fire典型应用的分析思路和结果评估

1、FIRE舒红闫小俊（AVL 中国先进模拟技术，上海）一 前言在长期与客户的技术交流和提供技术支持的过程中，我们认识到尽管我们提供了很多 FIRE 典型应用的算例，在培训中也介绍了相关理论背景和应用经验，但由于客户的背景参差不齐，关注点和兴趣也各不相同，同时 CFD 在发动机领域的应用涉及到很多专业知识，对用户的要求比较高，所以我们感到有必要结合我们了解到的用户在 FIRE 应用中遇到的各种各样的问题和困难，把 FIRE 几种典型应用的模拟计算思路和对结果的分析评价方法做更系统的总结，指出一些重点和要注意的方面，供用户尤其是新用户参考。二FIRE 几种典型应用1.进排气歧管这是最常见的 FIRE

2、 应用之一，这种计算可根据需要分三个层次来进行。A） 如果简单地评估各歧管的通流能力，并找出流动损失较大的区域，可只进行稳态计算。以图 1-1 为例，计算四个 Case，分别是出口 1 定义为出口，其他出口定义为壁面；仅出口 2 定义为出口；仅出口 3 定义为出口；仅出口 4 定义为出口的情况。这里入口条件可以是流量，出口条件给静压，由于考虑数值计算的收敛性，当定义出口为静压时要求出口处没有回流，所以对有些模型（如模型出口面离拐弯段很接近，明显会有回流）可能需要将出口段延长（可以在原模型的网格上利用 FAME 的 MESH TOOLS 里的 Enlarge）Extrude 来延长出口管体网格）

3、。对计算结果的处理可以通过比较四个 Case 的进口和出口的总压差来评估各个歧管的通流能力，以及沿管长方向总压变化的曲线（如图 1-2）找出压力损失最大的部位，结合对三维流场的分析提出改进结构设计的建议。出口 1234入口图 1-1进气歧管示意图图 1-2某六缸机进气歧管两种设计方案两种工况下沿某一歧管长度方向总压变化曲线B） 如需评估发动机实际运行时各缸的充气均匀性或EGR 的分布均匀性，那么应该做瞬态计算。两种情况下的计算分析思路如下：充气均匀性研究：计算模型仍以图 1-1 为例，现在四个出口面都要作为出口定义，并且进出口都要给瞬态边界条件，一般建议由一维工作过程计算软件如 BOOST 算

4、出的相应位置的瞬态压力作为进出口边界条件。计算结果一般取一个循环的各歧管出口的平均流量来进行比较，评价各缸充气均匀性。有研究表明，按 A)中介绍的稳态计算得到的充气均匀性和按这里介绍的瞬态计算得到的结果会有较大差别，图 1-3 所示的是某四缸发动机分别按稳态和瞬态方法计算得到的各缸流量与平均值的差别，可见稳态计算的结果可能会产生误导，所以研究充气均匀性还是要以瞬态计算为准。i.图 1-3 某四缸发动机充气均匀性研究结果计算EGR 进入进气歧管后的分布均匀性：图 1-4 所示的是一个带 EGR 的进气歧管，这个计算需要定义两个入口，入口 1 为新鲜空气入口，而 2 为 EGR 入口。在 FIRE

5、 的求解器里需激活 Species Transport 模型，该模型激活后，Inlet condition 定义的界面上除了通常的定义流量等的窗口，还会出现填入 EGR mass fraction 和相应的 Equivalence ratio 的窗口，那么入口 1 的 EGR 率为 0，而入口 2 的 EGR 率则应填入 1。这里进出口条件都应为瞬态条件。图 1-5 为FIRE 计算出的四个出口在一个发动机循环中 EGR 率的变化曲线。结合图 1-4ii.也可以看出出口 1 和 2 的EGR 率比较高，而出口 3 和 4 则因靠近总管和 EGR管的转弯处，得到的 EGR 就相对较少。因为刚进入

