錢葉劍，邵小威，齊景晶，龔震，趙鵬，胡前城

(合肥工業(yè)大學汽車與交通工程學院，安徽 合肥 230009)

近年來，隨著能源和環(huán)境問題的日益嚴重，開發(fā)節(jié)能環(huán)保汽油機成為主流。目前，實現汽油機高效燃燒的主要技術有增壓小排量、缸內直噴技術、均質壓燃和雙燃料技術[1-3]。其中，缸內直噴技術被認為是汽油機的未來主流技術。汽油機一般會綜合運用GDI技術、廢氣渦輪增壓技術和VVT技術，以實現較好的動力性、經濟性和排放性能[4-5]。缸內流運動對汽油機燃燒過程影響很大[6]，缸內氣體流動主要有渦流和滾流兩種形式。渦流和滾流可以增加壓縮終了時缸內的湍流強度，湍流強度又可大幅度加快火焰?zhèn)鞑ニ俣?，提高燃燒效率，進而影響發(fā)動機的動力性和經濟性[7-8]。因此，在VVT增壓直噴汽油機中，可以利用VVT技術更好地組織缸內氣流運動，以提高汽油機的性能。在VVT技術應用研究中，目前主要集中于多個排氣門(或進氣門)正時同時變化(即同步氣門正時)[9-10]，非同步氣門正時對汽油性能影響的研究較少。本研究主要對采用非同步排氣門正時后發(fā)動機缸內流場、燃燒和排放性能變化的規(guī)律進行分析研究。

1 模型設計及驗證

研究對象是某4缸1.5T GDI汽油機，其技術參數見表1。為了研究非同步排氣門正時對發(fā)動機的影響，固定一個排氣門正時，另一個排氣門的正時相對標定點提前或者延遲20°。將排氣門1提前20°開啟記作ex1-20，延遲20°開啟記作ex1+20。圖1示出發(fā)動機氣門升程曲線。數值模擬采用UG建立模型，再用AVL Fire劃分網格以及后處理。

圖1 氣門升程曲線

定義0°為點火上止點，Fire中設置邊界條件所用的初始參數均由根據試驗數據標定好的GT-Power模型提供。三維流體模擬主要考察在2 000 r/min全負荷下，非同步排氣門正時對發(fā)動機的影響。缸內仿真計算采用k-zeta-f湍流模型，燃燒模型采用ECFM，噴油模型選擇湍流擴散模型、碰壁模型和蒸發(fā)模型，點火模型選擇Spherical。

為分析缸內流場的變化規(guī)律，本研究選取三個截面：截面一為過進氣門1和排氣門1 軸線的縱截面；截面二為過氣缸中心縱截面；截面三為距離上止點0 mm與活塞頂面平行的橫截面。截面的位置見圖2。

圖2 分析截面示意

將噴油模型在直徑140 mm、高150 mm的空間中進行自由噴霧，在相同模擬條件下，與文獻[11]中試驗得到的噴霧形態(tài)進行對比。由圖3和圖4中可以看出，模擬和測試結果的燃料噴霧結構相似，噴油貫穿距基本一致，證實了自由噴霧模型的有效性。

圖3 仿真貫穿距與試驗對比[11]

圖4 噴霧形態(tài)對比[11]

圖5示出模型模擬噴油碰壁與Alessandro等[12]試驗結果的對比，可以看出，模擬和試驗測試結果噴油碰壁形態(tài)類似，證實了噴油碰壁模型的有效性。

圖5 噴油碰壁模擬與試驗的對比(噴油壓力為5.5 MPa)[12]

缸壓是燃燒放熱率、壁面?zhèn)鳠?、活塞運動規(guī)律及活塞漏氣量共同作用后的實際反映，因此缸壓決定了模擬的準確性。圖6示出臺架試驗缸壓與模擬值的對比。可以看出，缸壓曲線基本吻合，最大誤差為3.57%，誤差在允許的范圍之內。以上驗證說明該三維CFD模型的參數設置比較合理，可以準確模擬發(fā)動機的燃燒過程。

