可變氣門升程與正時對直噴汽油機缸內流動特性的影響

齊景晶， 錢葉劍， 羅琳， 龔震， 邵小威， 趙鵬

(合肥工業大學汽車與交通工程學院， 安徽 合肥 230009)

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可變氣門升程與正時對直噴汽油機缸內流動特性的影響

齊景晶， 錢葉劍， 羅琳， 龔震， 邵小威， 趙鵬

(合肥工業大學汽車與交通工程學院， 安徽 合肥 230009)

利用CFD三維數值模擬軟件模擬了1臺缸內直噴汽油機的進氣及壓縮過程，分析比較了不同最大氣門升程及進氣正時下缸內流場的變化規律。結果表明：減小最大氣門升程可以使進氣行程中缸內氣體的速度及湍動能顯著增加，但在壓縮末期的滾流比要略小；在小氣門升程下，進氣門早開或者晚開都會使得進氣過程的湍動能顯著增加，在距上止點5 mm，10 mm，15 mm的3個橫截面上，早開和晚開進氣門會使最大平均湍動能分別增加28.29%和43.47%，20.7%和40.81%，23.07%和49.58%，但在壓縮后期間，進氣門早開或者晚開時對缸內的平均湍動能影響不大；在小氣門升程下，進氣門的開啟時間對壓縮末期湍動能的分布有較大的影響，早開或者晚開進氣門會使缸內的湍動能趨于一致。

直噴式汽油機； 可變氣門升程； 可變氣門正時； 流場； 湍動能； 滾流比

隨著排放法規的日益嚴格，汽油機缸內直噴技術(GDI)由于其優越的特性，成為汽油機發展的重要方向之一。由于缸內直噴汽油機將燃油直接噴入氣缸，燃油蒸發吸熱使得缸內的溫度和爆震傾向降低，充氣系數提高，且爆震傾向降低可以使壓縮比提高，從而獲得燃油經濟性的大幅度提升。然而無論對于傳統的進氣道噴射(PFI)汽油機還是缸內直噴汽油機，其負荷都是由節氣門控制。除全負荷外，其余工況都需要節氣門控制發動機的進氣量，節氣門的存在使得進氣壓力降低，從而造成泵氣損失，以致熱效率降低。可變氣門升程(VVL)技術的出現使得取消節氣門，通過調節有效排量來控制負荷成為可能。VVL技術不僅能控制缸內氣流的運動，還能將泵氣損失減小到接近于0[1],還可以提高燃油經濟性[2]。國外對VVL技術的研究較早，并且在20世紀就已將VVL投入實際應用。1989年本田公司首先將VVL技術投入其旗下的產品中。隨后，世界上其他汽車廠商也紛紛發展可變氣門升程技術，如奧迪公司開發的AVS(Audi Valve-lift System)，寶馬公司開發的Valvetronic，豐田公司開發的Valvematic。與國外相比，國內對VVL技術的研究起步較晚，有一定的差距。天津大學的王天友[3-4]、談秉乾[5]、趙昌普[6-7]等研究了可變氣門升程對缸內流場的影響。胡順堂[8]等研究了進氣門升程對進氣量和負荷的控制作用以及進氣門升程控制對泵氣損失以及燃燒過程的影響，結果表明，在部分負荷，采用氣門升程技術控制負荷可以有效地減小泵氣損失并提高燃油經濟性。張士強[9]等在一個4氣門發動機上研究了2個進氣門升程相異時發動機穩態流動的特性。以上研究主要針對氣門升程變化時汽油機的缸內流動特性，但針對可變氣門升程及正時結合對汽油機缸內流場特性的研究較少。鑒于此，本研究建立了GDI汽油機的三維模型，模擬了可變氣門升程與正時結合時GDI汽油機缸內流場并進行了分析，以期為可變氣門正時與升程技術的應用提供理論參考。

