氣門升程調節對發動機缸內流場的影響

喻虹琳，田豐果，王自勤

(1.貴州大學機械工程學院，貴州貴陽550025；2.貴州大學現代制造技術教育部重點實驗室，貴州貴陽550003)

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氣門升程調節對發動機缸內流場的影響

喻虹琳1，田豐果1，王自勤2

(1.貴州大學機械工程學院，貴州貴陽550025；2.貴州大學現代制造技術教育部重點實驗室，貴州貴陽550003)

摘要：發動機功率由進氣量、氣缸內的氣流運動以及燃燒質量決定，可變升程也可以通過改善這幾個方面來達到提高發動機性能的目的。所以主要研究了不同工況下的升程調節對發動機缸內流場的影響，通過采用Fluent建立進氣道-氣門-氣缸三維瞬態CFD模型，對發動機轉速為2 000 r/min時兩種氣門升程模式下的兩種調節情況進行了速度場的模擬計算。最后對計算結果進行對比分析，得出了氣門升程模式2優于氣門升程模式1的結論。

關鍵詞:升程調節FluentCFD模型數值模擬

1發動機對氣門升程的需求

汽油機和柴油機負荷控制的方式不同，汽油機是量調節，柴油機是質調節，為了滿足部分負荷工況對進氣量的需求，汽油機需要通過節氣門來實現進氣量的調節[1]。研究表明，部分負荷時汽油機燃油經濟性低于柴油機的一個重要原因是節氣門帶來的泵吸損失，去掉節氣門，就能降低油耗，氣門升程可變可以用來代替節氣門，通過升程調節獲得合理的進氣速度及湍流強度，既不產生過大的節流損失，又對燃燒有利[2]。氣門升程可變，可以大大減少泵氣損失，對提高發動機的動力性，經濟性意義重大。因此提出了一種新型的可變升程機構，該機構能實現氣門升程連續可調，且調節范圍大[3]。在此基礎上提出了兩種不同的氣門升程模式。1)氣門升程模式1是指兩個進氣門的氣門升程曲線完全一樣，兩進氣門的氣門活塞面積、氣門彈簧剛度和氣門彈簧預緊力均相同。此時，兩進氣門的氣門升程完全相同；2)氣門升程模式2是指兩進氣門的氣門升程曲線的相位角一樣而氣門升程(氣門最大升程)不一樣，兩進氣門的氣門彈簧預緊力與氣門活塞面積的比值相等且氣門彈簧剛度與氣門活塞面積的比值不相等。此時，兩進氣門同時開啟和關閉，但其最大氣門升程不同。針對氣門升程可變的發動機缸內流動數值模擬研究相對較少。因此，有必要對可變氣門升程機構發動機的缸內流動進行數值模擬研究。

2兩種氣門升程模式的模擬結果對比分析

2.1模擬的條件設置

為了研究不同氣門升程發動機的缸內流動特性，采用氣道-氣門-氣缸三維瞬態CFD模型模擬計算[4]。對發動機轉速為2 000 r/min時兩種氣門升程模式下的不同調節情況進行了模擬計算。具體研究工況如表1所示。表中，X表示相位調節器限位柱的位移，X=0 mm，表示沒有進行相位調節，此時進氣提前角為22°CA，進氣晚關角為60°CA；X的值每增加1，即相位調節器限位柱移動1 mm，進氣提前角減小2°CA，進氣晚關角減小4°CA。氣門升程曲線采用試驗氣門升程曲線。

表1

研究工況

圖1　特征截面示意圖

由于缸內流場具有三維性，不好描述，但通過特征截面上的流場分布情況分析可以較好地反映缸內的流場特性[5]。因此，為了更好地對計算結果進行分析，引入了特征截面，如圖1所示。

為了研究氣門升程模式1和氣門升程模式2的缸內流動特性，對兩種氣門升程模式下的缸內流動進行了模擬，并對其計算結果進行了對比分析。

以下以工況2和工況5為例，對其進行速度場分析。

2.2模擬的結果分析

(1)截面A-A上的速度場分析

圖2-圖6中的(a)圖均為工況2不同曲軸轉角截面A-A上的模擬結果，圖2-圖6中的(b)圖均為工況5不同曲軸轉角截面A-A上的模擬結果，下面不再敘述。

圖2　 364°CA截面A-A上的速度矢量圖

圖2為進氣行程上止點后364°CA時的速度矢量圖，可以看出此時進氣門已經打開而排氣門尚未關閉，處于氣門疊開階段。此時，進氣門升程很小及活塞下行速度小，導致進氣量少，且燃燒室空間小，所以缸內流動情況較為紊亂，沒有形成有組織的流場結構。因為此時氣門升程模式2的兩進氣門升程相差很小，所以圖2中的(a)圖和(b)圖情況基本相似。圖3中的(a)圖顯示隨著曲軸轉角增大，活塞下行，氣門升程加大，在進氣門下方，開始并形成有組織的流場結構滾流。相比(a)圖，(b)圖中的流場結構形成過程大體相似。此時氣門升程模式2的兩進氣門升程之差快達到最大，進氣擾動增加，缸內的流場結構發生較為明顯的變化。

