進氣道對缸內直噴增壓汽油機性能的影響概述
論文摘要：應用穩(wěn)態(tài)CFD數值分析方法對兩種高、低滾流比進氣道進行了分析，高滾流比氣道較低滾流比氣道流量系數降低16%，但滾流比提高22%�；谶@兩種氣道對某缸內直噴增壓汽油機進氣和壓縮兩沖程油氣混合的影響進行了瞬態(tài)CFD分析，結果表明，高滾流比氣道在缸內能形成更規(guī)則的大尺度漩渦，而且缸內瞬態(tài)滾流比更高，兩種對稱氣道瞬態(tài)渦流比基本為零。進氣道流量系數對增壓發(fā)動機進氣充量影響較小。高滾流比氣道的缸內油氣分布比低滾流比氣道更均勻，湍動能也高于低滾流比氣道。因此，缸內直噴增壓汽油機宜采用高滾流比氣道。最后通過試驗進行了驗證，結果表明，高滾流比氣道燃燒在低速1500r/min滿負荷時提前5 CA左右，中速3000r/min滿負荷時提前3 CA左右，高速時兩者差別不大。高滾流比氣道燃燒持續(xù)期較低滾流比氣道縮短2 CA左右。高滾流比氣道缸內平均指示壓力循環(huán)波動系數較低滾流比氣道有較明顯的降低，燃燒穩(wěn)定性改善20%~30%，同時，比油耗降低5%~10%。
論文關鍵詞：進氣道,缸內直噴汽油機,渦輪增壓,滾流比,發(fā)動機性能
引言
近年來，隨著全球能源危機和環(huán)保問題的日益嚴峻，改善燃油經濟性，降低CO和尾氣排放成為內燃
機行業(yè)面臨的重大挑戰(zhàn)。汽油缸內直噴能夠更準確地控制燃油噴射和混合氣形成，因而能提高發(fā)動機燃油經濟性和動力性，減少冷啟動排放，且具有更良好的瞬態(tài)響應性能。另外，利用增壓可以提高進氣密度，
增加進氣量，從而更大幅度地提高動力性。在歐洲和日本，通過引進汽油缸內直噴、增壓、減小排量等技術，整車燃油經濟性比傳統(tǒng)非增壓、氣道噴射汽油機可提高15%到20%，已經很接近柴油機水平，排放已達到歐5，并且可實現歐6。因此，汽油機采用缸內直噴與渦輪增壓相結合技術成為滿足較低CO排放法規(guī)的重要技術之一。而且，隨著更為嚴格CO排放法規(guī)的出臺，各大公司有往小排量缸內直噴增壓汽油機的開發(fā)趨勢。
盡管GDI汽油機優(yōu)點眾多，但在開發(fā)過程也有許多問題有待進一步解決，比如要避免汽油噴射“濕壁”現象造成的機油釋稀，分層充氣燃燒后處理，增壓均勻混合爆震等問題。目前，利用CFD分析成為GDI燃燒系統(tǒng)的前期開發(fā)重要手段之一。本文首先對某款排量為2.0L的缸內直噴增壓汽油機的兩種高、低滾流比氣道進行了穩(wěn)態(tài)CFD分析，然后針對這兩種不同滾流比氣道進行了缸內油氣混合瞬態(tài)CFD分析。最后在發(fā)動機性能試驗臺架上進行了驗證。
1進氣道穩(wěn)態(tài)CFD分析
進氣道穩(wěn)態(tài)CFD分析幾何模型一般包括進氣道、進氣門、進氣門座、燃燒室頂部、2.5倍缸徑的模擬缸套和進口穩(wěn)壓腔。進氣道三維穩(wěn)態(tài)模擬分析流動控制方程有連續(xù)性方程，動量守恒方程，能量守恒方程和氣體狀態(tài)方程。湍流模型采用高雷諾數
模型；離散方程組的壓力和速度耦合采用SIMPLE算法；空間網格采用中心差分格式；固定壁面邊界采用絕熱無滑移，壁溫300K；在近壁區(qū)，為了避免在近壁區(qū)使用過細的計算網格，減少計算時間，采用壁面函數對邊界層進行處理。與氣道穩(wěn)態(tài)試驗臺類似，進出口采用定壓差方法，壓差設定為7.84kPa。
1.1穩(wěn)態(tài)CFD進氣道數值評價方法
對于氣道評價方法，國際上普遍采用Ricardo，FEV，AVL和SRI等方法進行評價，國內普遍用的較多的是Ricardo和AVL方法，但目前FEV方法也逐漸被采用。Ricardo和AVL方法計算某一氣門升程下氣道的流量系數是以氣門座的最小內徑為參考直徑，因此這兩種方法更多的是對氣道本身進行評價，而FEV方法的流量系數計算是以缸徑為參考直徑，因此這種方法更多的評價是偏向于氣道與發(fā)動機的匹配的合適程度，在某種意義上來說，該種方法對整機性能開發(fā)來說更重要。
