馮立巖，田江平，翟君，隆武強

(1.大連理工大學內(nèi)燃機研究所，遼寧大連116023;2.大連理工大學船舶制造國家工程研究中心，遼寧大連116023)

采用稀薄燃燒(以下簡稱稀燃)技術的氣體燃料船用主機是一種綠色節(jié)能型船舶動力，其氮氧化物(NOx)排放很低，不需后處理就能夠滿足國際海事組織 (international maritime organization，IMO)Tier 3法規(guī)限制要求［1］。加之氣體燃料燃燒本身不產(chǎn)生PM(particulate matter)排放，氣體燃料船用主機在有害排放物控制方面優(yōu)勢明顯，因而近年來在國外學術界和工業(yè)界得到高度重視，相關研究發(fā)展迅猛［2-3］。

保證氣體燃料船用主機高平均有效壓力、高效率的基本前提是實現(xiàn)高效稀燃。缸內(nèi)主要燃燒區(qū)域的稀燃是控制NOx排放、提高平均有效壓力并避免爆震燃燒的必要條件。為了保證可靠點火并提高火焰?zhèn)鞑ニ俾?，純氣體燃料船用主機要采用預燃室實現(xiàn)空燃比分區(qū)控制并加強湍流激擾。通過燃料加濃噴射的精確控制，將預燃室內(nèi)的混合氣燃空當量比控制在1.0～1.1。點火后產(chǎn)生高溫火焰沖入主燃室內(nèi)引燃稀混合氣。以預燃室為核心的“分區(qū)控制及湍流激擾”稀燃方案為多個公司的高性能大型氣體燃料發(fā)動機所采用，比如芬蘭W?rtsil?的34SG和50SG［4］，挪 威 Rolls-Royce 的 B26:33［5］和 B35:40［6］，奧地利 GE-Jenbacher的 J6 系列［7］和 J9 系列［8］，日本三菱重工(Mitsubishi)的 Mach II-SI系列［9］，日本新瀉動力(Niigata)的 28AGS 系列［10］，德國MTU的4000系列氣體機［11］等。

純氣體燃料船用主機可靠點火的首要條件是保證點火時刻在預燃室內(nèi)形成燃空當量比為1.05左右的稍濃混合氣，對于以甲烷為主要成分的天然氣而言，在此濃度下混合氣的燃燒速率最快［12］。點火時刻在預燃室混合氣的濃度受到預燃室形狀、預燃室噴孔結(jié)構(gòu)、噴射閥方向及位置、噴射壓力、噴射時間、噴射脈沖長度等多方面因素影響。通過三維CFD模擬可以詳細解析預燃室及主燃室內(nèi)的燃空混合過程，進而分析上述各影響因素并對其進行優(yōu)化。

1 數(shù)值模型

研究對象是某型號中速氣體燃料船用主機，點火方式為火花塞點火。主機缸徑390 mm，轉(zhuǎn)速500 mm，平均有效壓力2.0 MPa。圖1為該機的CAD模型。主機燃料供給采用主燃料進氣口低壓噴射，加濃燃料預燃室高壓噴射的方式。主燃料低壓噴射在進氣沖程進行，預燃室內(nèi)加濃噴射在壓縮沖程進行。

圖1 主機單個缸的CAD模型Fig.1 The CAD model of a cylinder of the engine

1.1 預燃室設計

預燃室設計包括預燃室體積，預燃室形狀，預燃室噴口數(shù)量及直徑等關鍵結(jié)構(gòu)設計。文獻［13-15］對小型氣體燃料發(fā)動機預燃室結(jié)構(gòu)設計、預燃室噴孔結(jié)構(gòu)參數(shù)及發(fā)動機燃燒性能進行了分析，并總結(jié)了預燃室容積、預燃室噴孔結(jié)構(gòu)等關鍵參數(shù)與燃燒性能、排放性能的關系，這些研究結(jié)論可作為預燃室設計的參考。論文結(jié)合氣體燃料船用主機結(jié)構(gòu)和運行特點進行了預燃室設計。預燃室體積為主燃室余隙容積的3%，噴孔總面積與預燃室橫截面的比值為0.19。預燃室內(nèi)布置火花塞和用于加濃的天然氣噴射器。預燃室內(nèi)火花塞中心布置，加濃天然氣噴射器位于火花塞側(cè)方。