6、的 EGR 气体还未来得及与新鲜空气充分混合，在复杂的三维流动作用下，更多的 EGR 流向远处，从而造成最远端的出口 EGR 率最高。通过这样的计算和分析，我们就可以定量地评价这样的 EGR 管的布置是否合理，同时从提高 EGR 与新鲜空气充分混合的角度提出改进方案。图 1-4某带 EGR 的进气歧管模型及 EGR 率分布图 1-5四个出口在一个发动机循环中 EGR 率的变化如想从 BOOST 获得更精确的瞬态边界条件来计算歧管内的三维流动，或更进一步研究进气歧管结构形状的改进对发动机性能的影响，则可考虑 FIRE 与 BOOST 的耦合计算。这样在 BOOST 建立的整个发动机模型中进气歧管

7、部分将由 FIRE 的三维计算模型取代，一些具体的注意事项如下。与单独的管道计算相同，1D3D 联合计算中 3D 的求解域在边界的选取上也要尽量避免产生回流区的地方,并且尽量保证边界面与求解域的垂直，并且这个垂直的区域在流动方向是至少有一倍直径的长度。如果无法做到上述要求，可以人为的将边界处的求解域延长 5 至 10mm 的长度，如下图：图 1-6 3D 流动区域的选取原则和方法一维三维的联合计算在交界面上边界条件的选取对计算的收敛性和结果的精确性有较大影响，有两种边界条件可以选取即压力和流量，由于在 boost 计算中要对压力进行重新的修正，因此在靠近阀门的地方比如气门或节气门处，避免使用压

8、力边界条件，而采用流量边界条件，例如进气歧管的出口边界应采用流量，需要注意的是流动的方向，流出为负，流入为正。另外如果在边界上因为实际结构的原因无法避免有强烈的流动分离和回流的现象，此时应该采用流量边界条件保证结果的精确性。一维三维的联合计算在计算的流程上一方面要考虑计算的精确度，另一方面需要尽量的节省计算时间，因此在 boost 建立模型的时候，对应的 3D 模拟的区域也需要建立起一维模型，这样可以先单独的进行一维计算得到一维收敛条件下的结果，然后以一维计算得到的结果作为 3D 的边界条件进行 3DFire 的单独计算，其目的是对 3D 的流场进行初始化，最终才是 1D 和 3D 的联合计算

9、，即在每一个计算步长上 1D 和 3D 都进行边界条件的交换。整个计算流程的控制都是自动的，用户只需要输入 1D 单独计算，3D 单独计算和联合计算的循环数目即可，如下图：2.3.图 1-7 计算流程的控制用户关心的是如何来设置这些计算的循环数值的大小，我们的推荐如下：boost单独循环的数目可以在 boost 界面中开始计算，即人为的只计算 boost 一维模型，观察其达到收敛所需要的循环数目，以这个数目设置 boostonly 的循环数，Fire的单独计算其目的是初始化，因此 1 个循环就可以。Fire 和 boost 的联合计算一般需要 23 个循环才能达到计算的收敛。一维三维的联合计算

10、具有建模过程复杂（分别需要建立一维和三维的模型），计算周期较长（需要 34 个循环的三维计算达到收敛标准）的特点，因此很多用户关心其计算的必要性，我们的经验是当进气管路的布置越复杂，三维流动的特征越明显，其对发动机性能的影响就越难以在一维模型中准确的反应出来，此时一维三维联合计算的预测精度会越高，其必要性越大。4.图 1-8 1D-3D 联合计算的必要性上图是针对一个可变进气歧管进行Fire 单独计算和Fire 与boost 联合计算得到的结果比较，可变进行歧管由于要根据不同发动机工况的要求进行歧管和稳压腔结构上的转化，因此其结构非常复杂。左上图是 Fire 单独使用 Boost 计算所提供的