結合上述評價方法，本文研究的氣道在最大氣門升程下（或在氣門升程為0.3倍的氣門座最小內徑下）進行評價，流量系數計算以缸徑為參考直徑，滾流比在0.5倍的缸徑上進行計算，如圖1所示。
圖1穩(wěn)態(tài)CFD進氣道數值評價方法示意圖
Fig.1Schematicsofintakeportassessmentmethod
流量系數計算公式如下：
（1）
（2）
（3）
上式中：C為流量系數；m為流經氣道的實際流量；m為流經氣道的理論流量；A為計算參考直徑；△為氣道壓降；ρ為進氣密度；d為缸徑。
滾流比計算公式如下：
（4）
（5）
（6）
上式中：R為滾流比；ω為0.5倍缸徑面上繞旋轉軸的角速度；ω為假想的發(fā)動機轉速；m為單元網格的質量；v為單元的切向速度；r為單元中心到旋轉軸的距離；S為發(fā)動機行程。
1.2兩種方案氣道計算結果分析
如圖2所示，修改進氣道形狀，改變氣道喉口處截面積，導致兩種氣道HTPort和LTPort的滾流比和流量系數不同。圖3為兩種氣道在數據庫中落點位置對比圖，流量系數和滾流比通過穩(wěn)態(tài)CFD數值評價方法分析得到。從圖中可以看出：HTPort流量系數比LTPort下降了16%左右，但滾流比比LTPort提高22%左右，滾流比提升較明顯。計算與試驗結果相差在3%以內，兩者吻合較好。
圖2高、低滾流比氣道幾何對比
Fig.2Geometrycomparisonofhighandlowtumbleports
圖3高低滾流比氣道流動性能對比
Fig.3Flowperformancecomparisonofhigh
andlowtumbleports
2缸內瞬態(tài)CFD分析
所研究的發(fā)動機為一臺排量為2L的缸內直噴增壓汽油機，發(fā)動機的主要參數如表1所示。
本文計算進氣和壓縮兩個沖程，工況為1500r/min全負荷，計算模型如圖4所示，進、排氣道出入口采用壓力和溫度邊界，邊界條件來自WAVE一維模型。其它壁面設置相應的溫度邊界條件。噴油從壓縮上止點420CA開始，每循環(huán)噴油量為70.35mg，噴油持續(xù)期為31.1CA。
表1發(fā)動機主要參數
Tab.1Mainspecificationoftheengine
圖4計算幾何模型
Fig.5Geometrymodelforsimulation
2.1噴霧模型校核
由于采用CFD方法直接模擬噴油器內的燃油流動及噴油器出口處的燃油液柱分解過程計算量太大，對于計算資源要求太高，現階段還難以應用到實際設計當中。目前工程上常用的方法是采用定容彈或光學發(fā)動機測量噴霧特性，然后用來對CFD計算噴霧模型進行標定，最后用標定好的模型研究缸內的油氣混合和燃燒。
所研究發(fā)動機的噴油器噴嘴為7孔，噴射壓力為15MPa，背壓1bar，燃油溫度20℃，噴射出口流速138m/s。噴霧模型的選擇對缸內油氣混合過程的模擬分析非常重要，計算采用拉格朗日多相流耦合算法，噴嘴模型采用Effective模型，霧化及破碎模型采用Reitz模型，能量、動量及質量傳遞模型采用Standard模型，燃油物性可變并通過子程序實現，撞壁模型采用Bai+Switch30模型，考慮湍動能耗散和重力的影響。
圖5為不同時刻定容彈噴霧試驗與模擬結果的對比結果，兩者貫穿距非常接近，形狀也較為吻合，因此選用本噴霧模型和噴嘴參數進行油氣混合分析。
圖5噴霧模型定容校核
Fig.5Testandsimulationcomparisonofinjectionspray
2.3進氣流場分析
圖6給出了兩種氣道不同時刻的速度場分布。從圖中可以看出，在470CA，進氣門處于最大升程，高滾流比氣道HTPort在缸內形成兩個明顯的漩渦，而低滾流比氣道LTPort則在多處形成漩渦，但均不明顯，分布顯得有點雜亂。在590CA進氣門關閉時，HTPort在缸內形成一明顯漩渦，而LTPort則不是那么明顯，這種趨勢一直保持到活塞快接近上止點。