1.2 CFD 模型

圖1顯示的是根據(jù)主機的結(jié)構(gòu)CAD模型所生成的*.stl格式表面模型，模型包含預燃室、氣缸、及進氣道。將該模型導入FIRE，由FAME Engine Plus生成CFD計算網(wǎng)格，圖2顯示了進氣沖程和壓縮及燃燒膨脹沖程的CFD模型。為了節(jié)省計算機時，CFD計算排除了與燃料混合過程相關性很小的排氣沖程和氣門重疊期(這2個時間段對燃燒的影響主要在于殘余廢氣量，這個參數(shù)可以通過主機工作過程一維循環(huán)分析得到)。三維CFD計算從排氣門關閉時刻開始，到排氣門打開結(jié)束，持續(xù)時間為423°CA。其中在進氣沖程的CFD網(wǎng)格數(shù)最大為290×104。計算定義進氣上止點為360°CA，燃燒上止點為720°CA。

圖2 主機單個缸的CFD模型Fig.2 The CFD model of a cylinder of the engine

1.3 計算模型及計算條件

計算湍流模型采用k-ζ-f模型［16］。點燃機為預混合燃燒，一般可選取CFM模型［17］(coherent flame model)。但標準CFM模型僅適用于燃空當量比在0.6～1.7之間的預混合燃燒，而論文的研究對象為稀燃發(fā)動機，主燃室內(nèi)燃空當量比最低達0.5，標準CFM模型不能滿足計算要求，因此論文的燃燒模型選取為修正 CFM 燃燒模型［18］(modified coherent flame model，MCFM)。

計算開始時刻的缸內(nèi)和進氣道內(nèi)初始壓力為0.28 MPa，初始溫度為330 K，該數(shù)據(jù)均為一維工作循環(huán)數(shù)值模擬計算得出。進口邊界條件即進氣口的壓力和溫度也由一維工作循環(huán)數(shù)值模擬計算所得的瞬態(tài)計算結(jié)果文件給定。CFD模型的換熱邊界條件以恒溫邊界條件給出，其中進氣道壁面溫度為360 K，氣缸套內(nèi)壁溫度為450 K，預燃室內(nèi)壁溫度為580 K，活塞表面溫度為540 K，氣缸蓋表面溫度為500 K。

2 計算結(jié)果及分析

2.1 缸內(nèi)流場分析

由于主機采用主燃料進氣口低壓噴射，在進氣及壓縮過程中進氣口及缸內(nèi)流場對主燃室內(nèi)稀混合氣形成質(zhì)量有至關重要的影響。研究首先分析進氣及壓縮過程中缸內(nèi)流場。圖3為進氣沖程主燃室流場平均速度值變化曲線。隨氣門升程的增加，主燃室內(nèi)平均流速逐漸增加，在460°CA達到峰值。隨后平均流速逐漸減小。

圖3 主燃室流場平均速度曲線Fig.3 The mean velocity curve of the flow field in main combustion chamber

圖4 460°CA時刻進氣道及缸內(nèi)流場Fig.4 The flow field of the intake ports and the cylinder at the time of 460°CA

對比3個截面流場，通過氣門軸線的2個縱截面a和c的流場強于氣缸和預燃室軸線縱截面b的流場。另外，3個截面共同顯現(xiàn)了主燃室內(nèi)逆時針滾流。此滾流對于形成主燃室內(nèi)均勻稀混合氣有重要影響。沒有進行加濃噴射時，預燃室流場速度極低。受主燃室內(nèi)流場影響，預燃室內(nèi)也形成滾流，但方向為順時針方向。