11、边界条件计算得到的一个 8 缸机每个气缸的流量分配，可以看出与其它气缸相比，一缸的流量分配是最少的，右上图中橙黄色的曲线代表的是 Boost 和 Fire 联合计算得到的一缸的流量，其与 Fire 单独计算的结果有很大差别。因此对应复杂的进气歧管布置，我们推荐一定要进行 1D-3D 的联合计算。2.进气道进气道的设计对发动机性能的影响起着非常重要的作用，这一点是毋庸质疑的。在多年的气道设计开发中人们总结出两个定量描述进气道特性的参数，一个是流量系数，一个是涡流/滚流比，这两个参数都随气门升程变化。其中流量系数直接决定气缸的充气量，而涡流/滚流比对缸内混合气的形成、发展，燃烧扩散的速度和稳定性等

12、等都起着重要的作用。研究表明，提高流量系数会增加充气量，因而提高发动机功率，而增强涡流/滚流有助于燃烧的发展并提高燃烧的稳定性，但是提高流量系数的同时涡流/滚流比会降低，反之亦然，所以常常需要在这两者之间取得一个折衷。在FIRE 里，我们可以在算出三维流场的基础上通过公式很方便地计算出这两个量，但用户更关心的可能是对这些结果如何评价，以及如何提出改进目标和具体改进方案。我们知道内燃机主要分柴油机和汽油机两大类别，由于传统的柴油机和汽油机的结构、喷油形式和组织燃烧的方式都不同，所以进气道的设计有很大差别，柴油机采用的是螺旋式气道，通过在缸内形成强烈的涡流使缸内直喷的燃油和空气在短时间内充分混合气

13、体分层稀燃，所以采用的是直气道或切向气道。对于柴油机的螺旋气道来说，我们主要关心的是气道流量系数和涡流比的计算，改进设计的目标往往是提高流量系数，当然要以牺牲部分涡流强度为代价，或优化的目标是在达到一个目标涡流比的情况下取得最大的流量系数。气道的 CFD 分析建立的计算域几何模型与气道稳流实验台的布置应是一致的，计算流量系数和涡流比的方法也应该是一样的，这样才可能做直接的对比。图 2-1 所示的是一典型柴油机双进气道的计算模型，气道前端的空腔模拟的是气道试验台的稳压箱，气缸长度一般取 2.5 倍缸径，也与实验台（如图 2-2 所示）的设置基本相同。这样加长气缸有两个考虑：一是基本可以保证出口处

14、不会有回流，这对数值计算的收敛很重要（因出口处设静压边界条件要求不能有回流）；二是测涡流强度的叶轮（AVL 测试方法）是布置在距缸盖 1.75 倍缸径的位置，该位置不能过于靠近出口，以免受到出口流动情况的影响。Paddle Wheelp 图 2-1 某柴油机气道计算模型图 2-2 典型的 AVL 气道稳流试验台布置图流量系数的定义为实际流量与理论流量的比值，在 FIRE 里可在求解器界面的 Write 2D result file 里选择相应的公式来计算，这里实际流量是取的出口处的流量，这就是为什么要选择 outlet 这个 selection。理论流量的计算主要是依据进出口压差和气门座内直径

15、，计算公式可以在FIRE 的有关手册中查到。这样计算出的流量系数与标准的气道试验台的处理结果是可以直接对比的，或者说常见的气道实验台测流量系数的方法是相同的，但测涡流的方法就不尽相同了。比如说 AVL 的试验台是在距缸头 1.75 倍缸径的位置用叶轮来测涡流转速，而 Ricardo 的则是通过测扭矩来推算涡流转速。不管是哪种测涡流的方法，FIRE 里都有相应公式对计算出的三维流场信息进行处理，与之相对比。FIRE 提供的一个气道的算例就是按照 AVL 试验台测涡流的方式，在计算模型里对应的位置根据叶轮的内径和外径定义一个 Cell Section，然后选择程序自带的计算涡流比的公式来算出与实验

