凸臺撞壁對分區(qū)燃燒系統(tǒng)性能影響的仿真

魏勝利，盧泓坤，冷先銀，陳 良，劉 旋

(1.江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，江蘇鎮(zhèn)江 212013;2.江蘇大學(xué)能源研究院，江蘇鎮(zhèn)江 212013)

柴油機(jī)傳統(tǒng)ω型燃燒室中燃油的霧化主要依靠油束噴射過程中與空氣的卷吸作用.在沒有EGR的燃燒系統(tǒng)中，較小噴油壓力反而可能獲得較好的NOx排放［1］.但噴油壓力較小，油束在撞擊壁面時動能就會相對較低，僅有少量油束反射到燃燒室的空間，大部分會形成壁面油膜向周邊展開［2-4］.壁面附近的低速燃油往往因無法卷吸足夠的空氣容易形成過濃混合氣，甚至在燃燒室底部發(fā)生油束堆積現(xiàn)象，導(dǎo)致碳煙排放較高［5］.

燃燒室形狀對柴油機(jī)缸內(nèi)氣流運動、混合氣的形成和燃燒具有重要影響［6］.在噴油壓力不大時，油氣混合不僅要依靠空氣卷吸作用，更應(yīng)通過燃燒室結(jié)構(gòu)的改進(jìn)來強(qiáng)化對油束噴射動能和進(jìn)氣渦流的利用，促進(jìn)混合氣的形成，提高空氣利用率，降低碳煙的生成［7］.

筆者利用CFD軟件［8］，對所提出的新型分區(qū)燃燒系統(tǒng)缸內(nèi)的噴霧和燃燒過程進(jìn)行數(shù)值模擬，從不同角度分析凸臺撞壁對該系統(tǒng)的缸內(nèi)燃燒和排放性能的影響.

1 凸臺撞壁下的分區(qū)燃燒系統(tǒng)

為在較低成本下，采用較為簡單的技術(shù)，合理組織氣流運動，使油氣能在燃燒室空間內(nèi)迅速混合，促進(jìn)燃燒，提出了1種基于凸臺撞壁下的分區(qū)燃燒系統(tǒng).該燃燒系統(tǒng)如圖1所示.

圖1 燃燒系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖

在燃燒室中央設(shè)有類錐形高凸臺，外壁上設(shè)置2個環(huán)形區(qū)室，分別為下側(cè)的內(nèi)室和上側(cè)的外室.采用較小的噴油夾角(與凸臺錐角差值很小)，當(dāng)油束從噴孔噴出后迅速與凸臺發(fā)生撞壁，由于撞壁夾角很小，撞壁后油束動能損失少.油束在內(nèi)室中被沿內(nèi)室壁面向上沖出的強(qiáng)擠流帶出到外室空間，不與外室壁面直接接觸.不同于傳統(tǒng)燃燒室下油束撞壁后朝兩側(cè)運動并在各自一側(cè)都形成著火區(qū)域;凸臺撞壁下的分區(qū)燃燒系統(tǒng)只在一側(cè)產(chǎn)生著火區(qū)域，減小了預(yù)混合燃燒比例，有利于降低NOx排放.另外附著在凸臺壁面的少量燃油的滯后燃燒促進(jìn)了擴(kuò)散燃燒，強(qiáng)化了燃燒后期對空氣的利用率，能有效地降低碳煙排放［9］.

2 計算模型與方案

2.1 數(shù)學(xué)模型

湍流模型采用k-ε雙方程模型.噴霧破碎子模型采用WAVE模型，碰撞子模型采用Naber Reitz的油粒-壁面碰撞模型，相互作用類型為Wal1jet1，C2=12，臨界 Weber數(shù)為 50，反射角度小于 5°［10］.噴霧蒸發(fā)采用Dukowicz模型，著火采用Shell自燃模型，燃燒采用Eddy Breakup模型.NOx排放采用Zeldovich模型，soot排放采用 Kennedy-Hiroyasu-Magnussen 模型［11］.

