某8缸柴油機脈沖增壓排氣管布置對排氣干擾的影響

摘 要：為解決某直列8缸脈沖增壓柴油機各缸排氣干擾問題，設計4種排氣管布置形式，利用GT-Power軟件搭建柴油機模型，分析排氣管布置形式對排氣干擾的影響，并進行優化和試驗驗證。結果表明：排氣管的布置形式和發火順序是產生排氣干擾的主要因素，各缸掃氣不均勻是排氣干擾的直接原因，在25%額定負荷時過量空氣系數異常降低；4排管結構、增壓器雙流道、單個流道排氣間隔曲軸轉角為180°的排氣管布置型式在低負荷工況下排氣壓力會高于進氣壓力，各缸形成均勻排氣干擾；排氣門開啟曲軸轉角由120°推遲至140°后，過量空氣系數由1.82提高至2.15，低速性能明顯改善。

關鍵詞：脈沖增壓；柴油機；排氣管；排氣干擾；GT-Power

中圖分類號：TK423.4文獻標志碼：A文章編號：1673-6397（2024）04-0056-08

引用格式：張方方，張波，呂林興.某8缸柴油機脈沖排氣管布置對排氣干擾的影響［J］.內燃機與動力裝置，2024，41（4）：56-63.

ZHANG Fangfang， ZHANG Bo， L Linxing. Effect of pulse exhaust pipe layout on exhaust interference of an 8-cylinder diesel engine［J］.Internal Combustion Engine amp; Powerplant， 2024，41（4）：56-63.

0 引言

渦輪增壓技術可以顯著提高柴油機的動力性、經濟性和廢氣能量利用率，廣泛應用于內燃機領域［1-2］。廢氣渦輪增壓有定壓增壓和脈沖增壓兩種基本型式［3］。脈沖增壓的特點是在排氣管中產生盡可能大的壓力波動，低速工況下脈沖增壓系統能充分利用排氣脈沖能量，進氣壓力較高，性能較好［4］。采用脈沖式廢氣渦輪系統，當氣缸數是3的倍數時，可采用3個氣缸連接一根排氣管；當氣缸數不是3的倍數時，需要根據氣缸數和發火次序組織排氣管分支［5］。排氣管是排氣系統的重要組成部分，對發動機的換氣性能起著至關重要的作用［6］。排氣系統的布置形式直接影響排氣管氣體流動，進而影響發動機整機性能［7］。本文中以某直列8缸脈沖增壓柴油機為研究對象，采用GT-Power仿真和試驗方法分析不同排氣管布置形式對排氣干擾的影響，并進行排氣管布置、發火順序優化和驗證。

1 排氣管布置形式及仿真模型

1.1 排氣管布置形式

某直列8缸柴油機的發火順序為1—3—2—5—8—6—7—4，增壓器為雙流道。設計4種排氣管布置形式：1）第1、2、7、8缸連接一根排氣總管，第3、4、5、6缸連接一根排氣總管，分別進入增壓器渦端，記為方案a；2）第1、8缸連接一根排氣總管，第2、7缸連接一根排氣總管，匯合后進入增壓器渦端，第3、6缸連接一根總管，第4、5缸連接一根總管，匯合后進入增壓器渦端，記為方案b；3）第1、4、5、8缸連接一根排氣總管，第2、3、6、7缸連接一根排氣總管，分別進入增壓器渦端，記為方案c；4）第1、8缸連接一根總管，第4、5缸連接一根排氣總管，匯合后進入增壓器渦端，第2、7缸連接一根總管，第3、6缸連接一根總管，匯合后進入增壓器渦端，記為方案d；方案b、d在排氣管匯合處設計有導流隔板。排氣管布置形式如圖1所示。

1.2 仿真模型

采用GT-Power搭建仿真模型［8-10］，首先利用Creo、HyperMesh等軟件將柴油機進、排氣系統的三維內腔抽出并處理，然后利用GEM-3D工具進行分割、離散。以方案b為例，搭建的柴油機一維熱力學仿真模型如圖2所示，其余模型相似。

