高压差进气道流动仿真及实验研究

孙利魏，苏铁熊，许俊峰，王强，徐春龙，尤国栋

(1.中北大学 机电工程学院，山西 太原030051;2.中国北方发动机研究所，山西 大同037036)

进气增压压力的增加与发动机转速的提高，使高升功率柴油机的工作范围已经超出了传统进气系统的经验范围，因此必须采用仿真分析方法，搭建“数值仿真试验台”，与实验结果相验证，实现进气系统的“预测设计”。

由于进气道的流动特性，采用一维模型进行计算的比较多，如Onorati 等［1］、Claywell 等［2］、徐斌等［3］，而且采用一维模型也能获得比较满意的数值结果，随着计算机技术的发展，三维仿真技术逐渐在内燃机行业获得应用，刘伯棠等［4］对柴油机进气道进行了全三维流动计算，研究了进气道型线对流动的影响。王樵等［5］采用三维计算流体动力学(CFD)技术预测了进气门流量系数，并与试验数据作对比，分析误差产生原因。Andras 等［6］将CFD 技术运用于进气门的设计，取得了较满意的结果。Wang 等［7］则采用瞬态数值模拟技术对四冲程摩托车发动机的换气过程进行了模拟。

上述研究主要针对于中低升功率的柴油机，而目前关于高升功率柴油机进气过程的研究还比较少，本文针对高升功率柴油机的进气过程，基于一维非定常流动分析软件AVL BOOST 与三维CFD 流动分析软件AVL FIRE 建立仿真分析平台，然后通过高压稳态三维分析，得到高压差下气道流通特性;再以高压差下气道的流通特性为边界条件对进气道进行一维非定常流动分析;最后通过试验进行验证。

1 试验装置

高压差进气系统单缸机气道稳流试验台原理图如图1所示。由质量流量计测量进气气体质量流量;排气系统通过一个锥形阀模拟装置来调节控制排气背压;整个进排气系统要求可测、可控。图2为所建立的高升功率单缸机试验台。

图1 气道稳流试验台原理图Fig.1 Steady flow test benth for intake port

图2 高升功率单缸机试验装置Fig.2 Test equipment of single cylinder engine with high specific power

由于机械结构限制，目前单缸发动机转速最高到3 600 r/min，可以实现功率68 kW，转速超过3 600 r/min后，可以通过模型来分析。

2 数学模型

2.1 一维非定常仿真模型

控制方程为变截面、考虑管壁摩擦与传热的一维非定常流动的基本方程组［8］。在柴油机的进气门处，由于通流面积变化剧烈，流动损失大，采用一维非定常流动模拟该处流动时，一般引入流通系数对该处的流量方程做修正，即

式中:μ 为流通系数，由稳流试验确定;Av为气门喉口处的瞬时流通截面积;p2与ρ2分别为空气在流经气门喉口前的压力与密度;pv为气门喉口处的压力;κ 为比热比(定压比热容与定容比热容的比值)。采用气门升程作为参变量来描绘流通系数。

基于有限体积法离散一维非定常模型方程，差分格式为时间与空间二阶精度的Lax-Wendroff 格式。

一般认为流通系数与压差无关，但在高功率密度柴油机中，进气压差大幅提高(最高达100 kPa)，故需要研究压差对流通系数的影响。本文采用高压差气道稳态分析对气门边界的流通系数进行研究。

2.2 高压进气道三维稳态数值仿真模型

不考虑体积力和外部热源条件下，三维非定常可压Navier-Stokes 方程为

式中:守恒型变量Q=［ρ ρu ρv ρw ρe］T，向量E，F，G 为通量，具体形式见文献［7］，基于有限体积法离散控制方程，差分格式为软件的高分辨率格式，湍流模型采用广泛使用的标准k-ε 双方程湍流模型，采用SIMPLE 算法求解离散后的代数方程组，在计算中，采用欠松弛技术使迭代稳定进行。边界条件给定方法为:进口给定总温、总压以及速度分量、入口湍流度与湍动能耗散率，出口给定流量，固体壁面则满足无滑移条件。

