柴油機全可變配氣缸內流場三維仿真分析

路勇，潘振嘉，李建，李博，王正祎

(哈爾濱工程大學 動力與能源工程學院，黑龍江 哈爾濱 150001)

從內燃機本體技術出發(fā)，提高發(fā)動機動力性、經濟性和降低排放性是內燃機技術發(fā)展的主要方向之一，發(fā)動機配氣能力對發(fā)動機性能有著重要的影響[1]。傳統發(fā)動機氣閥開啟和關閉由凸輪驅動，只能使發(fā)動機在某一轉速范圍處于最佳的配氣狀態(tài)，在發(fā)動機轉速和負荷改變時，其配氣相位和配氣升程處于不理想的狀態(tài)。采用可變配氣技術的發(fā)動機，其氣閥升程、相位和開啟持續(xù)期都能隨發(fā)動機轉速改變而改變，以利于增大進氣充量和提高進氣效率，組織良好的進氣渦流，調節(jié)氣缸爆發(fā)壓力與殘余廢氣量，進而獲得發(fā)動機動力性、經濟性、排放性等綜合性能的改善。全可變配氣技術對發(fā)動機性能影響的一維仿真計算，得到全可變配氣參數對性能參數的影響規(guī)律[2]，但由于缺失缸內三維流場的細節(jié)，無法揭示全可變配氣技術改善發(fā)動機性能的根本機理[3-4]。本文應用SolidWorks三維建模軟件，根據中高速柴油機實物建立三維模型，利用ICEM CFD對三維模型進行網格劃分，改變配氣參數進行柴油機工作過程缸內流場仿真分析研究配氣參數對柴油機缸內流場和性能的影響機理。

1 三維模型建立

為了保證仿真計算的精度，利用SolidWorks軟件建立柴油機的三維模型充分還原氣道結構細節(jié)，并使用ANSYS公司的ICEM CFD專業(yè)流體仿真網格劃分軟件。劃分非結構網格時應用其獨創(chuàng)的八叉樹方法，使得劃分非常迅速，且質量較高，保證了之后FLUENT求解器的精確計算。

中高速柴油機進排氣系統基本參數如下：采用渦輪增壓的吸氣形式和切向/螺旋進氣道。共4個氣門包括2個進氣門和2個排氣門。進氣門的開啟和關閉時刻為-55 ℃A和195 ℃A；排氣門的開啟和關閉時刻為511 ℃A和27 ℃A。燃燒室為ω形狀燃燒室，余隙12.8 mm。噴油提前角為-9.5 ℃A，噴油持續(xù)期為28 ℃A。

在SolidWorks中按照柴油機實物建立三維模型，模型用于FLUENT軟件計算缸內流場，其中氣閥和燃燒室對缸內流場結構影響較大，因此需要進行精確建模。氣道—氣閥—氣缸整體模型如圖1所示。

圖1 氣道-氣閥-氣缸三維模型Fig.1 Port-valve-cylinder three-dimensional model

為了應用FLUENT提供的動網格模型中的動態(tài)層法，對氣道-氣閥-氣缸整體網格劃分策略進行規(guī)劃[5]。考慮將整體模型劃分不同部分，分為進氣道、排氣道、氣缸蓋、活塞和氣閥以及燃燒室等部分。具體網格劃分策略如圖2所示。

圖2 網格劃分策略示意圖Fig.2 Meshing strategy

整體網格如圖3所示,氣道內非結構網格質量在0.3～0.7，氣缸內流場部分和氣閥運動處網格質量均在0.7以上，保證了計算的準確性。

圖3 整體網格Fig.3 Integral mesh

2 邊界設置和模型校核

2.1 邊界設置

在FLUENT中導入計算機輔助工具生成的網格，設置模型建立尺寸，并設置邊界條件。計算前檢查網格，檢查是否存在負體積，網格模型可以進行計算。

固定配氣參數下，計算從-55 ℃A開始，此時進氣閥將要開啟，而排氣閥在關閉過程中，柴油機進入掃氣階段。使用氣門升程曲線控制進、排氣閥的運動。額定工況下進出口壓力隨曲軸轉角變化，測得的實驗數據如圖4所示。

圖4 額定工況進排氣壓力波動Fig.4 Intake and exhaust pressure fluctuation under rated working conditions

邊界條件設置：入口壓力隨曲軸轉角有較大波動，絕對壓強平均值為0.485 MPa，數據取自實驗測得增壓器出口壓力。出口壓力也隨曲軸轉角而波動，平均絕對壓強為0.403 MPa。仿真過程中使用控制邊界壓力隨曲軸轉角的變化。