16、对应的涡流比的。有关公式在很多文献上都可以查到，这里就不敷述。研究汽油机气道的人除了关心流量系数，另一个关心的量就是滚流强度。而关于滚流的计算和实验方面的介绍不为很多人了解，这里重点说明一下。滚流与涡流的主要区别就在于气流旋转的中心轴不同，众所周知标准涡流的旋转轴即为气缸中心轴，而滚流的旋转轴取决于切向气道的方向，如图 2-3 和 2-4 所示，在稳态研究时一般是在距缸头0.5 倍缸径的面上以垂直于气缸轴线和气道切面的线为中心轴的一个旋流，定义为滚流。滚流强度主要是依据在这个平面上速度的切向分量（与气缸中心轴平行的速度分量）计算出的。在 FIRE 计算时，可以通过在体网格的z=-0.5D（计算

17、模型的原点在缸头面，BlowerCylinder HeadSharp Edge OrficeBypassManomoeter并且气缸中心线为 z 轴）这个位置生成一个 Faelection，然后选用 2D Results 里的Tumble_ratio_face 这个公式即可算出。由于滚流的特性，在实际发动机运行时其中心轴的位置还与活塞的运动有很大关系，这一点也是与涡流不同的，所以有些人认为在稳态条件下研究滚流意义不大。那么在发动机瞬态循环计算中 FIRE 也可以通过激活 User function 里的“User input/output”，并采用一个名为”user_control”的文件就可

18、以计算出每一个曲柄转角下缸内的滚流（中心轴定义在活塞距上至点一半的面上）。瞬态涡流也是这样计算的。图 2-3 气道滚流测试方法示意图图 2-4 气道滚流的计算方法示意将 FIRE 的计算结果和实验值进行对比要注意几个问题：一是气道模型要完全一致或尽可能一致，实际上常常存在实验台上的气道与三维CAD 模型有偏差，特别是稳压箱与气道进口处连接过渡的圆角处理得不同，这对计算结果也会有一定影响。二是进出口压力值要完全一致。我们曾做过 FIRE 计算参数的设置对结果的影响的研究，有这样一些结果可供用户参考：动量方程和湍流方程的差分格式对流量系数的结果没有太大影响（当然连续方程的差分格式必须选二阶精度的中

19、心差分，这与其他计算的要求是相同的），但要得到比较准确的涡流/滚流比，建议动量方程和湍流方程的差分格式都采用二阶精度的（Mod 或CD 0.5）；湍流模型和壁处理可采用较高精度的 k-z-f 模型和HybridWall Treatment；边界层网格层数越多，得到的流量系数越精确；总的网格数目在 70 万左右是比较合适的。另外，气道试验台看起来很简单，但不同的试验台测试精度有很大不同，当然价格也相差很多。我们常说的流量系数的计算误差可以达到 2.5%以内也是有条件的，包括气道试验台的测试精度也要达到一定的高度。将计算结果和实验值取得一致固然重要，但这只是第一步，利用数值计算研究气道的主要目的是

20、利用计算的快速低成本取代传统的通过大量的气道实验寻求最优气道设计的方法。在对原型气道计算结果的研究分析基础上提出改进意见，是很多用户正在做的工作，如果提得出明确的优化目标并具备相应的手段，利用 FIRE 与 CAD 和优化软件联合计算即可直接得到最优的气道设计的CAD 模型，这种优化计算当然也需要大量的计算机时，但国外有些公司已能做到只利用 CFD 分析和优化即完成气道的优化设计，实验工作只是对优化后的气道模型进行实验验证而已，节省了大量的人力和财力。对气道计算结果如何分析，我们已有相当多的文献包括我们历届用户大会的报告，这里针对入门者提供一些指导。图 2-5 和 2-6 取自 2002 年用

21、户大会中来自东风技术中心王志的报告，这个对气道的 CFD 分析和改进案例非常经典。图 2-5 是改进前气道计算的流线图（a）和湍动能(b)及速度矢量分布图（c），可以看出主气流沿螺旋形气道进入缸内形成了很强的螺旋气流，同时也有约 20%的气流没有经过螺旋段而直接进入缸内，这两部分气流的交互作用使得图中所示区域的流动损失很大，这个区域在湍动能云图上表现为湍动能很高的一个区，因为湍动能是描述流动损失的重要参数，而在对应的速度矢量图上，这个区域对应的是很强的漩涡。为了改善这种明显的不良流动情况，气道的设计作了修改（如图 2-6 所示），将进入螺旋段的入口变宽一些，改进后的流场有了显著的改变，原来高损