对升功率PL、功率P、压力p、温度T、流量、转速n 等参数做了无量纲化处理，选定特征长度L、参考压力pref、参考温度Tref、参考气体常数Rref、则通过下式计算特征速度acr与特征密度ρcr

κ=1.4，PL、P、p、T、、n 归一化过程如下:

图3 高压进气道的网格划分Fig.3 Computational meshes for high-pressure intake port

网格划分软件为AVL FIRE 的FAME 模块。结合高升功率柴油机进气道的形状特点，以及迭代时间与收敛性的要求，采用混合型网格离散计算区域，在流动的绝大部分区域采用结构化网格离散，在局部区域采用非结构化网格。生成的计算网格数约70 万，其中在固壁面附近进行了加密。

3 压差效应的流通系数修正

利用一维换气分析模型，比较分析进气道在现有升功率0.037(转速0.57)和高升功率0.084(转速1.08)条件下的工作状况(如未注明，各参数值均为无量纲值)。

对进气过程中进气道压差的比较如图4所示。从图中可以看出，对于现有机型，进气过程中的进气压差较低，最高进气压差0.059，从上止点到下止点的进气行程平均压差为0.04.而对于高升功率柴油机，进气过程中的进气压差较高，最高进气压差0.37，提高527%，从上止点到下止点的进气行程平均进气压差0.22，提高456%.从而可以得出:提高升功率后，进气压差提高达5 倍。有必要研究高压差下进气道的流动。

从进气门提前开启到进气门延迟关闭的整个进气流动过程中，进气压差呈两边低，中间高的形态，也就是对于小气门升程下，进气压差低，在大气门升程下，进气压差高。

图4 不同升功率下进气压差的比较Fig.4 Intake pressure drops of the original and high-specific-power diesels

利用高压进气道稳流模拟分析模型，对高压差下的气道进行了分析研究，在保持进口压力为1 的条件下，提高进气压差，0.025 进气压差和0.25 进气压差下的流场速度变化如图5所示。从图中可以看出，在最小截面处，流线相似，流速有了很大的提高。

图5 提高进气压差后流场的变化Fig.5 Flow fields in the intake ports with different pressure drop

不同进气压差下气道的流通系数变化如图6所

图6 提高进气压差后流通系数的变化Fig.6 Flow coefficients at different intake pressure drop

如图7所示，在发动机上气门升程大的位置，气道压差也较大，在气门升程小的位置，气道压差也较小，在现有试验数据基础上，根据不同气门升程下流通系数的三维计算结果，对高压差下的气道流通系数引入修正如图8所示。气道流通系数修正后，对进气质量流量的影响如图9所示。从图中可以看出，由于大升程下气道流通系数降低，从而使得大升程下的气道流量减小。

4 高压差进气道试验

在修正模型基础上，对配气凸轮型线进行了优化设计，然后在转速0.72～0.93 不同的测试点下测量改进前后发动机进气流量、温度、压力，测试点参数如表1所示。可以看出在改进设计后，发动机功率、进气压力与进气温度等特征参数变化很小。示。在各气门升程下，随着进气压差提高，气道流通系数下降，与0.025 时的数值相比，在0.075 以内流通系数下降小于2%，而压差增大到0.25 时流通系数下降10%左右。因此，对于现有升功率的柴油机，由于进气压差在0.075 之内，流通系数变化在2%以内，在工程应用精度内，可以认为流通系数不随进气压差变化。而对于高升功率柴油机，由进气压差引起的气道流通系数变化达到10%，不可以忽略。

图7 进气压差与相应的气门升程Fig.7 Intake pressure drop-valve stroke curves

图8 高进气压差下气道流通系数的修正Fig.8 Modification of flow coefficient at high intake pressure drop

图9 气道流通系数修正后对进气质量流量的影响Fig.9 Effect of intake flow coefficient modification on intake flow rate

表1 设计进气道前后的试验数据Tab.1 Experiment data of original and improved diesels

单缸机测试结果与分析模型给气比对比如图10所示，误差最大5.6%.其中给气比定义为一个工作循环中供给气缸的新鲜充量，与相应于活塞在进气管增压压力和温度下所扫过的新鲜充量之比。

式中:m1为一个工作循环中供给气缸的新鲜充量;msh为在进气管状态下充满气缸工作容积的空气质量。因此预测值与试验值比较一致。从转速0.93延伸到1.10，转速提高18%，因此，预测结果具有一定可信度。依据模型分析，在转速1.10 时，可以实现给气比1.02.

