三叶片节气门进气系统的CFD计算和分析

倪计民， 李飞鸿， 顾诗帆， 石秀勇

(同济大学汽车学院， 上海 201804)

三叶片节气门进气系统的CFD计算和分析

倪计民， 李飞鸿， 顾诗帆， 石秀勇

(同济大学汽车学院， 上海 201804)

以一款新型三叶片式节气门为主要研究对象,通过发动机台架试验，获得发动机稳态工况下进气歧管三维CFD计算的边界条件，选取不同转速、不同负荷率的12个有代表性的工况点，建立配置传统的单叶片节气门和三叶片节气门的进气歧管网格模型，并进行CFD计算和流场分析。结果表明：发动机处于中、高负荷时，由三叶片节气门产生的进气涡流比单叶片节气门大，且优势随节气门开度的增加而更加明显，但在低转速、小负荷的工况下，配置三叶片节气门的进气歧管内的涡流强度小于单叶片节气门。

节气门； 三叶片； 计算流体力学； 流场； 进气系统

发动机缸内气体的宏观运动对混合气的形成和燃烧过程有着重要的影响。在汽油机中，宏观的进气涡流运动在压缩上止点破碎时，缸内气体的湍流运动会得到加强，从而提高燃烧速率，改善燃烧过程。节气门作为进气系统的一个重要零部件，对发动机进气效果存在较大影响。新型的三叶片节气门在开启时沿相同方向打开，可减小负压区的影响，并可组织气体从三个叶片开启的间隙处穿过，在进气管内形成进气涡流，并有利于增加进气动能，可以改善缸内工质的雾化和混合，从而改善燃烧过程，提高发动机热效率。

然而，对于整个进气系统来说，安装在进气总管和进气歧管之间的节气门体仅为进气系统的一小部分，因此在气体流过进气歧管的容积腔进入不同的进气岐管后，三叶片式节气门所产生的进气涡流是否还能保留一定强度的涡流运动，并最终对进入缸内的气体运动产生影响，这是需重点研究的内容。

1 进气歧管CFD计算模型的建立

1.1 几何模型的建立

单叶片式节气门和三叶片式节气门实物图见图1。在几何建模中，将单叶片节气门命名为O1(见图2)，三叶片节气门命名为T1(见图3)。本研究将对装配了这两种不同节气门的进气进行CFD计算和流体特性分析。

为保证进气流动的稳定性和计算的收敛性，减少入口处的反流，对节气门前段的进气总管长度进行适当加长。同时为了减少三维数值模拟计算的网格总数，节约计算时间和计算量，只对节气门体、进气歧管容积腔和各缸进气岐管的前端进行三维建模和CFD计算。装配模型见图4。

1.2 网格模型的建立

图5示出导入ICEM软件的节气门与进气歧管三维装配模型，由于在一定工况下任何时间内都只有一根进气岐管进气(不计提前角和迟闭角)，因此，每次计算只给定一个进口，一个出口，其余都为壁面边界条件。单个工况下的所有计算均采用相同的边界条件。分别对进气歧管、进气总管、节气门进行网格划分(见图6)。

1.3 边界条件和收敛条件设置

由于进气总管和进气歧管都采用粗糙度较小的材料，因此将壁面视为光滑绝热无滑移壁面。设置壁面温度为300 K。设定入口边界为压力入口边界，设定进气总压p0=1.0×105Pa，进气温度T0=300 K，根据仿真计算经验以及文献，设定κ=1 m2/s2,湍流耗散率ε=1 m2/s2，出口边界条件根据发动机台架试验数据进行设置。

2 CFD计算工况点选取

2.1 发动机台架试验

为得到节气门与进气歧管稳态CFD计算所需的进气压力和进气流量，需对所研究的发动机进行台架试验。试验所用的发动机为1.5 L VCT汽油机，基本参数见表1。

表1 发动机参数

2.2 CFD计算工况点的选取

图7示出发动机台架试验中，在不同转速稳态工况下测得的进气压力与进气质量流量的变化曲线。

由图7可以看出，随着发动机转速和进气压力的变化，发动机稳态工况下的进气质量流量主要集中在0.002～0.09 kg/s之间。在发动机稳态运行工况下，节气门的工作区域仅占该节气门可能的流动范围的很小一部分。因此，在后续研究中，对两款不同节气门在实际工况下进气流动特性的分析将集中在该区域内进行。

