基于代理模型的气门大小对功率影响的研究

李兴义，　黎一锴，　刘福水

(北京理工大学 机械与车辆学院，北京 100081)



基于代理模型的气门大小对功率影响的研究

李兴义，黎一锴，刘福水

(北京理工大学 机械与车辆学院，北京 100081)

针对某型号高增压柴油机，利用基于代理模型的数据拟合方法，研究了不同工况下功率随气门大小变化的规律，并得到每个工况下最优功率和相应的进排气门尺寸.研究结果表明：在研究范围内，对于排气背压较低的工况，同工况下进气门增大使得功率增大，排气门增大使得功率先增大后减小；排气背压逐渐升高时，功率逐渐减小，最优功率点的进排气门直径比增大.对于排气背压很高的工况，进、排气门增大均会使得功率先增大后减小.

增压柴油机; 进排气门；代理模型；功率

和汽油发动机相比，柴油机具有热效率高、功率密度大等优点，因此，柴油机自发明以来应用愈广，各方面都取得了十分显著的进步.随着近几年空气不断恶化，节能减排理念深入人心，柴油机要想继续发展，必须提高热效率来提高经济性和排放性；另一方面，柴油机广泛应用的同时出现很多苛刻的应用场景，比如高原低气压燃烧，高强度高压燃烧，这些场景下功率响应会发生变化.燃烧过程中，高效的进排气过程对发动机性能作用十分显著，而进排气门是进排气过程中重要的一环，因此针对增压型柴油机进排气门大小对功率影响的研究是十分必要的.因此,文中采取仿真分析与代理模型拟合相结合的方法，对单一工况以及变工况时进排气门大小与功率的关系进行研究分析[1-4].

1　研究工具和方法

1.1实验系统与仿真模型

文章中所需的试验数据是在 1132Z 模拟增压单缸机试验台上进行.图1为单缸机试验测试系统示意图.利用该试验系统测试分析了模型机的实际运行特性和进排气系统相关参数，为下一步仿真模型的建立和校验提供基础数据.

图1　单缸机实验测试系统结构图

基于Ricardo WAVE平台搭建了单缸机性能仿真模型,模型结构如图2，根据上述单缸试验模型机的试验数据，首先对该仿真模型进行参数设置以及分系统模型的选取和校核工作，详细步骤不再赘述.

图2　WAVE仿真模型

模型构建完成之后，需要用试验数据进行验证来保证模型的精确性，通用的校核方法是校核缸压曲线与放热率曲线，另外额外校核了一些参数，校核结果如表1、图3和图4所示.

校核结果证明构建的WAVE模型精确度良好，可以用来进行发动机性能仿真工作.

表1　WAVE模型参数校核

图3　缸压曲线校核

图4　放热率曲线校核

1.2代理模型与分析方法[5-7]

仿真计算具有经济成本低，精确度好等优点，在科学研究工作中占据着十分重要的地位.然而仿真计算也存在着明显的不足，就是当研究范围较广，以及计算点较密集、计算点较多时，仿真计算的时间成本就会迅速上升，严重影响了研究效率，所以采用代理模型来进行数据拟合，代替一部分仿真软件的工作，使用代理模型分析的关键是在不降低精度的情况下构造一个计算量小、计算周期短，但计算结果与仿真计算或实验相近的数学模型.图5是代理模型分析的主要过程，具体定义和相关的原理参见文献[6].

图5　代理模型分步骤

选取进、排气门的尺寸为自变量，结合现有缸盖的数据，确定自变量的取值范围见表2.

表2　自变量取值范围

采用中心复合设计法布点，拉丁超立方法取点的方法，共生成30个样本点，见图6.并将选取的点带入构建好的WAVE模型进行仿真计算.

图6　初始样本点的选取结果

为了模拟不同进排气状态下发动机的性能，通过固定进气压力，改变排气背压的方式来实现不同工况，工况设置如表2所示，选取范围包括了低排气背压和高排气背压的工况，后期的研究表明4 bar处存在极值点，所以在4 bar附近额外添加2个工况.

