进气道结构参数

进气道结构参数（精选四篇）

进气道结构参数 篇1

柴油机缸内气流运动对柴油机的燃烧有很大的影响,从而影响其动力性,经济性和排放性。因而,对直喷式柴油机而言,获得良好的螺旋进气道流通特性相当重要。要设计制造出性能良好的螺旋进气道,传统的方法是利用气道稳流试验台对气道模型反复进行稳态流动试验和模型修改,工作量大,开发周期长,且存在着较大的盲目性和局限性。现在日渐成熟的三维数值模拟技术成为深入研究气道及缸内气体流动特性的有效方法[1,2],本文以常柴4B26柴油机进气道为研究对象,应用CFD软件对气道-气门-气缸系统中的气体流动进行了三维数值流动模拟,研究了进气道螺旋段结构参数变化对进气道流量系数和角动量流率等的影响,对改进螺旋进气道结构设计有一定的理论意义和实用价值。

1 进气道三维数值模拟

1.1 几何模型的建立和网格划分

首先建立螺旋进气道-气门-气缸三维模型,为确保气体为稳定流动,在气道进气口加一长方体稳压箱。网格划分六面体网格,在气缸顶部进行局部细化,划分后总网格数为33万左右,如图1所示。

1.2 边界条件的确定

1.2.1 固定壁面边界

模型壁面设为绝热无滑移、无渗透,采用湍流壁面函数对边界层进行处理,温度壁面边界采用定温条件,设为与试验温度一致的305.15K。

1.2.2 进出口边界

为了与稳流试验进行比较,计算采用稳流试验中的定压差350 mm水柱[3],气道进口压力为100500Pa,气缸出口压力为97070Pa。

1.3 数学模型和数值方法的选择

数值计算所需要的方程主要有流动控制方程(连续性方程、动量守恒方程、能量守恒方程及状态方程)和湍流方程。

计算采用任意拉格朗日-欧拉法(ALE)对流动控制方程进行迭代求解,连续性方程、动量守恒方程及湍流k-ε双方程采用中心差分格式进行差分,能量守恒方程采用上分法。收敛次数设为2 000~3 000次。

2 数值模拟与试验结果对比分析

在常柴股份有限公司的气道稳流试验台上进行了试验。保持气道流动压降为定值,分别测量涡流动量矩、气体流量等的变化,本次试验采用的涡流测量方法为涡流动量计法。

2.1 流量系数及动量矩流率定义

Ricardo无量纲流量系数定义式为:

式中,Q为气体质量流量;ρ为缸内气体密度;A为气门座圈内截面面积;V0为气门出口处理论气体流速,可根据伯努利方程求出。

质量流量为FIRE软件中标准的流动参数,可以直接获得。而角动量流率由以下自定义公式给出。

假定气缸内的旋流运动为刚性涡流,则微分空气质量流量取半径为r1、增量为dr1的环形微团。绕给定轴线的动量矩流率定义式为:

式中,为质量流量;ut为绕给定轴线的切向速度;v为缸内气体流速;dA为环形微团面积,dA=2πr1·dr1。

2.2 计算与试验结果对比

根据Ricardo评价参数的定义[2],各参数的计算值与试验值如图2所示。由图2可见,计算结果和试验结果基本吻合。小升程时,角动量流率的数值模拟与试验有一定的误差。这是因为气流的流通截面太小,气门座处的流场相对比较复杂,气流不稳定,水柱读数不易读准,测量误差较大;另外计算时局部流场梯度加大,湍流度增加,使得同样的网格数下的计算误差增大。

经计算处理得平均流量系数和涡流比的误差分别为0.69%和2.96%,如表1所示。该误差在工程计算允许的误差范围内,说明计算选用的湍流模型和计算方法是合理的。

3 螺旋段结构参数对气道性能的影响

螺旋进气道主要结构参数如图3所示。图3中,a、b为最小截面尺寸;θ1、θ为蜗壳相对尺寸;β为螺旋坡角;H为气门室高度;R1、R2为蜗壳半径。这些参数之间既相互独立又相互影响[4],因而,找出螺旋进气道关键结构参数是本研究的重点。

3.1 蜗壳相对尺寸θ1

蜗壳相对尺寸θ1的增减会导致螺旋坡角的增加或减小,引起螺旋气流在气门口流出角的增大或减小,以及水平流出位置的提前或推后,将改变两股气流的配合及螺旋气流螺旋角的大小。原模型尺寸θ1=41.5°,现改为21.5°、31.5°、51.5°、61.5°分别进行计算。不同蜗壳相对尺寸模型在各升程下的流量系数及角动量流率如图4所示。由图4可知,各模型的流量系数与原模型近似相等。角动量流率随θ1增加而增加,但变化不大。说明改变蜗壳相对尺寸对该进气道整体性能的影响不明显。

3.2 过渡圆半径

过渡圆是指导向段和气门室交汇处的圆角,如图5所示。若减小过渡圆半径r,即过渡圆处向内凹,使最小截面面积减小,最小截面面积Fmin与气门喉口截面面积Fd之比Fmin/Fd明显减小,同时使偏心距e增大。螺旋气流比例增加,旋转半径也增加,而切向气流比例减小但距气门中心的距离增加,这些都使涡流上升。偏心距增加,气道阻力减少,流量增加;而Fmin/Fd减小,气道阻力增加,由于Fmin/Fd的影响较大,所以过渡圆半径减小,流量系数减小。原模型过渡圆半径为4mm,现分别进行过渡圆半径为2、3、5、6mm的模型计算分析,结果如图6所示。由图6可知,改变过渡圆半径对模型的流量系数影响较大。在小升程下,各模型的流量系数保持一致;随着升程的增加,各模型间的流量系数变化增大。当气门升程大于4 mm时,增大过渡圆半径,模型流量系数增大,但角动量流率随着过渡圆半径的增大而减小。

3.3 螺旋坡角

螺旋气道根据螺旋坡角的不同形式分为浅坡气道、陡坡气道和副螺旋坡角气道。副螺旋坡角气道,其螺旋坡段由主螺旋坡段和副螺旋坡段组成,主螺旋坡段坡角用β1表示,副螺旋坡角用β2表示,如图7所示。

