基于模擬計算的GDI發動機燃燒室優化設計

李學偉，凌鑫晨，曹波

(泛亞汽車技術中心有限公司，上海 201201)

隨著排放及油耗法規的日益嚴苛[1-2]，采用更高壓縮比、引入深度米勒循環和高壓缸內直噴技術的發動機受到了越來越多的關注[3-9]。

在新一代的發動機燃燒系統開發過程中，需要考慮燃燒室及進排氣系統的設計，噴油器的選型和布置，氣門正時及噴油相位等因素[10]。在此過程中，通過合理的、流程化的CAE分析，可以大幅降低燃燒系統的開發周期[11-12]。本研究以一款高壓縮比的直噴汽油機為對象，通過CFD模擬計算，研究了不同燃燒室對缸內流動、噴霧過程以及混合氣形成的影響。提出了基于滾流、旋流、缸內當量比分布等8項指標的燃燒室設計評價體系，并以此對計算結果進行分析。

1 缸內過程計算模型

整個發動機循環計算過程從排氣時刻開始，包括排氣、掃氣、進氣、壓縮4個階段。計算區域的模型見圖 1，計算的發動機工況見表 1。為了增強計算的收斂性，分別將進氣入口和排氣出口延長30 mm。根據實際進排氣門升程曲線和活塞運動規律，利用AVL Fire軟件中的Fame Engine Plus工具構建了整個計算過程的動網格，最大網格數量控制在120萬左右。計算過程中，進氣道入口設置流量和溫度邊界，排氣道出口設置溫度和壓力邊界，其他壁面采用溫度邊界，所有的邊界條件均由一維計算得到。本研究對低轉速(1 500 r/min全負荷)和高轉速(4 400 r/min全負荷)兩種工況進行分析計算，其中高轉速工況對混合氣進行了加濃。

圖1 缸內流動計算區域示意

計算工況轉速/r·min-1當量比進氣門關閉時刻/(°)點火時刻/(°)噴油時刻/(°)115001．0531730420，480，580244001．2542720420

為研究不同燃燒室結構對缸內氣體流動形成過程的影響，選取4種不同的燃燒室設計對缸內流動進行計算：base方案為原始設計(壓縮比為12.5)，v01，v02和v03是優化設計方案(壓縮比都為12.0)，各設計方案調整的主要設計參數見圖 2和表 2。其中，H1表示屋脊形燃燒室的屋脊高度，H2和H3分別表示進排氣氣門與活塞間的間隙。優化設計時，首先需要考慮發動機加工需求，為避免氣門撞上活塞，氣門活塞的最小間隙需有一定余量，故優化設計中增大了H2及H3；其次為避免過高壓縮比帶來的試驗風險，優化設計時調整了屋脊高度H1及活塞頂部形狀，并將壓縮比減小到12.0；最后滿足12.0壓縮比的設計要求，微調了燃燒室局部位置的曲面。

圖2 燃燒室設計結構參數示意

設計方案壓縮比H1H2H3活塞頂部形狀base12．5BaseH1BaseH2BaseH3全凹v0112．0+1．2mm+1．1mm+1．5mm平面v0212．0+1．2mm+0．8mm+1．6mm半凹v0312．0+0．6mm+0．8mm+1．6mm半凹

2 噴霧模型及標定

噴霧對缸內混合氣的形成以及燃燒過程都起著重要作用，因此在計算缸內過程之前，需要對噴霧模型進行標定。計算所用噴油器共6個噴孔，噴孔直徑為0.2 mm，單個油束的噴霧錐角為14°，噴孔位置及噴油落點均呈三角形分布。

噴霧模型中，蒸發模型選擇Dukowicz模型[13]，破碎模型選擇Wave模型[14-15]。模型標定時，燃油為正庚烷，燃料噴射壓力及環境壓力分別為1 MPa和0.1 MPa。模型標定結果見圖 3和圖 4。調整各子模型參數，得到的噴霧貫穿距離模擬值和試驗值的對比見圖 3。由圖3可知，計算值和試驗結果較為接近。圖 4示出各時刻CFD計算噴霧形狀與試驗測試噴霧形狀的對比。從油束分布、粒子貫穿距離等的對比可以看出，計算結果和試驗值的吻合度較高。因此本研究所用模型對于噴嘴參數的設置能夠體現噴嘴真實的噴霧特性，進而保證了后續缸內噴霧模擬計算的計算精度。

圖3 噴霧貫穿距離的標定結果與試驗值對比

圖4 不同時刻噴霧形狀對比

3 計算結果及分析

根據AVL對缸內流動過程的評價體系，對計算結果進行了分析，通過缸內滾流比(Tumble)、缸內旋流(w-swirl)、湍動能、火花塞附近的流速以及缸內燃料濃度分布等指標對不同的燃燒室設計進行了對比及分析。