1 模型的建立與驗證

研究對象是某4缸GDI汽油機，其技術參數見表1。為了研究不同氣門升程及正時下氣缸內流場的變化，將原機的最大氣門升程(MVL)6.98 mm變為3.98 mm，并配以不同的進氣門開啟時間(θIVO)，但保證排氣正時不變。圖1示出了模擬計算所用的氣門升程曲線，圖2示出了瞬態模擬流程。數值模擬采用UG建立模型，采用AVL Fire來劃分網格以及進行后處理。生成的網格見圖3。

表1 發動機參數

圖1 氣門升程曲線

圖2 瞬態模擬流程

定義0°為點火上止點，Fire中設置邊界條件所用的初始溫度及壓力均由AVL boost計算得出。主要考察發動機轉速在3 000 r/min下氣缸內流場的變化。湍流模型采用k-epsilon模型，壁面條件采用標準壁面函數，流動介質為可壓縮空氣。

圖3 Fame Engine Plus生成的網格

選擇3個截面為流場考察截面：截面1為過氣缸中心縱截面；截面2為過進排氣門軸線縱截面；截面3為平行活塞頂面的橫截面(主要選取距上止點5 mm，10 mm，15 mm的3個橫截面)。截面1、截面2的位置見圖4。

圖4 截面位置

圖5示出了轉速為3 000 r/min時缸壓模擬值與試驗值的對比。通過對比發現，模擬值與試驗值變化趨勢一致且最大誤差為3.9%(98°)，不超過5%,說明本研究計算所采用的模型可以用來預測該發動機的缸內流動。

圖5 缸壓試驗值與模擬值對比

2 模擬結果及分析

以0°為點火上止點對排氣門關閉后缸內速度場及湍動能場進行了分析。

2.1 氣門升程及正時對流場的影響

2.1.1 截面1速度場

截面1位于兩氣門之間，由進氣門進入的氣體在該截面內發生碰撞，垂直活塞運動方向的速度相互抵消。圖6示出了不同氣門升程及正時下流場的變化，主要考察了在最大氣門升程時刻、554°(進氣門關閉前10°)、690°(壓縮上止點前30°)時缸內流場的變化。在氣門升程最大時，進氣門處速度最大，但速度分布不均勻，靠近排氣門側的速度明顯高于進氣門側的速度。圖中靠近活塞處流線較少的區域是由沿著活塞運動方向的兩個對稱的、旋向相反的渦流造成的，該截面是兩個渦流的分界線，所以在該區域氣體流速較小。通過對比可以看出在氣門升程最大時，所有小氣門升程(MVL為3.98 mm)缸內氣流速度的最大值及平均值均大于原機。這是由于小氣門升程下，進氣截面積減小，進氣氣流較薄，再者由于小氣門升程下的節流作用，缸內真空度較大，因此進氣速度明顯大。對于不同的進氣門開啟時間，進氣門早開(θIVO=304°)對缸內氣流的最大速度影響不大；而進氣門晚開(θIVO=352°)時缸內氣流最大速度下降8.1%。隨著活塞的下移，氣體沿著氣缸壁流向活塞面。在下止點后活塞上移，此時氣缸上部的空氣由于慣性繼續向下移動，而靠近活塞的空氣由活塞上移也開始向上運動，不同流向的空氣發生碰撞形成滾流。在進氣末期(554°)，都在氣缸上部形成順時針滾流，但小氣門升程下形成的滾流要大于原機滾流，而且氣門開啟時間越早，上部滾流中心越偏向于進氣門側。在壓縮末期(690°)，靠近活塞面的氣流速度最大，并且在靠近排氣門處形成順時針的滾流。此時不同氣門升程下缸內氣體最大速度差異較小；對于不同的進氣正時，氣門開啟時間越早，滾流中心越偏右(靠近進氣門側)。

