高滾流比GDI汽油機進氣道設計

馬京衛 紀 雷 沈小棟 伊士旺 賈合正 孟祥程

（1-長城汽車股份有限公司技術中心 河北 保定 071000 2-河北省汽車工程技術研究中心）

引言

隨著《乘用車企業平均燃料消耗量與新能源汽車積分并行管理辦法》的實施，各乘用車制造企業把研發重點轉移到整車燃料消耗量和新能源汽車等2個方面。發動機的燃油經濟性成為各發動機制造廠家首要解決的難題，提高熱效率成為降低燃料消耗量的重要舉措。豐田汽車公司基于TNGA平臺研發的發動機熱效率高達40%[1]，燃油消耗率降低16%[2]，主要采用高滾流比進氣道，實現燃料的快速燃燒[3]。高滾流比進氣道已成為發動機設計的趨勢。

目前，進氣道的設計主要依賴于設計者的經驗。對于增壓直噴汽油機高滾流比的研究主要集中在進氣道本體結構的流通特性和缸內流動上，如進氣道中心線的內外角度[4]，進氣道口附近截面積及形狀[5]，進氣道口上沿線和進氣道口下沿線形狀[6]，喉口高度、截面積和進氣道下沿線與喉口的夾角[3]等參數對滾流比和流量系數的影響。

本文在保證進氣道相關邊界（進氣口面積、位置，氣門座圈結構尺寸，氣門導管結構尺寸，冷卻水套結構等）不改變的前提下，探索提高滾流比的設計方案，結合CFD仿真模擬氣體流動，提出高滾流比進氣道的設計思路，對高滾流比進氣道優化設計有重要的借鑒意義。

1 研究對象及評價指標

1.1 主要技術參數

本文選取2.0GDIT汽油機為研究對象，在保證進氣道進出口邊界及缸蓋冷卻水套不變的情況下，改變進氣道本體結構，探索提高進氣道滾流比的設計思路。發動機的主要技術參數如表1所示。

表1 發動機主要參數

進氣系統3D模型見圖1。

圖1 進氣系統3D模型

1.2 氣道性能評價指標

進氣道性能的主要評價指標是滾流比和流量系數。中高負荷時，進氣道進氣量多少直接影響汽油機的性能，而進氣量主要受進氣道流量系數和增壓器壓比的影響；小負荷時，缸內氣體流動的強弱影響燃燒速度和燃燒穩定性。研究表明，進氣道滾流比和流量系數成反相關的關系，無法同時達到最優值[6-8]。進氣道的流動性能對比見圖2。

圖2 滾流比與流量系數的關系

進氣道評價方法，國際上普遍采用Ricardo、FEV、AVL和SwRI等方法，國內普遍采用Ricardo、AVL等方法[9]。本文采用Ricardo評價方法[10]，用無量綱流量系數評價不同氣門升程下進氣道的阻力特性或流通能力，用無量綱滾流強度評價不同氣門升程下進氣道形成滾流的能力。其中：

無量綱流量系數cf為：

式中：Q為氣體流量，m3/s；n為進氣門數；v0為理論進氣速度，m/s；A為氣門座圈內截面積，m2。

平均流量系數Cf為：

式中：a1、a2分別為進氣門開啟和關閉的曲軸轉角，℃A。無量綱滾流強度NR為：

式中：t為轉矩，N·m；B 為缸徑，m；m1為質量流量，kg/s。

平均滾流比TR為：

式中：LD為發動機形狀因子。

1.3 氣道試驗裝置

本文采用天津大學自行研制的氣道穩流試驗臺[10-11]，見圖3。將被測氣缸蓋放在試驗臺上，利用風機抽真空使氣道形成壓力差，通過測量氣道壓力、氣門升程、動量計轉矩、空氣流量等相關參數，計算出氣道流量系數和滾流比[11]。

圖3 氣道試驗裝置

1.4 試驗條件

采用變壓差穩流試驗方法[10]進行試驗，氣道試驗室環境溫度為（25±5）℃，大氣壓力為 0.1 MPa，相對濕度為60%±5%。

2 設計方案

2.1 基本模型

本文研究的進氣道基本模型V0如圖4所示。V0進氣道性能：滾流比為1.5，流量系數為0.41。對于高滾流比進氣道研究，關鍵參數有：進氣道口上沿線a、進氣道口截面積b、進氣道口下沿線c、進氣道中部下沿線d、進氣道進口面積e、進氣道中心線與氣門中心線的夾角f等。進氣道相關外部邊界不改變，只調整進氣道本體結構，故進氣道進口面積、進氣道中心線與氣門中心線的夾角等不做改變。

