摘 要：為解決某直列8缸脈沖增壓柴油機(jī)各缸排氣干擾問(wèn)題，設(shè)計(jì)4種排氣管布置形式，利用GT-Power軟件搭建柴油機(jī)模型，分析排氣管布置形式對(duì)排氣干擾的影響，并進(jìn)行優(yōu)化和試驗(yàn)驗(yàn)證。結(jié)果表明：排氣管的布置形式和發(fā)火順序是產(chǎn)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(fù)荷時(shí)過(guò)量空氣系數(shù)異常降低；4排管結(jié)構(gòu)、增壓器雙流道、單個(gè)流道排氣間隔曲軸轉(zhuǎn)角為180°的排氣管布置型式在低負(fù)荷工況下排氣壓力會(huì)高于進(jìn)氣壓力，各缸形成均勻排氣干擾；排氣門(mén)開(kāi)啟曲軸轉(zhuǎn)角由120°推遲至140°后，過(guò)量空氣系數(shù)由1.82提高至2.15，低速性能明顯改善。

關(guān)鍵詞：脈沖增壓；柴油機(jī)；排氣管；排氣干擾；GT-Power

中圖分類號(hào)：TK423.4文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A文章編號(hào)：1673-6397（2024）04-0056-08

引用格式：張方方，張波，呂林興.某8缸柴油機(jī)脈沖排氣管布置對(duì)排氣干擾的影響［J］.內(nèi)燃機(jī)與動(dòng)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(shù)可以顯著提高柴油機(jī)的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性和廢氣能量利用率，廣泛應(yīng)用于內(nèi)燃機(jī)領(lǐng)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(diǎn)是在排氣管中產(chǎn)生盡可能大的壓力波動(dòng)，低速工況下脈沖增壓系統(tǒng)能充分利用排氣脈沖能量，進(jìn)氣壓力較高，性能較好［4］。采用脈沖式廢氣渦輪系統(tǒng)，當(dāng)氣缸數(shù)是3的倍數(shù)時(shí)，可采用3個(gè)氣缸連接一根排氣管；當(dāng)氣缸數(shù)不是3的倍數(shù)時(shí)，需要根據(jù)氣缸數(shù)和發(fā)火次序組織排氣管分支［5］。排氣管是排氣系統(tǒng)的重要組成部分，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的換氣性能起著至關(guān)重要的作用［6］。排氣系統(tǒng)的布置形式直接影響排氣管氣體流動(dòng)，進(jìn)而影響發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)性能［7］。本文中以某直列8缸脈沖增壓柴油機(jī)為研究對(duì)象，采用GT-Power仿真和試驗(yàn)方法分析不同排氣管布置形式對(duì)排氣干擾的影響，并進(jìn)行排氣管布置、發(fā)火順序優(yōu)化和驗(yàn)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(jī)的發(fā)火順序?yàn)?—3—2—5—8—6—7—4，增壓器為雙流道。設(shè)計(jì)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(jìn)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(jìn)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(jìn)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(jìn)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(jìn)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(jìn)入增壓器渦端，記為方案d；方案b、d在排氣管匯合處設(shè)計(jì)有導(dǎo)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(jī)進(jìn)、排氣系統(tǒng)的三維內(nèi)腔抽出并處理，然后利用GEM-3D工具進(jìn)行分割、離散。以方案b為例，搭建的柴油機(jī)一維熱力學(xué)仿真模型如圖2所示，其余模型相似。

一維熱力學(xué)模型的燃燒過(guò)程選用DI Wiebe模型，缸內(nèi)傳熱選用Woschni模型［11-12］，增壓器壓端和渦端map根據(jù)試驗(yàn)條件和試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行修正，排氣管選用碳鋼材料，修正對(duì)流換熱系數(shù)模擬排氣管路的實(shí)際換熱能力。

1.3 模型驗(yàn)證

仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比如圖3所示，圖中相對(duì)誤差為標(biāo)定數(shù)據(jù)和試驗(yàn)數(shù)據(jù)的差與試驗(yàn)數(shù)據(jù)的比。由圖3可知：仿真和試驗(yàn)的爆壓、進(jìn)氣壓力、進(jìn)氣質(zhì)量流量、渦前溫度的相對(duì)誤差均小于4%，模型的精度較好，可用于后續(xù)的計(jì)算分析。

