付雪青 張巖 丁占銘 莊安幫 朱偉 程江華 張樹勇

關鍵詞：氣門式二沖程柴油機；逆滾流；進排氣壓差；排氣背壓；掃氣過程

面對日益嚴峻的全球環(huán)境與能源問題，世界各國制定了更加嚴格法規(guī)以控制汽車有害氣體和CO2的排放。相比于常規(guī)內燃動力汽車，混合動力電動汽車可將整車有害排放物和碳排放降低30%以上[1]，是滿足未來有害排放物和碳排放法規(guī)的主要技術路線之一，其中的增程式電動汽車上搭載的發(fā)動機僅用作發(fā)電，與車輪驅動完全機械解耦，需要具高功率密度、高可靠性和低油耗的優(yōu)勢。

相比于四沖程發(fā)動機，二沖程發(fā)動機在同轉速下做功頻次提高一倍，具有顯著提升同轉速下發(fā)動機輸出扭矩和功率的潛力[2]，具有高功率密度的二沖程發(fā)動機也是一種可選的增程器用發(fā)動機技術方案[3]。橫流或回流式掃氣的傳統活塞氣口式二沖程發(fā)動機的換氣過程相對于下止點對稱，不能實現過后充氣，不利于實現高扭矩和功率輸出，其升功率一般低于四沖程發(fā)動機。采用進排氣口結構實現直流式掃氣的對置式二沖程發(fā)動機具有高功率密度和高熱效率等優(yōu)勢，但其存在缸壁熱負荷不均勻和耐久性差等問題。近年來，英國Brunel大學針對一款進氣口排氣門式二沖程直流式直噴汽油機開展了大量仿真研究工作，重點研究掃氣口結構和排氣門升程對掃氣過程的影響[4]。

進排氣門式配氣結構可避免缸壁熱負荷不均勻的問題，氣門式四沖程發(fā)動機耐久性和可靠性比氣口式二沖程發(fā)動機更佳。在20世紀90年代初期回流式掃氣氣門式二沖程發(fā)動機被提出，利用頂置進排氣門完成換氣過程[5]。鑒于采用傳統側向平直進氣道的氣門式二沖程發(fā)動機在掃氣過程中新鮮充量短路損失量較高且掃氣效率低問題，在氣門式二沖程發(fā)動機的缸蓋或進氣門安裝導氣屏[6]，或采用豎直進氣道[7]，通過在缸內形成逆滾流以減少短路損失的新鮮充量和提高掃氣效率[8]。

天津大學研究團隊針對氣門式二沖程汽油機的掃氣過程開展了研究，采用三維仿真針對豎直進氣道與屋脊型缸蓋結構形式對掃氣過程中逆滾流形成與發(fā)展的影響機理進行了仿真研究[9]。中國北方發(fā)動機研究所對氣門式二沖程柴油機掃氣過程開展了研究工作，著重分析了進氣道結構對掃氣過程中缸內氣體流動和殘余廢氣分布的影響規(guī)律，結果表明相比于側向平直進氣道，頂端入口的切向氣道可有效地提高掃氣效率和捕獲率[10]，其中根據驗證燃燒模型的實驗數據可知1.04L氣門式二沖程柴油機在2000r/min轉速下可輸出64.8kW指示功率。

國內外針對氣門式二沖程發(fā)動機研究主要圍繞進氣道和缸蓋結構對掃氣過程的影響，尚未明確進排氣壓差和排氣背壓對該類型發(fā)動機掃氣過程中新鮮充量和廢氣流動的影響機理，并且針對可量化表征氣門式二沖程發(fā)動機掃氣過程的掃氣曲線的研究很少[11-12]，其中掃氣曲線可用于建立二沖程發(fā)動機平均值模型，以準確計算掃氣過程中短路的新鮮充氣質量和缸內殘余廢氣率，以快速且準確評估二沖程發(fā)動機性能[11，13]。針對具有高功率密度的頂端入口氣道二沖程柴油機的掃氣過程開展了研究，探究進排氣壓差和排氣背壓對掃氣過程中缸內氣體流動的影響機理，通過量化不同進排氣壓力下掃氣曲線的差異以評價掃氣品質。