圖6 2 000 r/min試驗與模擬缸壓曲線對比

2 結果分析

2.1 非同步排氣門正時對缸內流場的影響

2.1.1對缸內速度場的影響

圖7示出了非同步排氣門正時對截面一內缸內流場的影響。從圖7可以看出，在進氣初期缸內混合氣的運動較為相似，發(fā)動機缸內氣體有向上移動的趨勢。在上止點(360°)時，原機與ex1+20中進入氣缸的氣體掃過活塞表面后主要流入排氣道。不過，由于ex1-20的排氣門即將關閉，氣門升程很小，此時缸內氣流受到活塞的作用，產生回流進入進氣道。經過上止點后，由于活塞下行會在氣缸內形成一定的真空度，因排氣門1正時不同，產生的排氣道氣體回流也不同。在氣門升程最大時(457°)，渦流因活塞下行受到了拉伸，滾流發(fā)生破碎或者轉移。原機中氣缸右側順時針的渦流受到拉伸，移動至氣門凹坑下側，且規(guī)模和強度逐漸減小。ex1-20中位于氣門右側的滾流發(fā)生破碎，左側的滾流也被拉伸，分為兩個逆時針滾流，在氣門凹坑內的順時針滾流則發(fā)展壯大，但是強度較小。ex1+20中排氣門下側的三個渦流被拉伸，兩個已經破碎，只剩下一個強度較弱的滾流轉移到活塞面附近，而且氣缸中部進氣門下側的滾流相比原機要弱很多。隨著活塞的繼續(xù)下移，當活塞在下止點時(540°)，原機中左側的滾流逐漸破碎，氣門凹坑內的順時針滾流移動到氣缸底部，在氣門凹坑的左側又生成了一個逆時針渦流。ex1-20相比原機多了一個滾流，ex1-20在氣缸中部進氣門下側形成了一個順時針滾流。ex1+20則主要有3個滾流，其中一個較大的順時針滾流主導了缸內氣體的流動，其規(guī)模相比原機形成的要大很多。在壓縮上止點時(720°)，原機中進、排氣門兩側分別產生兩個順時針流速較小的滾流，ex1-20和ex1+20則未形成相似的滾流。ex1-20缸內的氣流向上運動，ex1+20的缸內氣流則由排氣門側流向進氣門側。

圖7 不同非同步排氣正時下截面一內的速度場變化規(guī)律

圖8示出非同步排氣門正時對截面三內混合氣運動的影響?？梢钥闯?，排氣門1無論延遲還是提前開啟，都會使進氣門1下側靠近氣缸壁的順時針滾流破碎，使得其余兩個滾流更強，規(guī)模更大。三種不同的氣門正時策略下，截面三上的平均速度分別為1.01 m/s(0)，1.77 m/s(ex1-20)和1.52 m/s(ex1+20)，即排氣門1提前或者延遲開啟都會使缸內氣體的速度增大。

圖8 不同非同步排氣正時下截面三內的速度場變化規(guī)律

2.1.2對缸內平均參數的影響

缸內新鮮充量和殘余廢氣對發(fā)動機的燃燒、排放和油耗有非常重大的影響。圖9示出不同氣門正時策略下，缸內的新鮮空氣和殘余廢氣質量的變化規(guī)律。從圖中可以看出ex1-20缸內的殘余廢氣相比原機變化最大，增大1倍。這是由于排氣門1提前開啟20°就意味著提前20°關閉，因此氣門重疊角減小，廢氣不能及時排出，所以使得缸內的殘余廢氣質量增加，同時缸內進氣量受到殘余廢氣的影響減少明顯。對于ex1+20，由于排氣門1延遲關閉，雖然氣門重疊角增大了，有利于將廢氣排出缸外，同時也有部分新鮮充量被掃出氣缸，但是在活塞下行的過程中由于排氣門還未關閉，缸內的真空度使得排氣道內的廢氣回流，形成IEGR，所以缸內的殘余廢氣質量稍稍增大，同時缸內的進氣量也受到影響。

