預燃室點火式汽油機稀薄燃燒特性仿真研究

中圖分類號：U464.149 文獻標志碼：A

Simulation study on lean-burn combustion characteristics gasoline engine with pre-chamber ignition

YIN Congbo， FAN Jingzhi， SUN Yuedong， ZHANG Zhendong （ ， ， 2oo093，）

Abstract： The simulation study was carried out on a turbocharged direct injection gasoline engine with a passive pre-chamber. The three-dimensional simulation model pre-chamber ignition engine was established， the lean-burn combustion environment （excess air coefficient λ=1.3 ）was med by using the three injection strategy. The gas flow， spray， combustion emission characteristics at different working conditions were studied by simulation. The simulation results show that a significant tumble flow intake air is med in the main chamber， the maximum turbulence kinetic energy （TKE） at the end combustion can exceed 150m²/s² ， but further delaying the ignition time to 715^° crank angle， the maximum TKE will drop to about 110m²/s² . During the jet flame spraying process， there is a significant imbalance， with the jet flame spreading faster from the right-side nozzles， while the jet flame spreading slower in individual left-side nozzles. By delaying the ignition time under heavy load，the maximum temperatures the main chamber the pre-chamber are effectively reduced， thus reducing the maximum pressure emissions NO_x CO. The maximum mass concentration NO_x in the main chamber is reduced by about 54% ， the maximum mass fraction CO is reduced by about 30%

Keywords： passive pre-chamber; gasoline engine; lean-burn combustion; simulation study

內燃機及汽車工業的發展與能源和環境問題密切相關，減少燃料消耗和排放物是內燃機未來的兩個主要目標，這對能源效率、能源成本和環境污染至關重要[]。實現這兩個目標的主要方法之一是實現稀薄燃燒。目前，稀薄燃燒的解決方案主要包括新型燃燒室設計[2]、點火系統優化[3]、燃料替代技術[]等。

稀薄燃燒是一種降低汽油機油耗和減少污染物排放的前沿燃燒技術，該技術可突破傳統汽油機空燃比燃燒邊界，實現低溫燃燒。很多研究表明，高度稀燃時這些優勢會更加明顯[5]。但稀薄燃燒存在著火困難、點火不可靠、燃燒不穩定、燃燒速度低等問題，限制了其在車用汽油機上的廣泛應用[6-7]。在已開發出的稀薄燃燒汽油機上，燃燒穩定性和三元催化劑不兼容是兩大主要問題[8。目前，主要采用先進的控制及排放后處理技術，實現稀薄燃燒的應用[9]

稀燃系統可以明顯降低燃燒溫度，從而減少NO_x 生成[1]。實現缸內稀薄燃燒需要高點火能量和較長的點火持續時間[]。在稀薄操作條件下，針對傳統火花塞系統難以實現高質量燃燒的特點[12]，已經開發了許多新的點火系統，其中最有潛力的是預燃室射流點火系統。有研究表明，預燃室點火系統在提高發動機效率和降低燃料消耗方面明顯優于傳統火花點火發動機[13]。

蔡文遠等[14]采用高能點火有效拓寬了汽油機均值稀薄燃燒的空燃比極限；吳錫江等[15]研究了稀燃條件下采用高能點火的汽油機特性表現，發現對于持續放電式高能點火系統，提升放電功率是提升燃燒穩定性的有效措施；Attard等[在壓縮比為10.4的輕型汽油火花點火發動機上設計了主動預燃室，將稀薄極限擴展到過量空氣系數λ=2 ，具有穩定的燃燒和極低的 NO_x 排放。進一步的研究表明，預燃室點火的峰值發動機效率比傳統火花點火模式高 20% [17]，峰值凈指示熱效率達到 42.8% [18]。此外，預燃室點火還具有較高的爆震耐受性和強勁的點火性能[19]，可實現更高的壓縮比。

在直噴汽油機工作過程中，通常采用進氣增壓以及復雜的燃油噴射策略配合點火過程，實現對燃燒過程的優化。為了理解增壓進氣方式，揭示預燃室點火方式在復雜噴射策略下的工作過程，分析稀薄環境預燃室點火對燃燒過程的影響規律，本文采用計算流體力學（computationalfluiddynamics，CFD）仿真方法，對特定工況下預燃室點火發動機的進氣及混合氣形成過程、燃燒及排放物生成過程進行研究。得到了預燃室和主燃燒室在燃燒過程中平均湍流動能（turbulencekineticenergy，TKE）、空燃比、溫度以及燃燒排放物的動態變化數據，分析了預燃室和主燃燒室在燃燒過程中的火焰傳播過程，以及速度場、溫度場和壓力場的變化過程

