藍(lán)志寶 秦際宏 梁源飛 葉年業(yè)

（上汽通用五菱汽車股份有限公司技術(shù)中心）

高性能小型增壓汽油機(jī)進(jìn)氣道優(yōu)化設(shè)計

藍(lán)志寶 秦際宏 梁源飛 葉年業(yè)

（上汽通用五菱汽車股份有限公司技術(shù)中心）

基于某款自然吸氣汽油機(jī)小型化增壓改造項目，應(yīng)用CFD結(jié)合試驗的方法對進(jìn)氣道進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，以提高進(jìn)氣道的滾流比，改善缸內(nèi)油氣混合均勻性及加快燃燒速率，進(jìn)而降低發(fā)動機(jī)油耗。結(jié)果表明，通過采用減小氣道拐角半徑、氣道拐角高度、氣門內(nèi)徑，增大氣道角度及將進(jìn)氣道設(shè)計成漸縮的噴嘴形狀等綜合措施，大幅提高了該機(jī)進(jìn)氣道滾流比且保持流量系數(shù)僅小幅下降，并獲得較優(yōu)的發(fā)動機(jī)油耗水平。

1 前言

隨著油耗法規(guī)對平均油耗的逐年降低，降低油耗已成為當(dāng)今發(fā)動機(jī)發(fā)展的主題。降低油耗最根本的途徑是提高發(fā)動機(jī)的燃燒效率，而發(fā)動機(jī)的燃燒效率與發(fā)動機(jī)的進(jìn)氣道緊密關(guān)聯(lián)，氣道的設(shè)計開發(fā)已成為發(fā)動機(jī)開發(fā)過程中最關(guān)鍵的步驟之一[1,2]。當(dāng)前汽油機(jī)發(fā)展的主要技術(shù)路線為小型化增壓直噴，充氣效率是決定汽油機(jī)動力性的主要因素[3]，對于增壓汽油機(jī)來說，由于增壓器的使用使得充氣效率獲得較大提高，因此缸內(nèi)氣流組織也變得更加重要。燃燒效率的主要影響因素有缸內(nèi)的湍流強(qiáng)度、混合氣的均勻性、殘余廢氣的分布，其都與缸內(nèi)氣流組織緊密相關(guān)?？梢姡瑲獾赖脑O(shè)計開發(fā)是提高汽油機(jī)燃燒效率、降低油耗水平的關(guān)鍵步驟。

通過試驗的方法難以獲得缸內(nèi)氣體流動特性，且成本較高，而CFD能便捷地獲得全面的缸內(nèi)氣體流動特性，且成本低；試驗方法和CFD模擬結(jié)合應(yīng)用，能提高開發(fā)效率，節(jié)省開發(fā)費用，縮短開發(fā)周期[4]。本文采用試驗和CFD模擬相結(jié)合的方法，對某款自然吸氣式汽油機(jī)的進(jìn)氣道進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。

2 理論基礎(chǔ)

2.1 氣道設(shè)計意義

進(jìn)氣道與發(fā)動機(jī)的充氣效率和氣流組織直接相關(guān)，一般通過滾流運動來改善缸內(nèi)的油氣混合及燃燒速率。但由于受幾何結(jié)構(gòu)的限制，充氣效率與滾流強(qiáng)度二者存在此消彼長的關(guān)系[5]。因此，為了提高充氣效率，氣道需設(shè)計得光順來減少截流損失，而此種設(shè)計不利于增加滾流強(qiáng)度。

汽油機(jī)使用增壓技術(shù)后，充氣效率雖得到較大提高，但缸內(nèi)的燃燒壓力和燃燒溫度也進(jìn)一步提高，缸蓋、氣門等零部件的熱負(fù)荷也進(jìn)一步加重，導(dǎo)致爆震發(fā)生的可能性增加；在標(biāo)定過程中，往往通過加濃混合氣來抑制爆震，這不僅增加汽油機(jī)的HC排放，而且還抵消了部分增壓技術(shù)帶來的油耗改善。

通過進(jìn)氣道的合理設(shè)計，使發(fā)動機(jī)在進(jìn)氣過程形成較強(qiáng)的滾流運動，在壓縮行程末期滾流運動由于受到活塞頂面和缸蓋燃燒室表面的擠壓，破碎為細(xì)小的湍流運動，可極大地提高燃燒室內(nèi)混合氣的湍動能。湍流運動能增加燃燒過程中火焰前鋒面的物質(zhì)和能量交換（圖1），提高火焰?zhèn)鞑ニ俾剩种票穑岣呷紵蔥6]。

