进气模型

进气模型（精选4篇）

进气模型 篇1

0 概述

电子节气门的出现,使加速踏板不再与节气门直接相连。配备电子节气门的汽油机,控制系统先对加速踏板即驾驶员的意图进行解释,然后基于这种解释对汽油机的进气、喷油和点火进行综合控制,从而具有更大的灵活性。为了充分运用电子节气门系统的灵活性,基于转矩的发动机管理系统成为当前内燃机研究的一大热点[1]。由于转矩传感器价格昂贵,难以应用于量产发动机,一种解决方法是利用转矩和进气的关系,将转矩控制转化为进气控制。进气控制分为进气压力控制和进气流量控制。文献[2]采用最优控制和混合时间离散控制实现了进气压力的跟随。文献[3]设计了进气质量流量鲁棒控制器。文献[4]提出了“Map图前馈+积分反馈+自学习”的进气质量流量控制方法。本文推导出进气系统的模型,基于该模型提出带前馈的进气压力PI反馈控制方法,并通过台架测试对控制器进行验证。

1 进气系统模型

进气管流动系统具有很强的非线性特征。在单位时间内,通过节气门进入进气管容积内的气体质量流量为undefinedat,从进气门进入气缸内的气体质量流量为undefinedap,由于undefined,进气管中的气体质量ma发生变化,变化率为:

undefined

根据式(1)和理想气体状态方程可以得到[5]:

undefined

式中,pm为进气压力;R为理想气体常数;Vm为进气管容积;Tm为进气温度;Vd为发动机排量;ω为发动机角速度;ηv为充气效率。

充气效率是式(2)中最难以辨识的参数。经过一系列的推理和简化,可以得到充气效率和进气压力具有如下关系[6]:

ηv·pm=spm-y (3)

式中,s、y均>0,随发动机转速变化而略有变化,通常可近似为常数。

将式(3)代入式(2),得到:

m=RTmVmat-Vds4πVmωpm+Vdy4πVmω=

c1at-c2ωpm+c3ω (4)

式中,c1、c2、c3为常数,均大于0。

节气门处气体质量流量undefinedat和节气门开度α的关系,由可压缩气体经过收缩喷嘴的一维稳态流动方程得到[5,7]:

undefined

式中,undefined、T0分别为大气压力和温度;undefined;κ为绝热指数;αc、ct、D和undefinedat0均为常数。节气门开度为:

undefined

2 控制方法设计

2.1 基于Map图前馈

由于发动机工况复杂多变,基于Map图的开环控制不能很好地跟随控制目标。一般采用在Map图前馈的基础上增加一个反馈环节。图1为基于Map图前馈的进气压力PI反馈控制框图。

2.2 基于模型前馈

基于Map图前馈的反馈控制方法,需进行大量试验标定,为了简化标定过程,可用进气模型取代Map图,得到基于模型前馈的反馈控制方法,如图2所示。

由于前馈Map图表征的是一种稳态关系,前馈模型也可由进气动态方程进一步简化得到,由式(4)可知,当进入稳态后

m=0⇒pm=c1at+c3ωc2ω=

k1atω+k2 (7)

式中,undefined。

从而,利用式(7),可将目标进气压力pmr转化为目标进气流量undefinedatr:

undefined

然后,由式(6)进一步得到前馈节气门开度:

undefined

式(8)和式(9)共同构成了模型前馈。

PI反馈部分由式(10)表示:

Δα=kp(pm-pmr)+ki∫(pm-pmr)dt (10)

式中,kp、ki分别为比例增益和积分增益。

3 试验结果分析

3.1 测试台架

进行测试的发动机由丰田汽车公司提供,其参数如表1所示。发动机经变速箱输出轴和电力测功机相连,如图3所示。控制算法直接在Matlab/Simulink下设计,然后下载到dSPACE中。发动机控制单元electronic control unit (ECU)经过软件修改,可以通过control area network (CAN)和dSPACE进行通信。根据通信协议,发动机ECU可以接收并执行由dSPACE发送的一些控制变量,如节气门、喷油量、点火提前角等。整个测试结构如图4所示。

3.2 参数辨识

式(5)中的h0、undefinedat0,式(7)中的k1、k2均需要进行辨识。重写式(5)如下:

undefined

式中,undefined,绝热指数κ≈1.4,节气门关闭角αc≈0.427°。x和undefinedat的关系如图5所示。从图5可见,在一定发动机转速下,它们的关系曲线近似为直线,即h0、undefinedat0近似为常数。不同发动机转速下的曲线斜率稍有不同,表示h0、undefinedat0随发动机转速不同稍有变化。作为近似化处理,可认为这两个参数在所有工况下均保持不变,从而只需从上述8条曲线中选取1条即可确定参数值。

