基于无凸轮式进气型线的发动机进气性能研究

张鹏博，何义团，袁晨恒

(重庆交通大学交通运输学院，重庆 400074)

配气过程是影响发动机性能的关键环节，优化发动机气门的开启相位、持续时间和升程是改善发动机性能的重要方法。传统凸轮轴式配气系统的气门运行参数是不同工况下发动机性能折中的选择，且不随工况变化而变化，而发动机不同工况需要与之相应的配气性能[1-2]。采用节气门控制负荷并由此带来泵气损失是影响发动机经济性的主要原因，降低泵气损失的措施有很多，如利用可变气门正时技术并实现对凸轮正时机构的良好控制,能够降低泵气损失并有效改善发动机的燃油经济性[3-6]。无凸轮式配气机构取消了凸轮轴及其从动件，代以电液、电磁或者电气等方式驱动气门动作[7]，气门开启与关闭速度明显提高，进气时面值明显增大[8]，泵气损失降低。王云开通过自主开发无凸轮电液配气机构，实现了气门相位可变[9]。黄玉珍等在某汽油机上开发了一种全可变液压气门系统，显著降低了气门落座速度，实现了气门平稳落座[10]。

本研究主要通过设计无凸轮进气型线，研究该无凸轮式进气型线对发动机进气性能的影响，并探究不同工况下无凸轮式进气型线的变化情况。

1 CNG发动机建模与型线设计

1.1 发动机建模与标定

本研究所建立的计算模型原机为某增压天然气发动机，课题组曾用该模型进行掺氢CNG发动机性能的研究[11]，其主要技术参数见表1。

表1 原机主要性能参数

1.2 进气型线设计

为了防止活塞到达上止点前与气门发生运动干涉，不同进气早开角下，都应保证气门升程小于燃烧室凹坑深度与顶隙之和；活塞到达上止点后开始下行，在进气门到达最大升程位置之前，气门位移应小于顶隙与活塞下行距离总和。

实践证明，当气门冲击速度超过0.5 m/s时，一般材料的气门和气门座就会很快损坏[12]。为便于设计，保持气门最大升程不超过原机最大升程；此外，为防止回火现象的出现，初期进气门开启速度不宜过快；为使气门平稳落座，气门关闭速度也不宜过快。原凸轮式发动机进气初期气门升程较小，进气阻力较大，节流损失较大，在保持进气门阀与活塞不会产生运动干涉的前提下，无凸轮式进气型线在进气初期气门升程应有所提高。在此基础上，保持进气早开角不变。为了提高进气效率，进气升程最大时，气门位置维持一定曲轴转角，在满足进气量条件下，进气门可在下止点关闭。为了研究无凸轮进气型线对发动机进气性能的影响，运用分段线性插值法进行曲线拟合，进气早开角为19° BTDC，在当进气升程达到最大时，使气门位置维持30°不变。所设计的无凸轮式进气型线见图1，两种进气策略下的进气特征参数见表2。由表2可知，原凸轮式进气型线下，进气门开启与关闭速度相等，而采用无凸轮式进气型线，进气门开启与关闭最大速度虽高于原机，但气门速度均在可控范围内。

图1 进气门升程与运动速度对比

参数原凸轮式无凸轮式进气早开角(BTDC)/(°)1919进气晚关角(ABDC)/(°)38BDC气门开启最大速度/m·s-10.1660.196气门关闭最大速度/m·s-10.1660.253

2 发动机性能计算与分析

2.1 三维仿真模型的建立

为探究该进气型线下CNG发动机的进气特性，建立包含发动机整个工作过程的三维仿真模型(见图2)，共包含4个过程：1)进气道+排气道+气缸(气门重叠期)；2)进气道+气缸(进气门开，排气门关)；3)气缸(进排气门均关)；4)排气道+气缸(进气门关，排气门开)。两组进气型线进气门开启时刻相同，气门重叠时期均为341°～371°，传统凸轮式进气时期为371°～578°，无凸轮式进气时期为371°～540°，即无凸轮式进气门在下止点关闭。

图2 发动机不同时刻体网格模型

利用AVL-Fire进行发动机工作过程模拟，燃烧模型选择Coherent Flame Model/CFM-2A，选择k-zeta-f进行湍流模拟。缸内三维仿真需要设置计算的初始条件和边界条件，计算初始条件包括缸内压力、温度和进气管压力、温度，这些初始条件均由Boost直接计算得到。计算边界条件主要包括活塞顶部、气缸盖壁面、缸套壁面等温度，其中的温度初始值均是根据缸压、冷却水温度、排气温度等试验数据，按照能量守恒方程进行估算得到，主要边界条件、初始条件分别见表3和表4。

表3 计算边界条件

表4 计算初始条件

2.2 模型验证

为了验证模型的准确性，选择最大扭矩点工况进行仿真，验证工况具体数据见表5。为了保证仿真计算的精度和收敛速度，要求初始条件的设定尽量与实际相接近。

表5 模拟工况点数据

利用发动机三维模型进行仿真计算，并将仿真缸压数据与试验缸压数据进行对比，对比结果见图3。通过对比发现，在进气歧管压力为120 kPa，转速1 600 r/min的工况下，模拟得到的缸压值与试验值比较接近，最大误差不超过1%，由此可见，所搭建的模型较为合理，能够用于发动机三维性能仿真计算。