式中，Vt為湍流火焰?zhèn)鞑ニ俾?；Vi為層流火焰?zhèn)鞑ニ俾?；V′為湍流脈動速度。

2.2 氣道評價方法

對氣道的評價方法沒有統(tǒng)一標(biāo)準(zhǔn)，目前最常用的評價方法有4種，分別是Ricardo方法、AVL方法、FEV方法和SWRI方法。這4種方法都采用流量系數(shù)和滾流比來評價汽油機(jī)進(jìn)氣道，但對二者的定義有所不同。

AVL評價方法如下。

流量系數(shù)定義為實際的質(zhì)量流量與理論質(zhì)量流量的比值，其反映了不同氣門升程下氣體通過氣道的能力。

式中，Cf為流量系數(shù)；為實際測得的質(zhì)量流量；mth為理論計算質(zhì)量流量；z為每缸氣門個數(shù)；ρ為空氣密度；Δp為壓降；dv為氣門內(nèi)徑。

滾流比定義示意如圖2所示。通過LDA設(shè)備或CFD模擬獲得缸蓋平面以下0.5D（D為氣缸直徑）平面的氣體角速度，通過假定缸內(nèi)氣流平均軸向速度Vm與活塞平均速度MPS相等求得虛擬發(fā)動機(jī)角速度。因此，滾流比定義為缸內(nèi)氣體角速度ωFK與虛擬發(fā)動機(jī)角速度ωMot之比[7]。

式中，Tr為滾流比；fi為計算單元面積；ωLDA為氣體軸向速度，來自LDA或CFD；為氣體平均軸向速度；Vh為氣缸工作容積；ri為計算單元中心至旋轉(zhuǎn)軸線的垂直距離；s為行程；FK為活塞面積。

2.3 氣道設(shè)計變量

由于汽油機(jī)進(jìn)氣道設(shè)計上存在流量系數(shù)和滾流比此消彼長的關(guān)系，一般將氣道分為充量氣道和滾流氣道。充量氣道常用于自然吸氣汽油機(jī)，滾流氣道則多用于增壓或增壓直噴汽油機(jī)。根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗[8]，影響氣道性能的主要參數(shù)有氣道角度A、氣道拐角半徑R和氣道拐角高度H，如圖3所示。

通過DoE試驗設(shè)計的方法研究A、R、H對進(jìn)氣道流量系數(shù)Cf及滾流比Tr的影響程度并進(jìn)行線性回歸分析，結(jié)果如圖4所示?？梢姡瑢f的主要影響因素是R，其次是A；對Tr的主要影響因素是H，其次是R。此外，R與H的共同作用也對Tr有較大的影響。

另外，在氣道設(shè)計時還需考慮氣道內(nèi)氣體的流速。氣體以合理的速度進(jìn)入氣缸，才能獲得理想的滾流強(qiáng)

度，若進(jìn)入氣缸的氣體流速很低，則不能形成較強(qiáng)的滾流運動。因此，對于小型增壓汽油機(jī)，進(jìn)入氣缸的氣體平均流速MGV應(yīng)達(dá)到70～75 m/s。

3 氣道設(shè)計方案

原機(jī)為自然吸氣汽油機(jī)，在氣道設(shè)計時主要考慮的是氣道的流通性能，以保證盡可能多的進(jìn)氣來提高發(fā)動機(jī)的動力性能。采用增壓技術(shù)后，進(jìn)氣量可以通過增壓器來保證，因此在氣道設(shè)計時應(yīng)主要考慮氣道對缸內(nèi)氣流運動的組織功能，保證Cf在可接受范圍內(nèi)，盡量提高進(jìn)氣道的Tr。

3.1 氣道設(shè)計方案

原機(jī)的基本參數(shù)如表1所列。充分考慮現(xiàn)有機(jī)型的更改限制及其它因素的影響，提出3種氣道更改方案，如圖5所示。

方案A：減小氣道拐角半徑R，使更多氣流由靠近氣缸中心側(cè)氣門進(jìn)入缸內(nèi)，提高氣道的Tr。

方案B：由于原機(jī)平均氣體流速僅為63.4 m/s，未達(dá)到設(shè)計經(jīng)驗值70～75 m/s，因此將進(jìn)氣門內(nèi)徑由23.5 mm縮小為21.6 mm，提高氣體進(jìn)入氣缸的速度，以提高氣道的Tr；擴(kuò)大噴油避讓槽，微調(diào)氣道角度A，將氣道設(shè)計成漸縮的噴嘴形狀。

方案C：進(jìn)氣門內(nèi)徑由原來的23.5 mm縮小為21.6 mm，減小氣道拐角半徑R，同時將整個氣道縮小，氣道入口流通面積由原來的1 026 mm2縮小為650 mm2。