为了得到式(7)中的k1、k2,测量不同转速下的进气质量流量undefinedat和进气压力pm,如图6所示。可以看到, pm和undefined具有较好的线性关系,k1、k2分别为拟合直线的斜率和截距。同样,可以近似认为这两个参数在所有工况下均保持不变,从而只需一组转速数据即可确定参数值,而且该组试验数据可以和辨识h0、undefinedat0的试验数据相同,进一步减少标定数据量。

3.3 算法验证

图7为基于模型前馈的反馈控制试验结果。试验过程中,测功机工作在定转速模式,通过调节负载转矩将发动机转速控制在1 800 r/min。目标进气压力设置为一个矩形波,通过控制节气门来实现所设定的目标进气压力。由图7可见,在目标进气压力跳变沿,由于节气门大幅度变化,发动机转速有较大幅度波动,下降沿更为明显,这与测功机的转速控制模式性能有关。

为了进行相对比较,同时开展了基于Map前馈的反馈控制试验,结果如图8所示。试验过程与上述类似,测功机的转速模式将发动机转速控制在1 970 r/min,两种控制方法均采用相同的PI参数。

从控制性能上看,两种不同的前馈方法取得的控制效果比较接近;从标定数据量上看,基于Map图的控制需要获取不同发动机转速和不同进气压力下的节气门开度三维Map,而基于模型的控制只需得到4个参数值,并且这4个参数近似为常数,可通 过较少的数据标定量进行辨识得到;从算法的进一步发展看,进气模型具备物理背景和意义,更易于算法的深入开发和优化。

4 结论

(1) 采用相同的PI参数,基于模型的控制与基于Map图的控制性能相近。

(2) 基于模型的控制和基于Map图的控制相比,只需较少的标定数据量,而且易于算法的进一步开发和优化。

参考文献

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进气模型 篇2

进气道的流动特性对内燃机的动力输出、燃油经济性及排放水平有着显著的影响[1,2],其结构设计与优化是整个内燃机研发周期中的关键环节。为了在样机试制前对进气道流动性能有较为准确的预判,工程实际中通常会根据气道几何模型加工芯盒,在气道稳流试验台上进行稳态试验,从而获得流量系数和涡流比等重要的气道评价参数。

随着计算机和数值技术的快速发展,计算流体动力学(computational fluid dynamics,CFD)在内燃机研发中发挥着越来越重要的作用。国内外众多科研及工程技术人员将CFD技术引入到气道研发中来,从而大幅缩短了研发周期[3,4,5]。然而,传统气道CFD计算几何模型与目前国内广泛采用的涡流动量计式气道试验台的测量方法存在差异,没有考虑试验缸筒以下稳压箱和蜂窝器对气体流动的影响。本文中提出了基于多孔介质模型的新的气道计算方法,并且定义了新的平均流量系数和平均涡流比计算公式。研究结果表明:基于多孔介质模型的计算方法可以提高进气道模拟计算精度,尤其是涡流比值。平均流量系数和平均涡流比相对试验结果的误差分别为3.29%和-11.39%,计算精度比传统气道计算方法有了显著提高。

1 计算方法的改进

1.1 涡流动量计式气道试验台

涡流动量计式气道稳流试验台[6]利用置于试验缸筒以下4mm处的蜂窝器来吸收气流做涡旋运动的能量,转化为动量计的微扭矩;同时,利用孔板流量计测量实际经过气道的气体流量,从而获得流量系数和涡流比等气道评价参数。

如图1所示,气流由进气道流入气缸后,通常会在缸内形成一定强度的涡流运动。但经过蜂窝状动量计后,其全部角动量都被动量计吸收,即经过蜂窝器后气流运动方向垂直于动量计横截面,如图1中黑色短箭头所示。图2为试验中采用的蜂窝状涡流动量计。

1.2 传统计算方法

图3为目前普遍采用的进气道稳态计算几何模型[7]。该模型主要包括稳压腔、气道、气门及缸筒。计算模型的气缸高度取为2.5D(D为气缸直径),而在距气缸顶面1.75D的位置选取环状网格单元,以定义涡流比值。计算几何模型与传统的AVL叶片式气道稳流试验台的结构及测量原理吻合得较好。然而,对比图1可知,计算方法没有体现出涡流动量计式台架中缸筒以下的稳压箱及蜂窝器等结构,同时涡流比测量位置及原理也存在显著差异,因此该方法获得的计算结果与采用涡流动量计式试验台测量地试验结果差异明显。