2 仿真、試驗(yàn)結(jié)果及分析

2.1 排氣管方案a、b仿真及試驗(yàn)結(jié)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(gè)流道連接的各缸，如方案a的第1、2、7、8缸，其發(fā)火順序?yàn)?—2—8—7，發(fā)火間隔對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角為180°。第1缸和第2缸發(fā)火間隔和排氣間隔的曲軸轉(zhuǎn)角均為180°。第1缸進(jìn)氣門(mén)開(kāi)啟后，在疊開(kāi)角掃氣期間，第2缸排氣門(mén)初開(kāi)，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(jìn)、排氣道壓力和進(jìn)氣質(zhì)量流量如圖4所示。

由圖4a）可知： 25%額定負(fù)荷下，柴油機(jī)進(jìn)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(jìn)氣壓力，第1缸掃氣背壓大，進(jìn)氣質(zhì)量流量明顯降低，掃氣不充分。

由圖4d）可知：當(dāng)柴油機(jī)處于高速高負(fù)荷時(shí)，進(jìn)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(jìn)排氣壓差，掃氣較充分。

對(duì)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(jìn)氣質(zhì)量流量明顯降低，掃氣不充分，說(shuō)明排氣對(duì)掃氣的干擾不受各缸位置的影響，距離增壓器最遠(yuǎn)端的第8缸掃氣期間仍然受到排氣干擾。

對(duì)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(jìn)氣質(zhì)量流量明顯下降，掃氣不充分，且方案a進(jìn)氣質(zhì)量流量降低更明顯，說(shuō)明方案b在排氣管匯合處的導(dǎo)流隔板在低速低負(fù)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(huì)受到干擾。

方案a、b的過(guò)量空氣系數(shù)和缸內(nèi)殘余廢氣系數(shù)如圖5所示。由圖5可知：當(dāng)25%額定負(fù)荷時(shí)，方案a、b的過(guò)量空氣系數(shù)明顯減小，柴油機(jī)缸內(nèi)殘余廢氣系數(shù)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(guò)量空氣系數(shù)更小，缸內(nèi)殘余廢氣系數(shù)更大。

由于增壓器單流道連接的各缸排氣間隔對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)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(yàn)

排氣管方案a、b的過(guò)量空氣系數(shù)和25%額定負(fù)荷時(shí)的單缸排溫試驗(yàn)結(jié)果如圖6所示。由圖6可知：過(guò)量空氣系數(shù)在高速高負(fù)荷時(shí)較優(yōu)，在25%額定負(fù)荷時(shí)明顯降低，各缸排溫偏差較小，試驗(yàn)結(jié)果和仿真結(jié)果相符。試驗(yàn)過(guò)程中，由于排氣管方案a的過(guò)量空氣系數(shù)較小，出現(xiàn)煙度較大的情況。

2.2 排氣管方案c、d仿真與試驗(yàn)結(jié)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(fā)火順序?yàn)?—5—8—4，第1缸和第5缸發(fā)火間隔、排氣間隔對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角均為270°。第1缸進(jìn)氣門(mén)開(kāi)啟后，在掃氣期間，第5缸排氣門(mén)未開(kāi)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(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角為90°，第5缸進(jìn)氣門(mén)開(kāi)啟后在疊開(kāi)角掃氣期間，第8缸排氣門(mén)全開(kāi)，第5缸掃氣遭遇第8缸較強(qiáng)的排氣壓力波，掃氣較差。

排氣管方案c、d第1、5氣缸對(duì)應(yīng)的進(jìn)、排氣道壓力和進(jìn)氣質(zhì)量流量仿真結(jié)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(jìn)氣門(mén)開(kāi)啟初期進(jìn)氣質(zhì)量流量上升較快；第5缸掃氣期間遭遇8缸排氣壓力波，導(dǎo)致第5缸進(jìn)氣門(mén)開(kāi)啟初期進(jìn)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(xiàn)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(shuō)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(fù)荷時(shí)排氣管方案c、d缸內(nèi)殘余廢氣系數(shù)、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(fā)火間隔曲軸轉(zhuǎn)角均為270°，掃氣壓差較大，掃氣良好，該4缸的缸內(nèi)殘余廢氣系數(shù)較小，單缸排溫較低；第3、4、5、6缸與下一缸的發(fā)火間隔曲軸轉(zhuǎn)角為90°，掃氣壓差小，掃氣較差，該4缸的缸內(nèi)殘余廢氣系數(shù)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(dǎo)致，不能說(shuō)明單缸負(fù)荷不均。