3.2 氣道建模方法

應(yīng)用CFD軟件AVL Fire搭建氣道穩(wěn)態(tài)模擬模型，其中氣缸長度為2.5D，入口穩(wěn)壓腔為直徑2D的半球[9]。

a.網(wǎng)格設(shè)置：因為氣門座區(qū)域的幾何結(jié)構(gòu)對氣道性能有重要影響，需要保持該區(qū)域的幾何細(xì)節(jié)，所以在網(wǎng)格生成過程中對該區(qū)域進(jìn)行細(xì)化，其最小網(wǎng)格尺寸為0.25 mm。為了獲得較可靠的結(jié)果，整個模型最大網(wǎng)格尺寸為2 mm，邊界層數(shù)為3層，網(wǎng)格數(shù)量約為120萬。

表1 發(fā)動機(jī)基本參數(shù)

b.邊界條件及求解器設(shè)置：小氣門升程時使用2.5 kPa的進(jìn)出口壓力差；大氣門升程時使用6.5 kPa的進(jìn)出口壓力差；使用k-zata-f湍流模型和混合壁面模型。

計算方案：對原機(jī)氣道及3種氣道更改方案每隔1 mm氣門升程進(jìn)行一次穩(wěn)態(tài)模擬計算。

4 結(jié)果分析

4.1 流量系數(shù)對比分析

圖6所示為原機(jī)及3種氣道更改方案的Cf對比圖。

由圖6可知，原機(jī)的流量系數(shù)模擬值與氣道穩(wěn)態(tài)試驗值基本吻合。在大氣門升程時，模擬值稍微偏大，但最大偏差在5%以內(nèi)，對于氣道穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬是可以接受的。因為氣道試驗中葉片風(fēng)速儀引起的壓降在模擬時是通過多孔介質(zhì)來實現(xiàn)的，不同氣體流速下壓降的估計可能存在偏差。3種氣道更改方案的流量系數(shù)在氣門升程＜4 mm時與原機(jī)相比都有所下降，下降幅度不大；但氣門升程≥4 mm時，Cf都有明顯降低。其

中方案A的Cf下降最大，在8 mm升程時其Cf只有0.40，與原機(jī)相比下降35%；方案B的Cf在整個氣門升程內(nèi)下降都較小，在8mm升程時其Cf為0.58，與原機(jī)相比僅下降7%，其原因為氣門內(nèi)徑縮小，實際質(zhì)量流量減小，理論質(zhì)量流量也減小，且氣門內(nèi)徑減小將導(dǎo)致氣門座區(qū)域的壓力損失增加；方案C的Cf處于方案A與方案B之間，其主要原因是氣門內(nèi)徑和整個氣道的縮小導(dǎo)致整體壓力損失有所增加。

4.2 滾流比對比分析

圖7所示為原機(jī)及3種氣道更改方案的Tr對比圖，由于氣道試驗的Tr測量位置和評價方法不同，在數(shù)值上無法對比，因此未在圖中展示。

由圖7可知，方案A和方案C在2 mm升程時比原機(jī)和方案B的Tr有所下降，在氣門升程小于等于3 mm時，原機(jī)與3種氣道更改方案的Tr相差不大；氣門升程大于3 mm時，3種氣道更改方案的Tr與原機(jī)相比都有較大提高，其中方案A提高最多，其次為方案B，最后為方案C，但3種方案Tr總體相差不大。

4.3 流速分布對比分析

圖8所示為8 mm升程時氣道的速度分布對比圖，其中左圖為過氣門中心線的縱向切片，右圖為0.5D平面的切片。

對比圖8中區(qū)域1可以看到，原機(jī)有部分氣體通過區(qū)域1進(jìn)入氣缸，而3種氣道更改方案截流效果都比較明顯，通過區(qū)域1的氣體明顯減少，其中方案A截流效果最顯著，其次為方案B，最后為方案C。對比可知，方案A減小R時提高了H，截流效果最強(qiáng)；而方案B減小R的同時H稍微減小，氣道角度增加了2°，截流效果相對減弱。可見，截流效果主要受H和R影響，H越大，R越小，截流效果越顯著，Cf越小。區(qū)域1的截流現(xiàn)象迫使氣體流向區(qū)域2，增加區(qū)域2的流速。對比區(qū)域2的流速可知，方案A＞方案B＞方案C，方案C流速之所以比方案B小是由方案C氣道整體縮小而壓力損失增加導(dǎo)致的。

