進氣道關鍵結構參數對缸內充量分層模擬研究

包廣元，張韋，陳朝輝，蔣倩昱

（650500 云南省 昆明市 昆明理工大學 云南省內燃機重點實驗室）

0 引言

氮氧化合物（NOX）和顆粒物（PM）是柴油車排放的主要污染物[1]。將發動機廢氣從排氣管引入進氣管的廢氣再循環技術（Exhaust Gas Recirculation，EGR），能夠借助廢氣的吸熱和稀釋效應大幅降低燃燒溫度，實現低溫燃燒（Low Temperature Combustion，TLC），是控制NOX-PM的有效措施[2]。然而，直接將大量廢氣通入進氣管，雖可抑制NOX-PM 的生成，解決其此消彼長（Trade-off）的難題[3]，但會造成燃燒惡化，熱效率下降，碳氫化合物（HC）和一氧化碳（CO）排放增加[4]。通過EGR 分層[5]能使缸內高溫區域分布較高濃度EGR，充分發揮EGR 效用，抑制污染物生成[6]，而其它區域EGR 分布較少，形成與溫度分布相匹配的分層，可降低EGR 量，改善燃燒品質。燃燒室內高溫分布主要受燃油分布的影響，各國學者通過光學及數值模擬手段[7-11]，研究柴油噴射、蒸發、低溫和高溫反應，以及渦流對擴散燃燒的影響。上述研究都反應出相似的火焰傳播與分布特性，擴散火焰高溫中心分布于火焰浮起長度（lift-off length）至燃燒室壁面之間，沿氣缸徑向分布的環形區域，而在氣缸軸向上又呈現為燃燒室頂部溫度高底部溫度低的軸向分布狀態。因此，將高濃EGR 投放于該區域，可實現對局部高溫的重點控制。

本課題以YN33 單螺旋進氣道柴油機為研究對象，根據發動機的試驗數據及結構參數，構建發動機一維仿真模型，利用一維仿真結果作為三維數值模擬初始與邊界條件，通過三維CFD 數值模擬，將進氣道截面等分為4 個獨立進氣區域，在各個進氣截面通入示蹤氣體，用以表征不同區域進氣EGR 在缸內的分布狀況，通過對進氣道關鍵結構參數的調整，實現對EGR 廢氣在氣缸軸向的濃度差進行求解。

1 柴油機仿真模型的構建及驗證

1.1 一維模型的構建與驗證

根據被測發動機的試驗數據及結構參數，利用GT-power 軟件構建一維仿真模型。本文構建的YN33 共軌柴油機模型如圖1 所示，發動機主要技術參數詳見表1。

圖1 YN33 柴油機一維模型Fig.1 One-dimensional model of YN33 diesel engine

表1 YN33 柴油機主要參數Tab.1 Main parameters of YN33 diesel engine

選定發動機的最大扭矩工況2 000 r/min、100%負荷進行研究，此時的單缸循環供油量為54.5 mg/cyc。將缸內壓力及放熱率的試驗測量值與一維仿真值對比如圖2 所示，2 000 r/min 負荷特性的試驗測量值和模擬值對比如圖3 所示。由圖2、圖3 可知，缸內壓力、放熱率、轉矩、空氣流量模擬計算值與試驗測量值曲線重合度較好，因此，本文所構建的一維仿真模型的計算結果較為準確，能夠滿足對真實發動機的仿真需求。

圖2 缸內壓力與放熱率對比Fig.2 Comparison of pressure in the cylinder and heat release rate

圖3 2 000 r/min 負荷特性對比Fig.3 Comparison of 2 000 r/min load characteristics

1.2 三維CFD 模型的構建及計算條件設置

利用UG 構建包含螺旋氣道、氣門、氣門座、氣缸、燃燒室的三維實體模型，如圖4 所示。將模型導入CFD 軟件Converge，劃分邊界，設置計算Case。在計算過程中實時自動生成六面體網格，計算模型使用的基礎網格大小為4 mm。對氣缸及進氣道部分的網格進行自適應網格加密，對氣門、氣門座部位進行固定網格加密。這樣，可在氣門開啟持續期內保持較為密集的網格，有利于提升計算精度；而在氣門關閉后使網格相應變大，以增加計算效率。在進氣過程中活塞運動到下止點附近時，計算網格達到最大35 萬個。本文主要考慮氣道-缸內流場的相互關系，重點研究氣道內不同位置進氣在氣門開啟時期在缸內分布狀況，因此計算從進氣門開啟時刻（377°CA BTDC）開始，到排氣門開啟時刻（151°CA ATDC）截止。

