趙昌普 孫雅坤 王耀輝 張志剛 朱亞永

天津大學內(nèi)燃機燃燒學國家重點實驗室，天津，300072

船用柴油機燃燒室結構分析

趙昌普 孫雅坤 王耀輝 張志剛 朱亞永

天津大學內(nèi)燃機燃燒學國家重點實驗室，天津，300072

為探索不同燃燒室結構對大缸徑船用柴油機燃燒和排放的影響，基于原機燃燒室，新設計了6種不同形狀的燃燒室，采用AVL Fire軟件建立燃燒室仿真模型，并結合渦流數(shù)和均勻系數(shù)來對缸內(nèi)流動、混合和燃燒過程進行數(shù)值模擬分析。結果表明：燃燒室直徑和凹坑深度等參數(shù)會對缸內(nèi)流動產(chǎn)生很大影響，凹坑深度較大的縮口燃燒室能產(chǎn)生較強的渦流從而改善燃燒，而淺坑的開口燃燒室的缸內(nèi)燃燒狀況較差。同時發(fā)現(xiàn)，只有在缸內(nèi)渦流和湍動能都較大的情況下才能使燃燒更充分。從發(fā)動機性能和排放結果來看，縮口燃燒室G1的功率輸出增加4.6%，排放與原機基本持平；直口燃燒室G4在略低于原機的功率輸出下，NOx排放降低43.3%；開口燃燒室的做功能力較差。

柴油機；燃燒室形狀；渦流數(shù)；均勻因子；排放

0 引言

柴油機具有較好的經(jīng)濟性、耐久性和可靠性，被廣泛應用于船舶動力系統(tǒng)中。隨著能源危機和環(huán)境惡化的加劇，船用柴油機的排放法規(guī)也愈加嚴格，于2016年開始在氮氧化物排放控制區(qū)實施的IMO TierⅢ法規(guī)對NOx排放的限值相較于TierⅢ法規(guī)減小了75%左右[1]。因此，在不損失熱效率的情況下節(jié)能減排就成為船用柴油機的研究熱點。與發(fā)動機臺架試驗相比，數(shù)值模擬可以觀察到一些試驗手段較難獲得的瞬態(tài)特性，如柴油噴霧燃燒和污染物的形成過程等，加之船機體積較大,試驗成本較高，所以該類研究多采用CFD(computational fluid dynamics)計算方法來進行[2-3]。

過去的研究表明，缸內(nèi)燃油空氣混合程度的提高可以有效改善燃燒，進而提升發(fā)動機性能，并降低排放水平[4-5]。柴油機缸內(nèi)的空氣流動可以通過多種方式進行改進，但在近些年內(nèi)研究學者進行最多的工作是改進燃燒室結構。RAKOPOULOS等[6]通過CFD方法利用準維模型研究了活塞凹坑形狀對高速直噴柴油機的影響。研究發(fā)現(xiàn)，燃燒室結構、燃油噴射和氣體流動對燃燒和排放性能起著至關重要的作用，氣缸內(nèi)的空氣流動可以通過初始渦流以及誘導渦流的相互作用得以加強。LI等[7]研究了改變凹坑深度對發(fā)動機性能和排放的影響，發(fā)現(xiàn)窄口燃燒室能產(chǎn)生更均勻的混合氣分布，而淺坑燃燒室在低速工況下表現(xiàn)出良好的性能。GAFOOR等[8]關于渦流比和燃燒室形狀對柴油機性能和排放影響的數(shù)值研究表明，采用較小的燃燒室半徑與外半徑之比會產(chǎn)生較多的NO和較少的碳煙。TAGHAVIFAR等[9]借助均勻系數(shù)(homogeneity index)模擬研究了燃燒室凹坑形狀對發(fā)動機性能和排放的影響，發(fā)現(xiàn)適當增大凹坑直徑會得到較好的發(fā)動機性能。JAFARMADAR等[10]采用渦流數(shù)(swirl number)和均勻系數(shù)分析后發(fā)現(xiàn)較小的凹坑深度能產(chǎn)生更高的擠流，較大的凹坑半徑能產(chǎn)生較強的渦流及更少的碳煙。

筆者以某增壓中冷船用柴油機為原型，利用三維模擬軟件研究不同廓形(縮口、直口和開口)的燃燒室結構對發(fā)動機性能和排放的影響，并結合渦流數(shù)和均勻系數(shù)來定量分析凸臺高度、燃燒室直徑、凹坑深度等結構參數(shù)對缸內(nèi)氣流運動和油氣混合的影響，深入了解不同燃燒室下湍動能的變化以及擠流的形成，為該船機燃燒系統(tǒng)的合理匹配提供依據(jù)。

1 計算模型介紹

1.1模擬所用柴油機技術參數(shù)

