燃燒室結構對柴油機排放影響的模擬與試驗研究

李石彪，葛明生，沈黎明，羅福強

（1.江蘇大學汽車與交通工程學院，江蘇 鎮江 212013；2.江蘇四達動力集團，江蘇 無錫 214000）

柴油機具有較好的可靠性、經濟性和較高的熱效率，因而成為農業機械和工程機械中較普遍的動力源之一［1］。日益嚴格的排放法規讓人們更加關注降低主要排放污染物的途徑［2－3］，排放物中最難平衡和處理的是NOx和炭煙，通過優化燃燒室的結構參數降低NOx和炭煙是機內凈化的一種良好途徑。本研究設計3種不同結構參數的燃燒室，設計時控制縮口率和徑深比不同，通過對3種燃燒室的數值模擬，了解缸內油氣混合物的氣流運動，分析排放物NOx和soot的生成歷程，為燃燒室結構的進一步設計和優化提供了依據。

1 發動機參數和燃燒室結構

本研究選用4缸增壓直噴柴油機，排量2.43L，壓縮比17.5∶1，標定轉速3 000r/min，標定功率55kW。

綜合考慮降低NOx和炭煙排放，設計了3種燃燒室（見圖1）。綜合壓縮比、縮口率（（d－D）/D）、口徑比（D/B）、徑深比（D/H）等結構參數，設計時保持3種燃燒室有相同的壓縮比和燃燒室容積，控制3種燃燒室的口徑比在0.55±0.005以內，3種燃燒室有不同縮口率（1號、2號、3號燃燒室分別為4.3，10.2，－11.8）和徑深比（1號，2號，3號燃燒室分別為3.0，2.6，3.6）。

縮口率會影響燃燒室內的氣流活躍程度、渦流持續期、噴霧貫穿距離、噴霧錐角、破裂長度和霧化液滴的尺寸分布，進而影響NOx和炭煙的生成。徑深比影響燃燒室中擠流和逆擠流的大小，設計的3種燃燒室縮口率和徑深比有較大差異，且有較高的凸臺，可以充分利用凸臺的導流作用形成較強的擠流和逆擠流，促進油氣的混合［4］，促進擴散燃燒。

2 計算模型的選取及邊界條件的確定

2.1 模型的建立

本計算用Pro/e建立燃燒室模型，壓縮余隙為1mm，用Hypermesh對3個燃燒室進行六面體網格劃分，1號燃燒室上止點網格數為111 120個，2號燃燒室上止點網格數為112 400個，3號燃燒室上止點網格數為114 720個，導入CFD軟件中生成180°～540°移動網格。

選取修正的κ－ε雙方程湍流模型［5］來模擬內燃機缸內流場，噴霧計算中用Walljet1模型模擬噴霧撞壁過程［6］，采用 Wave離散模型［7］，假設噴射的油滴與噴嘴出口直徑尺寸相同，其他分散的小油滴都是由于空氣流動促使液氣互相作用而形成的。液滴蒸發則采用 Dukowicz進行模擬［8－9］，本計算選用Shell著火模型計算自燃時間［10］，選擇的燃燒模型為湍流渦破碎 Eddy－Break－Up模型［11］。排放模型分別選擇Extended－Zeldovich氮氧排放模型和Kennedy－Hiroyaso－Magnussen炭煙排放模型。

2.2 計算條件

計算工況為標定轉速3 000r/min；計算范圍從218°（進氣門關閉）到441°（排氣門打開），初始溫度383K，初始壓力185kPa；噴油器7孔，噴孔直徑0.145mm，安裝傾斜角為13°，位置相對于燃燒室中心，沿X軸正方向偏移2mm，沿Y軸正方向偏移1mm；油嘴伸出量為3.4mm，單缸循環噴油量34.5mg。噴油提前角7°，噴油持續期353°～369°。氣缸蓋底平面溫度551K，氣缸壁面溫度450K，活塞頂凹坑溫度593K。

3 計算結果及分析

3.1 模型的驗證

2號燃燒室缸內壓力實測值與計算值的對比見圖2。從圖2可以看出，試驗值和計算值較吻合。

3.2 缸內流場

從圖3可以看出，在2°BTDC時，2號燃燒室由于有較大的縮口率，且有較大的凹坑和較高的凸臺，油束的兩側已經有一大一小旋向相反的擠壓渦流，大的渦流在燃燒室的凹坑壁面以及凸臺的導流作用下，沿著凸臺邊緣以較快的速度流動，能夠較好地促進油氣的混合。1號燃燒室除了旋向相反的擠壓渦流之外，靠近燃燒室邊緣處仍有小的渦流，小渦流能促進邊緣的油氣混合。與1號和2號燃燒室相比，3號燃燒室僅在油束的周圍形成兩個旋向相反的較大的擠壓渦流，在敞口拐角處有小渦流，因為3號燃燒室口徑較大，本身并不組織進氣渦流，受進氣等因素的影響及靠近上止點時受到擠壓作用產生少量渦流。在5°ATDC時，隨著活塞向下止點運動，1號和2號燃燒室之前的大擠壓渦流開始變小、破碎，在油束附近形成多個小渦流，渦流中心慢慢向油束靠近，凸臺附近氣流運動加強，可以有效地將附著在凸臺及凸臺附近的油霧帶到燃燒室頂隙；但2號燃燒室油束附近的渦流與燃燒室凹坑處的渦流相互干擾，從而不利于凹坑處空氣的有效利用和油氣的充分燃燒，主要原因是徑深比過小即凹坑較深，且在活塞向下運動時，燃燒室內的高壓氣體進入擠流區導致油束相互干擾。3號燃燒室在膨脹過程中擠壓作用減弱，導致燃燒室內的渦流進一步減弱。

