天然氣發動機進氣不均勻性改善研究

劉勝，蘇立旺，田永海

(1.中國北方發動機研究所(天津)，天津 300400；2.清華大學汽車安全與節能國家重點實驗室，北京 100084)

增壓天然氣發動機的進氣系統對發動機的性能有著重要的影響，不僅需要保證發動機有足夠的進氣充量，而且要保證缸外燃氣混合均勻。如果各缸進氣量不同，或各缸空氣與燃氣的混合濃度不同，則燃燒過程的組織也不同，會使各缸的燃燒過程產生差異，直接影響發動機的工作穩定性。

進氣系統的流動損失和壓力波動是影響各缸進氣均勻性的重要原因[1]。流動損失對進氣均勻性的影響可以通過結構設計與三維流場優化來控制在較低的水平；而系統內部的非定常流動所導致的管內和氣門處強烈的壓力波動,將影響與之相連的氣缸和增壓器內的熱力過程，對缸內的換氣質量和增壓器的匹配性能產生決定性的影響,并在相當程度上影響著內燃機的經濟性、動力性、排放性能和噪聲，可采用一維熱力學仿真分析的方法來進行優化設計。進氣管作為進氣系統中的一個關鍵部件，在設計時必須以性能需求為目標，同時考慮其流阻特性及動態效應[2-4]。

針對某天然氣發電用發動機的功率提升要求，為解決原機穩壓式進氣管由于燃氣混合差和進氣均勻性差導致的各缸排氣溫差大、性能下降、可靠性降低等問題，采用一維熱力學軟件模擬發動機工作過程，優化設計進氣管結構參數；通過三維CAD完成實體模型后，基于一維與三維CFD耦合的發動機進氣系統動態模擬，進行進氣管內三維流動特性分析和局部結構優化，實現混合氣均勻混合與進氣量均勻分配的設計目標。通過試驗證明發動機各缸進氣均勻性有了較大提升，滿足發動機可靠性要求。

1 一維仿真模型及標定

根據該天然氣發動機的相關結構參數(見表1)，基于GT-Power軟件建立了發動機的一維仿真模型，對影響天然氣發動機性能的因素如燃燒模型、傳熱模型等進行了詳細的設置，以提高對發動機性能預測的準確度。

表1 發動機主要技術參數

缸內模型采用容積法模型，其基本假設為：缸內工質混合均勻，缸內各處壓力和溫度相同。缸內工質狀態可用壓力、溫度和質量3個基本參數確定，并用能量守恒、質量守恒及理想氣體狀態方程把整個工作過程聯系起來。

增壓器模型為壓氣機和渦輪的性能MAP圖模型，即將壓氣機(或渦輪)的轉速、流量、壓比和效率等數據輸入增壓器模塊中進行插值和外推計算，完成柴油機循環仿真。要達到穩定運行，增壓器必須達到流量平衡、轉速平衡和能量平衡，最終根據增壓器性能MAP圖以及平衡條件確定渦輪增壓器和柴油機配合運行點。高低壓壓氣機折合流量和折合轉速的計算公式如下。

壓氣機折合流量計算公式：

(1)

壓氣機折合轉速計算公式：

(2)

根據發動機70%標定功率的試驗結果對一維仿真模型進行了標定(見圖1)。由圖1可知，第1缸壓力峰值的計算結果與試驗結果具有很好的一致性。從整個缸內氣體運動和燃燒的模擬過程來看，計算結果與試驗結果基本一致，說明定解條件及計算模型適合該天然氣發動機的缸內流動和燃燒過程的數值分析研究。

圖1 第1缸缸壓試驗值與模擬值的比較

從宏觀數據對比來看，一維仿真能較好地反映發動機整機性能，但卻無法準確模擬進氣系統對各缸工作不均勻性的影響，這是因為在進氣總管中設計了帶小孔的混合氣出口管段(見圖2)，該管段主要是為了使已充分摻混后的混合氣柔性地進入進氣總管，并能夠改善發動機的進氣不均度。從圖中可以看出，該段管路結構復雜，無法通過一維管路特征表達，更不能詳細分析進氣管路對進氣不均勻性的影響。因此，需要基于一三維耦合仿真方法對其進氣不均勻性進行研究[5]。

圖2 進氣管路三維模型

2 基于一三維耦合的發動機循環模擬

三維計算瞬態邊界條件加載困難，且無法考慮氣門開啟與關閉過程中氣體流動狀態對各缸均勻性的影響。因此，采用一三維耦合仿真方法，將進氣管路用實際的三維模型代替，其他管路以及缸內過程仍采用一維模型，三維求解的瞬態邊界條件通過一維結果獲得。

