某型二沖程進氣管電噴發動機的缸間進氣差異數值模擬

黃 盟,曹廣州,魏民祥,楊浩鵬,趙卓文

(1.南京航空航天大學 能源與動力學院, 南京 210016) (2.南京航空航天大學 無人機研究院, 南京 210016)

0 引言

二沖程航空活塞發動機具有結構簡單、功重比高、維修方便、成本低等優點,被廣泛用作小型無人機動力源,這使得二沖程活塞發動機在航空領域占有不可或缺的獨特優勢[1]。二沖程發動機沒有復雜的配氣機構,體積小、質量輕、轉動慣量小,非常適合作為小型航空飛行器的動力來源[2-3]。二沖程發動機按照點火方式分為點燃式和壓燃式,點燃式發動機一般更適合于需求功率在88 kW以下的平臺上運用。通常,二沖程點燃式發動機主要以蒸發性好、辛烷值高、易點燃的汽油作為燃料。由于汽油閃點低(-45～-25 ℃),使二沖程汽油機在軍用環境下儲存和使用時,容易引起火災或爆炸等事故,在一定程度上限制了其使用。相比汽油,航空重油燃料(通常指輕柴油、航空煤油)的閃點較高,這使得航空重油燃料在儲存、運輸和使用的過程中更加安全[4]。因此航空活塞發動機燃用煤油已是國防所需,而進氣管電噴的航空活塞多缸發動機若是燃用煤油會存在明顯的缸間進氣差異[5],即多缸發動機氣缸之間的工作狀況存在一定的差異,研究造成這種缸間進氣差異的原因對于二沖程進氣管電噴航空活塞多缸發動機的優化設計具有重要意義。

國外德爾福公司的Kainz等[6]對一臺四沖程汽油機進行了試驗研究,獨立測量了各缸的空燃比,發現各缸的空燃比會存在10%左右的差異,他們認為存在差異的原因是缸體和進氣道存在制造誤差,這種誤差會導致進氣分配得不均勻。國內昆明理工大學的賈德文等[7]通過建立某發動機的GT-power仿真模型進行數值計算,分析進氣總管和進氣歧管的結構參數以及進氣正時對進氣均勻性的影響程度;研究結果表明,減小進氣總管直徑和進氣歧管長度有利于改善進氣歧管內混合氣的流動質量,經過優化后,使發動機的進氣不均勻度由原機的10.35%降低到2.19%。北京理工大學的崔華盛等[8]開展了發動機試驗研究,發現部分工況下各缸的排氣溫度差異較大,而后對節氣門全開時進氣門關閉時刻各缸封存的新鮮空氣質量進行定量分析,認為發火次序和進氣系統結構導致了進氣的不均勻性。南京航空航天大學的梁永勝[9]通過發動機倒拖試驗,測量了每個氣缸內的壓力變化,以此來衡量各缸的進氣量,并且計算了噴油器的流量特性曲線,用于調整噴油策略以改善缸間空燃比一致性。通過對一維仿真模型數值計算結果的分析,認為發動機各缸工作不均勻的主要原因是各缸進氣充量的不均勻,這將導致兩缸的最大燃燒壓力不同,試驗和仿真結果表明兩缸的最大缸壓相差0.1～0.5 MPa,在怠速工況下最大缸壓差異最小,在小負荷時缸壓差異較大,并且隨節氣門開度增大缸壓差異減小。McGough等[10]為了研究烏克蘭6TD型號的對置活塞二沖程柴油機的換氣過程,采用示蹤氣體法記錄了這臺發動機在各種工況下的瞬時進氣流場,研究了不同進氣壓力下各缸的換氣性能。哈爾濱工業大學的李浩[11]針對二沖程發動機的換氣過程對不同傾角下換氣過程中氣缸內速度場、O2和CO2的質量分布以及湍動能的變化的進行了分析,結果表明進氣傾角會對換氣過程中氣缸內速度場、O2和CO2的質量分布以及氣流湍動能造成影響;進氣傾角可以提高換氣質量,減小換氣死角區域面積,使換氣進程延長;過大的進氣傾角會導致氣缸軸線附近區域換氣質量較差。

