劉 研， 段希慶， 邵元征

(1. 吉林大學 汽車仿真與控制國家重點實驗室，吉林 長春 130022； 2. 吉林大學 汽車工程學院，吉林 長春 1300022)

柴油發(fā)動機溫度在-5 ℃時即難以啟動，當環(huán)境溫度下降到-20 ℃時，啟動可靠性大大降低[1]，特別是在我國西部高原地區(qū)以及北方地區(qū)，溫度過低對發(fā)動機冷啟動帶來了巨大的挑戰(zhàn)，甚至啟動不了[2].車用發(fā)動機冷啟動是一個常用工況，在車用發(fā)動機排放控制中占有重要地位，據(jù)資料顯示，在發(fā)動機冷啟動的過程中，其污染物排放可達整個階段的60%～80%[3-4]，由于燃油霧化不良，以及三元催化劑及SCR(選擇性催化還原)系統(tǒng)催化劑活性降低，低溫環(huán)境下污染物的排放將大大增加[5-7].對于大型重型汽車而言，針對上述問題，最常用的解決方式為車用預熱器預熱，在發(fā)動機啟動之前，通過智能控制將冷卻液加熱到預定溫度.燃油預熱器是以燃油為燃料，以空氣或者液體為換熱介質，為車廂內空氣升溫、風擋玻璃除霜和發(fā)動機預熱提供熱源的裝置[8].

Short等[9]進行了車用預熱器的熱模擬研究，通過發(fā)動機冷啟動試驗證明了仿真結果的準確性，并得到該預熱器具有降低排放的作用.潘世艷等[10]通過對車用燃油加熱器燃燒室進氣孔直徑、孔的分布和孔的方向等幾何參數(shù)以及進氣壓力對燃油加熱器燃燒性能的影響進行了分析.毛華永等[11]通過試驗探究了燃燒器外筒至熱交換器壁面不同距離、燃氣回流罩至導流體不同距離、燃氣回流罩縮口直徑、軸向進氣孔孔徑、喇叭筒前段進氣面積以及單內筒和雙筒等對燃燒器熱效率、熱功率和排放方面的影響，得出了相應的最優(yōu)參數(shù)設置.

但是在燃油預熱器的設計與開發(fā)上，依然存在著很大的缺陷，就CFD(computational fluid dynamics)仿真而言，以往的模擬并不完全，只考慮了燃燒特性，并沒有與換熱筒里冷卻液作為一個整體進行分析.而且在模擬燃燒過程中，很多也不添加重力模塊，而在實際過程中，燃油加熱器一般是沿著軸向安裝，重力作用影響很大，會使燃油分布出現(xiàn)一定的偏差，造成模擬結果的改變.

針對以往車用燃油加熱器研究上存在的缺陷，在將預熱器與冷卻液看成整體并考慮重力作用的條件下，本文做了如下研究：搭建燃油預熱器試驗臺架，通過對新、原兩款燃油預熱器的尾氣成分以及預熱器進、出口水溫進行分析，計算其燃燒效率以及換熱效率，同時進行一定的結構對比分析，并提出結構改進方向；改進燃油預熱器結構，通過在燃油預熱器燃燒室添加擾流板，來提高燃油預熱器效率，并提出決定擾流板作用的2個參數(shù)，通過仿真確定最佳的參數(shù)值[12].

1 預熱器燃燒與傳熱特性分析

原重型車輛原燃油預熱器為國產預熱器，在工作過程中存在很多問題.為了解決這些問題，試驗重型車輛安裝了新燃油預熱器.通過試驗分析新、原燃油預熱器的燃燒特性、換熱特性，以及綜合特性，同時對兩款預熱器的結構進行對比分析，指出影響預熱器綜合特性的原因，為結構優(yōu)化指出方向.

1.1 預熱器臺架試驗

本文試驗過程通過KM9106煙氣分析儀來測量煙氣成分，通過煙氣成分以及燃燒學相關知識來計算燃燒效率.搭建的新、原燃油預熱器試驗臺架如圖1所示，試驗是在實驗室外進行，平均環(huán)境溫度為-4.9 ℃.通過計算得出，原燃油預熱器相對新燃油預熱器燃燒效率以及換熱效率對比分析如表1所示.由表可知，原燃油預熱器相對于新燃油預熱器，未燃燒的燃料損失相對較大，而且其換熱效率相對新燃油預熱器效果較差.