3.1 滾流

缸內滾流影響進氣及壓縮過程中的油氣混合，同時也決定了缸內湍動能，進而影響點火過程，因此滾流是評價燃燒室設計的重要指標之一。滾流越大，缸內氣體對噴霧的攪動作用越強，有利于油氣混合更均勻；另一方面，滾流越大，缸內混合氣的動能越大，也有利于提高點火后的火焰擴散速度，進而提高發動機的動力性和燃油經濟性。由于進氣門關閉后缸內滾流可以較好地保持，故通常將進氣門關閉 (Intake Valve Close, IVC) 時刻的滾流比作為主要參考量。圖 5示出4種燃燒室設計分別在高轉速和低轉速工況下，缸內滾流的計算結果對比。由圖5可見，1 500 r/min工況下，4種燃燒室在進氣門關閉時刻的滾流比分別為1.04，1.29，1.21和1.22；當轉速為4 400 r/min時，滾流比分別為1.32，1.55，1.64和1.30。由此說明，原始的高壓縮比設計(base)得到的滾流較小，低轉速下3種優化設計得到的滾流較為接近，高轉速工況下v02設計得到的滾流最大。

圖5 滾流計算結果對比

3.2 旋流

缸內旋流對火焰向各方向的傳播造成影響，過大的旋流引起局部火焰傳播過慢，進而有可能增加發動機的爆震傾向。低速大負荷時，通過燃燒室的優化設計減小缸內旋流，可以降低發動機爆震趨勢，因此在相同情況下可以將點火時刻提前，有利于提高發動機動力性和改善發動機排放。通常將點火時刻的缸內旋流作為最主要的參考指標，燃燒室設計通常以降低缸內旋流為目標。圖 6示出缸內旋流計算結果的對比。在1 500 r/min工況下，4種燃燒室在點火時刻的旋流比分別為0.362，0.273，0.306和0.059；當轉速為4 400 r/min時，旋流比分別為0.546，0.496，0.608和0.393。v03優化設計得到的缸內旋流比最小，尤其是在低轉速工況下，與其他3種設計相比降低了約80%。

圖6 旋流計算結果對比

3.3 湍動能

湍動能的大小直接決定了火花塞放電后混合氣起燃的難易程度。圖 7示出缸內湍動能計算結果的對比。

圖7 湍動能計算結果對比

湍動能越大越有利于火核的擴散與發展，進而提高燃燒效率、改善發動機動力性和經濟性，因此燃燒室優化設計的目標是獲取盡可能大的湍動能。由于不同工況下缸內湍動能差異較大，本研究將湍動能的計算結果進行了量綱1處理，用u′/Cm表征缸內的湍流強度：

(1)

從圖7可以看出，原始設計下的湍動能較小，3種優化設計在不同程度上都改善了湍動能。1 500 r/min工況下，點火時刻4種燃燒室的u′/Cm分別為0.382，0.394，0.406和0.416；4 400 r/min工況的u′/Cm為0.552，0.577，0.585和0.586。從計算結果可知，v03的優化設計獲得了相對較大的湍動能。

圖 8示出點火時刻湍動能分布對比。湍動能越大，越有利于點火后減小滯燃期和提高初始火焰速度，因此湍動能中心離火花塞越近越有利于著火及火焰傳播，進而改善發動機的動力性和經濟性。從圖8可以看出，base和v01設計在點火時刻湍動能中心偏向進氣側，而v02和v03湍動能中心在火花塞附近，其中v03的最大湍動能更大，更有利于缸內燃燒。

圖8 點火時刻湍動能分布對比

3.4 流速

火花塞附近的速度場會影響火核剛形成時的拉伸強度，進而對火焰發展及傳播產生較大影響。火花塞位置流速過大會導致火焰向各方向傳播速度產生差異，甚至導致點火后電弧被吹熄，因此設計開發中需降低點火時刻該區域的流動速度。圖 9示出火花塞附近流速計算結果的對比。圖9中速度值是以火花塞電極為中心，半徑5 mm球形區域內的平均速度。由圖9可知，1 500 r/min工況下，4種設計的計算結果分別為2.25，2.48，2.39，1.32 m/s；4 400 r/min工況的計算結果為12.32，13.80，17.88，5.31 m/s。低轉速下火花塞位置的速度較小，對燃燒過程影響不大。高轉速時，原始設計的計算結果為12.32 m/s，優化設計v03速度計算值僅為5.31 m/s，比原始設計降低了60%以上，因此采用該設計可以獲得較好的燃燒穩定性。v01和v02的計算結果卻都大于原始設計，在一定程度上會使燃燒效果變差。

