螺旋/切向气道相异气门的缸内气体分层燃烧分析

王应肖，张韦，陈朝辉，蒋倩昱

（650500 云南省 昆明市 昆明理工大学 云南省内燃机重点实验室）

0 引言

近年来，世界各国对汽车污染物排放的要求越来越严格[1]，而氮氧化合物（NOX）和颗粒物（PM）是柴油车排放的主要污染物[2]。将发动机废气从排气管引入进气管的废气再循环技术，借助废气的吸热和稀释效应，大幅降低燃烧温度，实现低温燃烧，是控制NOX-PM 的有效措施[3]。但直接将大量废气引入气缸会造成燃烧恶化，热效率大幅下降。为此，科研人员针对缸内气体分层进行了一系列研究。余小草[4]在螺旋气道分别设置了4 个喷射位置，不同喷气位置使压缩后期缸内燃气在径向上呈现不同的浓稀分布；沈照杰[5]等在切向气道不同位置通入EGR，加上时序进气的策略实现缸内废气分层；刘增勇[6-7]等通过调节EGR 管与气门的相对位置来改变EGR 废气分层形式。当EGR 管位于进气门一侧时，废气和可燃混合气分别位于燃烧室两侧，EGR 管位于2个气门中间时，燃烧室中间废气浓度最高。赵云龙[8]等发现，分别在切向、螺旋气道上加装隔板及导管，有利于废气的分层控制。综上所述，通过对进气道-缸内流场的模拟分析，可获取二者的对应关系，改变不同进气在缸内的分布位置，可实现对缸内气体充量分层燃烧的控制。

以配备螺旋/切向双气道的D19 柴油机为研究对象，根据被测D19 柴油发动机的试验数据及主要技术参数，构建柴油发动机的一维仿真模型，利用一维仿真结果作为三维数值模拟的初始边界条件。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动特性，以及分层燃烧特性。

1 柴油机仿真模型的构建及验证

1.1 一维模型的构建与验证

以D19 立式、水冷、四冲程柴油机为研究对象，柴油发动机主要技术参数如表1 所示。根据被测D19柴油发动机的试验数据及主要技术参数，利用一维Boost 软件构建柴油发动机的仿真模型，利用一维仿真模型对目标发动机工作循环进行准确模拟。本文构建的D19 柴油机模型如图1 所示。

表1 D19 柴油机主要技术参数Tab.1 Main technical parameters of D19 diesel engine

图1 D19 柴油机一维仿真模型Fig.1 One-dimensional simulation model of D19 diesel engine

D19 柴油发动机的工况选定为最大扭矩2 200 r/min、100%负荷。该工况单缸循环供油量为44.2 mg/cyc。缸内压力及放热率试验测量值与模拟计算值对比，如图2 所示。

图2 缸内压力与放热率Fig.2 In-cylinder pressure and heat release rate

图3 为2 200 r/min 负荷特性的试验测量值与模拟计算值的对比。由图2 和图3 可知，缸内压力、放热率、负荷特性的试验测量值与模拟计算值曲线的一致性较好，所以通过一维Boost 软件构建的柴油机仿真模型的结果较为准确，能满足目标发动机的仿真需求。

图3 负荷特性Fig.3 Load characteristics

1.2 三维CFD 模型的构建及验证

瞬态流动模型选取D19 最大扭矩工况为2 000 r/min、100% 负荷，单缸循环供油量为44.2 mg/cyc，374～128 °CA BTDC 为进气门开启持续期，气门升程可在0～12 mm 范围内变化。利用三维UG 仿真软件构建包含D19 螺旋/切向气道、气缸、燃烧室的三维实体模型，如图4 所示。

将UG 构建的几何实体模型导入CFD 软件Converge 中，并设置初始边界条件和调整算例，设置基础网格大小为6 mm。对进气道及气缸部分的温度场与速度场进行自适应网格加密，温度场与速度场加密均为3 层。此外，针对气门、气门座的敏感部位进行固定网格加密，这样可在进气门开启持续期内保持较为密集的网格，有利于提高计算效率，而在气门关闭后使网格相应变大，以便提升计算精度。气道-气缸-燃烧室CFD模型如图5 所示。

