沖程缸徑比對汽油機缸內流場影響的研究?

高 瑩，謝天馳，門 欣，徐英健，費孝恒

(吉林大學，汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春 130025)

前言

良好的缸內氣體流動能夠改善燃燒過程并且降低排放[1-2]。適當改變沖程缸徑比(S/B)是提高進氣過程滾流強度及圧縮行程湍流強度的有效措施[3]。在工作容積不變的情況下，沖程缸徑比決定了內燃機的尺寸參數以及燃燒室的結構參數[4]。因此，合理地配置沖程缸徑比對組織良好的缸內流動尤為重要。

眾多學者在研究沖程缸徑比對發動機性能影響上做了大量工作。Filipi等基于工作容積一定的點燃式發動機建立準維湍流火焰模型并進行計算，研究了沖程缸徑比對發動機燃燒性能、傳熱和整機效率的影響規律[5]。Siewert等僅改變沖程得到缸徑沖程比為1.1，2.2和3.3的3臺發動機，保證其壓縮比相同，通過這3臺發動機的單缸試驗，探究了沖程缸徑比對點火式發動機燃油消耗率和排放特性的影響[6]。Davis等建立k-epsilon湍流模型并進行仿真計算，結果表明進氣流速、湍流強度和燃燒速度隨沖程缸徑比增大而提高，而燃油消耗率隨沖程缸徑比減小而降低[7]。

眾多學者結合試驗與瞬態模擬計算，研究了沖程缸徑比對燃燒過程的影響，但對缸內氣體流動現象研究較少。本文中以某三缸進氣道噴射汽油機為研究對象，將原機計算模型的沖程缸徑比改為0.70和0.90，利用AVL-Fire軟件對3種計算模型(包括原機模型)在2 000r/min低負荷工況和3 800r/min全負荷工況下的進氣及燃燒過程進行瞬態數值計算，對比研究沖程缸徑比對缸內速度場、滾流比、湍動能和放熱率的影響，為沖程缸徑比的配置提供了理論依據。

1 瞬態數值模擬計算

1.1 模型建立

本文中所研究汽油機參數如表1所示。進氣及燃燒過程CFD計算域由進氣道、進氣門、進氣門座、燃燒室、缸套和活塞頂面組成。本文中選取1缸模型進行CFD計算，定義720°CA為壓縮上止點。由于原機配氣采用VVT機構，各工況點配氣相位不同，計算工況點如表2所示。720°CA的CFD計算域如圖1所示。

表1 發動機基本參數

表2 計算工況點

圖1 720°CA的CFD計算域

1.2 邊界條件和初始條件

計算模型的入口邊界條件采用質量流量邊界條件。溫度邊界條件使用恒溫邊界條件，根據其溫度特性對邊界條件進行設置：進氣道、缸套、氣門座圈和燃燒室為固定壁面，溫度分別為363，450，363和550K；活塞和氣門為移動壁面，溫度分別為550和363K。初始條件根據一維仿真結果對進氣道及燃燒室進行設置。

1.3 數學模型

在計算過程中，邊界值計算采用外差法，導數計算采用最小二乘法，計算過程采用Simple算法。壁處理采用可以修正近壁處湍動能的復合壁函數，壁面熱傳導模型選擇標準壁面模型。計算中采用的湍流模型為精度和穩定性較好的四方程模型k-zeta-f。在差分格式中對動量方程采用MINMOD Relaxed差分格式，對連續方程采用中心差分格式，其它方程采用迎風格式。燃燒模型采用擴展的相關火焰模型ECFM。

1.4 模型驗證

為驗證模型的準確性，對原汽油機在2 000r/min低負荷工況和3 800r/min全負荷工況進行了臺架試驗，圖2為測試發動機萬有特性和示功圖的試驗臺架，表3為使用的測試儀器。

