對置活塞二沖程汽油機活塞運動規律匹配分析

馬富康， 趙長祿， 趙振峰， 王豪

(1.中北大學 機械與動力工程學院， 山西 太原 030051； 2.北京理工大學 機械與車輛學院， 北京 100081)

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對置活塞二沖程汽油機活塞運動規律匹配分析

馬富康1,2， 趙長祿2， 趙振峰2， 王豪2

(1.中北大學 機械與動力工程學院， 山西 太原 030051； 2.北京理工大學 機械與車輛學院， 北京 100081)

對置活塞二沖程汽油機活塞的相對運動規律，影響掃氣過程的掃氣正時和掃氣持續期，而活塞相對運動規律主要取決于對置活塞運動相位差和曲柄連桿比。在采用MATLAB/Simulink進行對置曲柄連桿機構運動學分析的基礎上，通過建立掃氣系統的三維流體動力學仿真模型，并利用一維工作過程仿真提供的初始條件和邊界條件，開展了對置活塞運動相位差和曲柄連桿比對掃氣過程的影響規律研究，獲得了較高的掃氣效率和捕獲率，實現了對置活塞相對運動規律的優化匹配。活塞運動相位差只影響掃氣正時而不影響掃氣持續期；曲柄連桿比同時影響掃氣正時和掃氣持續期。在內止點附近，不同的活塞運動相位差影響活塞相對運動速度和最小工作容積；不同的曲柄連桿比只影響活塞相對運動速度而不改變最小工作容積。

兵器科學與技術； 對置活塞； 曲柄連桿機構； 運動規律； 相位差； 曲柄連桿比

0　引言

對置活塞二沖程(OP2S)汽油機取消了氣缸蓋和配氣機構等復雜零部件，由對置活塞頂面配合氣缸套壁面組成燃燒室，通過氣缸套兩側的進排氣口完成缸內換氣，具有高效、高功率密度和平衡性好等優點[1]。在能源與環境危機的背景下，隨著現代設計技術的應用，OP2S汽油機已被人們重新重視起來[2-6]。OP2S汽油機采用傳統曲柄連桿機構在缸體兩側對稱布置，通過鏈傳動實現對置活塞的同步運動；采用“氣口- 氣口”式直流掃氣方式和缸內直噴技術，實現噴油和掃氣過程的分離。OP2S汽油機具有振動小、噪聲低和功率密度高等特點，而且便于小型化和輕量化設計，因此可用于無人機和小型水下艦艇動力，或者電動車增程器動力和小型電站[5]。

OP2S汽油機通過對置曲柄連桿機構并配合鏈傳動實現對置活塞同步運動，兩側曲柄連桿機構的協同運動直接影響對置活塞的相對運動規律。OP2S汽油機采用“氣口- 氣口”式直流掃氣系統，其掃氣過程受氣口參數影響的同時，對置活塞相對運動規律也同樣影響掃氣過程[7-8]。在氣口參數一定時，對置活塞相對運動規律直接決定掃氣過程的掃氣正時和掃氣持續期，從而影響掃氣效率和捕獲率。針對OP2S汽油機結構特點，對置活塞的相對運動規律主要取決于對置活塞運動相位差和曲柄連桿比。本文針對影響OP2S汽油機對置活塞相對運動

規律主要因素，即對置活塞運動相位差和曲柄連桿比，結合掃氣過程的影響規律，進行對置活塞相對運動規律的優化匹配，分析結果可為OP2S汽油機原理樣機的開發提供參考依據。

1　模型建立及驗證

1.1OP2S汽油機

OP2S汽油機采用對置活塞工作方式，通過鏈傳動實現對置曲柄連桿機構的同步工作。噴油器和火花塞布置在氣缸套側壁的中心位置，氣缸套兩側設計有進排氣口，實現“氣口- 氣口”式直流掃氣。詳細結構原理見圖1，相關參數見表1所示。