2.2 模型校核

為了進一步提高網格質量，使計算較快收斂，在計算之前進行網格光順。在噴油和燃燒之前，計算流體采用理想氣體的空氣，選擇標k-ε準湍流模型，標準壁面函數[6-7]。

額定工況下，額定轉速1 066 r/min時，在固定凸輪配氣參數下，實驗數據和仿真值對比。缸內溫度和壓力對比如圖5和圖6所示。

圖5 缸內溫度對比Fig.5 In-cylinder temperature comparison

圖6 缸內壓力對比Fig.6 In-cylinder pressure comparison

仿真值缸內溫度較實驗溫度整體偏高。進氣過程和壓縮過程初期，實驗值和仿真值基本吻合。壓縮沖程的末期，理想氣體方程和實際氣體狀態(tài)方程相差較大。另外，由于采用絕熱壁面，使得能量損失比實際情況較少。在做功沖程中，由于仿真使用絕熱壁面，所以溫度降低速率比實驗值低。缸內壓力仿真值略高于實驗值，這是由仿真中近似的絕熱壁面使剛內溫度下降略遲緩導致的。建立的模型可準確反映柴油機工作情況，可以用于進一步的計算。

3 進氣參數對缸內流場影響仿真分析

改變進氣閥開啟相位、關閉相位和最大升程，會導致缸內空氣充量發(fā)生變化，進而直接影響柴油機每循環(huán)輸出功的大小[8-10]。

3.1 進氣閥開啟相位對缸內流場影響分析

為了得到額定轉速下進氣閥開啟最佳相位，在額定轉速1 066 r/min下，改變進氣閥開啟相位，采用圖7中的氣閥升程曲線編寫文件控制氣閥運動[11]。固定配氣參數下，進氣閥-55 ℃A開啟。再進行4組仿真，研究進氣閥開啟相位的影響。

圖7 進氣閥不同開啟相位升程曲線Fig.7 Intake valve lift curve at different opening phases

1) 不同進氣閥開啟相位90 ℃A缸內流場分析。

為了分析柴油機工作過程中進氣閥開啟相位對缸內渦流的影響，選擇90 ℃A曲軸轉角，對缸內流場進行分析，如圖8所示。

圖8 不同進氣閥開啟相位缸內橫截面速度矢量Fig.8 In-cylinder cross section velocity vector at different intake valve opening phases

此時進氣閥在各相位開啟的情況都已達到最大升程，活塞速度也達到最大，因此進氣渦流整體增強。同時存在順時針渦流和逆時針渦流，用箭頭表示方向，氣缸軸線附近有4個對稱的小渦流[8]。進氣閥-65和-60 ℃A開啟情況下，壁面處切向速度較大，但是未形成覆蓋整個氣缸的大尺度渦流，只是形成了幾個相鄰但旋轉方向相反的小渦流；在渦流相連的部分，氣流速度不會相互抵消，所以渦團得以保留。進氣閥-45與-50 ℃A開啟時，缸內整體氣流速度較小。而進氣閥開啟較早的情況下，會增加進氣閥開啟持續(xù)期，整體進氣渦流較大[10]。

在進氣過程中，當活塞經過上止點向下運動時，缸內壓力減小，空氣從進氣道經進氣閥進入氣缸，而如果進氣閥開啟較晚，在活塞吸氣的時候，氣閥開度較小，不能充分利用吸氣壓力使大量空氣進入氣缸。進氣閥開啟過早的話，會使進氣倒流現象更加顯著，從而減少缸內空氣充量。

2) 不同進氣閥開啟相位350.5 ℃A缸內擠流對比。

當前時刻的流場狀態(tài)只對下一時刻產生直接影響，為了分析流場對燃氣混合的影響，最直觀的方式是考察噴油前一時刻缸內流場狀態(tài)如圖9所示，噴油提前角為9.5 ℃A即350.5 ℃A時噴油開始。

圖9 不同進氣閥開啟相位缸內縱截面速度矢量Fig.9 In-cylinder section velocity vector at different intake valve opening phases

表1是不同進氣閥開啟相位下，上止點前9.5 ℃A，即噴油前一時刻缸內平均擠流速率和湍動能?？梢钥闯?，擠流最明顯的是進氣閥在-65和-60 ℃A開啟情況，-45 ℃A時最不明顯，整體趨勢為從-65～-45 ℃A平均擠流速度依次減小。擠流和缸內空氣充量的關系很明顯，充量越多擠流越大[12]。

表1 不同進氣閥開啟相位缸內平均擠流速率和湍動能Table 1 Average squish flow rate and turbulent energy at different intake valve opening phases

湍動能表征了缸內湍流強度，湍流越強，空氣流動越混亂，有利于混合氣的形成。壓縮末期湍動能的大小與進氣過程和壓縮過程空氣的流動關系十分復雜，進氣閥-50 ℃A打開時湍動能最大。湍動能隨進氣閥開啟相位的變化整體趨勢是，氣閥開啟越晚，湍動能越大。進氣閥開啟較晚時，活塞經過上止點后，氣閥升程較小，空氣射流較大，空氣高速進入氣缸，對缸內原有空氣的擾動較大，使缸內空氣運動情況復雜，湍動能較高。