以上國內外學者大多關注發動機進氣不均勻所產生的后果,尋求解決方法以改善各缸的進氣均勻性,本文在此研究背景下,采用CFD仿真技術對該發動機不同工況的進氣過程進行數值模擬,分析發動機進氣不均勻的內在機理,進而為進氣系統的優化提供理論基礎。同時,仿真結果對該發動機的噴油點火控制策略具有指導意義。

1 一維性能仿真

1.1 模型搭建及驗證

圖1為本文中研究的試驗機,為方便后續介紹,將圖1中的左缸標記為1缸,右缸標記為2缸。

圖1 試驗機實物圖

相比于汽油,RP-3航空煤油不易被點燃,而且由于航空煤油黏度大,不易揮發,噴射霧化效果差,在溫度不高的情況下,燃油顆粒很容易在進氣過程中重聚形成更大的油滴[12]。為了更加全面地了解發動機的工作狀況,在發動機臺架標定試驗結束之后分別拆卸了兩缸的火花塞,左側火花塞沒有明顯的積碳,呈現出土黃色,表明該缸燃燒較充分,而右側火花塞出現明顯積碳,缸內燃燒不充分,表明了二沖程點燃式進氣管電噴航空煤油發動機確實存在各缸工作不一致的問題。

發動機的一維性能仿真模型融合了計算流體力學、計算傳熱學、工程熱力學和燃燒學的基本理論,能夠對發動機工作過程中的氣流運動、傳熱和燃燒等現象進行仿真計算,從而得到發動機不同工況下的性能數據,如氣缸壓力、燃燒放熱率、輸出功率等[13]。利用GT-Power軟件建立原型機的整機一維仿真計算模型需知道發動機的幾何結構參數,以及二沖程原型發動機的主要技術參數。表1給出了二沖程原型機的主要技術參數。

表1 二沖程原型發動機的主要技術參數

根據發動機的工作過程,GT-Power將發動機分為了不同的模塊進行建模,不同模塊之間會進行數據的交互傳遞,從而模擬發動機完整的運行過程。圖2為本文建立的二沖程發動機一維性能仿真模型。

圖2 二沖程發動機一維性能仿真模型

分析發動機三維結構發現左右缸的掃氣口相對于進氣口并非完全對稱,因此在模型建立時針對兩缸設置了不同的進氣管長度,并且考慮兩缸的積碳和磨損情況,設置了不同的壁面摩擦因數,從而保證了一維性能仿真模型能夠模擬發動機的進氣不均勻現象。

為了保證一維性能仿真模型能夠準確地模擬發動機的工作情況,需要利用發動機臺架試驗數據對仿真模型進行校核,圖3為發動機臺架系統實物圖。

圖3 發動機臺架系統的實物圖

通過對仿真模型的修正,直至誤差在可接受范圍內。轉速在3 200、4 600、6 000 r/min時不同節氣門開度下試驗功率與仿真功率的對比如圖4所示。可以看出一維性能仿真模型能夠在低轉速、中等轉速和高轉速工況下較為準確地模擬發動機的輸出功率,兩者誤差在5%以內。圖5是轉速在4 000 r/min節氣門開度為60%時左右兩缸的試驗缸壓與仿真缸壓的對比,試驗缸壓與仿真缸壓之間的誤差在8%以內,2個氣缸的最大爆發壓力相差不大,兩缸最大爆發壓力之差的試驗值為0.09 MPa,仿真值為0.14 MPa,基本滿足研究發動機進氣不均勻性的仿真要求,證明本文建立的一維性能仿真模型準確性較高,可用于后續仿真結果的分析。

圖4 在不同轉速、不同節氣門開度下試驗功率與仿真功率的對比

圖5 左右兩缸試驗缸壓與仿真缸壓的對比圖

1.2 一維仿真結果分析

通過1.1節建立的一維性能仿真模型,計算了發動機轉速為3 000 r/min時不同節氣門開度下2個缸的最大缸壓,結果如圖6所示。

圖6 不同節氣門開度下兩缸最大壓力對比圖

從圖6可以看出,在低轉速工況下,節氣門開度為15%時兩缸差異最大,左缸的缸壓比右缸高 0.73 MPa,之后隨著節氣門開度的增大缸壓差異不斷縮小。原因可能是節氣門開度增大時,兩缸的充氣效率都較大,導致兩缸的缸壓差異不大,而在小節氣門開度下由于節氣門的節流效應導致在特定節氣門開度下兩缸之間的進氣不均勻,節流效應會隨節氣門開度的增大而減弱,造成在低轉速大開度時兩缸進氣更加均勻。

