置排氣倒流的另一原因在于，此轉速下，排氣道內由正壓力波與反射的負壓力波合成的壓力波，在排氣后期未形成相對于缸壓的負壓力波。此負壓力波未能利用得當，缸內殘余廢氣被吸出至排氣道內的量減小，排氣管內廢氣倒流增多，進而導致的進氣量減少，最終充氣效率降低。

圖6 缸內與排氣道壓差Fig.6 Pressure difference of cylinder and exhaust port

進排氣管道的諧振關系式為：

式中：le為等效管長；a為管內聲速；φs為氣門有效開啟角；n為發動機轉速[15]。根據式（2）計算得到進排氣管道諧振效應利用率最佳的轉速分別在8200、3800 r/min附近。仿真計算結果中，充氣效率最大值和最小值分別在5000、8500 r/min。

進排氣管道與缸內壓力仿真計算結果如圖7、8所示。8500 r/min實際進氣起始點比5000 r/min靠前。圖7中8500 r/min強制排氣起始點靠后，泵氣損失小，且充分利用了進氣管道的諧振效應。因此8500 r/min附近充氣效率最高，而排氣管道較長，導致排氣諧振對應轉速低于4000 r/min。優化方案應提高排氣諧振對應轉速來充分利用進排氣管道的諧振效應來提升中低速的充氣效率。

圖7 進氣道與缸內壓力Fig.7 Pressure of intake port and cylinder

圖8 排氣道與缸內壓力Fig.8 Pressure of exhaust port and cylinder

排氣背壓影響動力性、經濟性和排放指標。排氣道出口位置的排氣背壓仿真結果如圖9所示。6000~9500 r/min排氣背壓呈非線性增大趨勢，原因在于氣體流速越高，排氣消聲器產生的阻力也越大。整個排氣系統背壓峰值達到111.4 kPa，這是影響高轉速段性能的重要原因。

圖9 原方案排氣背壓Fig.9 Exhaust back pressure of original

針對排氣系統的優化，應促使排氣諧振發生在中低速區域和減小消聲器與觸媒高速狀態下的阻力，進而改善中低速扭矩線性度差的現狀，并提升高速工況的動力性能。

2 性能優化措施

中低速段扭矩線性度差的主要原因是充氣效率低，由于凸輪型線設計不合理，排氣諧振對應轉速過低。進排氣系統與配氣機構在開發階段需要進行匹配設計，在改善中低速扭矩線性度差的同時，使得峰值功率與扭矩不低于原方案。

優化要求：排氣管直徑變化小于5 mm，長度變化小于100 mm；空濾器容積變化小于原容積的40%；配氣機構優化后，應保證其運動學和動力學性能，凸輪型線豐滿系數大于0.5；發動機經濟性不低于原方案，且排放指標通過國家法規標準。

根據優化目標和性能摸底分析的結論，故針對凸輪型線和進排氣系統進行優化。

2.1 凸輪型線優化

配氣機構的要求是其結構形式對減少進排氣阻力有利，氣門升程恰當，使得進排氣充分，以獲得較大的功率和排放性能[16]。氣門升程是凸輪型線經過配氣機構的幾何運算，反映到氣門上的運動規律，氣門升程與凸輪型線一一對應。

在考慮性能摸底分析結果的基礎上，使用EXCITE Timing Drive軟件建立配氣機構動力學模型，模型包含搖臂、氣門桿、凸輪、氣閥、氣門、彈簧。采用轉速驅動，氣門上添加實測缸壓載荷[17]，配氣機構模型如圖10所示。

圖10 配氣機構模型Fig.10 Valve train model

通過重新設計的配氣機構仿真模型計算得到的氣門升程曲線如圖11所示。優化后進氣持續角減小20°CA，進氣門開啟時刻延后7°CA，最大升程對應曲軸轉角不變，排氣門持續角減小9°CA，排氣門開啟時刻提前8°CA，最大升程對應曲軸轉角提前13°CA。

圖11 原方案與優化后的氣門升程Fig.11 Valve lift of original and Optimization

重新設計新的凸輪型線后，新的配氣機構必須進行運動學與動力學性能驗證。主要通過分析氣門速度、加速度、氣門落座力、氣門與從動件受力等來評估配氣機構運動學和動力學性能是否符合實際工作要求[18]。

