運用一維熱力學仿真分析改善汽油機低速扭矩

王占峰 尹伊郡 杜維明

（中國第一汽車股份有限公司技術中心）

隨著城市道路交通越來越擁擠，汽車的啟停也越來越頻繁，發動機的低速性能直接影響汽車的起動和加速性能。提升發動機低速扭矩的理論依據是加大發動機低轉速的扭矩儲備系數，扭矩儲備系數越大，扭矩增大的越快，發動機克服短期超負荷的能力越強，自適應能力越強[1]。對于自然吸氣汽油機，提高低轉速充氣效率、增強低轉速進入缸內氣體的滾流進而改善低轉速的燃燒以及提高壓縮比等措施都可以改善發動機的低速扭矩特性[2]。文章運用一維熱力學分析軟件GT-Power優化發動機性能參數，提出提高發動機低速扭矩的策略。

表1 CA4GB發動機主要參數和性能目標

1 汽油機主要參數

CA4GB發動機的主要參數和性能目標，如表1所示。

2 熱力學仿真模型

通過對原機的性能試驗測取原機性能及標定仿真模型所需要的氣缸內壓力和進排氣歧管壓力等數據，應用GT-Power軟件建立并校核發動機的仿真模型。針對該汽油機的氣門型線、進氣歧管參數、排氣歧管形式和參數以及進排氣道結構等參數進行調整與優化，分析各種參數對發動機低速性能的影響，提出最終的優化方案。圖1示出熱力學仿真模型示意圖。

圖1 CA4GB發動機的熱力學仿真模型示意圖

3 提高低速扭矩策略

3.1 進氣歧管參數

汽油機的進氣歧管對于發動機的性能影響是非常大的，發動機的進氣是通過進氣歧管內的壓力波動作用完成換氣[3]。改變歧管長度和直徑會使進氣歧管內壓力波動，一般長度越長、直徑越小，發動機的低速充氣效率會越高。但是同時，相應的會降低發動機中高轉速的充氣效率[4]，因此在優化進氣歧管參數，提高扭矩的同時需要兼顧發動機中高轉速的性能。

選擇低端轉速為1 000 r/min、扭矩點轉速為3 800 r/min及功率點轉速為5 500 r/min進行長度和直徑2個變量的DOE優化，并最終在保證額定功率和最大扭矩的同時選擇對發動機低轉速最有利的參數。綜合考慮額定點功率、最大扭矩和低端扭矩的性能確定進氣歧管結構參數。圖2示出進氣歧管參數的DOE優化結果，圖2中藍色虛線所圍成的區域為滿足額定功率要求的參數范圍，紅色虛線所圍成的區域為滿足最大扭矩要求的參數范圍，綠色實線所圍成的區域為既滿足額定功率要求又滿足最大扭矩要求的重疊區域。從1 000 r/min工況下歧管參數的DOE優化看，隨著歧管長度的增加和歧管直徑的減小，低端的性能會略微有所提升，同時需要考慮發動機在汽車空間的布置，最終選擇歧管長度為500 mm、歧管直徑為48 mm，而原機的進氣歧管長度為480 mm、直徑為50 mm。

圖2 汽油機進氣歧管參數的DOE優化結果

圖3示出新的進氣歧管參數與原進氣歧管參數的外特性性能比較，從圖3可以看出，通過進一步優化進氣歧管參數，發動機低端扭矩有1～2 N·m的提高，對扭矩點的性能基本沒有影響，而額定功率僅僅損失0.3 kW，仍然滿足目標要求。

圖3 汽油機進氣歧管優化前后外特性性能比較

3.2 排氣歧管形式

排氣歧管的結構形式及參數，決定著各氣缸間排氣互相干擾的程度和排氣的流暢程度。排氣歧管設計得好，可以更加合理的利用發動機的排氣能量，對發動機動力性能的提升和經濟性改善都有幫助。原機的排氣歧管方案中，長度比較短且1缸與2缸的歧管交匯、3缸與4缸的歧管交匯，都會產生比較嚴重的排氣干擾，如圖4a所示。經過優化設計，綜合考慮汽車布置情況，改變排氣歧管的結構形式為4個獨立的歧管，且長度較長，如圖4b所示。這樣可以減少各缸間的排氣干擾，充分利用發動機的排氣能量。考慮到三元催化器的快速起燃，排氣歧管的長度也不宜過長。

