螺旋/切向气道相异气门稳流试验与燃烧分析*

张 韦，王应肖，彭益源，陈朝辉，蒋倩昱

(1.昆明理工大学，云南省内燃机重点实验室，昆明 650500； 2.云内动力股份有限公司，昆明 650224)

前言

发动机缸内气体运动对燃烧室内混合气的输运和燃烧有重要影响，对改善发动机油耗[1]、动力性[2]和排放特性[3]有重要意义。 对于四气门、双进气道的发动机而言，通常采用双进气门的对称布置，利用同一根轴驱动两个型线完全一致的进气凸轮，控制气门运动[4]。 而对称双气门会使在相同凸轮轴转角[5]条件下，两进气门的进气量和进气速度几乎相同，造成进气流在缸内相互剧烈碰撞，气体的运动能量相互抵消[6]，从而导致涡流运动被大幅度削弱，最终影响空气与燃料混合。 随着可变气门技术的发展[7]，各国学者对于利用该技术改善发动机动力性、经济性与排放特性，进行了深入研究[8-10]。 相异气门是在同一凸轮轴转角下，两个进气凸轮的升程不同，使得气门运动过程中的两个进气门开度不同[11]，可对四气门发动机缸内气体运动进行调节，达到使涡流比和流量系数提升的目的。

本文中以配备螺旋/切向双气道的D19 共轨柴油机为研究对象，搭建气道稳流试验台，以AVL 定压差测试方法，进行相异气门稳流试验。 稳流试验过程中，在气缸内布置用于获取缸内涡流的叶片计数器，叶轮布置在距缸盖1.75 倍气缸直径位置，进行涡流比的测量；通过层流流量计对实际进气流量的测量，并与发动机的理论进气量进行对比，获取流量系数；利用涡流比和流量系数，评价相异气门的流动性能。 同时，基于CFD 仿真，分析穿过螺旋/切向气道相异气门缸内的流场和燃烧特性。 本研究可为螺旋/切向气道相异气门的应用提供理论指导。

1 相异气门的气道稳流试验

1.1 相异气门气道稳流试验台的搭建

以D19 型4 气门、螺旋/切向双进气道发动机为研究对象，发动机结构性能参数见表1。 气道稳流试验所用气缸长度为2.5 倍气缸直径，叶轮布置在距缸盖1.75 倍气缸直径的位置。 根据AVL 气道评价法[12]，搭建气道稳流试验台，如图1 所示。 将D19 气道芯盒模型导入3D 打印机，打印气道芯盒，通过压差法进行气道稳流试验。

表1 D19 柴油机主要参数

稳流测试过程中，控制罗茨风机，调节进气量，使气道的进气口与稳压箱入口压差为2.5 kPa，在此条件下可保证缸内的气体流动状态为充分发展的湍流，气门升程L与气门座内径R之比为0.1 时的雷诺数Re大于 6.0×104，此时气道-缸内形成稳态流动。

图1 可视化气道稳流试验台

1.2 相异气门气道稳流试验方案

为评价相异气门与相同气门的进气流动特性，需分别选取螺旋、切向气道气门升程为 8、10 和12 mm 的6 个组合，采用 AVL 气道评价法，进气压差为2.5 kPa，进行稳态流动的流量系数和涡流比的对比测试，本文中为描述方便，将螺旋气道气门升程12 mm、切向气道气门升程12 mm，简称为“螺切12/12”。 以此类推稳流测试方案的不同气门升程组合分别为螺切8/8、螺切12/12、螺切8/12、螺切12/8、螺切8/10 和螺切10/8。

图2 为相异气门升程示意图，通过图1(b)的气门调节装置来调节螺旋/切向气道进气门开度，使其达到所需的气门升程。

图2 相异气门升程

1.3 相异气门流动特性分析

通常评价进气道性能的指标有无量纲的流量系数μσ和涡流比SR两个参数。

流量系数μσ为

式中:Q为试验中测得的空气质量流量，kg/s；ρ为空气密度，kg/m3；A为气门座圈内截面面积，m2；v0为气门出口气流速度，m/s。

涡流比SR为

式中:nD为叶片风速仪转速，r/min；nE为发动机虚拟转速，r/min；Vh为气缸工作容积，m3。

图3 为相同气门升程条件下，流量系数和涡流比随气门升程的变化情况。 由图可见，随气门开度增大，进气流速加快，进气流量随之增加，此时流量系数和涡流比均会不断增加。 螺切12/12 在流量系数和涡流比方面，两者均高于螺切4/4 ～螺切11/11。 因此，在相同气门升程条件下，想要得到更大的进气流量系数和涡流比，只需在气门不与活塞发生运动干涉的前提下，尽量增大气门开度即可实现。