一維性能仿真計算的結果為三維模擬提供了方向。由于三維仿真計算周期長,不能對發動機的每種工況都進行模擬,然而現已發現二沖程原型機在低轉速小開度時進氣不均勻性最強,因此三維模擬只針對該工況進行分析。同時一維性能仿真計算也為三維模擬提供了邊界條件,如進氣口壓力和排氣口壓力。圖7和圖8分別為發動機在 3 000 r/min節氣門開度為15%時進、排氣口壓力隨曲軸轉角的變化關系。

圖7 進氣口壓力隨曲軸轉角的變化關系

圖8 排氣口壓力隨曲軸轉角的變化關系

2 三維仿真模型建立

2.1 流場域模型及網格劃分

對本文研究的二沖程點燃式進氣管電噴航空煤油發動機,根據發動機的進氣原理利用UG軟件建立了如圖9所示的流場域的幾何結構。空氣和燃油通過進氣入口進入曲軸箱,在曲軸箱內受到曲軸的攪拌而混合均勻,當活塞上頂面打開掃氣口時通過掃氣道進入氣缸,通過排氣道進入外界環境。

圖9 原型機進氣流場域結構圖

本文根據網格運動情況和氣流流動情況將原型機的進氣流場域分為3個部分:

1) 左右兩缸的燃燒室、掃氣道和排氣道;

2) 曲軸旋轉運動區域和活塞底部流場區域;

3) 進氣入口和曲軸箱內部流場區域。

隨著活塞頂面的上下運動,3個區域的流場域有需要連通的地方,如掃、排氣口周期性地打開和關閉,這些地方通過在Fluent軟件中設置網格交界面實現流動物理量的互通。針對不同的區域劃分了不同類型的網格。對于活塞底部流場區域和燃燒室內活塞頂部運動區域劃分結構性的三棱柱網格,對于結構復雜不規則的其他區域劃分非結構性的四面體網格,分區網格的劃分結果如圖10—圖12所示。

圖11 曲軸旋轉區域和活塞底部的網格

圖12 進氣入口和曲軸箱流場網格

從圖中可以看出,在劃分網格時針對流場域的細小角落進行了局部網格加密,3個區域的網格質量大部分在0.5以上。由于燃燒室和曲軸箱幾何結構過于復雜,導致在燃燒室邊沿區域和曲軸箱凹槽處網格質量較低,網格質量最低在0.2附近,但所有網格都沒有出現負體積的情況。

綜上所述,對于3個區域的網格劃分結果能夠滿足Fluent軟件計算模型的基本使用要求。

2.2 網格無關性驗證

針對本文研究的發動機進氣不均勻性問題,進氣流場域的網格結構非常復雜,不便于對全部網格進行無關性驗證。考慮到氣缸掃氣部分的仿真結果直接影響了兩缸進氣不均勻性的判定,有必要對氣缸掃氣部分進行網格獨立性驗證。利用ICEM軟件對氣缸掃氣部分劃分了較稀疏、稀疏、密集、較密集4種類型的網格結構,其網格數量分別為13.3萬、38.3萬、57.9萬和75.4萬。選擇每個時間步下的氣缸壓力作為網格獨立性驗證參數,分別對這4種類型的網格進行了計算,每種網格計算的氣缸平均壓力結果如圖13所示。

圖13 網格無關性驗證結果

從圖13中可以看出網格數量對氣缸峰值壓力的影響最大,而密集網格和較密集網格計算結果之間的誤差非常小,可以忽略不計,因此本文選用網格數量為57.9萬的密集網格。

2.3 計算模型條件設置

對于曲軸的旋轉運動本文采用滑移網格模型,通過設置旋轉區域、旋轉軸以及旋轉速度定義曲軸的旋轉運動。該模型可以模擬曲軸和流體工質的相對運動,兩者會在壁面處產生瞬態相互作用,并且滑移網格模型不涉及網格的形變,計算過程更加穩定,可以滿足求解曲軸旋轉攪拌問題的需要。

