張更娥，滕慶慶，周清，陳艷梅

（1.南寧學院，廣西 南寧 530200；2.廣西大學 機械工程學院，廣西 南寧 530000）

前言

CFD軟件可以求解最復雜的內(nèi)燃機缸內(nèi)流動和燃燒等現(xiàn)象,本設計的主要內(nèi)容是利用CFD軟件的AVLFIRE軟件功能，對二次空氣噴射系統(tǒng)的進排氣管中的氣流進行分析，優(yōu)化設計一套旋流減壓器及旋流增壓器，在發(fā)動機進氣歧管之前安裝旋流增壓器對進氣進行增壓，在發(fā)動機排氣管之后、三元催化器之前安裝旋流減壓器對排氣進行減壓，將補氣管一端連接在旋流增壓器之后，另一端安裝在旋流減壓器之后，利用增壓器和減壓器所造成的壓力差，形成一個脈沖負壓，從補氣管進行二次補氣，增加進氣量，使三元催化器的CO、HC和NOx等廢氣進一步反應。達到凈化尾氣，減小發(fā)動機損失，提高發(fā)動機效率的目的。

1 原始方案

某車型所用發(fā)動機為，四沖程、直列斜置四缸、8氣門頂置凸輪軸、多球形燃燒室、電控汽油噴射、電控點火汽油發(fā)動機；自然吸氣；排量 970 mL；最大輸出功率/轉(zhuǎn)速34.7kw/5300r/min；最大扭矩/轉(zhuǎn)速，71N.m/3000～3500r/min；理論油耗，6. 0L/100km (40km/h)；全負荷最低燃油耗率，299g/kW.h；排放標準，國III；壓縮比，9.0：1；發(fā)動機凈重，128kg。

2 旋流增壓器數(shù)值模擬計算

對三元催化轉(zhuǎn)換器和二次空氣噴射系統(tǒng)產(chǎn)生影響的因素較多[1][2][3][4]，最主要的有二次空氣的噴射流量、噴射位置和催化器本身性能三個方面。為了提高三元催化轉(zhuǎn)換器和二次空氣噴射系統(tǒng)的工作效率，主要針對旋流增壓器、旋流減壓器進行設計。

2.1 AVL FIRE軟件簡介

AVLFIRE是 AVL自己開發(fā)一套, 不僅能求解通用流動問題, 而且可以求解最復雜的內(nèi)燃機缸內(nèi)流動和燃燒等現(xiàn)象的CFD軟件，尤其在求解瞬態(tài)復雜流動方面具有更強的的優(yōu)勢。

該軟件控制所有流體流動的基本規(guī)律是：質(zhì)量守恒定律、動量守恒定律和能量守恒定律。由它們可以分別導出連續(xù)性方程、動量方程和能量方程，得到納維-斯托克斯偏微分方程組，簡稱為 N-S 方程組。如下所示

連續(xù)性方程

動量方程

能量方程

2.2 對旋流增壓器進行設計

旋流增壓器可以提高進氣壓力，通過提高進氣壓力可以增大負壓壓力差，從而提高進氣量，而其葉型曲面是提高進氣壓力的關鍵零部件，葉型曲面度的大小對旋流波形及其壓力有直接影響。

2.2.1 幾何模型的建立

用proe繪制旋流增壓器的三維效果圖。如圖2-1所示。從圖上可以看出，該增壓器具有五片葉型曲面，其分別均勻焊接在喇叭形的圓管上。

圖1 增壓器三維圖

2.2.2 網(wǎng)格的劃分

把模型的網(wǎng)格分成了六十多萬個單元，劃分的網(wǎng)格單元越多，所用的計算時間越久，但是計算出來的結(jié)果也越真實。黑色的網(wǎng)格表明生成的網(wǎng)格不能用來計算，需要對其重新進行劃分。橙色的則是提出警告，但是網(wǎng)格仍然可以用來計算。白色則代表正在劃分網(wǎng)格。如圖2-2所示，從出口面的方向看，可以比較清楚地看到里面的喇叭形管狀和葉型曲面的構造。包括喇叭狀圓管和均勻附在圓管上的五片葉型曲面。

圖2 增壓器內(nèi)部構造網(wǎng)格圖

2.2.3 邊界條件參數(shù)的設置

氣流進口：給定渦輪機進口的氣流速度、壓力、密度和相應的相容條件。本設計采用的是質(zhì)量入流(mass-flow-inlet)邊界條件。質(zhì)量流量和溫度均由實驗測量得到的數(shù)據(jù)給出，根據(jù)三維模型中的坐標情況設定流動方向為(1,0，0)。氣流出口：采用的是壓力出口邊界條件(pressure outlet)，作為整個流體區(qū)域氣流的出口，定義出口壓力實驗所測工況下的排氣背壓。由于進氣的流速較高，在計算中忽視重力對流場的影響。

（1）進氣量的設置

本設計所采用發(fā)動機的最高轉(zhuǎn)速為5300r/min。所以分別針對3000r/min和5000r/min兩個轉(zhuǎn)速工況下氣體的宏觀流動特性進行研究