2.1 耦合模型建立

在原發動機循環模型中，使用進氣流道網格模型替代一維模型中相應的進氣部分，采用軟件中的CFDComponent模塊和CFDConn模塊對一維和三維計算過程中的數據進行傳輸。耦合仿真的GT-Power模型結構見圖3。

圖3 一維/三維耦合仿真模型

2.2 三維CFD模型建立

圖4 CFD計算網格局部示意

采用Star-CD進行三維CFD分析、網格劃分及定解條件的設置。由于進氣腔體形狀比較復雜，同時為兼顧計算速度和計算精度，體網格采用的是帶兩層邊界層的切割體網格，并對閥門處和混合氣出口管段上的小孔進行了加密，計算網格總數63.2萬(見圖4)。

耦合仿真時采用瞬態計算模式，在計算過程中，認為氣流在進氣系統中是絕熱、可壓縮的黏性湍流流動[6]，采用有限體積法把計算區域劃分為離散的控制體積網格，在每個控制體積上積分控制方程，形成計算變量的代數方程。定解條件主要包括邊界條件、初始條件及物理模型、數學模型等。

進氣管路三維CFD模型的進出口邊界條件由一維模型以流量瞬時值的形式給出。進出口均設為速度進口，初始值為0，計算開始后，三維模型將自動讀取一維模型的計算結果，獲得進口的流速值。

通過進氣質量流量來估算初始的湍流特征參數：

(3)

湍流尺度l=0.07L，L為關聯尺寸，對于充分發展的湍流，可取L等于水力直徑。

(4)

根據一維仿真結果及管路結構尺寸，計算得到初始湍流強度I≈4.8%，湍流尺度為7.07 mm。

湍流流動采用高雷諾數κ-ε雙方程模型，該模型聯立湍流動能κ和湍流耗散率ε的輸運方程，建立它們與湍流黏性的關系。

(5)

(6)

(7)

2.3 計算結果分析

取耦合仿真的最后一個穩定循環的計算結果進行分析，通過對各歧管出口流量的結果處理，得到進入各缸的氣體質量流量分布(見圖5)。

圖5 單排各缸進氣流量

從圖5可以看出，各缸進氣質量流量的分布規律并不一致，要評價一個循環內各缸獲得的氣體流量的不均勻性，需要對曲線作積分以得到進氣過程中各缸的進氣量。

定義第i缸不均勻性：

(8)

式中：ηi為第i缸的不均勻性；mi為第i缸一個循環的進氣量。

由圖6可以看出，前3缸的流量低于后3缸的流量，各缸流量分配很不均勻。進入第2缸的氣體流量最少(占進氣總量的13.98%)，主要原因是帶小孔的混合氣出口管段出口正好處于2缸的出口附近，第2缸開始進氣時，第6缸已經進氣120°，由總管內壓力及流體的慣性共同導致該缸進氣量的不足。第1缸也受混合氣出口管段的影響，混合氣出口管段的布置靠近出口，附近空腔體積小，流通面積降低及壓力較低而導致該缸分配的流量減小，但受流動慣性的影響比第2缸略小，流量也略高于第2缸。第3缸由于配氣正時的原因，與第5、第6缸正好處于交替進氣的過程中，由于進氣集氣腔容積大，壓力建立緩慢，導致第3缸“搶氣”能力明顯不足，流量偏小。

圖6 各缸進氣不均勻性

圖7示出橫截面上的速度矢量場分布，為便于比較采用相同的量值范圍。通過比較可以發現，某一缸進氣門開啟時，進氣流速逐漸增大；前一缸的進氣速度逐漸降低，直至氣門關閉速度為0；隨著后一缸氣門的開啟，該氣缸的進氣流速逐漸減小。整個循環內各出口交替打開、關閉，速度場也隨著有序變化。

各缸進氣時，進氣管內的流動形態不盡相同，流動阻力的表現形式也不一樣。由于進氣阻力、壓力損失的存在，各缸進氣存在一定的不均勻性，其不均勻性可能導致某缸進氣量不足，燃燒惡化和性能降低。進氣總管內采用帶小孔的混合氣出口管段本身的阻力損失也很大，且在總管的布置靠近前2缸的出口，對第2缸的影響尤其大，應考慮端部遠離進氣管的出口。