图3 相同气门升程流量系数与涡流比

图4 为不同气门升程条件下的流量系数和涡流比。 对比6 组不同气门开度可以发现，螺切8/8 由于两个气门开度最小，并且开度相同，因此其流量系数和涡流比均处于最低状态。 与相同气门条件下的流量系数和涡流比最大的螺切12/12 相比，在相异气门升程条件下，螺切8/12 的流量系数有所下降，但涡流比略有提升；而螺切12/8 的流量系数和涡流比则全面得到提升。 从相同气门的试验数据上来看，在低气门开度条件下，受气门节流的影响，不论是涡流比还是流量系数都难以提升，而高气门开度超过10 mm后，则受相同气门气流运动能量相互抵消的影响，导致涡流比和流量系数提升缓慢。 而对比相异气门的数据可知，螺切8/10、螺切10/8 也无法在涡流比和流量系数两个方面达到螺切12/12 的水平。 因此，相异气门策略须围绕气门最大开度进行设计，采用恰当比例的相异气门，可显著增强涡流比，对进气量也有促进作用。 这是因为在相异气门升程条件下，两进气门的进气量和进气速度不相同，在两气门进气能够相互协同的条件下，气体的运动能量并不相互抵消，可使缸内气体流速上升，缸内旋转角动量增加，达到使流量系数和涡流比提升的目的。

图4 不同气门升程流量系数与涡流比

2 相异气门的CFD 模拟及缸内流场分析

2.1 气道-气缸CFD 模型的验证

CFD 数值模拟的工况选为发动机转速2 200 r/min、100%负荷。 该工况的单缸循环供油量为44.2 mg，进气门开启持续期为 374°～128°CA BTDC，气门升程 0 ～12 mm。 气道-气缸 CFD 模型如图5 所示。

图5 气道-气缸CFD 网格模型

缸内压力和放热率的试验值与模拟值对比如图6 所示。 由图可见，模拟计算值与试验测量值曲线的重合度较好。 因此，本文所构建的柴油机CFD 模型计算结果较为准确，能够满足仿真需求。

图6 缸内压力与放热率

2.2 相异气门的缸内流场分析

图7 为相异气门升程曲线，可分别实现螺旋/切向气道的最大气门升程在8、12 mm 的调整。 利用8和12 mm 气门升程曲线，组合为“螺切8/8”、“螺切8/12”、“螺切 12/8”和“螺切 12/12”4 个相同和相异气门升程组合。

图8 为相异气门条件下，缸内涡流比与湍动能的变化曲线。 由图8(a)可知，缸内涡流比第1 个峰值出现在247°CA BTDC 时刻，该峰值是由进气运动所形成，在0°CA TDC 达到第2 个峰值，该峰值是活塞上行将气体压入燃烧室凹坑，气体旋转半径减小，涡流强度增加所形成的。 相异气门螺切12/8 的涡流比最大，其与螺切8/12 的涡流比都比螺切12/12大，而螺切8/8 最小。 由图8(b)可知，缸内湍动能在247°CA BTDC 时刻达到最大值，这是由于进气气流穿过气门导致湍动能的大幅增加，在上止点附近，受活塞运动的影响湍动能会达到第2 个较小的峰值。 湍动能呈现螺切12/8＞螺切12/12＞螺切8/12＞螺切8/8 的现象。

图9 为相异气门条件下缸内进气量。 缸内进气量峰值出现在 178°CA BTDC 时刻，在 128°CA BTDC时刻，进气门关闭，进气量不再变化。 进气量大小表现为:螺切12/8＞螺切12/12＞螺切8/12＞螺切8/8。

图9 进气量

为更加直观地分析相异气门的缸内流场变化过程，选取进气行程中螺旋/切向气道相异气门最大开度时刻251°CA BTDC 进行对比分析。

图10 为 251°CA BTDC 时刻缸内速度场。 螺切8/8 由于两个气门开度最小，受气门节流的影响，进气流量和流速均有所降低，并且由于气门开度相同，使穿过螺旋气道和切向气道的两股气流在缸内形成对峙，大大削弱了涡流比。 螺切12/12 由于两个气门开度相同、并达到最大，螺旋气道的气流会过度侵入切向气道的气流在缸内的流场，造成严重的进气干涉，螺旋气道的气流与切向气道气流的相互碰撞，同样导致进气能量的损失，这将限制涡流比和流量系数的提升。 由于采用相异气门控制，螺旋、切向气道两进气门的进气量和进气速度不相同，螺切8/12通过两进气道气流在缸内形成相互交错的流动，可使气流在穿过气道后，在缸内流经不同的通道，从而避免双气道间气流的严重干涉，达到提升涡流比的目的。 螺切12/8 虽然通过相异气门避免了气道间气流的严重干涉，但是依然形成了气道间气流的对峙，使得螺旋气道与切向气道间气流相互挤压，限制了流量系数的进一步提升。

图10 251°CA BTDC 时刻缸内速度场

3 燃烧与排放分析

为准确分析相异气门燃烧与排放的变化过程，采用三维Converge 仿真软件进行数值模拟研究。 SAGE模型为相异气门的燃烧模型，该模型为燃烧模拟中使用的详细化学动力学模型，能详细描述整个化学反应。 排放模型是燃烧模型的一个组成部分，能够预测废气中各组分的浓度，本研究拟采用的排放模型为NOx模型与碳烟两步经验模型(Hiroysau)。