氣體以較高的速度經(jīng)區(qū)域2進(jìn)入氣缸，碰到氣缸壁面后沿壁面向下運動，即區(qū)域3負(fù)的軸向運動；由于進(jìn)氣門下方的壓力相對較小，氣體沿進(jìn)氣門側(cè)的缸壁向上運動，即區(qū)域4正的軸向運動，因此形成了繞氣缸軸線垂線的滾流運動，滾流運動的強(qiáng)度主要由區(qū)域3負(fù)的軸向運動和區(qū)域4正的軸向運動決定。經(jīng)典的滾流運動氣道的缸內(nèi)氣體軸向流動分布如圖9所示。通過對比可知，方案A、方案B、方案C都是滾流氣道。

對比區(qū)域5可見，原機(jī)的流速比3種氣道方案高，這是由于3種方案為了增強(qiáng)滾流而進(jìn)行的更改如減小R、減小dv等都增加了氣道的壓力損失。

因此，在自然吸氣汽油機(jī)基礎(chǔ)上進(jìn)行小型化增壓改造時，進(jìn)氣道的更改可以綜合考慮采用減小R、H、dv，增大A等措施來獲得合理的Cf和Tr。

4.4 試驗外特性對比

將上述3種氣道方案制作缸蓋樣件并組建樣機(jī)進(jìn)行試驗，初步試驗結(jié)果見圖10?？芍?，方案A高速扭矩下降明顯，低速燃油消耗率較高；方案C低速扭矩較高，但低速和高速燃油消耗率較高；方案B扭矩和燃油消耗率都相對較好，該方案的Cf及Tr都較優(yōu)。

5 結(jié)束語

a.將自然吸氣式汽油機(jī)進(jìn)行小型化增壓改造時，需提高進(jìn)氣道的滾流比以改善燃燒，可以綜合考慮采用減小R、H、dv，增大A，將氣道設(shè)計成漸縮的噴嘴形狀等措施來實現(xiàn)。

b.將自然吸氣式汽油機(jī)進(jìn)行小型化增壓改造時，不僅需提高滾流比，還應(yīng)兼顧流量系數(shù)，才能獲得較優(yōu)的油耗水平。

1 Philipp A,Markus J,Pischinger S.Effect of Intake Port De?sign on the Flow Field Stability of a Gasoline DI Engine.SAE paper 2011-01-1284.

2 Delphi Automatic LLP.Delphi Brochure 2010/11 Passenger Car&Light Duty Vehicles.http：//www.delphi.com.

3 Qi Y,Liu H,Midkiff K,etal.A feasible CFD methodology for gasoline intake flow optimization in a HEV application -part 2：Prediction and Optimization.SAE paper 2010-01-2238.

4 Sadakane S,Sugiyama M,Kishi H,etal.Development of a new v-6 high performance stoichiometric gasoline direct in?jection engine.SAE paper 2005-01-1152.

5 斐普成，劉書亮，范永健.多氣門汽油機(jī)滾流進(jìn)氣道結(jié)構(gòu)的研究.內(nèi)燃機(jī)學(xué)報,1998,16（3）:329～330.

6 周龍保.內(nèi)燃機(jī)學(xué).北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2007.

7 Eichlscder H,Kluting M,Piock W F.Grundlagen und Tech?nologien des Ottomotors.Springer Wien New York，2008.

8 Dresser Waukesha.Design of experiments reduces time to market.http：//www.powermag.com/.

9 杜愛民，段亮，田永祥.汽油機(jī)進(jìn)排氣道的CFD分析及改進(jìn).中國內(nèi)燃機(jī)學(xué)會第8屆學(xué)術(shù)年會論文集APC2008-012.

（責(zé)任編輯 晨 曦）

修改稿收到日期為2015年7月1日。

Intake Port Optimization Design for a High-performance Turbocharged Gasoline Downsized Engine

Lan Zhibao,Qin Jihong,Liang Yuanfei,Ye Nianye
（SAIC-GM-Wuling Automobile Company Limited）

In a naturally-aspirated gasoline engine project which is modified by downsizing and turbocharging,we use CFD in combination with test to optimize intake port,increase the tumble ratio of the intake port and improve the homogeneity of the gas-air mixture,accelerate the combustion rate and thus reduce the fuel consumption of the engine.The results show that the tumble ratio is improved greatly,but the flow coefficient only drop slightly by reducing the intake port sharp corner radius,reducing intake port turning height,increasing intake port angle,reducing intake valve inner radius and designing the intake port as nozzle-shaped,etc.,and eventually a good BSFC for the engine is guaranteed.

Turbocharged Gasoline Engine,Intake Port,Optimization Design,Tumble Ratio

增壓汽油機(jī) 進(jìn)氣道 優(yōu)化設(shè)計 滾流比

U464.22

A

1000-3703（2015）12-0012-05