圖7 不同曲軸轉角時速度矢量場

總的來說，整個進氣管的集氣腔較大，必然能夠起到很好的穩壓作用，使得缸內進氣過程中進氣管內壓力波動不是很明顯，但同時會導致進氣過程中壓力建立緩慢、充氣效率降低。因此，較大的集氣腔對于該機型并不是很必要，總管的直徑仍有很大的減小余地，同時可適當減小總管后端的氣腔體積，以減少渦流的能量損失。

3 進氣管路優化

為保證各缸能有較為均勻的進氣量，降低各缸進氣不均勻性，同時又不降低各缸的進氣性能，需要對進氣系統進行改型設計，以控制各缸進氣流量偏差，滿足發動機的可靠性要求。根據原進氣管設計中的不足及改進方向，進行多方案的優化設計，主要通過調整管徑、后端管長等結構參數改變集氣腔容積，同時結合混合氣出口管段的布置位置、各歧管與總管軸線相對位置的優化。

以該天然氣發動機原方案單排排量L0=35.7 L為參考來調整集氣腔容積(原進氣管集氣腔容積為1.51L0)，結合混合氣出口管段與歧管布置設計了5種結構方案，并進行了耦合仿真，計算結果見表2。

表2 不同優化方案結果對比

從表2可以看出，方案4(見圖8)能夠達到目標要求。該方案將混合管遠離1、2缸歧管，總管管徑由190 mm減小為160 mm，同時第6缸后端的管長縮短77 mm，進氣歧管整體下移，此時集氣腔容積為1.01L0，該方案各缸進氣不均勻性均在±4%以內，整機性能指標滿足目標需求。

圖8 優化后的進氣管

方案1將總管管徑減小為150 mm，同時混合管布置于中心，進氣不均勻性雖降至10%左右，但后3缸的流量依舊偏大，結果改善不明顯；方案2針對后3缸進氣過大的現象在3缸和4缸之間加了帶孔隔板，不均勻性雖略有改善，但導致后3缸流量突降，系統阻力大大增加；方案3減小了后3缸歧管出口截面，各缸進氣不均勻性仍然較大，而且對后3缸的流量有較大的影響。

方案2和方案3對降低后3缸流量均能達到明顯的效果，但二者的改動對結果的敏感性太強，更受管路加工精度的影響，不利于進一步的優化改進。

方案5是在方案4的基礎上進一步將管徑縮小為150 mm，但不均勻性超出了±5%的限制，未能達到預期要求。

4 試驗驗證

直接對各氣缸進氣流量進行測量具有一定難度，但對于該發動機所采用的燃氣與空氣在缸外充分混合方式，可以通過最高燃燒壓力和排氣溫度作為參考指標來表征進氣不均勻性[7]。采用方案4進氣管在臺架上進行了整機試驗，分別測試發動機在標定功率70%，80%，90%和100%負荷工況時的性能參數，得到各試驗工況下單排的最高燃燒壓力不均勻性和排溫不均勻性(見圖9和圖10)。70%標定功率的各缸最高燃燒壓力不均勻性變化趨勢與方案4(見表2)仿真結果趨勢相同，各缸排溫的不均性波動較小，并數值接近，說明了通過一三維耦合數值仿真可以較為準確地預測天然氣發動機進氣不均勻性，各缸排溫數值接近也間接說明了進氣總管中的混合氣是均勻混合的。

圖9 各缸最高燃燒壓力不均勻性

圖10 各缸歧管排溫不均勻性

由試驗結果可以看出，采用改進后的進氣管，機組各項參數均在正常范圍內，發動機不同工況下的排溫和最高燃燒壓力不均勻性都控制在±3%以內，隨著負荷的增加，由于進氣壓力升高，不均勻性亦逐漸降低，當達到標定功率的80%以上時，各缸的不均勻性能夠控制在1.5%以內，表明改進后的進氣管滿足降低各缸進氣不均勻性的目標。

5 結束語

建立了某天然氣發動機的一三維耦合仿真模型，驗證了模型的有效性?；谝蝗S耦合的發動機循環仿真計算表明，原進氣管受混合氣出口管段布置靠近歧管出口的影響，導致1，2缸附近空腔體積減小，流通面積降低使得各缸進氣流量分配不均勻。根據CFD分析結果確定了進氣管優化方向，通過多方案對比，認為集氣腔容積為1.01L0時，混合管遠離出口，總管管徑減小為160 mm，并縮短第6缸后端管長的方案可使進氣不均勻性控制在±4%以內。

整機臺架試驗結果表明，改進后的排溫和最高燃燒壓力不均勻性均控制在±3%以內，當在標定功率80%以上時，不均勻性可在±1.5%以內，發動機排溫和最高燃燒壓力不均勻性得到了很好的改善。