LTPortHTPort
圖6速度場分布比較
Fig.6Comparisonofvelocitymagnitude
由于增壓，進氣道進口壓力大于環(huán)境壓力，氣流通過壓氣機壓縮進入缸內，雖然兩氣道的流量系數差16%，但進氣量差別卻不明顯，如圖7所示，在1500r/min全負荷工況下均為815mg/循環(huán)左右，此時過量空氣系數Lambda為0.7881左右。因此，對于增壓GDI發(fā)動機，進氣道流量系數對進氣充量影響較小。如圖8所示，由于高滾流比氣道在缸內形成更為規(guī)則的大尺度的漩渦，高滾流比氣道在缸內的瞬態(tài)滾流比較低滾流比氣道更高，在氣門最大升程470CA時，LTPort氣道滾流比為0.256，HTPort氣道滾流比為1.455，差別較大，這也與穩(wěn)態(tài)CFD分析結果趨勢一致。對于渦流比，由于兩種氣道均對稱，氣流作用相互抵消，因此，缸內瞬態(tài)渦流比基本為零。
圖7每循環(huán)進氣量比較
Fig.7Comparisonofairflowmasspercycle
圖8滾流比及渦流比比較
Fig.8Comparisonoftumbleandswirlratio
2.4湍動能分析
如圖9所示，在氣門最大升程470CA時，由于HTPort滾流比高，HTPort湍動能強度空間分布比LTPort強烈且范圍廣，這有利于油氣混合。在700CA時，此時接近點火時刻，在火花塞周圍的湍動能高滾流比氣道明顯高于低滾流比氣道。
LTPortHTPort
圖9470CA和700CA的湍動能分布比較
Fig.9ComparisonofTKEat470CAand700CA
如圖10所示，在710CA時，LTPort的湍動能TKE為8.21m/s，而HTPort的TKE為16.8m/s，高于指導值15m/s，這有利于點火成功。因此，高滾流比氣道有利于提高火焰?zhèn)鞑ニ俣龋涌烊紵俾�。特別是對于增壓機而言，為了減小爆震傾向，在對充氣效率影響較小的情況下，更應提高滾流比，在中低速部分負荷下，提前點火，增加扭矩，提高低速瞬態(tài)響應。因此，對于缸內直噴增壓汽油機采用高滾流比氣道較好。
圖10湍動能對比
Fig.10ComparisonofTKE
2.5缸內油氣混合均勻性
圖10為兩氣道在550CA時的油氣混合分布圖，此時噴霧已經結束，從圖中可以看出，油氣在高滾流比明顯漩渦的氣流下，被卷入空間的油霧分子要比低滾流比氣道要多，也就是說，在進氣和壓縮沖程氣流對噴霧和霧化是會產生影響的。 這也直接影響到未蒸發(fā)油粒在活塞和氣缸套上的分布量，從而影響到“濕壁”。
如圖11所示，HTPort氣道的過量空氣系數Lambda容積分數曲線比LTPort瘦高。這表明，HTPort在某一Lambda下的概率高于LTPort，也就是說，高滾流比氣道在缸內的油氣分布總體上比低滾流比氣道分布更均勻，這有利于增加燃燒速率，減少HC和NOx排放。另外，如圖12所示，氣道對索特平均直徑的影響不明顯，均小于15μm，這有利于油氣的均勻混合。
LTPortHTPort
圖10油氣混合比較
Fig.10Comparisonofairandfuelmixture
圖11Lambda在710CA時均勻性分布
Fig.11UniformdistributioncomparisonofLambdaat710C
圖12索特平均直徑
Fig.12ComparisonofSMDvalue
3試驗驗證
3.1試驗裝置
圖13為試驗裝置示意簡圖。試驗裝置主要包括發(fā)動機，測功機，發(fā)動機測控系統(tǒng)，缸內壓力采集系統(tǒng)，排氣采集分析裝置等。發(fā)動機為一臺2L增壓缸內直噴汽油機。測功機型號為APIFR800BRV。油耗儀采用KMA型號。煙度計采用AVL415型號。排放儀采用Horiba的MEXA7170EGR型號。發(fā)動機缸蓋上每缸裝有Kistler6052型號壓力傳感器，與AVL的高速采集系統(tǒng)Indimaster連接。