1.2 原和新燃油預熱器結構分析

為了分析新、原燃油預熱器效率不同的原因，對它們的結構進行對比分析，分析不同結構對燃油預熱器性能的影響，原燃油預熱器和新燃油預熱器的結構分別如圖2和3所示.

通過對比原燃油預熱器和新燃油預熱器結構可以發(fā)現(xiàn)，新燃油預熱器增加了入口風扇裝置，進氣孔數(shù)量相對于原燃油預熱器也較多，同時增加了換熱肋片結構，冷卻水道采用了螺旋肋片的形式，排煙口布置在中間位置，新燃油預熱器的燃燒筒和換熱筒之間形成了一定的換熱空間，但新燃油預熱器燃燒室內沒有擾流板.

a 原燃油預熱器b 新燃油預熱器

圖1原燃油預熱器和新燃油預熱器燃燒特性試驗臺架

Fig.1Experimentalbenchofcombustioncharacteristicsofnewandoriginalfuelpreheater

表1新、原燃油預熱器燃燒效率與換熱效率對比分析

Tab.1Comparisonanalysisofcombustionefficiencyandheattransferefficiencyofnewandoriginalfuelpreheater%

燃油預熱器干煙氣損失濕煙氣損失未燃燒料損失換熱效率原燃油預熱器25.005.712.01071.29新燃油預熱器24.655.71.16288.93

1—噴油嘴；2—進氣道；3—1級進氣孔；4—2級進氣孔；5—冷卻液外壁面；6—進水口；7—隔火板；8—換熱筒；9—出水口；10—冷卻液循環(huán)水道； 11—擾流板

圖2原燃油預熱器結構簡圖

Fig.2Schematicdiagramoforiginalfuelpreheater

1—入口風扇；2—電機；3—噴油嘴；4—一級進氣孔；5—二級進氣孔；6—三級進氣孔；7—冷卻液進水口；8—水道螺旋肋片；9—冷卻液外筒；10—換熱肋片；11—換熱筒；12—燃燒筒；13—排煙口；14—四級進氣孔

圖3新燃油預熱器結構簡圖

Fig.3Schematicdiagramofnewfuelpreheater

根據(jù)2種預熱器的不同結構分析，原燃油預熱器混合氣經(jīng)過燃燒之后，直接經(jīng)過擾流板與冷卻液換熱之后就排出燃油預熱器，使得燃氣在燃油預熱器內部停留時間過短，易使燃油的燃燒效率降低，同時由于燃燒后高溫氣體在燃油預熱器停留時間較新燃油預熱器短，故換熱效率也將下降.新燃油預熱器風扇在給預熱器提供進氣增加了進氣紊流的同時，通過3級進氣孔和4級進氣口增加進氣量，使得燃燒更加充分；通過換熱肋片在增加燃燒煙氣湍流的同時增加換熱面積，使得換熱量增加，通過螺旋水道增加冷卻液流通的紊流作用，同時將混合煙氣經(jīng)過燃燒之后折返回排煙口的方式，使得燃燒熱量能夠充分的與冷卻液換熱，提高換熱效率.同時，新燃油預熱器在進氣紊流以及冷卻水道紊流方面較好，使燃油與空氣混合更加充分，而且冷卻水道側的換熱系數(shù)也相對升高，使其換熱效率以及燃燒效率都有所提升.最后在進氣孔的布置上，新燃油預熱器包含4級進氣孔，在空氣量增加的同時加強與燃油的混合，使得燃油的燃燒更加充分，燃燒效率更高.

2 燃油預熱器結構優(yōu)化與設計

通過上文分析可知，預熱器結構對預熱器效率的影響非常大.新燃油預熱器燃燒性能以及換熱性能都相對較好，但是其在結構上仍有優(yōu)化改造的空間，特別是在燃燒室.

