杜憲峰 ，閆鵬斌 ，嚴 偉 ，劉福莉

（1.遼寧工業(yè)大學 遼寧省汽車振動與噪聲工程技術(shù)研究中心，遼寧 錦州 121001；2.東風朝陽朝柴動力有限公司，遼寧 朝陽 122000）

1 引言

近年來，隨著空氣質(zhì)量與能源消耗問題的日益重視，柴油機缸內(nèi)燃燒及排放物已經(jīng)成為研究熱點。噴油孔是影響柴油機燃燒過程的重要因素之一，而噴油孔直徑對缸內(nèi)氣流運動、混合氣形成及燃燒過程有重要的影響[1-3]。隨著計算機技術(shù)與虛擬仿真技術(shù)的快速發(fā)展，采用虛擬仿真技術(shù)開展柴油機燃燒等研究工作具有周期短、成本低及信息量大等特點，而且避免了物理樣機的限制，有利于柴油機噴油孔直徑等變參數(shù)研究，是研究缸內(nèi)燃燒過程及排放等性能指標的重要手段。采用數(shù)值分析軟件AVL-FIRE，建立高精度計算模型，設(shè)定合理的初始條件及邊界條件，分析計算過程中的收斂性及計算精度，開展不同噴油孔直徑條件下柴油機燃燒室流場的三維數(shù)值模擬，分析噴油孔直徑變化對缸內(nèi)燃燒過程及排放的影響，為改善柴油機排放提供理論依據(jù)。

2 柴油機基本參數(shù)與數(shù)學模型

2.1 柴油機基本參數(shù)

本研究采用柴油機的主要技術(shù)參數(shù)，如表1所示。

2.2 數(shù)學模型

2.2.1 湍流模型

柴油機缸內(nèi)燃燒過程中氣體充量伴隨著強烈并且復雜多變的湍流變化。為了合理分析缸內(nèi)燃燒過程需需選擇合理湍流模型[4]，F(xiàn)IRE軟件中湍流模型有：二階矩（RSM）模型、單方程模型，標準的k-ε模型、壁面函數(shù)模型和k-ζ-f模型。本研究選用k-ζ-f模型。

表1 柴油機的基本參數(shù)Tab.1 The Basic Parameters of Diesel Engine

2.2.2 噴霧模型

燃油霧化程度的好壞是影響柴油機缸內(nèi)燃燒與排放的重要因素。燃油進入氣缸后，在缸內(nèi)高溫、高壓、湍流等環(huán)境條件下，要經(jīng)歷破碎、湍流擾動、碰撞聚合變形、蒸發(fā)和碰壁等復雜變化，需建立準確的湍流耗散、碰壁、破碎、蒸發(fā)等模型[5]，本研究噴霧過程模擬中選取WAVE破碎模型；采用Walljet1碰壁模型；采用Dukowicz蒸發(fā)模型。

2.2.3 燃燒模型

由于柴油機湍流與燃燒之間含有眾多不定因素，F(xiàn)IRE軟件中提供了多種燃燒模型，本研究選取相關(guān)火焰模型中的ECFM-3Z，ECFM-3Z模型用于柴油機缸內(nèi)燃燒模型[6]，模型中缸內(nèi)混合氣分為三個區(qū)域：未燃混合空氣（+EGR）、燃油與混合空氣和未燃混合燃油。

2.2.4 排放模型

NOX的生成由缸內(nèi)燃燒的混合氣溫度梯度決定[7]，針對NOX生成歷程及主要組成成分，本研究選取擴充的Zeldovich模型。同時，火焰參數(shù)（燃油質(zhì)量分數(shù)、火焰溫度、局部氧壓力等）對影響微粒形成的反應(yīng)和氧化速率起到重要作用[7]，碳煙形成過程影響參數(shù)包括：局部空燃比（C/O比率、C/H比率）、壓力、溫度和滯留時間，本研究采用Frolov Kinetic模型。