3.2 進氣閥關閉相位對缸內流場影響分析

改變進氣閥關閉相位進行仿真，進氣閥關閉相位只影響進氣過程的末期和壓縮過程，對進氣閥不同關閉相位下，噴油前一時刻，即上止點前9.5 ℃A曲軸轉角時缸內流場加以分析。圖10為不同關閉相位進氣閥升程曲線。

圖10 進氣閥不同關閉相位升程曲線Fig.10 Intake valve lift curve at different closing phases

固定凸輪配氣參數進氣閥關閉相位為195 ℃A曲軸轉角，除此之外，又進行5組仿真，分析進氣閥關閉相位對流場的影響。

1) 350.5 ℃A曲軸轉角渦流對比。

在氣閥開啟和保持最大升程階段，只改變進氣閥關閉相位，而不改變開啟相位、開啟速率和開啟最大升程等進氣參數的情況下，缸內進氣渦流沒有顯著區(qū)別。而在壓縮末期、噴油前一時刻缸內渦流的變化，能直觀反應缸內流場對油氣混合的影響。因此本節(jié)重點分析350.5 ℃A曲軸轉角即噴油前一刻時，進氣閥關閉相位對壓縮渦流的影響。

圖11為不同進氣閥關閉相位下，上止點前9.5 ℃A氣缸中部橫截面速度矢量圖。顏色由空氣切向速度表示，深色為逆時針方向。

圖11 350.5 ℃A氣缸橫截面速度矢量Fig.11 350.5 ℃A in-cylinder cross section velocity vector

可以看出，渦流速率較大的是氣閥200 ℃A和210 ℃A曲軸轉角時關閉的情況，渦流速率最小的是190 ℃A曲軸轉角時。氣閥關閉相位超過200 ℃A后，渦流速率隨著關閉相位推遲而減小。壓縮過程中的渦流主要是空氣在進氣過程中角動量被保存下來的結果。在進氣過程中，空氣從進氣道進入氣缸會產生有規(guī)律的渦流和隨機的無規(guī)律復雜流動，而進氣越多，進氣過程產生的有規(guī)律的渦流越多。隨機產生的無序流動空氣在壓縮過程中會相互碰撞，速度抵消，從動能轉化成空氣內能，所以對壓縮渦流幾乎沒有什么貢獻，而繞一定方向旋轉的有規(guī)律大范圍渦流在壓縮過程中將會保留，雖然有一定的衰減，但是壓縮渦流大部分源自進氣產生的渦流。

如圖12，進氣閥晚關的情況下，缸內壓縮渦流整體比進氣閥早關的情況要大。這是因為雖然早關和晚關都會減少氣缸內空氣質量，但是早關時進入的空氣質量減小，使缸內空氣損失了一部分繞氣缸軸線旋轉的角動量。而進氣閥晚關，雖然有空氣又從氣缸倒流回了進氣道，但是，氣缸內空氣保留了這一部分流入氣缸空氣的角動量，使壓縮末期缸內渦流比較大。

圖12 不同進氣關閉相位渦流比Fig.12 Swirl ratio at different closing phases

2) 不同進氣閥關閉相位350.5 ℃A缸內擠流對比。

缸內空氣流動十分復雜，油氣混合的程度受上止點前噴油前一時刻缸內空氣流動狀態(tài)直接影響。噴油前在進氣過程中產生的滾流已經都破碎成湍流，復雜且不可預測，但是可以促進油氣混合。通過觀察350.5 ℃A曲軸轉角氣缸縱向截面速度矢量圖分析不同進氣閥關閉相位對缸內擠流的影響，如圖13所示。

從圖13可以看出進氣閥在200 ℃A關閉時擠流速率最大，從氣缸壁面流向中心。進氣閥215 ℃A關閉時擠流速率最小。進氣閥早關對缸內擠流的影響沒有進氣閥晚關大。在進氣閥晚關的情況下，氣閥關閉越晚，缸內擠流速率越小。表2是不同進氣閥關閉相位下上止點前9.5 ℃A缸內平均擠流速率和湍動能。擠流速率與缸內空氣充量的關系十分明顯，進氣閥200 ℃A關閉時，缸內空氣充量最大，擠流速率也最大，并且擠流速率與缸內充量隨進氣閥關閉相位的變化趨勢相同。

圖13 不同進氣閥關閉相位缸內縱截面速度矢量Fig.13 In-cylinder section velocity vector at different intake valve closing phases