图3 缸压仿真值与试验值对比

3 模拟计算结果与分析

3.1 模拟工况仿真研究

计算工况为模型标定工况，为了研究新型无凸轮式进气型线对发动机进气性能的影响，分析该工况下进气道与缸内流场分布情况，选择377°、进气门关闭前5°及进气门关闭时刻3个位置，其中切片截面是沿着曲轴轴向方向。

图4、图5及图6中3组切片分别是采用凸轮式进气型线和无凸轮式进气型线时气流速度场对比。377°时，进气门处于持续开启过程初期，活塞已经越过上止点正在向下止点移动，此时进气升程较小，最大流速出现在气门喉口附近，气流沿进气道壁面、进气门杆壁流入气缸。这是因为进气门还没有完全开启，进气有效流通截面较小，从而导致进气流动阻力较大，此时进气道壁面及进气门杆壁起到了导流的作用，且采用无凸轮式进气型线时，气门升程较大，进气阻力较小。

图4 377°时刻进气速度场及局部放大对比

图5 进气门关闭前5°时刻速度场对比

图6 进气门关闭时刻进气速度场对比

进气门关闭前气门升程也较小，若进气门关闭过早则不能充分利用进气惯性，过晚则把过多已充入气缸的新鲜充量推回进气管，使得充气效率降低。由图5进气道及缸内流场分布可知，采用凸轮式进气型线，由于进气末期升程较小，高速气流被阻挡在进气喉口处；而采用无凸轮式进气型线，缸内涡流密度较大，且在缸内分布密集，这是因为进气末期气门升程仍然较大，进气有效流通截面较大，进气相对较为顺畅，再加上前期进气阻碍较小，进气涡流程度不断加强。

由图6可知，采用无凸轮式进气型线，进气门关闭时刻，缸内形成多处气流漩涡，利于引导气流运动及缸内气体混合。图7进气流量对比显示，采用无凸轮式进气型线，进气质量流量增加较快，且进气晚关角较小，在进气末期能够有效防止进气回流。通过表6数据可知，采用无凸轮式进气型线且进气门在下止点关闭，循环进气量提高了1.45%，充量系数提高1.70%。由此进一步说明了采用无凸轮式进气型线在提高充量系数、改善发动机性能方面的优势。

图7 进气流量对比

型线类型进气关闭角/(°)循环进气量/g充量系数原凸轮式5786.6280.839无凸轮式5406.7240.825

表7示出采用两种进气型线后，发动机整机性能的变化情况。结果表明，采用无凸轮式进气型线，发动机动力性、经济性均得到提高，指示功率提高1.29%，燃油消耗率降低2.88%。

表7 发动机指示功率与燃油消耗率对比

3.2 不同转速的无凸轮式进气型线设计

上文对转速1 600 r/min、进气管压力120 kPa工况下采用无凸轮式进气型线的发动机进气性能进行研究，并与原机进行对比。发动机运行工况发生变化时，对应的无凸轮式进气型线也应随之发生改变，为了进一步探究不同工况下发动机进气性能的变化情况，并探究无凸轮式进气性能的变化情况，设计了多组进气型线(见图8)。表8示出不同进气晚关角下的气门最大运动速度。由表8可见，随着进气晚关角的减小，进气门最大运动速度不断增加，最大运动速度不超过0.3 m/s，所设计的进气型线较为可靠。

图8 不同进气晚关角下的无凸轮式进气型线

进气晚关角(ABDC)/(°)010203037进气门最大运动速度/m·s-10.2960.2540.2170.1890.174

图9示出不同转速下充量系数随进气晚关角的变化情况，仿真工况进气管压力为178 kPa，转速分别为1 600，2 400，2 800 r/min。从图中可以看出，进气管压力不变时，随着转速的增加，充量系数均呈现先增加后减小的趋势，这主要是因为进气门关闭过晚使得进入到缸内的新鲜充量被反推回进气管，且随着转速的升高，最佳进气晚关角也应增大。

图9 不同转速下充量系数随进气晚关角的变化

4 结论

a) 通过对原凸轮式进气型线进行优化设计，气门启闭速度提高，进气升程最大时气门位置固定并保持一段曲轴转角，进气有效流通截面增大，进气末期，缸内涡流密度较大；

b) 采用设计的无凸轮式进气型线，保持进气早开角不变，转速1 600 r/min、进气管压力120 kPa时，进气门可以在下止点关闭，并且有效防止进气回流，充气效率提高1.70%，循环进气量提高了1.45%，发动机动力性、经济性均得到优化，指示功率相比原机提高1.29%，燃油消耗率相比原机降低2.88%；

c) 充量系数随进气晚关角的增大呈现先增加后减小的趋势，最佳进气晚关角随着转速的提高也不断增大。