高增壓柴油機(jī)進(jìn)氣流動(dòng)理論研究

文明，李玉峰，賈孟秋，魯?shù)?，王天?/p>

(1.天津大學(xué)內(nèi)燃機(jī)燃燒學(xué)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，天津 300072；2.中國(guó)北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所(天津)，天津 300400)

隨著內(nèi)燃機(jī)排放和油耗法規(guī)日益嚴(yán)格，越來(lái)越多的柴油機(jī)采用以高增壓為特征的高強(qiáng)化技術(shù)，功率密度不斷提升。例如，大眾汽車(chē)公司開(kāi)發(fā)的帕薩特2.0 L TDI柴油機(jī)采用250 MPa高壓共軌噴油系統(tǒng)、高壓壓比和低壓壓比分別為3.8和1.5的二級(jí)增壓系統(tǒng)，在標(biāo)定轉(zhuǎn)速4 000 r/min時(shí)升功率達(dá)88 kW/L[1]。德國(guó)FEV咨詢(xún)公司針對(duì)單缸排量為0.4～0.5 L的轎車(chē)柴油機(jī)開(kāi)發(fā)的高效燃燒系統(tǒng)(HECS)，采用增壓比為3.8的單級(jí)VGT增壓器，在4 800 r/min時(shí)升功率達(dá)到105 kW/L[2]；一些學(xué)者在進(jìn)氣壓力0.3～0.4 MPa、噴油壓力250～300 MPa工況下，在單缸柴油機(jī)上開(kāi)展了升功率達(dá)100 kW/L的匹配試驗(yàn)研究[3-5]。

當(dāng)增壓比提高以后，發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣壓差和空氣密度顯著增加，一些研究者認(rèn)為[6-13]，進(jìn)氣流速和進(jìn)氣馬赫數(shù)將隨增壓壓比的提高而顯著增加，也將造成氣道缸內(nèi)渦流比、湍流強(qiáng)度等宏觀(guān)和微觀(guān)流場(chǎng)參數(shù)隨增壓壓比提高而顯著增加。但是，實(shí)際發(fā)動(dòng)機(jī)的進(jìn)氣流動(dòng)是受周期性活塞運(yùn)動(dòng)制約的瞬態(tài)流動(dòng)過(guò)程，比穩(wěn)態(tài)流動(dòng)狀態(tài)復(fù)雜，因此弄清高增壓柴油機(jī)進(jìn)氣流動(dòng)規(guī)律對(duì)于進(jìn)氣道設(shè)計(jì)、缸內(nèi)流動(dòng)和燃燒組織都具有十分重要的意義。

本研究針對(duì)一臺(tái)高增壓?jiǎn)胃撞裼蜋C(jī)的實(shí)際運(yùn)行條件，運(yùn)用仿真方法對(duì)缸內(nèi)流動(dòng)進(jìn)行試驗(yàn)標(biāo)定并開(kāi)展了計(jì)算分析，并進(jìn)一步進(jìn)行了理論分析，揭示了高增壓柴油機(jī)的進(jìn)氣流動(dòng)規(guī)律。

1 高增壓柴油機(jī)進(jìn)氣流動(dòng)的仿真研究

1.1 高增壓?jiǎn)胃撞裼蜋C(jī)進(jìn)氣流動(dòng)的試驗(yàn)參數(shù)

發(fā)動(dòng)機(jī)為一臺(tái)排量為1 L的單缸柴油機(jī)，采用4氣門(mén)、噴油器中心布置、雙頂置凸輪軸結(jié)構(gòu)。此單缸柴油機(jī)主要性能和結(jié)構(gòu)參數(shù)見(jiàn)表1。一個(gè)外源壓氣機(jī)提供所需進(jìn)氣壓力，高壓空氣在進(jìn)入氣缸前先經(jīng)過(guò)一個(gè)穩(wěn)壓箱以消除進(jìn)氣壓力波動(dòng)。通過(guò)缸壓傳感器測(cè)量氣缸壓力，通過(guò)進(jìn)氣壓力傳感器測(cè)量進(jìn)氣穩(wěn)壓箱壓力(平均進(jìn)氣壓力)和進(jìn)氣道入口處瞬態(tài)壓力(瞬時(shí)進(jìn)氣壓力)。試驗(yàn)臺(tái)架見(jiàn)圖1。

