天然气发动机进气不均匀性改善研究

刘胜，苏立旺，田永海

(1.中国北方发动机研究所(天津)，天津 300400；2.清华大学汽车安全与节能国家重点实验室，北京 100084)

增压天然气发动机的进气系统对发动机的性能有着重要的影响，不仅需要保证发动机有足够的进气充量，而且要保证缸外燃气混合均匀。如果各缸进气量不同，或各缸空气与燃气的混合浓度不同，则燃烧过程的组织也不同，会使各缸的燃烧过程产生差异，直接影响发动机的工作稳定性。

进气系统的流动损失和压力波动是影响各缸进气均匀性的重要原因[1]。流动损失对进气均匀性的影响可以通过结构设计与三维流场优化来控制在较低的水平；而系统内部的非定常流动所导致的管内和气门处强烈的压力波动,将影响与之相连的气缸和增压器内的热力过程，对缸内的换气质量和增压器的匹配性能产生决定性的影响,并在相当程度上影响着内燃机的经济性、动力性、排放性能和噪声，可采用一维热力学仿真分析的方法来进行优化设计。进气管作为进气系统中的一个关键部件，在设计时必须以性能需求为目标，同时考虑其流阻特性及动态效应[2-4]。

针对某天然气发电用发动机的功率提升要求，为解决原机稳压式进气管由于燃气混合差和进气均匀性差导致的各缸排气温差大、性能下降、可靠性降低等问题，采用一维热力学软件模拟发动机工作过程，优化设计进气管结构参数；通过三维CAD完成实体模型后，基于一维与三维CFD耦合的发动机进气系统动态模拟，进行进气管内三维流动特性分析和局部结构优化，实现混合气均匀混合与进气量均匀分配的设计目标。通过试验证明发动机各缸进气均匀性有了较大提升，满足发动机可靠性要求。

1 一维仿真模型及标定

根据该天然气发动机的相关结构参数(见表1)，基于GT-Power软件建立了发动机的一维仿真模型，对影响天然气发动机性能的因素如燃烧模型、传热模型等进行了详细的设置，以提高对发动机性能预测的准确度。

表1 发动机主要技术参数

缸内模型采用容积法模型，其基本假设为：缸内工质混合均匀，缸内各处压力和温度相同。缸内工质状态可用压力、温度和质量3个基本参数确定，并用能量守恒、质量守恒及理想气体状态方程把整个工作过程联系起来。

增压器模型为压气机和涡轮的性能MAP图模型，即将压气机(或涡轮)的转速、流量、压比和效率等数据输入增压器模块中进行插值和外推计算，完成柴油机循环仿真。要达到稳定运行，增压器必须达到流量平衡、转速平衡和能量平衡，最终根据增压器性能MAP图以及平衡条件确定涡轮增压器和柴油机配合运行点。高低压压气机折合流量和折合转速的计算公式如下。

压气机折合流量计算公式：

(1)

压气机折合转速计算公式：

(2)

根据发动机70%标定功率的试验结果对一维仿真模型进行了标定(见图1)。由图1可知，第1缸压力峰值的计算结果与试验结果具有很好的一致性。从整个缸内气体运动和燃烧的模拟过程来看，计算结果与试验结果基本一致，说明定解条件及计算模型适合该天然气发动机的缸内流动和燃烧过程的数值分析研究。

图1 第1缸缸压试验值与模拟值的比较

从宏观数据对比来看，一维仿真能较好地反映发动机整机性能，但却无法准确模拟进气系统对各缸工作不均匀性的影响，这是因为在进气总管中设计了带小孔的混合气出口管段(见图2)，该管段主要是为了使已充分掺混后的混合气柔性地进入进气总管，并能够改善发动机的进气不均度。从图中可以看出，该段管路结构复杂，无法通过一维管路特征表达，更不能详细分析进气管路对进气不均匀性的影响。因此，需要基于一三维耦合仿真方法对其进气不均匀性进行研究[5]。

图2 进气管路三维模型

2 基于一三维耦合的发动机循环模拟

三维计算瞬态边界条件加载困难，且无法考虑气门开启与关闭过程中气体流动状态对各缸均匀性的影响。因此，采用一三维耦合仿真方法，将进气管路用实际的三维模型代替，其他管路以及缸内过程仍采用一维模型，三维求解的瞬态边界条件通过一维结果获得。

