随着水路交通货物运输量的不断增加，以柴油为动力的船舶柴油机对污染物排放贡献比例越来越大，国际海事组织要求从2016年1月1日起，新造船舶排放达到IMO Tier Ⅲ的要求。使用天然气作为船舶发动机燃料成为满足其排放要求并提高经济性能的主要方式之一。近年来，国内对传统柴油机改造为掺烧天然气的发动机做了大量研究，油气改造实用案例证实了天然气作为燃料时优越的经济性和排放性能。由于受柴油机系统构造等因素的影响，传统柴油机掺烧天然气呈现替代率较低、活塞过热和爆震等问题，为解决上述问题，安庆中船柴油机有限公司联合AVL研发国内首台适应天然气、柴油燃料特性的ACD320船用中速微喷引燃型双燃料发动机^[1]。

ACD320型船用中速微喷引燃型双燃料发动机可工作在柴油和天然气两种模式，天燃气模式下进气歧管喷射天然气、缸内通过高压共轨式微引燃喷油器喷射微量引燃柴油(约1%燃料)。传统柴油机要求缸内大的进气量和较低的涡流系数以保证发动机性能^[2-4]。相比柴油，天然气缸内燃烧受进气涡流影响更大，进气涡流会急剧加速天然气缸内燃烧速率，易产生气缸爆震、缸内温度过高等问题。国内外对柴油机进排气道的相关研究主要集中在结构设计、进气涡流、进气口对流场的影响和进气口的相互影响等方面^[5-10]。本文针对ACD320型发动机开展进排气道优化研究，首先根据发动机功率、缸径和冲程要求设计多组进排气道，然后通过数字仿真计算分析气道流通面积和气阀升程等参数对进排气性能的影响规律，并对部分优化结果建立实物模型，在气道试验台上综合测试气道流通面积、气阀升程对气道性能的影响，得出进排气道口径和气阀升程对涡流、流量系数的影响规律，并综合考虑涡流与流量特性，最终分析得出优化的发动机进排气道。

1 气道设计与计算分析

在ACD320发动机气道设计之初，根据发动机柴油和天然气两种工作模式的要求，将进气涡流系数目标设定在0~0.5，兼顾两种燃料的燃烧特性(柴油模式要求低涡流系数但需大于0保证较好的混合，而天燃气模式要求涡流系数尽量小)，最后在结构参数的约束下优化气道得出优化的气道参数。四气阀发动机进排气口有三种布置方式，分别为串置式、斜置式和平置式，三种结构常用的涡流系数区间分别为0.5~2.6、0.5~2.6和0~2.1，如图 1所示。从涡流系数的角度，平置式结构是最佳的选择，斜置式次之，串置式不适合大功率发动机；而平置式气道口设计会导致配气机构过于复杂。因此，最终确定为在斜置式气道布置的前提下进行气道涡流系数优化，同时尽量优化气道流量系数以期尽量达到涡流与进气效率的最佳。发动机采用四冲程增压中冷形式，基本参数如下：额定转速为750 r/min，发动机缸数为6，缸径/冲程为320/420 mm，爆压为22 MPa，额定功率为405 kW，进气阀面积比率β为0.17，进气涡数小于0.5，排气阀面积比率为0.155，气阀数量为4。燃料形式为天然气、柴油、重油，排放目标为IMO Tier Ⅲ(天然气)、IMO Tier Ⅱ(柴油)。

根据气阀面积比率公式$ {d_v} = \sqrt {B{D^2}/2} $，计算进排气阀口径，式中d_v表示气阀口直径，D表示发动机气缸直径。得到进气阀口直径d_{v, in}=93.30 mm，排气阀口直径d_{v, out}=89.00 mm。

根据主喷油器、微喷引燃油器安装要求和排气阀口缸盖散热要求，设计的气道三维模型如图 2所示。

进气涡流和流通效率受气道曲率和流通截面积影响^[11-13]。因此，需要对气道曲率和流通界面面积进行优化设计。气道三维设计表明:进排气道流通截面面积受进气阀口的限制。建立多组不同气道口直径的三维模型，通过计算得出气道曲率(气道流通界面积梯度)对气道特性的影响规律。

采用AVL Fire CFD计算流体力学进行气道流通特性的计算，计算各气道模型在AVL标准气阀升程和发动机设计最大气阀升程情形下的流量系数和涡流。以进气道口直径范围为82.00~90.50 mm，排气道口直径为79.00~86.30 mm，选取多组气道口径并建立三维模型。计算不同气阀升程下，各组模型进气流量系数、涡流系数及排气流量系数。