表1 高增壓?jiǎn)胃撞裼蜋C(jī)參數(shù)

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)臺(tái)架

由圖2看出，在轉(zhuǎn)速4 000 r/min的工況點(diǎn)上，穩(wěn)壓箱里的平均進(jìn)氣壓力為400 kPa，進(jìn)氣過(guò)程中的最大進(jìn)氣壓差可達(dá)80 kPa，大致位于進(jìn)氣沖程中部活塞速度變化率最大的位置。

圖2 進(jìn)氣壓差變化

1.2 模型建立

本研究采用的柴油機(jī)瞬態(tài)計(jì)算模型是以上述單缸柴油機(jī)缸蓋為基礎(chǔ)建立的(見(jiàn)圖3)，包括進(jìn)/排氣道、進(jìn)/排氣門(mén)、氣缸蓋和燃燒室，采用切向氣道與螺旋氣道組合的雙進(jìn)氣道，在后續(xù)分析中會(huì)分別對(duì)切向氣道和螺旋氣道側(cè)氣門(mén)處的流場(chǎng)進(jìn)行分析。

采用商業(yè)軟件Converge對(duì)增壓柴油機(jī)進(jìn)氣門(mén)處流動(dòng)特性展開(kāi)研究。本研究采用的網(wǎng)格策略見(jiàn)圖4。模型基礎(chǔ)網(wǎng)格尺寸為4 mm，氣缸上部、進(jìn)氣道和進(jìn)氣門(mén)附近區(qū)域采用固定加密對(duì)網(wǎng)格進(jìn)行了細(xì)化，加密等級(jí)各有不同，最小網(wǎng)格尺寸為0.25 mm，位于氣門(mén)閥座區(qū)域，平均網(wǎng)格尺寸為1.1 mm。模型在上止點(diǎn)的總網(wǎng)格數(shù)約為68萬(wàn)，在下止點(diǎn)約為120萬(wàn)。亞格子湍流模型為k方程模型，近壁區(qū)域采用Werner and Wengle近壁模型進(jìn)行求解。

圖3 發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣流動(dòng)幾何模型

圖4 計(jì)算網(wǎng)格示意圖

1.3 計(jì)算工況及邊界條件

為對(duì)比不同增壓比與轉(zhuǎn)速對(duì)氣門(mén)附近流動(dòng)的影響，本研究設(shè)置了6個(gè)算例，如表2所示。每個(gè)工況的算例都計(jì)算23個(gè)循環(huán)，考慮到初始條件的影響，前3個(gè)循環(huán)被剔除，只對(duì)后20個(gè)循環(huán)的數(shù)據(jù)進(jìn)行分析。針對(duì)單缸機(jī)轉(zhuǎn)速為3 600 r/min、增壓比為3.2的試驗(yàn)工況，對(duì)熱力學(xué)單缸機(jī)試驗(yàn)的不著火缸壓曲線(xiàn)進(jìn)行了仿真標(biāo)定，標(biāo)定結(jié)果用于后續(xù)的數(shù)據(jù)分析。

表2 計(jì)算工況

柴油機(jī)幾何模型的進(jìn)口邊界與出口邊界均設(shè)為壓力邊界，其中進(jìn)口壓力的設(shè)置隨增壓比而變化，如增壓比為1時(shí)進(jìn)口壓力設(shè)為101 325 Pa，增壓比為2時(shí)進(jìn)口壓力設(shè)為202 650 Pa，以此類(lèi)推。出口壓力在所有工況下都設(shè)置為101 325 Pa。進(jìn)氣道與進(jìn)氣門(mén)壁面溫度設(shè)為300 K，排氣道與排氣門(mén)壁面溫度設(shè)為320 K，氣缸蓋、氣缸套和活塞頂部的壁面溫度設(shè)為350 K。

