郭建軍, 劉一澤, 鄔斌揚, 蘇萬華

(天津大學 內(nèi)燃機燃燒學國家重點實驗室, 天津 300072)

0 概述

在日益嚴峻的能源環(huán)境局勢下，節(jié)能減排成為了內(nèi)燃機領域的研究重點。合理組織缸內(nèi)油氣混合是使柴油機獲得良好性能的關鍵，其重點在于保證燃燒室、進氣系統(tǒng)、噴油系統(tǒng)三者的合理匹配[1]。其中，燃燒室的形狀對缸內(nèi)氣流運動[2]、噴霧的撞壁與附壁發(fā)展[3]、缸內(nèi)燃燒過程[4]、壁面?zhèn)鳠釗p失[5]、大氣污染物的生成與氧化[6]等均有較大影響，因此燃燒室的優(yōu)化設計是燃燒系統(tǒng)優(yōu)化的重要內(nèi)容。

對燃燒室形狀進行合理優(yōu)化可有效改善發(fā)動機性能。例如，文獻[7]中在標定轉速全負荷工況下，通過對一臺增壓重型柴油機的燃燒室的唇口直徑、唇口深度和中央凸臺高度的優(yōu)化，減少了60%的顆粒物排放，使其只需加裝選擇性催化還原裝置而無需加裝顆粒捕集器即可滿足Tier 4排放法規(guī)要求，同時燃油消耗率降低了2%。文獻[8]中對一臺車用柴油機的燃燒室進行了優(yōu)化，使外特性油耗平均降低了約2.0 g/(kW·h)，歐洲穩(wěn)態(tài)測試循環(huán)加權油耗降低了2.2 g/(kW·h)，而加權NOx比排放基本不變。

重型柴油機常運行于高負荷工況，此時每循環(huán)噴油量大,噴油持續(xù)期長，缸內(nèi)可燃混合氣難以快速形成并參與燃燒。這使得在高負荷工況進一步改善重型柴油機的性能相對困難。

高密度-低溫燃燒技術[9]具有在高負荷甚至全負荷工況下實現(xiàn)高效率低排放燃燒的潛力。在高密度-低溫燃燒中，充量密度起著重要的作用，通常利用高增壓技術配合深度米勒循環(huán)技術，實現(xiàn)較常規(guī)柴油機更大的缸內(nèi)充量密度，從而降低缸內(nèi)溫度的升高幅度，提高油氣混合速率[10]。而充量密度也同時影響著噴霧形態(tài)，缸內(nèi)充量密度的增大導致噴霧錐角增大，貫穿距離縮短[11]。此外，采用高增壓技術獲得較高充量密度時，為了控制缸內(nèi)最高燃燒壓力不超過限值，需要適當推遲噴油定時[12]。噴霧特性和噴油定時的變化導致原機燃燒室與噴霧原有的良好匹配無法得到繼續(xù)保證。此時，有必要對燃燒室形狀進行優(yōu)化以合理組織高充量密度條件下缸內(nèi)的油氣混合和燃燒過程。

本文中基于一臺6缸重型柴油機，以原機在中低轉速全負荷工況、較高充量密度條件下的較高熱效率工況點為基準，通過數(shù)值模擬研究燃燒室形狀的變化對缸內(nèi)油氣混合、燃燒過程、傳熱損失的影響，并以提高高壓循環(huán)指示熱效率為主要目標對燃燒室進行優(yōu)化。研究結果可為重型柴油機燃燒系統(tǒng)的開發(fā)提供理論參考。

1 仿真模型及其驗證

基于三維計算流體動力學軟件CONVERGE建立發(fā)動機仿真模型，對缸內(nèi)混合和燃燒過程進行數(shù)值模擬研究。表1為仿真模型采用的各類物理化學模型。在計算中，分別利用正十四烷和正庚烷對柴油的物理和化學特性進行模擬。

