韓 康，常英杰，謝宗法，房佩鴿，張晉群，張 坤

（1.山東大學(xué)機械工程學(xué)院，濟南 250061；2.山東大學(xué)，高效潔凈機械制造教育部重點試驗室，濟南 250061）

前言

無節(jié)氣門汽油機采用可變氣門升程和可變氣門正時機構(gòu)取代節(jié)氣門，能顯著降低中小負(fù)荷時的泵氣損失［1］。通過實現(xiàn)米勒循環(huán)，抑制大負(fù)荷爆燃現(xiàn)象，使燃油消耗率顯著降低，并減少有害氣體排放［2］。無節(jié)氣門汽油機已成為當(dāng)前汽油機研究的重要方向，但其發(fā)展仍面臨著諸多問題。當(dāng)通過控制進(jìn)氣門升程和相位來控制進(jìn)氣量時，進(jìn)氣方式的變化會改變缸內(nèi)氣流的運動狀態(tài)，從而對混合氣的形成及燃燒產(chǎn)生重要影響［3］。采用進(jìn)氣門早關(guān)（EIVC）方式時，隨著負(fù)荷的降低，進(jìn)氣門關(guān)閉時刻逐漸提前，進(jìn)氣門的最大升程降低，這會加快燃燒時缸內(nèi)湍流的衰減，使火焰?zhèn)鞑ニ俾首兟?］。尤其是對于氣道噴射汽油機，取消節(jié)氣門后，進(jìn)氣道內(nèi)負(fù)壓減小，從氣缸倒流回進(jìn)氣道的灼熱氣體也減少，使進(jìn)氣道內(nèi)的混合氣溫度降低，進(jìn)氣道和缸內(nèi)燃油蒸發(fā)及與空氣混合性能變差［5］，造成無節(jié)氣門汽油機中小負(fù)荷燃燒性能惡化，燃油經(jīng)濟性的改善達(dá)不到預(yù)期的水平。

汽油機通常采用增加滾流、擠流和進(jìn)氣渦流的方式改善油氣混合，提高火焰?zhèn)鞑ニ俾?，進(jìn)而改善燃燒性能［6］。由于氣門軸線傾斜布置，四氣門汽油機上滾流應(yīng)用較為廣泛，但渦流運動具有在壓縮沖程末期不消散的優(yōu)點［7］。Millo 等［8］設(shè)計了一種新型進(jìn)氣道結(jié)構(gòu)，在FIAT 的MultiAir 系統(tǒng)上加裝導(dǎo)氣屏來增強進(jìn)氣滾流，進(jìn)而增強缸內(nèi)湍流運動改善燃燒。Battistoni 等［9］將相異升程技術(shù)應(yīng)用于無節(jié)氣門汽油機以提高其渦流和滾流運動。 寶馬VALVETRONIC［10］無節(jié)氣門汽油機采用相異氣門升程和導(dǎo)氣屏相結(jié)合的技術(shù)來提高怠速燃燒穩(wěn)定性。但這些措施對無節(jié)氣門汽油機在中小負(fù)荷時的進(jìn)氣和燃燒性能改善不大。

本課題組研制了一種全可變液壓氣門機構(gòu)（fully hydraulic variable valve system，F(xiàn)HVVS）［11］，該機構(gòu)可實現(xiàn)氣門升程和配氣相位的連續(xù)可變。將FHVVS 機構(gòu)安裝在BJ486EQ 汽油機上，采用EIVC實現(xiàn)無節(jié)氣門的負(fù)荷控制方式，顯著降低了汽油機的泵氣損失。但是在試驗中發(fā)現(xiàn)氣道噴射式無節(jié)氣門汽油機在中小負(fù)荷時的循環(huán)變動增大，燃燒性能明顯惡化［12］。為此，本文中提出了一種螺旋進(jìn)氣門，能在氣門開啟升程較小時產(chǎn)生強烈的進(jìn)氣渦流，來改善無節(jié)氣門汽油機中小負(fù)荷工況下的油氣混合和燃燒性能。通過對螺旋氣門建立三維模型，利用STAR-CCM+對螺旋氣門的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，得出了螺旋氣門的最優(yōu)結(jié)構(gòu)方案。將優(yōu)化后的螺旋氣門安裝到BJ486EQ氣道噴射式無節(jié)氣門汽油機上進(jìn)行燃燒性能試驗，對最大爆發(fā)壓力、燃燒循環(huán)變動和放熱質(zhì)心（CA50）進(jìn)行了分析研究，發(fā)現(xiàn)螺旋氣門產(chǎn)生的進(jìn)氣渦流使無節(jié)氣門汽油機在小負(fù)荷工況時的燃燒性能得到明顯改善。