传统的涡流比计算公式,即AVL涡流比定义方法,为进气末期缸内涡流转速与模拟曲轴转速的比值,表征气道形成涡流运动的能力,如式(1)所示。

式中,Ns为气道涡流比;nw为气缸中涡流运动的转速,r/min;n为发动机曲轴转速的模拟值,r/min。

1.3 改进后的计算方法

为更加完整地体现涡流动量计式试验台架的测量原理,同时考虑到蜂窝器处孔隙数目多且孔隙间壁厚薄,难以在实际网格划分中体现出孔隙结构等问题,本文中改进了现有气道计算几何模型,如图4所示。

此计算模型的气缸高度取为试验缸筒高度,缸筒以下为稳压箱结构。由于台架中的蜂窝器通过支架连接在稳压箱上部空间,其顶面距稳压箱顶面仅有4mm的间隙。气体流入稳压箱之后,其绕气缸轴线的动量矩随即被蜂窝器吸收,仅剩下轴向速度分量,因此选取稳压箱顶层的网格作为动量矩计量单元。

1.4 多孔介质模型

为描述多孔介质内的流动问题,科研人员已提出并发展了若干计算模型,如Forchheimer模型、Carman Kozeny模型。其中,Forchheimer模型将压力损失分为黏性损失项和惯性损失项,对于单相流和多相流都具有很好的适应性,因此得到了广泛的应用。本文中选取Forchheimer模型进行蜂窝器内压力损失的模拟计算[8]。

Forchheimer压力损失方程为:

式中,αi为黏性阻力系数,m-2;μ为流体动力黏度,N·s/m2;wi为根据孔隙率计算的流体局部速度分量,m/s;ζi为惯性阻力系数,m-1;ρ为多孔介质内流体密度值,kg/m3。

1.5 微角动量矩的求和

涡流动量计式气道试验台测量涡流的原理为利用置于试验气缸下部稳压箱内的蜂窝器吸收气流的旋转动能,将其转化为动量计的微扭矩。模拟计算中,通过累加图4中涡流比计量单元上每一个网格内气体绕气缸轴线的动量矩,从而获得气流运动的总的动量矩,并将其换算为气道涡流比,如图5所示。图5中的坐标系原点位于涡流比计量单元的圆心,z轴竖直向上。

式中,M为该层网格上总的动量矩,N·m;N为该层上总的网格单元数;v为各网格单元中心的速度矢量,m/s;r为各网格单元中心相对坐标原点的位置矢量;ra为气缸轴线方向上的单位矢量;dmair为通过各网格单元上的气体质量,kg。

2 两种方法计算结果对比

2.1 传统方法计算结果

选取某柴油机进气道作为研究对象,利用传统方法获得计算结果,如图6所示。

分析图6可知,气门升程小于5mm时,气道及缸内气流速度较小,尽管模拟计算中未考虑由壁面粗糙度等因素引起的压力损失,但在低流速时这部分损失占整个气道压差的比例很低,不会引起计算流量和实测流量的明显差异,因此计算的流量系数与试验值吻合良好;随着升程的增大,气道及缸内气流速度逐渐加大,此时由粗糙壁面等引起的压力损失显著增大,而由于模拟中未考虑这部分压力损失,导致试验中由气道引起的压差小于模拟计算中的压差,从而出现图6中大气门升程时的计算流量系数明显大于试验值的现象。

对比图6中涡流比计算值与试验值可以看出,计算涡流比值仅能体现实测涡流比的升降趋势,在大气门升程时二者绝对值差异明显。这主要是由于传统方法中涡流比计算方法与试验测量原理不一致,同时在大升程时流量系数的计算误差也会带入到涡流比的计算中。考虑到大气门升程所占曲轴转角比例大于小气门升程对应值,因此采用传统计算方法获得的平均涡流比值与实测的平均涡流比值将会存在较大的相对误差,难以为气道性能评估提供可靠的参考依据。

2.2 基于多孔介质模型方法的计算结果

选取相同的进气道,利用基于多孔介质模型的新方法获得计算结果如图7所示。

分析图7可知,由于多孔介质模型考虑了实际台架中由蜂窝器引起的压力损失,且随着气流速度的增大,其值显著增大。而这部分压力损失可以部分抵消由于未考虑粗糙壁面等因素引起的压力损失,因此流量系数计算精度比原始方案有了一定的提高。由于实际蜂窝器与计算中多孔介质模型的差异等因素的存在及湍流模型本身的局限性,使得在大气门升程时,二者流量系数存在一定的差异,最大误差约为7.84%。

从涡流比变化曲线可以看出,基于多孔介质模型的方法能够更好地体现试验结果的趋势,最大误差出现在4mm气门升程时,约为21%,大气门升程时的计算精度相比传统方法,有了显著提高。尽管计算值与试验结果间仍存在一定差异,但是考虑到目前湍流模型在涡流运动的捕捉能力的局限性及数值模拟技术本身所含有的截断误差、舍入误差等降低计算精度的因素,改进后的方法计算结果基本可以满足工程需求。