表1 仿真模型采用的各物理化學模型

本研究基于一臺6缸重型柴油機開展，其主要技術參數(shù)如表2所示。在幾何建模過程中采用了1/8燃燒室模型以節(jié)約算力。計算中，設置基礎網(wǎng)格尺寸為4.0 mm并輔以自適應加密，最小網(wǎng)格尺寸為0.5 mm，最大網(wǎng)格數(shù)約20萬個。壓縮上止點時刻的計算網(wǎng)格如圖1所示。計算域由進氣門關閉時刻持續(xù)到排氣門開啟時刻。本文中，曲軸轉角負值代表上止點前，正值代表上止點后。

表2 發(fā)動機主要技術參數(shù)

圖1 壓縮上止點時刻的計算網(wǎng)格

為保證仿真模型的準確性，分別對噴霧貫穿距、噴霧形態(tài)、缸壓、放熱率及NOx和碳煙排放進行了標定驗證。

利用文獻[11]中相關試驗數(shù)據(jù)，對貫穿距和噴霧形態(tài)進行標定，標定結果如圖2所示。相同邊界條件下，噴孔直徑0.18 mm，噴射壓力180 MPa，環(huán)境溫度950 K，環(huán)境充量密度60 kg/m3。計算和試驗獲得的噴霧最大貫穿距及噴霧貫穿距隨時間的發(fā)展相近，噴霧形態(tài)基本吻合，可以認為模型能較準確地描述高充量密度條件下的噴霧現(xiàn)象。

圖2 試驗和模擬條件下噴霧貫穿距隨時間變化的對比及噴油后0.7 ms時刻噴霧形態(tài)的對比

由原機萬有特性圖獲知，在發(fā)動機的全工況范圍內(nèi)，高效率區(qū)間主要處于中低轉速高負荷工況。為進一步改善整機的燃油經(jīng)濟性和動力性，并將高效率區(qū)間向更高負荷拓展，本文中基于臺架試驗結果，選取原機在中低轉速全負荷(平均有效壓力約為2.3 MPa)工況下的較高熱效率工況點作為基準開展研究。該工況點下，壓縮上止點缸內(nèi)充量密度ρ較高，約為60 kg/m3，對應的高壓循環(huán)指示熱效率(gross indicated thermal efficiency，ITEg，定義為進氣門全關到排氣門全開的時間內(nèi)活塞對外做功與燃料總熱值之比)為49.00%。

在該工況點下對仿真模型進行標定，參照試驗工況，設定邊界條件如表3所示，標定結果如圖3所示。如圖3所示，通過模擬和試驗獲得的缸壓曲線和放熱率曲線形態(tài)相近，缸壓曲線峰值的誤差小于0.5%，最高燃燒壓力對應曲軸轉角的誤差小于0.1°。這表明該模型可較好地反映該工況下的缸內(nèi)燃燒過程。通過試驗檢測和模擬計算獲得的NOx排放分別為7.91 g/(kW·h)和7.18 g/(kW·h)，而對應的碳煙排放分別為0.79 mg/(kW·h)和0.75 mg/(kW·h)，誤差在可接受范圍內(nèi)。綜合而言，所建模型具有較高的可信度。

表3 邊界參數(shù)設置

圖3 試驗和模擬條件下缸內(nèi)壓力和燃燒放熱速率的對比

2 燃燒室優(yōu)化設計

2.1 燃燒室尺寸參數(shù)定義

原機采用的燃燒室為階梯(stepped-lip)型燃燒室[14]，該型燃燒室基于傳統(tǒng)的縮口ω型燃燒室演變而來，其主要特征是階梯狀下陷的唇口?？紤]到采用該型燃燒室時的油耗比傳統(tǒng)縮口ω型燃燒室更低且碳煙排放明顯更低[15]，本文中不改變原機燃燒室構型，重點對其尺寸參數(shù)進行優(yōu)化。