基于CFD的數(shù)值模擬方法作為一種低成本、高效率的研究手段，近年來不斷應用于各種優(yōu)化研究工作中.本節(jié)即通過對燃燒室進行優(yōu)化，來研究燃燒室結構對燃油預熱器效率的影響，通過CFD仿真分析來探究新燃油預熱器的最優(yōu)結構形式.STAR-CCM+是采用最先進的連續(xù)介質力學數(shù)值技術的新一代CFD求解軟件，它倡導采用多面體網(wǎng)格，相比于四面體網(wǎng)格在保持相同計算精度的情況下，可以實現(xiàn)計算性能約3～10倍的提高，同時該軟件還具有操作簡便、集成度高、可視化程度好等優(yōu)點，因此本文采用STAR-CCM+進行CFD計算.

2.1 CFD仿真條件

燃油預熱器的燃料為柴油，由于柴油的成分非常復雜，對柴油燃燒進行CFD仿真時一般選擇正庚烷C7H16來代替，因為它是大分子烷烴燃料，而且其十六烷值和熱值與柴油接近.

為了對比正庚烷燃燒和柴油燃燒的差別，本文分別對新預熱器的排煙口煙氣組分以及排煙溫度進行了試驗測試以及仿真分析，通過試驗和仿真之間的誤差分析來判定正庚烷一步反應和兩步反應哪個更接近真實情況.仿真分析結果以及與試驗的對比分析如表2所示.通過表2可知，對新燃油預熱器進行模擬仿真分析中，兩步反應在排煙口的溫度、CO2百分含量、CxHy百分含量、O2百分含量以及進出水口溫升上誤差較小，因此可認為正庚烷的燃燒與柴油的燃燒相近.

表2 新燃油預熱器試驗數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)對比

由于燃油預熱器內柴油燃燒方式為邊與空氣混合邊燃燒，燃料和空氣混合速率直接影響化學反應速率，因此燃燒模型選用非預混燃燒中的標準EBU(Eddy Break-up)模型.湍流模型采用標準k-ε模型，燃燒時內部和壁面存在輻射換熱，輻射模型采用P1輻射模型.

2.1.1初始條件

在燃油預熱器的仿真模擬分析中，主要包含4種物質：正庚烷、鑄鋁、空氣、冷卻水.在CFD仿真分析中，需要輸入這4種物質的物性參數(shù)，本節(jié)模擬為在環(huán)境溫度6 ℃時燃油預熱器的工作狀態(tài)，所以這4種物性參數(shù)均為在6 ℃狀態(tài)下的值，其參數(shù)如表3、4、5所示.其中，空氣組分的初始條件為組分質量分數(shù)條件，本文選取O2的質量分數(shù)為23.3%，N2的質量分數(shù)為76.7%，壓力選取為相對大氣壓0 Pa，溫度為大氣環(huán)境溫度6 ℃.

表3 正庚烷6 ℃時物性參數(shù)

表4 空氣、冷卻水6 ℃時物性參數(shù)

表5 鑄鋁6 ℃時物性參數(shù)

2.1.2邊界條件

新燃油預熱器的邊界條件主要有以下幾個部位：進水口、出水口、燃料入口以及進風口.燃料本文用正庚烷來代替，通過試驗測試出柴油的燃油消耗率為V=4.2 L·h-1，已知柴油的密度ρ=0.86×103kg·m-3，通過公式m=ρV可以計算出柴油的質量消耗率為1.003 3 g·s-1.本文利用相同發(fā)熱量的正庚烷消耗來等同于1.003 3 g·s-1的柴油消耗所產生的發(fā)熱量，通過計算可知，正庚烷的質量消耗率為0.880 63 g·s-1.通過正庚烷燃燒的當量方程C7H16+11O2→7CO2+8H2O，可以計算出理論空氣消耗量，V0=2.99 m·s-1，通過經(jīng)驗選擇過量空氣系數(shù)φ=1.5，可以計算實際空氣流速為4.485 m·s-1.本文的進水口流量通過臺架試驗實際測得，利用渦輪流量計進行測量，其流量變化如圖4所示.根據(jù)曲線圖，本文取其在5～15 min之內得穩(wěn)定流量2 592 L·h-1，則其質量流量為0.72 kg·s-1.