2.3 新的平均流量系数和平均涡流比

发动机进气过程中,气门升程是连续变化的,各气门升程区间所占的曲轴转角范围各不相同,且不同升程下的流量系数和涡流比对整个气道进气性能的影响显然存在差异。实际气道开发过程中,更多的是为获得能够体现整个进气过程的流量系数和涡流比值,而并非各升程的单点值。为此,本文中提出了基于各气门升程区间占整个进气行程比例的新的平均流量系数和平均涡流比定义方法,以期为进气道的性能评价提供更加准确全面的参考指标。图8为柴油机进气门升程曲线。

由图8可知,柴油机进气门最大升程约为9.3mm。为与模拟计算选定的气门升程一致,将图8中连续变化的气门升程以1mm为增量分成8个区间(不考虑升程小于1.5mm的情况)。根据四舍五入原则取值,例如升程为1.5到2.5之间则取为2mm,其余依次类推得到;根据各气门升程点的曲轴转角范围占整个进气曲轴转角范围(不包括气门升程小于1.5mm的区间)的比例得到其对应的比例系数,如图9所示。

将各气门升程点下的流量系数或涡流比乘以对应的比例系数,对所有气门升程进行累加即得到新的平均流量系数和平均涡流比。

式中,CF-mean、NS-mean分别为平均流量系数和平均涡流比;lmin、lmax分别为最小和最大气门升程,mm;CF(k)、NS(k)分别为气门升程等于k mm时的流量系数和涡流比;w(k)为气门升程等于k mm时所占的比例系数。

表1为两种方法的平均流量系数、涡流比计算值与试验结果的对比。平均流量系数相对试验结果的误差由传统方法的11.50%下降到多孔介质方法的3.29%。传统方法在涡流比的计算方面与试验结果存在很大误差,原因是二者测量原理上存在差异;基于多孔介质模型方法的平均涡流比的相对误差下降到-11.39%,涡流比的计算精度比传统计算方法有了显著提高。

3 结论

(1)提出了基于多孔介质模型的进气道数值模拟方法,与传统方法相比,基于多孔介质模型的方法可以提高大气门升程时流量系数的模拟精度。大气门升程时,传统计算方法在涡流比计算方面存在很大的误差,而新的计算方法则显著提高了涡流比的求解精度。

(2)以各气门升程区间所占进气行程曲轴转角比例为比例系数,定义了新的平均流量系数和平均涡流比计算公式。基于多孔介质模型方法的平均流量系数和平均涡流比的计算值与试验结果的相对误差分别为3.29%和-11.39%,相对传统计算方法的11.50%和-26.63%,计算精度有了显著提高。

摘要：针对传统气道数值模拟计算方法与目前国内广泛采用的涡流动量计式台架的差异,提出了基于多孔介质模型的气道计算方法,以考虑试验缸筒以下稳压箱及蜂窝器对气流的影响。通过累加涡流比测量位置处各网格单元的微角动量矩,转化为气道涡流比值。研究结果表明:基于多孔介质模型的方法可以提高气道模拟计算精度,尤其是涡流比的计算精度。以各气门升程区间所占进气行程曲轴转角比例为比例系数,定义了新的平均流量系数和平均涡流比计算公式,基于多孔介质模型的方法计算获得的平均流量系数和平均涡流比相对试验结果的误差分别为3.29%和-11.39%,相对传统计算方法的11.50%和-26.63%,精度明显提高。

关键词：内燃机,多孔介质,蜂窝器,平均流量系数,平均涡流比

参考文献

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进气模型 篇3

组织良好的缸内气流运动对提高柴油机的油气混合速率,促进燃烧过程中空气与燃料的混合,提高燃烧速率有重要作用。进气过程中气体流动本质上属于可压缩粘性气体三维、非定常、伴有传热和摩擦等现象的气体流动[1]。以数值模拟方法研究柴油机进气流动可以给出整个流场的面貌,获得稳流试验中难以得到的内部流动信息,从而为气道设计提供更有力的依据。文献[2]数值模拟了单切向进气道内燃机进气系统流场,得到其涡流形成的详细过程。本文利用成熟的CFD软件AVL FIRE对长短结合的双切向进气道进气过程进行三维瞬态数值模拟,给出了进气过程中气缸内部流体的速度场和湍动能分布,并对其进行了稳流试验,获得了较好的结果。