原模型为陡坡气道,现改为浅坡气道和副螺旋坡角气道Ⅰ型及Ⅱ型(设副螺旋坡段始点至螺旋段终点夹角为θ2,副螺旋坡角气道Ⅰ型θ2=64°,副螺旋坡角气道Ⅱ型θ2=41.5°)分别进行计算,分析螺旋坡角对气道性能的影响,结果如图8所示。在各个气门升程下,不同气道模型的流量系数和角动量流率变化很小,说明该气道螺旋坡角的变化对气道流动特性的影响不明显。

3.4 蜗壳半径

对原模型蜗壳进行内外径都改变及仅改变蜗壳外径的处理。将R1、R2都增加或减小2 mm和仅增加或减小R22 mm分别进行计算分析,结果如图9所示。由图9可知,气道性能受蜗壳半径的影响很大,在各个升程下,流量系数和角动量流率都有明显变化。R1、R2都增加2 mm后模型的流量系数与原模型保持一致,而仅增加R2的流量系数比原模型大。减小蜗壳半径使模型流量系数减小,且R1、R2都减小对气道流量系数的影响程度远比仅减小R2的影响大,这是因为R1、R2都减小使得进入气缸的螺旋气流和切向气流流量同时减少,而仅减小R2并不影响切向气流的比例。另外,R1、R2都增加2 mm和R2减小2 mm后模型的角动量流率都大于原模型,R1、R2都增加使涡流旋转半径增加,而R2减小使最小截面面积减小,气流加速,涡流强度增加,但前者变化幅度较大。R1、R2都减小和R2增加模型角动量流率都小于原模型,且前者模型角动量流率相对于原模型减小幅度较大,最大升程时达17.2%。

3.5 气门凸台高度

原模型气门凸台高度为34 mm,现分别改为32、30、28mm的模型进行计算分析,其结果如图10所示。在气门升程小于4mm时,各个模型的流量系数保持一致,在气门升程大于4mm时,原模型的流量系数最大。减小气门凸台高度,模型角动量流率增大,且凸台高度越小,增大幅度越大。在整个气门升程范围内,H为28mm时气道角动量流率始终最大。

4 结论

(1)通过气道稳流试验验证了CFD三维数值模拟结果与试验值吻合良好,因此根据CFD软件分析评价螺旋进气道性能是可行的。

(2)发动机的螺旋进气道是一个由多个参数构成的复杂几何体,其结构参数对流动特性的影响也是多元的。

(3)对流动特性影响较敏感的螺旋段结构参数是过渡圆半径、蜗壳半径和气门凸台高度;改变蜗壳相对尺寸和螺旋坡角对该气道整体性能的影响较小。

(4)在整个升程范围内,气道流量系数随过渡圆半径增大而增大,涡流角动量随半径增大而减小;改变蜗壳半径对气道性能影响很大,但不同模型的影响程度和影响规律都有所不同;气门凸台高度的减小使流动阻力增大,流量系数减小,但螺旋气流加强,角动量流率相应增大。

参考文献

[1]Liu S,Li Y,Shi S,et al.Effect of the swirl control valve onthe in-cylinder air motion in a four-valve SI engine[C]//SAE2000-01-2058,2000.

[2]Adomeit P,Hopp M,Schmidt A,et al.CAE-based port devel-opment and flow design for SI engines[C]//SAE 2005-01-0243,2005.

[3]邱卓丹,沈捷.直喷式柴油机螺旋进气道性能试验及评价方法[J].内燃机工程,2005,26(3):27-30.Qiu Z D,Shen J.Helical inlet port test and evaluation methodfor direct injection diesel engine[J].Chinese Internal Combus-tion Engine Engineering,2005,26(3):27-30.

进气道结构参数 篇2

合理地组织柴油发动机缸内空气流动对加速缸内的油气混合、改善发动机燃烧情况,从而提高发动机的动力性、经济性和排放性都有至关重要的作用[1]。

柴油发动机的螺旋进气道结构参数对缸内涡流比的形成起决定性作用。本文研究了螺旋进气道的4个主要结构参数: 螺旋室高度H、涡壳切割量η、螺旋进气道高度μ、螺旋进气道转角θ,以及燃烧室偏心距Δa对缸内涡流比的影响,采用最新的CFD软件Converge,进行CAE的研究,使多结构参数的同时优化成为可能。并利用此软件在优于稳态试验研究的基础上,研究了动态过程中-20 °CA、0 °CA和20 °CA时刻缸内涡流比的变化情况,使数值计算过程和结果更接近发动机的实际工作过程。最后原创性地提出了一套完整的优化柴油机螺旋进气道结构参数进而优化缸内涡流比的思路。

1 数值计算模型的建立

1.1 发动机基本参数

建立了一台高速柴油发动机的气道及燃烧室三维模型,如图1所示。气道三维模型是通过三维激光坐标扫描仪扫描气道砂芯获取点云图,并导入三维建模软件中得到[2]。该柴油机基本参数如表1所示。

进、排气门的升程曲线如图2所示。其中,压缩上止点设置为0 °CA,则相应的进气门开、闭时刻分别为-376 °CA和-151 °CA,排气门开、闭时刻分别为-607 °CA和-352 °CA,气门重叠角度为24 °CA。

1.2 三维模拟计算软件介绍

本文采用的计算软件为三维计算流体力学软件Converge,其不同于其他CFD软件之处在于: 它的计算网格是在计算过程中自动生成,无需用户提前画出计算网格,从而为用户节省了大量网格制作时间[3]。在使用Converge时,用户只需将生成的STL格式的几何文件导入Converge的前处理软件中进行简单的几何检查和边界设置即可,这一步对于熟练的用户来说只需花费几十分钟。

1.3 计算模型边界条件的设计及标定

1.3.1 边界条件的设定

在发动机台架上进行2 000转的倒拖试验并测得相关试验数据。为研究进气、压缩过程缸内涡流比的变化趋势,以及压缩上止点附近缸内涡流比的情况,模拟计算发动机的工作范围设定为进气门开启前10 °CA至压缩上止点后20 °CA,则设定相应的曲轴转角范围为-386～20 °CA。根据倒拖试验测定的缸压、温度等,设定-386 °CA时刻发动机的边界条件如表2所示。

