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1四气门汽油机进气道流动特性的CFD分析


第 37 卷第 2 期 2009 年 2 月

同 济 大 学 学 报( 自 然 科 学 版)
JOURNAL OF TONGJI UNIV ERSIT Y(NAT URAL SCIENCE)

Vol. 37 No. 2 Feb. 2009

文章编号 : 0253- 374X( 2009 ) 02- 024

9- 04

四气门汽油机进气道流动特性的 CFD 分析
杜爱民, 段
摘要 : 为提高某四 气门汽 油机 的进 气道 性能 , 利 用三 维流 体 动力学软件 A V L - F ir e, 模拟计 算其稳 流试验 台的三维 数值 . 通过对原气道的分析 , 发 现结 构不 合理 之处 , 并 依据 实际 要 求提出了改进方案 , 然后 对新 方案 进气 道重 新模 拟分 析 . 结 果表明 , 初步改进后的气道在流通特性上有明 显的提高 . 关键词 : 汽油机 ; 进气道 ; 流量系数 ; 滚流 中图分类号 : U 270. 2 文献标识码 : A

亮, 田永祥
系数和与燃烧系统相匹配的涡流比、 滚流比, 使气道 达到最好的流通特性 [ 1] . 而进气道的传统设计方法 是通过在稳流实验台上反复地实验和对比来获得满 足设计要求的形状参数的 , 周期长, 成本高 , 见效慢. 利用 CFD 技术可以模拟气道的 CAD 模型流场, 并 进行可视化显示, 使设计者直观地了解并判断所求 流场形态是否满足设计要求 .
[ 2]

( 同济大学 汽车学院 , 上海 201804)

CFD

Analysis

of

Intake

Port

Flow

1 气道三维数值模拟
1. 1 几何模型及其网格划分 原进气道的 ProE 几何模 型以 ST L 格式 导入 F ire 软件, 抽取空气的流域面使其封闭 . 气缸长度在 A VL 仿真试验中取为 2. 5D ( D 为气缸直径 ) , 气道 前端的长方体容积起到稳压的作用 . 然后, 运用自动 划分网格技术生成六面体网格. 由于气门与气道之 间的气体流动模拟是计算研究的重点 , 故精细划分 燃烧室位置 , 气门全开时 , 总的网格数目为 77 万 . 不 同升程的网格数目有所不同. 计算网格见图 1. 1. 2 气体流动计算数学模型 流体流动遵循的基本定律是质 量守恒定律、 动 量守恒定律和能量守恒定律, 采用连续性方程、 动量 守恒方 程、 能量守 恒方程和热力 学状态方程 , 耦合 k - 双方程 ( 湍动能和 耗散率方程 ) 模型, 建立气道 内气体流动的数学模型.

Characteristics for Four - valve Gasoline Engine
DU Aim in , DUAN Lian g , T IAN Yongxiang
( School of Automotive Engineering, T ongji University, Shanghai 201804, China)

Abstract: To improve the performance of the intake port for some practical four -valve gasoline engine, the three dimensional numerical simulation of steady air flows was performed with CFD( Computational Fluid Dynamics) software AVL -Fire. Analysis of the port shows that its figure design is inconsequent and a new design method based upon practical needs was put forward. The improved port proves bet ter in terms of flow Characteristics. Key words: gasoline engine; intake port; flow coefficient; tumble swirl

汽油机气道内气体的流动是三维、 非定常、 伴随 传热和摩擦等现象的可压缩气体流动 , 缸内气体的 流动影响点火以及火焰传播速度, 进而影响发动机 的动力性、 经济性和排放性能. 目前, 非结构化 CFD ( 计算流体动力学 ) 计算方法 , 可建立气道内气体流 动的数学模型, 分析气体从气道到缸内的流动, 进而 为气道的结构优化提供理论指导, 以获得高的流量

( 1) 流动控制方程 连续性方程 ( uj) = 0 ( 1) xj 式中: t 为时间; x j ( j = 1, 2, 3) 为坐标; 为密度; uj 为 t + 气流速度在三个坐标上的分量; 各物理量上的 表示时均值 .