2.2 計算初始條件與模型驗證

基于單缸135非增壓水冷柴油機(jī)進(jìn)行數(shù)值模擬.其主要技術(shù)參數(shù):缸徑×行程為100 mm×115 mm，連桿長度為265 mm，氣缸工作容積為2.15 L，壓縮比為17.5，額定功率為14.7 kW，轉(zhuǎn)速為1 500 r·min-1.

計算采用1/4燃燒室模型，模型的網(wǎng)格布置相同，分區(qū)前網(wǎng)格數(shù)都在56 500個左右，相互間數(shù)量差異在1%內(nèi).為減少計算時間，進(jìn)氣門關(guān)閉的曲軸轉(zhuǎn)角為210°(除特別說明外，文中角度均指曲軸轉(zhuǎn)角)時刻開始計算，排氣門開啟的460°時刻結(jié)束計算.計算初始參數(shù):初始壓力為0.1 MPa，初始溫度為330 K，進(jìn)氣渦流比為1.2，活塞溫度為525 K，缸蓋溫度為425 K，缸套溫度為375 K，100%負(fù)荷循環(huán)供油量為77.7 mg，供油BTDC(before top dead centre)為20°.為了驗證計算模型的準(zhǔn)確性，將額定工況下的原機(jī)計算值與試驗所得的缸內(nèi)壓力進(jìn)行比較，如圖2所示，計算與試驗的壓力示功圖結(jié)果趨勢基本一致，只是具體數(shù)值稍有差異.峰值缸壓相差未超過0.05 MPa，相位相差未超過2°，壓力峰值相位和峰值大小相對誤差都在5%以內(nèi).計算結(jié)果與試驗結(jié)果基本吻合，說明該計算模型準(zhǔn)確可信.

圖2 計算結(jié)果與試驗結(jié)果的比較

2.3 燃燒室形狀及計算方案

在保持壓縮比不變的條件下，設(shè)計了6種燃燒室.模擬計算中使用的燃燒室形狀簡圖如圖3所示.

圖3 燃燒室形狀簡圖

G1-G6代表燃燒室的幾何形狀.其中G6為原機(jī)，是深坑ω型燃燒室.G1到G5的燃燒室深度H保持不變，且都采用相同的分區(qū)結(jié)構(gòu)，G1-G4的凸臺高度h相同，凸臺錐角α依次減小;G5凸臺錐角與G4相同，但凸臺高度較低.

在噴油嘴參數(shù)為4×0.36 mm，噴油夾角為130°，噴油持續(xù)期20°時，研究G1-G6這6種燃燒室結(jié)構(gòu)對燃燒及排放性能的影響.

3 模擬結(jié)果和分析

3.1 流場及氣流強(qiáng)度分析

圖4為不同燃燒室?guī)Я骶€的缸內(nèi)氣流運動矢量分布，ATDC(after top dead cetner)5°時，噴油雖然已經(jīng)結(jié)束，但缸內(nèi)油束的前端速度仍然很大，其中G1達(dá)到20 m·s-1，G2達(dá)到26 m·s-1，G3-G6都達(dá)到30 m·s-1，油束對缸內(nèi)流場的沖擊仍然十分明顯.G1-G5中缸內(nèi)的氣場流動受分區(qū)結(jié)構(gòu)的影響，以縱向強(qiáng)擠流的形式從內(nèi)室向外室擴(kuò)展后向燃燒室頂部中心區(qū)域流動，其中油束從內(nèi)室擴(kuò)散到外室的速度都在18 m·s-1左右.

圖4 不同燃燒室在ATDC 5°時，帶流線的缸內(nèi)氣流運動矢量圖

區(qū)別于G1中只有1個在燃燒室中心的逆時針渦流區(qū)，G2-G5在進(jìn)入外室的油束兩側(cè)各存在1個明顯的渦流區(qū)域，燃燒室中心的渦流為逆時針，渦旋區(qū)域大.外室中為順時針渦流，渦旋區(qū)域較小.這種反方向旋轉(zhuǎn)的雙渦流擾動能夠極大地提高外室中油束的霧化效率.由于G5的凸臺高度低，在靠近凸臺一側(cè)的氣流擾動比G4明顯，且在內(nèi)室與凸臺連接處有一個較小的渦旋區(qū).原機(jī)G6中油束兩側(cè)有較強(qiáng)的氣流擾動，在靠近壁面處各形成一個渦流區(qū).

