進氣增壓對自由活塞內燃發(fā)電機性能影響

施新，陳雪康，胡晨星

（北京理工大學 機械與車輛學院，北京 100081）

當前發(fā)展新型能源動力裝置已成為未來的發(fā)展方向[1].在此背景下，自由活塞內燃發(fā)電機(free-piston engine genera-tor，縮寫FPEG)[2]受到越來越多的關注.FPEG 將內燃機與發(fā)電機耦合[3]，將燃料化學能直接轉換為電能輸出[4].能量傳遞鏈縮短，能量轉換效率得以提高[5].同時由于FPEG 不受機械結構的限制，能適應多種燃燒模式，可解決傳統(tǒng)內燃機所帶來的尾氣污染及化石能源短缺等問題，應用前景良好[6].

現(xiàn)階段，F(xiàn)PEG 種類很多[7]，其中超過95%的FPEG都為二沖程[8].二沖程發(fā)動機換氣時間短，其性能依賴掃氣質量[9].GOLDSBOROUGH 等[10]發(fā)現(xiàn)在二沖程FPEG 設計中換氣過程是實現(xiàn)高效節(jié)能的關鍵環(huán)節(jié).BERGMAN 等[11]發(fā)現(xiàn)可通過低增壓來限制掃氣短路損失.黃霞[12]發(fā)現(xiàn)掃氣效率會隨著壓氣機功率的升高而提高且FPEG 自由排氣過程會更加充分.郭陳棟[13]認為FPEG 理想的掃氣系統(tǒng)應具有較長的氣缸有效行程和氣口重疊距離且采用增壓掃氣.MIKALSEN 等[14]建立了帶渦輪增壓的單活塞FPEG 零維模型，樣機進氣壓比為1.68，以30 Hz 頻率運行時，輸出功率44.4 kW，理論效率可達42%，但后續(xù)樣機研制時渦輪增壓器并未實際使用.

FPEG 摒除了曲柄連桿機構，無法通過曲軸箱壓縮空氣來實現(xiàn)掃、排氣過程.此外為了改善換氣質量，提高現(xiàn)有二沖程FPEG 的功率密度，增壓技術的應用不可或缺，其中實現(xiàn)增壓器與FPEG 的良好匹配是關鍵環(huán)節(jié).文中以一臺點燃式二沖程兩缸FPEG 物理樣機為研究對象，首先在GT-Power 中建立了其一維仿真模型，通過模擬增壓方式研究進、排氣壓力，配氣相位，進排氣系統(tǒng)幾何尺寸等參數(shù)對FPEG 性能的影響.在此基礎上針對多模塊FPEG 設計了電動增壓方案并確定了匹配參數(shù)，并依據(jù)此選型了一臺電動壓氣機.

1 研究對象

點燃式二沖程兩缸FPEG 試驗樣機示意圖如圖1所示，兩個自由活塞內燃機置于直線電機兩側，電機動子與自由活塞內燃機活塞相連.啟動時，電機作為電動機拖動活塞壓縮缸內氣體，待缸內成功點火穩(wěn)定運行后，電機作為發(fā)電機將動子動能轉化為電能輸出.兩缸點火間隔角180°，保證動子能持續(xù)往復運動切割磁感線.FPEG 物理樣機單缸排量0.136 L，標定功率5 kW，標定運行頻率30 Hz，采用外部增壓進氣，換氣方式為氣口-氣口式回流對稱掃氣.噴油方式為進氣道噴射，燃油噴入進氣道后與空氣混合形成可燃混合氣，在掃氣箱中進一步混合均勻.該樣機的具體參數(shù)如表1 所示.

表1 FPEG 物理樣機主要技術參數(shù)Tab.1 Technical parameters of the FPEG physical prototype

圖1 FPEG 樣機示意圖Fig.1 FPEG prototype schematic.

2 FPEG 仿真模型建立與校核

2.1 仿真模型的建立

GT-Power 中沒有FPEG 直接可用的物理模型，需要做出一些等效假設.FPEG 沒有曲柄連桿機構，即沒有傳統(tǒng)意義上的曲軸轉角，在建立模型時以曲軸轉角計的時間需要被轉化，將FPEG 每循環(huán)所用時間tTFP對標傳統(tǒng)二沖程發(fā)動機每循環(huán)的360°，根據(jù)FPEG 運行時間tFP占每循環(huán)時間的比例來獲得FPEG 一維模型中等效的曲柄轉角

同樣地，F(xiàn)PEG 運行頻率與等效轉速的關系如

式中:fFP為FPEG 運行頻率；nFP為FPEG 等效轉速.此外，F(xiàn)PEG 沒有傳統(tǒng)意義上的活塞上下止點，規(guī)定FPEG 活塞位置相距火花塞最近處為等效上止點，最遠處為等效下止點.