圖4對階梯型燃燒室的結構主要尺寸參數(shù)進行了定義，包括活塞外徑D0、活塞凹坑開口直徑D1、活塞凹坑臺階部分最大外徑D2、唇口圓弧半徑R0、唇口直徑d、底部凹弧半徑R、唇口深度h、余隙高度H0、凹坑深度H1、中央凸臺高度H2與中央凸臺錐角α等。

圖4 階梯型燃燒室各尺寸參數(shù)的定義

2.2 燃燒室優(yōu)化設計

為明確燃燒室優(yōu)化設計的方向，首先對采用原機燃燒室時缸內(nèi)油氣的分布進行分析。

分析過程中，利用局部燃氧當量比Φ反映缸內(nèi)未燃燃料(及其燃燒中間產(chǎn)物)的分布情況。Φ的定義見式(1)。

(1)

式中,Ni為計算網(wǎng)格單元中組分i的摩爾數(shù)，i中不包含CO2與H2O；ηC,i、ηH,i、ηO,i分別為組分i中的C、H、O原子數(shù)。

圖5定義了在對缸內(nèi)油氣分布的分析中使用的3組切片。其中，O-A切面為過噴孔軸線的縱切面；O-B切面為兩條相鄰噴孔軸線的夾角的角平分面；O-C切面為同時經(jīng)過各噴孔軸線的圓錐面。

圖5 分析缸內(nèi)油氣分布時所用的切片示意圖

提高充量密度后，噴霧貫穿距縮短,錐角增大，并需要采用相對靠后的噴油定時以保證缸內(nèi)最高燃燒壓力不超過限值，因此噴霧撞壁時刻推遲，撞壁點的位置相應變化，如圖6所示。這促使原機燃燒室與噴霧原有的良好匹配無法繼續(xù)得到保證。

圖6 缸內(nèi)充量密度提高前后的噴霧的對比示意圖

圖7展示了在缸內(nèi)充量密度較高的優(yōu)化基準工況點下，采用原機燃燒室時缸內(nèi)不同時刻的流場與氧濃度的分布情況，圖中箭頭為速度矢量在該切面的投影。圖8展示了由3個切面組成的原機缸內(nèi)當量比分布。

圖7 不同時刻原機O-A切面的缸內(nèi)流動與氧質(zhì)量分數(shù)分布

圖8 原機缸內(nèi)不同時刻的當量比分布

豎直方向上，噴霧射流在唇口附近撞壁后，在燃燒室壁面的引導下分流為附壁發(fā)展的兩部分：一部分向下，進入凹坑底部，并在射流前端形成一個順時針旋向的渦旋(圖7(b)所示渦旋A)；一部分向上，越過臺階后進入擠流區(qū)，并在射流前端形成一個逆時針方向的渦旋(圖7(b)所示渦旋B)。隨著時間發(fā)展，渦旋尺度逐漸增大。渦旋A經(jīng)過坑底凹弧與中央凸臺斜面的引導后，轉向燃燒室凹坑上方空間發(fā)展。水平方向上，噴霧射流受到缸內(nèi)渦流的作用，在自由發(fā)展與附壁發(fā)展過程中均偏向渦流旋向方向發(fā)展，甚至其前端到達相鄰噴孔軸線所在鉛錘面(圖7(b)所示區(qū)域C)。

結合圖7和圖8分析，采用較高的充量密度時，原機缸內(nèi)的油氣分布存在著以下兩點問題：(1)在燃燒基本結束的上止點后30 °曲軸轉角時刻，缸內(nèi)存在著圖7(c)所示的3個氧濃度接近進氣氧濃度的高氧濃度區(qū)域(D、E、F)。這表明在整個燃燒過程中，對應的局部空間中的氧氣未得到充分利用。(2)在上止點后30 °曲軸轉角時刻，缸內(nèi)未燃濃混合氣主要分布于噴孔軸線以上區(qū)域，并在擠流區(qū)形成了圖8(c)所示的高當量比區(qū)域G。這說明原機缸內(nèi)噴孔軸線上、下兩個區(qū)域的油氣分配比例不合理，過多的燃料被分配到噴孔軸線以上區(qū)域。