1 进气过程的数值模拟

1.1 数学模型

湍流模型采用属于涡粘性耗散模型的k-ε双方程模型,这种模型对湍流的模拟基于Boussinesp假设,隐含湍流是各向同性的,它具有计算稳定性高,对计算资源要求低的特点[3]。采用k-ε模型求解流动及换热问题时,控制方程包括连续性方程、动量方程、能量方程和k-ε方程,这些方程都可以表示成如式(1)的通用形式[4]

undefined(ρuϕ-Γgradϕ)=S (1)

式中,ϕ为通用变量,可代表u、v、w、T、k、ε求解变量;Γ为广义扩散系数;S为广义源项。式中各项依次为瞬变项、对流项、扩散项和源项。

1.2 几何模型的建立及计算网格的生成

准确的数值模拟的一个重要前提条件是对几何形状的精确描述,按照实际情况进行进气过程的数值模拟需要由“进气道、气门、气门座圈、气缸、活塞顶”组合成封闭几何体。本文利用Pro/E对所设计的进气系统进行三维建模,建立的几何模型见图1。将建立的模型转换为STL格式模型,导入AVL FIRE软件中自带的FAME Advanced Hybrid自动网格生成器划分初始网格。由于气门与气门座圈之间是流动很敏感的区域,不能进行简化,并需对此处加密网格,以保证CFD计算时气流能顺畅地通过此区域。同时还应对气门网格进行加密处理,以使其很好地反映出真实的形状及其流动情况。初始网格如图2所示。

由于本文是对进气过程进行瞬态模拟计算,所以在初始网格划分之后还需要对其进行动态网格的划分[5,6]。利用FAME Engine Plus模块进行动态网格的划分,在动态网格的划分过程,特别是在气门小开度的情况下需要大量的数据计算,限于计算机硬件配置,考虑到在30 °CA时气门升程只有0.35 mm(以进气上止点0 °CA为曲轴转角),本文的计算范围为包括绝大部分进气过程的30 °CA～155 °CA。

1.3 气门模型的确定

内流系统瞬态流动计算中的障碍物处理较为困难,如气门、火花塞等,因为它们使计算网格的生成出现困难,网格单元扭曲变形较大,可能使计算失败。发动机多维数值模拟中处理气门模型方法主要有粒子阻滞模型、障碍物单元模型、贴体气门模型等。本文采用了贴体气门模型,通过数学变换,使网格与气门的实际边界几乎贴合,从而使气门边界条件接近实际,与其它模型相比,其计算误差最小,计算精度比较高。

1.4 边界与初始条件的设置[7,8]

固定壁面边界采用无滑移条件及固定温度壁,温度为293 K,计算中固壁速度边界条件选择湍流壁面率。进口边界条件采用给定进口界面压力边界条件,取进口压力为0.101 3 MPa。

计算流体为空气 ,并假定空气是由21 %的氧气和79 %的氮气组成的理想气体。计算流体初始压力为0.101 3 MPa,初始温度为302 K。

2 模拟计算结果及分析

计算中取发动机转速3 800 r/min,得到速度场和湍动能的分布云图。限于篇幅,同时由于在曲轴转角小于40 °CA时气门升程(1.6 mm)很小,在90 °CA时达到最大气门升程,所以本文所给出的计算结果图仅为40 °CA～90 °CA流场图及部分湍动能分布图。

2.1 流场速度的分布

图3为发动机不同曲轴转角下垂直于气门杆气门座圈出口截面上气体流动状态,这些按曲轴转角序列的流场分布图揭示了进气过程中缸内气体的流动特性。从图3a～图3f不同曲轴转角下气门出口处的流场速度图可以得出:在气门升程较小的时候,气缸内壁对气流的导向作用并不明显,短切向气道的一部分气流绕气缸中心逆时针流动,而长切向气道的大部分气流则绕着气缸中心顺时针流动,这反相流向的两股气流,使得缸内涡流有所减弱;随着气门升程不断增大,气体流量越来越大,气缸内壁对气流的导向作用愈加明显:在60 °CA之前气门出口处的流场速度基本是沿通过气缸中心并与气门中心连线相垂直的平面对称的,但是在60 °CA之后,长切向进气道利用气缸壁所形成的顺时针涡流逐渐增强,惯性作用下短切向气道中所产生的绕气缸中心线逆时针旋转的气流逐渐衰减,这样气缸内就逐渐形成了一个绕气缸中心线顺时针旋转的主涡流。