在上述等效假設條件下，在GT-Power 中將FPEG樣機復雜的工作系統(tǒng)簡化為各子部件相應的物理模型，其一維仿真模型如圖2 所示，由環(huán)境狀態(tài)模塊、曲柄連桿機構模塊、氣缸燃燒室模塊、燃燒噴油閥模塊、進排氣管路及氣門組模塊組成，各個部件模塊互相獨立又通過連接模塊相互聯(lián)系.

氣缸燃燒室模塊：氣缸燃燒室中采用火花塞韋伯燃燒模型，兩缸點火間隔角設為180°，通過設定5%累積放熱率點來規(guī)定燃燒始點.FPEG 樣機缸內燃燒流場情況尚不明確，傳熱模型采用WoschniGT模型，并依據(jù)各管路材料的傳熱系數(shù)輸入合理的壁面溫度初值和燃燒氣體的初始狀態(tài).

曲柄連桿機構模塊：設定沖程數(shù)為2，F(xiàn)PEG 等效轉速范圍0～1 800 r/min.按照樣機實際尺寸設定氣缸、活塞和掃氣箱關鍵結構參數(shù)（如缸徑、沖程、連桿長度、壓縮比、壓縮余隙等）.將試驗獲得的活塞位置曲線數(shù)據(jù)導入到仿真模型中作為活塞組件往復運動規(guī)律的初值，其中活塞組件包括電機動子磁棒.模型中將一次循環(huán)的計算結果當作下次循環(huán)計算初值.

燃燒噴油閥模塊：脈沖噴油模塊中采用進氣道噴射，預混合燃燒，設定噴油速率1.2 mg/ms，為了使汽油完全燃燒，設定理論空燃比14.7，噴油量受空燃比控制，這導致不同工況下噴油脈寬不同.噴射燃油溫度設為77 ℃，噴射燃油蒸發(fā)分數(shù)設為0.2.

進排氣管路及氣門組模塊：進排氣系統(tǒng)中基準掃氣效率模型采用混合-替換式掃氣模型.FPEG 樣機測量的掃、排氣口最大流通面積分別為1 040 mm2和540 mm2.進排氣管路幾何尺寸依據(jù)實際管路設定，進、排氣管離散長度分別設定為0.4 倍和0.5 倍缸徑.對于二沖程發(fā)動機為了延長充氣時間，排氣口會比掃氣口提前打開，更早關閉，在定義FPEG 一維仿真模型的配氣相位時，設定自由排氣時間為定值，且FPEG 配氣相位的掃、排氣時間相對于等效下止點對稱此時可用掃氣門開啟時刻來代表配氣相位.以曲軸轉角計的掃氣門開啟時刻tIVOCA與循環(huán)時間計的掃氣門開啟時刻tIVOFPEG轉換關系為

環(huán)境狀態(tài)模塊：在進氣入口和排氣出口設定環(huán)境模塊，其中進口環(huán)境設定為大氣環(huán)境，工質為空氣，出口環(huán)境保持與上游連接管路出口廢氣參數(shù)一致.

仿真計算循環(huán)周期數(shù)等于FPEG 工作循環(huán)數(shù)，設定最小循環(huán)計算周期為100 并設定所有仿真結果達到收斂條件，即穩(wěn)態(tài)時自動結束計算.

2.2 仿真模型的校核

FPEG 一維仿真模型搭建完成后，仿真計算結果與樣機實際運行參數(shù)之間可能會有差異，需要模型校核后才能進行后續(xù)研究.通過調整FPEG 燃燒模型、傳熱模型、摩擦損失模型、進排氣系統(tǒng)模型中的系數(shù)因子來使仿真結果不斷逼近試驗結果.但對于不同工況來說，上述系數(shù)因子的設置是不同的，因此重點針對FPEG 設計運行工況進行校核.