收稿日期 : 2007- 12- 19 作者简介 : 杜爱民 ( 1971 ) , 男, 副教授 , 工学博士 , 主要研究方向为汽车发动机 CA E( 计算机辅助工程 ) 分析、 替代能源混合动力汽车 . E - mail : duaim in1971@ yah oo. com . cn 通讯作者 : 段 亮 ( 1983 ) , 男, 硕士生 , 主要研究方向为汽车能源与排放控制 . E -m ail: l iang jian021@ 126. com

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同 济 大 学 学 报( 自 然 科 学 版)

第 37 卷

图1 Fig. 1

计算网格

Mesh for calculation

动量守恒方程 x ( uiu j+
j

的氧气 组 成 的 气 体 , 压 力 为 0. 098 MPa, 密 度 为 uiu jp xi
ij

)+ ( 2)

1 . 164 81 kg m , 温度 293. 15 K; 选择初始化模式 为有势场, 以加快稳态计算中的迭代速度 .

- 3

t

( ui) +
ij

xi g = 0 x

式中 : p 为气体压力 ; 能量守恒方程 t ( h) + xj

为作用在 与 i 方向垂直的 j

2 原气道分析以及问题的发现
气门全开时 , 气道及缸内的流场分布见图 2 、 图

方向上的应力; g 为重力加速度. p t

( u jh + (

h u j) -

3. 可以得出以下结论 : ( 1) 当气门处于最大升程时, 气流进入气道后, 绝大部分气流沿着气道与气门面进入气缸 , 进气最 大速度发生在气道喉口位置( 流速 105 m s- 1 ) . ( 2) 少量气流在气门迎风侧与缸盖之间 ( A 区, 见图 2b) 与被气门挡回来的进气交汇 , 形成整个气道 中质量和动量交换最强烈的区域, 形成高强度的湍 流 . 从湍流分布可以看出 , 该区域的湍动能最大; 在 ( 4) 气流受阻部位, 湍动能较大, 是减少充气量的重要原 因 . 因此, 应尽可能避免在此区域设计气道. ( 3) 由于受到气门的影响, 进入气 道的气流分 为两股 , 沿锥形气门表面以旋转的锥形射流进入气 缸 , 由于进气流从气门外缘分离, 从而在缸内气门盘 下面分别形成大强度滚流 . ( 4) 对于双进气道四气门汽油机 , 在稳流气道模 拟过程中, 发现叶片风速仪转速均不超过 100 r min, 涡流比小于 0. 1, 而且数值和方向都不稳定 . 这也说明

x

j

cp

h xj

xj

ij

u i ) - S h = 0 ( 3)

式中 : S h 为能量方程的源项 ; h 为气体的比 焓, h = c T + u2 i / 2 ; T 为气体温度 . 状态方程 = p / RT 式中 , R 为气体常数. ( 2) 湍流模型 常用的湍流模型有亚网格 尺度模型、 单方程模 型、 k双方程模型、 雷诺应力模型等 . 对于内燃机 双方程模型的计算 气道及缸内空气流动来说 , k k双方程湍流模型. 壁面为绝热无滑 移、 无渗

精度是足够的, 计算误差在 5% 之内. 本文采用的是 1. 3 模拟分析条件 ( 1) 固定 壁面边界 用定温条件, 即 293. 15 K. ( 2) 进出口边界 采用稳压试验条件, 进口边界为 总压 0. 1 MPa, 出口边界为气道出口静压 0. 097 5 MPa. ( 3) 介质特性及初始化设置 气道内气体的流 动是三维可压缩粘性流动, 是由 79% 的氮气和 21%

气缸内没有形成大尺度涡流运动 . 这是由于双进气道 结构的对称布置的特殊性决定了气流的运动特性, 使 绕气缸轴心沿壁面运动的两股气流相互抵消. ( 5) 不同截面的流场分布体现出对称气门布置 对气体流动的影响 , 在靠近缸盖处的排气门附近的 涡流强度较大. 这种受大升程工况气体影响所形成 的滚流 , 在 1 倍缸径截面处形成的双涡流清晰可见 .