1模型的建立及驗證

1.1三維仿真模型的建立

以安裝頂端入口進氣道的氣門式二沖程柴油機（PV2DE）為研究對象，如圖1所示，同時在進排氣門之間的缸蓋上設計了導氣屏，使得流入氣缸的新鮮充量在氣缸內形成逆滾流，有利于抑制新鮮充量與廢氣混合，在相同運行邊界下掃氣效率從側向平直進氣道PV2DE的0.74增加至頂端入口進氣道PV2DE的0.86[11]。發(fā)動機的缸徑、沖程、排量和幾何壓縮比分別為110mm、110mm、1.04L和13.3。將該發(fā)動機實體模型導入計算軟件Converge進行不同進排氣壓差和排氣背壓下掃氣過程的仿真計算，其中湍流模型采用RNG-κ-ε模型。該圖給出了沿氣缸軸線方向在進排氣門中心位置提取計算結果切片區(qū)域圖。

1.2模型驗證

在根據三維仿真模型開展PV2DE掃氣過程研究之前，需設定缸內初始狀態(tài)和進排氣壓力。為此，根據發(fā)動機的結構參數建立了發(fā)動機平均值仿真模型，其中摩擦損失由實驗獲取，燃燒過程由預測性燃燒模型預測，傳熱模型選取Woschni傳熱模型。

為確保平均值仿真模型提取三維仿真模型計算邊界的準確性需根據實驗數據進行校核，但是在校核PV2DE平均值模型前需給定較為合理的掃氣曲線，否則難以準確計算短路的新鮮充量和缸內廢氣率，導致難以直接校核PV2DE平均值模型中的燃燒模型。

試驗過程中該單缸發(fā)動機可分別運行于二沖程和四沖程模式，2種模式下僅氣門升程曲線和噴油策略存在差異。首先根據該氣門式發(fā)動機運行于四沖程模式下的實驗數據標定其平均值模型中的燃燒模型，在1200r/min轉速和890kPa指示平均有效壓力下驗證結果如圖2所示，模擬得到的缸內壓力和放熱率與試驗結果接近，其中進氣壓力和溫度分別為130kPa和291K、噴油時刻為燃燒上止點后（aftertopdeadcenter，ATDC）曲柄轉角（CA）-13°、循環(huán)供油量為44mg。之后，依據標定的該發(fā)動機平均值仿真模型加載如圖3中所示的氣門升程曲線運行于二沖程模式下，提取二沖程模式下三維仿真模型的初始值及邊界條件，其中排氣門的開啟和關閉時刻分別為ATDCCA-261°和-115°，進氣門的開啟和關閉時刻分別為ATDCCA-220°和ATDCCA-85°。

根據側向進氣道PV2DE掃氣效率實驗數據對三維仿真模型進行了校核，其中該發(fā)動機主要與頂端入口進氣道PV2DE的進排氣道存在差異，其余參數均相同[14]，采用Cambustion公司NDIR500FASTCO&CO2測試系統采樣分析缸內氣體中瞬態(tài)CO2濃度以計算掃氣效率[15]。在1500r/min轉速下側向進氣道PV2DE實驗測量的掃氣效率以及該發(fā)動機三維仿真模型計算的掃氣效率如圖4所示，其中工況1下有效功率和進排氣壓差分別為13.0kW和45kPa、工況2下有效功率和進排氣壓差分別為21.5kW和81kPa、工況3下有效功率和進排氣壓差分別為50.1kW和190kPa?？梢?，實驗和計算的掃氣效率接近，表明三維仿真模型具有較高精度，之后保留相關三維仿真模型設置且將進排氣道替換為頂端入口進氣道PV2DE的進排氣道，用以分析進排氣壓差和排氣背壓對掃氣過程中缸內氣體流動的影響機理。

1.3掃氣曲線計算和評價

為評價PV2DE的掃氣過程，同時考慮二沖程發(fā)動機平均值模型需要加載相關于缸內廢氣質量比例rc和排氣中廢氣質量比例re的掃氣曲線，以準確計算掃氣過程中短路損失的新鮮充量，需要計算進氣門開啟時刻θIVO至排氣門關閉時刻θEVC的掃氣過程中排氣純度β、掃氣效率ηsc、rc、re，如下式所示：

對于mf_e和mb_e的計算，文獻[13，16]在計算某對置式二沖程發(fā)動機的掃氣曲線中將上述兩者取為排氣道中廢氣和新鮮空氣的質量，可能考慮到該發(fā)動機排氣道的體積較小，從氣缸流入排氣道氣體可在很短時間內基本替換原排氣道氣體?？紤]到本研究中PV2DE排氣道的體積較大（圖1），也為更加精準計算排氣中mf_e和mb_e，首先計算從排氣道流向外部環(huán)境排氣中廢氣和新鮮空氣質量，同時從三維模型計算結果提取排氣道內廢氣和新鮮空氣質量，以計算mf_e和mb_e。