圖1　OP2S汽油機結構原理Fig.1　Configuration of OP2S gasoline engine

表1　OP2S汽油機主要結構參數

1.2一維仿真模型的建立

OP2S汽油機換氣過程進排氣口的流動可視為一維氣體等熵流動[9]。自由排氣階段的超臨氣體流動界狀態描述為

(1)

式中：dm/dφ為氣口處的質量流量(kg/℃A)；μ為氣口的流量系數；n為發動機轉速(r/min)；F為氣口流通面積隨曲軸轉角變化的函數；pz為出口壓力(MPa)；g為重力加速度(m/s2)；k為絕熱指數，取1.41；R為氣體常數，取8.31 J/(mol·K)；T為氣體溫度(K)。

掃氣階段和過后充氣階段的亞臨界氣體流動狀態描述為

(2)

式中：p為進口壓力(MPa)。

對于直流掃氣過程，可假設為完全掃氣、完全混合和完全短路3種極端情況[10]。實際掃氣過程是多種掃氣模式的組合，本文采用“組合排氣”掃氣模型，將掃氣過程分為兩個階段：在掃氣初期，進入氣缸的空氣較少，排出的是已燃廢氣，即完全清掃模型；在掃氣中后期，進入氣缸的空氣量增多，少量空氣與廢氣混合，排出的是含有廢氣成分濃度較高的氣體，即“濃排氣”掃氣模型[11]。給氣比與掃氣效率的關系為

(3)

式中：ηs為掃氣效率；K為掃氣模型的指數；l0為給氣比；l0c為完全清掃階段與濃排氣掃氣階段的分界點。

根據實際發動機參數，采用發動機工作過程模擬計算GT-Power軟件進行工作過程仿真并對模型進行標定。計算過程分別采用SI Wiebe和Woschni GT模型對放熱率和傳熱進行模擬。通過一維仿真模型進行性能預測得到缸內以及進排氣腔的初始壓力和溫度等邊界條件。

1.3三維仿真模型的建立

應用發動機性能分析AVL-Fire軟件的FAME Engine Plus模塊建立動網格。全局采用六面體網格，網格基本尺寸為2 mm，近壁區域采用非結構化貼體網格，如圖2所示。OP2S汽油機進排氣口附近流動情況復雜，需要在進排氣口區域進行局部網格細化，以保證網格質量。氣口細化程度對氣口流量系數計算有著決定性的影響[12]。研究表明，氣口附近網格尺度小于1 mm，細化層數大于8時，網格尺度的減小及細化程度的增加對進排氣口氣體質量流量計算結果幾乎沒有影響[13]。外止點時進排氣口均開啟，計算總網格數量約為28.4萬，內止點時網格數量約為6.2萬。

圖2　組合結構計算流體力學模型Fig.2　Computational grid of OP2S gasoline engine

在直流掃氣過程中，氣體的三維黏性流動存在渦旋、分離、混合分層等的流動現象，選擇k-ζ-f模型作為湍流模型[13]。采用無噴油和無燃燒的OP2S汽油機計算流體力學(CFD)模型，通過對比試算不同網格尺度時冷流狀態下的缸內壓力，進行網格無關性驗證，如圖3所示。計算網格的基本尺寸為2 mm時，計算結果受網格的影響較小。