表2是不同進氣閥關閉相位下上止點前9.5 ℃A缸內平均擠流速率和湍動能。擠流速率與缸內空氣充量的關系十分明顯，進氣閥200 ℃A關閉時，缸內空氣充量最大，擠流速率也最大，并且擠流速率與缸內充量隨進氣閥關閉相位的變化趨勢相同。

表2 不同進氣閥關閉相位缸內平均擠流速率和湍動能Table 2 Average squish flow rate and turbulent energy at different intake valve closing phases

進氣閥200 ℃A后關閉，缸內湍動能比進氣閥200 ℃A之前關閉高。進氣閥205 ℃A關閉時，缸內湍動能最高。缸內湍流的產生非常復雜，影響湍流強度的因素很多。

3.3 進氣閥最大升程對缸內流場影響分析

本節(jié)考慮進氣閥最大升程對柴油機缸內流場和性能的影響。改變最大升程時并不改變進氣閥開啟和關閉的速度。圖14是不同最大升程進氣閥升程曲線。

圖14 不同進氣閥最大升程曲線Fig.14 Intake valve lift curve at different maximum lift

柴油機固定凸輪進氣閥最大升程為21 mm，除原始參數外，進行5組仿真，研究進氣閥最大升程的影響。

1) 350.5度曲軸轉角缸內渦流對比。

壓縮沖程末期缸內空氣流動狀態(tài)直接影響柴油機油氣混合過程，下面通過350.5 ℃A時氣缸橫截面速度矢量圖分析缸內渦流。圖15是350.5 ℃A時，不同進氣閥最大升程下，氣缸中部橫截面速度矢量圖。

圖15 不同進氣閥最大升程缸內橫截面速度矢量Fig.15 In-cylinder cross section velocity vector at different intake valve maximum lift

進氣閥最大升程為19 mm時，渦流最明顯，而進氣閥為21、22和23 mm時，渦流大小相似。進氣閥最大升程較小時，空氣射流速度增加，使渦流的形式更加明顯但是比較缸內空氣總質量，可以發(fā)現最大升程在21 mm以下時，減小最大升程將會減少缸內空氣充量。應該綜合考慮改變進氣閥最大升程對缸內空氣流動狀態(tài)和空燃比的影響。

2) 不同進氣閥最大升程350.5 ℃A缸內擠流對比。

壓縮沖程末期，氣缸中顯著的空氣流動除了渦流還有擠流。而擠流對壓縮末期缸內湍流的影響更明顯。不同進氣閥最大升程對壓縮沖程末期缸內擠流的影響如16、圖17所示。

圖16 不同進氣閥最大升程渦流比Fig.16 Swirl ratio at different maximum lift

圖17 不同進氣閥最大升程缸內縱截面速度矢量圖Fig.17 In-cylinder section velocity vector at different intake valve maximum lift

最大升程為18、19 mm時平均擠流速率較小，氣閥最大升程達到飽和升程21 mm后，進一步增加最大升程，對缸內流場幾乎沒有什么影響。且由于擠流與缸內充量的緊密關系，當最大升程超過21 mm后，進一步增大最大升程，缸內充量幾乎沒有變化；當最大升程小于21 mm時，空氣充量和擠流速率隨著進氣閥最大升程升高而增大。

表3是不同進氣閥關閉相位下上止點前9.5 ℃A缸內平均擠流速率和湍動能。當最大升程低于21 mm時，減小最大升程，缸內湍動能增加，最大升程大于21 mm時，增大升程，湍動能變化不大。

表3 不同進氣閥最大升程缸內平均擠流速率和湍動能Table 3 Average squish flow rate and turbulent energy at different intake valve maximum lift

4 結論

1)與固定凸輪配氣參數相比，當進氣閥晚開5 ℃A會使空氣充量、渦流比和湍動能均較大，整體缸內流動性能比較理想；進氣閥晚關5 ℃A時，空氣充量最大，且在噴油前一時刻缸內渦流、擠流速率和湍動能均增大；在固定凸輪升程基礎上適當減小最大升程1～2 mm，雖然缸內充量有所減小，但渦流比和湍動能增大，使油氣混合更加充分。

2)渦流形成所需角動量在進氣時產生，在壓縮過程中小渦流相互抵消使缸內溫度升高，增強湍流強度，在壓縮末期表現出單一大尺度渦流。在壓縮過程末期擠流速率與缸內充量關系明顯。綜合優(yōu)化配氣參數可以提高渦流比、擠流速率和湍流強度，并促進燃氣混合，進而提高功率。考慮到排氣閥升程曲線參數對柴油機氣流組織的作用很小，本文沒有研究改變排氣參數對柴油機缸內流場的影響，但是排氣閥參數對柴油機的排放有一定的影響，因此有進一步研究的價值；柴油機配氣參數之間有高度的耦合特性，因此還需考慮對柴油機配氣參數之間耦合的仿真，這需要巨大的計算量，會在今后工作中進一步完善。