圖4 進氣道-氣缸-燃燒室三維實體模型Fig.4 Intake port-cylinder-combustion chamber 3D solid model

在CFD 計算中，將GT-power 計算得到的結果作為其邊界條件，設置氣缸蓋火力面的壁面溫度575 K，活塞頂壁面溫度575 K，缸套壁面溫度為523 K，氣體狀態方程選擇Redlich-Kwong，氣體湍流模型選取RNG k-epsilon。計算后得到的缸內壓力及進氣量如圖5 所示。

圖5 冷流計算缸內壓力與進氣質量Fig.5 Cold-flow calculation of cylinder pressure and intake mass

將缸內壓力CFD 計算值與試驗值進行比較，CFD 計算結果和試驗值在進氣及壓縮階段一致性較好。將單缸1 個循環的進氣量0.001 41 kg/cyc進行折算，得到小時質量流量為338.4 kg/h，試驗測量值為345 kg/h（利用層流質量流量計測量得到），二者誤差為1.91%。從CFD 計算得到的缸內壓力、進氣流量與試驗測量值對比可知，本文所構建的三維模型，選取的子模型以及初始、邊界條件設置均較為準確。小時質量流量公式如下：

式中：qm——單缸循環進氣量，kg/cyc；i——發動機氣缸數；n——發動機轉數，r/min。

2 模擬計算結果

2.1 分區氣道-缸內的流場對應關系分析

為了研究進氣道內不同位置進氣在缸內的分布狀況，需對氣道進氣截面進行進氣區域的劃分。以YN33 螺旋氣道進氣截面幾何中心為劃分點，將進氣截面進行上、下、左、右四等分，按逆時針方向分別定義為A（進氣道右上側）、B（進氣道左上側）、C（進氣道左下側）、D（進氣道右下側）4 個獨立區域，如圖6 所示。

圖6 YN33 螺旋氣道進氣截面區域的劃分Fig.6 Division of intake cross-section area of YN33 spiral airway

在每個進氣截面邊界條件設置中加入CO2氣體，得到每個區域進入缸內CO2氣體的質量，分別用每個區域進入缸內CO2氣體的質量比上4 個區域進入缸內CO2氣體總質量，進而得到每個區域進氣質量占總進氣質量的比例，如圖7 所示。由圖可知，4 個區域進氣占總進氣量的大小關系為D 區＞C 區＞A 區＞B 區，其中B 區對缸內進氣總量貢獻最小，占22.4%，D 區對缸內進氣總量貢獻最大，達到27.3%，最大與最小進氣貢獻區域差距可達4.9%。

圖7 各區進氣占總進氣量百分比Fig.7 Percentage of air intake in each zone to total air intake

為了便于觀察在壓縮上止點各區進氣在缸內的濃度分布，氣缸軸向切片選取了皮帶輪側-飛輪側的水平方向切片，以及排氣管側-進氣管側的豎直方向切片，如圖8（a）所示。氣缸徑向切片，分別選取距離缸蓋5，10，15 mm 位置處的切片，如圖8（b）所示。

圖8 壓縮上止點切片位置的選取Fig.8 Selection of compression top dead center slice position

圖9 為分別從A，B，C、D 四個進氣截面通入的示蹤氣體在壓縮上止點缸內濃度分布情況匯總。每個區域進氣的比例尺的最小值相同，根據每個區域的進氣量相應設置比例尺的最大值，此種設置比例尺的方式可以有效對比各區域進氣在缸內濃稀分布。由圖9 可知，A，C、D 三區進氣在缸內濃稀分布相對比較均勻，B 區進氣在缸內濃稀分布明顯，在整個燃燒室呈現上濃下稀分布，且初步形成一個環形分布狀態，且與高溫區分布有較為相似的分布規律，但在ω 燃燒室靠近皮帶輪一側有較多的氣體，因此需要對進氣道結構進行優化，實現B 區進入缸內的氣體與高溫區域更加匹配。

圖9 壓縮上止點各區進氣濃度分布Fig.9 Distribution of intake air concentration in top dead center of compression