1 仿真模型建立與試驗環(huán)境

1.1 螺旋氣門的結(jié)構(gòu)與工作原理

螺旋氣門是在傳統(tǒng)氣門的基礎(chǔ)上，在氣門盤的背面均勻設(shè)置多個彎曲方向一致的螺旋葉片，葉片上方設(shè)有導(dǎo)流罩。由葉片、導(dǎo)流罩和氣門盤形成螺旋槽，如圖1所示。

圖1 螺旋氣門的基本結(jié)構(gòu)示意圖

當(dāng)進(jìn)氣門升程小于等于螺旋槽高度H 時，在氣門座圈和導(dǎo)流罩的限制下，進(jìn)氣氣流只能通過螺旋槽進(jìn)入氣缸，如圖1（a）所示。當(dāng)氣流進(jìn)入圖1（b）所示的螺旋槽后，形成沿螺旋槽具有切向速度τ 和法向速度n 的進(jìn)氣流線，在切向速度τ 的作用下，氣流能夠繞氣缸軸線流動，形成進(jìn)氣渦流。其中，β 為葉片在氣流出口的螺旋角，反映了氣體從螺旋槽進(jìn)入氣缸的流動方向；α 為導(dǎo)流罩截錐角，影響氣流在螺旋槽內(nèi)的流動狀態(tài)，如圖1（c）所示。

帶導(dǎo)氣屏的進(jìn)氣門和螺旋氣門均能夠產(chǎn)生進(jìn)氣渦流，但導(dǎo)氣屏式進(jìn)氣門必須帶有氣門防轉(zhuǎn)機構(gòu)，且容易產(chǎn)生偏磨。從圖1 可以看出，螺旋氣門是中心對稱結(jié)構(gòu)，不存在偏磨和增加氣門防轉(zhuǎn)機構(gòu)的缺點，具有使用成本低、壽命長的優(yōu)點。

1.2 仿真模型建立

采用Hypermesh 軟件對BJ486EQ 汽油機的單一氣缸創(chuàng)建模型，由入口穩(wěn)壓箱、進(jìn)氣道、缸蓋、氣缸和出口穩(wěn)壓箱組成，如圖2（a）所示。對模型進(jìn)行面網(wǎng)格劃分后導(dǎo)入STAR-CCM+軟件進(jìn)行體網(wǎng)格劃分，采用多面體網(wǎng)格和網(wǎng)格重構(gòu)并添加局部網(wǎng)格細(xì)化，速度梯度越大的位置網(wǎng)格越小，如圖2（b）所示。進(jìn)氣流動過程為三維、定常、理想氣體的分離流，能量方程采用分離流體溫度，湍流模型為K-Epsilon 兩方程模型；定義入口為滯止入口，壓力為大氣壓力；出口為負(fù)壓力出口，相對壓力為-2 500 Pa；自定義場函數(shù)，計算流量系數(shù)和渦流比。

圖2 總體模型和內(nèi)部網(wǎng)格

1.3 試驗樣機與試驗設(shè)備

試驗用無節(jié)氣門汽油機樣機是在BJ486EQ汽油機基礎(chǔ)上安裝全可變液壓氣門機構(gòu)（FHVVS）研制而成，圖3 為FHVVS 在氣缸蓋上的布置圖。為保持原氣缸蓋的通用性，F(xiàn)HVVS 設(shè)計方案取消了原機的進(jìn)氣凸輪軸，在原排氣凸輪軸上增設(shè)4 個進(jìn)氣凸輪，排氣凸輪則保持不變。在圖3 中，F(xiàn)HVVS 系統(tǒng)主要由前殼體和后殼體組成，前殼體和后殼體中分別安裝相對應(yīng)的氣門升程驅(qū)動和控制機構(gòu)。FHVVS 系統(tǒng)的詳細(xì)結(jié)構(gòu)和工作原理參見文獻(xiàn)［11］。