為定量評價不同進排氣壓差和排氣背壓下掃氣過程品質的差異，根據掃氣曲線計算了掃氣品質系數φSC：

2結果分析與討論

2.1進排氣壓差對掃氣過程的影響

發(fā)動機氣缸和進排氣道中新鮮充量質量占比可直觀反映二沖程發(fā)動機掃氣過程中氣體流動和新鮮充量分布情況。沿氣缸軸線方向在進排氣門中心位置提取了掃氣過程中氣缸和進排氣道內新鮮充量質量占比結果切片，如表1所示。

表1中黑色箭頭的方向和長度分別表征氣體流動方向和流速大小，進排氣壓差Δp分別為30、60、150和210kPa，排氣背壓pEx均為100kPa，這是考慮到開展掃氣效率測量實驗中側向進氣道單缸PV2DE在輸出13.0、21.5和50.1kW有效功率時Δp分別為45、81和190kPa，其中采用模擬增壓系統提供高壓力高壓差新鮮充量。PV2DE氣門開啟和關閉的頻率是等轉速下四沖程柴油機的2倍，受限于氣門落座速度和大流量噴油器響應速度該發(fā)動機目前最高轉速設計為3000r/min，故在為最高轉速一半的1500r/min轉速下開展了進排氣壓差和排氣背壓對掃氣過程的影響。

從表1可見，不同Δp下經進氣門左側進氣道流入氣缸的新鮮充量隨著τ增加逐步沿左側氣缸、活塞頂部和右側氣缸形成逆滾流，一方面有利于減少流入氣缸新鮮充量與缸內廢氣的混合，另一方面可推遲該部分新鮮充量流至排氣門的時間。在混有新鮮充量的前鋒面到達排氣門之前，經排氣門右側排氣道排出氣體中新鮮充量質量占比很低，而之后流經排氣門兩側排氣中均有較多新鮮充量。

經右側進氣道流入氣缸的新鮮充量在導氣屏作用下具有流向氣缸內部的流動趨勢，而流向左側排氣道的缸內廢氣具有將該部分新鮮充量推向左側排氣道的作用，流向左側排氣道廢氣的流速大小影響該部分新鮮充量流入氣缸后的流動方向。在Δp=30kPa下經右側進氣道流入氣缸的新鮮充量主要沿其流入氣缸方向繼續(xù)流向氣缸內部，而流入左側排氣道的新鮮充量較少，這是由于流向左側排氣道的廢氣流速較低，將新鮮充量推向排氣道的作用較弱。在Δp=60kPa下經右側進氣道流入氣缸的新鮮充量中一部分流入左側排氣道，另一部分流入排氣門下方區(qū)域，這是由于廢氣流向左側排氣道的速度較高，而部分經右側進氣道流入排氣門下方區(qū)域新鮮充量在之后發(fā)展中被向上流動的廢氣推動至更接近排氣門位置，最后經右側排氣道流出。在Δp=150、210kPa下較多經右側進氣道流入氣缸的新鮮充量流入左側排氣道，而較少流入排氣門下方區(qū)域。

完全混合模型假定流入氣缸的新鮮充量與缸內廢氣完全混合，使得表征排氣中新鮮充量質量占比的β與表征缸內新鮮充量質量占比的ηsc始終相等。完全掃氣模型假定缸內新鮮充量與廢氣完全分離，且在ηsc≤1時β=0[2]。β與ηsc差異可評價PV2DE換氣過程。

