楊 弢， 杜愛民， 萬 玉

(同濟大學(xué)汽車學(xué)院，上海201804)

0 引言

傳統(tǒng)汽油機采用節(jié)氣門控制負荷，在部分負荷工況時通過調(diào)節(jié)節(jié)氣門對進氣量進行控制，由于進氣壓力降低，使缸內(nèi)壓力遠低于大氣壓，活塞運行過程中需要消耗較多的功來克服兩端的壓力差，形成泵氣損失，造成熱效率的降低.這是影響汽油機部分負荷經(jīng)濟性的主要原因之一.因此，研究汽油機部分負荷工況下泵氣損失特性及其對性能的影響，分析如何降低泵氣損失，對提高汽油機部分負荷熱效率，降低燃油經(jīng)濟性有重要意義.

本文通過對某型號1.8L汽油機工作過程的模擬，分析了其泵氣損失特性及其對汽油機性能的影響.

1 仿真計算模型建立

1.1 仿真模型建立

利用GT－POWER模擬仿真軟件搭建某型號1.8L自然吸氣汽油發(fā)動機計算模型.根據(jù)原機實際測量的數(shù)據(jù)，包括管道長度、直徑、彎曲半徑、熔劑元件體積(空氣濾清器、諧振腔、三元催化器、消聲器)等，建立如實際發(fā)動機較為相符的計算模型，模型的主要元件有:進氣管道、空氣濾清器、節(jié)氣門、進氣道、噴油器、進氣門、排氣門、氣缸、曲軸箱、排氣道、排氣管以及傳感器和監(jiān)視器等.

部分負荷時，利用傳統(tǒng)的PID(Proportion Integration Differentiation)控制模塊的來控制計算過程中進氣流量，以實現(xiàn)對負荷的控制.根據(jù)試驗確定仿真計算模型各工況邊界條件，該汽油機為進氣門單VVT，各工況條件下排氣門正時保持不變.根據(jù)相關(guān)幾何條件及物理邊界條件，在GT－POWER平臺上建立一維仿真計算模型，如圖1所示:

1.2 萬有特性模擬及驗證

根據(jù)試驗提供的邊界條件，從1000r/min到6000r/min，每隔500r/min取一個工況點，共11個工況點，建立汽油機部分負荷模型，模擬仿真汽油機負荷特性，并對計算結(jié)果進行分析處理，得到汽油機油耗特性Map和流量特性Map，如圖2、圖3所示:

與汽油機試驗數(shù)據(jù)進行了對比和差值計算，得到仿真模型油耗特性和流量特性的誤差Map如圖4、圖5所示:

由圖2、圖3、圖4、圖5可以看出，仿真計算得到的油耗特性和流量特性趨勢以及變化方位與原汽油機試驗數(shù)據(jù)較為匹配，且油耗特性和流量特性與試驗數(shù)據(jù)的誤差基本在±5%之間，只有流量特性在個別工況點出現(xiàn)了大于5%情況，這些工況點為低速第負荷或者為高速高負荷，是仿真計算處理較為困難的區(qū)域，而且其誤差在9%以內(nèi)，不會對后期的計算產(chǎn)生太大的影響.由此可見，根據(jù)試驗建立的一維仿真計算模型，可以較為準(zhǔn)確模擬汽油機的工作過程，為后期的分析和改進提供基礎(chǔ).

圖1 1.8L自然吸氣汽油機GT－Power仿真模型

圖2 模擬值油耗特性Map

圖3 模擬值流量特性Map

2 泵氣損失特性及其對性能的影響

2.1 泵氣損失特性

從1000r/min到6000r/min，每隔500r/min取一個工況點，共11個工況點，模擬仿真發(fā)動機負荷特性，計算過程中排氣正時保持不變，排氣提前角為47.2deg BBDC，排氣遲閉角為 8.5deg ATDC.圖6、圖7分別為不同工況下泵氣損失(PMEP)以及泵氣損失在IMEP中所占的比例.

圖4 模擬值油耗特性誤差Map

圖5 模擬值流量特性誤差Map

由模擬計算結(jié)果可以看出，隨著轉(zhuǎn)速的增加，泵氣損失及其在IMEP中所占的比例增加;隨著負荷的降低，泵氣損失增加，而且泵氣損失在IMEP中所占的比例也隨著負荷的降低而增加，且這種趨勢在低速時更加明顯.以2000r/min為例，IMEP從8bar降低到2bar，泵氣損失從0.35bar增加到0.62bar，其在 IMEP中所占比例也由4.2%上升到31.4%.

圖6 泵氣損失特性

圖7 IMEP中泵氣損失比例

圖8 熱效率與IMEP關(guān)系特性曲線

2.2 泵氣損失對指示熱效率和燃油經(jīng)濟性的影響

隨著負荷的降低，泵氣損失及其在IMEP中的比例增加;負荷降低，可燃混合氣充量降低，缸內(nèi)氣體運動強度降低，燃燒效率降低，對指示熱效率和燃油經(jīng)濟性產(chǎn)生影響.

圖8、圖9、圖10、圖11是指示熱效率和燃油經(jīng)濟性隨著IMEP和泵氣損失的變化趨勢.