圖2 汽油機試驗臺架

表3 試驗用測試儀器

圖3和圖4分別為該汽油機在兩工況點下缸壓的試驗值與仿真計算值的對比。從對比結果可以看出：在2 000r/min低負荷工況，達到壓力峰值之前計算值與試驗值幾乎完全一致，壓力峰值相等且對應相位接近，壓力峰值之后變化趨勢相同，重合度較高；在3 800r/min全負荷工況，達到壓力峰值之前計算值與試驗值幾乎完全相同，壓力峰值計算值比試驗值高3.9%，且對應相位相同，最高爆發壓力之后的計算值與試驗值變化趨勢接近，具有較好的重合率。兩工況點缸壓對比結果說明計算結果與試驗結果具有較高的吻合度，證明了模型和計算方法的準確性。

圖3 2 000r/min低負荷工況模型校驗結果

圖4 3 800r/min全負荷工況模型校驗結果

2 計算方案設計

由于發動機轉速和氣門尺寸的限制，當沖程缸徑比超過1.5時，發動機的輸出功率就會下降[8]，為使計算結果對比明顯，本文中將原機模型沖程缸徑比改為0.7和0.9(原機模型的沖程缸徑比為1.05)，分別設為方案1和方案2，原機模型設為方案3。為保證進氣充分，氣門頭部外圓直徑與氣缸直徑有關：

式中：d為進氣門頭部外圓直徑；D為氣缸直徑。

在缸徑改變過程中，進氣門頭部外圓直徑始終在合理范圍內，為保證進氣量相同，不對氣門尺寸做調整。表4為3組計算模型的基本參數，氣缸的橫截面如圖5所示。

表4 計算模型基本參數

圖5 計算模型氣缸橫截面

3 計算結果與分析

3.1 缸內速度場對比分析

進氣過程中，進入氣缸的氣流沿壁面運動并被氣門分成兩束，流向排氣門側的一束為溢流，流向進氣門側的一束為欠流，共同作用形成滾流[9-10]，如圖6所示。

滾流旋轉軸線隨活塞運動而變化，軸線初始位置通過計算軟件進行設置，而滾流比定義為實際流體的角動量與參考角動量之比，即

圖6 缸內滾流示意圖[11]

式中：R為滾流比；mi為第i個網格質量；n為發動機轉速；vi為第i個網格的速度；ωi為第i個網格的角速度；ρi為第i個網格的密度；ri為第i個網格距滾流計算中心半徑；N為網格總數。

關于構造圖論問題，通常會先將其進行轉換，主要運用各類圖的性質及自身特征的方式，此外，有時也會采用染色的方式進行標注，將具有不同性質但類別相同的圖區別分開，簡化問題，以避免圖論問題出現在數學競賽中，加深競賽的難度。

圖7為2 000r/min不同計算方案缸內速度場。由圖可知，進氣初始階段，溢流強度高于欠流強度，形成逆時針方向滾流，滾流中心靠近排氣門側，方案3缸內滾流運動較方案1和方案2明顯。在活塞運動過程中，方案3缸內滾流旋轉中心與活塞上表面距離最大，方案1最小，且方案3缸內高流速區分布優于方案1和方案2，有更強的滾流運動。

圖7 2 000r/min不同計算方案缸內速度場

圖8 2 000r/min不同計算方案滾流比

圖8 為2 000r/min不同計算方案滾流比隨曲軸轉角變化規律。低負荷工況進氣量少，為127.7mg，活塞運動對缸內氣流運動作用效果明顯。方案3沖程最大，活塞平均運動速度最快，氣流運動速度最高，進氣階段滾流比峰值達到3.84，方案1和方案2的滾流比峰值分別為2.12和2.95，滾流比隨沖程缸徑比增加而提高。在壓縮過程中，活塞上行一定程度上提高滾流強度，方案3與方案2滾流比提高而方案1滾流比無明顯增加，方案3滾流比峰值高于方案1和方案2。

圖9為3 800r/min不同計算方案缸內速度場。由圖可知，在進氣階段，方案3活塞平均運動速度最快，率先形成滾流運動，而方案1和方案2在初始階段未出現明顯滾流中心，隨著活塞下行逐漸形成滾流。全負荷工況進氣量高，為430mg，方案1缸徑最大，在活塞上行過程中有利于缸內滾流運動的徑向維持，所以在壓縮初始階段，方案1缸內高流速區分布優于方案2和方案3。