3 仿真模型的建立及驗證

3.1 仿真模型的建立

采用FIRE軟件中ESE Diesel模塊建立柴油機燃燒室?guī)缀文Ｐ停罁?jù)燃燒室實際參數(shù)進行設(shè)置，完成對燃燒室的二維建模及二維網(wǎng)格劃分，設(shè)置合理的邊界層數(shù)及其厚度，設(shè)置網(wǎng)格尺寸（設(shè)置最大節(jié)點間距為0.8mm）。由于燃燒室模型忽略了燃燒室內(nèi)某些細節(jié)，比如氣門凹坑等，使得所建立模型壓縮比與真實壓縮比之間存在一定的誤差，可增加補償容積來修正壓縮比，可采用群部補償法。燃燒室二維網(wǎng)格，如圖1（a）所示。上止點處網(wǎng)格，如圖 1（b）所示。下止點處網(wǎng)格，如圖 1（c）所示。

圖1 燃燒室計算模型Fig.1 Calculation Model of Combustion Chamber

3.2 初始條件和邊界條件

缸內(nèi)燃燒計算過程中計算步長采用發(fā)動機曲軸轉(zhuǎn)角，計算曲軸轉(zhuǎn)角范圍為：從進氣門關(guān)閉時刻（596°CA）到排氣門開啟時刻（850°CA），軟件中上止點默認為720°CA。氣缸內(nèi)邊界條件由實際測量得到，燃燒室壁面溫度為565K，氣缸壁面溫為482K，活塞頭壁面溫度565K，壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)為0，初始條件中選取計算初始時刻氣缸溫度為360K，初始壓力為1.6bar。初始條件中所需的湍流動能（TKE）和湍流長度尺度（TLS）通過公式計算得：

TKE=17.34m2/s2；TLS=0.00476m。

3.3 計算模型的驗證

仿真計算與試驗測量示功圖的比較圖，如圖2所示。由圖2可知，仿真結(jié)果與試驗結(jié)果符合良好，試驗測試峰值要高一些，兩者最大誤差為3.93%，誤差產(chǎn)生原因可能為：網(wǎng)格質(zhì)量好壞、收斂標準選取、燃燒噴霧模型與真實噴霧燃燒的差異等原因，誤差在允許范圍之內(nèi)，所建立模型是合理的。

圖2 仿真計算與試驗測試示功圖比較Fig.2 Dynamometer Comparison Between Simulation and Experiment Results

4 計算結(jié)果及分析

在保持噴油壓力及噴油總量固定不變條件下，對噴油孔直徑為0.11mm、0.14mm、0.17mm進行數(shù)值模擬仿真，研究不同噴油孔直徑對柴油機燃燒及排放的影響。

4.1 噴油孔直徑對混合氣的影響

噴油孔直徑不同時油滴平均直徑及缸內(nèi)平均湍流動能，如圖3所示。由圖3可知，小孔徑噴孔的油滴細小，將會加速燃油的蒸發(fā)霧化形成高質(zhì)量的均勻混合氣，噴油孔直徑越小，缸內(nèi)平均湍流動能相對較大，將有利于提高燃油傳播。噴油開始到噴油結(jié)束的缸內(nèi)燃空當量比的變化過程，如圖4所示。由圖4可知，噴油過程中缸內(nèi)燃空當量比先增加后減小。噴油孔直徑減小使噴油速率減慢，油束的貫穿距離變短，噴油孔直徑增大使燃油與空氣相對運動增加，混合氣濃度過高，同時噴油過程中伴有油束碰壁現(xiàn)象，燃油碰壁后分別沿壁面向上和向下進入燃燒室上部和底部。可見，噴油孔直徑越大，油滴越容易沉積到燃燒室凹坑處，直徑越小，燃油在燃燒室分布相對越廣越均勻。主要原因為：大噴孔直徑不利于燃油蒸發(fā)，且燃燒室內(nèi)湍流動能相對較低，減弱油滴運動，混合速率減慢。

圖3 噴孔直徑不同時油滴平均直徑及湍流動能Fig.3 The Average Diameter and Turbulent Kinetic Energy of Droplets at Different Nozzle Diameter

圖4 不同噴油孔直徑的燃空當量比Fig.4 Fuel-Air Equivalence Ratio at Different Injection Hole Diameter