圖4 進氣道基本模型

2.2 影響參數及近似權重

本文通過不同參數對進氣道性能的影響進行研究，結合不同排量汽油機進氣道的設計開發經驗，提出高滾流比進氣道設計的關鍵影響參數及相應的近似權重，見表2。

表2 關鍵影響參數及近似權重

2.3 設計方案

高滾流比的設計目標值為2.0。根據本文提出的高滾流比進氣道設計影響參數及近似權重、設計目標值以及現有進氣道的實際氣道性能，提出2個優化方案，其中，V1=V0+Aa+Bb+Cc+Dd、V2=V0+Ea+Fb+Gc+Hd，表示 V1、V2 是在 V0 基礎上調整 a、b、c、d等4個關鍵參數，A～H為權重系數，可為+、-。

表3 設計方案

3 三維仿真分析

利用STAR-CCM+分析進氣道的穩態氣道性能。

3.1 邊界條件

氣體設置為常密度（試驗時的氣體密度）、不可壓縮，進口壓力設置為試驗的壓差，出口壓力設置為零，壓力參考值為默認的標準大氣壓。按照氣道試驗臺架數據，小升程（≤3 mm）壓差設置為5 kPa，大升程（＞3 mm）壓差設置為3.5 kPa。采用k-epsilon標準湍流模型，計算出平均滾流比和平均流量系數。

3.2 模型校準

為驗證計算模型的準確性，用基準模型的氣道試驗結果和仿真計算結果進行校核，結果如圖5所示。由圖5可知，在各個氣門升程下，無量綱滾流強度的變化趨勢一致，2種結果的擬合效果較好，誤差在5%之內，滿足試驗要求。

圖5 計算值與試驗值對比

3.3 仿真結果對比

以8mm氣門升程為例，比較2個方案V1/V2與基本模型V0的差異，見圖6。

圖6 速度與壓力云圖

從圖6中的速度云圖可以看出，V0的進氣速度＞V1的進氣速度＞V2的進氣速度；V1的正向滾流強度＞V2的正向滾流強度＞V0的正向滾流強度；V0的逆向滾流強度＞V2的逆向滾流強度＞V1的逆向滾流強度。V0的逆向滾流較大地削弱了正向滾流的強度，導致V1、V2的滾流強度比V0大；圖6中壓力云圖的變化也能顯示速度云圖的變化趨勢。

不同氣門升程下，無量綱滾流強度的變化如圖7所示。從圖7可以看出，各個升程下，V1、V2的無量綱滾流強度均大于V0；小于6 mm升程時，V1、V2的無量綱滾流強度無明顯差異；大于6 mm升程時，V1的無量綱滾流強度大于V2。

圖7 不同氣門升程的無量綱滾流強度

不同方案的平均流量系數和平均滾流比如表4所示。V1的平均滾流比為2.08，V2的平均滾流比為1.95，V2更接近設計目標2.0。按照關鍵影響參數和近似權重，選用不同的權重系數，可以快速直接地得出設計方案。

表4 平均流量系數和平均滾流比計算結果

3.4 氣道試驗驗證

為驗證2個方案的進氣道實際進氣效果，制作V1、V2進氣道的氣道芯盒進行試驗驗證。氣道芯盒3D模型見圖8，用5軸數控加工機床加工出來的成品芯盒見圖9。2個氣道芯盒除氣道局部結構不一致，其他結構及加工尺寸完全一致。

圖8 氣道芯盒3D模型

圖9 氣道芯盒成品

在試驗室條件下，采用變壓差穩流試驗方法進行氣道試驗。試驗結果如表5所示。

表5 氣道試驗結果

試驗結果與計算結果趨勢一致，V1、V2芯盒的實測滾流比分別為2.19、2.05，與設計目標2.0的差異率分別為9.5%、2.5%，V2接近設計開發目標。

試驗結果表明，參考進氣道設計的關鍵影響參數和近似權重表，選用不同權重系數的設計方案，采用CFD仿真計算和氣道芯盒試驗驗證相結合的方法，可以快速達成設計目標，大幅度縮短開發周期。

4 結論

1）高滾流GDI進氣道已成為提高燃燒效率的重要舉措。

2）提出高滾流進氣道設計的關鍵影響參數和近似權重表，使進氣道設計人員的開發過程得以量化、簡單化。

3）CFD仿真計算結果和氣道芯盒的試驗結果有較高的一致性，設計方案有較高的準確性，試驗值與設計目標差異率為2.5%。

4）利用關鍵影響參數和近似權重表，設計不同方案，可以快速、準確地完成設計目標，大幅度縮短開發周期。