某型發動機進氣道優化設計

郭彥豆，徐 飚

（柳州五菱柳機動力有限公司，廣西 柳州 545005）

0 引言

“國六A”要求在非工況和測試環境下，一氧化碳排放量、非甲烷總烴和總碳化合物排放量降低至少50%；氮氧化物排放量標準加嚴42%，堪稱史上最嚴排放標準。隨著“國六A”“國六B”的實施，汽車燃油消耗限制的要求更嚴苛。在汽油發動機的設計和開發過程中，除了要考慮追求動力性，經濟性也是重要的設計指標。汽油發動機缸內氣體的流動狀態對燃燒有至關重要的影響，而汽油機進氣道的形狀則很大程度決定缸內氣體的流動狀態[1]。因而，合理設計汽油機進氣道是提高動力性、經濟性的關鍵。

本研究以五菱柳機某款發動機缸蓋為研究對象，基于原機型的缸蓋進氣道進行氣道測量，并針對測量結果，對該進氣道進行優化設計，得出的測量結果與原設計分析對比。實驗證明缸蓋氣道結構中的細節對發動機的性能有顯著影響，通過優化缸蓋進氣道結構，降低發動機油耗降低5%。

1 進氣道測量結果的評價方法

在發動機進氣道的氣量測量中，目前行業內尚未統一氣道的評價標準，氣道流量系數和滾流比的評價標準得到認可和廣泛應用的有：Ricardo、FEV、AVL、SwRI。本公司試驗設備使用Ricardo 和AVL 評價氣道，因此,本研究選取Ricardo 作為流量系數的評價標準，選取AVL 作為滾流比的評價標準。

1.1 流量系數計算式

Ricardo 評價方法：假設氣體流動過程內外壓差不變，在發動機氣道CFD 計算中，流量系數定義為通過氣道中某一截面實際通過氣體的流量與計算得出氣體的流量的比值[2]。

定義式如下：

式中：mact為實際氣體流量；mtheo為理論氣體流量；本文采用出口邊界的流量作為mact，則有：

式中：AV為進氣門座圈面積；ρ為氣缸內氣體密度；△p為氣道進出口壓差；△pavg為平均密度。

式中：dV為進氣門座圈內徑；n為每缸氣門數。

式中：ρ0為氣缸外大氣密度。

1.2 AVL 滾流比計算公式

圖1 所示的是滾流示意圖，在發動機氣道CFD計算中，可假設活塞平均速度與缸內流場平均速度相等，滾流比TR定義為：

圖1 滾流示意圖

式中：npadd為葉片風速儀轉速；nmot為假定發動機轉速；S為活塞沖程；A為氣缸截面積；m為質量流量；npadd為葉片風速儀轉速。

式中：D為氣缸直徑。

2 氣道測量條件和目標

2.1 進氣道三維幾何模型

從結構上看，在進氣口端，原氣道（圖2）更加趨于圓形，氣道走向直。此結構有利于減少流動阻力，不利于滾流的形成。優化后氣道（圖3）比較寬大，平均滾流比變大，平均流量系數減少。

圖2 原氣道

圖3 高滾流比氣道

2.2 氣道試驗參數

為了更準確得到兩種起到的滾流比與流量系數，將原氣道和優化后氣道設計的缸蓋分別用氣道試驗機進行試驗，氣道試驗參數見表1。

表1 氣道試驗參數

測量單個進氣道2 mm、3 mm、4 mm、5 mm、6 mm、7 mm、8 mm、9 mm、9.8 mm 氣門升程下的滾流比和流量系數，并將測量結果計算，得到平均滾流比和平均流量系數。平均流量系數代表進氣道的流通能力，越大發動機的進氣能力越好。平均滾流比對發動機的性能有積極影響，滾流越強發動機的燃燒速度越快，熱效率會提高。氣道的滾流比和流量系數這兩個參數是互相矛盾，增加滾流比的同時，流量系數會降低。