图4为在90 °CA时,气缸内不同高度h水平截面的速度流场图。从图4a～图4h气缸内不同高度水平截面(从气门座圈处开始向下每隔10 mm截取一截面)速度流场图可以清晰地看出同一曲轴转角(90 °CA)时缸内流场的涡流状况:在气门出口处,由于两股气流之间的干涉,流场比较紊乱;随着气流逐渐向下流动,两股气流之间的干涉越来越小,缸内流场从不规则形态逐渐形成一个明显的绕气缸中心旋转的大涡流。图4g中速度较高的两块区域即为两气道沿气缸壁向下流动所产生的,从两块区域的位置可以推断出此时两进气道的气流所产生的涡流旋向一致,增强了缸内的涡流强度。图4h为90 °CA时活塞凹坑燃烧室内的流场速度图,可以看到此时燃烧室内已经形成一个很规则的绕着燃烧室中心旋转的涡流。

2.2 流场湍动能的分布

对湍动能分布云图及其等值线图的分析表明缸内流场湍动能从气门口周围逐渐向缸内流场扩散变化的过程,如图5所示。在小气门升程下,由于气流量及气流速度均比较小,所以缸内流场的湍动能只是集中在气门口附近,随着气门升程的逐渐增大,缸内流场中湍动能的扩散面积也不断扩大:在60 °CA时基本已经扩散布满整个缸内流场;在70 °CA时缸内流场正经历从双涡流结构向单涡流结构过渡的阶段,缸内流场比较紊乱,缸内流场的湍动能分布出现了几个不同的等值区域;在90 °CA时,气门完全打开,此时缸内流场的湍动能分布已经趋于均匀,这和此前分析的缸内流场已经形成了一个稳定的主涡流的结果相吻合。

3 试验结果及分析

在模拟计算的基础上,对所设计的气道进行稳流试验,同时选用同缸径、两气门ZH1105W柴油机的螺旋进气道进行比较试验。试验之前已对ZH1105W柴油机的进气道做过改进,改进后的进气道无论是流量还是产生涡流的能力都已经达到了国内顶尖水平。试验结果如图6所示。

由图6a中可见:双切向进气道质量流量明显高于ZH1105W柴油机进气道,两者流量的差值随着气门升程的增加而逐渐增大。通过不同升程下流量的积分得出,在整个进气过程中双切向进气道的流量比ZH1105W柴油机气道的流量增幅高达30%。从图6b可见:在中小气门升程时,双切向进气道的无量纲涡流数与ZH1105W进气道的无量纲涡流数相当,而在大气门升程时则大于ZH1105W进气道的无量纲涡流数。试验结果表明了双切向进气道特性优于ZH1105W柴油机的进气道,可满足性能要求。

4 结论

(1) 成功对双切向进气道进气过程进行了三维瞬态数值模拟,得到了大量三维流场的微观信息,并直观地对流动特性进行了分析。数值模拟可指导气道设计开发,缩短开发周期。

(2) 随着气门升程的增加,长切向进气道利用气缸壁所形成的顺时针涡流逐渐增强,惯性作用下短切向气道中所产生的绕气缸中心线逆时针旋转的气流逐渐衰减,涡流增强。

(3) 气流在远离气门的过程涡流逐渐形成,最后在燃烧室形成较强的涡流。

(4) 通过试验验证了所设计的气道具有较强的流通特性并可在缸内形成强涡流。

参考文献

[1]蒋德明.高等内燃机原理[M].西安:西安交通大学出版社,2002.

[2]周松,戴景民.切向进气道内燃机进气系统流场的数值模拟[J].哈尔滨工业大学学报,2003,35(1):49-53.Zhou S,Dai J M.Numerical simulation of flow field in intake sys-tem in internal combustion engine with tangent intake duct[J].Journal of Harbin Institute of Technology,2003,35(1):49-53.

[3]AVL.AVL fire version 8 CFD workflow manager v1.2 user’sGuide[Z].2003.

[4]王富军.计算流体动力学分析[M].北京:清华大学出版社,2004.

[5]张志荣,冉景煜,张力,等.内燃机缸内气体CFD瞬态分析中动态网格划分技术[J].重庆大学学报(自然科学版),2005,28(11):97-100.Zhang Z R,Ran J Y,Zhang L,et al.Techniques of dynamicmesh in the CFD transient analysis of an engine[J].Journal ofChongqing University(Natural Science Edition),2005,28(11):97-100.

[6]祖炳锋,康秀玲,付光琦,等.车用四气门汽油机气道及缸内流场的瞬态模拟[J].天津大学学报,2005,38(11):975-980.Zu B F,Kang X L,Fu G Q,et al.Instantaneous simulation offlow field in ports and cylinder of four-valve gasoline engine forautomobiles[J].Journal of Tianjin University,2005,38(11):975-980.

[7]AVL.AVL fire version 8 CFD slover v1.2 theroy[Z].2003.