圖9 火花塞附近平均流速對比

3.5 當量比

圖 10示出點火時刻缸內當量比分布的對比。缸內當量比分布是評價缸內混合氣均勻性的指標，當量比分布越集中在目標當量比附近，說明缸內燃油與空氣的混合越均勻。缸內混合氣的均勻性越高，則局部過濃或過稀的概率越低，由此造成的排放物濃度升高的概率也越低。因此，提高缸內混合氣均勻性有利于改善發動機的排放。由圖10可見，在低轉速工況，缸內當量比分布都集中在1附近；在高轉速工況下當量比分布范圍較大，且離目標當量比(1.2)較遠的分布情況也較多。造成這一現象的原因主要是低轉速時燃油有更多的時間可以在缸內進行霧化與蒸發，而轉速較高時霧化蒸發的時間較短，存在燃油蒸發不完全、局部過濃或過稀的現象。對比不同設計可以發現，在1 500 r/min時， v02方案惡化了缸內混合氣的均勻性，v01方案和v03方案都改善了均勻性；在4 400 r/min工況下，只有v03方案的計算結果較為理想，其他3種設計的缸內混合氣均勻性都比較差。

圖10 缸內當量比分布對比

火花點火位置混合氣過濃或者過稀都會造成起燃困難，甚至可能失火，進而使發動機的燃油經濟性和排放特性變差，因此設計燃燒室時需要將該位置的混合氣濃度控制在合理的范圍內。圖 11示出火花塞附近半徑5 mm球形區域內混合氣當量比的變化情況。由圖11可見，在低轉速時，由于并沒有進行加濃控制，因此點火時刻火花塞周圍的混合氣濃度在0.9～1.2的范圍內。但在高轉速時，由于對混合氣進行了加濃，缸內油滴也沒有足夠的時間進行霧化和蒸發，因此造成點火時刻火花塞附近混合氣過濃。由圖11可見，4 400 r/min工況下，4種設計的當量比分別為1.52，1.54，1.37和1.41。與原始設計相比，方案 v02和v03都在一定程度上改善了火花塞位置混合氣濃度這一指標。

圖11 火花塞附近平均當量比對比

4 優化結果評價

將計算結果進行處理后，通過滾流(Tumble)、旋流(w-swirl)等8項指標對不同設計的缸內流動計算結果進行評價。具體評價指標見表3和表4。其中，為將湍動能的分布結果數字化，提出了湍動能中心偏移率的概念。湍動能中心偏移率及缸內當量比分布均勻性分別由式(2)和式(3)計算得到。

湍動能中心偏移率=dTKE/R。

(2)

式中：dTKE為湍動能中心位置到火花塞位置的距離；R氣缸半徑?；诓煌l動機的CFD計算對比，認為當湍動能中心偏移率小于0.3時，缸內湍動能較大的區域能夠較好地保持在火花塞周圍，這樣的湍動能分布有利于著火及火焰傳播。

(3)

此外，引入了優化率Fsum對優化設計的計算結果進行總體評價[16]。

(4)

式中：α為評價參數的權重因子；f為評價參數的數值；下標i表示第i項評價指標；下標base表示原始設計；下標j表示第j種優化設計。對于汽油機的缸內燃燒，滾流和湍動能強度是最重要的考察指標，是缸內過程綜合性能的體現，因此這兩個指標的權重較大，設為0.3。低轉速時由于推遲點火，680°時的湍動能強度影響相對較小，因此考察點火時刻的數值；4 400 r/min時則考察680°時的數值。另一方面，1 500 r/min時發動機有爆震風險，因此需要考察此時的旋流值；而高轉速時幾乎不會發生爆震，故4 400 r/min時旋流的權重設置為0?；鸹ㄈ浇漠斄勘仍诩訚鈺r的差異較大，主要考察計算結果是否在合理的范圍內，在計算優化率時其權重設為0。表3和表4中的目標值是根據大量計算獲取的經驗值，一般認為只要發動機的各項指標在限定范圍內，燃燒系統設計就不會有較大問題。

表3 缸內計算結果評價(1 500 r/min)

表4 缸內計算結果評價(4 400 r/min)