將進排氣壓力分別為0.11 MPa 和0.102 Mpa，運行頻率30 Hz 工況下樣機的試驗數(shù)據(jù)與穩(wěn)態(tài)時計算結果進行對比驗證，如圖3 所示.缸內壓力數(shù)據(jù)由Kistler 6052C 缸壓傳感器采集，測量精度±0.3%，活塞位移由直線電機中的位移傳感器采集，測量精度±1%[15].從圖3 可以看出，峰值缸壓前后的壓縮行程和膨脹行程用時基本相同，活塞動子速度幾乎一致，說明此時FPEG 左、右兩缸處于穩(wěn)定燃燒階段，F(xiàn)PEG 穩(wěn)定運行.此外在FPEG 一個工作循環(huán)中仿真數(shù)據(jù)與試驗數(shù)據(jù)幾乎一致，最大誤差不超過1%.仿真模型可以被用于下一步研究.

圖3 仿真結果與試驗數(shù)據(jù)對比Fig.3 Comparison between simulation results with experimental data

3 結果分析

FPEG 穩(wěn)定運行后將長時間在額定運行頻率下工作，因此文中著重研究FPEG 在運行頻率30 Hz 工況下進排氣壓力，配氣相位，進排氣系統(tǒng)幾何尺寸等參數(shù)對FPEG 性能的影響.目前單模塊FPEG 物理樣機在運行頻率30 Hz，進氣壓力為0.12 MPa 時，穩(wěn)定運行輸出功率為5 kW，功率密度較低.文中將通過增壓技術來提高單模塊FPEG 發(fā)電功率，設計目標是在額定運行頻率下有效功率達到10 kW.

3.1 進、排氣壓力對FPEG 性能的影響

首先采用模擬增壓的方式，在仿真模型中提高進口環(huán)境壓力，進氣壓力從0.12 MPa 開始每隔0.01 MPa設置一組，出口背壓保持0.108 MPa，分析FPEG 有效功率、缸內捕獲率、充量系數(shù)、給氣比以及掃氣效率的變化情況，如圖4 所示.可以看出，隨著進氣壓力增加，進氣密度得以提高，有效功率線性攀升.進氣壓力每增加0.01 MPa，功率平均增加1.03 kW.進氣壓力0.18 Mpa 左右時，F(xiàn)PEG 有效功率突破10 kW.

隨著進氣壓力增加，每循環(huán)供入氣缸內的氣體質量增加，給氣比不斷增加.工況在高進氣壓力（大于0.18 MPa）附近變化時，受到固定的配氣相位和氣口流通面積的限制，供入氣缸內氣體質量的增加量趨于穩(wěn)定，導致此處給氣比趨于穩(wěn)定.進氣壓力逐漸增加時，充量系數(shù)先增加后趨于穩(wěn)定，進氣壓力由0.17 MPa 提高至0.19 Mpa 時，充量系數(shù)只增加了1.2%，此時若繼續(xù)以提高進氣壓力的方式來獲得高的充量系數(shù)，收益將是有限的.充量系數(shù)增加說明封存在缸內的新鮮充量增多，缸內殘余廢氣系數(shù)降低，綜合導致掃氣效率提高.而捕獲率卻不斷降低說明缸內封存新鮮充量的增加速率低于氣體供入氣缸內的速率，即短路損失增加，這是因為排氣背壓保持不變，進排氣壓差增加，短路氣量會逐漸增加.

圖5 為給氣比不變的情況下，排氣背壓與FPEG功率、燃油消耗率和掃氣效率之間的變化關系，可以看出，隨著排氣背壓增加，功率線性攀升，這是因為隨著排氣背壓的增加，為了保持給氣比一定，進氣壓力勢必增加，這導致進排氣壓差會逐漸增加，背壓每提高0.01 MPa，進排氣壓差會增加6.5%.在這過程中，雖然給氣比一定，但進氣密度逐漸增加，缸內捕獲的新鮮充量增加，平均有效壓力提高，功率得以提高.

圖5 排氣背壓對FPEG 性能的影響Fig.5 Influence of exhaust back pressure on FPEG performance.

隨著排氣背壓增加，燃油消耗率平穩(wěn)降低，排氣背壓每提高0.01 MPa，燃油消耗率降低0.63%.說明隨著進排氣壓力增加，缸內的燃燒過程不斷被改善，熱效率提升，燃油消耗率逐漸降低.但排氣背壓的增加對于燃燒優(yōu)化的效果是有限的，背壓由0.135 MPa升高至0.185 MPa 時，燃油消耗率最多減少3.9%，并且排氣背壓增加，排氣阻力相應增加，新鮮充量增加的同時缸內殘余廢氣量也在增加，導致掃氣效率下降.