優(yōu)化基準工況對應的進氣壓力和噴油定時已經(jīng)過臺架試驗優(yōu)化，而噴射壓力、噴油錐角和噴孔直徑受到噴油器結構的較大限制。因此，本文中重點考慮通過優(yōu)化燃燒室的形狀來解決原機缸內(nèi)油氣分布存在的這兩點問題。

燃燒室的各個尺寸參數(shù)的變化對燃燒過程存在著差異性的影響[4]，而階梯型燃燒室的結構較為復雜，尺寸參數(shù)眾多，本文中僅根據(jù)原機缸內(nèi)油氣分布特性對關鍵性的燃燒室尺寸參數(shù)開展優(yōu)化研究。針對問題(1)，考慮到壓縮比一定時燃燒室唇口直徑的大小影響著燃燒室凹坑的扁平程度，并且射流附壁發(fā)展過程中受到燃燒室坑底凹弧與中央凸臺的引導，因此分別對唇口直徑和凹弧半徑進行優(yōu)化，以期改善缸內(nèi)油氣在缸內(nèi)豎直方向上的分布。針對問題(2)，考慮到燃油在唇口附近撞壁并分流，而唇口直徑和唇口深度決定了唇口的位置，因此對唇口直徑和唇口深度進行優(yōu)化，使油氣分流比例更合理。

基于上述分析，重點針對燃燒室的唇口直徑d、唇口深度h、坑底凹弧半徑R這3個尺寸參數(shù)開展研究。保持壓縮比一定，在合理范圍內(nèi)改變這3個參數(shù)，設計了X、Z、R這3組燃燒室。利用這3組燃燒室，通過三維數(shù)值模擬研究方法，在探明這3個參數(shù)的變化對缸內(nèi)油氣混合和燃燒過程、傳熱損失和高壓循環(huán)指示熱效率的影響的基礎上，對燃燒室的這3個尺寸參數(shù)逐步進行優(yōu)化。

3 結果與討論

3.1 燃燒室唇口直徑的影響

在同一壓縮比下，基于原機燃燒室(記為O)，改變唇口直徑d，設計了4種燃燒室(X1、X2、X3、X4)。由X1至X4，唇口直徑增大，燃燒室更趨扁平。這4種燃燒室加上原機，構成了圖9所示的X組燃燒室，其具體尺寸參數(shù)如表4所示。利用這5種燃燒室，探究燃燒室唇口直徑的變化對燃燒過程的影響。

表4 X組燃燒室的關鍵尺寸參數(shù)

圖9 不同唇口直徑的(X組)燃燒室形狀對比

圖10對比了采用X組燃燒室時缸內(nèi)不同時刻下的當量比分布。對比這5種燃燒室發(fā)現(xiàn)，上止點后10° 曲軸轉角時刻，由O-A切面觀察，唇口直徑較大的燃燒室相對更扁平，因此噴霧在撞壁前的自由發(fā)展距離更長。并且由于更晚發(fā)生撞壁，附壁燃油量相對更少。這有助于加強對中央凸臺斜面與噴孔軸線間的空間中的氧氣的利用，并有助于加強燃油與空氣的混合，加速可燃混合氣的形成。上止點后20°曲軸轉角時刻，由O-B切面觀察，唇口直徑越大的燃燒室中堆附于凹坑底部的未燃燃油量越少，這有利于獲得更快的油氣混合速率和燃燒放熱速率。上止點后30°曲軸轉角時刻，各燃燒室中未燃濃混合氣均較集中地分布于擠流區(qū)，形成高當量比區(qū)域。