图10 高升功率单缸机进气道给气比的试验及预测Fig.10 Numerical and experimental delivery ratio of single cylinder engine with high specific power

图11为充量系数的分析结果。该参数是衡量发动机性能和进气过程完善程度的重要指标，定义为每缸每循环实际吸入气缸的新鲜空气质量与进气状态下理论计算充满气缸工作容积的空气质量比值。由图可见在0.72～0.93 范围内实现了充量系数大于0.95.随着转速进一步提高，充量系数下降，到1.10 时充量系数仍可以达到0.92.

图11 高升功率单缸机进气充量系数Fig.11 Volumetric efficiency of ingle cylinder engine with high specific power

5 结论

1)对小气门升程下，进气压差低，在大气门升程下，进气压差高。

2)在高增压进气条件下，随进气压差的提高，进气道流通系数降低，流通系数最大可降低10%，此时的一维非定常流动模型必须进行修正。

3)利用修正后的模型设计适合高升功率柴油机的进气道，经数值模拟计算，高压差条件下进气充量系数达到0.92.

References)

［1］ Onorati A，Ferrari G，Cerri T，et al.1D thermo-fluid dynamic simulation of a high performance lamborghini V12 S.I.engine［R］.2005-01-0692，Michigan:SAE International，2005.

［2］ Claywell M，Horkheimer D，Stockburger G.Investigation of intake concepts for a formula SAE four-cylinder engine using 1D/3D(Ricado WAVE-VECTIS)coupled modeling techniques［R］.2006-01-3652，Michigan:SAE Internatoinal，2006.

［3］ 徐斌，史艳彬.发动机进气系统流动模拟与优化［J］.内燃机工程，2005，26(4):12-15.XU Bin，SHI Yan-bin.Imitation and optimization of gas flow in intake system of engine［J］.Chinese Internal Combustion Engine Engineering，2005，26(4):12-15.(in Chinese)

［4］ 刘伯棠，甘显珊，邹国平，等.柴油机进气道全三维流动计算［J］.华中理工大学学报，1999，27(11):42-44.LIU Bo-tang，GAN Xian-shan，ZOU Guo-pin，et al.Full threedimensional flow calculation in the inlet channel of diesel engine［J］.Journal of Huazhong University of Science and Technology，1999，27(11):42-44.(in Chinese)

［5］ 王樵，马朝臣，施新.应用三维CFD 计算发动机进气门流量系数［J］.车用发动机，2002，142(6):18-20.WANG Qiao，MA Chao-chen，SHI Xin.Utlizing 3D CFD to calculate ICE inlet valve flow coefficient［J］.Vehicle Engine，2002，142(6):18-20.(in Chinese)

［6］ Andras H，Zoltan H.Application of CFD numerical simulation for intake port shape design of a diesel engine［J］.Journal of Computational and Applied Mechanics，2003，4(2):129-146.

［7］ Wang C F，Chen G H，Luo M J，et al.Three-dimensional transient numerical simulation for gas exchange process in a four-stroke motorcycle engine［J］.Journal of Zhejiang University Science，2005，6A(10):1137-1145.(in Chinese)

［8］ 刘峥，张扬军.内燃机一维非定常流动［M］.北京:清华大学出版社，2007:70-71.LIU Zheng，ZHANG Yang-jun.1-dimensional unsteady fluid flow in internal combustion engine［M］.Beijing:Tsinghua Unerversity Press，2007:70-71.(in Chinese)