基于三维仿真分析的气门升程优化

关 昊，伊士旺，赵 铮，孙 科

（1.长城汽车股份有限公司技术中心，河北 保定 071000；2.河北省汽车工程技术研究中心，河北 保定 071000）

汽油发动机缸内气流运动主要以滚流的形式存在，较高的滚流比对应较高的对流传热速率及较高的湍动能强度。对于GDI发动机，点火时刻燃油喷雾通过大尺度的流场运输到火花塞附近，对初期燃油空气混合作用显著。研究表明，随着滚流比的增加滞燃期明显减小，燃烧速率提高［1－3］。

气门升程影响发动机部分负荷下缸内充量运动，影响燃油空气的混合及燃烧，进而影响排放及燃油消耗。在发动机详细设计阶段，凸轮型线的设计通过一维性能仿真和多体动力学仿真进行联合优化分析，最终确定方案；在设计过程中包角大小、气门升程、丰满度的变化都会对性能产生影响［4］，如何权衡各参数之间的重要性是需要重点考虑的。本研究通过采用一种滚流阀装置实现了可变滚流技术。在发动机功率较低、转速为1000～5000r／min的工况下，滚流阀开启，提高缸内滚流比，此外，滚流阀的开启还可以改善冷机怠速情况，提高发动机运行性能；在超速时切断滚流阀可以防止发动机抖动；在其他转速范围内进气滚流阀关闭，减小进气阻力，从而提高发动机功率。

本研究主要通过三维仿真工具进行瞬态进气、压缩冲程的分析，研究发动机部分负荷下进气升程与缸内进气流动之间的关系，确定最佳方案。

1 模型及边界条件

1.1 一维模型标定

研究对象为涡轮增压6缸直喷发动机，最大扭矩480N·m，标定功率达到245kW。根据发动机结构布置建立的一维热力学模型见图1。

关于摩擦功的设定，由于计算指示平均有效压力（IMEP）时考虑到了壁面传热和泵气损失因素，摩擦平均有效压力（FMEP）仅包括以下因素：

1）轴承摩擦损失；

2）活塞、活塞环与缸套之间的摩擦损失；

3）阀系摩擦损失；

4）驱动必要附件的损失，包括水泵、油泵以及交流电机等。

本研究模型中输入的摩擦功数据是参考其他机型进行假设而来（见图2）。

进排气道流量系数是发动机循环仿真的主要输入数据之一，它会影响发动机的充气效率和泵气损失。流量系数定义为实际流量与理论流量之比：

本研究模型中的流量系数是在稳态气道试验台得到的测试结果（见图3）。

气门正时影响充气效率，也影响高压循环的指示效率以及泵气损失，因此，它是提高发动机性能的一个重要参数。此模型的进气系统和排气系统装配了VVT相位控制装置，进排气的相位调节范围是52°曲轴转角。

对于热力学循环仿真来说，放热率是一个必要的输入条件，可以通过分析相似机型缸压得到，也可以使用VIBE功能根据经验或数据库进行估计。放热率反映燃烧过程，它会影响缸内压力和温度，因此也会影响到循环热效率、最高燃烧压力和排气温度。

充入气缸内的实际空气质量与进入气缸内的燃料质量之比为空燃比α。实际上，即使在同一台发动机的同一个工作循环中，α值也会随时间和气缸空间位置的不同而变化，因此其一般用一个工作循环中的算术平均值来表示。此模型中α是参考同类机型的台架试验数据得到的（见图4）。

通过校核增压压力、VVT角、废气旁通阀及进排气温度压力边界控制（管路压损、排气背压、中冷后温度、涡前温度等），使功率达到245kW，扭矩达到480N·m。功率及扭矩曲线图见图5。

从计算结果上可以看出，功率、扭矩达到设计要求，一维模型标定完成。

1.2 气道模型标定

进气道试验评价的方法有近10种［5］，目前以Ricardo，AVL和FEV等内燃机研究机构的评价方法最为常用。本研究采用的是天津大学根据Ricardo气道试验原理制成的试验台。该气道试验台在气缸和缸盖之间加装了一个90°的旋转弯头，将汽油机进气道的滚流转化为涡流，再利用涡流动量计来测量进气道的涡流比，涡流动量计的位置在3.5倍的缸径处。

Ricardo气道评价方法［6］是对进气道在稳态状况下的流量系数和滚流比进行评价，保持气道进出口有一定压差，通过调节气门升程得到每个状态下的流量系数和滚流比，然后计算得到平均流量系数和平均滚流比。

流量系数表征了进气道的流通能力，Ricardo流量系数公式如下：

式中：Q为试验测得的实际空气流量；A为气门座内截面面积，为气门座内径，n为进气门数目；V0为理论进气速度，Δp为进气道压力降，ρ为气门座处气体的密度。

滚流是在发动机进气过程中形成的一种宏观大尺度涡流，滚流的旋转轴与气缸轴线垂直，滚流比的定义见图6。

Ricardo滚流比计算公式为

式中：M为涡流计测得的face面上的角动量；G为流量计测得的face面上的空气流量；D为气缸直径；Δp为进气道压力降；ρ1为进气道前空气密度。

为了评价在整个进气过程中气道的平均阻力与气缸内平均滚流强度，定义了平均流量系数和平均滚流比，这两个参数反映了气道在整个进气过程中的宏观流动特性。Ricardo进气道评价方法中假设进气过程在进气门开启到关闭的区间，则平均流量系数和平均滚流比为