Fluent軟件中的液滴破碎模型包括泰勒類比模型(TAB)、波動模型(WAVE)、隨機二次液滴模型(SSD)等。其中WAVE模型和SSD模型適用于高韋伯數、高噴霧速度的工況,而TAB模型適用于低韋伯數且噴霧液滴速度較低的工況[14-15],針對本文研究的二沖程發動機進氣過程,燃油顆粒運動速度不高,因此選用TAB模型模擬燃油液滴的破碎。TAB模型以彈性力學為基礎,將液滴的振蕩破碎過程類比為彈簧阻尼系統的振動過程[16]。

為解決因進氣過程復雜流動導致的求解發散問題,本文將發動機的進氣流場分成2部分計算,分別為曲軸箱攪動部分和氣缸掃氣部分,如圖14所示。

圖14 曲軸箱攪動部分和氣缸掃氣部分的流場域

在氣缸掃氣部分由于左右兩缸內部的流場區域在幾何結構上完全一樣,只有掃氣道入口的邊界條件不同,先利用曲軸箱攪動部分計算出兩缸掃氣道入口流體工質的速度、溫度、組分比例等邊界條件,分別設置左右兩缸的入口邊界條件進行單獨計算,這樣既能反映發動機真實的進氣情況,又能減少整體的網格數量,還避免了求解發散問題。

曲軸箱攪動部分入口壓力邊界條件已在上文中給出,出口邊界條件采用環境壓力;混合氣濃度設置為當量比混合氣;燃油噴霧的粒徑分布模型選擇Rosin-Rammler模型,燃油噴霧采用掃氣口面噴射,各掃氣道的噴油開始時刻和結束時刻根據曲軸箱部分掃氣道內開始進入混合氣時刻和該掃氣道內進入煤油的質量確定,不同工況的參數設置如表2所示。

表2 不同噴油粒徑的參數設置

2.4 進氣評價指標

二沖程發動機的進氣評價指標不同于四沖程發動機,四沖程發動機可以采用進氣質量流量的大小來衡量進氣過程的優劣[17-18]。對于二沖程發動機而言,進排氣口的開啟有一定的重疊角,進排氣過程同時進行,其掃氣品質可由掃氣效率、捕獲率和充量系數表示[7,19]。

2.4.1換氣過程評價指標

1) 掃氣效率:掃氣效率定義為每循環留在缸內的新鮮混合氣質量與缸內氣體總質量的比值[20-21],如式(1)所示

ηs=mn/ma

(1)

式中:ηs為掃氣效率;mn為每循環留在缸內的新鮮混合氣質量;ma為缸內氣體總質量。

掃氣效率越高,表明缸內新鮮混合氣質量越大,殘余廢氣質量越小。

2)捕獲率:捕獲率給出了在總進氣質量一定的情況下被封存在缸內的新鮮混合氣數量[22]。在進氣條件確定的前提下,捕獲率越高表明每循環留在缸內的新鮮混合氣越多,這有助于提高內燃機功率。其表達式如式(2)所示

ηt=mn/ma

(2)

式中:ηt為捕獲率;ms為每循環供給的新鮮混合氣質量。

3) 充量系數:充量系數定義為每循環留在缸內的混合氣質量與標準狀態下氣缸工作容積能夠容納的新鮮混合氣質量的比值,如式(3)所示

ηc=mn/ml

(3)

式中:ηc為捕獲率;ml為標準狀態下氣缸工作容積能夠容納的新鮮混合氣質量。

2.4.2進氣不均勻度評價指標

混合氣經由曲軸箱分配到兩缸的掃氣道,再通過掃氣作用封存到氣缸中,因此決定兩缸進氣不均勻性的指標由曲軸箱分配不均勻度和兩缸掃氣差異度2部分組成。

1) 曲軸箱分配不均勻度:曲軸箱分配不均勻度衡量了掃氣口開啟期間進入兩缸掃氣道的新鮮混合氣質量的差異,表示為式(4)

(4)

式中:φk為曲軸箱分配不均勻度;mk1為進入左缸掃氣道的新鮮混合氣質量;mk2為進入右缸掃氣道的新鮮混合氣質量。

當該值為0時表明流向兩缸的新鮮混合氣質量相等,不存在分配不均勻;當該值越接近1時表明曲軸箱分配不均勻度越高,流向兩缸的新鮮混合氣質量差異越大。

2) 兩缸掃氣差異度:兩缸掃氣差異度衡量了兩缸封存新鮮混合氣質量的差別,該差別可以分別由兩缸的掃氣效率、捕獲率和充量系數表示,在本文中兩缸掃氣差異度表示為式(5)