2.2 氣道結構參數對缸內流場影響分析

渦流運動有利于引導氣體在缸內形成環形分布[12-13]。由文獻[14]可知，當進氣的主氣流方向在氣道出口處與氣缸壁相切，氣流相對氣缸中心產生的動量矩較大，可以有效加強渦流強度。文獻[15]提出螺旋室高度變化時，氣道流通面積會發生變化，從而對渦流比產生較大影響。文獻[16]提出進氣門在氣缸中的位置影響著缸套內壁的導流作用。因此，本文選取了進氣道偏轉角、進氣門偏心距兩個關鍵結構參數，來研究其對缸內流場及充量分層的影響。

對于進氣道偏轉角，定義進氣道繞氣門中心軸線逆時針旋轉為正，順時針旋轉為負，如圖10（a）所示，并分別選取進氣道旋轉20°，15°，10°，5°，-5°，-10°，-15°，-20°八種方案。對于螺旋室高度，定義為進氣道螺旋室高度增加為正，螺旋室高度減少為負，如圖10（b）所示，并分別選取螺旋室高度增加和減少2，4，6 mm六種方案。對于進氣門偏心距，定義為進氣門遠離氣缸中心軸線為正，靠近氣缸中心軸線為負，如圖10（c）所示，并分別選取進氣門靠近和遠離氣缸中心軸線0.5，1.0，2.0 mm 六種方案。

圖10 進氣道結構參數定義Fig.10 Definition of intake port structure parameters

2.2.1 進氣道關鍵結構參數對渦流強度影響分析

渦流比是缸內渦流轉速與發動機轉速之比，是衡量缸內氣體渦流運動強度的重要參數[17]。從圖11—圖13 進氣道結構參數與缸內渦流比對應關系來看，在原機與不同進氣道結構參數下，缸內渦流強度變化趨勢相同，且在整個進氣壓縮過程中，渦流比之間的關系保持一致。整體來看，缸內渦流比有兩個峰值，分別出現在240 °CA BTDC 和壓縮上止點0°CA 時刻。由于空氣為可壓縮彈性氣體，具有一定的運動慣性，因此在氣門開度達到最大時刻（265°CA BTDC），缸內渦流比并未達到最大值，而是經過約25°CA 后渦流強度達到進氣行程階段的最大值。隨著活塞上行，渦流比逐漸衰減，當活塞運動至上止點時，缸內渦流被擠入燃燒室凹坑，渦流的旋轉半徑減小，渦流強度增強并達到峰值。柴油機的噴油在上止點附近開始，此時較強的渦流有利于油氣混合。

如圖11 為進氣道偏轉角與缸內渦流強度對應關系。當進氣道繞氣門中心軸線逆時針旋轉時，缸內渦流強度增加，在進氣道逆時針旋轉15°時，缸內渦流強度最大；當進氣道繞氣門中心軸線順時針旋轉時，缸內渦流強度大幅降低，進氣道順時針旋轉15°時，缸內渦流強度最小。進氣道順時針旋轉時，增加了進氣主氣流與缸壁的摩擦，造成角動量的損失，導致缸內渦流強度下降；進氣道逆時針旋轉時，更多主氣流與氣缸壁面相切進入缸內，渦流強度得到加強。

圖11 進氣道偏轉角與缸內渦流強度對應關系Fig.11 Correspondence between intake port deflection angle and in-cylinder vortex intensity

如圖12 為螺旋室高度與缸內渦流強度對應關系。無論是螺旋室高度增加或減少，缸內渦流強度均會降低。螺旋室高度增加時，缸內渦流強度下降幅度更大，在螺旋室高度增加4 mm 時，缸內渦流強度為此方案下最小渦流強度。螺旋室高度的變化，改變了氣流繞氣門導桿運動的旋轉角度，進而使氣流離開氣道進入缸內的位置發生改變，主氣流的旋轉中心（渦心）也發生改變，導致缸內渦流強度有所改變。在此種方案下，原機渦流強度最大。

圖12 螺旋室高度與缸內渦流強度對應關系Fig.12 Correspondence between height of spiral chamber and eddy current intensity in cylinder