FHVVS 系統(tǒng)采用EIVC 實現(xiàn)汽油機無節(jié)氣門負(fù)荷控制方式，該無節(jié)氣門汽油機的進(jìn)氣門提前角為21 °CA BTDC，進(jìn)氣門遲閉角在-201～65 °CA ABDC之內(nèi)連續(xù)可變，進(jìn)氣門最大升程在0～8.5 mm內(nèi)連續(xù)可變，排氣門升程與相位保持與原機相同。試驗樣機和試驗設(shè)備的具體信息參見文獻(xiàn)［11］和文獻(xiàn)［12］。

圖3 安裝FHVVS的氣缸蓋實拍圖

2 結(jié)果與分析

2.1 仿真計算結(jié)果與試驗結(jié)果驗證

在穩(wěn)流氣道試驗臺上進(jìn)行進(jìn)氣流動阻力和渦流強度試驗。采用無量綱流量系數(shù)評價不同氣門升程下的進(jìn)氣流動阻力特性，用無量綱渦流比來評價不同氣門升程下形成的進(jìn)氣渦流，本文中選用AVL 評價方法。流量系數(shù)CF和渦流比Ω的計算公式為

式中：Q 為試驗測得的實際空氣質(zhì)量流量；A 為氣門座內(nèi)截面面積；ρ 為空氣密度為理論進(jìn)氣速度，其中Δp 為進(jìn)氣道壓力降；nd為葉片風(fēng)速儀所測轉(zhuǎn)速；n 為發(fā)動機假想轉(zhuǎn)速，假定氣缸內(nèi)平均軸向速度與活塞平均速度相等的情況下計算得出。

通過STAR-CCM+對裝有螺旋氣門的氣缸模型進(jìn)行仿真計算，并將仿真結(jié)果與氣道穩(wěn)流試驗結(jié)果進(jìn)行對比，如圖4 所示?？梢钥闯?，進(jìn)氣渦流比的仿真結(jié)果與試驗結(jié)果吻合良好，渦流比在氣門升程1和2 mm 處最大；當(dāng)氣門升程較大時，氣流大部分通過導(dǎo)流罩的上部空間進(jìn)入氣缸，進(jìn)氣渦流比逐漸降低。流量系數(shù)的仿真與試驗結(jié)果雖有一定的誤差，但其變化趨勢一致。誤差是由螺旋氣門的加工制造精度、氣門升程試驗控制精度和仿真模型中假定氣體不可壓縮和絕熱等因素造成。隨著氣門升程的提高，進(jìn)氣阻力逐漸減小，流量系數(shù)逐漸增大。

通過圖4 所示的仿真計算結(jié)果和試驗結(jié)果可以看出，該仿真計算模型基本反映了實際進(jìn)氣過程，可為螺旋氣門結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供參考。

圖4 渦流比和流量系數(shù)隨氣門升程的變化

2.2 螺旋氣門的結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化

為提高螺旋氣門的進(jìn)氣渦流并降低進(jìn)氣阻力，通過仿真計算對螺旋氣門的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)（導(dǎo)流罩截錐角α、葉片個數(shù)和葉片螺旋角β）進(jìn)行了優(yōu)化。螺旋氣門的設(shè)計目的是改善無節(jié)氣門汽油機在小負(fù)荷工況時的進(jìn)氣流動狀態(tài)，由于小負(fù)荷工況時的進(jìn)氣門開啟升程較小，故螺旋氣門的螺旋槽高度通?？刂圃谶M(jìn)氣門最大升程的20%～30%左右。本文中設(shè)計的螺旋槽高度為2 mm，在仿真計算中主要分析討論氣門升程為1和2 mm時的進(jìn)氣流動狀態(tài)。