仿真模型及試驗驗證

1.1 仿真模型

預燃室式點火發動機的工作過程包括進氣過程、壓縮過程、點火過程、燃燒過程，并且燃燒過程被分成兩個階段進行，即預燃階段和主燃階段。為了準確描述預燃室式發動機的工作過程和燃燒過程，需要將計算區域劃分為進排氣道、預燃室和主燃燒室3個部分。其中，進排氣道負責氣體的進出，預燃室和主燃燒室則是燃燒過程的關鍵區域。圖1為預燃室火花塞發動機及預燃室模型示意圖。

計算網格的單元尺寸如表1所示。由于結構復雜，不同區域使用不同大小網格，最小網格尺寸為 0.25mm 。本研究中CFD模型的計算網格如圖2所示，計算過程中的總網格數為680251。計算過程中時間步長不同，噴霧和燃燒過程使用較小的步長，每個步長對應的曲軸轉角為 0.1^°～0.5^°"。

Fig.1Schematic diagram pre-chamber spark plug engine pre-chamber model

針對特定問題，選擇合適的模型對獲得物理上合理的模擬結果至關重要。缸內流動和湍流效應采用由Hanjalic等[20開發的四方程湍流模型，即 k-zeta-f 模型進行計算。

采用Liu等[21]提出的波動模型來預測液體液滴的破碎情況。將O'Rourke[22]提出的噴霧碰撞模型添加到AVL-FIRE代碼中，計算利用了Jiro等[23]開發的噴霧/壁面相互作用模型。液滴加熱和蒸發過程采用Dukowicz[24]開發的模型進行模擬。

燃燒模型采用AVL-FIRE中的擴展擬序火焰模型（extendedcoherentflamemodel，ECFM），它是在擬序火焰模型（coherentflamemodel，CFM）的基礎上發展而來，能夠更精確地模擬燃燒過程。ECFM可與噴霧模型完全耦合，并且可以實現包含廢氣再循環（exhaustgasrecirculation，EGR）影響和 NO_x 形成的分層燃燒。其化學反應機理為

式中， n，j，l 分別是燃料的碳、氫和氧原子數目。

AVL-FIRE中ECFM的拉伸因子設定為0.5。拉伸因子的增加會強化火焰表面密度，從而縮短燃燒階段并加快燃燒速度。點火模型采用球形點火模型，在該模型中點火位置會釋放一個球形火焰核。根據AVL-FIRE軟件的推薦值，火焰核半徑和點火持續時間分別設定為 3mm 和 0.0003s 。

采用渦流角速度和渦流比來描述氣缸內部氣流運動。渦流角速度 ω 定義如下：

式中： a 表示網格面的數量； m_i 表示網格質量；y_i 、 z_i 表示單個網格單元質心的笛卡爾坐標；（y₀，z₀） 表示旋轉軸在平面內的投影坐標； u_i 、 w_i 分別表示 y 軸和 z 軸方向上的速度分量

渦流比是渦流角速度與發動機角速度之比，公式為

式中： R_x 表示圍繞 x 軸旋轉的渦流比； N 表示發動機角速度。在本研究中，氣缸軸在 z 軸方向上，圍繞 x 軸方向的渦流比定義為滾流比。滾流比越大，圓柱體內部的滾流強度就越強