4.2 噴油孔直徑對缸內(nèi)壓力和溫度的影響

噴油孔直徑不同時缸內(nèi)平均壓力及溫度變化曲線，如圖5所示。由圖5可知，隨噴孔油的減小，缸內(nèi)平均最高壓力和溫度不斷增大。這是由于油量固定條件下，孔徑越小則噴霧油滴越細小，油氣霧化程度變好，同時噴霧速度降低燃燒室內(nèi)霧化混合量增加，燃燒的燃油增多，預混合燃燒越劇烈，從而使缸內(nèi)壓力和溫度迅速升高，最高壓力和溫度增加。

圖5 噴油孔直徑不同時缸內(nèi)壓力和溫度曲線Fig.5 In-Cylinder Pressure and Temperature Curve at Different Fuel Injection Hole Diameter

圖6 不同噴油孔直徑下缸內(nèi)溫度分布Fig.6 In-cylinder Temperature Distribution at Different Fuel Injection Hole Diameter

三個噴油孔直徑的缸內(nèi)溫度場變化規(guī)律對比分析，如圖6所示。由圖6可知，剛開始燃燒時，高溫區(qū)域大都位于活塞頂和燃燒室凹坑及中部，隨著燃燒的進行高溫區(qū)域向低溫區(qū)域擴散，且噴油直徑越小溫度在燃燒室內(nèi)的分布越廣且均勻。同時，噴油孔直徑為0.17mm的高溫區(qū)域擴散范圍較小，主要集中在燃燒室底部和活塞頂部，這是因為噴孔直徑大油束貫穿距離大，附著在燃燒室壁面，燃油不易蒸發(fā)，中心區(qū)域燃油較少，導致溫度分布不均勻。

4.3 噴油孔直徑對排放性能的影響

NOx質(zhì)量分數(shù)和NOx生成速率曲線，如圖7所示。由圖7可知，噴油孔徑減小，NOx生成速率越大，生成量也越多。這是因為噴油孔直徑越小，形成的混合氣質(zhì)量越好，缸內(nèi)燃燒劇烈，最高溫度增加，導致NOx速率及生成量增加。

圖7 噴油孔直徑對NOx排放的影響Fig.7 Effect of Injection Hole Diameter on NOx Emissions

最高生成速率時刻NOx生成速率、濃度及其缸內(nèi)溫度對比圖，如圖8所示。由圖8可知，生成NOx速率最高時刻，由于混合氣分布不均勻，使缸內(nèi)燃燒與溫度分布不均勻，出現(xiàn)了NOx分布不均勻現(xiàn)象；噴油孔直徑越小，由溫度分布圖對比可以看出，NOx主要分布在溫度較高的區(qū)域，噴油孔直徑為0.11mm，NOx主要分布在溫度較高的燃燒室底部及中央?yún)^(qū)域部分，噴油孔直徑為0.14mm、0.17mm，NOx大部分產(chǎn)生于燃燒室壁面及活塞頂部區(qū)域。

圖8 NOx生成速率、濃度及其缸內(nèi)溫度對比圖Fig.8 Formation Rate，Concentration and In-Cylinder Temperature Comparison of the NOx

Soot質(zhì)量分數(shù)和生成速率曲線，如圖9所示。由圖9可知，噴孔直徑減小使Soot生成量減少，噴油孔直徑小，Soot生成速率和Soot被氧化速率較大，是因為噴油孔直徑小時油束貫穿距離短，燃油空燃比大造成缺氧狀態(tài)，Soot生成速率較高，燃油撞壁后破碎也促進燃油蒸發(fā)，形成相對較均勻油氣混合物，燃燒變好溫度增加，生成的Soot不斷被氧化。選取噴油孔直徑為0.17mm，Soot生成速率最高和氧化速率最高時刻的Soot缸內(nèi)分布及燃油空燃比，如圖10所示。由圖10可知，最高生成速率時刻Soot主要分布于空燃比較高的油束周圍及燃燒室壁面，由于此處燃油濃度較高處于缺氧狀態(tài)，Soot生成速率及生成量較高；燃燒過程中Soot氧化速率最高時刻Soot分布較少，是由于燃油及溫度分布相對比較均勻，前期產(chǎn)生的Soot大多被氧化。噴油孔直徑不同時NOx和Soot濃度當量比，如圖11所示。由圖11可知，NOx生成濃度隨著噴孔直徑減小而增大，Soot生成濃度隨噴油孔直徑的減小而減小，這與前面排放物生成量的分析相符合，噴油孔直徑過大或是過小都會對排放物的生成產(chǎn)生不利影響，出現(xiàn)此消彼長現(xiàn)象，因此，要想達到好的排放效果，應(yīng)選擇合理的噴油孔直徑。

