兩氣門多缸柴油機進氣道和缸內氣流數值模擬研究

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0 前言

柴油機在低燃油耗時的高功率性能是其最大優點之一。在歐洲市場上，柴油機在乘用車市場銷售總額中的份額超過44%，就很客觀地反映了這一點[1]。

歐洲市場近十年來，用于乘用車的四氣門柴油機占市場主導地位，因為它可以更好地解決多年來歐洲市場的性能和排放要求。但是，兩氣門結構仍然是中小型柴油機降低成本較受歡迎的選擇方案[1]。裝配柴油機的小型車輛中，每缸兩氣門設計仍然占有很大的市場份額，特別是在歐洲以柴油機為主的傳統原始設備制造商(OEM)，如PSA公司和Renault公司，其大部分小型汽車都采用了1.4 L、 1.5 L和1.6 L的兩氣門柴油機[2-4]。這些發動機有利于減少摩擦，并能降低制造和裝配成本[4]，同時符合日益嚴格的排放法規要求，顯示出兩氣門發動機巨大的技術優勢和商業潛力。

最近，通用汽車公司研究了一種具有兩氣門結構的1.2 L 3缸小型柴油機，以評估這種結構在包裝、質量和成本目標方面的潛力，同時在排放和燃料消耗方面仍然處于最先進的狀態，并且具有非常出色的性能。圖1總結了四氣門和兩氣門柴油機燃燒系統的主要特征。每缸兩氣門配置的發動機有利于降低發動機的摩擦和制造/裝配成本。然而兩氣門布置由于尺寸限制，需要噴油器偏心斜置。因此，如圖1二維視圖所示，燃燒室必須相對于氣缸軸線偏移。考慮到傳統柴油機中的軸對稱發動機是每缸四氣門配置，燃燒室中央垂直布置噴油器，噴油器軸線與氣缸軸線成一直線。必須通過對缸內噴霧和燃燒過程進行光學可視化和三維計算流體力學(CFD)模擬，來量化燃燒室偏移和斜置噴油器布置中不平衡的燃料質量流量對燃燒和排放的影響[1-5]。結果表明，非對稱燃料流量和燃燒室偏移對發動機性能和排放存在負面影響。然而，對非對稱燃料流量的補償措施或許沒有必要，因為其對燃燒的影響程度似乎很低[1]。

圖1 四氣門(左)與兩氣門(右)柴油機燃燒系統主要特征對比

對兩氣門柴油機的初始試驗表明(圖2)，在高負荷運行時煙度(FSN)很高，這說明噴霧滲透和空氣利用率受到了很大損害。對于兩氣門發動機進氣道，流量測試臺的測量結果也得到了帶進氣歧管和不帶進氣歧管的渦流比的高靈敏性，其進氣歧管和進氣道之間強烈的相互影響在四氣門發動機中很少見。因此可以表明，在兩氣門結構配置中，它們之間具有更復雜的氣道-氣門-缸內流量結構和更強的相互作用。

圖2 在兩氣門柴油機上測量的發動機FSN圖譜

因此，利用三維CFD模擬和分析來描述1.2 L的兩氣門柴油發動機的進氣歧管和進氣道的性能，以確定造成強烈相互作用的根本原因，并評估潛在的改進策略，從而為發動機試驗提供指導。

首先集中對進氣歧管性能進行CFD評估。接下來，與基準四氣門發動機相比，對兩氣門發動機進行了三維CFD分析。最后，研究了兩氣門多缸發動機的進氣歧管容積對流量和渦流的影響，并評估了改善流量均勻性，以及缸與缸之間流量變化的矯正計劃。

1 模型描述和工作條件

首先對四氣門參考發動機進行CFD計算，以設置基準情況來模擬多缸柴油發動機進氣歧管和氣道中的空氣流量，并定義評估指標和建立分析程序。本研究中考慮的兩氣門發動機具有與四氣門參考發動機相同的缸徑/行程和壓縮比。發動機的技術規格參數如表1所示。

使用CONVERGETM中的瞬態流場解算器進行了基于雷諾平均數值模型(RANS)的模擬。 圖3顯示了4缸四氣門參考發動機的表面模型，包括進氣歧管、流道、節氣門和廢氣再循環(EGR)擴散器。