新配氣機構的進排氣門在工作過程中的加速度與速度曲線如圖12、13所示。氣門加速度與氣門速度曲線大部分區域過渡平穩，波動較小。進氣門最大加速度為10 583 m/s2，最大速度為5.39 m/s；排氣門最大加速度為11 486 m/s2，最大速度為5.29 m/s。

圖12 進氣門速度與加速度Fig.12 Speed and acceleration of intake valve

圖13 排氣門速度與加速度Fig.13 Speed and acceleration of exhaust valve

新配氣機構的氣門反跳和從動件飛脫評估，主要通過對氣門各轉速氣門升程和氣門與從動件受力進行分析[19]。進排氣門與從動件受力曲線、氣門升程如圖14、15所示。進排氣門及各從動件受力均大于0，即從動件未出現飛脫現象，氣門升程在氣門開啟和關閉位置無反跳。從圖16可以看出，進排氣門落座力最大值分別為480、420 N，符合氣門設計要求。新配氣機構的進排氣凸輪豐滿系數分別為5.14與5.15，凸輪豐滿系數較好，配氣結構符合運動學和動力學性能要求。

圖14 進氣門及從動件受力和氣門升程Fig.14 Force of intake valve and follower valve lift

圖15 排氣門及從動件受力和氣門升程Fig.15 Force of exhaust valve and follower valve lift

圖16 氣門落座力Fig.16 Seat force of valve

原方案與氣門升程優化后的發動機仿真模型，燃油供給與點火時刻等參數保持不變，僅氣門升程變化。優化后進氣門質量流量仿真結果如圖17所示。由于進氣門升程對應曲軸轉角對峰值扭矩對應轉速有較大影響，而原始方案最大扭矩位置符合開發要求，故優化后進氣門最大升程對應的曲軸轉角不變，進氣門開啟持續角減小，使得中低轉速工況下，進氣門晚關導致的進氣充量回流情況好轉，進氣量得到提升，最終提升中低速動力性能。

圖17 進氣門質量流量對比Fig.17 Comparison of intake valve mass flow

排氣門升程受氣門重疊角影響較大，排氣持續角減小，最大升程對應曲軸轉角提前，氣門重疊角減小25°CA。原方案與優化后排氣門質量流量如圖18所示。氣門重疊角的減小能改善原方案中低速進排氣門倒流問題，進而提升中低速性能。

圖18 排氣門質量流量對比Fig.18 Comparison of exhaust valve mass flow

2.2 進排氣系統優化

原方案排氣背壓高和排氣諧振發生在3800 r/min以下是影響中低速充氣效率的主要原因之一。通過優化排氣管道長度、觸媒位置、消聲器，使得優化后的排氣系統能充分利用排氣諧振效應，高速工況下的阻力小，良好適配優化后的配氣機構。

優化對象為排氣管道長度與直徑、空濾器容積、觸媒位置及直徑。優化目標為高速低阻和利用排氣諧振效應，通過仿真計算以及考慮到排氣管道實際布置情況，排氣管道最終的優化結果為排氣管剪短40 mm，管道直徑增大12.5%，觸媒位置往排氣入口端前移50 mm，直徑增大15%，消聲器前腔容積增大10%。排氣系統優化前后對比如圖19所示。

圖19 排氣系統對比Fig.19 Comparison of exhaust system optimization

排氣管道長度減小，能引起管道內部壓力波的幅值與相位變化，使得發動機充氣系數的峰值往中低速段一側移動[20]。空濾器容積增大、排氣管直徑增大和觸媒位置前移能減小高速工況的阻力，進而提升峰值功率。優化后的進排氣系統和配氣機構既改善中低速扭矩線性度差的問題，提升高轉速段的功率。優化后排氣背壓與原方案對比如圖20所示。優化后的排氣系統較原方案在中高轉速段排氣背壓下降，最大降幅為16%。排氣背壓曲線基本呈線性增加，排氣阻力在高轉速段明顯下降，有利于提升峰值功率。