2.2.1 導(dǎo)流罩截錐角α的影響

圖5 螺旋進(jìn)氣門相同截面處的氣體流速

圖5 為螺旋進(jìn)氣門升程在1 mm 時的氣體流速矢量圖。因氣門升程較小，氣體在進(jìn)氣門處的流動狀態(tài)呈對稱形，故圖5 僅表示了氣門中心線左側(cè)的氣體流速矢量。圖5 為導(dǎo)流罩截錐角α 分別為15°、25°、35°和40°時的氣體流速，其中α 為15°時導(dǎo)流罩與氣門盤背面相互平行。同時，設(shè)置葉片螺旋角均為55°，葉片個數(shù)均為8 長8 短。圖中v1為螺旋槽入口的氣流速度，v2為螺旋槽出口的氣流速度。由圖5（a）和圖5（b）可以看出，當(dāng)α 較?。?5°和25°）時，v2＜v1，說明氣流在螺旋槽內(nèi)是降速流動，流動阻力主要在螺旋槽入口；當(dāng)α較大（35°和40°）時，v2>v1，說明氣流在螺旋槽內(nèi)是加速流動，流動阻力主要在螺旋槽的出口處。為提高螺旋氣門的進(jìn)氣渦流，應(yīng)使氣流在螺旋槽內(nèi)加速流動。

圖6為進(jìn)氣門升程為1和2 mm 時螺旋氣門的渦流比和流量系數(shù)隨導(dǎo)流罩截錐角α的變化趨勢。可以看出，隨著α的增大，流量系數(shù)和渦流比均增大，但當(dāng)α增大到35°左右時，渦流比和流量系數(shù)的增量變緩。因此，本文采用導(dǎo)流罩截錐角α為35°作為最優(yōu)方案。

圖6 渦流比和流量系數(shù)隨導(dǎo)流罩截錐角的變化

2.2.2 螺旋葉片數(shù)量與長度的影響

設(shè)置葉片數(shù)量分別為6 片、8 片、12 片和16 片4種方案，導(dǎo)流罩截錐角α 為35°，葉片螺旋角β 為55°，仿真結(jié)果如圖7 所示。可以看出：隨著葉片數(shù)量增多，渦流比逐漸增大，但流量系數(shù)逐漸減小，且流量系數(shù)在升程2 mm 時比1 mm 時下降大；當(dāng)葉片數(shù)量為16片時，渦流比最大，流量系數(shù)最小。

圖7 渦流比和流量系數(shù)隨葉片數(shù)量的變化

圖8 為氣門升程為2 mm，葉片數(shù)量分別為6 片、8 片、16 片和8 長8 短時，相同截面處的氣體流速矢量圖?？梢钥闯觯喝~片數(shù)為6 片和8 片時（見圖8（a）和圖8（b）），在葉片背面的區(qū)域A 和B處存在氣體渦旋現(xiàn)象，渦旋現(xiàn)象增大了氣流在螺旋槽的能量消耗和流動阻力；葉片個數(shù)為16 片時（如圖8（c）），雖然無渦旋現(xiàn)象，但由于葉片數(shù)量的增多，導(dǎo)致局部流速過高，增加了流動阻力，降低了流量系數(shù)。

圖8 葉片數(shù)量對氣體流速的影響

為改善上述方案的不足，將螺旋葉片設(shè)計成8個長葉片和8個短葉片間隔分布的結(jié)構(gòu)形式（簡稱8長8 短，如圖8（d）），其中短葉片長度為長葉片的1/2。由圖8（d）可以看出，在葉片入口處，首先由8 個長葉片改變氣流方向，隨后8 個短葉片再次改變氣體流動方向，因此在螺旋通道內(nèi)氣流先后兩次改變方向，形成了比較均勻的流速分布，降低了流動阻力。

圖9 示出葉片為8 長8 短和16 葉片兩種方案的流量系數(shù)和渦流比?？梢钥闯?，8長8短方案使流量系數(shù)和渦流比得到一定提高，故選取螺旋葉片為8長8短作為最優(yōu)方案。

2.2.3 葉片螺旋角β的影響

圖10 是在氣門升程2 mm 時，不同葉片螺旋角β作用下的流體速度圖?？梢钥闯觯弘S著β 的增大，氣流在螺旋槽內(nèi)的切向流速增大；同時，氣流速度隨β的增大而增大，導(dǎo)致氣體流通阻力增加。

圖9 葉片數(shù)量與長度對渦流比和流量系數(shù)的影響

圖10 螺旋角β對氣體流速的影響

螺旋氣門葉片螺旋角β 對進(jìn)氣渦流和流量系數(shù)的影響如圖11 所示。由圖可見：在進(jìn)氣門升程1 和2 mm 時，渦流比隨β 的增加而增大；在β 較小時，渦流比的增長率較大；當(dāng)β 較大時，渦流比的增長率降低；流量系數(shù)則隨著β 的增大呈直線下降趨勢，在氣門升程2 mm 時下降得更快。綜合考慮螺旋角β 對渦流比和流量系數(shù)的影響，取β為55°時比較合適。