2.2.2 試驗(yàn)

對(duì)排氣管方案c、d進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，結(jié)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(fù)荷下過(guò)量空氣系數(shù)均較優(yōu)，試驗(yàn)結(jié)果和仿真完全符合。

經(jīng)過(guò)仿真計(jì)算和試驗(yàn)驗(yàn)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(fā)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(gè)流道連接的4個(gè)缸排氣間隔曲軸軸轉(zhuǎn)角為180°時(shí)，排氣干擾主要表現(xiàn)為低速低負(fù)荷過(guò)量空氣系數(shù)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(kāi)；3）增壓器單個(gè)流道連接的4個(gè)缸排氣間隔曲軸轉(zhuǎn)角分別為90°和270°時(shí)，排氣干擾主要表現(xiàn)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(jìn)方案與驗(yàn)證

當(dāng)前4種排氣管方案和發(fā)火順序的搭配基本覆蓋當(dāng)前主要搭配形式，增壓器單個(gè)流道連接的4個(gè)缸的發(fā)火順序要么均勻間隔180°，要么一定會(huì)出現(xiàn)間隔90°的情況，因此改變發(fā)火順序和排氣管方案形式無(wú)法規(guī)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(zhuǎn)角90°排氣時(shí)，由于被干擾缸的疊開(kāi)角期間干擾缸排氣門(mén)已經(jīng)全開(kāi)，更改配氣相位無(wú)法有效規(guī)避疊開(kāi)角期間的掃氣背壓，減小疊開(kāi)角可以縮減干擾角度，降低各缸排溫偏差，但可導(dǎo)致各缸排溫及渦前排溫上升，增加排溫超限的風(fēng)險(xiǎn)，不建議采取；2）排氣管方案a、b相鄰氣缸間隔曲軸轉(zhuǎn)角180°排氣時(shí)，由于被干擾缸疊開(kāi)角期間干擾缸排氣門(mén)初開(kāi)，可考慮采用優(yōu)化配氣相位的方法降低各缸干擾，提高低速低負(fù)荷時(shí)的過(guò)量空氣系數(shù)。

鑒于試驗(yàn)資源有限，只選擇排氣管方案b進(jìn)行仿真優(yōu)化和試驗(yàn)驗(yàn)證。根據(jù)2.1節(jié)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(jìn)氣壓力，導(dǎo)致進(jìn)氣流量明顯降低。優(yōu)化思路為：滯后排氣門(mén)開(kāi)啟時(shí)刻，排氣壓力波后移，波峰盡量避開(kāi)疊開(kāi)角期間，第1缸排氣門(mén)關(guān)閉后，缸內(nèi)和排氣道阻斷，后續(xù)的排氣壓力不影響進(jìn)氣。因此，保持進(jìn)氣門(mén)升程不變，將排氣門(mén)開(kāi)啟時(shí)刻對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角由120°滯后至140°。

優(yōu)化后排氣方案b在25%額定負(fù)荷時(shí)第1缸進(jìn)、排氣壓力，進(jìn)氣質(zhì)量流量仿真結(jié)果如圖10所示，優(yōu)化前、后過(guò)量空氣系數(shù)仿真結(jié)果如圖11所示，優(yōu)化前、后過(guò)量空氣系數(shù)仿真與試驗(yàn)對(duì)比如圖12所示。

由圖10、11可知：優(yōu)化后，排氣管方案b第1缸掃氣末期才遭遇排氣壓力波，對(duì)比圖4a），掃氣期間的進(jìn)氣質(zhì)量流量明顯增大；雖然優(yōu)化方案不能完全消除排氣干擾，但是已明顯降低，25%額定負(fù)荷時(shí)，過(guò)量空氣系數(shù)較優(yōu)化前增大0.36，效果明顯。由圖12可知：25%額定負(fù)荷時(shí)，過(guò)量空氣系數(shù)試驗(yàn)結(jié)果由1.81增大至2.15，試驗(yàn)結(jié)果和仿真十分接近。

試驗(yàn)結(jié)果還顯示：負(fù)荷大于75%額定負(fù)荷時(shí)，因?yàn)榕艢忾T(mén)開(kāi)啟角滯后，自由排氣量減小，強(qiáng)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(fù)荷比小于50%時(shí)，由于過(guò)量空氣系數(shù)增大，燃燒優(yōu)化，燃油消耗率降低了3～5 g/（kW·h）。