圖20 排氣背壓對比Fig.20 Comparison of exhaust back pressure

2.3 優化結果

經過優化凸輪型線和進排氣系統后，發動機的充氣效率全轉速段大于0.85（見圖21）。說明整個發動機的進排氣系統與配氣機構匹配度良好，并且中高轉速區域充氣效率過渡平穩，進排氣管道中的諧振效應得到了良好的利用。

圖21 充氣效率對比Fig.21 Comparison of volumetric efficiency

優化后的扭矩仿真結果如圖22所示。4000~4500 r/min的扭矩增長率由原方案的–5.78%變為–2.72%，此轉速段扭矩線性度差的現象明顯改善，全轉速段扭矩提升明顯。3500~6500 r/min扭矩較原方案提升10%以上，扭矩整體過渡趨勢平緩，峰值扭矩提升1.17 N·m，中低速扭矩線性度差的問題得到改善。同時峰值扭矩提升，使得發動機扭矩在全轉速段提升。

圖22 發動機扭矩對比Fig.22 Comparison of Engine torque

優化后的功率仿真結果如圖23所示。全轉速段功率提升，峰值功率提升5%，峰值功率對應轉速為9500 r/min。較原方案，峰值功率提升1.1 kW，達到了高速功率提升的目標。

圖23 發動機功率對比Fig.23 Comparison of Engine Power

3 優化結果驗證

首先對優化后的發動機進行臺架測試，測試工況與前文原方案臺架測試工況一致，都為外特性工況[21]。發動機臺架測試系統如圖24所示。

圖24 發動機臺架測試系統Fig.24 Engine bench test system

仿真與測試結果對比如圖25所示。優化后的發動機中低速扭矩線性度提升明顯，高速段功率提升，實驗與仿真趨勢上一致性良好。峰值扭矩前移，主要是由于GT-Power為一維流體仿真軟件，缺乏對高速狀態下管道內流場中湍流的模擬能力。轉速越高，進排氣阻力越大。轉速在9500 r/min后，由于進排氣阻力的損失大于諧振效應的增加，發動機的功率反而下降。

圖25 發動機優化結果驗證Fig.25 Verification of optimization results: a) engine torque;b) engine Power

原方案與優化后的發動機比油耗測試對比如圖26所示。由于充氣效率較原方案已提升，發動機缸內燃燒更加充分，優化后比油耗下降，最低比油耗為183 g/(kW·h)，發動機經濟性能較好。

圖26 比油耗結果對比Fig.26 Comparison of specific fuel consumption

發動機臺架測試驗證了發動機的動力性與經濟性能，再對搭載此發動機的摩托車整車進行排放測試，測試工況為世界摩托車測試循環（WMTC class2-1）。排放測試結果見表2，其中CO、THC、NOx、THC+Nox分別小于GB 14622—2016《摩托車污染物排放限值及測量方法》中的限值，說明此發動機排放性能達標[22]。

4 結論

文中針對某單缸四沖程水冷發動機，存在中低速扭矩線性度差的問題進行摸底分析，并基于分析結果，優化配氣機構與進排氣機構，成功解決了中低速扭矩線性度差的問題，通過全文研究得出以下結論。

1）氣門重疊角、氣門開啟持續角以及氣門最大升程對應曲軸轉角對發動機性能影響較大，合理減小重疊角和氣門開啟持續角，并根據進排氣倒流情況，調整氣門最大升程對應曲軸轉角，能提升中低速動力性能。

2）排氣管長度剪短和直徑增大能提高排氣諧振對應的轉速，空濾容積、消聲器前腔容積增大和觸媒位置前移有利于減小高速工況下進排氣阻力，進而保證中低速性能改善的同時，發動機高速工況性能提升。

3）配氣機構設計，必須通過檢查飛脫反跳、落座力等來評估其運動學與動力學性能，檢查通過后才能用于實際的樣件試制。

4）從建立仿真模型到優化改進設計的整套方法對發動機中低速性能優化提供了可靠且有效的指導。建議進行發動機模型建立時，考慮進排氣系統三維流動和缸內三維燃燒對發動機性能的影響，對此課題做更精確深入的研究。