1.4 模型試驗(yàn)標(biāo)定

對(duì)轉(zhuǎn)速為3 600 r/min、增壓比為3.2工況的單缸機(jī)缸壓曲線(xiàn)進(jìn)行標(biāo)定，模擬計(jì)算中未考慮燃燒過(guò)程，因此，只對(duì)壓縮上止點(diǎn)前缸壓曲線(xiàn)模擬值與試驗(yàn)值的相對(duì)誤差進(jìn)行了分析，結(jié)果見(jiàn)圖5。由圖5可知，進(jìn)氣與壓縮過(guò)程中缸壓的模擬值與試驗(yàn)值曲線(xiàn)符合良好。在壓縮上止點(diǎn)前，模擬與試驗(yàn)的相對(duì)誤差最大為0.93%，可知本研究中的仿真結(jié)果是真實(shí)可靠的。

圖5 熱力學(xué)單缸機(jī)試驗(yàn)與仿真缸壓曲線(xiàn)對(duì)比

2 仿真結(jié)果分析

2.1 進(jìn)氣壓差和氣缸空氣量的變化規(guī)律

圖6示出在不同轉(zhuǎn)速和增壓比條件下進(jìn)氣壓差隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化。由圖6可見(jiàn)，在進(jìn)氣上止點(diǎn)(360°)附近，由于進(jìn)氣門(mén)開(kāi)度很小，進(jìn)氣壓差較大，在轉(zhuǎn)速2 000 r/min、增壓比3時(shí)進(jìn)氣壓差高達(dá)180 kPa。在活塞下行的主要進(jìn)氣過(guò)程中(390°～540°)，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和增壓比都對(duì)進(jìn)氣壓差有明顯的影響，轉(zhuǎn)速2 000 r/min時(shí)的進(jìn)氣壓差比轉(zhuǎn)速4 000 r/min的進(jìn)氣壓差小得多；當(dāng)轉(zhuǎn)速較低(2 000 r/min)時(shí)，進(jìn)氣壓差隨增壓比的增加變化較小，而當(dāng)轉(zhuǎn)速較高(4 000 r/min)時(shí)，進(jìn)氣壓差隨增壓比的增加顯著提高；在轉(zhuǎn)速為4 000 r/min、增壓比為5時(shí)，最大進(jìn)氣壓差可達(dá)90 kPa，大致位于進(jìn)氣過(guò)程中期活塞速度變化率最大的曲軸轉(zhuǎn)角位置，即圖6中的450°。這一結(jié)果也與圖2所示的試驗(yàn)結(jié)果一致。

圖7示出不同轉(zhuǎn)速和增壓比下進(jìn)入氣缸的空氣質(zhì)量隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化。由圖7看到，增壓比對(duì)進(jìn)氣質(zhì)量的影響較大，進(jìn)氣質(zhì)量隨增壓比的提高而顯著增加；轉(zhuǎn)速對(duì)進(jìn)氣質(zhì)量的影響較小，在增壓比為3時(shí)，當(dāng)轉(zhuǎn)速?gòu)? 000 r/min提高到4 000 r/min，在主要進(jìn)氣過(guò)程中(390°～540°)，低轉(zhuǎn)速的進(jìn)氣質(zhì)量稍高于高轉(zhuǎn)速的進(jìn)氣質(zhì)量，這是因?yàn)榘l(fā)動(dòng)機(jī)在較低轉(zhuǎn)速下的充氣效率比高轉(zhuǎn)速下的充氣效率要高一些。

圖7 進(jìn)氣質(zhì)量隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化

2.2 氣道進(jìn)氣射流相對(duì)軸向速度的變化規(guī)律

當(dāng)進(jìn)氣氣流在一定壓差作用下流過(guò)進(jìn)氣門(mén)與閥座形成的環(huán)形區(qū)域時(shí)，形成了進(jìn)氣射流。為了便于描述進(jìn)氣射流的速度方向及分布，圖8示出進(jìn)氣射流的3個(gè)速度方向和氣門(mén)閥座圓周方向的起始角度。為了便于數(shù)據(jù)分析，如不是特指進(jìn)氣射流在氣門(mén)-閥座環(huán)形區(qū)域的空間分布時(shí)，都把給定圓周角度上對(duì)應(yīng)計(jì)算點(diǎn)的進(jìn)氣射流速度進(jìn)行算術(shù)平均，形成了平均進(jìn)氣射流速度隨閥座圓周角度的變化規(guī)律。

