祖炳鋒 歷成強 徐玉梁 白楊

（1.天津大學，天津 300072；2.天津內燃機研究所，天津 300072）

主題詞：重型柴油機 雙斜切燃燒室 油束夾角 CFD仿真

1 前言

隨著傳統(tǒng)能源日益減少以及環(huán)境問題越來越嚴峻，內燃機需要進一步挖掘其節(jié)能潛力以適應嚴苛的油耗和排放法規(guī)。美國“超級卡車計劃”第一階段使柴油機熱效率達到了50%，美國國家科學基金會和能源部已經建立了合作項目，以實現重型柴油機達到55%的有效熱效率目標，這是柴油機熱效率的發(fā)展目標[1]。

近年來，由于柴油機噴油壓力的不斷提高，油氣混合主要依靠噴霧，降低了對進氣渦流的要求。為了提高柴油機的經濟性以及使其易于起動，燃燒室的凹坑需要設計得較淺[2]。為了組織良好的缸內油氣混合，許多研究人員提出了多種關于燃燒室結構改進的設計方案[3-6]。

為了達到低油耗、低排放的設計要求，本文在某型國Ⅴ重型柴油機的基礎上設計了一種雙斜切燃燒室并探究了燃燒室形狀及其與噴油器油束夾角的匹配對柴油機燃燒性能的影響。

2 模型的建立及其標定

基于CONVERGE軟件對某重型柴油機的工作過程進行仿真計算，該柴油機的參數如表1所示。燃燒模型采用SAGE 模型，湍流模型采用RNGk-ε模型，霧化模型采用的子模型有O'Rourke湍流擴散模型、KH-RT破碎模型、Frossling 蒸發(fā)模型、NTC Collision 碰撞模型、Rebound/Slide 模型、Dynamic Drop Drag 模型和Wall film碰壁模型，排放模型采用Extended Zeldovich NOx模型和Hiroyasu碳煙模型。

表1 柴油機基本參數

2.1 計算方案的設計

本文在原機燃燒室（燃燒室1）的基礎上設計了一種雙斜切燃燒室（燃燒室2），如圖1 所示，部分參數如表2所示。為保證2套燃燒室壓縮比一致，通過調整活塞頂部高度彌補因結構不同引起的燃燒室容積變化。

圖1 2種燃燒室形狀示意

表2 2種燃燒室結構部分參數

對于特定的燃燒室形狀，噴油落點直接受油束夾角的影響，而噴油落點與油氣混合和燃油分布情況直接相關，從而影響燃燒進程。針對雙斜切燃燒室和原機燃燒室，在保證噴油壓力、噴孔數量、噴孔直徑和噴油速率等噴油參數不變的情況下，分別改變油束夾角形成6 組計算方案來探究燃燒室形狀和油束夾角的匹配問題，如表3所示。噴油系統(tǒng)采用預噴和主噴的噴油策略[7-8]，噴油參數如表4所示。

表3 6組計算方案

表4 噴油器噴油參數（額定工況）[7-8]

2.2 模型標定

6 組方案采用相同的一維熱力學邊界條件：進氣道入口的主要邊界條件是瞬態(tài)進氣質量流量和進氣溫度；排氣道出口的主要邊界條件是瞬態(tài)排氣壓力和排氣溫度；其他壁面的主要邊界條件是相應的溫度。發(fā)動機1 個完整循環(huán)是從362°CA（此時進氣門升程為0.2 mm）開始，到1 082°CA 結束，壓縮上止點為720°CA。為了驗證燃燒模型的準確性，將原機三維計算缸壓和試驗缸壓進行了對比，結果如圖2 所示，可知所得模擬缸壓曲線與試驗缸壓曲線十分接近，將原機三維計算放熱率與一維標定放熱率進行了對比，結果如圖3所示，由圖3可看出，二者曲線也較為接近，驗證了燃燒模型的準確性。