圖5為不同燃燒室的缸內(nèi)平均湍動能變化曲線.

圖5 不同燃燒室的缸內(nèi)平均湍動能變化曲線

隨著凸臺錐角的不斷減小，G1到G5對應(yīng)的缸內(nèi)平均湍動能峰值不斷增大.原機(jī)G6的峰值介于G3和G4之間.這說明了油束與凸臺碰撞會使油束損失部分湍動能，而分區(qū)結(jié)構(gòu)促進(jìn)了混合氣從內(nèi)室向外室的擴(kuò)散，增強(qiáng)了燃燒室內(nèi)流場擾動，加大了缸內(nèi)平均湍動能.

為了分析流進(jìn)和流出燃燒室的氣流強(qiáng)度，定義燃燒室喉口截面氣流比為

式中:vx為流入或流出燃燒室的喉口截面處的氣流速度，流入時為正，流出時為負(fù);vm為活塞的平均速度.

不同燃燒室的喉口截面氣流比變化曲線如圖6所示.在350°之前，進(jìn)入燃燒室內(nèi)的氣流主要受壓縮過程的引導(dǎo)作用，隨后燃燒室內(nèi)混合氣的劇烈燃燒對氣流的擾動作用明顯，采用分區(qū)結(jié)構(gòu)的G1到G5的進(jìn)氣氣流比都明顯大于原機(jī)G6，相同體積的燃燒室空間容納更多的進(jìn)氣量，理論上能增強(qiáng)燃燒效率;在365°以后，活塞下行膨脹過程對燃燒室內(nèi)氣流流出運動起到?jīng)Q定作用，G2與G6的流出氣流比相差不大，從G2到G4的局部抽離曲線上看，隨著凸臺錐角逐漸減小，氣流比絕對值依次增大.氣流流出速度過高，會把過多的混合氣帶到擠流區(qū)，造成更多的混合氣在擠流區(qū)燃燒.但是擠流區(qū)溫度低，空間又小，不利于混合氣的形成和燃燒，增加了碳煙排放.

圖6 不同燃燒室的喉口截面氣流比

3.2 濃度場分析

不同燃燒室在ATDC 5°時所對應(yīng)的缸內(nèi)當(dāng)量比分布如圖7所示，G1到G3中油束與凸臺都發(fā)生了碰撞，且G1中當(dāng)量比為4.00的濃混合氣在凸臺面上堆積.隨著凸臺錐角不斷減小，附著在凸臺壁面的混合氣的當(dāng)量比和面積都依次減小.采用了相同的分區(qū)結(jié)構(gòu)的G1-G5，油束進(jìn)入內(nèi)室后，都被沿內(nèi)室壁面向上的強(qiáng)擠流帶出到外室空間，不與外室壁面直接接觸.凸臺錐角越大，凸臺撞壁對混合氣進(jìn)入外室的阻滯現(xiàn)象越明顯.因此與G1和G2相比，G3在365°時外室混合氣最多，混合也最均勻.與G4相比，G5的凸臺高度低，油束在與內(nèi)室壁面碰撞后，向內(nèi)室下側(cè)展開的油束相對較多，所以進(jìn)入外室的混合氣較少.原機(jī)G6中油束在撞壁后沿壁面向兩側(cè)擴(kuò)散，當(dāng)量比為4.00左右的混合氣主要分布在撞壁區(qū)域(燃燒室的頂部、底部).

圖7 不同燃燒室在ATDC 5°時所對應(yīng)的缸內(nèi)當(dāng)量比分布

通過剝離燃燒室壁面，獲得壁面網(wǎng)格中混合氣當(dāng)量比的計算結(jié)果，不同燃燒室下附壁混合氣的平均當(dāng)量比變化曲線如圖8所示.