图4 D19 三维实体模型Fig.4 3D solid model of D19

图5 D19 三维网格模型Fig.5 3D mesh mode of D19

在CFD 计算中，利用一维仿真结果作为三维数值模拟的初始边界条件，柴油发动机燃油运动过程及燃烧过程所用的模型如表2 所示。

经三维Converge 模拟计算与试验测量得到的缸内压力与进气质量流量的变化曲线如图6 所示。发动机缸内进气阶段与压缩阶段压力的试验测量值与CFD 计算值相比较，在进气阶段与压缩阶段两者曲线的一致性较好；将发动机1 个循环单缸的进气质量0.000 71 kg/cyc 按小时换算后为187 kg/h，而试验测量值为190 kg/h（层流流量计测量得到），二者相比，误差为1.6%。缸内压力、进气流量的CFD 计算值与试验测量值对比可知，本文所构建的三维CFD 模型，其中选取的子模型，以及初始、边界条件的设置都较为准确，能够满足真实发动机的仿真需求。

表2 三维CFD 模型的选取Tab.2 Selection of 3D CFD models

图6 缸内压力与进气质量流量Fig.6 In-cylinder pressure and intake mass flow

2 相异气门的模拟计算结果

2.1 相异气门的流动特性分析

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10～12 mm 的调整。利用10 mm 和12 mm 气门升程曲线，组合为“螺切10/10”“螺切10/12”“螺切12/10”“螺切12/12”的4 个相同及相异气门升程的组合。

图7 相异气门升程曲线Fig.7 Different valve lift curve

图8 为相异气门条件下缸内进气量与涡流比变化。为了描述方便，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”。

图8 进气量与涡流比Fig.8 Air intake and swirl ration

由图8（a）可知，缸内进气量峰值出现在178 °C ABTDC 时刻，在128 °C ABTDC 时刻，进气门关闭，进气量不再变化。进气量大小表现为，螺切10/12 ＞螺切12/10 ＞螺切12/12 ＞螺切10/10。由图8（b）可知，缸内涡流比的第1个峰值出现在247 °C ABTDC 时刻，该峰值是由进气运动所形成的，在0 °C ABTDC 达到第2 个峰值，该峰值是由活塞向上运动将气体压入燃烧室凹坑内，导致缸内气体的旋转半径减小，涡流强度大幅增加所形成的。在相异气门条件下，螺切10/12 的涡流比最大，与螺切12/10 的涡流比都比螺切12/12 大，而螺切10/10 的涡流比最小。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，缸内气体的运动能量并不相互抵消，可使缸内气体流速上升，角动量增加，达到使进气量和涡流比提升的目的。

2.2 相异气门的缸内气体分层

图9 为相异气门的螺旋气道引入方式下的切片。由图可知，由于通过螺切10/12 的气流在缸内流经不同的通道，围绕气缸中心形成较为均匀的环形分层，呈现外稀内浓的气体分布，CO2主要集中在燃烧室中心区域。螺切12/10 同样形成围绕气缸中心形成近似环形分布，在燃烧室右侧凹坑内，CO2分布较少。通过螺切12/12 的气流在缸内相互挤压，CO2主要分布在约占整个1/2 燃烧室容积的区域内，形成侧向分布。穿过螺切10/10的气流在缸内相互碰撞，CO2主要聚集在燃烧室的左侧区域内，形成约占整个1/2 燃烧室容积的浓度分布。缸内整体分层形态呈现，CO2主要集中在凹坑和燃烧室相对中心区域。

图10 为相异气门的切向气道引入方式下的切片。由图可知，由于相异气门两侧的进气量和进气速度不相同，同时CO2由切向气道通入。因此，CO2在螺切10/12 的切向气道侧附近形成3/4 的高浓度分布，在靠近螺旋气道侧分布较少；CO2在螺切12/10 的缸内分布与螺切10/12 基本相同。螺切12/12缸内的CO2将聚集在燃烧室右侧偏上位置，形成约占1/2 容积区域的偏置分布；螺切10/10 缸内的CO2分布在燃烧室余隙及壁面位置，形成约占整个燃烧室1/2 容积的CO2浓度分布。缸内整体分层形态呈现，靠近切向气道一侧的CO2分布较多，围绕燃烧室中心区域的CO2分布较少。