1-發(fā)動機；2-排氣分析儀；3-渦輪增壓器；4-進氣流量計；5-缸壓傳感器；6-進氣中冷器；7-角標；8-數據采集系統(tǒng)；9-燃油箱；10-油耗儀；11-高壓油泵；12-高壓油軌；13-噴油器；14-測功機
圖13試驗裝置示意圖
Fig.13Schematicsofexperimentalsetup
3.2試驗結果及分析
對以上穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)數值CFD分析的兩種高、低滾流比進氣道HTPort1和LTPort2進行了性能試驗，本文著重對這兩種氣道在低速1500r/min滿負荷工況，中速3000r/min最大扭矩工況和高速5000r/min最高功率工況的動力性、經濟性及燃燒速率、穩(wěn)定性進行分析。試驗通過控制渦輪增壓器旁通閥，調整進氣岐管壓力，兩種氣道發(fā)動機的功率、扭矩均達到了目標值。但兩者的經濟性、燃燒速率和穩(wěn)定性不同。
燃燒穩(wěn)定性一般采用缸內平均指示壓力循環(huán)波動系數COV來表征，該值是采集到的多個循環(huán)的缸內平均指示壓力IMEP的樣本標準方差與其平均值的比值。本試驗采集300個循環(huán)進行分析。如圖16所示，HTPort缸內平均指示壓力循環(huán)波動系數COV為1.1%到2.2%，LTPort的COV為1.7%到2.9%。兩者隨著轉速的提高COV均明顯降低，這表明高速燃燒較低速更穩(wěn)定。在相同的工況下，HTPort的燃燒穩(wěn)定性較LTPort改善20%~30%，這充分表明，高滾流比氣道較低滾流比氣道燃燒穩(wěn)定性有明顯的改善。
圖14兩種氣道比油耗比較
Fig.14ComparisonofBSFC
圖15兩種氣道燃燒速率比較
Fig.15Comparisonoffuelmassburnrate
圖16兩種氣道缸內平均指示壓力循環(huán)波動系數比較
Fig.16ComparisonofCOV
4結論
�。�1）穩(wěn)態(tài)CFD數值分析表明，與低滾流比氣道相比，高滾流比氣道的流量系數盡管有所降低，但滾流比卻提高明顯，而且與試驗結果一致。
�。�2）瞬態(tài)CFD計算結果表明，高滾流比氣道在缸內形成更規(guī)則的大尺度漩渦，在缸內的瞬態(tài)滾流比低滾流比氣道更高，并與穩(wěn)態(tài)CFD分析結果趨勢一致；渦流比受氣道對稱的影響，氣流作用相互抵消，缸內瞬態(tài)渦流比基本為零。
（3）高、低滾流比氣道的流量系數雖然差別較大，但對增壓發(fā)動機進氣充量影響較��；高滾流比氣道缸內湍動能高于低滾流比氣道，過量空氣系數的分布要比低滾流比氣道均勻。缸內直噴增壓汽油機宜采用高滾流比氣道。
�。�4）試驗結果表明，高滾流比氣道的燃燒在中、低速時都有所提前且燃燒速率更快，但在高速時兩者差別不大；高滾流比氣道的缸內平均指示壓力循環(huán)波動系數和燃燒穩(wěn)定性有明顯的改善，比油耗降低明顯。
參考文獻
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3 William Attard, Harry C. Watson, Steven Konidaris and Mohammad Ali Khan. Comparing thePerformance and Limitations of a Downsized Formula SAE Engine in NormallyAspirated, Supercharged and Turbocharged Models[C]. SAE Paper. 2006-32-0072.