圖3　網格無關性檢查Fig.3　Verification of grid independence

1.4掃氣模型校驗

CFD計算的邊界條件和初始條件通過一維缸內工作過程仿真來確定，見表2所示。同時，可通過一維、三維的耦合仿真來進行模型校驗[4]。

針對表4中5種試驗方案，在標定轉速下，進行一維、三維掃氣過程對比驗證，見表3所示。通過標定掃氣模型指數K，一維性能預測和三維數值仿真

表2　邊界條件和初始條件

表3　掃氣過程計算結果對比

所得掃氣效率和給氣比基本吻合，保證一維仿真的掃氣模型合理。

在2 000 r/min時，OP2S汽油機熱力過程仿真結果與整機試驗結果進行對比驗證。將熱力過程仿真結果作為CFD計算模型的初始條件和邊界條件，對OP2S汽油機CFD模型的掃氣過程、壓縮和膨脹過程的缸內冷流壓力進行計算并與倒拖過程的缸內試驗壓力進行對比，如圖4所示。缸內壓力的一維計算結果與整機試驗結果吻合較好，三維冷流計算結果與倒拖試驗結果吻合較好，驗證了OP2S汽油機熱力過程仿真模型的準確性以及CFD模型在進行掃氣過程和流動計算的準確性。

圖4　缸內壓力對比Fig.4　Comparison of in-cylinder pressures

2　對置曲柄連桿機構運動學特性

由于對置活塞運動存在相位差，兩側活塞并不同時到達各自的上止點，而等效上止點與活塞上止點不同，是指兩活塞距離最近的位置[14]。假設進排氣側活塞相位差為φ，當排氣活塞運動到越過上止點φ/2，進氣活塞運動到距離上止點φ/2時，此時對應的位置為等效上止點，即內止點。

針對OP2S汽油機結構特點，對置活塞的相對運動規律主要取決于對置活塞運動相位差和曲柄連桿比。結合傳統發動機曲柄連桿機構動力學特性，采用MATLAB/Simulink進行對置曲柄連桿機構的運動學分析。圖5(a)為活塞運動相位差對進排氣活塞位移的影響。當活塞運動相位差由5 ℃A變化到25 ℃A時，排氣活塞運動相位提前了10 ℃A而進氣活塞運動相位角推遲了10 ℃A. 圖5(b)為曲柄連桿比λ對進排氣活塞位移的影響。當曲柄連桿比由0.24變化到0.32時，進排氣活塞運動相位不變，但由于進排氣活塞運動速度增大，進排氣口的開啟時刻均提前了9 ℃A，關閉時刻均滯后了9 ℃A.

圖6(a)表明：對置活塞在內止點附近時，活塞運動相位差越大，其相對運動速度越小。由于存在對置活塞運動相位差，進排氣活塞在內止點附近存在同向運動的追趕過程，且相位差越大，追趕過程越長，有利于等容燃燒。同樣，在外止點附近，進排氣活塞也存在同向運動的追趕過程，且相位差越大，追趕過程越長，有利于掃氣過程。隨著活塞運動相位差增大，對置活塞運動相對速度減小、相對位移減小。圖6(b)表明：對置活塞在內止點附近時，曲柄連桿比越大，其相對運動速度越大；對置活塞在外止點附近時，曲柄連桿比越大，其相對運動速度越小。曲柄連桿比的變化只影響對置活塞的相對運動速度，而不改變其相對位移。

圖6　進排氣活塞相對速度的影響規律Fig.6　　　　Effects of φ and λ on relative velocities of intake and exhaust pistons

3　掃氣過程分析

3.1掃氣正時的影響

“氣口- 氣口”式直流掃氣過程受氣口參數影響的同時，對置活塞相對運動規律也同樣影響掃氣過程的進行。在氣口參數一定時，結合對置活塞運動相位差和曲柄連桿比對活塞運動規律的影響，選擇不同的曲柄連桿機構參數，見表4所示。

表4　對置曲柄連桿機構方案

不同的對置曲柄連桿機構參數在影響對置活塞相對運動規律的同時，直接影響掃氣過程的掃氣正時和掃氣持續期，見表5所示。活塞運動相位差的變化直接影響掃氣正時，而對掃氣持續期沒有影響；曲柄連桿比在影響掃氣正時的同時，影響掃氣持續期。較大的活塞運動相差有利于自由排氣和過后充氣，而曲柄連桿比對自由排氣和過后充氣沒有影響。