圖3　460°CA截面A-A上的速度矢量圖

圖4中的(a)圖顯示隨著活塞繼續下行，氣缸內的流場結構發生的較大的改變。當進入進氣行程后期時，活塞下行速度減慢，氣門升程減小，進氣流流速降低，左側的渦旋逐漸發展為氣缸尺度的大渦，右側的渦旋被壓制并消失，最終形成一個氣缸尺度的逆時針大渦。圖4中的(b)圖顯示隨著活塞繼續下行，左側的渦旋逐漸發展為氣缸尺度的大渦，右側的渦旋被其擠壓逐漸下行至氣缸的右中部，進氣門右側氣流沿缸壁繼續下行至氣缸右底部并在此再度形成一個逆時針的渦旋[1，6]。最終形成一個氣缸尺度的逆時針大渦、一個逆時針小渦和一個順時針小渦共存的流場結構。圖5顯示對比(a)、(b)兩圖可知，在進入壓縮行程初期，其流場結構基本趨于相似，但(b)圖中的流速大于(a)圖中的流速且其氣缸底部速度梯度呈從左至右逐漸遞增的趨勢。這對壓縮后期形成氣缸尺度的逆時針擠流有一定的作用。

圖4　 524°CA截面A-A上的速度矢量圖

圖5　605°CA截面A-A上的速度矢量圖

圖6顯示相比于(a)圖，(b)圖的擠流效果更為明顯。這是因為壓縮行程前期(b)圖氣缸底部速度梯度呈從左至右逐漸遞增的趨勢，在右強左弱的擠流作用下右側流速進一步加強最終形成席卷整個氣缸的較強擠流。同時，氣門升程模式2的兩進氣門升程不同的擾動影響延續到了壓縮后期，這對于提高壓縮上止點附近的湍動能有著很大的作用[7]。

圖6　665°CA截面A-A上的速度矢量圖

(2)截面B-B上的速度場分析

圖7-圖12中的(a)圖均為工況2不同曲軸轉角截面B-B上的模擬結果，圖7-圖12中的(b)圖均為工況5不同曲軸轉角截面B-B上的模擬結果，下面不再敘述。

圖7　408°CA截面B-B上的速度矢量圖

圖7中的(a)圖顯示進兩氣門側的射流強度相當，在射流的作用下在每個氣門下形成方向相反大小相當的兩個渦旋。而(b)圖中由于進氣門升程不同導致氣缸中心射流明顯右偏，這就使得右側兩個渦旋得到加強。從壓力場圖8可以看出，相比(a)圖，(b)圖中左起第二個負壓中心在中心右偏射流的作用下幾乎消失，第三個負壓中心得到加強達到與第四個負壓中心相當大小。從這可以很好的解釋兩者流場結構的細微變化。

圖8中的(a)圖顯示隨著活塞下行，靠近氣缸壁的兩個渦旋在兩邊氣流的作用下沿缸壁下行形成達到氣缸高度程度的大渦，相反中間的兩個渦旋因受到其擠壓而減小；而(b)圖中，在右偏射流的作用下，左側和右側的兩個渦旋均合并成兩個不對稱的大渦，且右側渦旋繼續得到加強，最終形成兩個方向相反、大小不對稱和強度不對稱的兩個大渦[8]。圖9顯示活塞繼續下行至下止點附近時，進氣氣流流速急劇減小。(a)圖中兩邊的大渦下行，對中間兩渦擠壓作用減小，使得中間兩渦的尺度有所加大，但其流場結構仍然對稱。此時，(b)圖中進氣氣流流速急劇減小而不足以阻止右側的強渦旋向左發展，并且其在右側的強渦璇作用下向左偏，左下角的大渦向右發展，加速了左右兩側氣流混合。