圖10 采用X組燃燒室時不同時刻下缸內(nèi)的當量比分布

X1、X2、O、X3這4種燃燒室中，采用具有較大唇口直徑的燃燒室時高當量比區(qū)域縮減，而X4燃燒室中未燃濃混合氣量比X3燃燒室更多。

本文中，定義CA10、CA50、CA90分別為燃燒放熱達到總放熱量的10%、50%、90%時對應的曲軸轉角，分別表征燃燒始點、燃燒重心和燃燒終點；以CA50為界，區(qū)分燃燒過程為燃燒前期與燃燒后期；以CA10到CA90所經(jīng)歷時間表征燃燒持續(xù)期，記為CA10—CA90。

缸內(nèi)油氣分布的不同導致了混合速率的差異，并因此影響燃燒放熱速率。就 X1、X2、O、X3這4種燃燒室而言，隨著燃燒室唇口直徑的增大，燃燒放熱速率加快，特別是在燃燒后期的燃燒放熱更快。這使得缸內(nèi)平均溫度升高，且最高燃燒壓力升高。但采用唇口直徑比X3燃燒室更大的X4燃燒室時，燃燒放熱速率較X3燃燒室降低，并使得缸內(nèi)平均溫度和壓力有所降低，如圖11所示。

圖11 采用不同唇口直徑的燃燒室時燃燒放熱速率、缸內(nèi)平均溫度及缸內(nèi)壓力隨曲軸轉角的變化曲線

對應于唇口直徑變化時燃燒放熱速率的變化規(guī)律，圖12描述了燃燒相位隨著燃燒室唇口直徑的變化。由圖12所示，燃燒室唇口直徑的變化對CA10和CA50影響不顯著。但隨著燃燒室唇口直徑由66.8 mm增大到72.8 mm，CA90提前，促使CA50到CA90的持續(xù)時間與燃燒持續(xù)期縮短；而唇口直徑由72.8 mm增大到74.8 mm時CA90又延后，燃燒持續(xù)期延長?？梢?，燃燒室唇口直徑的變化對燃燒前期燃燒過程的影響較小，但對燃燒后期的燃燒過程存在較顯著的影響。

圖12 燃燒室唇口直徑的變化對燃燒相位的影響

燃燒室形狀的不同還促使燃燒過程中高溫混合氣與燃燒室各個表面(活塞表面、缸頭底面、缸套內(nèi)壁)的接觸面積改變，從而影響著壁面?zhèn)鳠釗p失的大小。就X組的5種燃燒室而言，燃燒室唇口直徑越大，燃燒越扁平，燃燒形成的高溫混合氣團在缸內(nèi)的相對位置越靠上。因此，如圖13所示，當增大燃燒室的唇口直徑時，每循環(huán)經(jīng)由活塞表面的傳熱損失量降低，經(jīng)由缸套內(nèi)壁的傳熱損失量小幅增大，而經(jīng)由缸頭底面的傳熱損失量顯著增大。就總的傳熱損失而言：當燃燒室的唇口直徑由66.8 mm增大到72.8 mm時傳熱損失增大；而當唇口直徑由72.8 mm繼續(xù)增大到74.8 mm時傳熱損失降低。

圖13 燃燒室唇口直徑的變化對傳熱損失的影響

圖14展示了唇口直徑的變化對高壓循環(huán)指示熱效率的影響。X組燃燒室唇口直徑由66.8 mm增大到72.8 mm時，燃燒后期燃燒放熱速率的提高促使高壓循環(huán)指示熱效率提高；而當唇口直徑由72.8 mm繼續(xù)增大到74.8 mm時，雖然燃燒放熱速率有所降低，但傳熱損失大幅減少，促使高壓循環(huán)指示熱效率繼續(xù)提高?？傮w而言，增大燃燒室唇口直徑有助于獲得更高的高壓循環(huán)指示熱效率。