1.3.2 模型的标定

将数值模型导入计算,将得到的数值计算的计算缸压与倒拖试验的试验缸压进行对比,如图3所示。

由图3可以看出,在开始时刻计算缸压和试验缸压存在微小的波动;在之后的时刻,计算缸压和试验缸压较为吻合;在压缩上止点时刻,计算缸压略高于试验缸压,计算的最大缸压(5.812 1 MPa)比试验的最大缸压(5.718 4 MPa)高1.6%。因此,可以得出: 在误差允许的范围内,数值模型能很好地反应实际发动机的工作情况,可以使用该数值模型进行下一步的研究。

2 涡流比与进气流量系数

2.1 涡流比的计算

涡流比SR[3,4]的计算公式为

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式中,Ωflow为缸内气体的角速度,r/min;Ωcrankshaft为发动机的曲轴转速,r/min。本文中假设缸内气体流动为刚体流,其旋转轴线为气缸轴线,但实际缸内气体流动并非严格的刚体流动。

2.2 进气流量系数

Ricardo方法是目前我国内燃机行业应用较多的方法。Ricardo无量纲流量系数CF[1,4]为

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式中,Q为试验测得的实际空气体积流量,m3/s;n为进气门数目;V0为理论进气速度或速度头,m/s;AV为气门座内截面积,m2;dV为气门座内径,m;Δp为进气道压差,Pa;ρ为气门座处气体的密度,kg/m3。利用Converge软件,可以获得计算所需的参数Δp及ρ,然后计算出流量系数。

3 改变结构参数的数值模拟研究

3.1 结构参数介绍

本文研究的高速柴油机为四气门结构,采用了切向进气道和螺旋进气道相互组合的进气方式。切向进气道的优劣决定了发动机的进气量,而螺旋进气道的结构则影响发动机缸内涡流的强弱,其结构参数的微小变动将对缸内涡流比产生重要影响[5]。研究的5个主要结构参数如图4所示,通过三维建模软件改变参数H、η、μ、θ、Δa的取值,研究其对缸内涡流比的影响,其中Δμ为μ的改变量。

3.2 结构参数H的数值计算结果

如图5所示,结构参数H为螺旋进气道的螺旋室高度,改变参数H的取值,分别取H1=7.0 mm、H2=7.5 mm、H3=10.5 mm、H4=13.0 mm、H5=13.5 mm。计算得出结构参数H不同取值时的涡流比如图6所示。对比-20 °CA、0 °CA和20 °CA时刻缸内涡流比的情况,如图7所示。对比参数H不同取值的进气量,如图8所示。

由图6可以看出,在整个压缩过程中,缸内涡流比先减小,在上止点附近快速增大,达到一个峰值后再减小[6]。这是因为在压缩过程中,随着活塞的上移,进气初期形成的缸内涡流受压而减弱,从而使涡流比降低;当接近上止点时,缸内气体被强制压入燃烧室,气体旋转半径减小并产生挤流,从而使缸内涡流增强,涡流比增大并在上止点附近达到最大值;随着活塞下移,缸内气体从燃烧室内流出,气体旋转半径再次增大,缸内涡流减弱,涡流比减小。

同时,可以看出随着参数H取值的增加,缸内涡流比整体上呈先减小后增大再减小的规律,并在H取13.0 mm时,缸内涡流比获得最大值。可以得出,结构参数H与缸内涡流比之间存在非线性的相关关系,存在一个最佳H取值,使涡流比具有最大值。

分析图7可知,改变结构参数H的取值,对-20 °CA和0 °CA时刻的涡流比影响较大,而对20 °CA时刻缸内涡流比的影响相对较小,即-20 °CA和0 °CA时刻的缸内涡流比对结构参数的变化较敏感,微小的变动都会影响此时的缸内涡流比;而20 °CA时刻的缸内涡流经过了上止点的压缩过程,对结构参数的变化已经不那么敏感了。

由图8可知,虽然H的取值不断增加,但进气量的变化却不明显。在-120 °CA时,最大进气量与最小进气量之间相差0.72%,可以得出,在误差允许范围内,参数H的改变对进气量没有影响。

3.3 结构参数影响的总结

采用同样的方法,对结构参数η、μ、θ、Δa进行数值计算,得出涡流比与各结构参数之间存在一定的非线性的相关关系。

通过各参数不同取值的数值计算,表明各参数的改变对缸内涡流比的影响程度(在各参数的取值范围内,使缸内涡流比出现的最大值与最小值之间相差的幅度)是不同的;各参数改变对进气量的影响程度(在各参数的取值范围内,同时在-120 °CA时刻,发动机进气量的最大值与最小值之间的幅度)在误差允许范围内是可以忽略的。表3为各结构参数取值改变对缸内涡流比的影响程度。表4为各结构参数取值改变对进气量的影响程度。

由表3可以看出,在上止点时刻,单独改变θ、η、Δa、H 4个参数的取值对缸内涡流比的影响程度分别达到了18.81%、17.00%、16.54%和13.28%,而单独改变μ的取值对涡流比的影响程度只有6.26%。同样,在其他时刻也可以看出,结构参数θ、η、Δa、H对缸内涡流比的影响程度要高于结构参数μ。由表4可以看出,改变以上5个结构参数对进气量的影响可以忽略。

由以上分析可以得出,结构参数H、η、μ、θ共同决定了螺旋进气道的具体结构且各参数对缸内涡流比的影响程度各不相同,参数Δa对缸内涡流比也有重要的影响。因此,以优化缸内涡流比为目的优化螺旋进气道结构参数时,还需要综合考虑其他结构参数对缸内涡流比的影响程度。

4 结构参数的优化选择及分析

各结构参数对缸内涡流比的作用效果不是简单的相互叠加,而是相互制约相互影响的。合理选择各结构参数的取值,获得各结构参数的最佳取值组合,才能使缸内涡流得到改善,从而获得合理的涡流比。