进气模型 篇4

目前内燃机的研究主要集中在现有石油类燃料发动机的节能和污染物控制、石油替代燃料发动机和新型燃烧方式发动机上[2]。但是石油类燃料发动机的节能只能延长石油资源的使用期, 并不能从根本上解决上述的能源和环境问题。而新型燃烧方式目的是实现高效清洁地燃烧, 当前正处于理论研究阶段, 存在着燃烧的着火时刻和反应速度难以控制及运行工况范围较窄等问题[3,4,5], 研究样机均处于实验室阶段, 还未出现相应的车用水平发动机。相比之下, 已经具有车用水平发动机的氢燃料发动机因其燃烧没有HC、CO、CO2和碳烟排放, 只有很少的NOX排放且燃料来源范围广成为过渡阶段的理想动力系统。

目前纯氢发动机根据混合气形成方式的不同可以分为缸内直喷 (DI) 和进气管喷射 (PFI) 两种。由于缸内直喷需要采用较高的喷射压力且氢气的润滑性能较差, 对氢气喷嘴的设计 (最大流率和持续期) 和使用寿命提出了巨大的挑战[6,7,8], 成为实现缸内直喷的瓶颈。因此, 进气管喷射的方式以其结构简单的优势成为目前最佳的选择, 但其也存在着功率密度低等问题。

针对进气管喷射式氢发动机功率密度低的问题, 目前公认的因素是氢气的体积密度较低, 且扩散系数很大, 进入气缸后会迅速扩散膨胀, 占据缸内的一部分容积, 使得新鲜空气的进入量减少。但是, 正是由于氢气的高扩散性, 高压氢气喷入到进气管后对进气管内的流动状态有着如何的影响, 是否会引起进气管内出现“堵塞”现象, 甚至是空气的倒流现象, 目前还没有学者对此进行研究。因此, 本文将借助数值模拟的方法, 研究低转速下采用不同的喷孔直径和喷射压力喷氢对发动机进气管内的流动状态的影响。

1 研究对象

本文的研究对象是一台由嘉陵JH600 汽油机改装而来的四气门进气道喷射式单缸氢发动机, 其基本参数如表1 所示。由于该氢发动机的进气管-燃烧室-排气管部分的几何模型关于过气缸轴线和鼻梁区中心的平面对称, 且为了减少计算所需的机时, 故只取了其一半的模型, 图1 即为相应的CAD表面模型, 该模型用于生成计算所需的动态网格。图中1、2 分别指通过进气门轴线的纵截面和与对称面重合的纵截面 (也过喷孔轴线) 。

1.1 计算网格

本文数值模拟所借助的三维CFD软件为AVL FIRE, 计算所需动态网格是用其前处理模块自带的全自动网格划分工具FAME Engine Plus (FEP) 生成。由于氢气是在进气期间喷入到进气管, 所以笔者只模拟了从进气门开到进气门关的过程, 其网格数为25~53万。

计算中, 定义发动机进气上止点为360°CA (Crank Angle) , 燃烧上止点为720°CA。本文中进气门打开的时间为351°CA, 关闭的时间为634°CA。

1.2 数值模型和计算方法

计算中, 湍流模型选取的是精度和稳定性都比工程上常用的κ-ε双方程模型好的κ-ζ-f四方程模型;壁面处理采用的是AVL官方建议的与四方程模型联合使用的复合壁面函数;壁面热传导模型采用的是标准壁函数。

为了能够模拟复杂边界区域的流体运动, 偏微分方程的空间离散化采用有限体积法。由于内燃机进气是一个复杂的三维流, 具有非定常、高瞬变的流动特点, 微分方程数值解法中速度与压力的解耦采用PISO算法, 同时加快了每步迭代的收敛速度。

1.3 初边值条件

为了提高本文模拟的精度, 同时为氢发动机的进气及喷氢系统优化设计提供依据, 本文计算所采用的初始条件和边界条件来自于经验值。具体为:进气道温度、压力分别为300K、99 000Pa, 燃烧室温度、压力分别为700K、108 000Pa, 排气道温度、压力分别为650K、106 000Pa, 气缸壁温450K, 燃烧室壁温550K, 活塞表面温度573K, 空气进气温度294K, 氢气进气温度294K。

2 模拟方案

本文所选取的发动机转速为1 000r/min, 缸内燃空当量比为0.68。喷孔采用单孔, 位置位于进气歧管的鼻梁上, 已尽可能靠近进气门。固定氢气开始喷射时刻, 其值为从排气门关闭时刻向后推迟20°CA, 即414°CA。选取氢气喷孔的直径和喷射压力作为研究对象, 其中喷孔直径取3mm和4mm两个参数, 喷射压力取200 000Pa和300 000Pa两个参数。模拟工况为将上述两个参数进行组合的工况, 具体如表2。计算从排气门打开时刻开始至进气门关闭时刻结束, 计算持续时间为283°CA。