圖4 水流量隨時間的變化

2.2 燃燒室結構改進

為了增加燃燒室燃油與空氣的混合均勻性，在燃燒室內增加擾流板，同時通過在擾流板上鉆出一定數(shù)量的圓孔，使經(jīng)過擾流板的燃氣能夠發(fā)生充分的擾動，提高燃油與空氣混合的均勻程度.圖5為燃油預熱器燃燒室改進前、后燃油預熱器結構圖，改進后燃燒室中部增加的零部件即為擾流板.擾流板的俯視圖如圖6所示.擾流板的軸向高度取50 mm，同時在擾流板圓周上鉆20個圓孔，圓孔直徑為6 mm.

為了取得擾流板的最佳安裝位置以及最佳尺寸，本節(jié)通過改變擾流板距離換熱筒底端長度以及擾流板縮口直徑進行探討和研究.

2.2.1擾流板縮口直徑對預熱器效率的影響

擾流板縮口直徑對擾流板的擾流作用以及燃燒室內氣體的流動有很大影響.為了分析不同擾流板縮口直徑對預熱器效率的影響，本節(jié)通過分析在相同初始條件和邊界條件下，不同擾流板縮口直徑對預熱器燃燒特性和總效率的影響.

a 改進前燃燒室結構圖

b 改進后燃燒室結構圖

圖6 擾流板俯視圖

本文選取5個不同的擾流板的縮口直徑進行探討和研究，如表6所示.其中，換熱筒直徑為116 mm，擾流板距離換熱筒底端的長度為60 mm，將新燃油預熱器的效率取為1.則不同縮口直徑下的擾流板效率為：改進后燃油預熱器冷卻水溫升與改進后燃油預熱器冷卻水溫升之差除以改進前燃油預熱器冷卻水溫升.

表6 擾流板縮口直徑

(1)不同擾流板直徑對預熱器燃燒特性的影響.通過CFD仿真軟件，可得到不同結構下，燃油預熱器燃燒室內溫度分布，如圖7所示.從圖中可以看出，在不同擾流板直徑下，燃燒室內最高溫度基本相當，其中當擾流板直徑為50 mm時，燃燒室內溫度最高.其次，當擾流板直徑為70 mm和50 mm時，燃燒室內溫度分布較為均勻，溫度可達900 ℃左右，有利于混合氣在燃燒室內形成多處點火，使燃油在有限時間內燃燒更充分，所以從燃燒室溫度分布上可得，當擾流板直徑為70 mm或50 mm時，對燃油預熱器燃燒更有利.

a 無擾流板b 擾流板直徑50 mmc 擾流板直徑60 mmd 擾流板直徑70 mme 擾流板直徑80 mmf 擾流板直徑90 mm

圖7不同擾流板直徑下燃燒室溫度分布圖

Fig.7Temperaturedistributionofcombustionchamberatdifferentspoilerdiameters

利用CFD后處理軟件，可得到不同結構下，燃油預熱器燃燒室內O2和CO分布，如圖8和圖9所示.從圖中可以看出，增加擾流板之后，使得換熱區(qū)域CO增多，O2量減小，這說明增加擾流板之后，柴油和空氣在燃燒內混合更加均勻.當擾流板直徑為50 mm和70 mm時，燃燒室內O2分布更為均勻，說明柴油和空氣混合的更加均勻.分析可知，當擾流板直徑為70 mm時，更有利于混合燃氣的燃燒.

(2)不同擾流板直徑對預熱器效率的影響.通過CFD仿真分析，可以得出在不同的擾流板直徑下，燃油預熱器冷卻液出口的溫升變化，如圖10所示.進而比較不同結構下，燃油預熱器擾流板的效率，如圖11所示.由圖可知，當擾流板直徑為70 mm時，燃油預熱器效率最高，相對于無擾流板燃油預熱器，其效率提高了17%.