圖8 進(jìn)氣射流速度方向和分布角度定義

圖9示出在轉(zhuǎn)速2 000 r/min、不同增壓比條件下，在進(jìn)氣過(guò)程中期切向氣道進(jìn)氣射流的相對(duì)軸向速度沿閥座圓周方向的變化規(guī)律。相對(duì)軸向速度是指進(jìn)氣射流的軸向速度分量(Vtotal)η(給定圓周角度上對(duì)應(yīng)的進(jìn)氣射流速度進(jìn)行算術(shù)平均)與平均活塞速度Sp之比。由圖9可見(jiàn)，2 000 r/min時(shí)，在進(jìn)氣過(guò)程的中期(460°)，進(jìn)氣射流相對(duì)軸向速度沿圓周方向的分布變得非常不均勻，與氣道相對(duì)的閥座部分(180°周?chē)?獲得較高的速度；但進(jìn)氣射流的相對(duì)軸向速度數(shù)值及其沿閥座圓周方向的分布規(guī)律均不隨增壓比的增加而變化。在進(jìn)氣過(guò)程中進(jìn)氣射流在其他方向上速度分量隨增壓比的變化規(guī)律與此相似。此外，螺旋氣道出口的進(jìn)氣射流速度隨增壓比的變化規(guī)律也與切向氣道的相似，即在進(jìn)氣過(guò)程中，進(jìn)氣射流速度大小及其沿閥座圓周的分布規(guī)律幾乎不隨增壓比增加而變化。

圖9 不同增壓比條件下進(jìn)氣射流相對(duì)軸向速度分布(460°(進(jìn)氣沖程100°)，切向氣道，2 000 r/min)

圖10示出轉(zhuǎn)速4 000 r/min、不同增壓比條件下，在進(jìn)氣過(guò)程中期切向氣道進(jìn)氣射流的相對(duì)軸向速度沿氣閥座圓周方向的變化規(guī)律。由圖10可見(jiàn)，在進(jìn)氣過(guò)程中期(460°，活塞最大運(yùn)動(dòng)速率附近)，相對(duì)軸向速度數(shù)值及其沿閥座圓周的分布規(guī)律幾乎不隨增壓比的提高而變化。

圖10 不同增壓比條件下進(jìn)氣射流相對(duì)軸向速度分布(460°(進(jìn)氣沖程100°)，切向氣道，4 000 r/min)

圖11示出轉(zhuǎn)速4 000 r/min、進(jìn)氣行程460°、不同增壓比時(shí)，切向、螺旋兩個(gè)氣道出口的進(jìn)氣射流相對(duì)軸向速度沿其閥座圓周方向的空間分布。由圖11看到，在兩個(gè)氣道出口的環(huán)形區(qū)域內(nèi)進(jìn)氣射流的相對(duì)軸向速度空間分布規(guī)律幾乎不隨增壓比的變化而變化。

圖11 在兩個(gè)氣道出口處進(jìn)氣射流的相對(duì)軸向速度的空間分布(460°)

2.3 缸內(nèi)渦流比和平均湍動(dòng)能的變化規(guī)律

圖12示出在不同轉(zhuǎn)速和增壓比條件下進(jìn)氣和壓縮過(guò)程中缸內(nèi)渦流比隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。由圖12可見(jiàn)，對(duì)于4 000 r/min轉(zhuǎn)速，在進(jìn)氣和壓縮過(guò)程中缸內(nèi)渦流比的大小及其隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化幾乎不隨增壓比的變化而變化；轉(zhuǎn)速2 000 r/min時(shí)，除自然吸氣進(jìn)氣方案外，增壓比2和增壓比3進(jìn)氣方案的缸內(nèi)渦流比的大小及其隨曲軸角度的變化規(guī)律也幾乎不隨增壓比的變化而變化。

