無節氣門汽油機質調節負荷控制特性研究

劉 錚,邸立明,2,張世偉,孫琢剛,孫 濤

(1.燕山大學 車輛與能源學院， 河北 秦皇島 066004；2.燕山大學 河北省特種運載裝備重點實驗室， 河北 秦皇島 066004；3.徐州徐工港口機械有限公司， 江蘇 徐州 221004)

0 引言

傳統汽油機采用節氣門控制的進氣量調節負荷工作模式，小節氣門開度會產生較高泵氣損失，導致中小負荷燃油經濟性變差[1-2]，無節氣門負荷控制是進一步提升汽油機綜合性能的重要研究方向。胡順堂等[3]試驗得出采用可變氣門升程負荷控制方式，單缸汽油機泵氣損失降低20%～30%，指示燃油消耗率降低3%～12%，中低轉速機械損失也相應降低。Osorio等[4]采用連續可變氣門正時系統研究表明，在20%～30%負荷下相比原汽油機燃油經濟性提升4.1%，Sher等[5]研究也表明無節氣門汽油機能改善中小負荷燃油經濟性。王天友等[6]采用汽油機可變氣門開啟持續期的負荷控制方式研究表明，部分負荷泵氣損失最大降幅達57%，油耗降低5.63%。Zhang等[7]通過全可變液壓氣門機構，對改造無節氣門汽油機開展負荷控制試驗得出，在2 000 r/min平均有效壓力0.189 MPa的負荷工況下，相比原機泵氣損失降低85.4%，但出現熱效率降低問題。Knop等[8]對單缸汽油機僅采用進氣門早關的負荷控制試驗表明，其對降低泵氣損失效果并不顯著。Teodosio等[9]研究表明，相比汽油機傳統節氣門負荷控制方式，采用進氣門早關或進氣門晚關控制策略均能提升燃油經濟性，且在中小負荷采用前者比后者更節能。

目前，無節氣門汽油機的研究多采用量調節負荷控制方式，而Kratzsch等[10]研究表明，采用提高壓縮比、電暈點火等質調節負荷控制方式，不僅能解決中小負荷的工作穩定問題，還可進一步提升其燃油經濟性。本文中采用歧管噴射質調節負荷控制方式，開展小排量單缸無節氣門汽油機的負荷控制特性研究。通過搭建驗證帶節氣門原機的一維性能仿真模型，修改獲得無節氣門汽油機性能仿真模型，并開展等動力性水平的噴油標定。分別對原機和無節氣門汽油機開展一維性能仿真和三維缸內燃燒循環數值模擬，以對比分析質調節負荷控制方式對缸內流場與燃燒特性的影響規律。

1 原機一維性能仿真模型搭建與驗證

將化油器式HONDA WH125-6單缸汽油機改造為歧管噴射電控供油系統，原機主要結構參數如表1所示。通過對原機開展500 r/min轉速間隔的2 000～6 000 r/min區間外特性臺架試驗，獲取一維性能仿真模型搭建參數并驗證模型正確性。

表1 原機主要結構參數

發動機試驗臺架及測控系統如圖1所示，包含測功機、標定系統及分析儀等。利用GT-Power構建原機一維性能仿真模型，對一維模型中主要模塊中計算模型進行搭建，其中，噴油器模型選擇InjAFSeqConn模型，壁溫模型選擇EngCylTWall模型，傳熱模型選擇WoschniGT模型，燃燒模型選擇EngCylCombSITurb模型。搭建好的原機一維模型如圖2所示。

圖1 發動機臺架試驗測控系統

圖2 原機一維模型

開展對標原機臺架試驗外特性的模型仿真與調試，最終得到扭矩和有效燃油消耗率的仿真與試驗數據，如圖3所示。各性能參數最大相對誤差均小于5%，所建原機模型可用于局部改進的性能分析。

圖3 原機外特性臺架試驗與仿真數據

2 無節氣門汽油機仿真模型標定

將原機模型在各負荷工況下的節氣門始終設置為全開狀態，不調節進氣量，其余模型參數均保持不變，得到無節氣門汽油機性能仿真模型。在其他參數不變情況下，將質調節燃空比作為標定參量，對應工況原機輸出扭矩作為標定判據，在2 000～6 000 r/min分別對應原機間隔10%節氣門開度進行取樣標定。其中，在常用2 000～4 000 r/min以250 r/min為轉速取樣間隔標定，而在不常用到的4 000～6 000 r/min以500 r/min轉速取樣間隔標定。標定時將無節氣門汽油機的轉速設置為與原機對應工況點的轉速相同，在無節氣門汽油機模型中調節噴油控制參數燃空比，對比仿真得到的扭矩和原機該工況點下的扭矩，以二者差值作為繼續調試的參考，經多次調試仿真后，當無節氣門汽油機的扭矩和功率與原機基本相同，則該工況點下的噴油參數完成標定。圖4為標定后無節氣門汽油機燃空比質調節MAP圖。