圖9 非同步排氣門正時對缸內換氣的影響

圖10示出不同非同步排氣門正時下，缸內湍動能的變化規(guī)律。可以看出，在不同的氣門正時策略下，氣缸內平均湍動能均有3個峰值。隨著氣門的開啟，缸內湍動能不斷增大，在排氣門關閉時達到第一次峰值。當排氣門關閉后，缸內的湍動能先變小后變大，在進氣門升程最大的時候達到第二次峰值。第三次峰值出現在壓縮行程末期，因為缸內滾流在壓縮行程破碎為更多小尺度的滾流，所以湍動能增大。另外，提前或者延遲進氣門1的開啟正時對缸內湍動能的影響都較大，湍動能都大于原機湍動能，ex1-20方案缸內整體的平均湍動能最高。在壓縮上止點時，ex1-20和 ex1+20的平均湍動能分別比原機提高11%和7.7%，這有利于促進缸內油氣混合。

圖10 不同非同步排氣正時下湍動能的變化

2.2 非同步排氣門正時對混合氣形成過程的影響

圖11示出不同非同步排氣門正時下截面二內當量比的分布。燃油經噴油器噴入氣缸內隨順時針滾流運動，氣缸上側的燃油卷入下側，因此在下止點時，氣缸活塞上方左側的當量比較大，燃油在此區(qū)域比較多。由于ex1-20和ex1+20缸內的氣流運動強度大于原機，其缸內當量比分布比原機更加趨于一致，可燃混合氣分布更均勻。相比之下，ex1-20的氣流運動最強，高濃度混合氣區(qū)域最少。隨著活塞向上運動，缸內氣流處于被壓縮的狀態(tài)，氣缸底部的濃混合氣不斷地向上運動，缸內混合氣的濃度逐漸趨于一致，因此在壓縮中期(660°)時，只有氣缸蓋附近的混合氣較濃。在上止點(720°)時，原機氣缸內的混合氣當量比在噴油器附近最大，大約為1.5，排氣側活塞余隙處的當量比最小，約為0.9，由噴油器側逐漸向排氣側漸變，當量比慢慢變小。ex1+20也是噴油器處的濃度較大，其他區(qū)域相差不大。ex1-20的缸內當量比為1.1～1.2，火花塞處和噴油器處略大?？偟膩砜?，缸內湍流運動越強烈，缸內整體的當量比分布越均勻，越有利于點火火核的形成、火焰的快速傳播和排放的降低。

圖11 不同非同步排氣正時下截面二內的當量比分布

圖12示出不同非同步排氣門正時策略下燃油蒸發(fā)過程的變化。可以看出，無論是將排氣門1提前還是延遲，燃油蒸發(fā)速率均要大于原機。由圖13可見，燃油的濕壁質量小于原機，這是因為提前或延遲關閉排氣門1均可使缸內的氣流運動變強，會加快新鮮充量和燃油的熱質交換過程，同時有利于將附著在氣缸壁面和活塞頂面上的油膜卷吸到缸內，改善燃油濕壁和燃油蒸發(fā)霧化情況。