3.2進氣流量的影響

進氣口開啟時的缸內壓力大小主要取決于排氣口開啟時刻和自由排氣持續期；進氣口關閉時的缸內壓力大小主要取決于排氣口關閉時刻和過后充氣持續期[14]。增大排氣口的開啟提前和減小進氣口的關閉滯后可有效降低進氣口開啟時的缸內壓力，避免進氣口開啟時的已燃廢氣倒流和關閉時的新鮮空氣倒流。圖7(a)表明，當活塞運動相位差為5 ℃A時，由于活塞運動相位差較小，排氣口開啟滯后、自由排氣持續期縮短，所以掃氣初始的缸內壓力較大，發生已燃廢氣倒流；當活塞運動相位差為25 ℃A時，由于活塞運動相位差較大，排氣口關閉提前、過后充氣持續期延長，所以掃氣結束時缸內壓力較大，發生新鮮空氣倒流。隨著活塞運動相位差的增大，排氣口開啟的提前角和進氣口關閉的滯后角增大，可降低掃氣初始的缸內壓力，提高過后充氣的缸內壓力。圖7(b)表明，隨著曲柄連桿比的增大，進排氣持續期延長，進排氣口均提前開啟會導致掃氣初始的缸內壓力增加，發生已燃廢氣倒流；進排氣口均滯后關閉會導致掃氣結束時的缸內壓力增加，發生新鮮空氣倒流。同時，當曲柄連桿比減小時，進排氣持續期縮短，進氣口質量流量減小，不利于掃氣過程。

表5　不同對置曲柄連桿機構參數對掃氣過程影響

圖7　進氣口質量流量的影響規律Fig.7　Mass flow through intake port

3.3掃氣品質的影響

圖8　不同活塞運動規律對掃氣過程的影響Fig.8　　　　Effects of different piston motion laws on scavenging results

對置活塞運動相位差對捕獲率和掃氣效率的影響如圖8(a)。相位差由5 ℃A增加到15 ℃A時，掃氣效率增加較快；活塞運動相位差由15 ℃A增加到25 ℃A時，掃氣效率則增加緩慢。活塞運動相位差由5 ℃A增加到15 ℃A時，捕獲率呈增加趨勢；活塞運動相位差由15 ℃A增加到25 ℃A時，捕獲率呈減小趨勢。在進氣口開啟時，較低的缸內壓力有利于掃氣過程的進行；而缸內壓力太低時，則不利于缸內新鮮空氣的捕獲。因此，當活塞運動相位差大于15 ℃A時，捕獲率開始降低；而隨著掃氣口關閉的滯后，給氣比和掃氣效率相應增加。

曲柄連桿比對捕獲率和掃氣效率的影響如圖8(b)。連桿比由0.24增加到0.32時，掃氣效率不斷增加，呈線性變化；而捕獲率則先增大、后減小，并在連桿比為0.28時出現最大值。當進氣口開啟時，缸內壓力越低則越有利于進氣。隨著曲柄連桿比增加，氣口角面值增加，通過進氣口的空氣量增加，有利于掃氣效率和捕獲率的提高。但曲柄連桿比過大時，進排氣口均提前開始和滯后關閉，掃氣過程進一步延長，容易發生掃氣短路，捕獲率降低。

對置活塞運動相位差為15 ℃A時，進排氣側非對稱曲柄連桿比對掃氣過程的影響見圖9。當進氣側連桿比為0.28時，隨著排氣側連桿比的增大，給氣比逐漸增大，捕獲率則先增大、后減小，并在排氣側連桿比為0.28時最大，而掃氣效率呈現增大趨勢，且在排氣側連桿比大于0.28后增加緩慢。排氣側連桿比的增大導致排氣口提前開啟和滯后關閉，排氣持續期延長，自由排氣過程變長，過后充氣過程變短。排氣持續期和自由排氣過程的延長均有利于掃氣效率和給氣比的提高，但排氣持續期太長不利于新鮮空氣的捕獲。當排氣側連桿比為0.28時，隨著進氣側連桿比的增大，給氣比逐漸增大其變化幅度較小，捕獲率和掃氣效率逐漸增大，并在進氣側連桿比大于0.28后增加緩慢。進氣側連桿比的增大導致進氣口提前開啟和滯后關閉，進氣持續期延長，且自由排氣過程變短，過后充氣過程變長。進氣持續期和過后充氣過程的延長均有利于掃氣效率和給氣比的提高，且較長的進氣持續期有利于新鮮空氣的捕獲。