圖8 不同燃燒室附壁混合氣平均當(dāng)量比

原機(jī)G6的附壁混合氣平均當(dāng)量比峰值最高，為1.74.這主要是因為G1-G5采用了分區(qū)結(jié)構(gòu)，油束在內(nèi)室中被沿內(nèi)室壁面向上沖出的強(qiáng)擠流帶出到外室空間，不與外室壁面直接接觸.G1的凸臺錐角最大，油束在撞擊凸臺后堆積較嚴(yán)重，所以在所有分區(qū)結(jié)構(gòu)方案中，G1平均當(dāng)量比峰值最高，為1.25.G2-G5的平均當(dāng)量比峰值相差不大，其中G2最低僅0.98，這說明了在適度的凸臺錐角下，油束與凸臺碰撞后不會造成嚴(yán)重的混合氣附壁現(xiàn)象.傳統(tǒng)ω型燃燒室G6的附壁混合氣平均當(dāng)量比在峰值以后一直減小.而采用分區(qū)結(jié)構(gòu)的G2-G5的平均當(dāng)量比在400°以后停止減小，并呈小幅度的增加.這主要是因為分區(qū)結(jié)構(gòu)的內(nèi)室與外室間存在凸脊，在燃燒末期不利于內(nèi)室少量混合氣沿凸脊面沖出.但是采用分區(qū)結(jié)構(gòu)的G2-G5最終的附壁混合氣平均當(dāng)量比仍略低于原機(jī)G6.

3.3 溫度場分析

不同燃燒室下缸內(nèi)溫度場分布如圖9所示.在ATDC 5°時，受分區(qū)結(jié)構(gòu)影響，G1-G5的高溫區(qū)分布在外室與燃燒室中心區(qū)域，形狀呈倒鉤形，其中外室所在的鉤頭處溫度最高，達(dá)到2 600 K.這說明了外室中的混合氣最先著火.G1中凸臺頂部堆積的混合氣在365°時已經(jīng)著火，高溫區(qū)域溫度在2 300 K左右.由于G4與G5中油束與凸臺沒有發(fā)生碰撞，在油束兩側(cè)各有1個著火區(qū)域;受油束與凸臺之間狹小區(qū)域的限制，凸臺底部的著火面積相對較小.凸臺高度較低的G5在內(nèi)室底部的著火區(qū)溫度比G4高，在2 500 K左右.而原機(jī)G6高溫區(qū)分布在燃燒室底部和頂部不連續(xù)的2塊區(qū)域.

圖9 不同燃燒室在ATDC 5°時對應(yīng)的缸內(nèi)溫度場分布

不同燃燒室平均溫度峰值及對應(yīng)相位的變化曲線如圖10所示，由于G1在凸臺上發(fā)生油束堆積，燃燒不充分，平均燃燒溫度峰值最低為1 475 K，G3平均燃燒溫度峰值最高為1 514 K，其次是G2和G6都為1 511 K.這主要是因為油束與凸臺的適度撞壁，會增大缸內(nèi)混合氣分布范圍，使著火區(qū)面積增大.從G2到G4，隨著凸臺錐角不斷減小，沿凸臺壁面滯后燃燒的附壁混合氣也越來越少，平均燃燒溫度峰值對應(yīng)的相位不斷提前.在所有采用分區(qū)結(jié)構(gòu)中，G5平均燃燒溫度峰值最低而且對應(yīng)相位最小，這是由于G5凸臺最低，凸臺對混合氣的形成、擴(kuò)散影響最小，使得燃燒室內(nèi)的高溫氣團(tuán)迅速擴(kuò)散外部空間.

圖10 不同燃燒室的平均溫度峰值及對應(yīng)相位

3.4 壓力及放熱率分析

不同燃燒室的缸內(nèi)壓力變化曲線如圖11所示，原機(jī)G6的壓力峰值最高，為6.45 MPa.隨著凸臺錐角逐漸減小，G2到G5的壓力峰值不斷增大.其中，G2峰值為6.04 MPa，G5峰值為6.37 MPa.不同燃燒室在355°到365°時，G1到G5壓力快速上升的相位點都在G6之前，這說明了分區(qū)結(jié)構(gòu)具有促進(jìn)油氣快速混合、著火的優(yōu)勢.G1到G5壓力升高率峰值不斷增大，且都低于G6，這與壓力峰值變化規(guī)律類似.總的來講，適當(dāng)增大凸臺錐角，有利于降低缸內(nèi)最高爆發(fā)壓力.