圖12 不同非同步排氣正時下燃油蒸發(fā)量變化

圖13 不同非同步排氣正時下燃油濕壁質量變化

2.3 非同步排氣門正時對燃燒過程的影響

圖14和圖15示出了不同的非同步排氣門正時下發(fā)動機缸內壓力和溫度隨曲軸轉角的變化規(guī)律。因為發(fā)動機的點火正時為上止點后0.3°，因此發(fā)動機的缸壓曲線都呈現雙峰形狀。第一次峰值是由于純壓縮達到的最大值，第二次峰值是由于火焰的快速傳播導致缸內混合氣快速燃燒而形成的。當將排氣門1的正時提前20°時，排氣門1提前關閉會使進入缸內的新鮮空氣量減小，殘余廢氣較多，缸內溫度會略高于原機，上止點時ex1-20的壓力值也會大于原機。雖然ex1-20缸內的殘余廢氣較多，但是缸內溫度的升高有利于火焰?zhèn)鞑?，燃燒速度加快，滯燃期縮短，會提高燃燒過程的等容度，加之ex1-20缸內火花塞附近的混合氣略濃，缸內整體的混合氣也非常均勻，接近理論當量比，因此ex1-20的缸內燃燒更快，壓力峰值較原機高出約0.3 MPa。雖然ex1-20的燃燒速度快，但是ex1-20的燃油量較少，因此其燃燒的最高溫度會比原機略低一點。排氣門1延遲20°關閉會使氣門重疊角增大，有利于清除廢氣，初始缸內溫度較低。不過由于部分廢氣在排氣門關閉前倒流回氣缸，此時缸內溫度會高于原機。在壓縮上止點時缸內溫度略高，此時的壓力也稍大于原機。ex1+20火花塞附近的混合氣稍稀，遠離火花塞的地方較濃，這種分布特點不利于火焰?zhèn)鞑?。因此，雖然此時缸內的湍動能和溫度都大于原機，但是燃燒速度相差不多。在燃燒的中后期，最高燃燒壓力和溫度均要小于原機。

圖14 不同非同步排氣正時下缸內壓力對比

圖15 不同非同步排氣正時下缸內溫度對比

圖16示出發(fā)動機的放熱率曲線對比。從圖中可以看出，燃燒最快的是ex1-20，最慢的是ex1+20。ex1-20燃燒最快是因為缸內溫度高，湍流運動較強，缸內可燃混合氣分布均勻并接近當量比，有利于火焰的快速傳播，因此，燃燒速度快，快速放熱的時刻提前。

圖16 不同非同步排氣正時下放熱率對比

2.4 非同步排氣門正時對排放的影響

圖17和圖18示出不同的非同步排氣門正時下缸內每循環(huán)燃燒后產生的CO和NOx的變化規(guī)律。從圖中可以看出，將排氣門1提前20°開啟時，缸內的殘余廢氣多，廢氣的比熱容高，且會降低燃燒速率，當殘余廢氣增加時，燃燒溫度會下降，NOx生成減少。另外，缸內可燃混合氣接近理論當量比，局部富氧區(qū)域也較少，因此ex1-20方案NOx的生成相比原機減少了13.23%。排氣門1提前或者延遲20°開啟對缸內每循環(huán)燃燒后CO的質量影響較小，ex1-20相對原機增大1.73%，ex1-20相對原機減小2.15%。因為影響CO排放的主要因素是當量比。

圖17 非同步排氣正時對NOx生成的影響

圖18 非同步排氣正時對CO生成的影響

3 結論

a) 采用非同步排氣門正時后缸內的流場與原機截然不同，且氣體流速均要大于原機；

b) 發(fā)動機缸內湍動能的變化規(guī)律相似，均呈現“三峰”，但是采用非同步排氣門正時后湍動能要大于原機，將排氣門1提前20°開啟時變化最大；滾流比在進氣前期有明顯不同，但在后期變化不大；

c) 非同步排氣門正時增強了發(fā)動機缸內的氣流運動，使燃油蒸發(fā)增快，改善了燃油濕壁現象，在上止點時可燃混合氣更均勻、更接近理論當量比；

d) 將排氣門1提前20°開啟時，發(fā)動機缸內的燃燒速度增快，放熱提前，提高了燃燒過程等容度，最高燃燒壓力增加，但是最高溫度較原機低，綜合排放優(yōu)于原機。