22、失的区域不见了，流量系数提高了 14%,出的样机经实验验证排放水平降低到了一个新的水平。而涡流比降低了。做(a)流线图(b) 湍动能图 2-5 速度矢量(c)某螺旋气道 FIRE 计算结果高流动损失区图 2-6 上图气道改进后形状和计算结果的对比上面的这个案例所有的图片都直接引自客户的报告，需要指出的是图 2-6 里湍动能的对比图最好取相同的模型尺寸，相同的数值范围，这样的比较更清楚，更能说明问题。 以图 2-7 为例，这样的对比图比较规范，图 2-7 某气道两个方案的计算结果对比气道的流量系数和涡流/滚流比与缸内燃烧情况的对应关系是需要根据较长时间的开发实践积累起来的，以往是通过大量的实验，

23、现在我们可以借助 CFD 分析这个手段。通过稳态气道计算和缸内瞬态燃烧计算的结果，建立自己的数据库。3.冷却水套冷却水套的计算是CFD 计算中的典型应用，也是 CFD 应用于发动机开发过程中最普遍最常见的计算之一。下面就水套计算中要注意的方面逐一介绍：网格的生成过程。在水套的计算过程中有一个非常重要的调整环节，即调整缸垫出水孔的大小控制从缸套流向缸头的冷却水流量，使得每个气缸冷却均匀，这种调节过程缸头和缸体的结构都没有发生变化，只是缸垫出水孔的大小，数目和位置作为调整的对象将会发生改变，因此建议可将缸头，缸体和出水孔分别单独划分网格（对应的 CAD 模型也要单独准备），其中缸垫孔因为形状简单，

24、因此不需要 CAD 模型，直接在 FIRE 中使用拉伸的方法得到。最终使用 arbitrary connection 的方法将三个部分联成一体，用户可能会担心采用 arbitrary connection 的方法是否会对计算的收敛性和精确性造成影响，我们的建议是不同部分进行任意连接的时候，在任意连接面上两个部分的网格密度应尽量保证一致，这样是能够保证计算的精确度的。边界条件的设置，水套的计算一般情况下都是稳态计算，边界条件的选择建议在进口处选择流量，出口处选择静压或者压力梯度为零，需要注意的是如果选择压力梯度为零作为出口边界，计算得到的压力场将是不唯一的，其值与初始值的设置相关，但是这种不唯一

25、性并不影响对水套计算结果的分析，因为水套的计算主要关心的流动速度的大小（与换热系数直接相关），流动分离区和回流区（引起较大的压力损失），流量的分配，因此压力场的绝对数值并不是关键的数值。与管道计算相同，进出口边界从结构上也要避免选择在回流区，如果无法避免，需要人为的将边界沿垂直方向拉伸一段距离。用户关心的另外一点是选择哪一个工况点做为水套计算的目标，从热负荷的角度出发，应该说还是标定点的热流量是最大的，因此水套计算的流量边界应该选择在标定点工况下的水套流量。下面就水套计算的重点结果分析进行逐一的介绍：a：压力损失图 31 降低压力损失图 31 显示了对流动分离区的分析和改进过程，通过结构方面的

26、改善避免了过高的流速和流动分离，能够有效的降低压力损失，从而降低了对于水泵消耗功率的要求。b：流动关键区的流动速度的要求从空间分布上，整个气缸中热负荷最集中的地方在鼻梁区，即排气道和喷嘴（柴油机），或者火花塞（汽油机）中间的区域，如果是四气门发动机，两个排气道之间的空间也是热流量集中的区域。因此要求此处冷却水道的水流速度在 2m/s 至 3m/s 之间，对应的换热系数在 14000W/m2K 左右。另外对于多缸机的冷却水套，还要使得每个气缸的冷却条件均匀，图 3-2图 3-3图 3-2 表示了一个多缸机不同气缸鼻梁区处的速度场，结果表示中间两个缸的流动速度偏低导致冷却不足，而最右边气缸鼻梁区的