圖11 不同燃燒室的缸內(nèi)壓力變化曲線

不同燃燒室對應(yīng)的放熱率曲線如圖12所示，隨著凸臺錐角減小，G1到G5的放熱率峰值不斷增大，分別為 34.0，36.1，40.6，45.0，50.8，53.7 J·(°)-1.油束與凸臺碰撞削弱了預(yù)混合燃燒的同時增強(qiáng)了擴(kuò)散燃燒.在365°以后，G2的擴(kuò)散燃燒最明顯，其次是G3.這一方面是因為G2凸臺面上可燃混合氣較多，另一方面是G2的燃燒室內(nèi)高溫氣團(tuán)流出速度較小.

圖12 不同燃燒室的放熱率變化曲線

3.5 累計放熱及排放分析

不同燃燒室下的累積放熱量與排放值如圖13所示.從累積放熱量上來看，由于G1中油束在凸臺上堆積，燃燒不充分，累積放熱量最低，僅有726 J，而采用了分區(qū)結(jié)構(gòu)的G2到G5的累積放熱量都比原機(jī)G6的739 J要大，其中凸臺高度相同的G2到G4，隨著凸臺錐角逐漸減小，累計放熱量也不斷減少，分別為772，757，747 J.這說明了當(dāng)油束不在凸臺上嚴(yán)重堆積時，凸臺錐角越大，對燃燒的促進(jìn)作用越明顯，它主要體現(xiàn)在強(qiáng)化擴(kuò)散燃燒上.采用較低凸臺的G5的累積放熱量為765 J，僅低于G2，進(jìn)一步表明分區(qū)結(jié)構(gòu)顯著促進(jìn)燃燒.

圖13 不同燃燒室的累積放熱與排放

就NO排放而言，由于噴油壓力較低，各燃燒室下NO排放都不高.其中G5的NO排放值相對最大，其質(zhì)量分?jǐn)?shù)為334×10-6.這是因為在所有分區(qū)結(jié)構(gòu)中G5的凸臺高度最低，預(yù)混合燃燒強(qiáng)度最高.G1與G2的NO排放相對最低，都為278×10-6，這得益于兩者預(yù)混合燃燒強(qiáng)度較弱，只存在一個著火高溫區(qū)域.G3的凸臺面上會有少量混合氣燃燒，導(dǎo)致總的高溫區(qū)面積比G4大，因此G3的NO排放較于G4稍高.G3，G6的NO排放差別極小，數(shù)值分別為302×10-6，304×10-6.

不同燃燒室下soot排放的峰值與終值的變化如圖14所示，就soot排放來講，由于G1中油束在凸臺上發(fā)生堆積，soot排放終值最大為365×10-6.隨著凸臺錐角逐漸減小，G2到G5的soot排放終值不斷增大，質(zhì)量分?jǐn)?shù)依次為179×10-6，209×10-6，244×10-6，295×10-6.這種一致性的變化規(guī)律主要是由G2到G5擴(kuò)散燃燒逐漸削弱引起.值得注意的是，G6的 soot排放終值為282×10-6，僅比 G5略低，這說明采用高凸臺的分區(qū)燃燒系統(tǒng)在soot排放上優(yōu)于原機(jī).總的看來，在凸臺較高時，適當(dāng)增大凸臺錐角，soot排放顯著降低，NO排放變化不大.

圖14 不同燃燒室soot的峰值與終值排放

soot排放是生成與氧化相互作用的過程，從圖14中可以看出:G1中soot后期氧化量最低，那是因為凸臺面附近氣流速度小，氧濃度低.在凸臺面上不發(fā)生油束堆積的情況下，G2到G5各分區(qū)結(jié)構(gòu)的soot排放峰值都低于原機(jī)G6;并且隨著凸臺錐角不斷減小，擴(kuò)散燃燒相應(yīng)減小，soot后期的氧化能力被削弱，soot排放峰值與終值間的差值也越來越小.