圖4 汽油機排氣歧管結構形式示意圖

圖5示出改變排氣歧管形式后的外特性性能比較，從圖5可以看出，優化后的排氣歧管對3000，3500r/min工況扭矩提升明顯，由于降低了各缸之間的排氣干擾，對整個外特性曲線都略有提升。3 000 r/min工況下的扭矩提升7.7 N·m，因此文章對3 000 r/min工況的壓力波變化進行詳細地分析。

圖5 汽油機排氣歧管形式改變前后外特性性能比較

圖6示出2種排氣歧管3 000 r/min工況的壓力波曲線，從圖6可以看出，優化后的排氣歧管，當進氣門開啟0～1 mm時，進氣壓力大于缸內壓力；當進氣門開啟2.5 mm時，進氣壓力與缸壓差值較大，使進氣順暢，充氣效率提高。另外，進氣門開啟初期，優化后排氣歧管的進氣壓力大于排氣壓力，殘余廢氣少，利于燃燒穩定。

圖6 汽油機進排氣歧管壓力波曲線圖

3.3 氣門型線

因進排氣門型線和相位影響著發動機的充氣效率和泵氣損失，故它是提高發動機性能很重要的參數。減小包角和降低升程可以降低發動機低轉速工況的泵氣損失，但會降低高轉速工況的充氣效率。應用熱力學軟件對氣門升程和氣門包角進行DOE優化，圖7示出優化后的氣門型線與原型線的對比。

圖7 優化前后的進排氣門型線對比圖

圖8示出優化后凸輪軸的性能對比，從圖8可以看出，優化后的凸輪型線使得發動機低轉速工況扭矩提高3N·m左右，但同時高轉速工況的性能下降2N·m左右。

圖8 配置凸輪軸的發動機優化前后外特性性能對比圖

3.4 氣道結構參數

氣道的結構參數對發動機的充氣效率和缸內燃燒有非常重要的影響。高流量的氣道能夠提高發動機的充氣效率，在發動機的高轉速工況尤為明顯；高滾流的氣道能夠增強缸內混合氣的流動，改善燃燒，提高發動機低轉速工況的性能并改善部分負荷工況的燃油經濟性。圖9示出優化前后的氣道參數比較，為了使高轉速工況的動力性能不降低過多，在保證氣道流量特性的前提下盡量提高氣道的滾流。優化后的平均氣道流量系數降低0.01，而平均滾流比提高0.5。

圖9 優化后氣道的性能對比圖

圖10示出優化后氣道的性能對比圖，從圖10可以看出，優化后的氣道除了高轉速性能略微下降外，其余工況的性能基本沒變化。

圖10 配置氣道的發動機優化前后外特性性能對比圖

4 最終性能及汽車仿真結果

將上述所有改進低速扭矩的技術措施應用到發動機后再進行熱力學仿真。圖11示出最終優化方案與原機的性能對比。

圖11 采用最終優化方案配置的發動機與原機的外特性性能比較

從圖11可以看出，通過優化進氣歧管、排氣歧管、進排氣凸輪型線及氣道后，發動機的低轉速扭矩提升7%左右，高轉速工況性能基本沒有損失。

表2示出汽車的動力性能模擬計算結果，從表2可以看出，汽車的最高車速基本保持一致，0～100 km/h加速時間及最高擋、次高擋加速時間均減少，最低擋的最大加速度增加0.11 m/s2。表明通過改善發動機的低速扭矩可以明顯的提升汽車的動力性能。

5 結論

經過熱力學仿真分析，在保證發動機高速性能不損失的前提下，通過進一步優化進氣歧管參數、改變排氣歧管形式、優化進排氣門型線以及氣道的結構參數，最終將原有發動機的低速性能由原機的114 N·m提高到120 N·m，提高了5%。基于優化后的結果，進行汽車動力性能的仿真分析，使得汽車的0～100 km/h加速時間減少4.8%，最低擋最大加速度提高3.2%。基于熱力學分析結果，僅僅完成了針對發動機低速扭矩改善的方案設計與車輛仿真模擬，具體的改善效果還需要進一步的試驗進行驗證。