圖14 燃燒室唇口直徑的變化對高壓循環(huán)指示熱效率的影響

出于冷卻系統(tǒng)布置和保證活塞強度的考慮，唇口直徑的大小不應超出某一范圍，而X組5種燃燒室中，采用唇口直徑最大的X4燃燒室時高壓循環(huán)指示熱效率最大，因此基于原機燃燒室將唇口直徑優(yōu)化為X4燃燒室對應的74.8 mm。

3.2 燃燒室唇口深度的影響

基于X4燃燒室，在相同唇口直徑和壓縮比下改變唇口深度h，設計了3種燃燒室(Z1、Z2、Z3)，與X4燃燒室一起構成了圖15所示的Z組燃燒室，其具體尺寸參數(shù)如表5所示。利用Z組的4種燃燒室，探究燃燒室唇口深度的變化對燃燒過程的影響。

圖15 不同唇口深度的(Z組)燃燒室形狀對比

表5 Z組燃燒室的關鍵尺寸參數(shù)

圖16展示了采用Z組各燃燒室時，不同時刻下缸內(nèi)當量比的分布。噴霧在唇口附近撞壁，并在唇口作用下在豎直方向上分流為兩部分。4種燃燒室中，采用唇口深度更小的燃燒室時，唇口在空間中的相對位置更靠上,這促使更大比例的燃油向下分流，更多燃油向下進入活塞凹坑底部并參與混合和燃燒，而非向上進入擠流區(qū)。整體而言，隨著燃燒室唇口深度由7.0 mm減小至2.5 mm，噴孔軸線上下兩個區(qū)域的缸內(nèi)油氣分配狀態(tài)由上方燃料過多逐漸趨于合理，而后又趨于下方燃油過多。燃燒室的唇口深度減小時，燃燒后期分布于擠流區(qū)的未燃濃混合氣形成的高當量比區(qū)域顯著縮減，而在活塞凹坑底部，高當量比區(qū)域顯著擴張。

圖16 采用Z組燃燒室時不同時刻下缸內(nèi)O-B切面當量比的分布

圖17展示了采用不同唇口深度的燃燒室時，燃燒放熱速率、缸內(nèi)平均溫度及缸內(nèi)壓力隨曲軸轉角的變化曲線，圖18對應展示了燃燒室唇口深度的變化對燃燒相位的影響。如圖17所示，當燃燒室唇口深度由7.0 mm向4.0 mm減小時，雖然燃燒放熱速率峰值有所減小，但燃燒后期(特別是在上止點后15°至30°曲軸轉角間)放熱速率顯著加快。就燃燒相位進行分析，燃燒室唇口深度減小時，CA10和CA50的變化不顯著，但此時CA90提前，促使CA50至CA90所經(jīng)時間縮短，從而使燃燒持續(xù)期縮短，如圖18所示。與此同時，缸內(nèi)平均溫度也因燃燒放熱的加快和燃燒持續(xù)期的縮短而提高，如圖17所示。采用具有更小唇口深度的燃燒室時，雖然最高燃燒壓力有所降低，但在燃燒后期保持著相對大的缸內(nèi)壓力。而當燃燒室唇口深度由4.0 mm繼續(xù)減小到2.5 mm時，燃燒放熱速率降低，但其變化幅度較小，未使得燃燒溫度和缸內(nèi)壓力曲線峰出現(xiàn)顯著變化。

圖17 采用不同唇口深度的燃燒室時燃燒放熱速率、缸內(nèi)平均溫度及缸內(nèi)壓力隨曲軸轉角的變化曲線

圖18 燃燒室唇口深度對燃燒相位的影響

就傳熱損失而言，Z組4種燃燒室經(jīng)由缸頭的傳熱損失量隨唇口深度的變化不顯著；當采用的燃燒室的唇口深度由7.0 mm減小至4.0 mm時，經(jīng)由缸套內(nèi)壁的傳熱損失量減小，經(jīng)由活塞表面的傳熱損失量增大；當唇口深度由4.0 mm減小至2.5 mm時，經(jīng)由缸套內(nèi)壁的傳熱損失量增大，經(jīng)由活塞表面的傳熱損失量減小。就整體而言，減小燃燒室唇口深度將促使傳熱損失減少，如圖19所示。