φc=|ηs1-ηs2|

(5)

式中:φc為兩缸掃氣差異度;ηs1為左缸掃氣效率;ηs2為右缸掃氣效率。

兩缸掃氣差異度顯示了兩缸獲得新鮮混合氣能力的強弱差異。當該值為0時,表明提供同樣多的新鮮混合氣兩缸能夠獲得的新鮮混合氣數量相等;該值越接近1時,表明在相同條件下兩缸獲得新鮮混合氣數量的差異越大。

3) 兩缸進氣不均勻度:通過前文的分析,原型機進氣不均勻度在物理意義上是由曲軸箱分配不均勻度和兩缸掃氣差異度疊加導致的,本文將其表示為式(6)

(6)

當該值為0時表明兩缸封存的新鮮混合氣數量相同;該值越大表明兩缸在同一個循環內可用于燃燒做功的新鮮混合氣數量差異越大,此時在點火條件相同的情況下會引起兩缸的燃燒差異,導致發動機轉速波動,運行不穩定。

3 數值模擬結果分析

3.1 曲軸箱內仿真結果分析

圖15為曲軸旋轉一周不同轉角下的煤油蒸汽質量分數的分布云圖。為了獲得較為合理的模擬結果,設置好邊界條件運行一個循環,采用第二個循環的計算結果進行分析,由此可以看到上循環殘留的煤油質量分布。

圖15 曲軸箱內一個循環不同轉角下的煤油蒸汽質量分數的分布云圖

由圖15可以看出,由于曲軸的旋轉攪動作用,左右兩缸掃氣道中的混合氣濃度呈現周期性的變化。在進氣初期左缸掃氣道內的煤油含量普遍較低,隨著曲軸轉角越過180°,曲軸箱內的煤油蒸汽被曲軸部分掃向左側,但右側掃氣道內的煤油含量依然維持在較高的水平。

觀察整個進氣過程中掃氣道內的煤油質量分數分布圖,不難看出右缸掃氣道煤油的質量分數普遍保持在較高的數值,尤其是進氣初期右缸掃氣道內的煤油質量分數明顯高于左缸,隨著曲軸的旋轉攪動,左缸掃氣道內的混合氣濃度才逐漸升高。

根據試驗時的實際油耗量,設置轉速為3 000 r/min時每循環的供油量為37.6 mg,用單個循環的供油總質量乘以各掃氣道內煤油質量分數所占的比例即可得到流過各掃氣道的煤油質量。為計算單個循環進入曲軸箱的新鮮混合氣總質量,需將橫坐標的曲軸轉角數據轉化為時間,已知仿真轉速為3 000 r/min,可得每度曲軸轉角對應的時間為5.56×10-5s,每度曲軸轉角下的質量流量在時間軸上做積分可得到進入曲軸箱內的新鮮混合氣總質量,根據掃氣道內的煤油質量和空燃比數據可計算出各掃氣道內的新鮮混合氣質量。表3為進氣過程中各掃氣道流過的煤油質量和混合氣質量的計算結果。

表3 進氣過程兩缸掃氣道內混合氣參數計算結果 mg

結果表明,進入左缸掃氣道的新鮮混合氣充量和煤油質量分別為102.27 mg和16.59 mg,進入右缸掃氣道的新鮮混合氣充量和煤油質量分別為107.03 mg和21.01 mg。

3.2 氣缸內掃氣過程分析

通過對曲軸箱內進氣流動仿真結果的處理,獲得了各掃氣道內煤油質量分數隨曲軸轉角的變化關系,此數據可作為氣缸進氣過程的邊界條件,如圖16所示。兩缸的排氣口在98°CA ATDC時開啟,在262°CA ATDC時關閉,而掃氣口在116°CA ATDC時開啟,在244°CA ATDC時關閉。因此本節主要分析120～270°CA ATDC之間不同曲軸轉角下各組分的分布情況,為計算原型機的進氣不均勻度做準備。

圖16 不同曲軸轉角下左右缸煤油質量分數的分布云圖

從圖16可以看出主掃氣口雖然正對排氣口,由于掃氣道壁面的引流作用以及副掃氣口來流的對沖,氣流并沒有直接流向排氣口,而是流向燃燒室頂部,幾乎遍歷了整個燃燒室,避免進氣短路的同時也提高了掃氣效率。