一維熱力學模型的燃燒過程選用DI Wiebe模型，缸內傳熱選用Woschni模型［11-12］，增壓器壓端和渦端map根據試驗條件和試驗數據進行修正，排氣管選用碳鋼材料，修正對流換熱系數模擬排氣管路的實際換熱能力。

1.3 模型驗證

仿真計算結果與試驗結果對比如圖3所示，圖中相對誤差為標定數據和試驗數據的差與試驗數據的比。由圖3可知：仿真和試驗的爆壓、進氣壓力、進氣質量流量、渦前溫度的相對誤差均小于4%，模型的精度較好，可用于后續的計算分析。

2 仿真、試驗結果及分析

2.1 排氣管方案a、b仿真及試驗結果

2.1.1 仿真

排氣管方案a、b在形式上接近，渦輪增壓器為雙流道，單個流道連接的各缸，如方案a的第1、2、7、8缸，其發火順序為1—2—8—7，發火間隔對應的曲軸轉角為180°。第1缸和第2缸發火間隔和排氣間隔的曲軸轉角均為180°。第1缸進氣門開啟后，在疊開角掃氣期間，第2缸排氣門初開，第1缸掃氣期間遭遇第2缸的排氣壓力波。排氣管方案a、b部分缸的進、排氣道壓力和進氣質量流量如圖4所示。

由圖4a）可知： 25%額定負荷下，柴油機進氣壓力較低，第1缸掃氣遭遇2缸排氣壓力波，排氣壓力大于進氣壓力，第1缸掃氣背壓大，進氣質量流量明顯降低，掃氣不充分。

由圖4d）可知：當柴油機處于高速高負荷時，進氣壓力一直高于排氣壓力，即使第1缸掃氣遭遇第2缸的排氣壓力波，第1缸掃氣期間仍有較大的進排氣壓差，掃氣較充分。

對比圖4a）、c）可知：第1缸和第8缸掃氣期間遭遇排氣壓力波，進氣質量流量明顯降低，掃氣不充分，說明排氣對掃氣的干擾不受各缸位置的影響，距離增壓器最遠端的第8缸掃氣期間仍然受到排氣干擾。

對比圖4a）、b）可知：方案a、b的第1缸掃氣期間都遭遇排氣壓力波，進氣質量流量明顯下降，掃氣不充分，且方案a進氣質量流量降低更明顯，說明方案b在排氣管匯合處的導流隔板在低速低負荷期間有分隔排氣的作用，但由于不能完全分隔排氣，各缸掃氣仍然會受到干擾。

方案a、b的過量空氣系數和缸內殘余廢氣系數如圖5所示。由圖5可知：當25%額定負荷時，方案a、b的過量空氣系數明顯減小，柴油機缸內殘余廢氣系數明顯增大；由于方案b排氣管匯合處的隔板有一定分隔氣流的作用，所以方案a的過量空氣系數更小，缸內殘余廢氣系數更大。

由于增壓器單流道連接的各缸排氣間隔對應的曲軸轉角均為180°，所以方案a、b的各缸掃氣均受到同樣的干擾，各缸的排溫偏差不大。

2.1.2 試驗

排氣管方案a、b的過量空氣系數和25%額定負荷時的單缸排溫試驗結果如圖6所示。由圖6可知：過量空氣系數在高速高負荷時較優，在25%額定負荷時明顯降低，各缸排溫偏差較小，試驗結果和仿真結果相符。試驗過程中，由于排氣管方案a的過量空氣系數較小，出現煙度較大的情況。