采用试验设计的方法,合理地设计数值计算试验,通过分析试验结果得到涡流比与各参数之间的相关关系,进而选择出最佳的参数组合。本文采用均匀设计法[7],进行5因素11水平的试验设计,并分析了试验结果。

4.1 均匀设计法

均匀设计可以用较少的试验次数,安排多因素、多水平的析因试验,是在均匀性的度量下最好的析因试验设计方法。与正交试验设计类似,均匀设计也是通过一套精心设计的均匀表来安排试验的。由于均匀设计只考虑试验点的“均匀散布”,而不考虑“整齐可比”,因而可以大大减少试验次数,这是它与正交试验设计的最大不同之处[8,9]。

应用均匀设计法设计数值计算试验,可以用较少的试验准确地分析出各主要结构参数及其交互作用对气道性能的影响,从而为结构参数的优化设计提供依据。

4.2 数值模拟计算试验设计

研究H、η、μ、θ、Δa 5个结构参数组合对缸内涡流比的影响,各参数在其相应的取值范围内都是连续可变的。为满足试验取值点在各参数取值范围内均匀分布,各结构参数在其相应的取值范围内取11个值,如表5所示。根据均匀设计法选取均匀设计表为U11(1110)(参见参考文献10),每个均匀设计表配有其相应的使用表[10]。

按均匀设计表及其使用表安排试验,得到相应的数值计算结果如表6所示。本文中试验的响应为上止点时刻的涡流比及进气量。

4.3 计算结果处理

分析表6中的试验结果可以发现,在11组试验中,各结构参数的变化对进气量的影响为0.543～0.544 g。因此可以认为,讨论的5个结构参数对进气量没有影响,原因是在由切向进气道和螺旋进气道组成的双进气道结构中,切向气道主要决定了进气量的大小,而本文所研究的结构参数对切向气道的结构没有影响。

利用均匀设计软件Uniform Design Version 3.00对试验数据进行回归分析。根据各结构参数对涡流比的影响不同,采用多元非线性回归[11],回归方法采用后退法,显著性水平取α=0.05,初步拟定回归方程如式(5)所示。本文中设定x1=H,x2=η,x3=μ,x4=Δa,x5=θ,经过回归分析得到回归方程,如式(6)所示。

对方程进行显著性检查,样本容量N=11,显著性水平α=0.05,检验值Ft=37.59,临界值F(0.05,8,2)=19.37,Ft>F(0.05,8,2),回归方程显著。

根据所得到的回归方程预测各参数的最优化取值。为使涡流比最大(即y最大)可得,当x1=6.500、x3=1.996×10-8、x4=1.609×10-4、x5=30.00时,预期最大值为y=1.06±4.01×10-2;当x1=14.50、x3=11.57、x4=10.00、x5=7.123×10-10时,预期最小值为y=0.594±4.01×10-2。由此计算可得,缸内涡流比的最大值和最小值分别为1.035 8和0.670 8。

5 缸内流动分析

5.1 优化后数值计算结果

按回归方程的预测值,修改各结构参数的取值,获得试验涡流比A(按预期的最大涡流比修改各结构参数所得)和试验涡流比B(按预期的最小涡流比修改各结构参数所得),缸内涡流比计算结果,如图9所示。-20 °CA、0 °CA和20 °CA时刻涡流比,如图10所示。对比2种结构参数取值的进气量,如图11所示。

由图9可以看出,缸内涡流比在压缩过程的变化趋势和前文的分析一致,且在计算的整个曲轴转角范围内,曲线A都高于曲线B。因此,优化后的结构参数能保证在整个压缩过程和上止点附近都具有较高的缸内涡流比。

由图10可以看出,在上止点处,A的涡流比为1.035 8,在计算预期的涡流比y=1.06±4.01×10-2的范围内;B的涡流比为0.670 8,与计算预期的涡流比y=0.594±4.01×10-2相差5.8%。也就是说,在误差允许范围内,由试验设计回归分析所得的各结构参数与缸内涡流比的相关关系式能很好地预测和反应缸内涡流比的大小。通过分析相关关系式,可以得出各结构参数的最佳取值,从而得到预期的缸内涡流比。

需要说明的是,(1) 本文只对5个结构参数进行了相应的试验设计和回归分析。(2) 本文在回归方程建模上采用的是普遍适用的多项式回归,能在小范围内满足大多数的数据回归处理。(3) 本文在得到回归方程时,采用后退法,此方法在算法上会根据各因素的显著性大小,将某些不显著的因素忽略,因此在所得的回归方程中忽略了参数η(x2)。但必须指出η对缸内涡流比是有影响的,在利用相关关系式优化结构参数时,优先满足关系式中x1、x3、x4和x5的取值,再通过调整x2以达到预期目的。(4) 本文得到的式(6)包含的参数Δa(x4)虽然不是螺旋进气道的结构参数,但对缸内涡流比有重要影响。因此,在以优化缸内涡流比为目的优化柴油螺旋进气道结构参数而进行试验设计时,必须考虑参数Δa对涡流比的影响,这样才能全面反应结构参数对缸内涡流比的影响,而具有普遍适用性。在分析气道结构参数时,将式(6)中的x4(Δa)取零即可,而对试验设计过程和结论没有任何影响。

由图11可以看出,调整结构参数后,对进气量的影响在误差允许范围内是可以忽略的,验证了前文的观点。

5.2 优化结果分析

分析修改结构参数后对缸内流动情况的影响时,沿2个进气门的轴线做一个竖直截面,取进气门在最大升程的时刻,得到如图12所示的缸内流动速度图。其中,图12(a)对应于A的缸内情况,图12(b)对应于B的缸内情况。由于B相对于A在结构参数上有改变,所以此时的截面也存在一定的区别,且右侧进气道为螺旋进气道。