圖4 對標負荷無節氣門汽油機燃空比MAP圖

在2 000～6 000 r/min對應原機30%節氣門開度的中小負荷工況，無節氣門汽油機和原機的扭矩、指示熱效率、有效燃油消耗率對比關系如圖5所示。

圖5 30%負荷工況原機和無節氣門汽油機性能曲線

全轉速范圍內的無節氣門汽油機比原機有效燃油消耗率顯著降低，在最大扭矩轉速3 000 r/min降幅為20.1%，在4 000 r/min時降幅最高達24.7%。全轉速工況的指示熱效率有明顯提升，在最大扭矩轉速升幅為24.9%，在4 000 r/min升幅最高達32.7%。稀薄混合氣在高指示熱效率下燃燒導致NOx生成顯著升高，而HC排放增幅不大。

無節氣門汽油機因泵氣損失下降，相同動力水平下各負荷工況點標定燃空比整體小于原機，富氧燃燒導致燃油經濟性和指示熱效率均大幅高于原機[11]。高溫富氧的燃燒環境也促進了NOx快速生成，同時稀薄混合氣使火焰傳播速度下降，導致燃燒室局部HC生成量相對增加。

3 無節氣門汽油機負荷控制多目標優化

噴油量和點火提前角是影響發動機綜合性能的最重要的2個關鍵因素。在其他參數不變的情況下，以增加點火提前角為標定參量，對無節氣門汽油機的燃空比和點火提前角分別進行多目標優化標定，基于實驗設計方法的多目標優化可以大大縮短試驗周期，以進一步提升發動機的綜合性能。利用GT-Power結合Isight軟件搭建聯合仿真尋優模型，對燃空比和點火提前角2個變量，利用最優拉丁超立方算法構建采樣空間的樣本點群組[12]。設定Kriging近似模型輸入變量為燃空比和點火提前角，輸出變量為扭矩、有效燃油消耗率、NOx和HC生成量。選擇非支配排序遺傳算法NSGA-Ⅱ進行多目標優化，約束條件為優化后扭矩下降低于2%，優化后的NOx生成量少于優化前，優化目標為最小化有效燃油消耗率、NOx和HC生成量[13]。依據扭矩、NOx和有效燃油消耗率的順序優先級，經過聯合仿真，得到無節氣門汽油機各標定工況點多目標優化后的燃空比如圖6所示，優化后標定點火提前角MAP如圖7所示，得到符合預期的解。

圖6 優化后燃空比

圖7 優化后點火提前角

4 三維數值模擬流場與燃燒分析

4.1 模型建立與參數設置

采用激光掃描儀實現原機部件的數位點云采集，利用逆向建模得到相應CAD模型，并將其轉換為STL格式導入CONVERGE，以開展數值模擬設置。開展數值模擬選用的各計算模型如表2所示。

表2 計算模型的選取

圖8為參數設置完成后的燃燒循環數值模擬模型。模型計算基礎網格尺寸為8 mm，針對燃油噴霧、燃燒室、火花塞電極等局部區域進行網格加密處理，加密后的網格尺寸與網格加密級數的關系如式(1)所示。

圖8 數值模擬模型

(1)

式中：dx為加密后的網格實際尺寸；dx_base為基礎網格尺寸；scale為加密級數。

對氣缸內部和進排氣門所在位置及氣道區域采用全局2級永久柱狀加密，對噴油器噴嘴采用3級錐狀加密，加密持續期為從噴油開始到噴油結束，對火花塞分別進行4級和3級球形加密，其中內部為4級加密，外部為3級加密，加密持續期為從火花塞點火時刻到點火能量釋放結束。對進氣門倒角進行3級加密，加密持續期為從進氣門開啟到進氣門關閉。在計算過程中網格數最多達8.36萬。

4.2 模型有效性驗證

在3 000 r/min最大扭矩轉速下，對0.96 MPa缸內平均有效壓力的中小負荷工況點開展燃燒循環數值模擬，性能仿真與缸壓曲線如圖9所示。最大相對誤差均低于5%，三維數值模擬模型滿足進一步開展性能預測的需求。

圖9 性能仿真與數值模擬缸壓曲線

缸內渦流和滾流是影響發動機性能的主要氣流運動形式，進氣、壓縮行程兩者強弱演化對工質混合與燃燒品質影響顯著。選取過進氣門軸線且與氣缸軸線平行的截面，分析原機和無節氣門汽油機缸內滾流數值模擬的演化情況，如圖10所示。在進氣行程初期的-325° CA，隨著進氣門升程逐漸增大，進氣量迅速增加，兩機型最高氣流速度均出現在進氣門閥座處，無節氣門汽油機為89.73 m/s，比原機高11.2%。在燃燒室的左側和中間位置，兩機型均出現逆時針和順時針方向的2個小尺度滾流，且偏中間滾流尺度更大。在進氣行程后期-205° CA，兩機型缸內滾流被不斷拉長，強度逐漸減弱，但偏中間滾流尺度仍大于左側。盡管此階段兩機型的缸內滾流結構上相似，但無節氣門汽油機缸內最高流速為39.46 m/s，高出原機11.4%。在進氣行程后期，缸內滾流強度明顯下降，主要表現為無規則湍流運動，并因活塞上行而進氣門仍然開啟，進氣歧管出現倒流現象。壓縮行程開始后的活塞持續加速上行，為缸內氣流提供了新動力，兩機型在-125° CA的缸右下部，均形成一個強度相近的小尺度滾流。同時在進氣門閥座處出現高速倒流，但缸內其他部位氣體流速相對進氣行程明顯降低，且強度較弱。在接近壓縮終了的-25° CA，兩機型在燃燒室頂部均形成一個中等尺度滾流，且其受活塞擠壓部分發生破碎，形成湍流度較高的紊流。對原機和無節氣門汽油機缸內渦流分析如圖11所示。