计算结果表明：各气道模型的流量系数均随气阀升程的增加而增加，在h_v/d_v＜0.27(h_v表示气阀升程)时, 流量系数受气阀升程影响较小; h_v/d_v＞0.27后，随气阀升程而增加；0.12＜h_v/d_v＜0.25时，涡流随气阀升程的变化规律受气阀影响影响较大。本文取h_v/d_v=0.275为标准气阀升程，即h_v=25.19 mm，文中用VL.A表示；ACD320型双燃料发动机设计最大气阀升程为h_v=31.00 mm，文中用VL.B表示，h_v/d_v=0.33。

为评价气道与发动机本体的匹配特性，计算标准气阀升程和发动机设计最大升程下，各模型进气过程的平均流量系数如图 3(a)所示，进气道口直径在83.00 mm之前，平均流量系数受限于气道口径；在83.00 mm之后主要受限于气阀升程。

计算标准气阀升程和发动机设计最大升程下，各模型进气过程的平均涡流系数如图 3(b)所示，进气道口直径在88.00 mm之前，平均涡流系数主要受限于气道流通截面积；在88.00 mm之后主要受限于气阀升程。

计算标准气阀升程和发动机设计最大升程下，各模型排气过程平均流量系数如图 3(c)所示，排气道口直径在80.00 mm之前，平均流量系数主要受限于气道流通截面积；在80.00 mm之后，平均流量系数主要受限于气阀升程。

根据上述气道特性，在流量系数稳定(流量与涡流特性不受气道限制)的进排气道三维模型中取样制造实物模型，以通过试验分析气道对发动机的匹配特性，试验所选模型的气道口直径，如表 1所示。由于排气道特性不受涡流影响，流量特性非常稳定，因此只选取一组气道口径最小的模型进行排气道试验验证。

2 气道试验台气道特性评价参数

气道稳态流量试验台如图 4所示，采用桨叶轮和扭矩方式测量进气涡流系数，采用压力差计算进排气流量系数。试验采用AVL流量测量技术，评估气道和气阀升程对流量系数、涡流等进排气特性的影响。将仿真优化的气道结果制作成实际气道的物理模型置于稳态试验台，测量气道流量系数和涡流系数等特征参数，综合评估所设计气道的性能，最终分析得到优化的设计结果。

根据试验测量方法，给出ACD320双燃料发动机进排气特性参数计算公式。

流量系数σ_μ是衡量进排气道气体流通能力的参数，定义为相同条件下实际质量流量与理论质量流量的比，如下

$ {\sigma _\mu } = \frac{{m'}}{{z\frac{{d_v^2{\rm{ \mathsf{ π} }}}}{4}\rho \sqrt {\frac{{2\Delta p}}{\rho }} }} $

(1)

式中：m'表示空气质量流量，z表示每缸进/排气阀个数，ρ表示空气密度，Δp表示进出口压力差。

平均流量系数是评价整个进排气系统在一个吸/排气冲程中进排气性能的指标。平均流量系数计算式如下

$ {\left( {{\sigma _\mu }} \right)_m} = {\left( {\sqrt {\frac{1}{{\rm{ \mathsf{ π} }}}\int\limits_0^{\rm{ \mathsf{ π} }} {{{\left( {\frac{{c\left( \alpha \right)}}{{{c_m}}}} \right)}^3}\frac{1}{{{{\left( {{\sigma _\mu }} \right)}^2}}}{\rm{d}}\alpha } } } \right)^{ - 1}} $

(2)

式中：c(α)表示实际活塞速度，c_m表示活塞平均速度，α表示曲轴转角。

为了计算进排气系统与气缸的匹配特性，引入折算至气缸与气阀面积相关联的评价方法(气缸与气阀面积匹配的流通能力指数)，定义为流量系数与气阀面积比率的乘积

$ {\sigma _\mu }\beta = {\sigma _\mu }z\frac{{d_v^2}}{{{D^2}}} $

(3)

式中D表示缸内直径。

试验表明桨叶轮转速能表征气缸内进气涡流系数，试验系统中缸内进气旋度采用桨叶轮测量。涡流比率系数定义为桨叶速度与发动机转速的比值:

$ \frac{{{n_D}}}{n} = \frac{{{n_D}\rho s{F_K}}}{{30m'}} $

(4)

式中：n_D表示桨叶轮转速，n表示发动机转速，s表示活塞冲程，F_K表示活塞面积。

式(4)乘以缸径与活塞冲程的比值，得到考虑缸径冲程比的涡流系数:

$ {\left( {\frac{{{n_D}}}{n}} \right)_{{\rm{red}}}} = \frac{{{n_D}}}{n}\frac{D}{s} $

(5)

定义对式(4)的积分为涡数，用以表征吸气冲程缸内气体流动特性，涡数表达式如下

$ {\left( {\frac{{{n_D}}}{n}} \right)_m} = \frac{1}{{\rm{ \mathsf{ π} }}}{\int\limits_0^{\rm{ \mathsf{ π} }} {\frac{{{n_D}}}{n}\left( {\frac{{c\left( \alpha \right)}}{{{c_m}}}} \right)} ^2}{\rm{d}}\alpha $

(6)

3 气道试验测试与结果分析 3.1 进气道试验与结果分析

根据计算结果，在气道稳态流量试验台进行试验，测量各气道种类在连续的进气阀升程0~37.00 mm(0＜h_v/d_v＜0.4)下的进气特性，并根据2.2节所述的相关计算方法，计算评价进气道性能的特征参数，流量系数σ_μ、h_v/d_v和涡流系数n_D/n。根据计算结果，绘制各组进气道的流量系数随气阀升程(h_v/d_v)的变化规律如图 5(a)所示，涡流系数随气阀升程的变化规律如图 5(b)所示。

为评价进气道与气阀升程对气缸的匹配特性，得出优化的进气道设计，计算在AVL标准升程和机器最大升程下不同进气道口直径下的平均涡流系数、考虑缸径冲程比的平均涡流系数sw_red、进气平均流量系数和气缸与气阀面积匹配的平均流通能力指数(σ_μβ)_m分别如表 2、3所示。

根据表 2、3的结果，绘制不同气阀升程下进气道试验试验数据中，涡流系数与流量系数的相互变化关系图，如图 6所示。由图可知，涡流系数在大于0.22时平均流量系数受气阀升程影响大，第4、5、6三组气道表现较好。

如表 3、4和图 6所示，第4组气道的平均涡流系数受气阀升程影响较大，不利于发动机升程调节；第6组气道同时表现出最佳平均涡流和平均流量特性，而在如图 5所示的h_v/d_v值为0.12~0.20，第6组气道流量系数表现较差。

综上所述，第5组气道(σ_μ)_m、(σ_μβ)_m相比之下随气阀升程调节影响最小，且在如图 5(a)所示的中等气阀升程时表现出良好的流量特性，因此第5组气道为优化的进气道。

为纵向评价设计的效果，对所设计的排气道流量系数和涡流系数与1D仿真、AVL和其它厂商的柴油机案例进行了比较(只列出了涡数小于1的案例)，如图 7所示。由图可知，相比其它案例，第4、5、6组气道都表现出了显著的进气涡流特性，由于受气缸盖结构的限制，流量特性处于一般。

3.2 排气道试验与结果分析

在稳态流量测试试验台上进行排气道实物试验测试，测试各气道种类在连续的进气阀升程(0~35.5 mm)下的排气流动特性，并根据第2节所述的相关计算方法，计算评价进气道性能的特征参数、流量系数σ_μ和h_v/d_v。根据计算结果，绘制流量系数随排气阀升程(h_v/d_v)的变化关系图，如图 8所示。

为了验证排气道的仿真优化结果，计算不同气阀升程下排气道平均流量系数(σ_μ)_m和气缸与气阀面积匹配的平均流通能力指数(σ_μβ)_m，如表 4所示。排气道在平均流量系数在排气阀升程h_{v max}=27.00 mm和h_{v max}=32.00 mm时与图 5所示的计算特性一致。为纵向评价设计的效果，对所设计的排气道流量系数与1D仿真、AVL和其他厂商的柴油机案例进行了比较(只列出气阀直径比小于1.5的案例)，如图 9所示。由图可知，与其他厂商设计的各进排气阀直经比下的流量特性相比，设计的排气道都表现出了更好的流量特性。

4 结论

根据计算结论，选取了6组进气道模型和1组排气道模型，测试了各气道模型的流量和涡流系数随气阀升程的变化规律，并根据本文所示的理论计算得到与发动机气缸相匹配的流量、涡流特征参数。分析表明，进气道口直径在88.6 mm时流量和涡流特性受气阀调节影响最小；排气道口直径在80.00 mm是流量特性趋于稳定。基于仿真与试验分析结果，最终采用第五组气道口径作为ACD320型发动机的进排气道参数。