當曲軸位置在180°CA ATDC時,右缸燃燒室內煤油的分布情況明顯比左缸更加均勻,而左缸燃燒室中心位置出現了滾流,部分混合氣已經開始流入排氣道;隨著活塞頂部的繼續運動,兩缸燃燒室內的煤油分布變得更加均勻,當曲軸位置在240°CA ATDC時,2個切面上的煤油分布非常均勻,同時看到排氣道內的煤油占比也逐漸增大,兩缸都不可避免地出現了排氣損失。

為了模擬2個氣缸的已燃廢氣排出過程,將上止點位置燃燒室內的氣體成分設置為CO2,通過計算排氣口關閉時缸內殘留的CO2質量分數即可計算氣缸的掃氣效率,見圖17所示。

如圖17所示,在掃氣口打開初期2個氣缸燃燒室內CO2的流動情況差異不大,整個掃氣過程中氣缸內的CO2沿著主掃氣口到排氣口的方向逐漸排出,而當曲軸位置在150°CA ATDC時,右缸燃燒室中心部位CO2濃度快速減少,相比左缸出現了明顯的濃度差異,此時右缸燃燒室內新鮮混合氣與廢氣之間的摻混更加均勻,在氣缸中心部位混合氣的濃度比CO2濃度更高,可以將更多的CO2排擠到排氣口附近,而左缸燃燒室內的CO2依然占據了大部分空間。

為了定量分析廢氣與新鮮混合氣充量在氣缸內的占比,通過仿真得出不同曲軸轉角下氣缸內新鮮混合氣充量和殘余廢氣的平均占比以及缸內平均空燃比,如圖18所示。

圖18中CO2質量分數代表氣缸內燃燒廢氣的占比;新鮮混合氣充量的質量分數為煤油質量分數和氧氣質量分數之和,代表可燃混合氣的占比;空燃比則為氧氣質量與煤油質量的比值。

對比兩缸燃燒廢氣和新鮮混合氣充量的變化曲線,并未發現明顯的差異,數據顯示曲軸位置在270°CA ATDC時左缸CO2質量分數為0.223,右缸CO2質量分數為0.207;左缸新鮮混合氣充量的質量分數為0.191,而右缸新鮮混合氣充量的質量分數0.194,左右缸的換氣情況差異不大。然而兩缸的空燃比數據顯示出了較大的差異,雖然空燃比的變化趨勢相差不大,但可以明顯看出左缸的空燃比上升更快,兩缸的空燃比在210°CA ATDC附近逐漸趨于穩定,數據顯示曲軸位置在270°CA ATDC時左缸的空燃比為9.107而右缸的空燃比為6.927,由于左右缸各掃氣道入口處的煤油質量分數并不相同,導致右缸燃燒室內封存的新鮮混合氣濃度更高。

圖18 左右缸的新鮮混合氣充量、CO2和空燃比隨曲軸轉角的變化

換氣過程評價指標的計算結果如表4所示。可知兩缸的捕獲率和充量系數相差不大,而掃氣效率差異最明顯,兩缸相差0.016。由于兩缸的結構相同且掃氣口和排氣口開啟閉合角度也相同,導致兩缸捕獲率和充量系數沒有明顯差異,然而進入兩缸的新鮮混合氣充量差異造成了兩缸掃氣效率的差異,進入右缸的新鮮混合氣充量濃度比左缸更大,使得右缸中更多的CO2被排擠出氣缸,從而導致右缸的掃氣效率比左缸更高。

表4 兩缸的掃氣效率、捕獲率和充量系數

3.3 整機缸間進氣差異分析

經過曲軸箱內以及兩缸內CFD模擬結果的數據處理,獲得了計算二沖程發動機進氣評價指標的流場數據,根據式(4)—式(6)以及表3和表4的相關數據可計算出兩缸的進氣不均勻度評價指標,計算結果顯示曲軸箱分配不均勻度為2.27%,兩缸掃氣差異度為1.6%,兩缸的進氣不均勻度為1.48%。