圖6 不同氣門升程及正時下截面1的速度場

2.1.2 截面2速度場

截面2是過氣門軸線的縱截面。在氣門升程最大時，缸內氣體的速度最大點均在進氣門處，對比分析圖7后可以發現低氣門升程下的最大速度明顯較大。氣流從氣門兩側進入氣缸，左側的氣流沿進氣門側氣缸壁向下發展，兩股氣流向下發展形成明顯的雙渦結構，但氣門升程降低后，左側氣流得到增強，使缸內逆時針滾流得到增強，滾流變大，然而進氣門早開(θIVO=304°)或者晚開(θIVO=352°)都會減弱這種趨勢。在進氣門關閉前(554°)，缸內氣流速度的最大值及缸內其余各處的速度差異都較小，原因是雖然小氣門升程的節流作用可以在氣門處產生高速的進氣射流，但進入缸內的氣流相對較少，缸內氣體的總體速度并沒得到提高。大氣門升程下缸內主要有一個處于進氣門下側的逆時針滾流，而小氣門升程時仍是兩個滾流，兩個滾流將缸內氣流大致分為上下兩部分，順時針的渦心在上，逆時針渦心靠近活塞。進氣門早開或晚開都會使兩滾流將缸內氣流分為左右兩部分。在壓縮行程末期(690°)，兩種氣門升程下缸內的流速相差不大，但是進氣門早開或者晚開使靠近排氣門側的速度稍大。

圖7 不同氣門升程及正時下截面2的速度場

2.1.3 距上止點5 mm橫截面速度場

距離上止點5 mm的橫截面內的流場見圖8。在壓縮末期(690°)，原機在缸內形成兩個對稱的渦流。而在小氣門升程下，右側的渦流中心移向排氣門側，左側的未發生改變。進氣門早開使缸內渦流只剩一個，而進氣門晚開時，缸內仍然有兩個渦流，但是右側的渦流中心位置發生改變，右側渦流中心在兩進氣門之間。結合圖6至圖8綜合分析可以發現，雖然在壓縮末期(690°)缸內的氣體速度相差不大，但是缸內的氣流運動并不相同。大氣門升程(MVL為6.98 mm)下氣缸內的流場主要有三部分，分別為位于氣缸燃燒室頂部的小滾流、位于進排氣門間的兩個渦流以及活塞向上運動推動向上運動的氣流(分別位于進氣門側和排氣門側)。氣門升程變小時，缸內的流場大致與大氣門升程相似，但是位于氣缸右側的渦流中心規模減小而且位置發生偏移，在氣缸燃燒室頂部的滾流只存在于中心處極小的范圍。在小氣門升程時早開進氣門使得缸內只有一個渦流，圖中速度較大的區域是由兩個流向不同的氣流(均是由于活塞的運動而形成的)在匯合方向發生改變前形成的。而晚開氣門缸內仍然有兩個渦流，但右側渦流位置發生改變，而且左側渦流規模減小。

圖8 不同氣門升程及正時下690°時距上止點5 mm橫截面速度場

2.2 氣門升程及正時對湍動能的影響

大量研究表明，湍流運動對汽油機的性能有很大的影響[10-11]。缸內混合氣具有較高、較穩定的湍動能才能保證燃燒的穩定進行，通過改變進氣門升程，進氣速度明顯改變，其湍動能勢必會隨之發生變化[12]。氣缸頂部的湍動能對火焰的傳播速度影響較大，因此選擇距上止點5 mm，10 mm，15 mm的3個橫截面作為考察截面。圖9示出了不同氣門升程及正時下，不同橫截面上平均湍動能隨著曲軸轉角的變化。可以看出平均湍動能的變化趨勢是一樣的，隨著進氣門的開啟，湍動能不斷增大，在氣門升程最大時達到第一個峰值。壓縮行程中，隨著活塞的上移，平均湍動能先減小后增大，在壓縮末期，平均湍動能達到第二個峰值。這是由于在壓縮后期，滾流結構減小或者破碎形成小尺度的湍流，從而導致湍動能的升高。

圖9 不同截面內平均湍動能隨曲軸轉角的變化

對比不同氣門升程下平均湍動能的變化可以發現，小氣門升程下，每個橫截面上的平均湍動能峰值均大于大氣門升程時。小氣門升程下對比不同進氣門正時下的平均湍動能，進氣門早開或者晚開都會使進氣初期和中期的平均湍動能顯著增加，在3個橫截面上早開和晚開進氣門會使最大平均湍動能分別增加28.29%和43.47%，20.7%和40.81%，23.07%和49.58%。而在壓縮后期湍動能差異不大。

