噴油孔直徑對柴油機燃燒及排放的影響

杜憲峰 ，閆鵬斌 ，嚴 偉 ，劉福莉

（1.遼寧工業大學 遼寧省汽車振動與噪聲工程技術研究中心，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，隨著空氣質量與能源消耗問題的日益重視，柴油機缸內燃燒及排放物已經成為研究熱點。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]。隨著計算機技術與虛擬仿真技術的快速發展，采用虛擬仿真技術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研究，是研究缸內燃燒過程及排放等性能指標的重要手段。采用數值分析軟件AVL-FIRE，建立高精度計算模型，設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值模擬，分析噴油孔直徑變化對缸內燃燒過程及排放的影響，為改善柴油機排放提供理論依據。

2 柴油機基本參數與數學模型

2.1 柴油機基本參數

本研究采用柴油機的主要技術參數，如表1所示。

2.2 數學模型

2.2.1 湍流模型

柴油機缸內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。為了合理分析缸內燃燒過程需需選擇合理湍流模型[4]，FIRE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燃燒與排放的重要因素。燃油進入氣缸后，在缸內高溫、高壓、湍流等環境條件下，要經歷破碎、湍流擾動、碰撞聚合變形、蒸發和碰壁等復雜變化，需建立準確的湍流耗散、碰壁、破碎、蒸發等模型[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，FIRE軟件中提供了多種燃燒模型，本研究選取相關火焰模型中的ECFM-3Z，ECFM-3Z模型用于柴油機缸內燃燒模型[6]，模型中缸內混合氣分為三個區域：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（燃油質量分數、火焰溫度、局部氧壓力等）對影響微粒形成的反應和氧化速率起到重要作用[7]，碳煙形成過程影響參數包括：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幾何模型，依據燃燒室實際參數進行設置，完成對燃燒室的二維建模及二維網格劃分，設置合理的邊界層數及其厚度，設置網格尺寸（設置最大節點間距為0.8mm）。由于燃燒室模型忽略了燃燒室內某些細節，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。燃燒室二維網格，如圖1（a）所示。上止點處網格，如圖 1（b）所示。下止點處網格，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

缸內燃燒計算過程中計算步長采用發動機曲軸轉角，計算曲軸轉角范圍為：從進氣門關閉時刻（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，壁面傳熱系數為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，仿真結果與試驗結果符合良好，試驗測試峰值要高一些，兩者最大誤差為3.93%，誤差產生原因可能為：網格質量好壞、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，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霧化形成高質量的均勻混合氣，噴油孔直徑越小，缸內平均湍流動能相對較大，將有利于提高燃油傳播。噴油開始到噴油結束的缸內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，且燃燒室內湍流動能相對較低，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 噴油孔直徑對缸內壓力和溫度的影響

噴油孔直徑不同時缸內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溫度場變化規律對比分析，如圖6所示。由圖6可知，剛開始燃燒時，高溫區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域向低溫區域擴散，且噴油直徑越小溫度在燃燒室內的分布越廣且均勻。同時，噴油孔直徑為0.17mm的高溫區域擴散范圍較小，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，中心區域燃油較少，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質量分數和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，形成的混合氣質量越好，缸內燃燒劇烈，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，使缸內燃燒與溫度分布不均勻，出現了NOx分布不均勻現象；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區域部分，噴油孔直徑為0.14mm、0.17mm，NOx大部分產生于燃燒室壁面及活塞頂部區域。

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

Soot質量分數和生成速率曲線，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，Soot生成速率較高，燃油撞壁后破碎也促進燃油蒸發，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，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生不利影響，出現此消彼長現象，因此，要想達到好的排放效果，應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濟性的影響

噴油孔直徑對動力性和經濟性的影響，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混合氣不均勻及燃燒較差，缸內溫度和爆發壓力低，造成經濟性和動力性差。

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 結論

（1）依據實際測量確定氣缸內初始條件和邊界條件進行虛擬仿真分析，三維數值模擬的缸內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，提高蒸發速率，且缸內湍流動能變大，從而利于油氣混合提高混合質量，同時缸內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混合氣不均勻及燃燒較差，使得柴油機經濟性和動力性較差。

［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.）