2.2 燃料混合過程分析

圖5以燃空當量比分布圖表達預燃室加濃噴射前進氣道和缸內(nèi)燃料與空氣的混合過程。在進氣沖程，進氣道內(nèi)噴射的燃料經(jīng)進氣閥進入氣缸，主燃室頂部的燃料濃度較高，在缸內(nèi)流場的作用下，主燃室的燃料與空氣迅速混合。在進氣閥關閉時刻，燃料遍布整個主燃室，遠離進氣道一側(cè)的頂部區(qū)域混合氣濃度較高。主燃室內(nèi)的一部分燃料經(jīng)通道流入預燃室，在預燃室底部形成濃度較高的混合氣。在壓縮沖程，活塞推擠工質(zhì)向上運動，燃料和空氣進一步混合，主燃室的稀混合氣被壓入預燃室。另外，在逆時針方向滾流的作用下，燃料與空氣加速混合，在加濃噴射前主燃室和預燃室內(nèi)形成燃空當量比為0.5的較均勻的稀混合氣。

圖5 預燃室加濃噴射前的進氣道及缸內(nèi)燃料－空氣混合過程Fig.5 The fuel-air mixing process of the intake ports and the cylinder before the time of enrichment injection

在壓縮沖程的預燃室加濃噴射及混合過程為圖6所示。圖6顯示了加濃燃料在預燃室的運動情況。加濃噴射開始后，噴射射流高速貫穿整個預燃室，加濃噴射射流一方面加濃預燃室內(nèi)混合氣，另一方面增加湍流的強度，從而改善混合質(zhì)量，實現(xiàn)快速燃燒。圖6(a)～(e)顯示預燃室內(nèi)加濃噴射形成濃混合氣，圖6(f)～(j)顯示主燃室稀混合氣被壓入稀釋預燃室內(nèi)混合氣，形成稍濃混合氣計算。計算結(jié)果表明目前的預燃室設計有助于預燃室的混合過程。噴射結(jié)束后，隨著活塞的運動，主燃室內(nèi)的稀混合氣被壓入預燃室，在預燃室內(nèi)滾流的作用下，不斷稀釋預燃室。在點火時刻，在預燃室火花塞電極附近，燃空當量比為1.05(圖6(j))。

圖6 預燃室加濃噴射燃空混合過程Fig.6 The fuel-air mixing process in the pre-chamber during and after enrichment injection process

2.3 燃燒過程分析

圖7為火焰表面密度發(fā)展歷程，從中可以看出預燃室內(nèi)火核生成及缸內(nèi)火焰擴展的情況。初始火核出現(xiàn)在預燃室頂部的火花塞電極處，隨后火焰迅速擴展，經(jīng)預燃室噴孔噴入主燃室，將點火源和一部分未燃燃料帶入主燃室，點燃主燃室的稀混合氣。預燃室有8個噴孔，形成8束火焰射流，這些射流在點火后15°CA即貫穿主燃室。

圖8為主燃室內(nèi)火焰表面密度的橫截面圖。與 GE-J6大型氣體燃料發(fā)動機［7］相似，在715°CA時刻，在主燃室出現(xiàn)從預燃室噴入的引燃火焰。初始引燃火焰是不均勻的，天然氣噴射閥一側(cè)(Y軸正方向)的引燃火焰強度較強?；鹧嫔淞鲊娚湓缙冢鹧嫦驈较騻鞑?，沒有立即展開。X和Y軸方向的4束火焰形體細長，貫穿度較長;其他4束火焰貫穿度相對較短。在720°CA時刻，8束火焰射流已貫穿主燃室2/3。725°CA時刻以后，8束火焰連片，火焰幾乎充滿整個主燃室，呈花瓣形。740°CA之后，火焰向位于預燃室下方的主燃室中心傳播。與傳統(tǒng)火花塞點火相比，引燃火焰的點火體積大，能量高，對于提高缸內(nèi)燃燒速率，拓寬稀燃極限更加有利。