2.2.2擾流板距換熱筒底部距離對預熱器效率影響

擾流板距換熱筒底部距離大小也會影響燃油預熱器的燃燒特性以及總效率.為了分析影響大小，本文取5個不同的距離(L1，L2,…,L5)進行CFD仿真分析，如表7所示.擾流板直徑取計算得到的最優(yōu)直徑70 mm，其初始條件和邊界條件的設置和試驗測得的相同.將原、新燃油預熱器的效率取為1，則改進后的燃油預熱器擾流板效率為：改進后燃油預熱器冷卻水溫升與改進前燃油預熱器冷卻水溫升之差除以改進前燃油預熱器冷卻水溫升.

a 無擾流板b 擾流板直徑50 mmc 擾流板直徑60 mmd 擾流板直徑70 mme 擾流板直徑80 mmf 擾流板直徑90 mm

圖8 不同擾流板直徑燃燒室內CO分布圖

圖9不同擾流板直徑下燃燒室O2分布圖

Fig.9O2distributionsincombustionchamberatdifferentspoilerdiameters

圖10 不同擾流板直徑下冷卻液進出口溫度

圖11 不同擾流板直徑下擾流板效率值

改進前L1L2L3L4L5604080100120140

(1)擾流板距換熱筒底部距離對預熱器燃燒特性的影響.通過CFD仿真軟件，可以得到不同結構下，燃油預熱器燃燒室內溫度分布云圖，如圖12所示.

從圖中可以看出，不同擾流板距換熱筒底部距離，其燃燒室最高溫度基本相當，當距離為60 mm和80 mm時，燃燒室內溫度分布較為均勻，高溫區(qū)域分布較多，對于燃油預熱器擴散燃燒來說，更加有利于燃燒向周圍擴展.所以，從燃燒室溫度分布上可知，當擾流板距換熱筒底部距離為60 mm或80 mm時，對燃油預熱器燃燒更為有利.

不同結構下，燃油預熱器燃燒室內O2和CO分布，如圖13、14所示.從圖中可以看出，當距離為80 mm時，O2在燃燒室內的分布更加均勻，這說明此距離下，燃燒室內燃油與空氣混合的更加均勻，燃油燃燒的也更為充分.這更說明了當距離為80 mm時，燃燒室的燃油與空氣混合均勻程度遠遠大于其他情況.

a 60 mmb 40 mmc 80 mmd 100 mme 120 mmf 140 mm

圖12不同擾流板距換熱筒底部距離燃燒室溫度分布云圖

Fig.12Temperaturedistributionofcombustionchamberatdifferentdistancesbetweenspoilerandthebottomoftheheatexchanger

a 60 mmb 40 mmc 80 mmd 100 mme 120 mmf 140 mm

圖13不同擾流板距換熱筒底部距離燃燒室CO分布云圖

Fig.13COdistributionincombustionchamberatdifferentdistancesbetweenspoilerandthebottomoftheheatexchanger

a 60 mmb 40 mmc 80 mmd 100 mme 120 mmf 140 mm

圖14 不同擾流板距換熱筒底部距離燃燒室O2 分布云圖

Fig.14O2distributionincombustionchamberatdifferentdistancesbetweenspoilerandthebottomoftheheatexchanger

(2)擾流板距換熱筒底部距離對預熱器總效率的影響.通過以上分析，當擾流板距換熱筒底部距離為80 mm時，擾流板后部能夠形成一定強度的湍流，而且燃油也能夠在燃燒室前部形成一定的燃燒，從而使得進入換熱區(qū)域的燃油得到充分的燃燒，使得燃燒熱量得到充分的利用.通過CFD仿真分析，可以得出在不同擾流板與換熱筒底部距離下，燃油預熱器冷卻液出口的溫升變化，如圖15所示.進而比較不同結構下，燃油預熱器擾流板的效率，如圖16所示.由圖可知，當距離為80 mm時，其燃油預熱器效率最高，相對于原型擾流板距換熱筒底部距離為60 mm時，其效率提高了11.4%.

3 結語

通過新、原預熱器性能和結構的對比分析可知，預熱器不同的結構設計對于其燃燒特性、換熱特性以及其綜合性能有很大影響.在車用預熱器優(yōu)化方面，對其進行結構優(yōu)化是一條重要的途徑.

Fig.15Coolantoutlettemperatureatdifferentdistancesbetweenspoilerandthebottomoftheheatexchanger

圖16 不同擾流板距換熱筒底部距離下擾流板效率

Fig.16Spoilerefficiencyatdifferentdistancesbetweenspoilerandthebottomoftheheatexchanger

通過在預熱器燃燒室加裝擾流板的方式優(yōu)化設計車用預熱器結構能有效地提高其性能.當擾流板直徑為70 mm時，其燃油預熱器效率最高，相對于無擾流板燃油預熱器，其效率值提高了17%.當擾流板到底部距離為80 mm時，其燃油預熱器效率最高，相對于原型擾流板距換熱筒底部距離為60 mm時，其效率提高了11.4%.