圖9　不同活塞運動規律對掃氣過程的影響Fig.9　Scavenging results for different λ

4　結論

1)活塞運動相位差使得對置活塞在內止點和外止點附近出現同向運動的追趕過程，且相位差越大，追趕過程越長，有利于掃氣過程和等容燃燒；同時，隨著活塞運動相位差增大，對置活塞運動相對位移和速度減小。

2)活塞運動相位差只影響掃氣正時而不影響掃氣持續期，相位差太小導致自由排氣過程太短，在進氣口開啟后產生已燃廢氣倒流，相位差太大導致過后充氣過程太長，在進氣口關閉前產生新鮮空氣倒流。

3)隨著曲柄連桿比的增大，對置活塞在內止點附近時的相對運動速度增大，在外止點附近時的相對運動速度減小；曲柄連桿比的變化只影響對置活塞的相對運動速度，而不改變其相對位移。

4)曲柄連桿比同時影響掃氣正時和掃氣持續期，連桿比增大時，進排氣口均提前開啟和滯后關閉，自由排氣和過后充氣持續期不變，但對應的缸內壓力增加，因此在進氣口開啟后產生已燃廢氣倒流，在進氣口關閉前產生新鮮空氣倒流。

5)選擇活塞運動相位差為15 ℃A、曲柄連桿比為0.28時，OP2S汽油機具有較高的掃氣品質。

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Matching Analysis of Piston Motion Law of Opposed-piston Two-stroke Gasoline Engine

MA Fu-kang1, 2, ZHAO Chang-lu2, ZHAO Zhen-feng2, WANG Hao2

(1.School of Mechanical and Power Engineering, North University of China, Taiyuan 030051, Shanxi, China; 2.School of Mechanical Engineering, Beijing Institute of Technology, Beijing 100081, China)

A three-dimensional computational fluid dynamics mode for a scavenging system is established to study the scavenging flow in opposed-piston two-stroke (OP2S) gasoline engine. The boundary and initial conditions are obtained from the simulated results of one-dimensional working process. As the opposed-piston relative dynamic characteristics of OP2S gasoline engine depend on different design and operating parameters, such as phase difference of opposed-piston motion and crank radius-connecting rod length ratio, a numerical simulation program is built using MATLAB/Simulink to define the opposed-piston motion profiles based on equivalent crank angle of opposed crank-connecting rod mechanism. The phase difference of opposed-piston motion only affects scavenging timing while crank radius-connecting rod length ratio affects scavenging timing and duration. Scavenging timing and duration are main factors which affect scavenging performance. The analysis results indicate that the optimal matching of phase difference of opposed piston motion and crank radius-connecting rod length ratio has the potential to achieve high scavenging and trapping efficiencies with a right flow in cylinder. Around the inner dead center, the phase difference of opposed-piston motion affects the relative velocity of opposed piston and minimum working volume, and the crank radius-connecting rod length ratio only affects the relative velocity of opposed-piston.

ordnance science and technology; opposed piston; crank-connecting rod mechanism; motion law; phase difference; crank radius-connecting rod length ratio

2016-02-15

國家部委科研基金項目(B2220110005)

馬富康(1979—), 男， 講師。 E-mail： mfknuc@126.com；

趙長祿(1963—)， 男， 教授， 博士生導師。 E-mail： clzhao@bit.edu.cn

TK411+.3

A

1000-1093(2016)10-1873-08

10.3969/j.issn.1000-1093.2016.10.014