平均湍流動能的定義如下：

式中： 、 u_iz 分別是 x，y 和 z 方向上波動速度的分量。

燃空當量比公式為

式中： ρ 表示混合物燃料的質量濃度； m_a 表示空氣質量； m_f 表示燃料質量； 為化學計量空燃比。

附著在氣缸壁面和活塞上的平均燃料液體油膜質量定義為

式中： m_fi 表示網格中液體燃料的質量； S_i 表示網格的投影面積。

1.2 試驗臺架

本研究使用了一臺缸內直噴單缸發動機，原型機上裝配了自行設計開發的預燃室式火花塞，采用普通火花塞點火，在當量燃燒模式下進行試驗。圖3為發動機試驗臺架示意圖。

試驗中，使用缸壓傳感器Kistler6052C實時監測發動機缸內壓力；使用含電荷放大器的燃燒分析儀AVLIndicom監測并記錄缸壓、放熱率、燃燒相位等參數；使用監控系統ETAS-630監測發動機排氣管處的過量空氣系數和排放物（主要包括氮氧化物、一氧化碳和碳氫化合物等有害氣體）的體積分數；使用電子控制單元（electroniccontrolunit，ECU）來控制點火電壓和持續時間，以改變點火能量，從而對進排氣相位、進排氣升程、節氣門、噴油器以及點火等發動機執行器進行控制。通過采用并行結構，可以在試驗過程中實現對多個執行器進行同步控制。試驗中每隔 0.5^° 曲軸轉角進行一次數據記錄。測試發動機及試驗臺主要設備參數值/規格如表2所示。試驗過程中，一般是選擇最大轉矩時的點火提前角，其為壓力峰值變化量小于 0.4MPa 以內的最大扭矩提前角。但在本試驗過程中，隨著點火角的提前，爆震指數和燃燒循環變動增加，因此每種工況下的爆震臨界提前角被選擇了。同時，為了確保發動機的穩定性，控制發動機燃燒循環的變動在 3% 以內。

1.3 仿真模型驗證

為驗證仿真模型的準確性，對比了3種工況即平均有效指示壓力為1.0、1.2、 1.4MPa 下的試驗與仿真的氣缸壓力，結果見圖4。結果表明，二者吻合度較高。可見，仿真結果可以較好地預測缸內的燃燒過程及發動機性能，為后續研究奠定了基礎。

2 氣體流動及噴霧特性分析

2.1 氣體流動特性

圖5為1.0、1.2、 1.4MPa 工況下，主燃燒室和預燃室的混合氣質量從進氣階段到燃燒階段的變化曲線。在進氣階段，主燃燒室缸內的混合氣質量緩慢提升。在 510^° 曲軸轉角時進氣門關閉，之后主燃燒室缸內的混合氣質量基本保持不變。隨著活塞的逐漸上行，主燃燒室內的可燃混合氣逐漸被推入預燃室，預燃室內的混合氣質量在

660^° 曲軸轉角附近開始快速上升，并在上止點之前達到最大值。預燃室中的混合氣被點燃后，氣體膨脹放熱，并產生了大量的燃燒產物，如水蒸氣、二氧化碳和氮氧化物等。燃燒產物向主燃燒室擴散，使預燃室缸內混合氣質量迅速減少，直至燃燒結束。3種工況下，主燃燒室缸內的混合氣質量變化規律基本相同，且隨著負荷的增大，燃燒室內的混合氣質量增大。對于 1.0MPa 和 1.2MPa 工況，在 720^° 曲軸轉角附近，預燃室內的混合氣質量出現了小幅度上升的現象，其原因可能是在上止點時，火焰從預燃室射流入主燃燒室，導致了氣流的擾動，致使小部分氣體從主燃燒室回流至預燃室中。

圖6為3種工況下，缸內繞 x. 、y、 z 軸的渦流強度的變化曲線。預燃室發動機的渦流強度的變化受到多種因素的影響，包括預燃室的幾何形狀、進氣流速、點火時間和點火位置等。 x 軸方向指燃燒室的橫向方向，即垂直于發動機的主軸線方向，滾流強度的變化主要受到活塞上下運動的影響。同理， y 軸為缸孔軸線， z 軸方向垂直于發動機的主軸線和橫向方向。由圖6可以看出，預燃室發動機的滾流強度主要集中在 z 軸方向，其最大值可以達到 2～2.5 。在進氣過程中逐漸上升達到第一個波峰，隨著活塞的下行逐漸減弱。在壓縮過程再次逐漸上升，并達到最大值。在 660^° 曲軸轉角（即距離上止點 60^° ）附近，由于克服燃燒室形狀而下降。有研究表明，利用滾流可以有效地保持缸內的進氣能量，在壓縮后期點火時刻仍能保持較大的湍流動能，有利于火焰傳播速度的提升。在 y 軸和 z 軸上，渦流強度的變化不大，在-0.1～0.1 浮動。

圖7為主燃燒室和預燃室內平均TKE的變化曲線。不同負荷下，TKE變化趨勢接近，大負荷工況的TKE略大，主燃燒室內TKE明顯高于預燃室的。在進氣階段，主燃燒室和預燃室內TKE均先增加后減小，主燃燒室內TKE可增加至接近40m²/s² ，同時混合氣也進入預燃室中，使預燃室內的TKE上升。在壓縮階段，TKE大幅增大，主燃燒室和預燃室內的TKE在 700^° 曲軸轉角（即距離上止點 20^° ）附近達到最大值。