圖11 渦流比和流量系數(shù)隨葉片螺旋角的變化

2.3 進(jìn)氣流動過程及進(jìn)氣渦流

與傳統(tǒng)節(jié)氣門汽油機相比，無節(jié)氣門汽油機通過控制進(jìn)氣門升程和配氣相位調(diào)節(jié)負(fù)荷，使進(jìn)氣方式發(fā)生了巨大變化，從而對氣道噴射式汽油機的汽油蒸發(fā)、混合和缸內(nèi)氣體流動產(chǎn)生重大影響。

隨著節(jié)氣門的取消，無節(jié)氣門汽油機在氣門疊開角內(nèi)倒流回進(jìn)氣道的高溫廢氣質(zhì)量大幅度減少、氣缸內(nèi)的負(fù)壓持續(xù)時間縮短，使得氣道噴射式汽油機燃油蒸發(fā)與混合的能力明顯降低［12-13］。文獻(xiàn)［14］中指出：發(fā)動機混合氣形成所需的能量包括空氣能量和燃油能量。氣道噴射式汽油機在小負(fù)荷時由于缸內(nèi)廢氣回流量減少，導(dǎo)致空氣能量減小，因此需要額外增加空氣能量。由此可見，為改善無節(jié)氣門汽油機的燃油蒸發(fā)霧化，需要增加缸內(nèi)氣體流動。螺旋氣門能夠產(chǎn)生較強的進(jìn)氣渦流，增大了空氣能量，必然促進(jìn)氣道噴射式汽油機的汽油蒸發(fā)和混合。

圖12 為方案1、方案2 和原機氣門在穩(wěn)流氣道試驗臺上所測得的渦流比和流量系數(shù)曲線。螺旋氣門優(yōu)化前（方案1）采用導(dǎo)流罩截錐角15°，葉片螺旋角45°，6 個長葉片的設(shè)計方案；螺旋氣門優(yōu)化后（方案2）采用導(dǎo)流罩截錐角35°，葉片螺旋角55°，葉片8長8短的設(shè)計方案。由圖可知，方案1和方案2在1～3 mm 升程時渦流比原機方案有顯著的提高，且方案2 在方案1 的基礎(chǔ)上也有較大的提升。由于無節(jié)氣門汽油機在小負(fù)荷時的氣門升程較小，螺旋氣門能夠顯著改善其缸內(nèi)氣體流動并促進(jìn)油氣混合。此外，由于進(jìn)氣渦流可持續(xù)到壓縮上止點，因而可加快無節(jié)氣門汽油機在小負(fù)荷工況時的燃燒速率，改善其燃燒性能。當(dāng)無節(jié)氣門汽油機處于大負(fù)荷工況時，氣門升程較大，此時氣流主要通過導(dǎo)流罩上部空間進(jìn)入氣缸，因此方案1和方案2的渦流比曲線隨著氣門升程增加逐漸向原機氣門渦流比曲線靠近，說明螺旋氣門對無節(jié)氣門汽油機的影響主要集中在小負(fù)荷，在大負(fù)荷時影響相對較小。從圖中還可看出，與原機方案相比，方案1和方案2的流量系數(shù)有所降低，這會影響無節(jié)氣門汽油機大負(fù)荷時的充氣效率，可通過適當(dāng)增大進(jìn)氣門最大升程的方法予以補償。

圖12 3種氣門的渦流比和流量系數(shù)對比

2.4 螺旋氣門對燃燒性能的影響

為驗證螺旋氣門產(chǎn)生的進(jìn)氣渦流對無節(jié)氣門汽油機中小負(fù)荷燃燒性能的影響，項目組對原機氣門和螺旋氣門的燃燒性能進(jìn)行了試驗。圖13 為轉(zhuǎn)速為2 000 r/min，BMEP 為0.189 MPa 工況時，實測缸內(nèi)壓力曲線和放熱率曲線。由圖可知：方案1 使無節(jié)氣門汽油機最大爆發(fā)壓力由1.09 提高至1.45 MPa，方案2 提高至1.72 MPa；方案1 最大爆發(fā)壓力對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角由18.65前移至16.4°CA ATDC，方案2 則前移至12.42 °CA ATDC，處于理論推薦值10～15 °CA ATDC 之內(nèi)；同時，方案2 使最大放熱率由8.01 提高至13.26 J/°CA，后燃現(xiàn)象明顯降低，使燃燒性能有明顯的改善。