分析距上止點5 mm橫截面內的湍動能分布(見圖10)，易發現在壓縮末期小氣門升程下缸內氣體的湍動能均大于大氣門升程時缸內氣體的湍流動能。在小氣升程下，進氣門早開或者晚開時的湍動能最大值均稍大，而且最大湍動能的位置發生改變，由原來進氣門側較大、排氣門側很小變化到進、排兩側均較大，使缸內氣體的湍動能趨于一致。

圖10 不同氣門升程及正時下690°時距上止點5 mm橫截面湍動能

2.3 氣門升程及正時對滾流比的影響

圖11示出了滾流比隨曲軸轉角的變化。由圖可知，滾流比出現了兩次峰值，第一次出現在氣門升程最大附近，此時缸內的流場較強，滾流比達到第一次峰值。在進氣后期，大的滾流不斷減弱，滾流比減小。但在壓縮行程中，隨著活塞的上行，氣缸內的氣體被壓縮，滾流半徑減小，根據動量矩守恒[13]，滾流速度增大，滾流比再次增加，直到達到第二次峰值。壓縮后期，滾流被擠壓破碎，滾流比再次減小。對比不同氣門升程的滾流比發現，小氣門升程下的滾流比在進氣及壓縮初期差異較小，但在壓縮后期，小氣門升程的滾流比略小。

圖11 滾流比隨曲軸轉角的變化

3 結論

a) 在進氣過程中，減小氣門最大升程會使氣體流速顯著增大，順時針的滾流較強；而早開或者晚開進氣門對進氣過程中氣體的速度影響較小；

b) 在壓縮末期，小氣門升程下缸內無較大的滾流；最大氣門升程越大，壓縮末期的滾流比越大；進氣門正時對滾流比的影響較小；

c) 在進氣及壓縮過程，小氣門升程下的缸內平均湍動能均大于大氣門升程下的值；進氣門早開或者晚開都會使進氣過程中的平均湍動能增加，在3個橫截面上早開和晚開進氣門會使最大平均湍動能分別增加28.29%和43.47%，20.7%和40.81%，23.07%和49.58%,但在壓縮末期差異較小；

d) 在小氣門升程下，進氣正時對壓縮末期缸內湍動能的分布有較大影響，早開或者晚開進氣門都會使得缸內湍動能的分布趨于一致。

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[編輯： 姜曉博]

Effects of Variable Valve Lift and Timing on In-Cylinder Flow Characteristics of Gasoline Direct Injection Engine

QI Jingjing, QIAN Yejian, LUO Lin, GONG Zhen, SHAO Xiaowei, ZHAO Peng

(School of Automotive and Transportation Engineering, Hefei University of Technology, Hefei 230009, China)

The intake and compression process for a gasoline direct injection engine were simulated with CFD software and the change law of in-cylinder flow field under different maximum valve lifts and timings was analyzed. The results show that the gas velocity and turbulent kinetic energy significantly increase with the decrease of maximum valve lift in the intake stroke, but the tumble ratio is small at the end of the compression stroke. For a small valve lift, the early opening or late closing of intake valve will lead to the significant increase of turbulent kinetic energy in the intake stroke. Correspondingly, the maximum average turbulent kinetic energies at three cross sections of 5 mm, 10 mm, and 15 mm away from TDC increase by 28.29% and 43.47%, 20.7% and 40.81%, 23.07% and 49.58% respectively. However, the early opening or late closing of intake valve has little effect on the average turbulent kinetic energy at the end of the compression stroke. In addition, the opening time of intake valve has a great influence on the distribution of turbulent kinetic energy at the end of compression, and the advance or delay of intake timing will promote the homogeneity of in-cylinder turbulent kinetic energy.

GDI engine; variable valve lift； variable valve timing; flow field； turbulent kinetic energy; tumble ratio

2017-03-18；

2017-05-31

國家自然科學基金(51676062)；安徽省自然科學基金(1708085ME102)

齊景晶(1993—)，男，碩士，主要研究方向為動力機械燃燒及排放；cslgqjj@163.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2017.03.004

TK413.44

B

1001-2222(2017)03-0020-07