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論文關鍵詞：進氣道,缸內直噴汽油機,渦輪增壓,滾流比,發(fā)動機性能
引言
近年來，隨著全球能源危機和環(huán)保問題的日益嚴峻，改善燃油經濟性，降低CO和尾氣排放成為內燃
機行業(yè)面臨的重大挑戰(zhàn)。汽油缸內直噴能夠更準確地控制燃油噴射和混合氣形成，因而能提高發(fā)動機燃油經濟性和動力性，減少冷啟動排放，且具有更良好的瞬態(tài)響應性能。另外，利用增壓可以提高進氣密度，
增加進氣量，從而更大幅度地提高動力性。在歐洲和日本，通過引進汽油缸內直噴、增壓、減小排量等技術，整車燃油經濟性比傳統(tǒng)非增壓、氣道噴射汽油機可提高15%到20%，已經很接近柴油機水平，排放已達到歐5，并且可實現歐6。因此，汽油機采用缸內直噴與渦輪增壓相結合技術成為滿足較低CO排放法規(guī)的重要技術之一。而且，隨著更為嚴格CO排放法規(guī)的出臺，各大公司有往小排量缸內直噴增壓汽油機的開發(fā)趨勢。
盡管GDI汽油機優(yōu)點眾多，但在開發(fā)過程也有許多問題有待進一步解決，比如要避免汽油噴射“濕壁”現象造成的機油釋稀，分層充氣燃燒后處理，增壓均勻混合爆震等問題。目前，利用CFD分析成為GDI燃燒系統(tǒng)的前期開發(fā)重要手段之一。本文首先對某款排量為2.0L的缸內直噴增壓汽油機的兩種高、低滾流比氣道進行了穩(wěn)態(tài)CFD分析，然后針對這兩種不同滾流比氣道進行了缸內油氣混合瞬態(tài)CFD分析。最后在發(fā)動機性能試驗臺架上進行了驗證。
1進氣道穩(wěn)態(tài)CFD分析
進氣道穩(wěn)態(tài)CFD分析幾何模型一般包括進氣道、進氣門、進氣門座、燃燒室頂部、2.5倍缸徑的模擬缸套和進口穩(wěn)壓腔。進氣道三維穩(wěn)態(tài)模擬分析流動控制方程有連續(xù)性方程，動量守恒方程，能量守恒方程和氣體狀態(tài)方程。湍流模型采用高雷諾數
模型；離散方程組的壓力和速度耦合采用SIMPLE算法；空間網格采用中心差分格式；固定壁面邊界采用絕熱無滑移，壁溫300K；在近壁區(qū)，為了避免在近壁區(qū)使用過細的計算網格，減少計算時間，采用壁面函數對邊界層進行處理。與氣道穩(wěn)態(tài)試驗臺類似，進出口采用定壓差方法，壓差設定為7.84kPa。1.1穩(wěn)態(tài)CFD進氣道數值評價方法
對于氣道評價方法，國際上普遍采用Ricardo，FEV，AVL和SRI等方法進行評價，國內普遍用的較多的是Ricardo和AVL方法，但目前FEV方法也逐漸被采用。Ricardo和AVL方法計算某一氣門升程下氣道的流量系數是以氣門座的最小內徑為參考直徑，因此這兩種方法更多的是對氣道本身進行評價，而FEV方法的流量系數計算是以缸徑為參考直徑，因此這種方法更多的評價是偏向于氣道與發(fā)動機的匹配的合適程度，在某種意義上來說，該種方法對整機性能開發(fā)來說更重要。
結合上述評價方法，本文研究的氣道在最大氣門升程下（或在氣門升程為0.3倍的氣門座最小內徑下）進行評價，流量系數計算以缸徑為參考直徑，滾流比在0.5倍的缸徑上進行計算，如圖1所示。
圖1穩(wěn)態(tài)CFD進氣道數值評價方法示意圖
Fig.1Schematicsofintakeportassessmentmethod
流量系數計算公式如下：
（1）（2）（3）上式中：C為流量系數；m為流經氣道的實際流量；m為流經氣道的理論流量；A為計算參考直徑；△為氣道壓降；ρ為進氣密度；d為缸徑。
滾流比計算公式如下：
（4）（5）（6）上式中：R為滾流比；ω為0.5倍缸徑面上繞旋轉軸的角速度；ω為假想的發(fā)動機轉速；m為單元網格的質量；v為單元的切向速度；r為單元中心到旋轉軸的距離；S為發(fā)動機行程。