圖12 缸內(nèi)渦流比隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化

圖13示出不同轉(zhuǎn)速、不同增壓比條件下進(jìn)氣和壓縮過(guò)程中缸內(nèi)平均湍動(dòng)能隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。由圖13可見(jiàn)，除自然吸氣進(jìn)氣方案外，在進(jìn)氣和壓縮過(guò)程中缸內(nèi)平均湍動(dòng)能的大小及其隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律幾乎不隨增壓比的變化而變化。

圖13 缸內(nèi)平均湍動(dòng)能隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化

綜合上述仿真計(jì)算結(jié)果的分析可以得出，高增壓柴油機(jī)在相同轉(zhuǎn)速工況下，雖然進(jìn)氣壓差隨增壓比提高而顯著增大，但進(jìn)氣射流速度的大小及其分布、缸內(nèi)渦流比、缸內(nèi)湍動(dòng)能等宏觀(guān)和微觀(guān)流動(dòng)參數(shù)基本上不隨增壓比的提高而變化，缸內(nèi)湍動(dòng)能隨轉(zhuǎn)速的增大而增大。

3 高增壓柴油機(jī)進(jìn)氣流動(dòng)的理論分析

按照流經(jīng)氣閥座的進(jìn)氣射流和活塞掃過(guò)的氣缸容積來(lái)表達(dá)平均進(jìn)氣質(zhì)量流率：

(1)

式中：ρ0和ρ分別為進(jìn)氣閥座處和缸內(nèi)的空氣密度；Cf為氣道流量系數(shù)；A0為進(jìn)氣門(mén)與閥座之間的環(huán)形面積；B為缸徑；V0和V分別為進(jìn)氣射流速度和平均活塞速度。其中，四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)的平均活塞速度可由下式獲得：

(2)

式中：n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速；S為沖程。

假設(shè)進(jìn)氣過(guò)程為絕熱過(guò)程，則

(3)

式中：p0和p分別為進(jìn)氣閥座處的壓力和缸內(nèi)壓力。

由式(1)和式(3)可知，

(4)

式(4)表示進(jìn)氣射流速度V0受限于平均活塞速度V，且與氣道流量系數(shù)、進(jìn)氣壓力與缸內(nèi)壓力比值有關(guān)。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速一定時(shí)，平均活塞速度V是一個(gè)定值。假設(shè)在轉(zhuǎn)速、進(jìn)氣壓力一定的條件下，增壓比從一個(gè)數(shù)值a提高到另一個(gè)數(shù)值b，由式(4)推出：

(5)

式中：下標(biāo)a，b分別表示增壓比a和增壓比b時(shí)對(duì)應(yīng)的參數(shù)。

由于發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣壓力與缸內(nèi)壓力之比按照某一種熱力過(guò)程(常常假設(shè)為絕熱過(guò)程)規(guī)律變化，因此當(dāng)進(jìn)氣壓力從一個(gè)狀態(tài)變化到另外一個(gè)狀態(tài)時(shí)，式(5)中前兩項(xiàng)之積等于1，這樣，進(jìn)氣射流的速度之比反比于氣道流量系數(shù)之比，即

(6)

由式(1)可知，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速一定的條件下，當(dāng)增壓比從數(shù)值a增加到數(shù)值b時(shí)，其進(jìn)氣質(zhì)量與進(jìn)氣密度、氣道流量系數(shù)和進(jìn)氣流速的關(guān)系如下：

(7)

依據(jù)式(6)，式(7)中后兩項(xiàng)的乘積為1，因此式(7)可以推導(dǎo)成：

(8)

這個(gè)結(jié)果說(shuō)明，對(duì)于高增壓發(fā)動(dòng)機(jī)，當(dāng)增壓比提高時(shí)，進(jìn)氣質(zhì)量的增加主要源于進(jìn)氣密度的增加。