圖3 用于瞬態流量模擬的多缸四氣門基準發動機表面模型

如圖4所示，CONVERGETM使用經過修改的切割單元格笛卡爾(Cartesian)網格生成方法[6]。在這項工作中使用了固定的嵌入網格細化。規定了2.0 mm的均勻的初始基本網格尺寸，并且在各種區域進行了不同的局部網格細化處理。在整個氣門區域和內部歧管處，網格尺寸精細至1 mm，在氣門表面和氣門座附近減小至0.5 mm。該網格有大約140 萬個單元格。研究中使用的網格尺寸是由不同密度的網格敏感性研究來確定的。研究發現，對于大于2.0 mm基準網格尺寸的網格分辨率，可清楚地觀察到數值收斂性，并且預測的質量流量與測量的數據相當一致，表明流量分離被合理地捕捉。

表1 發動機技術規格

圖4 四氣門參考發動機的氣門區域局部網格細化細節

在所有模擬中使用二階中心差分數值方案進行動量傳輸。因為本研究中沒有考慮燃油噴射和燃燒過程，只有湍流模型(RNG k-ε模型)被打開。對每種情況進行多循環模擬，以檢查結果的收斂性。

這里考慮的是轉速3 750 r/min和高負荷的工況條件，開發了系統級GT-Power模型用于生成三維CFD計算的邊界條件。表2列出了本研究中使用的發動機運行條件和邊界條件。點火順序設定為1-3-4-2，其相位滯后角分別為：1號缸0°，3號缸+180°，4號缸+ 360°，2號缸+ 540°。

表2 用于三維CFD模擬的發動機運行條件和邊界條件

2 進氣歧管性能的評估指標

對進氣歧管性能的CFD評估，提出了以下評估指標和參數：

(1)總量，總捕獲質量(與體積效率相關)，進氣門關和上止點時的缸內渦流比。

(2)流道入口橫截面處的流場結構(進氣歧管出口)，其中包括平均流速、不均勻性指數和對于氣道軸線的角動量。

缸內渦流比定義為在z方向質心的流動角速度ω3(相當于固體的旋轉角速度)與曲軸的角速度ω曲軸的比率。并且可以從角動量和慣性矩計算出角速度[6]。

通過流道入口橫截面(進氣歧管出口)的流場分析，可以提供更多關于進氣歧管流動行為及其與進氣道和缸內流場相聯系的詳細信息，并提出了3個參數，分別是平均流速Ui，不均勻性指數Ih和角動量M1。

其中Ih和M1參數用來評估初始流場到進氣道的均勻性和旋轉運動，除了進氣道的設計和幾何形狀外，這兩個參數被認為對氣道流場和缸內流場結構都有影響。在理想情況下(完全均勻，無旋轉流場)，Ih= 0，MI= 0。

3 結果與討論

3.1 四氣門發動機的流量分析

首先對四氣門發動機進行了總量檢測。圖5顯示了計算的總捕獲質量和渦流結構演化。根據觀察，需要多個循環來穩定CFD流量結果。對于每個氣缸，需要4～6個循環，計算的捕獲質量和渦流比才具有收斂性。

圖5 四氣門參考發動機計算的捕獲質量和渦流結構演化

對于被捕獲的質量沒有明顯的變化(見圖5(a))。然而，在各氣缸之間發現計算渦流比有一定程度的變化。圖6比較了所有4個氣缸進氣門關和上止點時的計算渦流比。在兩個正時點，1號缸和4號缸的計算渦流比略高于2號缸和3號缸。考慮到1號缸和4號缸的位置(在進氣歧管的前端和后端)，因此可能與從歧管到進氣道的急轉彎有關。四氣門基準發動機的平均渦流比約為2.1。

圖6 在四氣門參考發動機進氣門關(a)和 上止點(b)時的計算渦流比

分析了在流道入口(進氣歧管出口)橫截面處詳細的流場結構。圖7顯示了流場(最大氣門升程處，以速度大小著色)、計算的平均速度和不均勻性指數。基本上，所有氣缸的值都非常相似，表明在四氣門參考發動機中沒有明顯的缸與缸之間的流量變化。雖然在圖7中仍然可以看出趨勢，即平均流速隨著壓力的降低而降低，并且在從4號缸移動到1號缸(從進氣歧管前端到后端)的流道入口處，不均勻性指數逐漸增加。與此相似，對于螺旋氣道軸線的計算角動量如圖8所示。可以看出，所有氣缸的總角動量保持在低水平，這表明流場在四氣門參考發動機的進氣歧管出口處沒有旋轉。由于所有氣缸的氣道幾何形狀相同，與其他兩個氣缸相比，1號缸和4號缸相對較高的角動量被認為是造成較高渦流比的原因，如圖6(b)所示。

