可变气门升程与正时对直喷汽油机缸内流动特性的影响

齐景晶， 钱叶剑， 罗琳， 龚震， 邵小威， 赵鹏

(合肥工业大学汽车与交通工程学院， 安徽 合肥 230009)



可变气门升程与正时对直喷汽油机缸内流动特性的影响

齐景晶， 钱叶剑， 罗琳， 龚震， 邵小威， 赵鹏

(合肥工业大学汽车与交通工程学院， 安徽 合肥 230009)

利用CFD三维数值模拟软件模拟了1台缸内直喷汽油机的进气及压缩过程，分析比较了不同最大气门升程及进气正时下缸内流场的变化规律。结果表明：减小最大气门升程可以使进气行程中缸内气体的速度及湍动能显著增加，但在压缩末期的滚流比要略小；在小气门升程下，进气门早开或者晚开都会使得进气过程的湍动能显著增加，在距上止点5 mm，10 mm，15 mm的3个横截面上，早开和晚开进气门会使最大平均湍动能分别增加28.29%和43.47%，20.7%和40.81%，23.07%和49.58%，但在压缩后期间，进气门早开或者晚开时对缸内的平均湍动能影响不大；在小气门升程下，进气门的开启时间对压缩末期湍动能的分布有较大的影响，早开或者晚开进气门会使缸内的湍动能趋于一致。

直喷式汽油机； 可变气门升程； 可变气门正时； 流场； 湍动能； 滚流比

随着排放法规的日益严格，汽油机缸内直喷技术(GDI)由于其优越的特性，成为汽油机发展的重要方向之一。由于缸内直喷汽油机将燃油直接喷入气缸，燃油蒸发吸热使得缸内的温度和爆震倾向降低，充气系数提高，且爆震倾向降低可以使压缩比提高，从而获得燃油经济性的大幅度提升。然而无论对于传统的进气道喷射(PFI)汽油机还是缸内直喷汽油机，其负荷都是由节气门控制。除全负荷外，其余工况都需要节气门控制发动机的进气量，节气门的存在使得进气压力降低，从而造成泵气损失，以致热效率降低。可变气门升程(VVL)技术的出现使得取消节气门，通过调节有效排量来控制负荷成为可能。VVL技术不仅能控制缸内气流的运动，还能将泵气损失减小到接近于0[1],还可以提高燃油经济性[2]。国外对VVL技术的研究较早，并且在20世纪就已将VVL投入实际应用。1989年本田公司首先将VVL技术投入其旗下的产品中。随后，世界上其他汽车厂商也纷纷发展可变气门升程技术，如奥迪公司开发的AVS(Audi Valve-lift System)，宝马公司开发的Valvetronic，丰田公司开发的Valvematic。与国外相比，国内对VVL技术的研究起步较晚，有一定的差距。天津大学的王天友[3-4]、谈秉乾[5]、赵昌普[6-7]等研究了可变气门升程对缸内流场的影响。胡顺堂[8]等研究了进气门升程对进气量和负荷的控制作用以及进气门升程控制对泵气损失以及燃烧过程的影响，结果表明，在部分负荷，采用气门升程技术控制负荷可以有效地减小泵气损失并提高燃油经济性。张士强[9]等在一个4气门发动机上研究了2个进气门升程相异时发动机稳态流动的特性。以上研究主要针对气门升程变化时汽油机的缸内流动特性，但针对可变气门升程及正时结合对汽油机缸内流场特性的研究较少。鉴于此，本研究建立了GDI汽油机的三维模型，模拟了可变气门升程与正时结合时GDI汽油机缸内流场并进行了分析，以期为可变气门正时与升程技术的应用提供理论参考。

1 模型的建立与验证

研究对象是某4缸GDI汽油机，其技术参数见表1。为了研究不同气门升程及正时下气缸内流场的变化，将原机的最大气门升程(MVL)6.98 mm变为3.98 mm，并配以不同的进气门开启时间(θIVO)，但保证排气正时不变。图1示出了模拟计算所用的气门升程曲线，图2示出了瞬态模拟流程。数值模拟采用UG建立模型，采用AVL Fire来划分网格以及进行后处理。生成的网格见图3。

表1 发动机参数

图1 气门升程曲线

图2 瞬态模拟流程

定义0°为点火上止点，Fire中设置边界条件所用的初始温度及压力均由AVL boost计算得出。主要考察发动机转速在3 000 r/min下气缸内流场的变化。湍流模型采用k-epsilon模型，壁面条件采用标准壁面函数，流动介质为可压缩空气。

图3 Fame Engine Plus生成的网格

选择3个截面为流场考察截面：截面1为过气缸中心纵截面；截面2为过进排气门轴线纵截面；截面3为平行活塞顶面的横截面(主要选取距上止点5 mm，10 mm，15 mm的3个横截面)。截面1、截面2的位置见图4。