2.2 噴霧特性

圖8為3種工況下，噴霧質量和噴霧蒸發質量的變化曲線。發動機噴霧質量是指進入燃燒室的燃油噴霧的總質量；噴霧蒸發質量是指受到高溫高壓環境的影響而氣化的質量。3種負荷工況下，設定的噴油壓力均為 19MPa 。負荷越大，噴油持續時間越長，噴霧質量越大。其中，第一次噴射形成的燃油碰壁量最大。圖9為3種負荷工況下，油膜質量和油膜蒸發質量的變化曲線。以1.4MPa 工況為例，在 420^° 曲軸轉角時第一次噴油，油膜質量開始增大，結束噴油后形成的油膜約為 1.2mg ，隨后由于高溫的影響，經過 80^° 曲軸轉角被蒸發。在 510^° 曲軸轉角時第二次噴油，油膜質量開始繼續增大，形成了約 0.6mg 油膜，后經過 60^° 曲軸轉角被快速蒸發。在 630^° 曲軸轉角時第三次噴油，油膜質量的增加量忽略不計，總共蒸發了約 1.53mg 油膜。負荷越大，油膜質量和油膜蒸發質量也越大，其主要原因是大負荷使燃燒室內的壓力變高，噴油貫穿距離變大，更容易造成噴霧撞擊活塞頂部和氣缸內壁形成油膜。同時，負荷越大，噴油質量也越大，形成的油膜質量同樣也越大。

圖10為不同工況下，點火時刻預燃室及主燃燒室內燃空當量比及湍流動能情況。可以看出，采用三次噴射策略，在點火時刻可以形成較均勻的分層混合氣，預燃室內點火區域燃空當量比為0.8～0.9 ，略高于平均燃空當量比0.75。通過燃燒室內的湍流動能分布情況可以看出，主燃燒室內的湍流動能明顯高于預燃室，在 705^° 曲軸轉角和710^° 曲軸轉角時，主燃燒室內最大湍流動能超過150m²/s² ，進一步推遲點火時刻至 715^° 曲軸轉角，主燃燒室內最大湍流動能下降至 110m²/s² 左右。

3 燃燒特性分析

圖11顯示了主燃燒室和預燃室的燃空當量比的變化曲線。燃空當量比是指混合物中燃料的質量比與理論所需的燃料質量比之間的比值。經過兩次燃油噴射過程，主燃燒室內的燃空當量比逐漸升高。隨著活塞向上移動，部分混合氣被擠入預燃室中，此時預燃室和主燃燒室的燃空當量比隨著壓縮過程逐漸增加。以 1.4MPa 的工況為例，在 420^° 曲軸轉角時第一次噴油，主燃燒室內的燃空當量比由0上升至約0.3。隨后在 510^° 曲軸轉角時第二次噴油，主燃燒室內的燃空當量比上升至0.6。同時隨著活塞的上行，部分的燃油混合氣被壓人預燃室內，預燃室內的燃空當量比也開始逐漸上升。在 630^° 曲軸轉角時第三次噴油，主燃燒室和預燃室的燃空當量比繼續上升，主燃燒室在點火時刻氣缸內部的最大燃空當量比小于1，約為0.79，混合氣濃度比較稀，預燃室內的最大燃空當量比為 0.75 。

圖12和圖13為主燃燒室及預燃室的缸內壓力及熱釋放速率（heatreleaserate，HRR）的變化曲線。可以看出，主燃燒室和預燃室的壓力變化差值較小。大負荷工況下，由于進氣量大，前期缸內壓力高，壓力上升幅度更快。負荷增加后，點火時刻推遲，避免了缸內壓力的上升。主要放熱過程集中在主燃燒室進行，不同負荷下，主燃燒室熱釋放速率最大值為 30～40J/deg ，差距較小。

圖14為主燃燒室和預燃室的累積放熱量的變化曲線。可以看出，放熱以主燃燒室為主，大負荷工況下的放熱量增加。燃燒放熱過程首先從預燃室開始，經過 10^°～15^° 曲軸轉角，主燃燒室開始形成放熱積累。以 1.4MPa 的工況為例，在705^° 曲軸轉角時，預燃室內部形成火焰傳播，當火焰充滿整個預燃室后，火焰在 720^° 曲軸轉角時通過噴孔射入主燃燒室內，主燃燒室內部的可燃混合氣也迅速被點燃，釋放出大量熱量。在燃燒經過 40^° 曲軸轉角后，進入燃燒后期，主燃燒室和預燃室熱釋放速率減小，放熱量基本保持不變直至燃燒結束，主燃燒室的總放熱量約為1200J，預燃室的總放熱量約為 8.5J