圖7 在四氣門參考發動機流道入口橫截面處的 計算平均速度和不均勻性指數

圖8 在四氣門參考發動機流道入口橫截面處的 關于螺旋氣道的計算角動量

圖9顯示了在2個切割平面上最大氣門升程處的缸內流場(速度，大小，輪廓)。 通常情況下，除了2號缸和3號缸在氣缸中心具有相對較低的速度之外，在通過進氣門中心線的切割平面中的所有氣缸的流場結構是相似的。此外，在所有氣缸的火力岸以下4 mm的切割平面上都存在類似的渦流模式。

圖9 四氣門參考發動機在通過進氣門中心線(a)和火力岸 下方4 mm的切割平面(b)上，最大氣門升程處的速度大小輪廓

3.2 多缸兩氣門發動機的流量分析

將相同的分析程序用于3缸兩氣門發動機，并將結果與四氣門參考發動機進行比較。圖10顯示了1.2 L兩氣門柴油機的表面模型。氣門區域附近的網格細化和CFD設置中的參數數值與四氣門參考發動機模擬中使用的相同。點火順序設置為1-2-3。相位滯后角分別為，1號缸0°，2號缸+ 240°，3號缸+ 480°。 對于每種情況也進行了多循環模擬。在兩氣門和四氣門發動機的比較氣道流量分析中，運行條件保持恒定，發動機轉速為3 750 r/min，并使用表1中列出的相同的固定邊界條件。

圖10 多缸兩氣門發動機表面模型

圖11 兩氣門和四氣門參考發動機的捕獲質量對比

圖11顯示了多達5個發動機循環的兩氣門和四氣門發動機的計算捕獲質量。可以看出，對于每個單獨的氣缸，其結果在4至5個循環內會具有收斂性。對于兩氣門發動機，在被捕獲質量方面沒有顯著的缸與缸之間的變化。此外，兩個發動機之間的總捕獲質量非常相似，這意味著通過采用更高的最大氣門升程和更長的氣門打開持續時間，在兩氣門發動機中實現了相同水平的發動機換氣和體積效率。圖12比較了多缸兩氣門和四氣門參考發動機的計算渦流結構演化。顯然，兩氣門發動機目前采用的氣道設計具有更高的缸內渦流比，這是由于在每缸兩氣門結構中，高渦流通常通過單進氣道產生。

圖12 兩氣門和四氣門參考發動機的計算渦流結構演化

圖13顯示了在兩氣門發動機進氣歧管出口橫截面處，在最大氣門升程時的流場、計算平均速度、不均勻性指數和角動量。圖7和圖8中的紅色水平線表示四氣門參考發動機的平均值。與基準四氣門發動機相比，由于進氣道的橫截面積減小，兩氣門發動機流道入口處的平均流速要高得多。更重要的是，兩氣門發動機的不均勻性指數和角動量也較大，說明了進氣歧管出口處有相對不均勻和旋轉的流場，兩氣門發動機中觀察到進氣歧管和氣道之間有強烈的相互作用。這與緊湊的歧管幾何形狀和進氣道總橫截面面積減小有關。

圖13 兩氣門流道入口橫截面處的計算 平均速度、不均勻性指數和角動量

對兩氣門發動機的缸內流場(速度、大小、輪廓和最大氣門升程)進行了檢查，結果如圖14所示。與四氣門發動機相比(圖9)，在突出顯示的氣門附近區域處可識別出非常高的流速。在3個氣缸的中心可以發現流場結構的一些細微差異。除此之外，氣門區域的高速流場是主導性的，并且在兩個切割平面處的所有氣缸的總體流場結構非常相似。

圖14 對于兩氣門發動機，在通過進氣門中心線(a)和火力岸 下方4 mm(b)處的切割平面中，最大氣門升程處的速度大小輪廓

3.3 歧管充氣容積對兩氣門發動機流量和渦流的影響

基于上述流量分析，與四氣門參考發動機相比，在兩氣門發動機中觀察到傳統緊湊型進氣歧管會產生相對不均勻和旋轉的流場，并且與進氣道產生強烈的相互作用。因此，提出了具有更大的充氣容積和更長流道的新型進氣歧管幾何形狀。針對幾何形狀設計的計算機輔助設計(CAD)模型如圖15所示。然后對所提出的進氣歧管(歧管2)進行三維CFD評估，并將結果與兩氣門發動機的原始設計(歧管1)進行比較。流場模擬通過動態邊界條件進一步改善，以模擬實際發動機運行條件下的歧管和氣道流動情況。