1.2兩種方案氣道計算結果分析
如圖2所示，修改進氣道形狀，改變氣道喉口處截面積，導致兩種氣道HTPort和LTPort的滾流比和流量系數不同。圖3為兩種氣道在數據庫中落點位置對比圖，流量系數和滾流比通過穩(wěn)態(tài)CFD數值評價方法分析得到。從圖中可以看出：HTPort流量系數比LTPort下降了16%左右，但滾流比比LTPort提高22%左右，滾流比提升較明顯。計算與試驗結果相差在3%以內，兩者吻合較好。
圖2高、低滾流比氣道幾何對比
Fig.2Geometrycomparisonofhighandlowtumbleports
圖3高低滾流比氣道流動性能對比
Fig.3Flowperformancecomparisonofhigh
andlowtumbleports
2缸內瞬態(tài)CFD分析
所研究的發(fā)動機為一臺排量為2L的缸內直噴增壓汽油機，發(fā)動機的主要參數如表1所示。
本文計算進氣和壓縮兩個沖程，工況為1500r/min全負荷，計算模型如圖4所示，進、排氣道出入口采用壓力和溫度邊界，邊界條件來自WAVE一維模型。其它壁面設置相應的溫度邊界條件。噴油從壓縮上止點420CA開始，每循環(huán)噴油量為70.35mg，噴油持續(xù)期為31.1CA。
表1發(fā)動機主要參數
Tab.1Mainspecificationoftheengine
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名稱 |
主要技術參數 |
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型式 |
4缸，缸內中心直噴，增壓中冷汽油機 |
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缸徑/mm |
88 |
|
行程/mm |
91 |
|
總排量/L |
2.0 |
|
壓縮比 |
10 |
|
標定功率/kW |
170 (5000r/min) |
|
最大扭矩/(N.m) |
360 (1700 ~ 4500 r/min) |
圖4計算幾何模型
Fig.5Geometrymodelforsimulation
2.1噴霧模型校核
由于采用CFD方法直接模擬噴油器內的燃油流動及噴油器出口處的燃油液柱分解過程計算量太大，對于計算資源要求太高，現階段還難以應用到實際設計當中。目前工程上常用的方法是采用定容彈或光學發(fā)動機測量噴霧特性，然后用來對CFD計算噴霧模型進行標定，最后用標定好的模型研究缸內的油氣混合和燃燒。
所研究發(fā)動機的噴油器噴嘴為7孔，噴射壓力為15MPa，背壓1bar，燃油溫度20℃，噴射出口流速138m/s。噴霧模型的選擇對缸內油氣混合過程的模擬分析非常重要，計算采用拉格朗日多相流耦合算法，噴嘴模型采用Effective模型，霧化及破碎模型采用Reitz模型，能量、動量及質量傳遞模型采用Standard模型，燃油物性可變并通過子程序實現，撞壁模型采用Bai+Switch30模型，考慮湍動能耗散和重力的影響。
圖5為不同時刻定容彈噴霧試驗與模擬結果的對比結果，兩者貫穿距非常接近，形狀也較為吻合，因此選用本噴霧模型和噴嘴參數進行油氣混合分析。
圖5噴霧模型定容校核
Fig.5Testandsimulationcomparisonofinjectionspray
2.3進氣流場分析
圖6給出了兩種氣道不同時刻的速度場分布。從圖中可以看出，在470CA，進氣門處于最大升程，高滾流比氣道HTPort在缸內形成兩個明顯的漩渦，而低滾流比氣道LTPort則在多處形成漩渦，但均不明顯，分布顯得有點雜亂。在590CA進氣門關閉時，HTPort在缸內形成一明顯漩渦，而LTPort則不是那么明顯，這種趨勢一直保持到活塞快接近上止點。