圖10 原機和無節氣門汽油機缸內滾流演化

圖11 原機和無節氣門汽油機缸內渦流演化

在不同曲軸轉角下，采用與活塞頂面和缸蓋底面等距且垂直氣缸軸線的中截面，開展兩機型氣缸內渦流演化對比分析。在-325° CA的進氣行程初期，無節氣門汽油機和原機缸內出現多個渦流，且在左側和下側均形成順時針和逆時針方向2個中等尺度渦流。此時缸內最高流速均出現在進氣門側氣缸壁面附近，其中，無節氣門汽油機最高流速為66.85 m/s，比原機高出15.3%。在-205° CA的進氣行程后期，無節氣門汽油機和原機缸內氣流速度及渦旋運動均明顯減弱，氣缸四周壁面附近氣流速度遠高于中心區域，但以無規則湍流運動為主，且無節氣門汽油機氣流運動強度強于原機?；钊^續上行為缸內氣流運動提供了新的動力，在-125° CA的壓縮行程，兩機型缸內中左部均形成明顯渦旋，但無節氣門汽油機的渦核偏左，且氣流平均速度略高于原機。在-25° CA壓縮行程后期，渦流因不斷受到壓縮而耗散破碎，無節氣門汽油機和原機缸內渦流運動強度大幅衰減，但無節氣門汽油機缸內氣流速度高于原機缸內氣流速度。

無節氣門汽油機和原機缸內湍動能曲線如圖12所示。結合圖10和圖11分析可知，盡管兩機型缸內渦流和滾流的分布與演化過程相近，但無節氣門汽油機在進氣行程、壓縮行程的滾流、渦流及湍動能強度均優于原機。在進氣行程-235° CA的湍動能最強為50.28 (m2·s-2)，高于原機21.74%。

圖12 原機和無節氣門汽油機的缸內湍動能曲線

采用缸內1 800 K溫度等值面代表火焰傳播的前鋒面[14]，可得到兩機型的燃燒火焰傳播演化過程，如圖13所示。在點火提前角均為-22.75° CA條件下，兩機型在-21° CA的點火初期，火核剛開始形成，初始火焰面傳播緩慢，因此火焰前鋒面積相差不大。

圖13 原機和無節氣門汽油機的燃燒火焰傳播

隨著火核不斷發展和向外傳播燃燒，無節氣門汽油機和原機火焰前鋒面積在作功行程的4° CA時已經出現明顯差異，原機的火焰傳播速度稍高。在作功行程的18° CA，原機火焰前鋒面傳播速度明顯快于無節氣門汽油機，且已延伸至四周缸壁邊緣。在壓縮行程的28° CA，當無節氣門汽油機火焰前鋒面傳播到氣缸壁面邊緣時，原機的燃燒進程已接近結束。因此，在相同負荷工況下，無節氣門汽油機的點火燃燒進程滯后于原機，其燃燒持續期更長。

無節氣門汽油機與原機的缸內平均燃空當量比變化曲線如圖14所示。由圖12分析可知，在壓縮行程后期兩機型的缸內湍動能和氣流運動強度基本相同，而由圖14分析可得，無節氣門汽油機的缸內燃空當量比始終低于原機，即其混合氣更稀薄，無節氣門汽油機缸內平均燃空當量比在0.83左右，即空燃比在17.7附近。在接近壓縮終了的點火時刻附近，當兩者氣流運動強度基本相同時，無節氣門汽油機的混合氣更稀薄，其火焰傳播速度低于原機，所以無節氣門汽油機的燃燒持續期更長。

圖14 平均燃空當量比曲線

5 結論

1) 基于對單缸無節氣門汽油機開展多目標優化噴油標定，實現了對標原機動力性的質調節負荷控制。研究表明，在對應原機3 000 r/min最大扭矩轉速30%節氣門開度的中小負荷等效工況，無節氣門汽油機相比原機的燃油經濟性、指示熱效率均大幅提升，分別升高20.1%、24.9%。同時，較高指示熱效率下的稀薄混合氣富氧燃燒，導致NOx和HC基于工況有不同程度增加。

2) 無節氣門汽油機缸內渦流和滾流的結構、分布演化過程與原機相近，但因無節氣門泵氣損失，使進氣與壓縮階段的缸內氣流運動強度普遍高于原機，平均湍動能顯著升高。無節氣門汽油機缸內混合氣更為稀薄，致使火焰傳播進程滯后于原機，燃燒持續期延長。