圖9 熱效率與PMEP關(guān)系特性曲線

圖10 BSFC與IMEP關(guān)系特性曲線

圖11 BSFC與PMEP關(guān)系特性曲線

由模擬結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，相同負荷，隨著轉(zhuǎn)速的增加，熱效率降低，比油耗增加;相同轉(zhuǎn)速下，隨著負荷的降低，熱效率降低，比油耗增加;相同轉(zhuǎn)速下，隨著泵氣損失的增加，熱效率降低，比油耗增加.

以2000r/min為例，IMEP從8bar降低到2bar，熱效率從36.75%降低到29.71%，比油耗從增加到.可見，隨著負荷的降低，泵氣損失增加，造成熱效率降低，燃油經(jīng)濟性惡化.而且在低速的時候，隨著負荷的降低，泵氣損失的增加，熱效率降低和比油耗增加的趨勢要明顯比高速時快.

圖12 2000r/min時不同負荷示功圖

圖13 進氣壓力與IMEP變化關(guān)系

圖14 節(jié)氣門處壓力降與IMEP變化關(guān)系

2.3 泵氣損失產(chǎn)生的原因分析

通過示功圖分析汽油機工作過程中泵氣損失產(chǎn)生的原因.以2000r/min為例，圖12為2000r/min不同負荷時仿真得到的示功圖.

圖16 進氣門壓力與IMEP變化關(guān)系

圖17 進氣門壓力降與IMEP變化關(guān)系

可見，隨著負荷的降低，進氣過程中缸內(nèi)壓力降低，而排氣壓力基本保持不變，換氣過程中做功面積增加，泵氣損失增加.

模擬結(jié)果如圖13、圖14、圖15、圖16、圖17所示:

可以發(fā)現(xiàn)，隨著轉(zhuǎn)速的變化，進氣壓力變化不大，且在節(jié)氣門處的壓力降也變化不大，進氣門壓力變化不大，進氣門壓力損失隨著速度的增加有略微增加，說明相同負荷下隨著速度增加，進氣泵氣損失增加量較小，結(jié)合前面關(guān)于相同負荷下泵氣損失隨著速度的增加而增加的結(jié)論，可以得出:相同負荷下，隨著速度的增加，進氣泵氣損失略微增加，排氣泵氣損失的增加是整體泵氣損失增加的主要部分.

隨著負荷的降低，進氣過程中節(jié)氣門和進氣門處的進氣壓力也隨之降低，流經(jīng)節(jié)氣門和進氣門處產(chǎn)生的壓力損失越大，對應(yīng)的泵氣損失也越大.由圖12可以看出，低速小負荷下，節(jié)氣門處的泵氣損失是整體泵氣損失的主要部分.泵氣損失大小與節(jié)氣門處壓力降和氣門處壓力降基本成正比，但是進氣門隨著發(fā)動機的結(jié)構(gòu)設(shè)計完成后就無法改變了.這樣，實際發(fā)動機運行中，泵氣損失是隨著節(jié)氣門處壓力損失的增大而增大，節(jié)氣門開度越小，節(jié)流作用越強，節(jié)氣門處壓力損失越大，進氣壓力越低，泵氣損失越大［1］.隨著轉(zhuǎn)速和負荷增加，排氣壓力增加，這造成在高速高負荷時泵氣壓力增加.

進一步分析節(jié)氣門控制模式對進氣量的影響可知，傳統(tǒng)汽油機配氣機構(gòu)的進氣相位一定，進氣門關(guān)閉時刻不變，進而進氣門關(guān)閉時刻的缸內(nèi)容積基本一致.這樣，在均質(zhì)混合氣情況下，如果要調(diào)整負荷，就必須控制進氣量.而在缸內(nèi)容積一定的情況下，進氣量的控制只能通過降低混合氣的密度來實現(xiàn)，這就需要降低進氣壓力.在傳統(tǒng)汽油機中主要通過控制節(jié)氣門的開度來實現(xiàn)負荷的控制.然而，在這種負荷控制模式中，進氣壓力隨負荷降低而降低，這必然導(dǎo)致泵氣損失的增大［1］.

由以上的計算分析可以看出，部分負荷時控制節(jié)氣門處的壓力損失是降低泵氣損失關(guān)鍵所在，對提高熱效率和燃油經(jīng)濟性有重要意義.

3 結(jié)論

1)建立的某型號1.8L自然吸氣發(fā)動機一維仿真模型可以在不同負荷下很好的模擬發(fā)動機的工作過程，其誤差在工程可允許范圍內(nèi).

2)相同負荷下，隨著速度的增加，進氣泵氣損失略微增加，排氣泵氣損失的增加是整體泵氣損失增加的主要部分.

3)隨著發(fā)動機負荷的降低，節(jié)氣門的開度減小，由于節(jié)氣門的節(jié)流作用，使得節(jié)氣門處壓力損失增加，導(dǎo)致泵氣損失增加［1］，指示熱效率降低，燃油經(jīng)濟性惡化.

4)部分負荷時，降低發(fā)動機的泵氣損失關(guān)鍵在于降低節(jié)氣門處的壓力損失，這對提高熱效率，降低燃油消耗有重要意義.

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