|
|
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LTPortHTPort
圖6速度場分布比較
Fig.6Comparisonofvelocitymagnitude
由于增壓，進氣道進口壓力大于環(huán)境壓力，氣流通過壓氣機壓縮進入缸內，雖然兩氣道的流量系數差16%，但進氣量差別卻不明顯，如圖7所示，在1500r/min全負荷工況下均為815mg/循環(huán)左右，此時過量空氣系數Lambda為0.7881左右。因此，對于增壓GDI發(fā)動機，進氣道流量系數對進氣充量影響較小。如圖8所示，由于高滾流比氣道在缸內形成更為規(guī)則的大尺度的漩渦，高滾流比氣道在缸內的瞬態(tài)滾流比較低滾流比氣道更高，在氣門最大升程470CA時，LTPort氣道滾流比為0.256，HTPort氣道滾流比為1.455，差別較大，這也與穩(wěn)態(tài)CFD分析結果趨勢一致。對于渦流比，由于兩種氣道均對稱，氣流作用相互抵消，因此，缸內瞬態(tài)渦流比基本為零。
圖7每循環(huán)進氣量比較
Fig.7Comparisonofairflowmasspercycle
圖8滾流比及渦流比比較
Fig.8Comparisonoftumbleandswirlratio
2.4湍動能分析
如圖9所示，在氣門最大升程470CA時，由于HTPort滾流比高，HTPort湍動能強度空間分布比LTPort強烈且范圍廣，這有利于油氣混合。在700CA時，此時接近點火時刻，在火花塞周圍的湍動能高滾流比氣道明顯高于低滾流比氣道。
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LTPortHTPort
圖9470CA和700CA的湍動能分布比較
Fig.9ComparisonofTKEat470CAand700CA
如圖10所示，在710CA時，LTPort的湍動能TKE為8.21m/s，而HTPort的TKE為16.8m/s，高于指導值15m/s，這有利于點火成功。因此，高滾流比氣道有利于提高火焰?zhèn)鞑ニ俣龋涌烊紵俾�。特別是對于增壓機而言，為了減小爆震傾向，在對充氣效率影響較小的情況下，更應提高滾流比，在中低速部分負荷下，提前點火，增加扭矩，提高低速瞬態(tài)響應。因此，對于缸內直噴增壓汽油機采用高滾流比氣道較好。
圖10湍動能對比
Fig.10ComparisonofTKE
2.5缸內油氣混合均勻性
圖10為兩氣道在550CA時的油氣混合分布圖，此時噴霧已經結束，從圖中可以看出，油氣在高滾流比明顯漩渦的氣流下，被卷入空間的油霧分子要比低滾流比氣道要多，也就是說，在進氣和壓縮沖程氣流對噴霧和霧化是會產生影響的。 這也直接影響到未蒸發(fā)油粒在活塞和氣缸套上的分布量，從而影響到“濕壁”。
如圖11所示，HTPort氣道的過量空氣系數Lambda容積分數曲線比LTPort瘦高。這表明，HTPort在某一Lambda下的概率高于LTPort，也就是說，高滾流比氣道在缸內的油氣分布總體上比低滾流比氣道分布更均勻，這有利于增加燃燒速率，減少HC和NOx排放。另外，如圖12所示，氣道對索特平均直徑的影響不明顯，均小于15μm，這有利于油氣的均勻混合。
LTPortHTPort
圖10油氣混合比較
Fig.10Comparisonofairandfuelmixture
圖11Lambda在710CA時均勻性分布
Fig.11UniformdistributioncomparisonofLambdaat710C
圖12索特平均直徑
Fig.12ComparisonofSMDvalue
3試驗驗證
3.1試驗裝置