2.3 相异气门的缸内气体分层燃烧

图9 螺旋气道引入方式下的CO2切片Fig.9 CO2slice with spiral airway introduction

图10 切向气道引入方式下的CO2切片Fig.10 CO2slice with tangential airway introduction

图11 为相异气门的累积放热量。累积放热量大小为：螺切10/12 ＞螺切12/10 ＞螺切12/12 ＞螺切10/10。与相同气门条件下螺切12/12 的放热量相比，由于螺切10/12 的进气量更多，可使大部分燃油与空气进行更充分的混合，由于其涡流比更大，因此缸内油气混合也更加均匀，燃烧更充分，从而导致缸内放热量增加。而螺切10/10的进气量最少且涡流比最小，因此其燃烧不充分，放热量也最低。图12 为相异气门的NOX质量分数。NOX生成量大小排序依次为：螺切10/12 ＞螺切12/10 ＞螺切12/12 ＞螺切10/10。氧含量的增加、燃烧温度的升高以及高温持续时间的增加决定NOx的生成。与最大气门螺切12/12 的NOx生成量相比，由于螺切10/12 的进气量较多，氧含量也最多，燃烧更充分，缸内放热量增加，从而导致缸内温度升高，加之缸内气体分布在气缸中心区域，形成较好的分层效果，因此缸内NOx的生成速率有所降低，但缸内总的NOx 生成量增加。螺切10/10 的进气量最少，其次是涡流比最弱，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，导致其NOx的生成量最少。

图13 为相异气门的Soot 质量分数。Soot 生成量大小排序依次为：螺切10/10 ＞螺切12/12＞螺切12/10 ＞螺切10/12。缺氧和高温是Soot大量生成的主要原因，进气量越低，则氧浓度越低，废气含量越多，加之在缸内气体分层效果不明显的情况下，也就意味着Soot 的排放会越高。与最大气门螺切12/12 的Soot 生成量相比而言，由螺切10/10 的缸内进气量最少，并且其涡流比最小，缸内没有形成较为理想的分层效果，缸内气体形成1/4 的偏置分布，导致油气混合不充分，同时还伴随缺氧的状况，从而导致燃烧不充分，生成的Soot 量最多。而螺切10/12 的进气量及涡流比最大，可保证大部分燃油与空气进行更充分混合及燃烧，因此其Soot 的生成量最少。图14为相异气门的CO 质量分数。CO 生成量大小排序依次为：螺切10/10 ＞螺切12/12 ＞螺切12/10＞螺切10/12。CO 生成量的大小顺序与Soot 的顺序一致，二者主要是受缺氧的影响而生成的产物。

图11 累积放热量Fig.11 Cumulative heat release

图12 NOX质量分数Fig.12 NOXmass fraction

图13 Soot 质量分数Fig.13 Soot mass fraction

图14 CO 质量分数Fig.14 CO mass fraction

3 结论

（1）在相异气门条件下，由于螺旋、切向气道气门开度不同，穿过两进气门的气体流速和进气量不相同，在两气门进气能够相互协同的条件下，缸内气体的运动能量并不相互抵消，可使缸内气体流速上升，角动量增加，达到使进气量和涡流比提升的目的。

（2）在相异气门条件下，螺旋气道引入方式下的气体，凹坑和燃烧室相对中心区域CO2分布较多。而切向气道引入方式下的气体，靠近切向气道一侧的CO2分布较多，围绕燃烧室中心区域的CO2分布较少。

（3）在相异气门条件下，螺切10/12 与相同气门的最大气门升程相比，缸内进气量的增加和涡流比的提升使油气混合更均匀，燃烧更充分，导致缸内放热量增加，发动机排放的Soot 和CO大幅减少，NOx略有增加。