其中：

CFM：發(fā)動機進氣量（英制單位：立方英寸每分鐘）

CID：發(fā)動機排氣量（英制單位：立方英寸）

RPM：發(fā)動機每分鐘最大轉(zhuǎn)速。

1728：立方英寸至立方英尺的換算因素

2為四沖程發(fā)動機每兩轉(zhuǎn)吸氣一次。二沖程則不必乘以2。

0.85 為發(fā)動機的容積效率

將該發(fā)動機排氣量換算成CID=0.97×61.02=59.19in

轉(zhuǎn)速n=3000r/min時：

43.67 in3/s=28.32×43.67=1236.73L/min (1CFM=28.32 L/min)

因為1CFM=28.32 L/min，所以

同時 1236.73L/min=1.23673m3/min=0.0206m3/s

常溫下空氣的密度為1.209kg/m3，每秒進氣量，即質(zhì)量流量mass flow為：

所以把3000r/min轉(zhuǎn)速下的進氣量設為0.0249kg/s。

n=5000r/min時的進氣量設為0.0416kg/s。

（2）其他參數(shù)設置

在Run Mode（運行模式）處，在發(fā)動機增壓進氣過程中，選擇穩(wěn)態(tài)。在fluid properties(流體性質(zhì))把進氣設置類型設置成.質(zhì)量流，即每秒通過增壓器的空氣的質(zhì)量。在 fixed temperature（固定溫度）選項中，把進氣溫度設置成室溫20攝氏度即293.15k。固定的標量設為1。進到增壓器的氣體的壓強取 98000Pa。外殼溫度為常溫。流體性質(zhì)為空氣，普朗特數(shù)Pr=γ/κ，為0.9。把輸出頻率定為100。

2.2.4 模擬結(jié)果及討論

在進氣道的CFD數(shù)值模擬計算中，對其結(jié)果的分析主要包括：壓力分布、速度分布。最主要的是對流量系數(shù)[8]的分析和計算。實際進氣過程中的壓差影響十分復雜，考慮到目前的現(xiàn)狀，將其過程假定為穩(wěn)態(tài)流動過程。進氣道中由于旋流的產(chǎn)生，使得壓降增加。應在基本滿足進氣旋流要求的前提下，盡可能降低氣道的阻力[9]。

仿真得到的結(jié)果，有壓力，有流速，還有溫度等各種數(shù)據(jù)，因為研究的是增壓器，所以一般關注的數(shù)據(jù)一般是是壓力和流速。

通過對旋流增壓強內(nèi)部氣流的速度、壓力及湍動能流場的模擬分析，并不斷地改變?nèi)~型曲面的彎曲角度，在不同角度下進行增壓器內(nèi)部流場進行仿真，把數(shù)據(jù)以圖表的形式表示出來。

該發(fā)動機 3000r/min轉(zhuǎn)速下葉型曲面的角度θ與增壓器出口截面壓力的關系如表1所示。

表1 3000r/min轉(zhuǎn)速下θ與增壓器出口截面壓力的關系

把上表的數(shù)據(jù)可以導出成直觀的圖像，如圖3所示。

圖3 3000r/min轉(zhuǎn)速下θ與增壓器出口界面壓力的關系

在該發(fā)動機 5000r/min轉(zhuǎn)速下葉型曲面的角度與增壓器出口面壓力的關系如表2所示。

表2 5000r/min轉(zhuǎn)速下θ與增壓器出口截面壓力的關系

把上表的數(shù)據(jù)導出成直觀的圖像，如圖4所示。

圖4 5000r/min轉(zhuǎn)速下θ與增壓器出口界面壓力的關系

通過比較，不同的葉型曲面角度對應著不同的出口界面壓力?？梢灾喇斎~型曲面的彎曲角度為18°時，增壓器出口處的壓強最大。當葉型曲面的彎曲角度由18°變大或變小的時候，增壓器出口處的壓力會不斷下降。所以經(jīng)過優(yōu)化設計可知，葉型曲面的彎曲角度取18°最佳。

3 旋流減壓器數(shù)值模擬分析

3.1 幾何模型建立

運用 PRO/E繪制旋流減壓器的數(shù)字模型結(jié)構如圖 5所示，開口大的一端為出氣口，小的一端為進氣口。

圖5 旋流減壓器結(jié)構

3.2 設計方案

對旋流減壓器進行優(yōu)化及模擬仿真試驗，主要采取三種優(yōu)化方案：

3.2.1 方案一

方案一：以旋流減壓器的葉型曲面的彎曲角度為變量，其他因素為定量；參數(shù)設定如表2-3所示。

表3 參數(shù)設定

（1）網(wǎng)格的劃分

本論文設定如下，弦高0.0139，角度控制0.01，如圖2-6所示[10][11][12]。

圖6 氣體流道的STL格式三角網(wǎng)格模型

（2）計算模型

本設計采用的湍流模型為目前使用最廣泛的 k-ε兩方程模型。與之相對應的輸運方程[17]為：

（3）邊界設定

①進口：根據(jù)發(fā)動機排量和轉(zhuǎn)速確定入口速度和湍動條件。

與該排氣系統(tǒng)相匹配的發(fā)動機為4缸四沖程0.97L汽油機，則依據(jù)式（2-12）～式（2-14）可確定排氣系統(tǒng)入口速度u為：

式中：u為排氣系統(tǒng)入口平均速度，m/s；A為排氣總管入口面積，m2；Q為發(fā)動機總排氣體積流量，

其中，Tb、Ts分別為發(fā)動機進、排氣溫度，K；ψ為常量0.98；Qi為發(fā)動機進氣體積流量，，可用公式（3-16）求算，則：

其中，Vh為發(fā)動機總排量，L；n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r/min；φc為充量系數(shù)。