由于结构参数的改变,在最大气门升程的时刻,图12(a)中螺旋进气道右侧沿气缸壁面流入缸内的气流速度分布密度明显高于图12(b)中,即此处的气流流速高且具有更高的能量。这说明了A的螺旋进气道结构能使进气气流具有更高的旋转能量,并最终使得A中缸内具有明显高于B的涡流比。原因是由于螺旋室高度H和螺旋进气道相对位置发生改变,使图12(a)中由螺旋进气道产生的高速旋转气流能保持较高的速度通过螺旋室,从而在缸内产生较高的涡流强度,使涡流比较大;而图12(b)中,由螺旋进气道产生的高速旋转气流在螺旋室中损失的旋转能量较大,从而使气流进入气缸内的速度大幅度降低,最终导致涡流比降低。同时,由于参数Δa发生改变,使燃烧室位置发生改变,这样在进气过程中图12(a)中的气流能利用燃烧室的空间,气流进入气缸后与气缸底面碰撞,部分沿气缸底面和气缸壁面回流分散形成涡流,另一部分进入燃烧室中,沿燃烧室凹坑形成涡流;而图12(b)中的气流直接与气缸底面发生碰撞后沿气缸底面分散,不能充分形成涡流,最终导致其涡流比低于图12(a)。

在压缩上止点时刻,过2个进气道和2个排气道的中心连线做一个截面获得此时的缸内气流速度图,如图13所示。图13(a)对应于A的缸内流动,图13(b)对应于B的缸内流动。图13(b)中由于结构参数Δa发生改变使燃烧室位置发生变化。

图13(a)中由于燃烧室居中布置,使气流能在燃烧室凹坑中均匀分布,压缩上止点时刻在挤流和涡流的相互作用下燃烧室凹坑中形成2个对称分布的高强度斜轴涡流,从而充分利用了缸内的挤流作用,使上止点时刻缸内涡流比较高。图13(b)中由于燃烧室偏置,使气流在燃烧室凹坑中不能均匀分布,压缩上止点时刻左侧燃烧室凹坑内的斜轴涡流明显较右侧高且产生了向上的气流速度并与缸盖发生碰撞产生能量损失,右侧燃烧室凹坑则由于挤流作用较弱,不能形成较强的斜轴涡流。总体上来说,图13(b)中的燃烧室布置没有充分利用挤流作用且产生了较大的能量损失,从而导致缸内涡流比低于图13(a)。

6 结论

(1) 在压缩过程中,缸内涡流比经历先减小后在上止点附近快速增大,达到一个峰值后再减小的过程。-20 °CA、0 °CA时刻结构设计参数对缸内涡流比的影响比20 °CA时刻敏感。

(2) 柴油机缸内涡流比的大小是螺旋进气道各结构参数相互作用的结果。各结构参数与缸内涡流比之间存在非线性的相关关系。结构参数的微小变动对缸内涡流比的影响能达到18%以上,但对缸内进气量几乎没有影响。

(3) 当结构参数H、η、μ、Δa、θ的取值分别为6.5 mm、0 mm、1.996×10-8 mm、1.609×10-4 mm、30°时,缸内获得最大涡流比1.035 8;当取值分别为14.5 mm、0 mm、11.57 mm、10 mm、(7.123×10-10) °时,缸内获得最小涡流比0.670 8。

(4) 通过这样一套流程: 结构设计参数选择-结构设计参数重要性研究-试验设计方法选择及试验设计-试验结果回归分析和建模-回归方程分析-结构设计参数优化实现,可得出各结构参数与缸内涡流比之间的相关关系,进而实现缸内涡流比的优化。

(5) 采用最新的计算流体力学软件Converge,进行CAE研究,能实现柴油机螺旋进气道多结构设计参数的同时优化。

摘要：研究了柴油机螺旋进气道设计参数对缸内涡流比的影响,通过优化选择各结构设计参数,达到改善缸内涡流比的目的。利用三维建模软件对一台高速柴油机的进气道及燃烧室进行三维建模,采用三维计算流体力学软件Converge进行气道和缸内的流动数值模拟计算,并采用均匀设计法,设计了5因素11水平的数值模拟试验,得出了缸内涡流比与结构参数之间的相关关系式。研究结果表明:各结构参数对缸内涡流比的影响程度各不相同,结构参数改变对缸内涡流比的影响能够达到18%以上;通过分析相关关系式选择各结构参数的取值,使缸内涡流比获得最大值1.035 8和最小值0.670 8。

关键词：内燃机,螺旋进气道,结构设计参数,涡流比,均匀设计法,数值模拟

参考文献

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进气道结构参数 篇3

1 气道稳流试验

Ricardo就大连机车车辆有限公司制造的16V240ZJB型柴油机的进气道在Sharcham的稳流试验台上进行试验事项与中技公司签订了合同。试验涉及到的主要参数如表1所示。

适于中速柴油机的Ricardo流量试验台图解如图1所示。这个试验台用的风来自单缸机和试验台的主风泵,通过集油器和减压阀进入急流计,再经过压力箱进入气缸头。空气流量可通过将多余气体排入大气,亦可以通过反馈控制器送回减压阀进行控制。本文采用后一种方法。空气用150 mm水柱的固定压降通过进气阀口吹入,这个压降可以保证有充分的紊流;空气能量和涡流用粘性流动气流计和脉冲涡流计根据气阀升程的不同分别计算。试验台的正常试验精度为±2%。

对试验数据进行整理,整理结果如表2所示。

2 CAD模型建立

首先采用逆向工程,利用高精度的三维坐标扫描仪扫描进气道砂芯模型,获取其点云图,然后导入Pro/E软件中进行缝合等一系列处理,最终得到进气道的实体模型,如图2所示。

将获得的进气道模型导入UG软件中,正向建立进气道-缸内系统的完整CAD模型,进而得到不同气门升程下的计算模型。完整的CAD计算模型如图3所示。

3 计算网格生成

利用AVL-FIRE软件中FAME的自动网格生成技术,对4 mm、8 mm、12 mm、16 mm、20 mm 5种升程下的计算模型进行网格划分。为了保证模拟计算的精度,特别对气门座、气门以及气门喉口处进行网格加密处理。FAME对气道部分的处理采用六面体与四面体混合网格,而气道前部的稳压箱与气缸所用网格为六面体网格,总网格数大约80万个。8 mm气门升程下的网格生成情况如图4所示。