透, 采用湍流壁面函数处理边界层, 温度壁面边界采

第2期

杜爱民 , 等 : 四气门汽油机进气道流动特性的 CFD 分析

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图 2 气道的流 场分布 Fig. 2 Flow field distribution of intake port

图3 Fig. 3

缸内横截面流场分布 ( 单位 : m

s- 1 ) s- 1 )

Flow field distribution of cross -section inner cylinder(unit: m

涡流, 占据了很大的气门流通截面, 而且局部的气流

3 气道改进
鉴于 A 区的问题 , 根据该处的流线分布, 发现凸 台是问题的关键. 由于气门座圈和气道的结合不是 很好 , 进气道的流动在 A 区存在流动问题 : 在气门的 迎风侧, 由于该处凸台的影响 , 气流在此形成较大的

涡旋造成流动动能的损失 , 降低了气流的流通能力. 由于受到缸盖结构布置的限制, 不能通过改变气门 位置来调整涡流强度 , 所以, 在不改变气门位置的情 况下对气道适当修改 , 去除凸台 , 使气流顺畅, 保证 气道和气门座圈流通表面的连接能够相切 . 修改前 后结构比较见图 4.

图4 Fig. 4

气道结构改进前后形状对比

Shape comparison before and after improvement of intake port

4 新旧气道流通特性对比
表 1 为改进前后气门全 开时的流通特性参数 . 可以看出 , 改进后气道的流量系数明显提高, 但滚流 比大幅度下降. 这是受气道结构变化的影响, 主要原 因在于改进后的气道靠近气门座处的曲率半径大幅

度减小 , 气道纵截面曲率的设计有待进一步改善.
表 1 流通参数对比 Tab. 1
流通特性 流量系数 滚流比

Flow parameters comparison
原方案 0. 662 0 1. 020 0 新方案 0. 745 0 0. 387 6 变化率 / % 12. 5 - 62. 0

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同 济 大 学 学 报( 自 然 科 学 版)

第 37 卷

进气道流动特性一般指进气道的流通能力及其 产生涡流 ( 或滚流 ) 的能力[ 3] . 流量系数与滚流比在 发动机气道的结构设计参数中是重要的评价指标 , 但是二者存在矛盾. 而所研究的发动机 , 相对于滚流 比的增加, 流量系数的提高更有利于优化发动机整 体性能. 所以, 改进更注重于得到较高的流量系数 . 图 5 是改进前后 气门盘周 围湍 流动能 分布云 图. 明显看出, A 区的湍流动能大幅下降 18% , 原气 道最大湍动能 k = 377 m2 s- 2 , 新气道最大湍动能 k = 310 m
2

模拟计算, 回流现象消失 , 流量系数有一定的提高 . ( 2) 在气道改进后的方案中 , 滚流比有所下降. 原 因是进气道与气门座圈连接处的曲率半径偏小, 未满 足强滚流形成的条件. 作为气道结构设计的重要评价 指标, 追求流量系数与滚流比本身就矛盾 . 对所研究 的发动机, 虽然改进方案的滚流比有所降低, 但流量 系数的提高更有利于发动机整体性能的优化. ( 3) 稳态仿真有其优越性, 其结果 有一定的指 导意义 , 但是, 由于发动机的工作过程是多维多相的 复杂瞬变过程, 仅做稳态模拟是远远不够的. 为了得 到更详细、 更切合实际工况的发动机内部气体流场 信息, 瞬态仿真计算是必要的. 参考文献:
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s . 可见 , 调整指定气道区域的流场

- 2

结构 , 降低了进气阻力.

图5 Fig. 5

改进前后湍动能分布比较 (单位 : m

2

s

-2

)
[ 2]

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T urbulent energy distribution comparison of intake port be fore and after improvement(unit: m2 s- 2 )

5 结论与展望
( 1) 通过 CF D 技术模拟计算得到气道内流场 , 发现原气道的凸台导致进气回流. 在确定凸台为结 构修改部位, 有针对性地改进气道结构后, 再对气道
( 上接第 181 页 )
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