表1所示為模擬發(fā)動機的主要技術參數(shù)。

表1 發(fā)動機的主要技術參數(shù)Tab.1 The main parameters of the engine

1.2燃燒室形狀及計算網(wǎng)格

基于原機燃燒室，筆者新設計了6種類型燃燒室進行模擬計算。圖1是7種燃燒室結構的輪廓圖，其中G0是原機燃燒室，G1、G2為縮口燃燒室，G3～G5為燃燒室直徑依次增大、凹坑深度依次減小的偏直口型燃燒室，G6為開口燃燒室。G6燃燒室直徑最大、高度最小，而為使混合過程中油束下部區(qū)域有更大的空間，沒有給3種偏直口燃燒室設計平凸臺。在燃燒室設計過程中，保持壓縮比不變。不同燃燒室的幾何參數(shù)(于圖2定義)如表2所示。

圖1 模擬計算中燃燒室形狀Fig.1 Combustion chamber geometry in simulation

圖2 燃燒室尺寸參數(shù)定義Fig.2 Definition of combustion chamber geometry

表2 燃燒室結構參數(shù)表Tab.2 Combustion chamber geometry parameters

采用中置8孔噴油器，為節(jié)省計算時間，使用全網(wǎng)格的1/8，即45°扇形體網(wǎng)格作為計算區(qū)域。圖3為活塞位于上止點時不同燃燒室的計算網(wǎng)格，在活塞外側設置了補償容積，用來代替氣門凹坑及活塞環(huán)等縫隙容積，確保設計燃燒室的幾何壓縮比與實際柴油機相同。為減少網(wǎng)格分布對計算結果的影響，在畫網(wǎng)格時使各燃燒室的網(wǎng)格大小保持一致，不同燃燒室在上止點的網(wǎng)格總數(shù)均為40 000左右。

(b)G1(c)G2(a)G0(d)G3(e)G4(f)G5(g)G6

圖3不同結構燃燒室在上止點時的網(wǎng)格
Fig.3Differentcombustionchambergeometrygridsattopdeadcenter

1.3計算模型

表3所示為模擬所用的邊界條件及物理化學模型。初始條件來自于經(jīng)試驗驗證的一維CFD模擬計算，計算工況下初始壓力和溫度分別取0.35 MPa和378 K。湍流模型采用HANJELIC等[11]提出的k-ζ-f模型，燃燒模型采用ECFM-3Z模型[12]。因為不同燃燒室會產(chǎn)生不同的噴霧撞壁情況，因而噴霧與壁面碰撞模型對模擬結果起著很重要的作用，文獻[13]采用的是基于韋伯數(shù)的Walljet1子模型。定義壓縮沖程上止點為720°CA(crank angle)，計算區(qū)間為595°～837°CA。

表3 邊界條件及計算模型Tab.3 Boundary conditions and simulation models

1.4模型驗證

圖4 缸內(nèi)壓力對比Fig.4 Pressure comparison in cylinder

圖5 瞬時放熱率對比Fig.5 Heatrelease rate comparison

圖4和圖5所示為原機在標定工況下的試驗與計算的缸內(nèi)壓力和瞬時放熱率對比。試驗的缸壓峰值為13.52 MPa，相位為8.0°CA ATDC(after top dead center)，計算峰值為13.43 MPa，相位為8.4°CA ATDC，缸壓計算值比試驗值低0.67%，相位落后0.4°CA ，說明計算和試驗的缸壓峰值及其相位吻合較好，因此可以使用此模型進行后續(xù)的計算分析。

1.5參數(shù)定義

柴油機的燃燒過程多數(shù)是未經(jīng)預混的，因而缸內(nèi)的氣流運動對噴霧霧化和燃油液滴擴散至關重要[15]。優(yōu)化缸內(nèi)氣流運動的主要方法之一是通過燃燒室的結構設計來產(chǎn)生渦流并產(chǎn)生有效的空燃混合。燃燒室內(nèi)的渦流比使用渦流數(shù)來量化。

為了量化研究不同燃燒室下的渦流運動，渦流角速度ωsx和渦流數(shù)Sx被用于度量不同燃燒室結構的渦流強度[10]。

渦流角速度表示為

(1)

其中,n為計算域內(nèi)的網(wǎng)格總數(shù)；mi為網(wǎng)格內(nèi)的質(zhì)量；(x0,y0,z0)為氣缸軸線位置；笛卡兒坐標系下局部網(wǎng)格的中心是(xi,yi,zi)。各網(wǎng)格內(nèi)速度在y、z方向上的分量分別是vi、wi。

渦流數(shù)定義為角渦流速度和發(fā)動機角速度的比值：

(2)

式中，Sx為x軸的渦流數(shù)；N為發(fā)動機的角速度。

燃燒室結構和渦流數(shù)對缸內(nèi)燃油分布以及油氣混合產(chǎn)生重要影響，筆者采用當量比均勻系數(shù)(以下簡稱“均勻系數(shù)”)γ的大小來表示燃油和空氣的混合質(zhì)量好壞[16]。γ的定義如下：