綜合圖4 和圖5，采用增壓技術可以提高FPEG功率但并不意味著也能使FPEG 具有良好換氣品質，完善的換氣系統(tǒng)需要在保證供氣需求下有較小給氣比，同時又具有較高的掃氣效率，因此需要對FPEG最優(yōu)配氣相位和換氣系統(tǒng)參數(shù)進一步分析.

3.2 配氣相位對FPEG 性能的影響

圖6 為FPEG 運行頻率30 Hz 時，進氣壓力對最佳配氣相位的影響.按照最大功率點和最低燃油消耗率點，可以選出兩種最佳配氣相位.可以看出隨著進氣壓力增加，按最大功率點選擇的掃氣門最佳開啟時刻會提前，從0.12 MPa 至0.19 MPa，掃氣門最佳開啟時刻每循環(huán)提前了0.74 ms，即進氣壓力每提升0.01 MPa，掃氣門最佳開啟時刻會提前約0.1 ms.由于氣口相對于等效上下止點的位置固定，掃、排氣時間相對于等效下止點對稱，掃氣口越晚打開會更早關閉，這導致導致等效膨脹比增加，熱效率提高，所以按照最低油耗點選擇的最佳配氣相位要比按最大功率點選擇的配氣相位晚大約1.7 ms，且隨著進氣壓力增大這種差異會越大.

圖6 進氣壓力對最佳配氣相位影響Fig.6 Influence of inlet pressure on optimum valve timing.

圖7 為進氣壓力0.19 MPa，運行頻率為30 Hz 時，掃氣門開啟時刻對FPEG 性能影響，可以看出隨著掃氣門逐漸晚開，功率先升后降，掃氣門在28.5 ms 左右開啟時，功率有最大值，最大功率點所對應的掃氣口開啟時刻記為A時刻.掃氣門在A時刻之前開啟時，給氣比先保持穩(wěn)定后略有下降，供入氣缸內的氣體質量變化不大，而隨著掃氣門不斷晚開，缸內捕獲率不斷增加，說明封存在缸內的新鮮充量增加，短路損失減少，導致充量系數(shù)逐漸增加，因此功率會逐漸增加，殘余廢氣系數(shù)降低，掃氣效率得以提高，最高掃氣效率點所對應的掃氣口開啟時刻記為B時刻.

圖7 掃氣門開啟時刻對FPEG 性能影響Fig.7 Influence of scavenging port opening moment on FPEG performance.

掃氣口在A、B兩時刻之間開啟時，充量系數(shù)不斷降低，說明封存在缸內的新鮮充量不斷減少，而捕獲率卻不斷增加是因為隨著掃氣口晚開供入氣缸內的氣體量逐漸減少，給氣比逐漸降低且減少速率快于新鮮充量的減少速率.掃氣口在B時刻之后開啟時，捕獲率基本不變，但此時供氣量和新鮮充量都較少，導致殘余廢氣系數(shù)增加，掃氣效率降低.

綜合圖6 和圖7，隨著掃氣門開啟時刻變化，充量系數(shù)與FPEG 功率變化關系密切，而充量系數(shù)又受到給氣比、捕獲率和掃氣效率等換氣系統(tǒng)參數(shù)影響，選擇FPEG 最佳配氣相位時需要綜合考慮以上多種因素.若按最大功率點選擇配氣相位，此時給氣比和短路氣量較高而掃氣效率和捕獲率較低，即使封存在缸內的新鮮充量占比不多，高的供氣量也能使缸內保持較高的充量系數(shù)進而導致高功率，但此時換氣品質并不理想.按最高掃氣效率選擇配氣相位，此時供氣量過低功率需求無法滿足.綜合考慮選擇掃氣門在30.2 ms 時開啟是比較合適的，此時FPEG 功率超過10 kW，給氣比1.3 左右，掃氣效率接近90%.

3.3 進排氣系統(tǒng)幾何參數(shù)對FPEG 性能的影響

FPEG 采用增壓技術后，進氣流量增多，流速加快，原有的進排氣系統(tǒng)幾何尺寸需要進行相應的調整.圖8 展示了運行頻率30 Hz，進、排氣壓力0.18 MPa 和0.108 MPa 條件下，進、排氣管長度變化對充量系數(shù)的影響.可以看出存在最佳進、排氣管長度使FPEG 具有較高的充量系數(shù).隨著進氣管長度的變化，充量系數(shù)波動較大，最高（長度200 mm）與最低的（長度300 mm）充量系數(shù)之間相差8.6%.進氣管長度變化對充量系數(shù)的影響要高于排氣管長度變化對其的影響，隨著排氣管長度增加，充量系數(shù)整體呈下降的趨勢，存在小范圍的波動情況（200～500 mm），充量系數(shù)的變化量不會超過1.4%.