參考文獻:

[1] 王偉. 小型液暖燃油加熱器的設計與開發(fā)[D]. 濟南: 山東大學, 2007.

WANG Wei. Design and development of small water-warmed fuel heater[D]. Ji’nan：Shandong University, 2007.

[2] 莫瑋, 鄂加強, 趙延明. 嚴寒條件下車輛柴油機冷啟動性能研究[J]. 內燃機工程, 2002, 23(5):65.

MO Wei, E Jiaqiang, ZHAO Yanming. Research on capability of cold starting for diesel vehicle engines in extremely cold zone[J]. Chinese Internal Combustion Engine Engineering, 2002, 23(5):65.

[3] 朱彬. 自適應控制點火正時降低汽油機冷啟動污染物排放[D]. 長沙: 長沙理工大學, 2012.

ZHU Bin. Adaptive control spark timing for gasoline engine to reduce pollutant emission during cold start[D]. Changsha: Changsha University of Science & Technology, 2012.

[4] 鄂加強, 彭亮, 龔金科，等. 一種改進的柴油機冷啟動熱力參數(shù)計算模型[J]． 湖南大學學報(自然科學版), 2008, 35(3):32.

E Jiaqiang, PENG liang, GONG Jinke,etal. An improved calculating model for thermodynamic parameters of diesel engines under cold starting conditions[J]. Journal of Hunan University(Natural Sciences) , 2008, 35(3):32.

[5] SHAYLER P J, BELTON C. In-cylinder fuel behaviour and exhaust emissions during the cold operation of a spark ignition engine[J]. Automobile Engineering, 1998, 213(2):161.

[6] 國家環(huán)境保護總局. 車用壓燃式、氣體燃料點燃式發(fā)動機與汽車冷啟動排氣污染物排放限值及測量方法(中國Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ階段):GB 17691—2005[S]. 北京: 中國標準出版社, 2005.

The State Environmental Protection Administration. Limits and measurement methods for exhaust pollutants from compression ignition and gas fueled positive ignition engines of vehicles (Ⅲ Ⅳ Ⅴ):GB 17691—2005[S]. Beijing: Standards Press of China, 2005.

[7] GOLOVITCHEV V I, CALIK A T, MONTORSI L. Analysis of combustion regimes in compression ignited engines using parametricφ-Tdynamic maps[C]∥SAE 2007 Transactions Journal of Fuels and Lubricants. Kyoto: SAE International, 2007: 781-793.

[8] 程曉青. 高原低溫環(huán)境對工程機械的影響及對策措施[J]. 青?？萍? 2002, 9(4):30.

CHENG Xiaoqing. The influence of plateau low temperature environment on construction machinery and the corresponding measures[J]. Qinghai Science and Technology, 2002, 9(4):30.

[9] SHORT J C, JOSEPH Y, CAVOTTA M. Thermal modeling for heated tip injectors[C]∥SAE 2010 World Congress & Exhibition. Detroit: SAE International, 2010: 17-29.

[10] 毛永華, 潘世艷, 王偉. 車用燃油加熱器燃燒性能的實驗研究[J]. 汽車工程, 2006, 28(12):1136.

MAO Huayong, PAN Shiyan, WANG Wei. An experimental study on combustion performance of vehicle fuel heater[J]. Automotive Engineering, 2006, 28(12): 1136.

[11] 毛華永, 王大鵬, 王大海, 等．提高車用YJP-Q系列加熱器用燃燒器性能的研究[J]．拖拉機與農用運輸車, 2010, 37(6):86.

MAO Yonghua, WANG Dapeng, WANG Dahai,etal. Research on enhancing burner performance for YJP-Q series vehicle heaters[J]. Tractor & Farm Transporter, 2010, 37(6):86.

[12] 工業(yè)和信息化部. 內燃機 燃油加熱器:JB/T 8127—2011[S]. 北京: 機械工業(yè)出版社，1996.

Ministry of Industry and Information. Internal combustion engines——Fuel heaters: JB/T 8127—2011[S]. Beijing: China Machine Press,1996.