2.1 耦合模型建立

在原发动机循环模型中，使用进气流道网格模型替代一维模型中相应的进气部分，采用软件中的CFDComponent模块和CFDConn模块对一维和三维计算过程中的数据进行传输。耦合仿真的GT-Power模型结构见图3。

图3 一维/三维耦合仿真模型

2.2 三维CFD模型建立

图4 CFD计算网格局部示意

采用Star-CD进行三维CFD分析、网格划分及定解条件的设置。由于进气腔体形状比较复杂，同时为兼顾计算速度和计算精度，体网格采用的是带两层边界层的切割体网格，并对阀门处和混合气出口管段上的小孔进行了加密，计算网格总数63.2万(见图4)。

耦合仿真时采用瞬态计算模式，在计算过程中，认为气流在进气系统中是绝热、可压缩的黏性湍流流动[6]，采用有限体积法把计算区域划分为离散的控制体积网格，在每个控制体积上积分控制方程，形成计算变量的代数方程。定解条件主要包括边界条件、初始条件及物理模型、数学模型等。

进气管路三维CFD模型的进出口边界条件由一维模型以流量瞬时值的形式给出。进出口均设为速度进口，初始值为0，计算开始后，三维模型将自动读取一维模型的计算结果，获得进口的流速值。

通过进气质量流量来估算初始的湍流特征参数：

(3)

湍流尺度l=0.07L，L为关联尺寸，对于充分发展的湍流，可取L等于水力直径。

(4)

根据一维仿真结果及管路结构尺寸，计算得到初始湍流强度I≈4.8%，湍流尺度为7.07 mm。

湍流流动采用高雷诺数κ-ε双方程模型，该模型联立湍流动能κ和湍流耗散率ε的输运方程，建立它们与湍流黏性的关系。

(5)

(6)

(7)

2.3 计算结果分析

取耦合仿真的最后一个稳定循环的计算结果进行分析，通过对各歧管出口流量的结果处理，得到进入各缸的气体质量流量分布(见图5)。

图5 单排各缸进气流量

从图5可以看出，各缸进气质量流量的分布规律并不一致，要评价一个循环内各缸获得的气体流量的不均匀性，需要对曲线作积分以得到进气过程中各缸的进气量。

定义第i缸不均匀性：

(8)

式中：ηi为第i缸的不均匀性；mi为第i缸一个循环的进气量。

由图6可以看出，前3缸的流量低于后3缸的流量，各缸流量分配很不均匀。进入第2缸的气体流量最少(占进气总量的13.98%)，主要原因是带小孔的混合气出口管段出口正好处于2缸的出口附近，第2缸开始进气时，第6缸已经进气120°，由总管内压力及流体的惯性共同导致该缸进气量的不足。第1缸也受混合气出口管段的影响，混合气出口管段的布置靠近出口，附近空腔体积小，流通面积降低及压力较低而导致该缸分配的流量减小，但受流动惯性的影响比第2缸略小，流量也略高于第2缸。第3缸由于配气正时的原因，与第5、第6缸正好处于交替进气的过程中，由于进气集气腔容积大，压力建立缓慢，导致第3缸“抢气”能力明显不足，流量偏小。

图6 各缸进气不均匀性

图7示出横截面上的速度矢量场分布，为便于比较采用相同的量值范围。通过比较可以发现，某一缸进气门开启时，进气流速逐渐增大；前一缸的进气速度逐渐降低，直至气门关闭速度为0；随着后一缸气门的开启，该气缸的进气流速逐渐减小。整个循环内各出口交替打开、关闭，速度场也随着有序变化。

各缸进气时，进气管内的流动形态不尽相同，流动阻力的表现形式也不一样。由于进气阻力、压力损失的存在，各缸进气存在一定的不均匀性，其不均匀性可能导致某缸进气量不足，燃烧恶化和性能降低。进气总管内采用带小孔的混合气出口管段本身的阻力损失也很大，且在总管的布置靠近前2缸的出口，对第2缸的影响尤其大，应考虑端部远离进气管的出口。