圖8 進排氣管長度對充量系數(shù)的影響Fig.8 Effect of inlet and exhaust duct length on charging coefficient.

圖9 展示了掃氣門開啟時刻第27.3 ms 時，長度200 mm、400 mm 和600 mm 的進、排氣管內每循環(huán)壓力波動的情況.可以看出200 mm 進氣管內在掃氣門開啟后，出現(xiàn)了一個正向的壓力波且壓力梯度很大，這對于強制掃氣以及缸內充氣十分有利，因此在圖8 中進氣管長200 mm 時充量系數(shù)出現(xiàn)了峰值，隨后由于長度改變這種正向壓力波動消失，充量系數(shù)也隨之迅速下降.進氣管長度400 mm 時，掃氣門打開后管內壓力波動向著波峰的方向發(fā)展且靠近波峰，這樣進氣阻力會不斷增加進而影響進氣.進氣管長度600 mm 時，情況與200 mm 進氣管基本一致，因此，圖8 中進氣管在此長度附近時，充量系數(shù)也得到了提高.

圖9 不同進排氣管內壓力波動每循環(huán)變化特性Fig.9 Characteristics of pressure fluctuations per cycle in different inlet and exhaust pipes.

從圖9 還可以看出隨著排氣管長度的增加，管內壓力波動頻率逐漸降低.在排氣門開啟時，三種排氣管內壓力波動均向波谷發(fā)展，這減小了排氣阻力利于排氣.此外排氣管內壓力振幅要小于進氣管內的壓力振幅，因此排氣管長度對于充量系數(shù)的影響要比進氣管小.

進氣壓力增加后，進氣流量加大，進氣管路容積需要擴大，圖10 展示了進氣管長度為200 mm 時，管路直徑變化對于FPEG 充量系數(shù)的影響.隨著進氣管容積的增加，充量系數(shù)先增加后逐漸減小，存在峰值.最高充量系數(shù)（管徑25 mm）與最低充量系數(shù)（管徑70 mm）之間相差12.6%.進氣管直徑增加，管內的壓力脈動減小，氣體波動效應減弱，充量系數(shù)會逐漸降低.在管徑30～50 mm 范圍內，充量系數(shù)減少了7.4%，F(xiàn)PEG 功率反而增加了7.3%，這說明高的充量系數(shù)并不一定會使功率增加.進氣管內容積增加，壓力振幅減小，各缸充氣均勻性得到改善，混合氣密度會增加，改善燃燒，此時充量系數(shù)減少所導致的功率下降得到補償.隨著管徑繼續(xù)增加，充量系數(shù)繼續(xù)下降，雖然此時進氣均勻，但換氣品質變差，F(xiàn)PEG 性能惡化，有效功率迅速下降.

圖10 進氣管直徑對FPEG 性能的影響Fig.10 Effect of inlet pipe diameter on FPEG performance.

圖11 展示了進氣管管徑為25 mm、40 mm 和70 mm 時管內壓力波動情況，可以看出隨著管徑增加，壓力波動的振幅和頻率都在降低.在掃氣門開啟時刻，70 mm 管徑內的最高壓力比25 mm 管徑時減少了31.3%，充氣更加均勻，但充量系數(shù)降低，因此在FPEG 進氣管路容積設計上需要權衡充量系數(shù)與充氣的均勻性.若FPEG 進氣管路前增設壓氣機，如果進氣管容積過小，壓氣機性能會受到FPEG 進氣管路內的壓力波動影響，若進氣管容積過大，會使FPEG 進氣波動效應減弱導致?lián)Q氣質量下降從而影響缸內燃燒.

圖11 不同進氣管內壓力波動每循環(huán)變化特性Fig.11 Characteristics of pressure fluctuations per cycle in different inlet ducts.