2.3 目標

綜合發動機性能和油耗要求，初定目標如下：

（1）流量系數：Ricardo＞0.25；

（2）滾流比參數：AVL＞2.05。

3 原進氣道與優化氣道的流量系數對比

3.1 方案1（只優化氣道）與原進氣道平均流量系數測量

為了評價氣道性能，測量原氣道與優化后氣道的平均流量系數以評價氣道流通性能。流量系數大，發動機功率、扭矩就大，當然最終還是以發動機臺架性能驗證結果為準。

表2 為平均流量系數對比結果，從表中可以看出，優化氣道的平均流量系數比原進氣道的下降約0.015，說明優化后氣道氣體通能力變化不大。

表2 平均流量系數對比

3.2 方案1（只優化氣道）與原進氣道平均滾流比對比

為了評價氣道性能，需要測量原氣道與優化后氣道的滾流比。滾流比大，發動機油耗低，最終還是以發動機臺架性能驗證結果為準。

表3 為平均滾滾對比結果，從表中可以看出，優化后氣道的平均滾流比比原型機提升約0.4，說明寬大的氣道有利于滾流的形成。但離目標較遠，還需要繼續優化。

表3 平均滾流比對比

4 優化氣道細節

檢查優化后氣道的缸蓋，發現可以通過加大進氣道和進氣門座圈內徑、刀檢進氣道內臺階等方式可以進一步優化進氣道。

4.1 方案2：在方案1 的基礎上加大進氣道和進氣門座圈內徑

因為空間限制，缸蓋不能做太大的更改。為了保證缸蓋進氣道與水道間的壁厚，進氣道只能單邊加大0.6 mm，如圖4 。進氣門座圈厚度有限，內徑只能由26.8 mm 改為28 mm。優化后，重新用氣道試驗機進行試驗。

圖4 打磨進氣道單邊加大0.6mm

為探究缸蓋重復拆裝對氣道的流量系數和滾流比的影響，同一件缸蓋重復拆裝氣門、彈簧等子零件兩次，每次分別測量一次進氣道，對比結果見表4、表5。

由表4、表5 可以看出：

表4 平均流量系數對比

表5 平均滾流比對比

（1）優化后，平均流量系數下降了約0.04，但是大于目標值。

（2）優化后，平均滾流比提高了1～1.3，接近目標。進氣道的拓寬對平均滾流比的影響很大。

（3）兩次測量有一定偏差，由氣門拆裝和缸蓋安裝到設備上的誤差引起。

4.2 方案3：在方案2 基礎上刀檢進氣道內臺階

檢查缸蓋的進氣道，發現內部存在大小不一的弧形小臺階，為機加工刀檢進氣道時形成，如圖5。通過優化刀檢工藝，可以消除小臺階，如圖6。將消除小臺階后的缸蓋，重新用氣道試驗機進行試驗。

圖5 刀檢前，進氣道內有臺階

圖6 刀檢后，進氣道內無臺階

為進一步探究缸蓋重復拆裝對氣道的流量系數和滾流比的影響，同一件缸蓋重復拆裝氣門、彈簧等子零件兩次，每次分別測量一次進氣道對比結果見表1 和表7。

由表6、表7 可以看出：

（1）優化后，平均流量系數下降了約0.1，且達到目標。

（2）優化后，平均滾流比提高了0.1～0.4，達到目標。

（3）兩次測量還是有一定偏差，由氣門拆裝和缸蓋安裝到設備上的誤差引起。

（4）說明進氣道小臺階等結構細節對平均流量系數和平均滾流比有明顯影響。

表6 平均流量系數對比

表7 平均滾流比對比

優化前后發動機性能與油耗對比見表8。優化后，發動機功率下降1.5 kW，扭矩提升4 N·m，2000（r/min）/0.2 MPa 油耗下降10%，達到設計要求。

表8 優化前后發動機性能與油耗對比

5 結論

通過對原型機加大氣道、優化臺階的改造，降低了氣道的流量系數，提升了滾流比，使發動機動力性能有限下降的同時，改善發動機的經濟性，達到優化目的。同時，也證明了氣道臺階等細節對氣道的流量系數和滾流比有顯著影響。