4 边界条件设置

4.1 湍流模型

湍流的模拟在主流区域采用k-ε双方程湍流模型,近壁区域采用标准壁面方程进行处理[2]。

4.2 初始边界条件

(1)进出口采用压力边界条件,为便于试验验证,取与气道稳流实验相一致的初始条件,即进口截面处总压为1.013×105 Pa,环境温度为25℃,进出口压差为1 470 Pa。

(2)固定壁面采用绝热无滑移边界条件。

5 计算结果分析

5.1 迹线图

图5、6所示分别为气门升程为12 mm和16 mm下的迹线图。

由图5、6可以清楚地看到气门附近的气流运动十分复杂。当气流进入螺旋室后,绝大部分气流沿着螺旋段部分通过气门进入气缸,在气缸中形成强涡流,这部分涡流即为螺旋段产生的涡流;另外有一部分气流未经过螺旋段,而是直接进入气缸,在气缸中形成相对较弱的涡流,这部分涡流即为切向部分产生的涡流;还有一部分气流经螺旋段后与切向气流的一部分产生交汇。气门的存在更是加剧了此处气流运动的复杂程度。而在出口处,气流运动已经趋于稳定,因此气道稳流试验中在此处测取涡流是比较准确的。

5.2 速度矢量分布

图7、8、9、10给出了气门升程分别为4 mm、8 mm、16 mm、20 mm,X=-0.056,YZ平面上的速度等值线图。

从图7和图8的速度矢量图上可以看到,气门入口处气体流速相对较高,而其他区域的气体流动相对平缓。因此气门与气门座之间的较小的流通截面对进入气缸气体的质量流量影响较大,也直接影响到整个气道的流通性能。该截面上有两个比较对称但中心不同、旋向相反的较大涡流;在缸壁附近具有较大速度,并且沿缸径方向其速度值变小。这一现象说明气流受气道影响较小,受气门的影响较大,因此可以考虑通过改进气门形状来改善此流通截面的流通性,从而达到增大流量系数的目的[3]。

从图9和图10的大升程下的速度矢量图上可以看到回流区域是明显存在的:气门杆附近速度较低的区域即为回流区域,缸壁附近的涡流表现得更为明显,随着气体向气缸出口流动,缸内气体运动越来越趋于均匀。需要指出的是,对该气道而言,气流交汇对回流区域产出的“贡献”并不明显。

5.3 计算值与试验值的对比

表3和表4分别给出了流量系数和平均流量系数的试验值与计算值的结果。由表3和表4可以看出,流量系数和平均流量系数的相对误差均在10%以下,可见试验值与计算值的结果还是比较吻合的,能够作为气道改进的重要参考方法[4,5]。

6 气道改进方案

6.1 改进方案1

通过流场分析注意到,气门附近流场比较复杂,且流速出现不均匀的情况。气流并没有稳定地流入气缸,一定程度上减小了流量系数。因此,首先考虑气门和气门座的改进,使两者之间的走气部分的几何空间形状更加合理,更趋于流线形。故选择将气门修改作为第1方案,使其更加趋于流线形。

图11、12给出了改进前后的示意图。

6.2 改进方案2

在主进气道的气门导管处,存在一个凸起部分,不利于气体的流动,将该部分凸起切割,可以减小该部分的回流区域,同时也增大了主进气道的流通面积,改善其流动状况。切割前后的示意图如图13和图14所示。

6.3 气道改进计算结果对比分析

按第1方案改进后的进气道在不同气门升程下流量与原进气道流量的比较结果如表5所示。由表5可见,当气门升程为4 mm时流量下降了0.42%,而随着气门升程的增加,按第1方案改进后的进气道流量也逐步增加,最大气门升程时流量增加了11.33%。

按第2方案改进后的进气道在不同升程下流量与原进气道流量的比较结果如表6所示。由表6可见,当气门升程为4 mm时流量下降了1.97%,而随着气门升程的增加,按第2方案改进后的进气道流量逐步增加,最大气门升程时流量增加了6.12%。图15给出了两种方案流量增加百分比随气门升程的变化情况。

通过对比可以看到在大升程下,进气流量的增加是比较明显的,从气道性能上可以说明通过流场分析得出的结论是正确的,同时对气道的改进也是成功的。

7 结论

根据三维数值模拟计算的结果对进气道流场进行分析, 找出气道结构中需要改进的部位,从而对气道结构进行改进。

(1)流量系数和平均流量系数的试验值与计算值的结果吻合较好,采用数值模拟的方法有益于克服传统设计中的盲目性与局限性, 为进气道的改进设计提供了高效实用的手段。

(2)气门附近的气流运动十分复杂,气门的存在更是加剧了阀座附近气流运动的复杂程度。气门附近速度较低的区域即为回流区域,缸壁附近的涡流表现得更为明显,随着气体向气缸出口流动,缸内气体运动越来越趋于均匀。

(3)两种改进方案下,气门升程最大时进气道流量分别增加了11.33%和6.12%,结果表明进气道改进方案是成功的。

摘要：为了改进16V240ZJB型柴油机性能,借助模拟计算与气道稳流试验相结合的方法,首先利用三维造型软件UG对气道进行实体建模,然后利用气道稳流试验数据为模拟计算提供边界条件,以AVL-FIRE软件为平台,采用合适的湍流模型和计算方法对气道内的三维流场进行数值模拟,得到了不同气门升程下详细的流场信息。气道性能评价参数(流量系数和涡流比)的计算结果与稳流试验台的试验结果吻合较好,验证了应用数值模拟方法评价气道的可行性;通过流场分析,找到了气道不合理的部位,提出了气道改进措施,并再次进行了数值模拟计算。计算结果表明,改进后的气道结构在大升程下进气流量得到明显提高,进气流动状态也得到了很好的改善。