4 結(jié)論

1)由于油束不與外室壁面直接接觸，分區(qū)燃燒系統(tǒng)的附壁混合氣平均當(dāng)量比峰值和終值都低于原機(jī).但在400°以后停止減小，并呈小幅度的增加.

2)分區(qū)結(jié)構(gòu)增強(qiáng)了燃燒室內(nèi)氣流擾動，加大了缸內(nèi)平均湍動能，促進(jìn)了油氣快速混合、著火.凸臺錐角越大，缸內(nèi)平均湍動能峰值越小.

3)采用分區(qū)結(jié)構(gòu)的各方案在壓縮過程中，進(jìn)入燃燒室的氣流比都明顯大于原機(jī).在膨脹過程中，凸臺錐角越小，氣體流出燃燒室速度越快.

4)油束與凸臺碰撞顯著削弱預(yù)混合燃燒.在凸臺面不發(fā)生油束堆積的G2到G5方案中，凸臺錐角越大，擴(kuò)散燃燒越明顯，其中G2累計放熱量最大，soot排放值最低.

References)

［1］周龍保，劉忠長，高宗英.內(nèi)燃機(jī)學(xué)［M］.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2010.

［2］Jaichandar S，Annamalai K.Combined impact of injection pressure and combustion chamber geometry on the performance of a biodiesel fueled diesel engine［J］.Energy，2013，55:330-339.

［3］王艷華，楊世春，李 波，等.汽油缸內(nèi)直噴多孔噴油器噴霧碰壁特性試驗［J］.江蘇大學(xué)學(xué)報:自然科學(xué)版，2013，34(4):390-394.

Wang Yanhua，Yang Shichun，Li Bo，et al.Experiment on impingement spray characteristics of multi-hole injector in gasoline direct injection engine［J］.Journal of Jiangsu University:Natural Science Edition，2013，34(4):390-394.(in Chinese)

［4］Jaichandar S，Annamalai K.Influences of re-entrant combustion chamber geometry on the performance of Pongamia biodiesel in a DI diesel engine ［J］.Energy，2012，44:633-640.

［5］陳 歡，魏勝利，湯 東，等.帶雙ω燃燒室柴油機(jī)燃燒和排放特性的數(shù)值模擬［J］.汽車工程，2014，36(4):426-431，458.

Chen Huan，Wei Shengli，Tang Dong，et al.Numerical simulation on the combustion and emission characteristics of a diesel engine with double ω combustion chamber［J］.Automotive Engineering，2014，36(4):426-431，458.(in Chinese)

［6］Wei Shengli，Wang Feihu，Leng Xianyin，et al.Numerical analysis on the effect of swirl ratios on swirl chamber combustion system of DI diesel engines［J］.Energy Conversion and Management，2013，75:184-190.

［7］趙昌普，朱云堯，楊俊偉，等.燃燒室形狀對增壓中冷柴油機(jī)燃燒和排放影響的數(shù)值模擬［J］.內(nèi)燃機(jī)學(xué)報，2013，31(4):318-323.

Zhao Changpu，Zhu Yunyao，Yang Junwei，et al.Effects of combustion chamber geometry on the combustion and emissions of turbocharged inter-cooling diesel engine［J］.Transactions of CSICE，2013，31(4):318-323.(in Chinese)

［8］AVL List Gmbh.FIRE Version2008Application Exam-ples［M］.Graz，Austria:AVL，2008.

［9］Yadollahi B，Boroomand M.The effect of combustion chamber geometry on injection and mixture preparation in a CNG direct injection SI engine ［J］.Fuel，2013，107:52-62.

［10］Fontanesi S，Gagliardi V，Malaguti S，et al.CFD parametric analysis of the combustion chamber shape in a small HSDI diesel engine［C］∥SAE Technical Paper Series.USA:SAE Publication Group，Paper Number:2005-32-0094.

［11］Jayashankara B，Ganesan V.Effect of fuel injection timing and intake pressure on the performance of a DI diesel engine:a parametric study using CFD［J］.Energy Convers Manage，2010，51:1835-1848.