表2　模拟工况的设置

使用WAVE仿真模型计算样本点在7个工况下的性能参数.基于210组数值计算结果，通过量纲归一化处理，在标准化的变量空间分别建立多项式响应面代理模型(PRS)、辐射神经元网络模型(RBNN)、Kriging模型(KRG)和加权平均值近似响应模型(WAS).选取PRESS作为代理模型的误差评价指标，表达式为

(1)

综合4种模型的拟合结果见表3.可以看出，WAS模型的拟合效果优于其他模型.因此，选择该模型的拟合结果对目标变量做进一步分析.

表3　各个代理模型的PRESS误差值

2　结果与分析

2.1同一工况下进排气门对功率的影响

使用代理模型进行数据拟合，每个工况拟合10 000个数据点，以工况3为例，在进排气压力均为3.5 bar时，拟合点情况如图7、8所示.

图7　进气门与功率关系图

图8　排气门与功率关系图

通过带宽来分析进排气门对功率的影响.进气门的带宽越宽，证明在该进气门状态下，排气门对功率的影响越大；带宽越窄，则说明排气门影响越小.同理，排气门的带宽越宽，证明在该排气门状态下，进气门对功率的影响越大；带宽越窄，说明进气门影响越小.

图7可以看出，进气门的带宽较窄.图8可以看出，排气门的带宽较宽.这表示，在该工况下，功率受进气门这一参数影响更为明显，而受排气门影响相对较弱.带宽比上相应的自变量取值范围可以得到单位自变量变化造成的功率变化. 经计算，该工况下进气门平均每增加1 mm，功率增加0.4 kW；排气门平均每增加1 mm，功率增加0.125 kW.

为了更直观的观察进排气门直径变化对功率的影响规律，将该工况下的拟合数据使用等高图来表示如图9.

图9中等高线数值为功率大小，可以看出，在进排气压力都为3.5 bar的工况下，进气门直径和对功率影响为正相关关系，即进气门越大，功率越大；排气门在增大的过程中，功率先增大后减小.根据进、排气门方向的等高线密度，可以看出进气门方向上等高线梯度变化较排气气门方向更大，可得进气门变化的过程中，功率随之变化也较大，所以在该状态下，进气门直径对功率的影响大于排气门直径的影响.

图9　进排气门与功率的等高线图

结合进气量与PMEP的变化规律，进一步分析进排气门大小变化对功率影响的机理.进气量与PMEP的等高图如图10、11所示.

图10　进排气门与进气量的等高图

如图10为进气量的等高线，单位是kg/h；图11为PMEP绝对值的等高线,单位是bar.可以看出当进气门增大时，进气量增大，PMEP减小；当排气门增大时，进气量减小，PMEP减小.

综上得，进气门尺寸增大使得进气阻力减小，因此进气量随之增大，导致充量系数增加；另一方面，进气门增大使得进气量增大，此时缸压上升，排气过程中缸内压力和排气背压的压差上升使得泵气压力减小，所以泵气损失减小.结合上一章的分析可得，充量系数增大同时泵气损失减小，有效功率因此增大.

图11　进排气门与PMEP的等高线图

排气门尺寸增大时，排气阻力减小，因此泵气压力减小，使得泵气损失减小；另一方面，当排气门尺寸减小时，根据伯努利方程，排气门处的气体速度会有所增加，所以气体冲量增加，在进气门打开时排气门尚未关闭，而此时大冲量气体由于惯性会继续对换气过程有促进作用，使得进气量增加，充量系数增大.结合上一章的分析可得，排气门的增大过程是泵气损失和充量系数同时减小的过程，功率取决于二者的共同影响，因此先增大后降低.

根据工程实际，认为进排气门直径和近似相等，并定义进、排气门直径比为R.在进排气门直径和为76 mm时，将功率与R值的关系如图12.

图12　功率与R值的关系

图中最高点处功率为86.5 kW，进气门直径为40.7 mm，排气门直径为35.3 mm，R为1.15.可以看出当前工况下，进排气门和为76 mm时，最优功率点在R为1.15时取到，最大功率为86.5 kW.

2.2不同一工况下进排气门对功率的影响

经过与上一节类似的多次计算，现给出排气压力变化时，进排气门对功率的变化情况，针对单工况的类似规律便不再赘述.

每个工况下进排气门单位变化对功率的影响和排气压力之间的关系如图13.