圖9為預燃室和主燃室溫度場的發(fā)展歷程。在點火后，預燃室內(nèi)溫度迅速升高，射流火焰噴入主燃室后，主燃室內(nèi)溫度隨火焰射流擴展也迅速升高。但預燃室噴孔下方溫度升高較為緩慢。

圖7 火焰表面密度發(fā)展歷程(垂直截圖)Fig.7 Development of flame surface density(vertical cut view)

圖8 主燃室內(nèi)火焰表面密度發(fā)展歷程(水平截圖)Fig.8 Development of flame surface density in main chamber(horizontal cut view)

圖10為缸內(nèi)壓力變化曲線。由于預燃室通道的節(jié)流作用，在壓縮沖程預燃室的壓力升高滯后于主燃室的。從點火開始，預燃室內(nèi)的壓力迅速增加。當主燃室內(nèi)預混合氣開始燃燒時，其壓力高于預燃室，直到上止點后13°CA，主燃室壓力達到峰值。

圖11為放熱率曲線。與GE-J9系列大型氣體燃料發(fā)動機［8］一樣，研究對象也明顯體現(xiàn)了兩階段燃燒特性。燃燒初期放熱率取決于預燃室內(nèi)的燃燒。在上止點(top dead center，TDC)前3°CA放熱率達到第一放熱峰值。其后，放熱率稍有下降。在射流火焰引燃主燃室內(nèi)稀混合氣后(上止點前2°CA)，放熱率迅速上升，在上止點后8°CA達到第二峰值。燃燒持續(xù)期為50°CA。

圖9 缸內(nèi)溫度場變化歷程Fig.9 Development of cylinder temperature field

圖10 缸內(nèi)壓力曲線Fig.10 Cylinder pressure curves

圖11 放熱率曲線Fig.11 Heat release rate curve

圖12為缸內(nèi)平均溫度變化曲線。在壓縮沖程，預燃室的平均溫度略低于主燃室。

圖12 缸內(nèi)平均溫度曲線Fig.12 Cylinder mean temperature curves

點火后，預燃室內(nèi)溫度迅速升高，在上止點時刻預燃室的溫度達到峰值。在整個燃燒過程中，預燃室的溫度平均值遠高于主燃室。上止點前3°CA預燃室內(nèi)溫度超過2 000 K，高溫持續(xù)至上止點后50°CA，其后預燃室內(nèi)工質(zhì)溫度逐漸下降。

3 結(jié)論

通過三維CFD數(shù)值模擬，對火花點火氣體燃料大型船用主機的燃燒燃燒過程進行了研究，結(jié)果顯示所設計的主機燃燒與MACH-SI、J6和J9系列大型氣體燃料發(fā)動機體現(xiàn)了相同特性。主機燃燒系統(tǒng)有以下特征:

1)在缸內(nèi)流場作用下，加濃噴射前主燃室和預燃室內(nèi)燃料和空氣混合均勻，形成燃空當量比約為0.5的均勻混合氣。

2)預燃室內(nèi)加濃噴射后，在點火時刻預燃室內(nèi)形成了稍濃混合氣，在火花塞附近燃空當量比為1.05，有利于可靠點火和快速火焰?zhèn)鞑ァ?/p>

3)所設計的預燃室及預燃室通道均滿足氣體燃料船用主機的工作要求，火焰射流貫穿主燃室，燃燒速率快，熱效率高。

4)預燃室加濃噴射時間及持續(xù)期都會對點火時刻的預燃室內(nèi)混合氣當量比產(chǎn)生重要影響，進而影響整機燃燒性能，因此對預燃室加濃噴射策略的優(yōu)化是下一步的研究重點。

5)點火后，預燃室內(nèi)工質(zhì)溫度在相當長的持續(xù)期保持2 000 K的高溫，考慮預燃室沒有掃氣，預燃室組件會受到高溫的極大考驗。預燃室內(nèi)的高溫給預燃室的可靠性帶來了極大考驗，相應地，預燃室冷卻成為燃燒系統(tǒng)設計中必須考慮的重要方面。

［1］Marine Environment Protection Committee.Prevention of air pollution from ships［R］.London:International Maritime Organization，2009:71.