圖13為試驗裝置示意簡圖。試驗裝置主要包括發(fā)動機，測功機，發(fā)動機測控系統(tǒng)，缸內壓力采集系統(tǒng)，排氣采集分析裝置等。發(fā)動機為一臺2L增壓缸內直噴汽油機。測功機型號為APIFR800BRV。油耗儀采用KMA型號。煙度計采用AVL415型號。排放儀采用Horiba的MEXA7170EGR型號。發(fā)動機缸蓋上每缸裝有Kistler6052型號壓力傳感器，與AVL的高速采集系統(tǒng)Indimaster連接。
1-發(fā)動機；2-排氣分析儀；3-渦輪增壓器；4-進氣流量計；5-缸壓傳感器；6-進氣中冷器；7-角標；8-數據采集系統(tǒng)；9-燃油箱；10-油耗儀；11-高壓油泵；12-高壓油軌；13-噴油器；14-測功機
圖13試驗裝置示意圖
Fig.13Schematicsofexperimentalsetup
3.2試驗結果及分析
對以上穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)數值CFD分析的兩種高、低滾流比進氣道HTPort1和LTPort2進行了性能試驗，本文著重對這兩種氣道在低速1500r/min滿負荷工況，中速3000r/min最大扭矩工況和高速5000r/min最高功率工況的動力性、經濟性及燃燒速率、穩(wěn)定性進行分析。試驗通過控制渦輪增壓器旁通閥，調整進氣岐管壓力，兩種氣道發(fā)動機的功率、扭矩均達到了目標值。但兩者的經濟性、燃燒速率和穩(wěn)定性不同。
燃燒穩(wěn)定性一般采用缸內平均指示壓力循環(huán)波動系數COV來表征，該值是采集到的多個循環(huán)的缸內平均指示壓力IMEP的樣本標準方差與其平均值的比值。本試驗采集300個循環(huán)進行分析。如圖16所示，HTPort缸內平均指示壓力循環(huán)波動系數COV為1.1%到2.2%，LTPort的COV為1.7%到2.9%。兩者隨著轉速的提高COV均明顯降低，這表明高速燃燒較低速更穩(wěn)定。在相同的工況下，HTPort的燃燒穩(wěn)定性較LTPort改善20%~30%，這充分表明，高滾流比氣道較低滾流比氣道燃燒穩(wěn)定性有明顯的改善。
圖14兩種氣道比油耗比較
Fig.14ComparisonofBSFC
圖15兩種氣道燃燒速率比較
Fig.15Comparisonoffuelmassburnrate
圖16兩種氣道缸內平均指示壓力循環(huán)波動系數比較
Fig.16ComparisonofCOV
4結論
�。�1）穩(wěn)態(tài)CFD數值分析表明，與低滾流比氣道相比，高滾流比氣道的流量系數盡管有所降低，但滾流比卻提高明顯，而且與試驗結果一致。
�。�2）瞬態(tài)CFD計算結果表明，高滾流比氣道在缸內形成更規(guī)則的大尺度漩渦，在缸內的瞬態(tài)滾流比低滾流比氣道更高，并與穩(wěn)態(tài)CFD分析結果趨勢一致；渦流比受氣道對稱的影響，氣流作用相互抵消，缸內瞬態(tài)渦流比基本為零。
（3）高、低滾流比氣道的流量系數雖然差別較大，但對增壓發(fā)動機進氣充量影響較��；高滾流比氣道缸內湍動能高于低滾流比氣道，過量空氣系數的分布要比低滾流比氣道均勻。缸內直噴增壓汽油機宜采用高滾流比氣道。
�。�4）試驗結果表明，高滾流比氣道的燃燒在中、低速時都有所提前且燃燒速率更快，但在高速時兩者差別不大；高滾流比氣道的缸內平均指示壓力循環(huán)波動系數和燃燒穩(wěn)定性有明顯的改善，比油耗降低明顯。
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關鍵字：機械,北京
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