27、流动速度又过高，而过高的流速将导致压力损失的增加和过分的冷却对于冷启动也是不利的。因此必须对结构进行改进。通过对最右侧气缸加入导向筋的方法，使得更多的流体流向中间两缸，图 3-3 显示了改进后的结果，四个气缸鼻梁区的速度均匀，并且数值也达到了设计要求。另外对于缸套的冷却条件的评价重点区域在缸套上部和气缸与气缸之间的区域，因为燃烧集中在活塞接近于上止点的位置处，因此从轴线的分布上看，缸套上部的热负荷较大，建议这个地方的流动速度不能低于 0.5m/s,缸体与缸体之间的冷却依靠钻孔的方式达到冷却要求。如下图实 现 了 换 热 系 数 达 到5000W/m2K 的要求钻孔的加入c：多缸机流量的分配：水

28、套的流动方式有不同的类型，通常采用的方式是由缸套进入，通过缸垫孔面积的调节调整从缸体流向缸头的流量，最终由缸头流出。做这种调节的时候应注意的是越接近水套入口的气缸头部的水流量应该越大，原因是这个气缸的缸头的冷却水完全来自于缸体，而越远离水套入水口的气缸头部通过缸垫孔流入的流量应该依次减少，原因是这些缸头的冷却水量的部分还会来自于上游缸头。一般一个四缸机接近水套入水口位置的气缸头部的水流量应接近于 40的总流量。4.缸内瞬态流动及喷雾燃烧缸内的瞬态计算是正确评价气道，燃烧室形状，喷油策略，气缸热负荷，为有限元计算提供边界条件所必不可少的模拟任务，下面针对不同的燃烧形式所采用的模拟方法进行介绍：计

29、算的空间区域和时间区域的选择缸内的瞬态过程模拟分为全模型和部分模型两种方式，全模型是指带有进排气道并且需要计算发动机的整个循环，在这个计算中，进气道入口和排气道出口处的边界条件的设置，可以采用试验的结果或者采用 1DBOOST 模型计算得到。由于汽油机一般在缸外实现油气混合，并且在整个进气过程中没有明显的涡流生成，因此需要采用全模型模拟整个过程。而柴油机在整个进气过程中吸入的是新鲜混合气，并且会形成明显的涡流，对于四气门发动机，整个燃烧室的形状具有轴对称的特性，因此柴油机可以采用部分模型的方式进行计算，并且可以只计算从进气门关闭到排气门打开这段发动机高压循环过程。下面将进行详细的描述：汽油机。

30、对于多点喷射的汽油机，油气混合在缸外实现，由于气道壁面温度较低，空间狭窄，因此在喷雾的过程中不可避免的会有油滴碰壁并且由于壁面温度低而形成油膜，如图 5-1 所示，油膜成长到一定阶段会因重力的作用形成大的油滴在进气过程中进入气缸，是排放生成的来源之一。因此设计合理的气道形状并优化喷油器的位置和喷射方向是改善上述现象的方法之一，也有一种理论是尽量将燃油喷射在进气门上，利用进气门较高的温度使燃油蒸发。我们可以通过模拟进气过程中的燃油喷射，得到合理的结构布置和喷射策略。图 5-1 气道的燃油喷射过程和油膜的形成3对油膜生成现象的模拟需要激活wall film 模块，并相应的会增压计算时间和内存的需求。因此当模拟的重点是燃烧过程的研究和优化，则可以不考虑油膜的形成，燃油的加入可 以 通 过 当 量 比（equivalence ratio）定义在边界条件上，采用这种方法，程序会默认从进气边界进入的燃油已经完全雾化，虽然与实际情