3.1 燃烧分析

图11 为缸内压力曲线。 由图可知，在供油量和供油规律不变的条件下，缸内的压力主要受进气量的影响，进气量的增加，不论是在上止点的压缩压力，还是燃烧后的最大爆发压力都将增加。 缸内压力呈现:螺切12/8＞螺切12/12＞螺切8/12＞螺切8/8。 图12 为累积放热量曲线。 累积放热量大小为:螺切12/8＞螺切 12/12＞螺切 8/12＞螺切 8/8。 与相同气门条件下螺切12/12 的放热量相比，螺切12/8的进气量更多，可使大部分燃油与空气进行更充分的混合，且其涡流比更大，因此油气混合也更加均匀，燃烧更充分，从而导致放热量的增加。 而螺切8/8 的进气量和涡流比最少，因此其燃烧不充分，放热量也最低。

图11 缸内压力

图12 累积放热量

3.2 排放分析

图13 为 NOx生成特性。 由图13(a)可见，NOx生成量大小排序为:螺切12/8＞螺切12/12＞螺切8/12＞螺切8/8。 NOx的生成条件主要由燃烧温度、氧含量和高温持续时间三者决定。 与相同气门螺切12/12 的 NOx生成量相比，螺切12/8 的进气量较多，氧含量也随之增加，燃烧更充分，放热量增加，从而导致缸内温度升高，因此NOx的生成量最多。 螺切8/8 的进气量最少，涡流比最弱，放热量最低，因此缸内温度低与氧含量减少共同抑制了NOx生成。由图13(b)可见，与相同气门条件下螺切12/12 的NOx终值相比，螺切8/8、螺切 8/12、螺切 12/8 的终值分别减少4.8% 、减少2.0%、增加3.0%。

图13 NOx 生成特性

图14 为Soot 生成特性。 由图14(a)可见，Soot生成量大小排序为:螺切8/8＞螺旋8/12＞螺切12/12＞螺切12/8。 Soot 的生成量大小顺序与 NOx的生成量大小顺序正好相反，显示柴油机在这两者的排放上出现此消彼长现象(trade off)。 由于Soot 的生成主要受高温和缺氧的影响，在缸内只要不出现失火或低温燃烧的条件下，进气量越低，则氧浓度越低，也就意味着Soot 的排放会越高。 与相同气门螺切12/12 的Soot 生成量相比，螺切8/8 的缸内进气量较少，并且其涡流比最小，从而导致油气混合不充分，同时伴随缺氧的状况，燃烧不充分，生成的Soot最多；而螺切12/8 的进气量和涡流比最大，可保证大部分燃油与空气的充分混合与燃烧，因此其Soot的生成量最少。 由图14(b)可见，与相同气门条件下螺切12/12 的 Soot 终值相比，螺切 8/8、螺切 8/12、螺切 12/8 的 Soot 终值分别增加 23.2%、增加9.6%、减少8.0%。

图14 Soot 生成特性

图15 为 CO 生成特性。 由图15(a)可见，CO生成量大小顺序为:螺切8/8＞螺切8/12＞螺切12/12＞螺切12/8。 CO 的生成量大小顺序与Soot 的顺序一致，主要是两者都是受缺氧影响而生成的产物。 由图15(b)可见，与相同气门条件下螺切12/12 的 CO 终值相比，螺切 8/8、螺切 8/12、螺切 12/8 的 CO 终值分别增加 13.8%、增加 7.4%、减少10.6%。

通过对燃烧和排放过程分析可知，相异气门可对发动机缸内气体运动进行调节，使流量系数和涡流比得到全面提升，进气量的增加可使大部分燃油与空气进行更充分的混合，涡流比的提升使油气混合更加均匀，燃烧更充分，使缸内放热量增加，污染物的排放降低，从而实现发动机高效清洁燃烧。

图15 CO 生成特性

4 结论

(1)基于AVL 评价法的气道稳流试验结果显示，低气门开度条件下，过小的气门开度会显著影响进气流量，难以发挥相异气门优势，相异气门策略须围绕气门最大开度进行设计，采用恰当比例的相异气门可明显增强涡流比，对进气量也有促进作用。

(2)在相同低气门条件下，受两进气门开度较小的影响，穿过螺旋气道和切向气道的气流在缸内形成对峙，使涡流比与流量系数均难以提升；而随气门开度增大，螺旋气道的气流会过度侵入切向气道气流在缸内的流场，形成严重进气干涉，导致进气能量损失，限制了涡流比和流量系数的提升。

(3)恰当的相异气门，可使双进气道气流充分利用气缸内空间，在缸内形成相互交错的流动，避免双气道间气流的严重干涉，降低气体运动能量损失，达到提升涡流比与流量系数的目的。

(4)在螺旋气道气门开度最大、切向气道开度为最大气门升程2/3 时，与相同气门最大气门升程相比，由于进气量和进气涡流比的增加，使油气混合更加均匀，燃烧更充分，缸内放热量增加，发动机排放的Soot 和CO 大幅减少，NOx略有增加。