3.3 缸內湍動能

湍動能是氣流活躍程度評價的重要指標，湍動能的大小在很大程度上反映油氣混合的程度，從而影響著后期的擴散燃燒。從圖4可以看出3種燃燒室的湍動能不盡相同，但皆在上止點后約10°達到峰值，且從上止點到上止點后10°保持著較高的湍動能，即在這段時間內燃燒室保持較活躍的氣流運動，能較好地促進油氣混合，促進擴散燃燒的進行。從圖中可以看出1號和2號燃燒室比3號燃燒室湍動能大，缸內的氣流運動更活躍，主要原因是1號和2號燃燒室有較大的縮口率，能很好地組織氣流運動。

3.4 缸內壓力、溫度和放熱規律比較

由圖5可見，2號燃燒室放熱最早最快，在366.5°時達到放熱峰值，1號燃燒室次之，3號燃燒室放熱峰值出現最晚，比2號燃燒室推遲3.5°。主要原因是2號燃燒室縮口率最大，進氣渦流較強，油氣混合較快且充分，霧化最好，放熱最早。2號燃燒室缸內最高壓力高于1號和3號燃燒室；最高缸內溫度略低于1號燃燒室，但溫度升高早，當其達到最高溫度時，1號燃燒室缸內溫度仍快速升高；3號燃燒室缸內溫度最高。原因主要是2號燃燒室內初期燃燒的可燃混合氣數量相對較多，放熱更早且集中，壓力升高更早且缸內壓力峰值最高，1號燃燒室次之。

3.5 NOx和soot的生成

1號燃燒室和2號燃燒室缸內平均溫度相差不大，但2號燃燒室初期氣流速度最小，燃燒室中心和頂隙處的氣流運動較弱且無較大渦流，油氣混合較差，燃燒不夠充分，生成的NOx最少（見圖6）。而3號燃燒室缸內平均溫度要高于1號、2號燃燒室，且高溫持續期較長，其次，3號燃燒室燃燒初期氣流速度最快，油氣混合充分，促進前期燃燒，因此，3號燃燒室的NOx生成量較多。2號燃燒室的soot生成量要多于1號燃燒室（見圖7），原因是2號燃燒室有較大的縮口率和較小徑深比，從而有較長的渦流持續期，因此，2號燃燒室后期氣流速度最大，氣流最活躍，但由于燃燒室內油束相互干擾，影響油束的霧化質量，影響擴散燃燒，soot大量生成。3號燃燒室的soot生成量最少，原因是3號燃燒室有較大的徑深比，能充分地利用新鮮空氣加速soot的氧化。

3.6 不同進氣渦流比下排放特性

從圖8至圖10可以看出，3種燃燒室在不同渦流比下，soot和NOx排放的變化趨勢不同。進氣渦流比在2.0～2.6范圍內，隨著進氣渦流比的增大，1號和2號燃燒室NOx排放量減少，且縮口率越大減少的幅度越大。而3號燃燒室隨著渦流比的增大，NOx排放大幅增加，其中渦流比從2.0變化到2.3時，NOx排放增加約11%。主要原因是1號與2號燃燒室的縮口率比3號燃燒室大，相對于3號燃燒室增強了縱向的進氣渦流和壓縮渦流，并不需要太大的進氣渦流燃燒室的油氣已經較好地混合，較大的進氣渦流導致油束相互干擾，從而影響前期的預混合和燃燒，降低NOx排放。因此對于1號和2號燃燒室而言，較大的進氣渦流比能降低NOx排放。3號燃燒室結構本身并不組織進氣渦流，由氣缸蓋和進氣道形狀產生的進氣渦流能很好地促進油氣的混合，從而改善前期燃燒，更大的進氣渦流能使油氣燃燒充分，缸內壓力和溫度升高，NOx排放增加。從圖中可以看出，渦流比對soot前期生成有較大的影響，但是對后期soot的氧化過程影響小，可見進氣渦流對后期的擴散燃燒影響較小。

4 試驗研究

4.1 試驗條件和試驗設備

對3種燃燒室進行臺架試驗，試驗采用WE42N水力測功機、EIM0310D發動機測控系統及FCM－13瞬態油耗測量儀。進水溫度為60～75℃，出水溫度為（88±5）℃，柴油溫度控制在（38±5）℃，機油溫度（95±5）℃，采用輔助冷卻手段。試驗工況與計算工況相同（3 000r/min，75%負荷），測量3種燃燒室NOx和炭煙排放特性。

4.2 試驗結果

從圖11可以看出，3號燃燒室的NOx排放最高，1號燃燒室次之，2號燃燒室最低，而3號燃燒室炭煙排放最低。試驗結果與模擬結果變化趨勢相同，1號燃燒室有較為折中的排放特性。

5 結論

a）當燃燒室采用較小徑深比和較大縮口率時，前期稍小的氣流速度和較弱的氣流運動使缸內溫度不至太高，氧氣濃度較低，有利于減少NOx的生成；當采用較小的縮口率和較大的徑深比時，后期稍大的氣流速度有利于油氣混合，促進后期擴散燃燒，加速soot的氧化；

b）不同進氣渦流比下，縮口率存在較大差異的3種燃燒室NOx排放呈現不同的變化趨勢，主要取決于3種燃燒室本身的結構特征，負縮口率的3號燃燒室在較大的進氣渦流比下油氣混合更充分，燃燒也更充分，NOx排放增加；進氣渦流主要影響前期燃燒，對NOx的生成影響較大，對soot的氧化過程影響較小。

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