圖19 燃燒室唇口深度的變化對傳熱損失的影響

就高壓循環(huán)指示熱效率而言，當燃燒室唇口深度由7.0 mm減小到4.0 mm時，燃燒后期放熱速率更快并且傳熱損失更少，使得高壓循環(huán)指示熱效率升高。而繼續(xù)減小唇口深度到2.5 mm時，雖然傳熱損失繼續(xù)減少，但燃燒后期放熱速率減緩，高壓循環(huán)指示熱效率降低。綜合而言，隨著所采用燃燒室的唇口深度的減小，高壓循環(huán)指示熱效率先增大后減小，如圖20所示。

圖20 燃燒室唇口深度對高壓循環(huán)指示熱效率的影響

Z組4種燃燒室中，采用具有較小唇口深度的Z2燃燒室時高壓循環(huán)指示熱效率最高，因此，將唇口深度優(yōu)化為Z2燃燒室所對應的4.0 mm。

3.3 燃燒室底部凹弧半徑的影響

基于Z2燃燒室，在相同唇口直徑、唇口深度和壓縮比下改變?nèi)紵业撞堪蓟“霃?，設計了2種燃燒室(R1、R2)，與Z2燃燒室一起構成了圖21所示的R組燃燒室，其具體尺寸參數(shù)如表6所示。利用R組燃燒室探究燃燒室凹弧半徑對燃燒過程的影響。

圖21 不同底部凹弧半徑的R組燃燒室形狀對比

表6 R組燃燒室的關鍵尺寸參數(shù)

圖22展示了采用R組燃燒室時不同時刻下缸內(nèi)當量比的分布。3種燃燒室噴孔軸線以上區(qū)域的形狀相同，因此在該區(qū)域的油氣分布相近。在噴孔軸線以下區(qū)域，附壁射流在燃燒室底部凹弧和中央凸臺斜面引導下轉向活塞凹坑中央?yún)^(qū)域發(fā)展。當采用凹弧半徑更大的燃燒室時，凹弧長度更長，附壁射流需要更長時間才能完成轉向，因此相對多的燃料堆附于凹坑底部，形成高當量比區(qū)域，這不利于缸內(nèi)燃料與氧氣混合形成可燃混合氣。

圖22 采用R組燃燒室時不同時刻下缸內(nèi)當量比的分布(O-A切面)

圖23展示了采用不同凹弧半徑的燃燒室時，燃燒放熱速率、缸內(nèi)平均溫度及缸內(nèi)壓力隨曲軸轉角的變化曲線。就放熱速率而言，雖然采用不同凹弧半徑的燃燒室時燃燒前期放熱速率相近，但由于缸內(nèi)油氣混合過程的差異，采用具有更小凹弧半徑的燃燒室時在燃燒后期(尤其是在上止點后13°～20°曲軸轉角間)放熱速率顯著更大，燃燒放熱更快。

圖23 采用不同凹弧半徑的燃燒室時燃燒放熱速率、缸內(nèi)平均溫度及缸內(nèi)壓力隨曲軸轉角的變化曲線

燃燒室凹弧半徑的變化對CA10和CA50的影響不顯著，但對CA90影響較大。由于燃燒后期放熱速率的差異，隨著凹弧半徑的減小，CA90提前，CA50至CA90所經(jīng)歷時間減少，燃燒持續(xù)期縮短，如圖24所示。