发动机台架试验的结果见图8。为了在发动机稳定运行的工况下从全局工况中选择具有代表性的工况点，覆盖从低转速到高转速，从小负荷到大负荷的不同工况,并考虑到网格数量和计算机CFD计算工作量的问题，本研究按照下述方法，对进气系统的计算方案进行设计，并对计算工况点进行选择。选择2 400，3 600，4 800,6 000 r/min 4个转速点，并选取各转速下外特性扭矩的30%，60%和90%的工况点作为CFD计算工况(见图9)。从试验获得的发动机特性场数据中，提取这些工况下CFD计算所需的边界条件和单叶片节气门O1开度设置。对三叶片节气门的全工况质量流量MAP图(见图10)进行插值，按照等流量原则求出上述12个不同工况下三叶片节气门T1相应的开度。

根据表2中所列出的两款节气门在不同工况下的开度，对图4中配置不同节气门的进气歧管几何模型进行节气门开度的设置，并进行网格划分和边界条件设置，得到不同工况下配置两款不同节气门的进气歧管网格模型，导入Fluent软件进行计算。

3 进气歧管流场特性CFD计算及分析

3.1 进气歧管进气量标定

根据进气歧管CFD计算结果，对模型的进气质量流量在12个计算工况点进行标定，标定结果见图11。从图11可以看出，两种不同的进气系统CFD模型的进气量计算值曲线与试验值曲线较为吻合，模型仿真精度符合CFD三维计算的精度要求。

表2 装配两种不同节气门进气系统的CFD计算方案

3.2 进气歧管CFD计算结果分析

图12示出12个选定工况下装配两款不同节气门的进气系统第1缸进气涡流强度的对比。可以看出，装配单叶片节气门O1的进气歧管在各工况下第1缸的进气涡流强度普遍大于三叶片节气门T1，这是由于第1缸进气岐管离进气总管和节气门的距离较远，且进气岐管的走向与其他3缸不同，第1缸进气岐管的走向不利于保持三叶片节气门形成的进气涡流。但对于单叶片节气门来说，由于进气歧管容积腔的几何结构和壁面形状正好可以对节气门O1阀片下端形成的层流有很好的导流作用，通过壁面引导形成较强的大尺度涡流运动(见图13)，因此，单叶片节气门O1进气歧管的第1缸涡流强度在各个工况下均大于三叶片节气门T1。之后的研究还发现，单叶片节气门O1进气歧管第1缸的进气涡流强度也大于其他各缸的进气涡流强度。

图14示出12个选定工况下配置两款不同节气门的进气系统第2缸进气涡流强度的对比。可以看出，三叶片节气门进气歧管的第2缸进气涡流强度在部分工况下已经大于单叶片节气门，且这部分工况主要集中在中、高转速和中、高负荷工况下。在这些工况下，节气门开度相对较大，通过三叶片节气门T1形成的进气涡流强度较强，且第2缸进气歧管靠近节气门和进气总管，其走向有利于进气涡流的保持。因此在这些工况下，三叶片节气门T1在第2缸进气歧管出口处的涡流强度大于装配单叶片节气门O1的进气歧管。但另一方面也可以发现，在节气门开度较小时，尤其是低转速或小负荷工况下，三叶片节气门T1的涡流强度并没有明显优势，有些工况下依然小于单叶片节气门。所以，对于三叶片节气门T1而言，具备一定的开度，且进气岐管的走向适合涡流运动的保持，是保证进气岐管内的气体具有良好涡流运动的两个关键因素。