4 結(jié)論

采用GT-Power針對(duì)某直列8缸脈沖增壓柴油機(jī)4種排氣管方案形式進(jìn)行了仿真，分析了排氣管布置形式的排氣干擾原因，并進(jìn)行了優(yōu)化和試驗(yàn)驗(yàn)證。

1）增壓器雙流道、單個(gè)流道排氣間隔曲軸轉(zhuǎn)角為180°的布置形式，在低速低負(fù)荷排氣壓力高于進(jìn)氣壓力時(shí)，各缸形成均勻的干擾，導(dǎo)致過(guò)量空氣系數(shù)在特定負(fù)荷異常降低。

2）4排管結(jié)構(gòu)、增壓器雙流道、單個(gè)流道排氣間隔曲軸轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)、增壓器雙流道、單個(gè)流道排氣間隔曲軸轉(zhuǎn)角為180°的布置形式，將排氣門(mén)開(kāi)啟曲軸轉(zhuǎn)角由120°推遲至140°，在25%額定負(fù)荷時(shí)過(guò)量空氣系數(shù)仿真結(jié)果增大了0.36，提高了低速低負(fù)荷的性能，但是高速高負(fù)荷性能稍微惡化。

參考文獻(xiàn)：

［1］ 張廣智，張立夫，花琳，等.可控脈沖增壓系統(tǒng)對(duì)D6114柴油機(jī)性能影響研究［J］.內(nèi)燃機(jī)與動(dòng)力裝置，2016，33（3）：56-60.

［2］ 胡松，王銀燕，孫永瑞，等.基于GT-power和Simulink的相繼增壓切出過(guò)程仿真研究［J］.應(yīng)用科技，2015，42（5）：55-60.

［3］ 李宗營(yíng)，楊傳雷，胡松，等.某型脈沖增壓柴油機(jī)排氣管結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)［J］.應(yīng)用科技，2018，45（4）：32-38.

［4］ 黃燊.V型柴油機(jī)采用定壓和脈沖增壓系統(tǒng)對(duì)性能影響的比較［J］.內(nèi)燃機(jī)，2003（6）：12-14.

［5］ 劉威，王銀燕，王正祥，等.某型增壓柴油機(jī)排氣系統(tǒng)的仿真研究［J］.內(nèi)燃機(jī)與配件，2013 （10）：1-8.

［6］ 顧宏中.MIXPC渦輪增壓系統(tǒng)研究與優(yōu)化設(shè)計(jì)［M］.上海：上海交通大學(xué)出版社，2006.

［7］ 杜巍，單文詣，劉福水.排氣管結(jié)構(gòu)對(duì)多缸增壓柴油機(jī)進(jìn)氣不均勻性的影響［J］.北京理工大學(xué)學(xué)報(bào)，2012，32（6）：580-584.

［8］ 王銀燕，高維成，趙建平，等.應(yīng)用MPC-相繼增壓系統(tǒng)改善船用柴油機(jī)低負(fù)荷性能的研究［J］.內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，1999，17（1）： 3-5.

［9］ 陳華清.船用相繼增壓柴油機(jī)1TC/2TC切換過(guò)程仿真分析［J］.熱能動(dòng)力工程，2009，24（2）：226-229.

［10］ 劉俊龍，耿國(guó)芳，龐斌，等.排氣管布置形式對(duì)雙增壓發(fā)動(dòng)機(jī)性能影響的計(jì)算分析［J］.內(nèi)燃機(jī)動(dòng)力裝置，2020，37（5）：72- 77.

［11］ 米雪，劉曉日，周晶晶，等.柴油機(jī)缸內(nèi)近壁面?zhèn)鳠崮Ｐ偷难芯浚跩］.內(nèi)燃機(jī)動(dòng)力裝置，2017，34（1）：36-39.

［12］ 李鵬宇，王新校，欒軍山，等.基于韋伯模型的柴油機(jī)燃燒控制模型與一維仿真［J］.內(nèi)燃機(jī)與配件，2021（21）：5-8.

［13］ 周龍保.內(nèi)燃機(jī)學(xué)［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005.

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(zé)任編輯：臧發(fā)業(yè)）