圖15為主燃燒室和預燃室內混合氣平均溫度變化曲線。可以看出，由于點火角的推遲，大負荷工況下的主燃燒室內最大燃燒溫度被有效控制，最大溫度在 2000^°C 以下。大負荷工況下，預燃室內燃燒溫度下降趨勢明顯；相同工況下，主燃燒室內的最高燃燒溫度均高于預燃室。以 1.4MPa 工況為例，壓縮過程中，主燃燒室和預燃室的溫度由初始的 450^°C 緩慢上升至 750% 附近。火花塞點火后，預燃室的溫度急速升高至最高溫度1400^°C 。預燃室溫度繼續上升，經過 12^°"曲軸轉角后，主燃燒室內溫度開始顯著上升，最高約為1800^°C 。

圖16為主燃燒室與預燃室內溫度場分布。可以看出，在點火時刻后，經過 5^° 曲軸轉角，預燃室內已經形成明顯的高溫火焰，火焰經過預燃室噴孔開始形成射流火焰傳播。在射流火焰經過噴孔的初期階段，各噴孔內高溫燃氣分布基本一致，最高溫度達到 1 500～2 000°C 。在點火時刻后，經過 15^° 曲軸轉角，射流火焰開始從噴孔噴出，引燃主燃燒室混合氣。可以看出，在射流火焰噴射過程中，火焰擴散呈現明顯的不均衡特點：右側噴孔火焰擴散較快；左側個別噴孔內射流火焰擴散較慢。在點火時刻后，經過 25^° 曲軸轉角，主燃燒室內火焰得到充分擴散，最高溫度均達到 2000^°C 以上，但仍呈現火焰擴散的不均衡特點。

4排放特性

圖17為主燃燒室與預燃室的 NO_x 排放質量濃度的變化曲線。結合圖16，可以看出，由于大負荷工況下點火角推遲，燃燒室內最高溫度沒有顯著提升， NO_x 的排放質量濃度有明顯下降。主燃燒室內的 NO_x 質量濃度高于預燃室。以 1.0MPa 和 1.4MPa 工況為例，在 1.4MPa 工況下，主燃燒室中的 NO_x 最大質量濃度比 1.0MPa 負荷下低了286mg/L ，降低了約 54% 。同理，預燃室的 NO_x 質量濃度最大降低了 66% 。

圖18為主燃燒室和預燃室的Soot排放質量濃度的變化曲線。在發動機的燃燒過程中，由于預燃室和主燃燒室的燃料沒有充分燃燒，從而在燃燒室內形成固體顆粒。預燃室中的Soot質量濃度高于主燃燒室中的質量濃度，主要原因是預燃室中的燃料相比于主燃燒室沒有充分混合，導致一部分燃料沒有完全燃燒，形成了更多的Soot。

圖19為主燃燒室與預燃室的CO排放質量分數的變化曲線。在 1.0MPa 和 1.2MPa 工況下，主燃燒室CO排放差異較小；在 1.4MPa 工況下，CO的質量分數略低于兩個低負荷工況，主燃燒室最大濃度下降幅度約為 30% O

圖20為主燃燒室和預燃室的 C₈H₁₇"排放質量分數的變化曲線。可以看出，在燃燒初期，主燃燒室和預燃室的未燃混合氣濃度較大，隨著燃燒過程的進行，主燃燒室內 C₈H₁₇ 質量分數下降顯著。而預燃室內 C₈H₁₇ 質量分數在燃燒過程中先減小，后略有增加。在大負荷工況下，預燃室內的C₈H₁₇ 質量分數也更大。因此，預燃室內是 C₈H₁₇ 高質量分數的主要區域，

5結論

本文針對被動預燃室增壓直噴汽油機，通過三次噴射策略形成稀燃環境（過量空氣系數λ=1.3 ），研究了增壓環境下預燃室點火發動機的進氣流動、噴霧、燃燒以及排放特性。得到主要結論如下：

a.主燃燒室內形成明顯的滾流進氣，燃燒后期最大TKE可超過 150m²/s² ，但進一步推遲點火時刻至 715^° 曲軸轉角，最大TKE會下降至 110m²/s² 左右。b.射流火焰噴射過程中，火焰擴散呈現明顯的不均衡特點：右側噴孔火焰擴散較快；左側個別噴孔內射流火焰擴散較慢。c.大負荷下，通過推遲點火時刻，有效地降低了主燃燒室及預燃室的最高溫度，從而降低最大壓力及 NO_x 和CO的排放，主燃燒室中 NO_x 的最大質量濃度降低了約 54% ，CO的最大質量分數降低了約 30% 。

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（編輯：董偉）