图4 截面位置

图5示出了转速为3 000 r/min时缸压模拟值与试验值的对比。通过对比发现，模拟值与试验值变化趋势一致且最大误差为3.9%(98°)，不超过5%,说明本研究计算所采用的模型可以用来预测该发动机的缸内流动。

图5 缸压试验值与模拟值对比

2 模拟结果及分析

以0°为点火上止点对排气门关闭后缸内速度场及湍动能场进行了分析。

2.1 气门升程及正时对流场的影响

2.1.1 截面1速度场

截面1位于两气门之间，由进气门进入的气体在该截面内发生碰撞，垂直活塞运动方向的速度相互抵消。图6示出了不同气门升程及正时下流场的变化，主要考察了在最大气门升程时刻、554°(进气门关闭前10°)、690°(压缩上止点前30°)时缸内流场的变化。在气门升程最大时，进气门处速度最大，但速度分布不均匀，靠近排气门侧的速度明显高于进气门侧的速度。图中靠近活塞处流线较少的区域是由沿着活塞运动方向的两个对称的、旋向相反的涡流造成的，该截面是两个涡流的分界线，所以在该区域气体流速较小。通过对比可以看出在气门升程最大时，所有小气门升程(MVL为3.98 mm)缸内气流速度的最大值及平均值均大于原机。这是由于小气门升程下，进气截面积减小，进气气流较薄，再者由于小气门升程下的节流作用，缸内真空度较大，因此进气速度明显大。对于不同的进气门开启时间，进气门早开(θIVO=304°)对缸内气流的最大速度影响不大；而进气门晚开(θIVO=352°)时缸内气流最大速度下降8.1%。随着活塞的下移，气体沿着气缸壁流向活塞面。在下止点后活塞上移，此时气缸上部的空气由于惯性继续向下移动，而靠近活塞的空气由活塞上移也开始向上运动，不同流向的空气发生碰撞形成滚流。在进气末期(554°)，都在气缸上部形成顺时针滚流，但小气门升程下形成的滚流要大于原机滚流，而且气门开启时间越早，上部滚流中心越偏向于进气门侧。在压缩末期(690°)，靠近活塞面的气流速度最大，并且在靠近排气门处形成顺时针的滚流。此时不同气门升程下缸内气体最大速度差异较小；对于不同的进气正时，气门开启时间越早，滚流中心越偏右(靠近进气门侧)。

图6 不同气门升程及正时下截面1的速度场

2.1.2 截面2速度场

截面2是过气门轴线的纵截面。在气门升程最大时，缸内气体的速度最大点均在进气门处，对比分析图7后可以发现低气门升程下的最大速度明显较大。气流从气门两侧进入气缸，左侧的气流沿进气门侧气缸壁向下发展，两股气流向下发展形成明显的双涡结构，但气门升程降低后，左侧气流得到增强，使缸内逆时针滚流得到增强，滚流变大，然而进气门早开(θIVO=304°)或者晚开(θIVO=352°)都会减弱这种趋势。在进气门关闭前(554°)，缸内气流速度的最大值及缸内其余各处的速度差异都较小，原因是虽然小气门升程的节流作用可以在气门处产生高速的进气射流，但进入缸内的气流相对较少，缸内气体的总体速度并没得到提高。大气门升程下缸内主要有一个处于进气门下侧的逆时针滚流，而小气门升程时仍是两个滚流，两个滚流将缸内气流大致分为上下两部分，顺时针的涡心在上，逆时针涡心靠近活塞。进气门早开或晚开都会使两滚流将缸内气流分为左右两部分。在压缩行程末期(690°)，两种气门升程下缸内的流速相差不大，但是进气门早开或者晚开使靠近排气门侧的速度稍大。

图7 不同气门升程及正时下截面2的速度场

2.1.3 距上止点5 mm横截面速度场

距离上止点5 mm的横截面内的流场见图8。在压缩末期(690°)，原机在缸内形成两个对称的涡流。而在小气门升程下，右侧的涡流中心移向排气门侧，左侧的未发生改变。进气门早开使缸内涡流只剩一个，而进气门晚开时，缸内仍然有两个涡流，但是右侧的涡流中心位置发生改变，右侧涡流中心在两进气门之间。结合图6至图8综合分析可以发现，虽然在压缩末期(690°)缸内的气体速度相差不大，但是缸内的气流运动并不相同。大气门升程(MVL为6.98 mm)下气缸内的流场主要有三部分，分别为位于气缸燃烧室顶部的小滚流、位于进排气门间的两个涡流以及活塞向上运动推动向上运动的气流(分别位于进气门侧和排气门侧)。气门升程变小时，缸内的流场大致与大气门升程相似，但是位于气缸右侧的涡流中心规模减小而且位置发生偏移，在气缸燃烧室顶部的滚流只存在于中心处极小的范围。在小气门升程时早开进气门使得缸内只有一个涡流，图中速度较大的区域是由两个流向不同的气流(均是由于活塞的运动而形成的)在汇合方向发生改变前形成的。而晚开气门缸内仍然有两个涡流，但右侧涡流位置发生改变，而且左侧涡流规模减小。