图15示出12个选定的工况下，配置两款不同节气门的进气系统第3缸进气涡流强度的对比。由图15可以看出，装配两种不同节气门的进气歧管在第3缸的进气涡流强度情况与第2缸相似。对于三叶片节气门T1，在相同转速下随着负荷率的增加(即节气门开度角的增加)，涡流强度呈明显的上升趋势。在多数中等负荷(60%负荷)和大负荷(90%负荷)的工况下，三叶片节气门T1在第3缸进气歧管的涡流强度均大于单叶片节气门O1，但在小开度(30%)工况下，单叶片节气门依然具有一定的优势。

图16示出12个选定的工况下，配置两款不同节气门的进气系统第4缸进气涡流强度的对比。可以看出，虽然在一些节气门开度较大的工况下，三叶片节气门T1的涡流强度大于单叶片节气门O1，但在其他工况下，配置三叶片节气门T1的第4缸出口涡流强度波动较大，且相比于单叶片节气门O1不具有明显优势。由于第4缸进气歧管离节气门和进气总管距离较远，因此三叶片节气门T1所产生的进气涡流在进入进气歧管之后，在流动过程中其旋转动能会发生损耗，因此对于第4岐管来说，三叶片节气门T1在出口处的涡流强度相比单叶片节气门O1优势并不明显。

4 结束语

本研究建立了配置两种不同节气门的进气歧管三维几何模型和网格模型；通过发动机台架试验，确定了发动机稳态工况下特性场中具有代表性的12个工况点，并通过试验数据的提取和对节气门进气质量流量MAP图的插值，确定了两种不同进气歧管CFD流场计算的边界条件；根据所确定的边界条件对配置两种节气门的进气歧管的流场进行CFD计算，分析了12个工况下，配置两种不同节气门的各缸进气岐管内的进气流动状态和涡流运动强度。

通过对计算结果的分析和比较发现，当三叶片节气门开度较大时，即发动机处于中、高负荷，或发动机转速较高的情况下，由三叶片节气门T1产生的进气涡流比单叶片节气门O1大，且优势随节气门开度的增加而更加明显。但在低转速、小负荷的工况下，配置三叶片节气门T1的进气歧管内的涡流强度依然小于单叶片节气门O1。

[1] 林文武.4110柴油机进气歧管进气回流数值仿真及优化[D].武汉：武汉理工大学，2008.

[2] 黄征宏.汽车发动机进气管材料改型设计的数值模拟及优化[D].上海： 上海交通大学，2007.

[3] Kent J.Observations on the Effects of Intake Generated Swirl and Tumble on Combustion Duration[C].SAE Paper 892096,1989.

[4] 倪计民.汽车内燃机原理[M].上海：同济大学出版社，1997.

[5] 刘增勇，刘瑞林，高 进.采用可变斜轴涡流系统的四气门汽油机缸内斜轴涡流特性试验研究[J].内燃机学报，2006，24(2)：146-151.

[6] Li Y,Zhao H.Analysis of Tumble and Swirl Motion in Four-Valve SI Engine[C].SAE Paper 2001-01-3555.

[编辑: 李建新]

CFD Calculation and Analysis of Three-blade Throttle Intake System

NI Ji-min, LI Fei-hong, GU Shi-fan, SHI Xiu-yong

(School of Automotive Engineering, Tongji University, Shanghai 201804, China)

For a new three-blade throttle, the boundary conditions of 3D CFD calculation for intake manifold under engine steady state conditions were acquired through the engine bench test, 12 typical operating points with different speeds and loads were selected, the network models of intake manifold with single-blade and three-blade throttle were built and the CFD calculation and flow analysis were conducted. The results show that the intake swirl intensity of the three-blade throttle is greater than that of the single-blade throttle and the trend becomes more obvious with the increase of throttle opening in medium and high load, but it shows opposite trend in low speed and low load.

throttle； three-blade; CFD; flow field; intake system

2014-04-28;

2014-09-03

倪计民(1963—)，男，教授，博导，主要研究方向为发动机节能与排放控制；njmwjyx@hotmail.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2014.06.006

TK421.44

B

1001-2222(2014)06-0028-05