某16缸發動機排溫不均勻性分析及優化

張健健，王孝麗，劉臻，馬超，王丹妮

1.康躍科技(山東)有限公司，山東壽光 262718；2.機械工業內燃機增壓系統重點實驗室，山東壽光 262718；3.濰坊學院機械與自動化學院，山東濰坊 261061

0 引言

隨著發動機排放標準的日益嚴格，內燃機實現達標排放的壓力越來越大，一方面需應用后處理技術實現減排，另一方面還應通過控制原排減輕后處理系統的壓力，減小發動機各缸運行的不均勻差異是有效實施降低原排技術措施的重要條件[1-4]。

在8缸及以上多缸發動機的開發過程中，發火順序往往存在多種可選方案，由此形成不同的進排氣系統設計策略[5-8]，進而對發動機的總體性能及各缸的均勻性產生影響。杜巍等[9]研究了排氣管結構對多缸柴油機進氣不均勻性的影響，分析了采用脈沖排氣管、等壓排氣管和模件式脈沖轉換排氣管時各缸進氣量的不均勻性；李建秋等[10]研究了柴油機各缸工作不均勻程度對性能產生的影響；羅福強等[11]研究了柴油機各缸工作不均勻對NOx排放的影響；韓吉鵬等[12]通過對排氣管優化，解決油耗高和煙度大的問題；黃粉蓮等[13]針對高壓共軌柴油機各缸輸出轉矩不均勻性問題，設計了多缸柴油機不均勻度信號處理方法和各缸均勻性控制算法；王小說等[14]將各缸噴油量和噴油提前角作為控制變量，建立聯合仿真模型，驗證閉環控制對改善各缸不均勻性的效果；賈德文等[15]采用GT-Power構建發動機仿真模型，分析了進氣總管和進氣歧管的結構參數對進氣均勻性的影響。

本文中針對某16缸V型柴油機出現的各缸排溫不均勻性，通過一維熱力學仿真分析各缸排溫不均勻性的原因，提出排氣管路使用中間管和定壓管的解決方案，并對定壓管方案進行結構優化。

1 模型建立及標定

某16缸V型發動機單排發火順序為1—6—2—5—8—3—7—4—1，其中第1～4缸連接第1個支脈沖排氣管，第5～8缸連接第2個支脈沖排氣管，每個支脈沖排氣管連接1個渦輪增壓器。發動機主要技術參數如表1所示。

表1 發動機主要技術參數

對原機模型進行一維熱力學建模，如圖1所示。發動機氣缸模型及進、排氣管路模型按照發動機生產企業提供的實際參數設置；噴油規律按照實際噴油規律輸入；燃燒模型采用真實發動機燃燒規律擬合的雙韋伯函數模型，并在轉矩提升仿真過程中，根據經驗適當延長燃燒持續期；假定摩擦損失壓力與爆壓及活塞運動速度的平方呈線性關系，其系數根據實際情況標定，采用WoschniGT模型模擬傳熱特性；增壓器中渦輪機采用簡單模型，壓氣機性能map數據為某增壓器企業的性能測試數據。

圖1 原機一維仿真模型

基于原機一維仿真模型計算發動機性能，并與試驗數據進行對比，結果如圖2所示。

圖2 模型計算結果與試驗結果對比

由圖2可知：隨發動機功率的變化，發動機比油耗、渦前排溫、中冷后進氣溫度和空燃比仿真計算結果與實測結果的趨勢一致，計算與試驗結果的最大相對誤差小于5%；中、高功率時，渦前排溫和空燃比的仿真計算與試驗結果基本相同，中冷后進氣溫度在全工況范圍內一致性較好，仿真模型建模合理，計算結果可信。

2 分析與優化

2.1 排溫不均勻性原因分析

因發動機工作過程的對稱性，以第1～4缸為例進行各缸不均勻性分析，發動機前4缸發火順序為1—2—3—4—1，其中第1、2缸曲軸轉角相隔180°，第2、3缸相隔270°，第3、4缸相隔180°，而第4缸和1缸的曲軸轉角僅相隔90°，各缸排氣質量流量明顯不均勻。第1～4缸的排氣質量流量曲線如圖3所示。由圖3可知：各缸排氣的瞬態質量流量中，第4缸和第1缸之間存在明顯的排氣干涉，排氣重疊角約為250°；第1、2缸以及第3、4缸的排氣重疊角約為60°。

圖3 第1～4缸的排氣質量流量變化曲線

選取第1缸和第4缸完整的排氣過程進行分析，各缸瞬時排氣質量流量及各缸排氣壓力如圖4所示。由圖4可知：曲軸轉角為240°～300°時，第1缸自由排氣過程中，第4缸處于強制排氣階段，第1缸排氣阻力受第4缸排氣的影響明顯，在曲軸轉角為220°～300°時，第1缸排氣壓力明顯升高。

圖4 第1～4缸排氣出口壓力及質量流量曲線

由于排氣過程的相互干擾，導致了部分氣缸排氣不暢，不同工況下，各缸廢氣殘余系數如圖5所示。由圖5可知：第1缸廢氣殘余系數最高，為5.0%～8.3%；第2缸的廢氣殘余系數最低，為1.5%～4.2%。殘余廢氣增多會導致下一個工作循環中新鮮進氣量減少，在各缸噴油量和噴油規律不變的前提下，會導致排氣溫度升高。