式中：LD为发动机形状因数，，n为每缸进气门数目；α2，α1分别为相应于进气门开、关的曲柄转角。

为了能使计算值与试验值进行对比，CFD计算模型采用了与气道试验台架完全一致的尺寸，在气道进口建立一个稳压腔用来代替外部的大气环境，缸筒长度为4.25倍的缸径，并在3.5倍缸径处生成了一个face面（见图7），通过求解face面上的角动量进而得到进气道的Ricardo滚流比。计算边界与试验相同。

在Fire中自动生成计算网格，网格总数100万左右，针对滚流阀开、关两种状态，根据气门升程分别建立10个网格模型，采用k－zeta－f湍流模型和Hybrid Wall Treatment壁面函数，进出口都为压力边界条件，动量方程的差分格式为MINMOD Relaxed，混合因子为0.5。

计算得到了不同气门升程下气道流量系数和滚流强度，并与试验值进行了对比（见图8与图9）。

平均滚流比与平均流量系数对比见表1。滚流阀的开启对滚流比的提升有非常明显的作用，平均滚流比提高26%，但流量系数也明显降低，平均流量系数降低47%。但是，当发动机运行在小负荷区域时滚流阀才会开启，此时进气流量是受到标定限制的，所以流量系数的降低不会对性能产生负面影响。相对于试验值，阀开状态下平均滚流比误差为4.5%，平均流量系数误差为6.9%，阀关状态下平均滚流比误差为19.3%，平均流量系数误差为4.6%。由于滚流比的计算需要得到滚流测量面轴向速度分布，而气缸内的流动是一种复杂的三维非稳态带旋转的不规则流动，目前工程上应用湍流模型进行稳态分析无法精确得到速度、压力等物理量，而得到比较准确的滚流比需要通过瞬态计算得到，所以此气道模型标定只考虑流量系数即可。

表1 平均滚流比与平均流量系数对比

1.3 边界条件

采用可变滚流技术主要是为了提高低速性能，所以本次计算工况点选择为2000r／min，0.2MPa，进口给定温度，流量出口给定压力，边界条件从标定好的一维模型中读取（见图10，图中v0表示滚流阀关，v1表示滚流阀开）。

网格模型基于AVL－Fire Fame engine＋，进行1个工作循环720°动网格模型划分（见图11）。基于基础凸轮型线，在包角正时不变的情况下，通过一维EXCITE－TD优化出4套不同气门升程的型线（主要考虑进气升程），进气升程分别为10mm，9.5mm，9mm，8.5mm（见图12）。

2 计算结果与分析

2.1 滚流比

图13示出滚流比的计算结果。由于重叠期较大，产生明显回流，导致滚流比有一个较明显的提升，但随着排气门关闭，滚流比迅速下降；在进气过程中可变滚流气道滚流比上升明显，到440°活塞下止点时滚流比最大，比滚流阀关闭提高了29%，而气道试验台上该数据为35%，二者趋势吻合。此气道与其他气道相比滚流比处于高水平。从图13可以看出，进气升程的改变对缸内进气过程中滚流比有一定的影响，但是相对于滚流阀的影响还是小得多；然而随着进气终了，滚流比的下降也非常明显，在压缩过程中，随着活塞的上行，滚流比有小幅的回升，在点火时刻附近达到较大值。

从图14可以看出由于燃烧室的结构没有改变，缸内滚流形状没有较大变化，进气升程的变化只是对滚流的强弱产生较明显的影响。

2.2 湍动能

从图15与图16上可以看出，由于进气过程中滚流的强弱对紊流的形成产生积极的影响，滚流阀对湍动能的影响也非常明显。随着活塞上行，湍动能逐渐增强，在700°左右达到最高，滚流阀开启使得此时刻的湍动能提高明显；在滚流阀开启状态下，湍动能最高点出现在692°，随后开始减弱，在点火时刻附近下降了10%，但相比滚流阀关闭状态还是提升了16%左右，如果能保持住湍流强度，那将更有利于燃烧。

进气升程的改变与滚流阀之间没有相互影响，无论是滚流阀开启还是关闭，进气升程9.5mm都明显要好于其他升程。

确定进气升程后反带回Boost模型，验证性能，最终确定方案。

3 结论

a）可变滚流技术与气门升程都会对湍动能产生明显的影响，但两者之间没有相互的影响，在气门升程优化时不用考虑滚流阀的影响；

b）针对此机型，大的升程效果较好，在确定气门升程的情况下后期针对气门正时、丰满度等进行进一步的优化，同时需要EXCITE－TD计算防止弹簧并圈，最终确定最佳方案；

c）在同一平台下运用多软件进行协同仿真分析可以大大提高仿真精度，通过协同仿真，保证了相互之间数据传递的准确性，可以更容易地模拟发动机在瞬态工况下的特性变化；

d）基于仿真软件的现在汽车发动机设计可以大大缩短发动机开发周期，满足发动机各个设计阶段的要求，并在后期可逐渐作为一种快捷的“试验”验证手段，提高效率。

［1］蒋德明.高等车用内燃机原理［M］.西安：西安交通大学出版社，2006.

［2］周龙保.内燃机学［M］.北京：机械工业出版社，2005.

［3］杨嘉林.车用汽油机燃烧系统的开发［M］.北京：机械工业出版社，2009.

［4］Christoph Heinrich.Investigation of a 2－step Valve T－rain and its Influence on Combustion by Meansof Coupled CFD Simulation［C］.SAE Paper 2005－01－0690.

［5］段家修，尧命发，许振忠.柴油机进气道性能试验与评价方法［J］.汽车技术，2001（7）：23－25.

［6］赵春明，吴志新，马 宁，等.气道稳流模拟试验系统开发及评价方法数值处理分析［J］.内燃机工程，2004，25（5）：1－4.