圖2 原機三維缸壓與試驗缸壓對比

圖3 原機三維放熱率與一維標定放熱率對比

3 計算結果對比分析

3.1 柴油機指示燃油消耗率對比分析

圖4所示為柴油機指示燃油消耗率曲線，相同油束夾角下，采用燃燒室2的柴油機燃油經濟性更好，2組燃燒室都在噴油油束夾角為145°時經濟性更好。但燃燒室1匹配140°和145°油束夾角時，指示燃油消耗率差距不大。

圖4 采用2種燃燒室的柴油機指示燃油消耗率

3.2 柴油機動力性對比分析

平均指示壓力（Indicated Mean Effective Pressure，IMEP）用于從實際循環(huán)的角度評價發(fā)動機氣缸工作容積利用率，其值越大，排量相同的發(fā)動機會做更多功[2]。所以，采用缸內平均指示壓力評價柴油機的動力性能。圖5所示為采用2種燃燒室的柴油機平均指示壓力對比曲線，從圖5可看出，采用燃燒室2的柴油機動力性較采用燃燒室1的柴油機好。對于動力性而言：燃燒室1匹配145°油束夾角為最佳，但匹配140°油束夾角也可達到設計目標，匹配這2種油束夾角的燃燒室1在IMEP數值上差距不大；燃燒室2匹配145°油束夾角為最佳。

圖5 柴油機平均指示壓力曲線

3.3 柴油機排放特性對比分析

柴油機的排放控制以NOx和碳煙為主，機內凈化是降低柴油機污染物排放量的主要途徑。燃燒持續(xù)期的縮短以及在較低溫度下燃燒會減少NOx的生成，但柴油機很難同時降低燃油消耗量和NOx排放量。碳煙產生的原因是油氣未充分混合時局部即開始燃燒，局部的高溫缺氧使碳煙大量生成，同時提高了燃油消耗量，而NOx生成的原因主要是高溫富氧[3,9]。所以，為減少碳煙和NOx的生成，需組織良好的油氣混合和實現低溫燃燒。

圖6 所示為采用2 種燃燒室的柴油機NOx生成曲線，從圖6可看出，采用燃燒室1的柴油機NOx排放量較采用燃燒室2 的少。對于生成NOx而言：燃燒室1 匹配150°油束夾角為最佳，但匹配140°油束夾角也可達到設計目標；燃燒室2匹配140°油束夾角較為合適；燃燒室1受油束夾角的影響較燃燒室2小。

圖6 采用2種燃燒室的柴油機NOx生成曲線

圖7 所示為采用2 種燃燒室的柴油機碳煙生成曲線，由圖6和圖7可看出，碳煙和NOx排放控制存在相互制約的關系，對于生成碳煙來說，燃燒室1和燃燒室2匹配140°油束夾角均較為合適，匹配145°油束夾角與匹配140°油束夾角的燃燒室2在碳煙排放量上相差很小。

圖7 采用2種燃燒室的柴油機碳煙生成曲線

綜合考慮柴油機經濟性、動力性和排放性能，確定燃燒室1匹配油束夾角為140°，燃燒室2匹配油束夾角為145°。匹配145°油束夾角的燃燒室2 的平均指示壓力較匹配140°油束夾角的燃燒室1高3.1%，指示燃油消耗率低3.0%，碳煙排放量低14%，但NOx排放量高12.1%。綜上，燃燒室2 整體性能優(yōu)于燃燒室1，即新設計的雙斜切燃燒室整體性能優(yōu)于原機燃燒室。所以以方案1代表原機燃燒室，方案5代表新設計的雙斜切燃燒室，從燃燒放熱率、缸內渦流比和缸內湍動能的角度考察新設計的雙斜切燃燒室。