圖15 具有不同充氣容積的進氣歧管CAD模型

動態邊界條件由一維系統級GT-Power模型提供。作為示例，對于兩氣門轉速為3 750 r/min的發動機，進氣歧管入口和一體式排氣歧管出口處的動態壓力如圖16所示。盡管在本研究中沒有直接對噴霧和燃燒進行建模，但將多缸兩氣門發動機臺架試驗中測量的散熱率放在CFD模型中，以獲得流場模擬中更精確的熱力學條件。

圖16 基于一維GT-Power模型的進氣歧管入口和 一體式排氣歧管出口處的動態壓力

圖17顯示了具有動態邊界條件與傳統充氣容積(歧管1)的多氣缸兩氣門發動機(第四和第五循環)的計算捕獲質量。對于每個氣缸和每個循環，排氣門開啟后，附近存在額外的捕獲質量(圓圈所示)。已證實，在排氣門開啟的早期階段，排氣歧管壓力(動態出口壓力)比氣缸壓力高出約0.06～0.07 MPa，從而引起一定程度的回流。

圖17 具有動態邊界條件的多缸兩氣門發動機的計算捕獲質量

圖18比較了2個進氣歧管的計算捕獲質量及氣缸之間的相對變化。用歧管2獲得的捕獲質量比歧管1的略低1%。在兩種情況下，氣缸之間捕獲質量基本上沒有顯著變化，但是歧管2提供了更為均衡的結果。

圖19顯示了2個進氣歧管情況下進氣門關時的計算渦流比。看來，歧管2不會改變1號缸和2號缸的渦流比，而3號缸的渦流比則略低。此外，缸與缸之間渦流比沒有變化。

圖18 不同充氣容積進氣歧管的計算捕獲 質量及其相對變化的比較

圖19 不同充氣容積進氣歧管在進氣門關閉時的渦流比的比較

本研究中提出的評估指標通過兩氣門發動機的兩種進氣歧管進行了比較，見圖20。圖中四氣門基準發動機的結果以供參考。首先，歧管2不影響氣道入口處的平均速度。兩氣門發動機的數值幾乎是四氣門基準發動機的兩倍。其次，歧管2的氣道入口處的流量比原來的歧管1更加均勻，并且降低到與四氣門發動機相同的水平。缸與缸之間流量均勻性的變化也得到改善。此外，歧管2具有較低的角動量。這不僅是由于其較大的充氣容積，而且還在于其有較長的流道。

大容量歧管也在多缸發動機臺架試驗中進行了評估。在全負荷和部分負荷關鍵點上，對于傳統型歧管1和歧管2進行了發動機性能比較，見圖21。結果表明，與歧管1相比，采用歧管2的兩氣門發動機提供了總體等效的發動機扭矩，在高轉速工況時略好，并在部分負荷時改善了燃油耗和排放。根據CFD分析顯示，全負荷時性能改善是由于氣道入口處具有更均勻的流動條件，因此空氣利用率更高。在部分負荷時，由于歧管體積和表面積較大，從而能進一步降低進氣歧管溫度。

圖20 具有不同充氣容積的進氣歧管的計算評估指標：歧管出口 橫截面處的平均速度(a)，不均勻性指數(b)和角動量(c)

圖21 兩氣門發動機臺架試驗的進氣歧管容量評估

4 結論

重點研究了多缸兩氣門柴油機的氣道-氣門-缸內流量，并與四氣門參考發動機進行了比較。進行了CFD分析以評估歧管的設計性能，并研究了歧管充氣容積對兩氣門發動機流量和渦流的影響，提出了用于進氣歧管性能CFD評估的評估指標，包括總量(捕獲質量和缸內渦流比)和用于描述流場結構的指標(平均流速、不均勻性指數和氣道入口處氣道軸線的角動量)。兩氣門發動機比四氣門參考發動機顯示出更高的渦流比。它還具有更大的平均流速、不均勻性指數和氣道入口處的角動量，表明原始緊湊型歧管幾何形狀具有相對不均勻性和旋轉流場。提出具有較大充氣容積和較長流道的歧管，有助于改善氣道入口的流動均勻性和缸與缸之間的流量變化。通過多缸發動機臺架試驗驗證了其優點。