关键词：机车,柴油机,进气道,数值模拟,结构优化

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进气道结构参数 篇4

直喷式柴油机的进气系统、喷油系统和燃烧室形状直接决定着柴油机的混合气形成和缸内燃烧的效果,对发动机性能的影响至关重要。气流运动对柴油机燃烧过程的影响较为显著,各种不同的内燃机燃烧过程的品质,均与空气、油气和燃气的运动状态有关[1]。进气涡流强度强烈影响着柴油机气缸内燃油分布、蒸发和混合气形成[2]。在以往的试验[2,3]和仿真[4]等研究中,只针对特定的喷油系统和燃烧室进行了变涡流比的单参数研究,并得出涡流比变化对缸内混合、燃烧过程和发动机性能的影响。但是对于不同的柴油机而言,进气涡流对其缸内过程的影响是不同的,这是由于进气涡流比与喷油系统参数之间存在着一定的匹配关系。本文应用三维仿真软件FIR E,对柴油机油束撞壁情况下的进气涡流比与喷油系统参数的匹配进行了研究,获得了柴油机进气涡流优化匹配的相关结论。

1 研究对象及计算模型

研究对象为某型直喷式柴油机。图1为柴油机原型燃烧室的网格图。发动机的主要技术参数见表1。仿真计算从压缩下止点(180°CA)开始,到膨胀下止点(540°CA)结束。柴油机的喷孔数为5,喷油器布置在气缸盖中心部位的轴线铅垂方向,无倾斜。燃烧室无偏置,为了减少计算量,选取1/5扇形作为计算域。

在仿真计算中,柴油机的缸内湍流流动模型选取了标准k-ε双方程模型;燃油射流分裂雾化模型选取了WAVE模型;燃油蒸发模型采用Dukowicz模型;液滴碰壁模型为Walljet模型;湍流燃烧模型采用EBU模型。

2 进气涡流比与喷油系统参数匹配的结果分析

2.1 涡流比与喷孔数的匹配

为了研究进气涡流对发动机燃烧过程和性能的影响,其中最关键的因素是测量进气涡流强度的大小。通常情况下涡流强度的大小用涡流比Ω来表示,涡流比是气流绕气缸轴线旋转的转速ns(r/min)与发动机转速n(r/min)之比[1]:

进气涡流影响着燃烧室内的横向涡流,涡流比的大小影响油束之间的相互干涉[5,6]。对于不同的喷孔数而言,其最优匹配的涡流比是不同的。为了分析不同喷孔数与涡流比之间的匹配关系,本文分别研究了5、6、8孔喷油器与涡流比的匹配,具体的算例设置见表2。改变喷孔数时,采用了喷孔有效流通面积相等的方法[6],对喷孔直径进行了相应的改变。原机的喷孔数为5,其喷孔直径为0.53 mm;6孔的喷孔直径为0.48 mm;8孔的喷孔直径为0.42 mm。

涡流比与喷孔数对发动机性能的影响如图2所示。

图2a为不同喷孔数与涡流比匹配对发动机指示功率Pi的影响。由图2a可见:5、6、8孔喷油器的指示功率并非随着涡流比的增大而增大,而呈先增后减的趋势,并均有拐点出现。当喷孔数为5、6时,不同涡流比下,指示功率的变化均较为平缓;而当喷孔数为8时,随着涡流比的增大,指示功率有较大的降低幅度,其中,当涡流比为2.185时,指示功率为140kW,相比最优时的指示功率下降了10%。图2b为涡流比与喷孔数以动力性为目标,进行最优匹配的指示功率Pi和指示油耗率bi的对比图。由图2b可见:对5、6、8孔喷油器的动力性最优匹配的涡流比分别为2.185、1.9、0.7,指示功率分别为156.4、155.8、156.6 kW,指示油耗率分别为190.8、191.5、190.6 g/(kW·h)。当不同的喷孔数与涡流比最优匹配时,其指示功率与指示油耗率的相对变化范围在0.5%左右。这说明对于不同的喷孔数而言,只要涡流比为其最优匹配,则发动机动力性能差别不大。

由试验分析可以得出涡流比与喷孔数之间的匹配关系:发动机的进气涡流越强,应匹配较少的喷孔数;涡流越弱,则应增加喷孔数,如图3所示。

图4为20℃A ATDC(380°CA)时,5孔喷油器在不同涡流比的缸内燃空当量比分布。对于较小口径比的柴油机,油束的撞壁现象比较普遍。在燃油喷射初期,油束顶端还没有发生大幅度偏转就已经撞到了燃烧室壁面上。因此,在该情况下,涡流比并非影响相邻油束之间的相互干涉,其主要影响燃油蒸气在燃烧室壁面的轴向分布情况。由图4可见:当涡流比为1.5时,部分燃油蒸气分布在燃烧室的凹坑内,致使凹坑内的燃油蒸气浓度较高。这是由于凹坑内的气流运动较弱,燃油蒸气的混合情况不佳,导致燃油不能完全燃烧。随着涡流比的增大,在燃烧室壁面附近的燃油蒸气沿轴向逐渐向上方移动,当涡流比为2.5时,凹坑内基本没有燃油蒸气分布。然而部分燃油蒸气被吹到活塞的顶隙处,由于活塞顶隙处的温度较低,会影响到燃烧效果。在油束的撞壁情况下,涡流比则主要影响燃油蒸气在燃烧室壁面的轴向分布情况:当涡流比过小时,燃油蒸气由于受到重力的作用,导致部分燃油蒸气残留在燃烧室凹坑内,使燃烧过程恶化;当涡流比过大时,部分燃油蒸气被吹到活塞顶隙处,同样影响了缸内的燃烧效果。因此,最优匹配的涡流比应使燃油蒸气在燃烧室壁面附近均匀分布,而且不能使燃油蒸气残留在凹坑内或被吹到活塞顶隙处。

图5为20℃A ATDC(380°CA)时,8孔喷油器不同涡流比的缸内燃空当量比分布。由图5可见:对于8孔喷油器而言,进气涡流同样影响燃油蒸气在燃烧室壁面附近的分布情况。当涡流比为2.185时,大部分燃油蒸气被吹到活塞顶隙处,影响了缸内的燃烧过程,使发动机的指示功率下降严重。

2.2 涡流比与油束夹角的匹配

涡流比的增大加强了油气混合,涡流比与喷油过程的相互作用决定了发动机最佳性能的涡流水平[7]。由前文的研究可知:进气涡流主要影响燃油蒸气在燃烧室壁面附近的轴向分布情况。而喷油器的油束夹角能够改变燃油的喷射角度,进一步改变燃油蒸气的轴向分布情况。因此,本文研究了不同涡流比下,油束夹角θ的改变对缸内燃油蒸气分布和发动机性能的影响。涡流比的变化范围为1～3,对不同的涡流比进行油束夹角的匹配。具体的算例设置见表3。