圖5給出了變壓差和定背壓下β和ηsc變化曲線，且標識了與表1中τ對應的等值線。在Δp=30kPa下τ從0增加至0.49時，以及其余Δp下τ從0增加至約0.45時，β先增加后降低，并且Δp=60kPa下β峰值最高。一方面是由于掃氣過程早期隨著τ增加氣門升程升高，更多新鮮充量流入氣缸，導致被流動指向左側排氣道廢氣推入左側排氣道的新鮮空氣量逐漸增加；另一方面是由于缸內逆滾流可抑制缸內新鮮充量與廢氣摻混，在逆滾流前鋒面抵達排氣道之前右側排氣道中新鮮充量質量占比很低，同時逆滾流在排氣門下方區(qū)域形成指向左上方的流場，減少經右側進氣道流入氣缸新鮮充量的短路損失量，使得掃氣過程早期β存在峰值。此外，在Δp=60kPa下經右側進氣道流入氣缸的新鮮充量一部分從左側排氣道排出，另一部繞過排氣門底部后經右側排氣道排出，使得短路損失的新鮮充量明顯增加，導致β峰值最高。在Δp=30kPa下τ高于約0.49時，以及其余Δp下τ高于約0.45時，β先快速增加之后逐漸增加，這是由于逆滾流前鋒面抵達排氣門后兩側排氣道排氣中新鮮充量質量占比增加，之后排氣中新鮮充量質量占比較高且增加較慢。

從圖5還可見，在掃氣過程早期β高于ηsc，這是由于掃氣過程早期進氣門升程較低，流入氣缸的新鮮充量較少，而較多的新鮮充量經排氣道流出，使得ηsc增速較慢，導致掃氣過程早期β高于ηsc。在掃氣過程中間階段β明顯低于ηsc，這是由于掃氣過程中間階段較高的氣門升程使得更多新鮮充量流入氣缸，同時缸內形成的逆滾流在排氣門下方形成指向左上方流場，減少短路損失量，β值較低，同時更多缸內廢氣已排出，ηsc增加較快，使得β明顯低于ηsc。在換氣過程后期β與ηsc接近，這是因為缸內新鮮充量分布較為均勻。

圖6給出了變壓差和定背壓為100kPa下PV2DE掃氣曲線，以及完全混合模型和完全替代模型的掃氣曲線。在rc從1.0減少至0的起始階段，PV2DE的re低于完全混合模型re，并且相比于其他壓差Δp，Δp=30kPa下前者低于后者，持續(xù)的rc較短，這是由于掃氣過程初始階段β高于ηsc，且在Δp=30kPa下β高于ηsc，持續(xù)的rc較短（圖5）。隨著rc繼續(xù)減少，PV2DE的re開始高于完全混合模型下re，其中在Δp=30、60kPa時PV2DE下re高于完全混合模型下re的區(qū)域分別最大和最小，這是由于掃氣過程中β低于ηsc，且Δp=30、60kPa下β低于ηsc的區(qū)域分別最大和最小。在rc處于較低值時，PV2D下re接近完全混合模型下re，這是由于掃氣過程后期β接近ηsc。Δp=150、210kPa下掃氣曲線在不同rc下均接近，這是由于掃氣過程中β和ηsc接近。

文獻[11]給出了具有豎直進氣道氣門式二沖程汽油機[9]的掃氣曲線，其中進排氣壓差為162kPa，其優(yōu)于PV2DE在某些進排氣壓差下的掃氣曲線，一方面是由于2個發(fā)動機的結構存在差異，另一方面是由于文獻[11]用排氣道中廢氣質量占比表征排氣中廢氣質量占比，而排氣道中存在之前時刻含廢氣質量占比較高的排氣，使得計算的排氣中廢氣質量占比偏高。

2.2排氣背壓對掃氣過程的影響

表2給出了定壓差和變排氣背壓下新鮮充量質量占比計算結果切片，其中pEx分別為100、130、160和190kPa，Δp均為90kPa。不同pEx下缸內新鮮充量流動規(guī)律接近，但高pEx下逆滾流前鋒面到達排氣門時刻推遲，并且經右側進氣道流入氣缸新鮮充量中更多的部分經排氣門右側排氣道排出。一方面是由于高pEx下缸內廢氣流向排氣門的流速降低，減弱了將經右側進氣道流入氣缸新鮮充量推出左側排氣道的作用，也減慢了缸內逆滾流發(fā)展速度，另一方面是由于缸內廢氣流向排氣門低的流速使得更多的經右側進氣道流入氣缸新鮮充量流向排氣門底部，并且較多的非緊貼排氣門底部的新鮮充量在之后發(fā)展中被向上流動的排氣推動至更接近排氣門位置，最后抵達排氣門最右側而經右側排氣道流出。