2.2 排氣管方案c、d仿真與試驗結果

2.2.1 仿真

排氣管方案c、d的形式接近，增壓器為雙流道。以增壓器單流道連接的第1、4、5、8缸為例，其發火順序為1—5—8—4，第1缸和第5缸發火間隔、排氣間隔對應的曲軸轉角均為270°。第1缸進氣門開啟后，在掃氣期間，第5缸排氣門未開啟，所以第1缸掃氣未遭遇排氣壓力波，不影響掃氣效果；第5缸和第8缸排氣間隔對應的曲軸轉角為90°，第5缸進氣門開啟后在疊開角掃氣期間，第8缸排氣門全開，第5缸掃氣遭遇第8缸較強的排氣壓力波，掃氣較差。

排氣管方案c、d第1、5氣缸對應的進、排氣道壓力和進氣質量流量仿真結果如圖7所示。

由圖7a）、b）可知：第1缸掃氣并未遭遇排氣壓力波，掃氣壓差大，能夠較好的完成掃氣，進氣門開啟初期進氣質量流量上升較快；第5缸掃氣期間遭遇8缸排氣壓力波，導致第5缸進氣門開啟初期進氣有微弱回流，掃氣背壓大，掃氣不充分。由圖7a）～d）可知：方案d的第1缸和第5缸與方案c的第1缸和第5缸表現基本一致，即第1缸掃氣壓差較大，掃氣良好，第5缸掃氣壓差較小，掃氣較差，說明方案d匯合處的隔板并未起到很好的間隔氣流作用。

100%額定負荷時排氣管方案c、d缸內殘余廢氣系數、排溫和掃氣壓差如圖8所示。由圖8可知：同一增壓器流道連接的各缸，第1、2、7、8缸與下一缸的發火間隔曲軸轉角均為270°，掃氣壓差較大，掃氣良好，該4缸的缸內殘余廢氣系數較小，單缸排溫較低；第3、4、5、6缸與下一缸的發火間隔曲軸轉角為90°，掃氣壓差小，掃氣較差，該4缸的缸內殘余廢氣系數大，單缸排溫較高，各缸排溫均勻性較差。方案c、d的單缸排溫不均由各缸掃氣不均導致，不能說明單缸負荷不均。

2.2.2 試驗

對排氣管方案c、d進行試驗驗證，結果如圖9所示。

由圖9可知：第1、2、7、8缸排溫較低，第3、4、5、6缸排溫較高，各缸排溫偏差較大，不同負荷下過量空氣系數均較優，試驗結果和仿真完全符合。

經過仿真計算和試驗驗證，4種排氣管方案各缸排氣均存在不同程度的干擾：1）排氣管布置形式和發火順序是干擾形成的根本原因，掃氣背壓差異是干擾形成的直接原因；2）增壓器單個流道連接的4個缸排氣間隔曲軸軸轉角為180°時，排氣干擾主要表現為低速低負荷過量空氣系數異常降低，方案b的4排管匯合處的隔板有分隔氣流的作用，但是不能完全隔開；3）增壓器單個流道連接的4個缸排氣間隔曲軸轉角分別為90°和270°時，排氣干擾主要表現在各缸排溫偏差較大，排溫不均勻，方案d的4排管匯合處隔板分隔氣流作用微弱。

3 改進方案與驗證

當前4種排氣管方案和發火順序的搭配基本覆蓋當前主要搭配形式，增壓器單個流道連接的4個缸的發火順序要么均勻間隔180°，要么一定會出現間隔90°的情況，因此改變發火順序和排氣管方案形式無法規避干擾。

改善掃氣背壓差異的措施有：1）排氣管方案c、d相鄰氣缸間隔曲軸轉角90°排氣時，由于被干擾缸的疊開角期間干擾缸排氣門已經全開，更改配氣相位無法有效規避疊開角期間的掃氣背壓，減小疊開角可以縮減干擾角度，降低各缸排溫偏差，但可導致各缸排溫及渦前排溫上升，增加排溫超限的風險，不建議采取；2）排氣管方案a、b相鄰氣缸間隔曲軸轉角180°排氣時，由于被干擾缸疊開角期間干擾缸排氣門初開，可考慮采用優化配氣相位的方法降低各缸干擾，提高低速低負荷時的過量空氣系數。