涡流比与油束夹角对发动机性能的影响如图6所示。

图6a为涡流比与油束夹角匹配对发动机性能的影响。由图6a可见:每种涡流比的情况下,均存在1个最优的油束夹角与其匹配,使指示功率达到最高;随着涡流比的增大,发动机的指示功率曲线整体呈逐渐上升趋势。在不同涡流比的情况下,随着油束夹角的变化,指示功率呈抛物线的变化趋势。图6b为涡流比与油束夹角以动力性为目标,最优匹配时的指示功率和指示油耗率的对比图。由图6b可见:当涡流比分别为1.0、1.4、1.8、2.185、2.5和3.0时,其最优匹配的油束夹角分别为164°、164°、156°、140°、136°和136°。随着涡流比的增大,指示功率变大,指示油耗率变小。其中,当涡流比为3.0时,其指示功率为162.2 kW,指示油耗率为184 g/(kW·h)。

图7为涡流比与油束夹角的匹配关系。由图7可见:涡流比越大,则应匹配较小的油束夹角。涡流比与油束夹角之间的匹配关系成反比。

图8为20℃A ATDC(380°CA)时,涡流比为2.185,不同油束夹角的缸内燃空当量比分布。由图8可见:随着油束夹角的增大,燃油蒸气在壁面附近的轴向分布呈上移趋势。当油束夹角较小时,部分燃油蒸气残留在燃烧室凹坑内;当油束夹角过大时,部分燃油蒸气被吹到活塞顶隙处。因此,通过改变油束夹角,可以调整燃油蒸气在燃烧室轴向的分布情况,以优化柴油机的燃烧过程。

2.3涡流比与喷油压力的匹配

对于给定的喷油压力p,存在着最优的涡流比,而其他的涡流比将使油气混合和缸内燃烧情况恶化[7]。本文研究了不同喷油压力与涡流比的匹配情况。原机的喷油压力为90 MPa,并分别研究了120MPa和140 MPa工况。涡流比的变化范围为1.5～3.5。表4为不同涡流比与喷油压力匹配的相关算例设置。

涡流比与喷油压力对发动机性能的影响如图9所示。

图9a为涡流比与喷油压力匹配对发动机指示功率的影响。由图9a可见:随着喷油压力的增高,指示功率逐渐升高,而且每种喷油压力下最大指示功率对应的涡流比也变大。其中,喷油压力为140MPa时,其最大的指示功率为166.9 kW,比喷油压力为90 MPa时的最大指示功率提高了约7%。图9b为涡流比与喷油压力以动力性为优化目标进行最优匹配时,指示功率与指示油耗率的对比。由图9b可见:当涡流比与喷油压力最优匹配时,随着喷油压力的增高,指示功率呈上升趋势,指示油耗率呈下降趋势。

涡流比与喷油压力之间的匹配关系如图10所示。由图10可见:喷油压力越高,其匹配的涡流比越大。喷油压力与涡流比之间的匹配成正比关系。

图11为相同涡流比情况下,不同喷油压力对缸内燃空当量比分布的影响情况。由图11可见:喷油压力越高,燃油蒸气在燃烧室凹坑内的堆积情况越严重。这是因为喷油压力越高,油束的贯穿距离越大,燃油蒸气很快撞到燃烧室壁面,由于重力作用,部分燃油蒸气残留在燃烧室凹坑内。当喷油压力为140 MPa时,燃油蒸气的浓度较低,油气混合较好,但是有大部分的燃油蒸气残留在燃烧室的凹坑内。因此,对于高喷油压力,应该加强进气涡流,以改变燃油蒸气在燃烧室轴向的分布情况,优化燃烧过程。

图12为20℃A ATDC(380°CA)时,喷油压力为140 MPa不同涡流比的缸内燃空当量比分布。由图12可见:当涡流比为3.2时,燃油蒸气在燃烧室壁面附近的分布比较均匀,没有高浓度的燃油蒸气区域出现。通过改变涡流比的大小,燃油蒸气在燃烧室壁面附近的轴向分布情况得到改善,进一步验证了前文的研究结论。

喷油压力为90、120和140 MPa时,以动力性为优化目标的最优匹配涡流比分别为2.185、2.5和3.2。对于涡流比与喷油压力最优匹配时发动机性能的差异(图13),由于涡流比已经与喷油压力最优匹配,因此燃烧室凹坑处和活塞顶隙处均未出现高浓度的燃油蒸气分布。由图13可见:喷油压力越高,则燃油的雾化、蒸发与油气混合情况较好。当喷油压力为140 MPa时,缸内的燃空当量比分布均匀,未有大面积的燃油蒸气高浓度区域出现;当喷油压力为90 MPa和120 MPa时,均出现了燃空当量比等于3.0的区域,燃油蒸气分布不均匀。

3 结论

(1)进气涡流对燃油混合的促进作用主要发生在油束撞壁以后,并影响燃油蒸气在燃烧室壁面附近的轴向分布情况。为了获得良好的动力性能,燃油蒸气不能过度集中在燃烧室底部区域和活塞顶隙处。

(2)为了使燃油蒸气空间分布较为理想,涡流比的匹配值应该随着喷孔数的增加而逐渐减小。

(3)通过改变喷油器的油束夹角,可以改善燃油蒸气在燃烧室壁面处的轴向分布情况,从而影响发动机的燃烧效果。涡流比越大,则应匹配较小的油束夹角。

(4)进气涡流能够促进燃油的雾化、蒸发与油气混合。只要合理地匹配油束夹角,就能有效地利用较强的进气涡流。

(5)以动力性为优化目标,当喷油压力较高时需适当增加涡流比的匹配值。较高的喷油压力将造成燃油蒸气撞壁后在凹坑内的堆积,不利于油气的混合与燃烧,因此需要较强的涡流比来改善燃油蒸气的空间分布情况。

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