圖7給出了定壓差和變排氣背壓下β和ηsc曲線。高pEx下β快速增加的時刻推遲，且β極小值降低，這是由于逆滾流前鋒面抵達排氣門時刻推遲（表2），使得排氣門兩側排氣道中均混有較多新鮮充量對應的時刻推遲。逆滾流前鋒面接近排氣門時排氣門下方區(qū)域形成指向左上方的流場，有利于減少經右側進氣道流入氣缸新鮮充量的短路損失，且高pEx下逆滾流前鋒面發(fā)展速度較慢，對新鮮充量短路的抑制作用時間更長，使得β極小值更低。在較高τ下，β低于ηsc的差值逐漸增加，這是由于缸內新鮮質量占比差異增大，同時靠近排氣門的缸內充量新鮮質量占比較低。在β快速增加之前，ηsc較快地增加，而之后ηsc增速減少，這是由于β快速增加之前其值較低，表明較多的流入氣缸新鮮充量停留于氣缸，使得ηsc快速增加，而在之后β值較高，短路損失的新鮮充量增加，導致ηsc增速變小。

圖8給出了定壓差和變排氣背壓下掃氣曲線。在不同pEx下PV2DE掃氣曲線變化規(guī)律接近，但是在高pEx下掃氣曲線的re最高峰值逐漸增加，并且掃氣曲線開始快速減少時對應的rc更高，一方面是由于高pEx下β極小值更低，使得re最高峰值增加，另一方面是由于高pEx下缸內廢氣流向排氣門速度降低，抑制了新鮮充量流入缸內的速度，使得高pEx下ηsc增加變慢，使得掃氣曲線開始快速減少時對應的rc更高。在較低rc下，高pEx下掃氣曲線的re逐步提高，這是由于掃氣過程后期β低于ηsc的差值逐漸增加。

為量化評價不同進排氣壓差和排氣背壓下掃氣曲線的差異，根據式（6）計算了掃氣品質系數φSC，如圖9所示。可見，隨著Δp從30kPa增加至210kPa時φSC先從0.61降低至0.52，之后增加至0.56且保持不變。這是由于Δp從30kPa增至60kPa時在大范圍rc內re較明顯降低，而Δp增至150kPa時re較明顯增加，之后Δp繼續(xù)增至210kPa時掃氣曲線基本不變。在排氣背壓從100kPa增至190kPa時，φSC從0.55逐漸降低至0.53，這是由于高排氣背壓下re開始快速減少對應的rc增加，傾向于降低φSC，而高排氣背壓下rc處于較低值區(qū)間時re逐步提高，抑制φSC減少，使得φSC逐漸減少，掃氣品質逐漸惡化。從上述φSC變化規(guī)律可知，進排氣壓差對掃氣品質影響明顯，在中低進排氣壓差下掃氣品質最差，利用增程器用發(fā)動機工作特性可將氣門式二沖程發(fā)動機運行于低進排氣壓差或高進排氣壓差的運行工況給動力電池充電，避免運行于掃氣品質較差的中低進排氣壓差下的工況。

3結論

本文針對一臺頂置氣門式二沖程柴油機的掃氣過程進行了三維模擬計算，重點研究進排氣壓力對掃氣過程中氣流運動、缸內新鮮充量分布及掃氣品質的影響，得出以下結論：

1）頂端入口進氣道結構下氣門式二沖程柴油機的掃氣過程中，由進氣門左側進氣道流入氣缸的新鮮充量在氣缸內產生并維持一定強度的逆滾流，可減少新鮮充量與廢氣的摻混和推動缸內廢氣流向排氣門，有利于降低掃氣過程中短路損失的新鮮充量。

2）在混有新鮮充量的逆滾流前鋒面抵達排氣門之前，進排氣壓差對由進氣門右側進氣道流入氣缸新鮮充量的流動規(guī)律影響較為明顯：當進排氣壓差從30kPa增加至210kPa時，更多的由進氣門右側進氣道流入氣缸新鮮充量流向排氣門左側排氣道，使得排氣門左側排氣道中排氣純度增加，但是在中低壓差60kPa下一部分新鮮充量流入排氣門右側排氣道，使得排氣門右側排氣道中排氣純度較高，故在1500r/min轉速下進排氣壓差增加時，掃氣品質系數先從0.61降低至0.52，之后增加至0.56且保持不變。

3）在轉速為1500r/min和定壓差為90kPa下，排氣背壓從100kPa增加至190kPa時，更多的新鮮充量流入排氣門右側排氣道，而流入排氣門左側排氣道的新鮮充量減少，同時逆滾流發(fā)展速度降低，使得排氣純度快速增加之前排氣純度接近，但掃氣效率增加較慢，故高排氣背壓下掃氣品質系數從0.55逐漸降低至0.53。