圖9 噴油孔直徑對Soot排放的影響Fig.9 Effect of Injection Hole Diameter on Soot Emissions

圖10 噴油孔直徑為0.17mm的Soot缸內(nèi)分布Fig.10 In-Cylinder Soot Distribution at Injection Hole Diameter 0.17mm

圖11 噴油孔直徑不同時缸內(nèi)NOx和Soot濃度當量比Fig.11 In-Cylinder NOx and Soot Concentration Equivalence Ratio at Different Injection Hole Diameter

4.4 噴油孔直徑對動力性和經(jīng)濟性的影響

噴油孔直徑對動力性和經(jīng)濟性的影響，如圖12所示。由圖12可知，噴油孔直徑減小使燃油消耗率先增大后減小，扭矩則先減小后增大。當噴油孔直徑為0.17mm時，由于孔徑較大造成燃燒室內(nèi)混合氣不均勻及燃燒較差，缸內(nèi)溫度和爆發(fā)壓力低，造成經(jīng)濟性和動力性差。

圖12 不同噴油孔直徑下燃油消耗率和扭矩Fig.12 Fuel Consumption and Torque at Different Injection Hole Diameter

5 結(jié)論

（1）依據(jù)實際測量確定氣缸內(nèi)初始條件和邊界條件進行虛擬仿真分析，三維數(shù)值模擬的缸內(nèi)壓力曲線與試驗測試值吻合較好，驗證了計算模型準確性與分析流程合理性。（2）減小噴油孔直徑可形成細小的油滴，提高蒸發(fā)速率，且缸內(nèi)湍流動能變大，從而利于油氣混合提高混合質(zhì)量，同時缸內(nèi)壓力和燃燒溫度增加，NOx排放惡化，而Soot排量減少。（3）噴油孔直徑減小使燃油消耗率先增大后減小，扭矩則先減小后增大，噴油孔直徑為0.17mm時，由于孔徑較大造成燃燒室內(nèi)混合氣不均勻及燃燒較差，使得柴油機經(jīng)濟性和動力性較差。

［1］Junkyu Park，Sungwook Park.Comparisons of atomization characteristics between mechanical and common-rail fuel injection systems［J］.Atomization and Sprays，2012，22（10）：879-896.

［2］B.Mahr.Future and potential of diesel injection system.Conference on Thermo-and Fluid-Dynamic Processes in Diesel Engines［J］.THIESEL，2002：5-17.

［3］M.J.Biggs，S.J.Humby，A.Buts，U.Tuzun.Explicit numerical simulation of suspension flow with deposition in porous media influence of local flow field variation on deposition processes predicted by trajectory methods［J］.Chemical Engineering Science，2003（58）：1271-1288.

［4］陸瑤.船用柴油機燃燒與排放三維數(shù)值模擬研究［D］.哈爾濱：哈爾濱工程大學，2011.（Lu Yao.Marine diesel engine combustion and emissions of the three dimensional numerical simulation study［D］.Harbin：Harbin Engineering University，2011.）

［5］張雪剛.電噴柴油機噴油策略優(yōu)化燃燒和排放的研究［D］.大連：大連理工大學，2010.（Zhang Xue-gang EFI combustion and emissions of diesel engine fuel injection strategy optimization research［D］.Dalian：Dalian University of Technology，2010.）

［6］李研芳.柴油機噴油與EGR耦合控制機理數(shù)值模擬分析［D］.天津：天津大學，2010.（Li Yan-fang.Diesel engine fuel injection and EGR coupling control mechanism of the numerical simulation analysis［D］.Tianjin：Tianjin University，2010.）

［7］解茂昭.內(nèi)燃機計算燃燒學［M］.大連：大連理工大學出版社，2005.（Xie Mao-zhao.Combustion Calculation Science of the Internal Combustion Engine［M］.Dalian：Dalian University of Technology Press，2005.）