質(zhì)量流量=密度*體積流量=密度*平均流速

根據(jù)式（12）～（15）可得氣體流道模型的進口邊界條件如表2-3所示：

表4 進口邊界條件

其中，進氣溫度為298.15K；排氣溫度為1073.15K（開爾文K=273.15+T攝氏度）；排氣總管R=0.021m；旋流減壓器進氣管R=0.03m；充量系數(shù)為φc=0.8。

②出口：設定為壓力條件，其值為9800Pa。。

③壁面：設定為溫度條件，其值為1073.15K。

④葉片：設定為溫度條件，其值為1073.15K。

（4）模擬結(jié)果及討論

模擬仿真，得出壓強值對比如圖2-7所示。其中縱坐標為壓強，橫坐標為步數(shù)：

圖7 X-Y坐標圖

從上面的溫度和壓強的結(jié)果分析可以得出，葉型曲面的彎曲角度為θ=10°時的旋流減壓器的工作性能更加好，不僅能滿足三元催化轉(zhuǎn)換器的最佳工作溫度的同時，也能產(chǎn)生較大的壓強差，有助于增大旋流減壓器的負壓吸力，即能有更加充足的氧氣能夠噴射到排氣管中。

3.2.2 方案二

方案二：根據(jù)方案一得到的最優(yōu)葉型曲面的彎曲角度，以旋流減壓器的機構總長度為變量，進行模擬仿真。

參數(shù)如表5所示。

下面是以葉型曲面的彎曲角度θ為定量，機構的總長度L為變量進行模擬仿真，葉型曲面的彎曲角度取θ=10°，機構總長度取L=60mm和L=80mm，以下是它們兩者的仿真結(jié)果分析：

表5 參數(shù)設定

圖8是兩者壓強值對比圖，縱坐標為壓強，橫坐標為步數(shù)。

圖8 X-Y坐標圖和壓強數(shù)據(jù)表

兩者的X-Y坐標圖和數(shù)據(jù)表都呈現(xiàn)出壓強由大到小的過程，它們到最后都是趨于一個穩(wěn)定的壓強值，各自與最高的壓強形成一個差值，這個差值是旋流減壓器產(chǎn)生負吸壓力的指標，差值越大，負吸壓力就越大，反則就越小。

機構總長度L=60mm的

機構總長度L=80mm的

從溫度和壓強的結(jié)果分析上看，L=80mm規(guī)格的旋流減壓器比較好，在滿足溫度條件的同時，也能滿足具有較大的壓強差的要求，達到了優(yōu)化旋流減壓器的目標。

3.2.3 方案三

方案三：對旋流減壓器薄壁小孔數(shù)量和尺寸大小進行優(yōu)化設計

該旋流減壓器的葉片與普通葉片不同的是在每一片葉片上都開有若干小孔，其作用主也是使流通的廢氣在通過小孔時利用旋轉(zhuǎn)所形成的氣流，更順暢的排出到大氣中。

根據(jù)優(yōu)化結(jié)果分析，壓強在徑向方向大致降低4000Pa，這樣一個壓強差足可以保證降低了很大的排氣阻力，進而增大了與進氣系統(tǒng)的負壓吸力，保證了發(fā)動機與三元催化器有充足的空氣供應，也使得排氣干凈。

溫度方面徑向方向上降低0.4K左右，并且溫度能夠保持穩(wěn)定。這樣一個穩(wěn)定的條件可以保證三元催化器內(nèi)進行正常的化學反應。

根據(jù)以上兩個主要參數(shù)的分析，可以確定最終小孔的優(yōu)化結(jié)果為數(shù)量180個，尺寸4mm。

4 結(jié)論

（1）利用CFD流體力學動力數(shù)值計算分析技術對旋流增壓器、旋流減壓器中的氣體流動進行了詳細的計算分析，得出當旋流增壓器葉型曲面的彎曲角度取18°最佳，旋流減壓器葉型曲面的彎曲角度為θ=10°，機構總長度L=80mm，小孔的優(yōu)化結(jié)果為數(shù)量180個，尺寸4mm時，其工作性能最好。

（2）優(yōu)化設計的旋流增壓器及旋流減壓器安裝在二次空氣噴射系統(tǒng)中，經(jīng)過模擬及試制裝車試驗，驗證降低了排氣背壓，提高發(fā)動機的動力性，減少HC和CO的排放，延長三元催化轉(zhuǎn)換器的壽命，減少油耗 5～10%，提高發(fā)動機的功率3～5%。

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