［2］馮立巖.我國氣體燃料大型船用主機的發(fā)展策略探討［J］.柴油機，2011，33(5):6-10.FENG Liyan.Development strategy of gas-fuelled marine engine［J］.Diesel Engine，2011，33(5):6-10.

［3］CALLAHAN T J，HOAG K.An updated survey of gas engine performance development［C］//Proceedings of the 25th CIMAC Congress.Shanghai，2013:Paper No.277.

［4］SILLANPAEAE H，ASTRAND U.W?rtsil? gas enginesthe green power alternative［C］//Proceedings of the 24th CIMAC.Bergen，2010:Paper No.95.

［5］HUMERFELT T，JOHANNESSEN E，VAKTSKJOLD E，et al.Development of the Rolls-Royce C26:33 marine gas engine series［C］//Proceedings of the 24th CIMAC.Bergen，2010:Paper No.54.

［6］VAKTSKJOLD E，SKARB? L，VALDE K，et al.The new Bergen B35:40 lean burn marine gas engine serie＆practical experiences of SI lean burn gas engines for marine mechanical drive［C］//Proceedings of the 25th CIMAC Congress.Shanghai，2013:Paper No.417

［7］KLAUSNER J，TRAPP C，SCHAUMBERGER H，et al.The gas engine of the future-innovative combustion and high compression ratios for highest efficiencies［C］//Proceedings of the 24th CIMAC.Bergen，2010:Paper No.312.

［8］TRAPP C，BIRGEL A，SPYRA N，et al.GE’s all new J920 gas engine-a smart accretion of two-stage turbocharging，ultra lean combustion concept and intelligent controls［C］//Proceedings of the 25th CIMAC Congress.Shanghai，2013:Paper No.289.

［9］SUZUKI H，YOSHIZUMI H，ISHIDA M，et al.MACH II-SI achieved higher thermal efficiency［C］//Proceedings of the 25th CIMAC Congress.Shanghai，2013:Paper No.421.

［10］WATANABE K，GOTO S，HASHIMOTO T.Advanced development of medium speed gas engine targeting to marine and land［C］//Proceedings of the 25th CIMAC Congress.Shanghai，2013:Paper No.99.

［11］SANDER U，MENZEL S，RAINDL M.The new MTU type L64 of series 4000 gas engines［C］//Proceedings of the 25th CIMAC Congress.Shanghai，2013:Paper No.67.

［12］HEYWOOD J.Internal combustion engine fundamentals［M］.New York:McGraw-Hill Inc，ISBN 0-07-028637-X，1988.

［13］MANIVANNAN A，TAMIL P P，CHANDRASEKARAN S.Lean burn marine gas engine-an overview［C］//SAE 2003 World Congress and Exhibition，Detroit，2003:Paper No.2003-01-0638.

［14］WATSON H，MILKINS E，GOLDSWORTHY L.Optimizing the spark ignition pre-chamber geometry including spark plug configuration for minimum NOxemissions and maximum efficiency［C］//SAE 1982 World Congress and Exhibition.Detroit，1982:Paper No.82013.

［15］ROETHLISBERGER R P，F(xiàn)AVRAT D.Investigation of the prechamber geometrical configuration of a natural gas SI engine for cogeneration part II experimentation［J］.International Journal of Thermal Sciences，2003，42:239-253.

［16］HANJALIC K，POPOVAC M，HADZIABDIC M.A Robust near-wall elliptic-relaxation eddy-viscosity turbulence model for CFD［J］.International Journal of Heat and Fluid Flow，2004，26(6):1047-1051.

［17］CANDEL S，POINSOT T.Flame stretch and the balance equation for the flame area［J］.Combustion Science and Technology，1990，70(1/2/3):1-15.

［18］AVL LIST GmbH.ICE Physics＆ Chemistry，AVL FIRE User Manual v.2008［M］.Graz:AVL LIST GmbH，2008.