(3)

其中，ωi和ω分別為網(wǎng)格內(nèi)局部當量比和平均當量比。γ值分布在0～1之間，γ=1表示缸內(nèi)燃油和空氣混合充分，完全均勻；γ=0表示燃油和空氣未進行混合。

2 結果與分析

圖6為不同燃燒室結構的渦流數(shù)隨曲軸轉角的變化曲線?？梢钥吹?，在壓縮行程后期，缸內(nèi)渦流強度急劇增大并在上止點(top dead center,TDC)處達到最大值。這是因為隨活塞上行，缸內(nèi)氣流運動劇烈，產(chǎn)生強烈的擠流和渦流。而上止點之后，盡管缸內(nèi)燃油開始燃燒，但由于缸內(nèi)混合氣開始膨脹做功，因而渦流強度下降。G3有最大的渦流數(shù)，而G1、G2也相對較高，G6的渦流數(shù)最小。對照燃燒室形狀，G1～G3的燃燒室直徑偏小而凹坑深度較大。由此可見，凹坑深度較大的縮口室更易產(chǎn)生較強的渦流。開口燃燒室G6的凹坑深度最淺，凹坑的空氣比較容易向外擴散，因此缸內(nèi)渦流運動較弱。

圖6 不同燃燒室形狀的渦流數(shù)Fig.6 The Sx in different combustion chambers

圖7為燃燒室結構對缸內(nèi)壓力的影響曲線。從G1～G6，隨著燃燒室直徑的增大，最大爆發(fā)壓力pmax呈減小的趨勢，其中G1的pmax最大，為13.90 MPa，相比G0的pmax值增大了3.7%。縮口型燃燒室缸內(nèi)放熱強化程度更高，燃燒室凹坑內(nèi)湍流保持性更好，空氣流動相對活躍，因此缸內(nèi)壓力較高。

圖7 不同燃燒室形狀的缸內(nèi)壓力Fig.7 Cylinder pressure in different combustion chamber

圖8為TDC和 10°CA ATDC時的缸內(nèi)湍動能(turbulence kinetic energy,TKE)分布。由圖8可見，在上止點處盡管G1、G2的高湍動能區(qū)域分布相對較少，但湍動能峰值與其他燃燒室比較接近，加上較強的渦流運動，因此燃油高效燃燒，峰值壓力較大。開口燃燒室G6的湍動能最大，在缸內(nèi)的分布也最為廣泛，但其渦流數(shù)最小，這使得缸內(nèi)火焰高速傳播，而燃空混合卻不充分，燃燒效率較低，所以峰值壓力偏低。上止點時刻，G3燃燒室渦流數(shù)最大，對流傳熱增強，但其缸內(nèi)湍動能相對偏小，導致燃燒火焰?zhèn)鞑ニ俾瘦^慢，燃燒放熱率降低，因此其缸內(nèi)壓力比縮口燃燒室缸內(nèi)壓力略低。

圖8 不同燃燒室內(nèi)的湍動能Fig.8 Turbulence kinetic energy indifferent combustion chambers

圖9所示為不同燃燒室在不同時刻的缸內(nèi)速度場和當量比分布。圖10為不同燃燒室均勻系數(shù)的變化。從速度場可以看出，在上止點時刻，油束兩側形成了兩個不同大小的渦團，且兩渦團的形狀及大小與燃燒室?guī)缀涡螤钪苯酉嚓P，這是因為噴霧油束與周圍環(huán)境氣體之間存在著較強的動量交換，油束的黏性作用影響著環(huán)境介質(zhì)和噴霧邊界層之間的湍流狀態(tài)，并卷吸周圍空氣形成渦團?？梢钥吹剑s口燃燒室G1、G2在上止點時刻油束兩側能觀察到明顯的渦團，隨后渦團發(fā)展至燃燒室中心位置，這是因為縮口型燃燒室在上止點附近能產(chǎn)生較強的擠流和逆擠流，改善了缸內(nèi)流動；凹坑深度較大的G3和G4均在凹坑內(nèi)形成了大尺度的渦團；開口燃燒室G6由于撞壁距離較遠，噴霧撞壁動能較小，且淺底的凹坑結構不利于形成較強的湍流，因而缸內(nèi)運動始終較弱。

從當量比分布圖可以看到，G1、G2的燃油濃區(qū)較少且未發(fā)生濕壁現(xiàn)象，其他幾種燃燒室尤其是G6的缸內(nèi)濃區(qū)相對較多。這個結果可以更為直觀地反映在圖10的均勻系數(shù)變化中，可以發(fā)現(xiàn)，G1的均勻系數(shù)最高，G6的最低，G5等幾種偏直口燃燒室的均勻系數(shù)在前期較低，而在后期逐步升高，這是因為大缸徑直口燃燒室凹坑內(nèi)的湍流保持性較好，在燃燒后期缸內(nèi)也有較為充分的油氣混合，因此其均勻系數(shù)在后期較高。