圖13 進(jìn)氣渦流對小負(fù)荷的缸壓和放熱率的影響

圖14 燃燒質(zhì)心隨循環(huán)數(shù)的變化

圖14 為螺旋氣門方案和原機氣門方案的燃燒質(zhì)心CA50隨循環(huán)數(shù)的變化，原機氣門方案的燃燒質(zhì)心CA50分布區(qū)間較為分散，其平均值（圖中水平線）為26.14°CA ATDC。方案1 中CA50 的分布已經(jīng)比較集中，平均值為11.64 °CA ATDC；而方案2 的CA50 分布更為密集，平均值為6.71 °CA ATDC，處于最佳推薦值5～10 °CA ATDC 區(qū)間。這進(jìn)一步說明，螺旋氣門產(chǎn)生的進(jìn)氣渦流明顯加快了無節(jié)氣門汽油機在中小負(fù)荷的燃燒速率。

圖15 為轉(zhuǎn)速2 000 r/min，BMEP 為0.189 MPa工況下平均指示壓力IMEP 與最大燃燒壓力pz的分布圖，采樣循環(huán)數(shù)為120 個。可以看出，由于混合氣分布不均，導(dǎo)致原機氣門方案循環(huán)波動較大以致出現(xiàn)失火循環(huán)。原機氣門方案最大燃燒壓力的循環(huán)波動COVpz為18.1%，平均指示壓力的循環(huán)波動COVIMEP為7.85%；方 案1 的COVpz降 為13.04%，COVIMEP降為3.3%；方案2 的COVpz降低為11.8%，COVIMEP僅為3.16%。螺旋氣門產(chǎn)生的進(jìn)氣渦流促進(jìn)了缸內(nèi)燃油的蒸發(fā)和混合，明顯改善了小負(fù)荷工況時的燃燒循環(huán)波動。

圖15 螺旋氣門和原機氣門的IMEP分布對比圖

圖16 轉(zhuǎn)速2 000 r/min時兩種方案氣門負(fù)荷特性對比

圖16 為無節(jié)氣門汽油機在2 000 r/min 時的負(fù)荷特性曲線?？梢钥闯觯号c原機氣門方案相比，方案2 在小負(fù)荷工況點的油耗率得到明顯改善，BMEP 為0.189 MPa 時的油耗降低了9.14%。隨著負(fù)荷的增大，一方面壓縮行程終點缸內(nèi)的壓力和溫度得到提高，燃燒條件得到改善；另一方面，隨著氣門升程的增大螺旋氣門產(chǎn)生的進(jìn)氣渦流逐漸降低，最終導(dǎo)致螺旋氣門方案的燃油耗逐漸接近原機氣門方案。因此，螺旋氣門產(chǎn)生的進(jìn)氣渦流對改善無節(jié)氣門汽油機小負(fù)荷工況時的燃燒性能更為明顯。

3 結(jié)論

（1）螺旋氣門在氣門盤背面設(shè)置中心對稱的螺旋通道，強制改變氣體流動方向，雖然使進(jìn)氣流量系數(shù)有所降低，但能夠在氣門小升程時產(chǎn)生強烈的進(jìn)氣渦流。

（2）螺旋氣門的導(dǎo)流罩截錐角、葉片螺旋角和葉片數(shù)量與長度對進(jìn)氣渦流和流量系數(shù)有重要影響，仿真計算表明導(dǎo)流罩截錐角為35°、葉片螺旋角為55°、葉片為8長8短結(jié)構(gòu)時的設(shè)計方案較為合適。

（3）螺旋氣門在1～3 mm的小升程時能產(chǎn)生較強的進(jìn)氣渦流，顯著改善了缸內(nèi)的氣體流動狀態(tài)，對改善無節(jié)氣門汽油機小負(fù)荷時的燃油蒸發(fā)和油氣混合十分有利。

（4）試驗表明，螺旋氣門產(chǎn)生的進(jìn)氣渦流提高了無節(jié)氣門汽油機在小負(fù)荷工況下的燃燒速率，降低了循環(huán)波動，使燃油經(jīng)濟性能得到明顯的改善。