图7 不同曲轴转角时速度矢量场

总的来说，整个进气管的集气腔较大，必然能够起到很好的稳压作用，使得缸内进气过程中进气管内压力波动不是很明显，但同时会导致进气过程中压力建立缓慢、充气效率降低。因此，较大的集气腔对于该机型并不是很必要，总管的直径仍有很大的减小余地，同时可适当减小总管后端的气腔体积，以减少涡流的能量损失。

3 进气管路优化

为保证各缸能有较为均匀的进气量，降低各缸进气不均匀性，同时又不降低各缸的进气性能，需要对进气系统进行改型设计，以控制各缸进气流量偏差，满足发动机的可靠性要求。根据原进气管设计中的不足及改进方向，进行多方案的优化设计，主要通过调整管径、后端管长等结构参数改变集气腔容积，同时结合混合气出口管段的布置位置、各歧管与总管轴线相对位置的优化。

以该天然气发动机原方案单排排量L0=35.7 L为参考来调整集气腔容积(原进气管集气腔容积为1.51L0)，结合混合气出口管段与歧管布置设计了5种结构方案，并进行了耦合仿真，计算结果见表2。

表2 不同优化方案结果对比

从表2可以看出，方案4(见图8)能够达到目标要求。该方案将混合管远离1、2缸歧管，总管管径由190 mm减小为160 mm，同时第6缸后端的管长缩短77 mm，进气歧管整体下移，此时集气腔容积为1.01L0，该方案各缸进气不均匀性均在±4%以内，整机性能指标满足目标需求。

图8 优化后的进气管

方案1将总管管径减小为150 mm，同时混合管布置于中心，进气不均匀性虽降至10%左右，但后3缸的流量依旧偏大，结果改善不明显；方案2针对后3缸进气过大的现象在3缸和4缸之间加了带孔隔板，不均匀性虽略有改善，但导致后3缸流量突降，系统阻力大大增加；方案3减小了后3缸歧管出口截面，各缸进气不均匀性仍然较大，而且对后3缸的流量有较大的影响。

方案2和方案3对降低后3缸流量均能达到明显的效果，但二者的改动对结果的敏感性太强，更受管路加工精度的影响，不利于进一步的优化改进。

方案5是在方案4的基础上进一步将管径缩小为150 mm，但不均匀性超出了±5%的限制，未能达到预期要求。

4 试验验证

直接对各气缸进气流量进行测量具有一定难度，但对于该发动机所采用的燃气与空气在缸外充分混合方式，可以通过最高燃烧压力和排气温度作为参考指标来表征进气不均匀性[7]。采用方案4进气管在台架上进行了整机试验，分别测试发动机在标定功率70%，80%，90%和100%负荷工况时的性能参数，得到各试验工况下单排的最高燃烧压力不均匀性和排温不均匀性(见图9和图10)。70%标定功率的各缸最高燃烧压力不均匀性变化趋势与方案4(见表2)仿真结果趋势相同，各缸排温的不均性波动较小，并数值接近，说明了通过一三维耦合数值仿真可以较为准确地预测天然气发动机进气不均匀性，各缸排温数值接近也间接说明了进气总管中的混合气是均匀混合的。

图9 各缸最高燃烧压力不均匀性

图10 各缸歧管排温不均匀性

由试验结果可以看出，采用改进后的进气管，机组各项参数均在正常范围内，发动机不同工况下的排温和最高燃烧压力不均匀性都控制在±3%以内，随着负荷的增加，由于进气压力升高，不均匀性亦逐渐降低，当达到标定功率的80%以上时，各缸的不均匀性能够控制在1.5%以内，表明改进后的进气管满足降低各缸进气不均匀性的目标。

5 结束语

建立了某天然气发动机的一三维耦合仿真模型，验证了模型的有效性。基于一三维耦合的发动机循环仿真计算表明，原进气管受混合气出口管段布置靠近歧管出口的影响，导致1，2缸附近空腔体积减小，流通面积降低使得各缸进气流量分配不均匀。根据CFD分析结果确定了进气管优化方向，通过多方案对比，认为集气腔容积为1.01L0时，混合管远离出口，总管管径减小为160 mm，并缩短第6缸后端管长的方案可使进气不均匀性控制在±4%以内。

整机台架试验结果表明，改进后的排温和最高燃烧压力不均匀性均控制在±3%以内，当在标定功率80%以上时，不均匀性可在±1.5%以内，发动机排温和最高燃烧压力不均匀性得到了很好的改善。