高 瑩，謝天馳，門 欣，徐英健，費孝恒

(吉林大學(xué)，汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春 130025)

前言

良好的缸內(nèi)氣體流動能夠改善燃燒過程并且降低排放[1-2]。適當(dāng)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(nèi)燃機的尺寸參數(shù)以及燃燒室的結(jié)構(gòu)參數(shù)[4]。因此，合理地配置沖程缸徑比對組織良好的缸內(nèi)流動尤為重要。

眾多學(xué)者在研究沖程缸徑比對發(fā)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(fā)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(fā)動機燃燒性能、傳熱和整機效率的影響規(guī)律[5]。Siewert等僅改變沖程得到缸徑?jīng)_程比為1.1，2.2和3.3的3臺發(fā)動機，保證其壓縮比相同，通過這3臺發(fā)動機的單缸試驗，探究了沖程缸徑比對點火式發(fā)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(jié)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(xué)者結(jié)合試驗與瞬態(tài)模擬計算，研究了沖程缸徑比對燃燒過程的影響，但對缸內(nèi)氣體流動現(xiàn)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(tài)數(shù)值計算，對比研究沖程缸徑比對缸內(nèi)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(jù)。

1 瞬態(tài)數(shù)值模擬計算

1.1 模型建立

本文中所研究汽油機參數(shù)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(gòu)，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(fā)動機基本參數(shù)

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(zhì)量流量邊界條件。溫度邊界條件使用恒溫邊界條件，根據(jù)其溫度特性對邊界條件進行設(shè)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(jù)一維仿真結(jié)果對進氣道及燃燒室進行設(shè)置。

1.3 數(shù)學(xué)模型

在計算過程中，邊界值計算采用外差法，導(dǎo)數(shù)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(fù)合壁函數(shù)，壁面熱傳導(dǎo)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(wěn)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(xù)方程采用中心差分格式，其它方程采用迎風(fēng)格式。燃燒模型采用擴展的相關(guān)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(fā)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(jié)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(yīng)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(yīng)相位相同，最高爆發(fā)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(jié)果說明計算結(jié)果與試驗結(jié)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(jié)果

圖4 3 800r/min全負荷工況模型校驗結(jié)果

2 計算方案設(shè)計

由于發(fā)動機轉(zhuǎn)速和氣門尺寸的限制，當(dāng)沖程缸徑比超過1.5時，發(fā)動機的輸出功率就會下降[8]，為使計算結(jié)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(shè)為方案1和方案2，原機模型設(shè)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(guān)：

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(nèi)，為保證進氣量相同，不對氣門尺寸做調(diào)整。表4為3組計算模型的基本參數(shù)，氣缸的橫截面如圖5所示。

表4 計算模型基本參數(shù)

圖5 計算模型氣缸橫截面

3 計算結(jié)果與分析

3.1 缸內(nèi)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(cè)的一束為溢流，流向進氣門側(cè)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(zhuǎn)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(shè)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(nèi)滾流示意圖[11]

式中：R為滾流比；mi為第i個網(wǎng)格質(zhì)量；n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速；vi為第i個網(wǎng)格的速度；ωi為第i個網(wǎng)格的角速度；ρi為第i個網(wǎng)格的密度；ri為第i個網(wǎng)格距滾流計算中心半徑；N為網(wǎng)格總數(shù)。

關(guān)于構(gòu)造圖論問題，通常會先將其進行轉(zhuǎn)換，主要運用各類圖的性質(zhì)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(zhì)但類別相同的圖區(qū)別分開，簡化問題，以避免圖論問題出現(xiàn)在數(shù)學(xué)競賽中，加深競賽的難度。

圖7為2 000r/min不同計算方案缸內(nèi)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(cè)，方案3缸內(nèi)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(nèi)滾流旋轉(zhuǎn)中心與活塞上表面距離最大，方案1最小，且方案3缸內(nèi)高流速區(qū)分布優(yōu)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(nèi)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(zhuǎn)角變化規(guī)律。低負荷工況進氣量少，為127.7mg，活塞運動對缸內(nèi)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(nèi)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(xiàn)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(nèi)滾流運動的徑向維持，所以在壓縮初始階段，方案1缸內(nèi)高流速區(qū)分布優(yōu)于方案2和方案3。

圖9 3 800r/min不同計算方案缸內(nèi)速度場

圖10 為3 800r/min不同計算方案滾流比隨曲軸轉(zhuǎn)角變化規(guī)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(nèi)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(xù)上行擠壓滾流，滾流破碎成湍流，滾流強度降低，方案1缸內(nèi)擠流區(qū)最大，對滾流擠壓作用最大，滾流比迅速減小，方案2擠流區(qū)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(nèi)湍動能場對比分析

如圖11所示，在圧縮行程末期，缸內(nèi)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(nèi)的湍流強度和湍動能分布對于缸內(nèi)火焰?zhèn)鞑テ鸷艽笞饔肹13]。

圖11 缸內(nèi)湍流示意圖

圖12 為點火時刻不同計算方案缸內(nèi)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(nèi)湍動能較大區(qū)域位于火花塞附近并偏向排氣門側(cè)，平均湍動能分別為42.6和45.1m2/s2，方案1湍動能較大區(qū)域遠離火花塞，缸內(nèi)湍流分布不良，湍動能較低，為27.2m2/s2，方案3缸內(nèi)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(qū)域位于排氣門側(cè)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(qū)域位于火花塞附近偏向排氣門側(cè)，平均湍動能為89.1m2/s2，方案3點火時刻湍動能較高區(qū)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(qū)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(jié)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(nèi)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(qū)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(nèi)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。