图8 不同气门升程及正时下690°时距上止点5 mm横截面速度场

2.2 气门升程及正时对湍动能的影响

大量研究表明，湍流运动对汽油机的性能有很大的影响[10-11]。缸内混合气具有较高、较稳定的湍动能才能保证燃烧的稳定进行，通过改变进气门升程，进气速度明显改变，其湍动能势必会随之发生变化[12]。气缸顶部的湍动能对火焰的传播速度影响较大，因此选择距上止点5 mm，10 mm，15 mm的3个横截面作为考察截面。图9示出了不同气门升程及正时下，不同横截面上平均湍动能随着曲轴转角的变化。可以看出平均湍动能的变化趋势是一样的，随着进气门的开启，湍动能不断增大，在气门升程最大时达到第一个峰值。压缩行程中，随着活塞的上移，平均湍动能先减小后增大，在压缩末期，平均湍动能达到第二个峰值。这是由于在压缩后期，滚流结构减小或者破碎形成小尺度的湍流，从而导致湍动能的升高。

图9 不同截面内平均湍动能随曲轴转角的变化

对比不同气门升程下平均湍动能的变化可以发现，小气门升程下，每个横截面上的平均湍动能峰值均大于大气门升程时。小气门升程下对比不同进气门正时下的平均湍动能，进气门早开或者晚开都会使进气初期和中期的平均湍动能显著增加，在3个横截面上早开和晚开进气门会使最大平均湍动能分别增加28.29%和43.47%，20.7%和40.81%，23.07%和49.58%。而在压缩后期湍动能差异不大。

分析距上止点5 mm横截面内的湍动能分布(见图10)，易发现在压缩末期小气门升程下缸内气体的湍动能均大于大气门升程时缸内气体的湍流动能。在小气升程下，进气门早开或者晚开时的湍动能最大值均稍大，而且最大湍动能的位置发生改变，由原来进气门侧较大、排气门侧很小变化到进、排两侧均较大，使缸内气体的湍动能趋于一致。

图10 不同气门升程及正时下690°时距上止点5 mm横截面湍动能

2.3 气门升程及正时对滚流比的影响

图11示出了滚流比随曲轴转角的变化。由图可知，滚流比出现了两次峰值，第一次出现在气门升程最大附近，此时缸内的流场较强，滚流比达到第一次峰值。在进气后期，大的滚流不断减弱，滚流比减小。但在压缩行程中，随着活塞的上行，气缸内的气体被压缩，滚流半径减小，根据动量矩守恒[13]，滚流速度增大，滚流比再次增加，直到达到第二次峰值。压缩后期，滚流被挤压破碎，滚流比再次减小。对比不同气门升程的滚流比发现，小气门升程下的滚流比在进气及压缩初期差异较小，但在压缩后期，小气门升程的滚流比略小。

图11 滚流比随曲轴转角的变化

3 结论

a) 在进气过程中，减小气门最大升程会使气体流速显著增大，顺时针的滚流较强；而早开或者晚开进气门对进气过程中气体的速度影响较小；

b) 在压缩末期，小气门升程下缸内无较大的滚流；最大气门升程越大，压缩末期的滚流比越大；进气门正时对滚流比的影响较小；

c) 在进气及压缩过程，小气门升程下的缸内平均湍动能均大于大气门升程下的值；进气门早开或者晚开都会使进气过程中的平均湍动能增加，在3个横截面上早开和晚开进气门会使最大平均湍动能分别增加28.29%和43.47%，20.7%和40.81%，23.07%和49.58%,但在压缩末期差异较小；

d) 在小气门升程下，进气正时对压缩末期缸内湍动能的分布有较大影响，早开或者晚开进气门都会使得缸内湍动能的分布趋于一致。

[1] Bernhard L．Less CO2thanks to the BMW 4-cylinder valvetronic engine[J].ATATORINO， 2003，56:96-102．

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[4] Tianyou Wang，Daming Liu，Bingqian Tan，et al.An Investigation into In-Cylinder Tumble Flow Characteris-tics with Variable Valve Lift in a GasolineEngine [J].Flow Turbulence Combust,2015，94:285-304.

[5] 谈秉乾，王天友，王刚德，等．可变气门升程对4气门直喷汽油机缸内气流运动特性的影响[J]．内燃机学报，2011，29(2):112-118．

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[编辑： 姜晓博]

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

国家自然科学基金(51676062)；安徽省自然科学基金(1708085ME102)

齐景晶(1993—)，男，硕士，主要研究方向为动力机械燃烧及排放；cslgqjj@163.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2017.03.004

TK413.44

B

1001-2222(2017)03-0020-07