鑒于試驗資源有限，只選擇排氣管方案b進行仿真優化和試驗驗證。根據2.1節的分析，第1缸掃氣期間遭遇第2缸排氣壓力波，排氣壓力高于進氣壓力，導致進氣流量明顯降低。優化思路為：滯后排氣門開啟時刻，排氣壓力波后移，波峰盡量避開疊開角期間，第1缸排氣門關閉后，缸內和排氣道阻斷，后續的排氣壓力不影響進氣。因此，保持進氣門升程不變，將排氣門開啟時刻對應的曲軸轉角由120°滯后至140°。

優化后排氣方案b在25%額定負荷時第1缸進、排氣壓力，進氣質量流量仿真結果如圖10所示，優化前、后過量空氣系數仿真結果如圖11所示，優化前、后過量空氣系數仿真與試驗對比如圖12所示。

由圖10、11可知：優化后，排氣管方案b第1缸掃氣末期才遭遇排氣壓力波，對比圖4a），掃氣期間的進氣質量流量明顯增大；雖然優化方案不能完全消除排氣干擾，但是已明顯降低，25%額定負荷時，過量空氣系數較優化前增大0.36，效果明顯。由圖12可知：25%額定負荷時，過量空氣系數試驗結果由1.81增大至2.15，試驗結果和仿真十分接近。

試驗結果還顯示：負荷大于75%額定負荷時，因為排氣門開啟角滯后，自由排氣量減小，強制排氣量增大，泵氣損失增大［13］，燃油消耗率增大1～2 g/（kW·h）；負荷比小于50%時，由于過量空氣系數增大，燃燒優化，燃油消耗率降低了3～5 g/（kW·h）。

4 結論

采用GT-Power針對某直列8缸脈沖增壓柴油機4種排氣管方案形式進行了仿真，分析了排氣管布置形式的排氣干擾原因，并進行了優化和試驗驗證。

1）增壓器雙流道、單個流道排氣間隔曲軸轉角為180°的布置形式，在低速低負荷排氣壓力高于進氣壓力時，各缸形成均勻的干擾，導致過量空氣系數在特定負荷異常降低。

2）4排管結構、增壓器雙流道、單個流道排氣間隔曲軸轉角為90°和270°的布置形式，各缸排溫均勻性較差，排氣管匯合處的隔板阻隔氣流較差。

3）4排管結構、增壓器雙流道、單個流道排氣間隔曲軸轉角為180°的布置形式，將排氣門開啟曲軸轉角由120°推遲至140°，在25%額定負荷時過量空氣系數仿真結果增大了0.36，提高了低速低負荷的性能，但是高速高負荷性能稍微惡化。

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Effect of pulse exhaust pipe layout on exhaust interference of

an 8-cylinder diesel engine

ZHANG Fangfang， ZHANG Bo， L Linxing

Weichai Power Co.， Ltd.， Weifang 261061， China

Abstract：To solve the problem of exhaust interference in each cylinder of a certain inline 8-cylinder pulse turbocharged diesel engine， four types of exhaust pipe arrangements are designed. A diesel engine model is built"using GT-Power software to analyze the effect of exhaust pipe arrangements on exhaust interference， and optimization and experimental verification are carried out. The results show that the layout and firing sequence of the exhaust pipes are the main factors of exhaust interference， and uneven sweeping of each cylinder is the direct cause of exhaust interference. The arrangement of exhaust pipes with a 4-row pipe structure， dual turbocharger channels， and a single channel exhaust interval with a crankshaft angle of 180° will result in higher exhaust pressure than intake pressure under low load conditions， resulting in uniform exhaust interference for each cylinder. At 25% rated load， the excess air coefficient abnormally decreases. After delaying the opening angle of the exhaust valve crankshaft from 120° to 140°， the excess air coefficient increases from 1.82 to 2.15， and the low-speed performance is significantly improved.

Keywords：pulse pressure charging； diesel engine；exhaust pipe； exhaust interference； GT-Power

（責任編輯：臧發業）