圖24 燃燒室底部凹弧半徑的變化對燃燒相位的影響

就缸內(nèi)溫度和壓力而言，R組燃燒室采用更小的凹弧半徑時，燃燒后期更快的燃燒放熱速率促使缸內(nèi)平均溫度升高，并使得缸內(nèi)工質(zhì)受熱繼續(xù)膨脹過程中缸內(nèi)壓力小幅提高，這可以在圖23中得到驗證。

就傳熱損失而言，R組3種燃燒室中，底部凹弧半徑越大，則高溫混合氣在凹坑中的位置相對更靠下，使經(jīng)由缸頭底面和活塞表面的傳熱損失量減少，但此時經(jīng)由缸套內(nèi)壁的傳熱損失量的變化不顯著。就整體效果而言，隨著燃燒室凹弧半徑的增大，總的傳熱損失減少，如圖25所示?？梢?，較大的凹弧半徑有利于減少傳熱損失。

圖25 燃燒室底部凹弧半徑的變化對傳熱損失的影響

圖26展示了燃燒室底部凹弧半徑的變化對高壓循環(huán)指示熱效率的影響。當凹弧半徑由6.2 mm增大至10.0 mm時，燃燒后期的放熱速率降低，傳熱損失減少，兩方面共同作用下，高壓循環(huán)指示熱效率隨著凹弧半徑的增大而先增大后減小。

圖26 燃燒室底部凹弧半徑對高壓循環(huán)指示熱效率的影響

R組3種燃燒室中，采用R1燃燒室時高壓循環(huán)指示熱效率最高，因此將底部凹弧半徑優(yōu)化為R1對應的8.0 mm。

3.4 燃燒室優(yōu)化前后柴油機性能對比

基于原機燃燒室，依次對燃燒室的唇口直徑、唇口深度、底部凹弧半徑進行優(yōu)化后，得到R1燃燒室。優(yōu)化前后的燃燒室形狀的對比如圖27所示。

圖27 優(yōu)化前后燃燒室形狀的對比

采用優(yōu)化前后的燃燒室時，燃燒相位和關鍵性能參數(shù)的對比如表7所示。相比原機，采用優(yōu)化后的燃燒室時，燃燒后期的放熱速率更快，CA10和CA50變化不大而CA90提前了0.73°曲軸轉角；同時傳熱損失率(定義為每循環(huán)傳熱損失量與燃料總熱值之比)降低了0.7個百分點。受益于燃燒后期放熱速率的加快及傳熱損失的減少，高壓循環(huán)指示熱效率由49.00%提高至49.47%，最高燃燒壓力基本不變，NOx排放基本不變，碳煙排放減少了50%。綜合而言，通過燃燒室優(yōu)化，在一定程度上實現(xiàn)了節(jié)能減排的效果。

表7 燃燒室優(yōu)化前后的燃燒相位和性能參數(shù)對比

4 結論

(1)在較高充量密度條件下(壓縮上止點充量密度約為60 kg/m3)，階梯型燃燒室形狀的變化對燃燒前期的影響不顯著而對燃燒后期有較顯著的影響。適當增大燃燒室唇口直徑、減小唇口深度和減小底部凹弧半徑均有助于加速燃燒后期的油氣混合，提高燃燒后期的放熱速率。

(2)在較高缸內(nèi)充量密度條件下，階梯型燃燒室各傳熱表面總的傳熱損失隨所采用燃燒室的唇口直徑增大而先增大后減小，隨唇口深度的減小而減小，隨凹弧半徑的增大而減小。

(3)在提高缸內(nèi)充量密度后，為獲得較高的高壓循環(huán)指示熱效率，宜采用相對較扁平、唇口深度較小、凹弧半徑適中的階梯型燃燒室。

(4)在中低轉速全負荷工況、較高充量密度條件下對原機燃燒室進行優(yōu)化后，受益于燃燒后期放熱速率的加快與傳熱損失的減少，高壓循環(huán)指示熱效率由49.00%提高至49.47%，同時NOx排放基本不變而碳煙排放減少了50%。