圖8 所示為2 種燃燒室燃燒放熱率曲線，從圖8 可看出：自曲軸轉角為730°起，燃燒室2 放熱率明顯高于燃燒室1；在曲軸轉角730°～745°范圍內，燃燒室2 的放熱率均高于燃燒室1，這增強了中后期燃燒，提高了熱效率，降低了指示燃油消耗率，使得新設計的雙斜切燃燒室油耗較原機燃燒室低。燃燒持續(xù)期的放熱率越大，IMEP也會越大，使得新設計的雙斜切燃燒室在動力性方面優(yōu)于原機燃燒室。因在燃燒持續(xù)期的燃燒放熱率較高，溫度上升較快，燃燒較充分，故燃燒室2碳煙生成量較少，但高溫富氧區(qū)域的存在使得NOx生成量會較多。

圖9和圖10分別為2種燃燒室的缸內平均湍動能和缸內渦流比曲線。整體上看，這2種方案的湍動能曲線和渦流比曲線幾乎重合，這是因為2組方案采用了相同的進氣道，進氣道結構改變較燃燒室結構改變對湍動能和渦流比的影響更大。但在曲軸轉角為730°～740°時，燃燒室2的缸內平均湍動能較燃燒室1大，這是由于2種燃燒室結構的不同引起的，表明新設計的雙斜切燃燒室缸內混合程度更好，故其綜合性能好于原機燃燒室。

圖9 2種燃燒室的缸內平均湍動能曲線

圖10 2種燃燒室的渦流比曲線

4 雙斜切燃燒室燃燒性能分析

選取最佳噴油油束夾角為145°的燃燒室2（方案5）為分析對象，從缸內油氣混合、霧化情況來分析雙斜切燃燒室的優(yōu)勢。

4.1 缸內速度場分布

燃燒室2 部分時刻缸內速度場分布如圖11 所示。由圖11a和圖11b可看出，活塞向上壓縮接近上止點時，在上止點產生了較強的擠流運動，提高了燃燒室內湍流強度，實現了快速燃燒，改善了燃燒進程[4,10]；由圖11b可看出，在油束傳播過程中，靠近雙斜切燃燒室壁面拐角處形成了明顯的漩渦，這加強了油氣混合，促進了燃油霧化，從而改善了發(fā)動機燃燒過程[11]；由圖11c和圖11d可看出，在膨脹行程中，以唇口拐角為分界，下部燃燒室凹坑內形成了強烈的漩渦，這種氣流運動加強了油氣混合，提高了熱效率，改善了發(fā)動機排放性能[12]。

圖11 燃燒室2部分時刻缸內速度場分布

4.2 缸內燃空當量比分布

圖12 所示為燃燒室2 部分時刻缸內燃空當量比分布情況，主噴在716.5°CA 時開始，至735.1°CA 時結束。由圖12a 可看出，燃油噴射初期，燃油以大顆粒油滴形式聚集在噴油器噴孔附近；由圖12b可看出，在18.6°CA的噴油持續(xù)期內，燃油由開始的大油滴狀態(tài)逐步蒸發(fā)成燃油蒸氣，在此過程中燃油與壓縮空氣進行混合，油束與空氣之間發(fā)生擾動；由圖12c和圖12d可看出，在曲軸轉角為725°時刻，油束已經到達雙斜切燃燒室壁面的拐角，并沿著壁面向上和向下分流。由于部分燃油沿著燃燒室壁面向富氧區(qū)域運動，提高了空氣的利用率，所以雙斜切燃燒室可降低燃油消耗量和碳煙排放量，但NOx排放量會有所增加。這種雙斜切燃燒室也會使更多的燃油蒸氣在氣缸蓋附近燃燒，如圖12e所示。由此可知，雙斜切燃燒室可改善發(fā)動機的中后期燃燒，實現快速燃燒。