將增壓比從一個(gè)壓比增加到另一個(gè)壓比，依據(jù)圖7得到進(jìn)氣質(zhì)量增加率，依據(jù)理想氣體公式計(jì)算得到進(jìn)氣密度的增加率，結(jié)果見(jiàn)圖14。在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速4 000 r/min時(shí)，當(dāng)進(jìn)氣壓力從0.3 MPa分別增加到0.4 MPa和0.5 MPa時(shí)，除進(jìn)氣初期(340°～410°)數(shù)據(jù)波動(dòng)之外，在絕大多數(shù)進(jìn)氣過(guò)程中，進(jìn)氣質(zhì)量的增加率幾乎等于進(jìn)氣密度的增加率；轉(zhuǎn)速2 000 r/min時(shí)，當(dāng)進(jìn)氣壓力從0.2 MPa增加到0.3 MPa時(shí)，除進(jìn)氣初期(340°～410°)數(shù)據(jù)波動(dòng)之外，進(jìn)氣質(zhì)量的增加率幾乎等于進(jìn)氣密度的增加率。由此可知，當(dāng)增壓比提高時(shí)，進(jìn)氣質(zhì)量的增加主要源自于進(jìn)氣密度的增加。

圖14 進(jìn)氣質(zhì)量、進(jìn)氣密度和流量系數(shù)的增加百分?jǐn)?shù)隨增壓比增加的變化規(guī)律

高增壓柴油機(jī)中由于循環(huán)油量和循環(huán)氣量大幅度增加，在進(jìn)氣組織中需要提高空氣的動(dòng)量和能量來(lái)促進(jìn)混合氣的形成。從前面分析得知，當(dāng)增壓比提高后，進(jìn)氣流速u(mài)、缸內(nèi)渦流比、缸內(nèi)湍流強(qiáng)度u′或湍動(dòng)能1/2u′2等宏觀(guān)和微觀(guān)流場(chǎng)參數(shù)均不隨增壓比增加而增加，空氣運(yùn)動(dòng)對(duì)油氣混合的作用不隨增壓比的提高而加強(qiáng)。但是考慮到進(jìn)氣密度隨增壓比增加而增加的事實(shí)，那么單位體積的流動(dòng)動(dòng)量ρu、動(dòng)能1/2ρu2以及脈動(dòng)動(dòng)量ρu′、脈動(dòng)動(dòng)能1/2ρu′2均隨增壓比的提高而顯著增大，為高增壓發(fā)動(dòng)機(jī)的油氣混合過(guò)程提供了更大的流動(dòng)動(dòng)量和脈動(dòng)動(dòng)能。

4 結(jié)論

a) 對(duì)于高增壓柴油機(jī)，由于受活塞運(yùn)動(dòng)速度的制約，在相同轉(zhuǎn)速下，進(jìn)氣射流及其分布、缸內(nèi)渦流比和缸內(nèi)湍動(dòng)能不隨增壓比提高而顯著變化；隨轉(zhuǎn)速的提高，進(jìn)氣射流及其分布和缸內(nèi)渦流比沒(méi)有顯著變化，但缸內(nèi)湍動(dòng)能隨轉(zhuǎn)速提高而提高；

b) 對(duì)于高增壓柴油機(jī)，在相同轉(zhuǎn)速下，進(jìn)氣質(zhì)量和進(jìn)氣壓差隨增壓比提高而增加的主要原因是進(jìn)氣密度的增加；

c) 對(duì)于高增壓柴油機(jī)，在相同轉(zhuǎn)速下，雖然進(jìn)氣流速u(mài)、湍流強(qiáng)度u′或湍動(dòng)能u′2等流場(chǎng)參數(shù)不隨增壓比增加而增加，但是單位體積的流動(dòng)動(dòng)量ρu、脈動(dòng)動(dòng)量ρu′、脈動(dòng)動(dòng)能1/2ρu′2均顯著增大，為促進(jìn)油氣混合提供了更大的動(dòng)量和動(dòng)能。