图13　自变量单位变化对功率的影响和排气压力的关系

随着排气压力不断增大，排气门单位变化对功率影响越来越小并始终小于进气门单位变化对功率的影响；而且随着排气压力越来越大，进气门大小变化对功率的影响也在不断减弱.

为了研究排气压力不断升高时功率随进排气门的变化规律，观察5个工况下，进排气门和为76的R值与功率关系如图14，圆点处为该工况下功率最高点，可以看出在排气背压为4.5 bar时，最优R值由上升转为下降.

图14　不同排气压力下，R值与功率的关系

为了保证结果的精确性，在4 bar附近加算两个工况即工况4和工况6，排气背压分别为3.75 bar和4.25 bar.综合加算点数据以及原始数据，得到排气压力和最优R值的关系如图15.

图15　排气压力和最优R值

在研究的范围内，当进气压力为3.5 bar不变，排气压力增大时，最优功率的进排气直径比会先增大，到4 bar左右会出现极值点，然后，当排气压力继续增大到4.5 bar时，最优R值会稍微下降.当排气压力升高时，最优功率点的排气门尺寸先减小，然后，在4.5 bar时会增大.各个工况下的最优功率情况见表4，随着排气压力的增大，最功率逐渐减小.

从表4发现4.5 bar时，最优进气门尺寸开始减小，最优排气门尺寸开始增大.这是因为当排气背压十分高且大于进气压力时，在进排气门同时开启的重叠期，会有排气门处的废气回流到进气门处阻碍进气流动，当进气门尺寸缩小时，进气速度变大，所以，废气回流对气体的阻碍便减小，一定程度上有利于进气，可以提高充量系数.同理，排气门增大可以减小排气回流的冲量，也可以减小废气回流对进气的阻碍，提高充量系数.也因此出现排气背压4.5 bar时R值不升反而降低的现象.

表4　各工况下最优功率情况

3　结　论

1)在排气背压不太高时，进气门直径和对功率影响为正相关关系.进气门越大，充量系数越大，功率越大；排气门在增大的过程是充量系数和泵气损失同时减小的过程，功率会先增大后减小.

2)在排气背压较进气压力大很多时，由于废气回流的阻碍，最优功率的进气门尺寸会出现减小的趋势.

3)随着排气背压的升高，功率越来越低，最优功率处的进排气门比值R会先升高，当排气背压较进气压力高很多时，R值出现下降.

[1]周龙保.内燃机学[M]. 机械工业出版社, 2005.

[2]刘福水, 尚勇, 王丽, 等. 进气门关闭角度对内燃机换气过程的影响规律研究[J]. 内燃机工程,2013,34(6):52-57.

[3]尚勇, 刘福水, 王亚丽. 排气门开启角度对内燃机换气过程的影响规律研究[J]. 内燃机工程, 36(2): 7-12.

[4]尚勇, 刘福水, 陆滢, 等. 气门重叠角度对内燃机换气过程的影响规律研究[J]. 内燃机工程, 2015, 36(4): 104-111.

[5]吴钦, 王国玉. 低温介质质量传输空化模型的代理分析及优化[J]. 应用力学学报, 2013,30(5)：700-706.

[6]Queipo N V, Haftka R T, Shyy W, et al. Surrogate-based analysis and optimization[J]. Progress in aerospace sciences,2005,41(1): 1-28.

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Surrogate-based Investigation in Influence of Valve Sizes on Engine Power Output

LI Xing-yi,LI Yi-kai,LIU Fu-shui

(School of Mechanical Engineering，Beijing Institute of Technology，Beijing，100081)

By means of the data fitting method based on a surrogate model, the law of its power change with the valve size was investigated under different work conditions for a high-turbocharged diesel engine. The optimal power output and its corresponding size of the intake and exhaust valve were obtained under each working condition. The results showed that, for the conditions with the lower exhaust back pressure, the power output increased with increase of the intake valve size but the increase of the exhausted valve size made the power output increase at first and then decrease. As the exhaust back pressure increased, the power output gradually decreased and the diameter ratio of the intake and exhaust valve increased at the optimal power point. Under the conditions with higher exhaust back pressure, the increase of the intake and exhaust valve size would make the power output increase at first and then decrease.

turbo charged diesel engine; intake and exhausted valve; surrogate model; power

1009-4687(2016)02-0011-06

2015-12-16

李兴义(1988-),男,硕士.

TK421.3

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