4.3 缸內溫度場分布

燃燒室2 缸內部分溫度場分布情況如圖13 所示。曲軸轉角為717°時，燃油還未被壓燃（見圖13a），直到718°CA 時燃油開始燃燒（見圖13b），主噴噴油開始時刻是716.5°CA，這說明主噴滯燃期為1.5°CA，小于一般同轉速下柴油機的滯燃期。其原因在于：一是采用了預噴和主噴的噴油策略，預噴使缸內溫度和壓力升高，加快主噴燃油的霧化、加熱、蒸發(fā)、擴散和與空氣混合等物理過程及加速燃油和空氣的化學反應進程；二是特殊的燃燒室結構，在壓縮上止點產生了較強的擠流運動，加強了油氣混合，使得燃燒平穩(wěn)，燃燒噪聲降低。從圖13e和圖13f中可以看出，高溫富氧區(qū)域較多，所以NOx生成較多。從圖13g 和圖13h 中可以看出，溫度分布比較均勻，說明燃燒較為快速、均勻、充分，所以碳煙排放量較低。

圖12 燃燒室2部分時刻缸內燃空當量比分布

5 樣機試制和試驗分析

對雙斜切燃燒室進行了樣機試制，通過臺架試驗對原機燃燒室（方案1）和雙斜切燃燒室（方案5）進行對比分析，同時驗證三維CFD仿真的準確性。

5.1 試驗設備與條件

在AVL臺架試驗系統(tǒng)中開展試驗，試驗對象為3.5 L國Ⅵ柴油機，無后處理。試驗設備包括AVL 試驗臺架及控制系統(tǒng)、AVL735 油耗儀、AVL 燃油溫度控制裝置、AVL 冷卻液溫度控制裝置、AVL439 不透光式煙度計、AVL415 濾紙式煙度計、AVL 燃燒分析儀、HORIBA MEXA-7500系列發(fā)動機直采排放分析儀等。發(fā)動機臺架試驗邊界條件如表5所示。

圖13 燃燒室2部分時刻缸內溫度場分布

表5 試驗邊界條件

5.2 試驗結果分析

通過對匹配140°油束夾角的燃燒室1 和匹配145°油束夾角的燃燒室2進行樣機臺架試驗，得到樣機部分轉速外特性工況下的扭矩、功率和有效燃油消耗率曲線，分別如圖14和圖15所示。

圖14 樣機外特性下扭矩和功率曲線

圖15 樣機外特性下有效燃油消耗率曲線

從圖14可看出，發(fā)動機轉速為1 400 r/min以上時，燃燒室2的扭矩和功率基本高于燃燒室1，說明燃燒室2的動力性優(yōu)于燃燒室1。從圖15可看出，發(fā)動機轉速為1 400 r/min 以上時，燃燒室2的有效燃油消耗率均低于燃燒室1，表明燃燒室2的燃油經濟性好于燃燒室1。

表6所示為在發(fā)動機額定工況點，匹配140°油束夾角的燃燒室1和匹配145°油束夾角的燃燒室2的部分性能參數。由表6可知：在動力性方面，燃燒室2的扭矩和功率分別較燃燒室1高5.1%和5.6%；在經濟性方面，燃燒室2的有效燃油消耗率較燃燒室1低3.2%；在排放性能方面，燃燒室2 的NOx生成量較燃燒室1 高11.4%，燃燒室2 的煙度較燃燒室1 低19.0%。綜合來看，雙斜切燃燒室的綜合性能優(yōu)于原機燃燒室，這也表明仿真結果與試驗數據一致性較好。

表6 額定工況點下2種燃燒室的部分性能參數

6 結論

本文通過仿真和試驗相結合的方式，探究不同形狀燃燒室的最佳油束夾角，發(fā)現油束落點在燃燒室拐角時，可以使燃油向上和向下分流，組織良好的油氣混合，縮短燃燒持續(xù)期，實現快速燃燒。

從仿真結果來看，在燃燒室形狀上，采用“雙斜切”可以使柴油機的綜合性能更優(yōu)。同時，通過國Ⅵ柴油機燃燒開發(fā)試驗，驗證了仿真的準確性。

此燃燒系統(tǒng)開發(fā)時，選取柴油機額定工況點進行了仿真研究，為保證計算結果更具參考性，需在后續(xù)工作中進行其他轉速下全負荷和部分負荷工況點仿真計算。