3.4 FPEG 增壓匹配

FPEG 在實際應用中采用的是多模塊串聯(lián)工作，因此采用一臺增壓器與多模塊的FPEG 相匹配.由于FPEG 沒有曲柄連桿機構，無法采用機械增壓，考慮采用電動增壓方式，由電機驅動壓氣機壓縮空氣，這使壓氣機可以不受到FPEG 工況的影響且FPEG輸出的部分電能可以供給驅動電機而無需另配電源.根據(jù)確定的增壓方案和前文仿真分析得到的最優(yōu)換氣系統(tǒng)參數(shù)，在GT-Power 中搭建六組FPEG 模塊的仿真模型，并匹配了一臺電動壓氣機模型，如圖12所示.

圖12 6 組FPEG 模塊增壓匹配仿真模型Fig.12 Boost matching simulation model for six groups of FPEG module.

各缸標號在該圖中被標出，6 組多模塊FPEG 的發(fā)火順序為1-4-5-8-9-12-2-3-6-7-10-11，各缸的點火間隔角為30°.壓氣機仿真模型中的Map 圖輸入為GTPower 軟件庫中的壓氣機參考Map 圖，通過調整Map 圖中“轉速因子”、“壓比因子”和“流量因子”來使增壓器與FPEG 相匹配.

良好的匹配特性表現(xiàn)為：1 發(fā)動機流通特性線穿過壓氣機高效率區(qū)；2 設計點工況最好位于壓氣機高效率區(qū)內；3 發(fā)動機運行區(qū)域離壓氣機喘振線和阻塞線均有一定距離.6 組FPEG 模塊與電動增壓器匹配的結果如表2 所示，表中的功率值為FPEG 系統(tǒng)的凈功率輸出.

表2 FPEG 增壓匹配相關參數(shù)Tab.2 Boost matching design points and related parameters.

基于表2 的匹配參數(shù)對壓氣機進行初步設計[16]，得出葉輪進口直徑36 mm，出口直徑73 mm，擴壓器寬度3.5 mm 等參數(shù).根據(jù)匹配參數(shù)及初步設計的幾何尺寸選擇某公司產品RDGF8.5-2.0 空壓機來進行后續(xù)研究.該產品壓氣機采用8-8 長短葉片，無葉擴壓器以及懸掛式單通道壓殼，其具體幾何參數(shù)如表3 所示.將選型的電動壓氣機Map 圖導入到FPEG一維仿真模型中，電動壓氣機和FPEG 匹配結果如圖13 所示，可以看出在額定運行頻率工作時FPEG負荷特性線穿過壓氣機的高效區(qū)，設計點工況效率超過73%，且有良好的喘振裕度和阻塞裕度，可以認為該款電動壓氣機滿足使用需求.

表3 電動壓氣機幾何參數(shù)Tab.3 Geometrical parameters of the electric compressor

圖13 電動壓氣機匹配結果Map 圖Fig.13 Map of matching results for electric compressor.

4 結 論

與原FPEG 物理樣機相比，文中利用增壓技術提高了單模塊FPEG 發(fā)電功率，期望在額定運行頻率下有效功率達到10 kW.針對六組模塊FPEG 設計了電動增壓方案并確定了匹配參數(shù)，依據(jù)此選型了一臺電動壓氣機.在此過程中得到了以下結論：

提高進氣壓力可以成正比地增加功率.在30 Hz運行頻率下，進氣壓力每增加0.01 MPa，功率提升1.03 kW.當進氣壓力超過0.18Mpa 時，有效功率超過10 kW.采用進氣可以提高FPEG 功率，同時需要關注FPEG 的換氣質量，隨著進排氣壓力增加時，排氣阻力增加，新鮮充量增加的同時缸內殘余廢氣量也在增加，導致掃氣效率下降.

隨著進氣壓力的增加，掃氣門最佳開啟時刻需要適當提前.進氣壓力每提升0.01 MPa，掃氣門開啟時刻平均會提前0.1 ms.隨著掃氣門開啟時刻變化，充量系數(shù)是影響功率變化的主導因素，而充量系數(shù)又受到給氣比、捕獲率和掃氣效率等換氣系統(tǒng)參數(shù)影響.選擇FPEG 最佳配氣相位時需要綜合考慮以上多種因素.

采用進氣增壓后，進排氣管容積需要適當擴大，尤其是進氣管.進排氣管容積需要在波動效應強度和充氣均勻性之間進行權衡，同時配氣相位會影響最佳的進排氣管容積，氣門開啟關閉時刻影響管內壓力波動，進而影響充量系數(shù)和換氣品質.