圖8　464°CA截面B-B上的速度矢量圖

圖9　524°CA截面B-B上的速度矢量圖

圖10為進入壓縮行程前期的速度場圖。對比圖9可知，隨著活塞上行，缸內大渦受到擠壓而破碎成多個小渦，最終形成圖10的情況[8]。圖9中(a)圖顯示在氣缸下部的兩個大渦作用下使得兩側缸壁附近形成流速較高的向上氣流，隨著活塞上行，兩側氣流因流向與活塞運動方向相同而加強，中部氣流流向與活塞運動方向相反而減弱，最終形成如圖10中(a)圖所示的兩邊流速高而中間流速低的流場。兩邊兩股強度相當的氣流沿著缸壁向上運動，在燃燒室頂部相互碰撞，導致氣缸中部形成大面積的流動死區，這對于油氣的混合是極為不利的。圖9中的(b)圖顯示在氣缸下部向右發展的逆時針大渦作用下使得右側缸壁附近形成流速較高的向上氣流，隨著活塞上行，右側氣流因流向與活塞運動方向相同而加強，中部氣流流向與活塞運動方向相反而減弱，最終形成如圖10中(b)圖所示的兩邊流速高且右邊流速大于左邊流速而中間流速低的流場。兩邊兩股強度相差較大的的氣流沿著缸壁向上運動，在燃燒室頂部相互碰撞，在右側強氣流的作用下形成復雜的流場結構，使得其缸內沒有流動死區，這對于油氣的混合是有利的。圖11中(a)圖顯示在活塞上止點附近形成對稱的流場結構，而(b)圖中形成一個貫穿整個燃燒室的復雜流場結構，由前面分析可知，氣門升程模式1在截面B-B上形成對稱的流場結構，氣缸兩側的氣流混合較差，這對油氣混合是不利的。氣門升程模式2在截面B-B上形成不對稱的流場結構，氣缸兩側的氣流混合較好。

圖10　605°CA截面B-B上的速度矢量圖

圖11　715°CA截面B-B上的速度矢量圖

3模擬的結論

通過不同特征截面上的速度場分析可知，氣門升程模式2明顯優于氣門升程模式1，主要表現在以下幾個方面：1)滾流，氣門升程模式2在截面B-B上形成不對稱流場，加強了氣缸左右兩側氣流混合，有利于油氣混合；2)氣缸軸線方向速度分層現象明顯改善，有利于油氣混合；3)擠流對滾流的保持性明顯加強，氣門升程模式2在進氣行程末期形成逆時針大渦，這種流場結構在右強左弱的進氣作用下得到很好保持，對增大壓縮上止點湍動能有重要作用。

4試驗驗證

由前面分析可知，氣門升程模式2的相位調節為X=3 mm已經是較優的相位調節結果。

圖12　1 500 r/min不同負荷的油耗曲線圖

圖12是試驗樣機在轉速為1 100 r/min、負荷為50 N·m、相位調節為X=6 mm時不同升程調節的油耗隨升程調節的變化曲線。這組試驗數據是由前一次的試制樣機的發動機性能試驗獲得的，僅是趨勢性的試驗研究，并未對整個升程調節范圍做對應的試驗，因此僅獲得幾組數據。此外，本系統目前正處于再一次的改制中，尚無法開展相應的發動機性能試驗。由圖可知，升程調節為0 mm時，油耗較原發動機降低11%，升程調節為5.6 mm時，油耗較原發動機降低15%，升程調節為7.1 mm時，油耗較原發動機降低8% 。當升程調節從0 mm調到5.6 mm時油耗明顯降低；當升程調節從5.6 mm調到7.1 mm時油耗明顯增大，且較升程不調節時略高。試驗結果表明，模擬分析結果與試驗結果趨勢一致。雖然未做大量的試驗驗證，但可以從趨勢上表明模擬分析的合理性。

5結論

1)本文通過對兩種氣門升程模式的缸內流場數值模擬研究發現，氣門升程模式2由于兩進氣門升程不同加強了進氣擾動，缸內湍流加強；同時總進氣面積未發生改變，進氣量沒有明顯變化；從改善油氣混合和燃燒效果方面來說，氣門升程模式2優于氣門升程模式1。

2)通過兩種升程模式的對比可以看出氣門升程調節對汽油機動力性，經濟性，和降低排放污染性有重要作用，今后可以往更優化的方向研究。

參考文獻

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Effects of valve lift adjustment on the flow field in the engine cylinder

YU Honglin, TIAN Fengguo, WANG Ziqin

Abstract:Engine power is determined by air intake, airflow inside the cylinder and combustion quality, and through improving these aspects, variable lift can improve engine performance. In this study, we analyzed the effects of lift adjustment on the flow field in the engine cylinder under different working conditions. We established a duct-valve-cylinder transient state CFD model using Fluent, and carried out simulated calculation of the velocity fields under two different valve lift modes at an engine speed of 2000 r/min. In conclusion, valve lift mode 2 was proved to be better than valve lift mode 1.

Keywords:lift adjustment; fluent; CFD model; numerical simulation

收稿日期：2015-09-09

作者簡介：喻虹琳(1990-), 女 ,貴州畢節人, 就讀于貴州大學機械工程學院, 2013級碩士研究生, 研究方向為汽車及關鍵零部件設計理論與方法。

中圖分類號：TK403

文獻標識碼：B

文章編號：1002-6886(2016)02-0054-05