如圖13 為進氣門偏心距與缸內渦流強度對應關系。隨著進氣道與氣缸中心軸線距離的增加，缸內渦流強度逐漸減小。進氣道遠離氣缸中心軸線，距離增加至2 mm 時，缸內渦流強度最小。進氣道靠近氣缸中心軸線時，渦流強度變化幅度不大。氣門過于靠近氣缸壁的時候，大大增加了主氣流與缸壁的摩擦，導致渦流強度大幅衰減；當進氣道靠近氣缸中心軸線時，氣流與缸壁的摩擦減少，但氣缸壁的導流作用減弱，導致渦流強度下降。

圖13 進氣門偏心距與缸內渦流強度對應關系Fig.13 Correspondence between eccentricity of intake valve and eddy current intensity in cylinder

2.2.2 進氣道關鍵結構參數對B 區進氣的缸內濃度梯度差影響

B 區進氣與高溫區分布有較為相似的分布規律，因此，本節主要分析進氣道結構參數對B 區進氣濃度分布的影響。濃度梯度大小會影響缸內的燃燒效果，較小的濃度差使得缸內氣體處于準均質混合狀態，不能有效改善燃燒效果。將燃燒室沿氣缸軸線等分為上-中-下3 部分，分別求解CO2氣體分布在上-中-下3 部分的質量，以及上-中-下3 部分的體積，進而求取其密度，將3 個部分CO2氣體密度比上整個燃燒室內CO2氣體平均密度，得到一個無量綱數密度比。當密度比大于1 時，表明本部分CO2氣體濃度大于缸內CO2平均氣體濃度，比值越大濃度越高；當密度比小于1 時，表明本部分CO2氣體濃度小于缸內CO2平均氣體濃度，比值越小濃度越低。并將燃燒室上部與燃燒室內平均密度比減去燃燒室下部與燃燒室內平均密度比，用兩者的差值表征燃燒室軸向濃度梯度。對燃燒室上-中-下3 部分的劃分如圖14 所示。

圖15 為進氣道結構參數對燃燒室上-中-下3 部分密度與燃燒室內平均密度差影響。在各個方案中，B 區進氣均能在燃燒室內實現CO2上濃下稀的軸向分布，燃燒室上部密度＞燃燒室中部密度＞燃燒室下部密度，且燃燒室上部CO2氣體密度均大于燃燒室內平均CO2氣體密度，燃燒室中、下兩部分氣體密度均小于燃燒室內平均CO2氣體密度。

圖14 燃燒室軸向上-中-下三部分的劃分Fig.14 Division of upper-middle-lower axial parts of combustion chamber

圖15 進氣道不同結構參數Fig.15 Different structural parameters of the inlet

圖15（a）為進氣道偏轉角對B 區進氣軸向密度梯度差影響。隨進氣道順時針旋轉，燃燒室軸向的密度差均有所減小；隨進氣道逆時針旋轉，燃燒室軸向的濃度差均有所增大，且呈現先增大后減小的趨勢，并在進氣道逆時針旋轉15°時（此時缸內渦流強度最大），燃燒室軸向密度差最大。圖15（b）為螺旋室高度對B 區進氣軸向密度梯度差影響。在螺旋室高度減少2 mm，4 mm 以及增加4 mm 時，燃燒室內軸向密度梯度有所增加；在其他螺旋室高度下，缸內軸向密度梯度有所下降。圖15（c）為進氣門偏心距對B 區進氣軸向密度梯度差影響。在缸內進氣道偏心距減少2 mm 和增加0.5 mm 時，燃燒室內密度梯度有所增加。在其它進氣門偏心距下，缸內密度梯度均有所下降。

3 結論

（1）在進氣道的4 個進氣截面中，進氣道右下側進氣量最多，占到27.3%，進氣道左上側進氣量最少，占22.4%。最大進氣貢獻區域和最小進氣貢獻區域差距可達到4.9%。在壓縮上止點B 區進氣可以在缸內形成較為規則的環形分布，但在ω 燃燒室靠近皮帶輪一側有較多的氣體。

（2）通過對進氣道結構參數的調整，可以有效改變缸內渦流強度。當進氣道逆時針旋轉15°時，缸內渦流強最大；進氣道偏心距減少2 mm 時，缸內渦流強度最小。

（3）通過對進氣道結構參數進行優化及準確的密度梯度差值來看：在進氣道偏轉為15°時，B 區進氣濃度梯度差最大。