圖5 廢氣殘余系數

第1～8缸渦前排氣溫度如表2所示。由表2可知：第1、8缸的渦前排氣溫度較高，其中第8缸的渦前排氣溫度最高，為723.65 ℃；第2、7缸排氣溫度較低，其中第7缸排氣溫度最低，為664.95 ℃；各缸排氣溫度極差(最高排氣溫度與最低排氣溫度之差)約為58.70 ℃，排溫不均勻性較大。第1～4缸渦前排溫從高到低分別為第1、3、4、2缸，與殘余廢氣系數的對比結果一致。

表2 第1～8缸渦前排氣溫度 ℃

2.2 優化方案

由上述分析可知，發動機各缸發火順序間隔差異以及脈沖排氣管的配置，共同導致發動機部分氣缸排氣受到明顯的干擾，從而增大發動機各缸排溫不均勻性。若通過更改發動機的發火順序改善各缸不均勻性，需要重新設計曲軸、凸輪軸等關鍵部件，同時還需更改電控參數，難度大、周期長、成本高。在發動機發火順序不改變的前提下，如果能夠改善發動機各缸排氣壓力的不均勻性，理論上可以改善發動機各缸工作的不一致性，減小各缸排溫不均勻性。

基于發動機各缸排溫不均勻性的機理，設計中間管和定壓管2種方案，其結構示意如圖6所示。由圖6可知：1)中間管方案是在原2個脈沖排氣管的中間加上一段連通管路，用于釋放第4、5缸的排氣，從而減小這2缸排氣對第1、8缸的影響；2)定壓排氣管方案采用相對較大空腔的排氣管，實現各缸排氣壓力的均勻性。

a)中間管 b)定壓排氣管 圖6 2種解決排溫不均勻性方案的發動機結構示意圖

在一維熱力學模型中，僅改變排氣管路設置，進行原機和2種方案的發動機性能計算，各缸排溫極差對比結果如圖7所示。由圖7可知：原脈沖排氣管方案各缸排溫極差為16～44 ℃；中間管方案減少了各缸排氣的相互影響，各缸排溫極差為9～34 ℃，相比較原方案平均各缸排溫極差降低約28%；定壓排氣管方案減少了各缸排氣背壓不均勻性，各缸排溫極差為9～21 ℃，較原方案平均各缸排溫極差降低約40%。因此，定壓排氣管方案在降低各缸排溫不均勻性即改善各缸工作不一致性方面更優。

圖7 不同方案下各缸排溫極差

2.3 定壓排氣管優化方案

更換排氣管會對發動機的性能產生一定影響，在提升各缸排溫均勻性的前提下，應盡量少地降低發動機性能，因此需要對定壓排氣管方案進一步優化。定壓排氣管主要由排氣岐管和總管2部分組成，以這2部分管路的直徑為優化對象進行仿真計算，正交計算結果如圖8、9所示。

a) 110%負荷 b) 75%負荷 圖8 不同負荷下岐管管徑和總管管徑對比油耗的影響

a) 110%負荷 b) 75%負荷 圖9 不同負荷下岐管管徑和總管管徑對各缸排溫極差的影響

由圖8、9可知： 110%和75%負荷時，發動機比油耗和排溫極差受排氣岐管及總管的管徑影響趨勢基本一致；增大總管管徑，發動機比油耗和各缸排溫極差均逐漸減小；但隨著岐管管徑增大，發動機比油耗有所降低，各缸排溫極差出現惡化趨勢，但比原機的排溫極差有較大改善。

圖10 排氣總管管徑對比油耗的影響

為了避免優化排氣管帶來發動機性能的明顯惡化，保持定壓排氣管的岐管管徑不變，進一步對總管管徑進行優化。計算不同工況下、不同排氣管管徑的發動機比油耗與原機比油耗的差，結果如圖10所示。由圖10可知：總管管徑從100 mm增大到180 mm，發動機比油耗差值呈現出先減小后增大的趨勢；當總管管徑為130～150 mm時，發動機比油耗相差最小，不同發動機負荷工況下，優化方案比原機的比油耗高約0.4～0.6 g/(kW·h)。

2.4 優化前后性能對比

根據定壓排氣管優化結果，確定定壓排氣管總管管徑為130 mm，將此排氣管優化方案的發動機性能與原機對比，結果如圖11所示。

圖11 優化前、后發動機性能對比

由圖11可知：不同負荷工況下，定壓排氣管優化方案的平均渦前壓力有所升高，發動機進氣質量流量略有增加，發動機比油耗在全負荷工況范圍內與原機基本一致，各缸排溫極差明顯降低，不同負荷工況下，各缸排溫極差改善幅度十分明顯，其中超負荷點排溫極差降低了約40%，低負荷點排溫極差降低了約46%。

3 結論

1)多缸發動機發火順序和脈沖排氣管設計，導致發動機各缸排氣出現明顯干涉，進而導致各缸工作一致性差異。

2)在發火順序不變的前提下，設計中間管方案、定壓排氣管方案并對定壓排氣管方案進行優化；中間管方案可以減少各缸排氣的相互影響，定壓排氣管方案可以改善各缸排氣背壓一致性，進而改善各缸工作的不均勻性；對比發現，采用定壓排氣管方案在降低各缸排溫不均勻性方面具有更好的潛力。

3)發動機比油耗隨著定壓排氣管總管管徑的增加先減小后增大，而隨岐管管徑的增大，發動機排溫一致性的差異增大。

4)通過優化定壓排氣管，發動機的性能與原機基本保持一致，發動機各缸排溫極差降低40%以上，改善了發動機各缸排溫不均勻性。