如表中結果所示，3種優化設計在不同程度上都提高了發動機的綜合性能。與原始設計相比，方案v01在提升缸內滾流和改善混合氣均勻性方面有一定提升，但總體而言各方面與原始設計都較為接近；方案v02的優勢在于增大了滾流，同時使湍動能中心更接近點火位置，然而卻惡化了缸內混合氣分布的均勻性，說明v02噴油過程與氣體流動的匹配做得不夠好；方案v03得到的總體性能較好，雖然滾流的提升并不明顯，但旋流得到了明顯的改善，同時湍動能強度得到了提高并且湍流中心位置離點火位置也更近，此外缸內混合氣均勻性比其他3種設計更好。從表中可以看出，在4 400 r/min時，缸內當量比分布的均勻性較差，需要在后續開發中對此進行改進，如優化噴油嘴布置、優化噴油相位及提高油軌壓力等，改善油束的霧化和蒸發效果，從而提高缸內混合氣的均勻性。

綜上所述，在三種優化設計中，v03的優化效果最顯著，在低轉速和高轉速工況其優化率分別達到了25.3%和23.4%。與base設計相比，v03的各項指標都得到了一定改善。由于更高的滾流及u′/Cm意味著更快的著火和更高的火焰傳播速度，因此相同情況下采用v03設計可以獲得更好的動力性和燃油經濟性；而更高的缸內混合氣均勻性意味著更低的碳氫排放，因此采用v03也能在一定程度上改善發動機的排放；低速時更小的w-swirl意味著更低的爆震風險，因此采用v03還能提高發動機抗爆震性能，進而可以采用更早的點火，提高發動機的動力性經濟性并改善排放。

5 結束語

通過某高壓縮比直噴發動機的缸內流動及噴霧過程的三維CFD分析，獲取了不同燃燒室設計對缸內混合氣形成過程的影響規律?；跐L流、湍動能強度、缸內當量比分布等8項指標，對計算結果進行了分析和評價，選取了最優的燃燒室設計方案。與原始設計相比，優化設計在低轉速和高轉速工況下的優化率分別達到了25.3%和23.4%，優化效果十分明顯。

[1] Jang J,Lee J,Kim J,et al.Comparisons of the nanoparticle emission characteristics between GDI and PFI vehicles[J]．Journal of Nanoparticle Research,2015,17(12):1-14.

[2] Xiang-Chao LI,Zhang Y Y,Min XU,et al.Investigation on Wall Wetting for GDI Engine[J]．Chinese Internal Combustion Engine Engineering,2012,33(5):17-23.

[3] 吳學松,詹樟松,尚宇,等.外部EGR技術在高壓縮比米勒循環發動機上的試驗研究[J]．內燃機工程,2015,36(4):19-24.

[4] 廖麗平,謝曉倩.直噴增壓汽油機采用高壓縮比技術的研究[J]．汽車實用技術,2015(6):20-22.

[5] 鄭斌,李鐵,尹濤.高負荷下應用米勒循環提升高壓比汽油機熱效率機理研究[J]．車用發動機,2015(5):20-25.

[6] 孫柏剛,湯弘揚,陳宇航,等.Atkinson循環發動機燃油經濟性與排放性試驗[J]．北京理工大學學報,2016,36(9):905-909.

[7] 劉云崗.車用發動機的市場趨勢及技術發展動向[J]．國外內燃機,2015,47(1):6-13.

[8] 范巍,吳健,李云龍,等.米勒循環汽油機部分負荷燃油經濟性研究[J]．車用發動機,2014(2):46-50.

[9] 李軍,向璐,鄭建軍.米勒循環發動機缸內氣體流動與燃燒分析[J]．車用發動機,2016(1):73-77.

[10] Montanaro A,Allocca L,Costa M,et al.Assessment of a 3D CFD model for GDI spray impact against wall through experiments based on different optical techniques[J]．International Journal of Multiphase Flow,2016,84:204-216.

[11] Gupta A K,Tripathi V K.Design Analysis and Optimization of Internal Combustion Engine Piston using CAE tool ANSYS[J]．International Journal of Engineering Research & Applications,2014,4(11):8231-8245.

[12] Su H,Hua Y.CAE Virtual Design Validation Tests of Automotive Engine Mount Systems[J]．Journal of Applied Physics,2009,75(9):4486-4488.

[13] Dukowicz J K.A Particle-Fluid Numerical Model for Liquid Sprays[J]．Journal of Computational Physics,1980,35(2):229-253.

[14] Desantes J M,Payri R,Salvador F J,et al.Influence of cavitation phenomenon on primary break-up and spray behavior at stationary conditions[J]．Fuel,2010,89(10):3033-3041.

[15] Takeuchi S I,Wakisaka T,Kato N,et al.Numerical Prediction of Mixture Formation and Combustion Processes in Premixed Compression Ignition Engines[J]．Jsme International Journal,2003,46(1):37-43.

[16] 徐丹.柴油機燃燒室及噴油系統多參數優化匹配研究[D]．北京：北京理工大學,2015.