除此之外,兩缸的捕獲率差異只有0.1%,這表示在相同進氣量的情況下兩缸封存的新鮮混合氣質量幾乎一樣,但是兩缸封存的新鮮混合氣充量濃度上的差異較大,掃氣口關閉時刻左缸的空燃比與右缸的空燃比相差2.18,右缸的新鮮混合氣充量濃度更大,觀察表3中的數據不難發現右缸掃氣道內流過的煤油質量更多,這將導致兩缸混合氣濃度上的差異。因此可以認為兩缸進氣不均勻的主要原因是曲軸箱分配不均勻,有必要進一步對曲軸箱部分的流場細節進行分析。

在氣缸進氣初期,由于曲拐的攪動作用曲軸箱左側聚集了稀混合氣,隨著曲軸的繼續運動,左側混合氣逐漸變濃,當活塞越過下止點后氣缸的進氣過程將持續至244°CA ATDC,這時掃氣口完全關閉,燃燒室內不再進入新鮮混合氣。圖19為210～240°CA ATDC曲軸箱內部不同切面的煤油含量分布云圖。此時曲軸箱底部的大量煤油已被曲拐帶動至曲軸箱左側,可以明顯看到左側區域的煤油含量高于右側區域的煤油含量,盡管如此右側區域的煤油質量分數依然在0.04之上,沒有出現極端的稀混合氣,而在這個過程中掃氣口的流通面積也在不斷的減小,盡管曲軸箱左側區域的煤油含量足夠高,但已錯過了最佳的進氣時刻,最終導致左缸燃燒室內的混合氣濃度低于右缸。

圖19 活塞上行時曲軸箱內部不同切面的煤油質量分數分布云圖

3.4 噴油粒徑對進氣的影響

原型機采用了單孔噴油器,該噴油器在噴油過程中燃油幾乎呈柱狀噴入進氣道,油滴的初始粒徑極大,即使在加熱缸頭的情況下冷起動依舊困難,并且容易導致火花塞積碳,初步判斷較大的燃油顆粒可能會影響氣缸的換氣情況,進而影響氣缸內混合氣的分布,因此針對表2所示的工況1和工況2分別進行了模擬,噴油開始時刻即為掃氣口開啟時刻98°CA ATDC,噴油結束時刻根據各掃氣道內流過的煤油質量和質量流量確定。

最終在排氣口關閉時,代表大粒徑工況1的氣缸掃氣效率為71.8%,而代表小粒徑工況2的氣缸掃氣效率為72.9%,左缸的掃氣效率獲得了1.1%的提升,最終的結果顯示工況1右缸的掃氣效率為73.1%,工況2右缸的掃氣效率為73.5%,2種情況的掃氣效率均略大于左缸,如圖20和圖21所示。

圖20 排氣口關閉后左缸燃油顆粒分布

圖21 排氣口關閉后左缸燃油顆粒分布

通過式(5)計算2種工況下的氣缸掃氣差異度,結果顯示工況1的掃氣差異度為1.3%,而工況2的掃氣差異度為0.6%,說明噴霧粒徑的減小不但能提升氣缸的掃氣效率,同時也縮小了兩缸的掃氣差異,但噴霧粒徑的減小對右缸掃氣效率的影響不大。

4 結論

以二沖程點燃式進氣管電噴航空煤油發動機為原型機研究其進氣不均勻性,采用CFD數值模擬的方法探究原型機兩缸進氣不均勻原理,基于進氣原理,建立了兩缸進氣不均勻度的評價指標,分別對2部分流場的仿真結果進行了分析,發現了原型機進氣不均勻的內在原因,并探究了噴霧粒徑對兩缸掃氣品質的影響規律。最后根據仿真結果對整機的進氣過程進行分析,在發動機轉速為3 000 r/min、15%節氣門開度的工況條件下得出的結論如下:

1) 曲軸箱區域仿真結果顯示,單循環中進入左缸掃氣道的新鮮混合氣充量和煤油質量分別為102.27 mg和16.59 mg,進入右缸掃氣道的新鮮混合氣充量和煤油質量分別為107.03 mg和21.01 mg,曲軸箱分配不均勻度為2.27%。

2) 氣缸掃氣區域的仿真結果顯示左缸的掃氣效率為77.7%,而右缸的掃氣效率為79.3%,兩缸的掃氣差異度為1.6%,影響整機進氣不均勻的關鍵是曲軸箱分配得不均勻。

3) 針對不同粒徑的缸內流動仿真結果顯示,更小的噴油粒徑能夠提升氣缸的掃氣效率,縮小兩缸進氣的差異度。