圖9 3 800r/min不同計算方案缸內速度場

圖10 為3 800r/min不同計算方案滾流比隨曲軸轉角變化規律。在進氣過程中，方案3滾流比首先達到峰值，峰值為1.36，方案1和方案2的滾流比峰值分別為1.22和1.32，滾流比隨沖程缸徑比增加而增大。在壓縮初始階段，方案1缸徑最大，缸內滾流運動有良好的徑向維持，所以方案1滾流比大于方案2和方案3；在壓縮行程后期，活塞繼續上行擠壓滾流，滾流破碎成湍流，滾流強度降低，方案1缸內擠流區最大，對滾流擠壓作用最大，滾流比迅速減小，方案2擠流區適中，其滾流比高于方案1和方案3。

圖10 3 800r/min進氣過程不同計算方案滾流比

3.2 缸內湍動能場對比分析

如圖11所示，在圧縮行程末期，缸內大尺度滾流受上行活塞擠壓破碎成小尺度的湍流[12]。點火時刻缸內的湍流強度和湍動能分布對于缸內火焰傳播起很大作用[13]。

圖11 缸內湍流示意圖

圖12 為點火時刻不同計算方案缸內湍動能場。在2 000r/min低負荷工況，方案2和方案3點火時刻缸內湍動能較大區域位于火花塞附近并偏向排氣門側，平均湍動能分別為42.6和45.1m2/s2，方案1湍動能較大區域遠離火花塞，缸內湍流分布不良，湍動能較低，為27.2m2/s2，方案3缸內湍流更有利于點火后火焰迅速傳播。在3 800r/min高負荷工況，方案1點火時刻湍動能較高區域位于排氣門側稍偏離火花塞，平均湍動能為83.3m2/s2，此時刻方案2湍動能較高區域位于火花塞附近偏向排氣門側，平均湍動能為89.1m2/s2，方案3點火時刻湍動能較高區域集中在火花塞附近，平均湍動能為80.3m2/s2，該工況下方案2更有利于點火后火焰快速傳播，說明在特定工況下，一味地增加沖程并不會對湍動能起增強作用，合理配置沖程缸徑比才能得到理想的湍動能。

圖12 點火時刻不同計算方案湍動能場

3.3 瞬時放熱率對比分析

圖13 為2 000r/min不同計算方案瞬時放熱率曲線。方案3瞬時放熱率峰值為14.4J/(°)，方案1和方案2分別為8.0和9.1J/(°)，該工況下方案3燃燒速度更快。

圖14為3 800r/min不同計算方案瞬時放熱率曲線。方案2放熱率峰值為49.4J/(°)，方案1和方案3分別為43.3和46.4J/(°)，該工況下方案2燃燒速度更快。與方案1相比，方案3平均湍動能更低但湍動能較大區域集中在火花塞附近，所以方案3燃燒速度高于方案1。

4 結論

圖13 2 000r/min不同計算方案瞬時放熱率

圖14 3 800r/min不同計算方案瞬時放熱率

(1)沖程缸徑比影響缸內氣流運動。在2 000r/min低負荷工況下，方案1、方案2和方案3的滾流比峰值分別為2.12，2.95和3.84，滾流比隨沖程缸徑比增加而增大。在3 800r/min全負荷工況下，進氣量增加，進氣階段方案3滾流比高于方案1和方案2；而在壓縮階段，大缸徑有利于滾流運動的徑向維持，且受擠流區影響，方案2滾流比高于方案1和方案3。

(2)對比分析各計算方案缸內湍動能場可知：在2 000r/min低負荷工況下，方案1、方案2和方案3點火時刻的平均湍動能分別為 27.2，42.6和45.1m2/s2，方案3更利于點火后火焰迅速傳播；在3 800r/min全負荷工況下，方案1、方案2和方案3點火時刻的平均湍動能分別為83.3，89.1和80.3m2/s2，方案2更有利于點火后火焰快速傳播。

(3)對比分析瞬時放熱率曲線可知：在2 000r/min低負荷工況下，方案1、方案2和方案3放熱率峰值分別為8.0，9.1和14.4J/(°)，方案3燃燒速度最快。在3 800r/min全負荷工況下，方案1、方案2和方案3放熱率峰值分別為43.3，49.4和46.4J/(°)，方案2燃燒速度最快。