3 结果分析

3.1 不同工况下喷孔、空气进口质流量对比

图2、图3 分别为氢气喷孔质流量、空气进口质流量随曲轴转角的变化关系。图2 显示了四种工况下喷孔横截面上平均质流量的大小关系为:工况1<工况2<工况3<工况4, 且工况2、3 的喷氢结束时间相差不大, 即其平均质流量较为接近。同时还可以看到工况2、4的瞬时质流量波动比较大, 而工况1、3 基本上没有波动, 这说明采用过大的喷氢压力会导致喷出的氢气射流不稳定。而氢气射流的不稳定会给精确控制缸内的当量比带来一定的困难, 进而会带来循环变动、燃油经济性等问题, 不宜采取过高的喷射压力。

注:负值代表流入, 正值代表流出。

图3 中的第五个工况“倒拖”代表发动机不喷氢气, 只有进气的工况。从图3 可见, 相比“倒拖”工况, 当氢气从414°CA开始喷射之后, 四种试验工况下的空气进口质流量均会急剧下降, 这是因为氢气的扩散系数很大, 高压氢气被喷射出来之后会迅速膨胀, 占据进气管一部分空间, 使新鲜空气的有效流通截面减小。仔细对比四种试验工况下的瞬时质流量还会发现, 喷氢期靠前的阶段, 工况2、3、4 下空气进口均出现了新鲜空气的倒流现象, 且随着氢气质流量的增加, 新鲜空气倒流时的质流量增大, 持续期变长。因此低速工况下, 应采取较小的喷氢流量, 以避免新鲜空气的倒流现象。

喷孔直径、喷射压力共同对进气过程的影响

结合图3、4可以发现, 在氢气喷孔平均质流量相接近的情况下, 工况2、3空气进口瞬时质流量随曲轴转角的变化趋于一致。因此, 为了尽量减小流量对进气管内流动状态的影响, 本文选取了工况2、3作为对比。

图4 和图5 给出了工况2、3 在喷氢期间 (起始时刻414° CA, 结束时刻:工况2—452° CA, 工况3—448.5°CA) 每隔10°CA过喷孔轴线和气门轴线的纵截面速度场, 左侧图形对应工况2, 右侧图形对应工况3。同时对两图进行横向对比发现, 除了氢气射流附近的速度场相差比较大外, 相比喷氢中期 (b) 和后期 (c) 的速度场, 两种工况在喷氢初期 (a) 速度场的相似程度也要低一些。前者是因为两种工况下的喷氢压力和喷孔直径不一样, 大的喷氢压力会产生更高的喷氢速度, 大的喷孔直径会产生大直径的射流;后者原因是喷氢初期喷孔位置的压力要在很短的时间内从低于一个大气压升高到二至三个大气压, 产生的压力波会在进气管内传播, 引起速度场发生变化, 但依然可以看到在过喷孔轴线的纵截面上二者均在氢气射流的底部靠近进气口侧产生了一个尺度比较大且明显的旋涡, 同时在进气口附近靠近上壁侧存在着一个尺度小一些但更加明显的旋涡。随着喷氢的持续进行, 氢气射流变得稳定。喷氢中期时, 二者进气管内的速度场的相似程度极高, 达到整个喷氢期间最高。

到了喷氢后期, 虽然相似度略有下降, 但依然很相似, 略有下降是因为在444°CA时, 工况3 更加接近喷氢结束时刻, 两工况下喷入进气管内的氢气量差别较大。

从速度场的对比表明, 喷孔直径或者喷射压力中的单一参数在喷氢期间对进气管内的流动状态影响较小, 两者的影响最终耦合在一起通过喷孔质流量的变化反映出来。

4 结论

(1) 过高的喷氢压力会导致喷出的氢气射流不稳定。为了能够精确控制燃油喷射量, 喷氢过程中不宜采用过高的喷氢压力。

(2) 在低速工况下, 喷氢过程中, 过大的喷氢流量会引起进气管内出现空气的倒流现象。流量越大, 倒流持续的时间越长, 倒流时的瞬时质量流量越大。

(3) 单喷孔直径或者喷氢压力对喷氢期间进气管内的流动状态影响较小, 两者的影响耦合在一起通过质流量反映出来。

参考文献

[1]2014年中国机动车污染防治年报[N].2014.

[2]黄佐华, 蒋德明, 王锡斌.内燃机燃烧研究及面临的挑战[J].内燃机学报, 2008 (S26) :101-106.

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[5]徐宏明.预混压燃发动机的现状与未来 (英文) [J].汽车安全与节能学报, 2012 (3) :185-199.

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