圖9 不同燃燒室內(nèi)的速度場和當量比分布Fig.9 Speed field and equivalence ratio distribution in different combustion chambers

圖10 不同燃燒室的均勻系數(shù)隨曲軸轉角變化Fig.10 Uniformity index in different combustion chamber

一般來講，較高的當量比會有利于燃燒室內(nèi)碳煙的生成，因此，G6、G4會在碳煙生成期有更多的累積量。對應于圖11，G1因其缸內(nèi)較少的過濃區(qū)(較大的均勻系數(shù))因此碳煙生成量最少，而G6和G4的生成量最大。各燃燒室的碳煙排放較為接近，僅G3因后期氧化速率下降而使得最終的排放略高。不同燃燒室NOx生成量隨曲軸轉角變化如圖12所示。G1、G5的排放量較高，G4、G6的排放量較少。G1因為其缸內(nèi)較強的渦流、擠流和滾流等使燃油和空氣充分混合并高效燃燒，而較大的湍動能又保證了高溫燃燒向周圍繼續(xù)擴散，因此NOx排放較高；而G5和G0則因為燃燒室直徑較大，有較大的空間可供燃油霧化蒸發(fā)，使擠流運動變?nèi)?，噴霧撞壁反應變小，滯燃期變長，從而使缸內(nèi)燃燒溫度升高，而較長的噴油持續(xù)期使得燃燒時間較長，從而使氮氧在高溫中的滯留時間較長，因而有較多的NOx排放。G4因其凹坑表面積較大，因此熱損失較多，缸內(nèi)溫度偏低，NOx生成較少。

圖11 不同燃燒室對碳煙生成歷程的影響Fig.11 The effects of different combustion chambers on soot

圖12 不同燃燒室對NOx生成歷程的影響Fig.12 The effects of different combustion chambers on NOx

由表4可以發(fā)現(xiàn)，縮口燃燒室G1產(chǎn)生了最高的功率輸出，指示功率相比原機指示功率增大了4.6%，燃油消耗率相比原機燃油消耗率降低了4.5%，偏直口燃燒室中G4和G5與原機結果較為接近，而開口燃燒室的功率輸出最差，指示功率相比原機降低了2.1%。

表4 不同燃燒室結構對柴油機性能的影響Tab.4 The effects of different combustion chamberson engine performance

總之，對于本文研究的大缸徑船用柴油機，縮口結構能夠改善油氣混合，提升發(fā)動機的功率輸出，但會使NOx排放略有升高；偏直口燃燒室可在與原機接近的功率輸出下，達到較好的排放結果(G4功率降低0.5%，NOx排放降低43.3%)；開口燃燒室因燃燒不充分，所以NOx排放最小，輸出功率最低。

3 結論

(1)針對某船用柴油機建立三維CFD數(shù)值模型，在標定工況下對缸內(nèi)壓力和瞬時放熱率的模擬結果都與原機試驗結果匹配較好，驗證了模型的可信性。

(2)由渦流數(shù)和均勻系數(shù)能夠直觀地得到缸內(nèi)流動和混合數(shù)據(jù)，較大的渦流數(shù)和均勻系數(shù)代表了缸內(nèi)較強的渦流和相對均勻的混合物分布，從而利于充分燃燒。

(3)凹坑深度較大的縮口室更易產(chǎn)生較強的渦流，改善缸內(nèi)燃燒狀況；而開口燃燒室的缸內(nèi)混合情況較差。

(4)只有在缸內(nèi)渦流和湍動能同時都較大的情況下才可以改善燃燒，僅提高湍動能會使燃燒速率加快但缸內(nèi)混合不充分，僅提高渦流會改善混合狀況但較慢的火焰?zhèn)鞑档腿紵艧崧省?/p>

(5)縮口燃燒室G1具有高的均勻系數(shù)和渦流數(shù)，油氣混合質(zhì)量好，燃燒效率高，功率輸出相比原機增大4.6%，排放與原機基本持平，是最優(yōu)的燃燒室結構；偏直口燃燒室G4可在功率輸出降低0.5%的情況下，NOx排放降低43.3%；開口燃燒室的缸內(nèi)燃燒效率較低，對外做功能力較差。

[1] ISO 8178-4. Reciprocating Internal Combustion Engines-exhaust Emission Measurement[S]. Geneva: International Standard,1996.

[2] HE Shuang, DU Baoguo, FENG Liyan, et al. A Numerical Study on Combustion and Emission Characteristics of a Medium-speed Diesel Engine Using, In-cylinder Cleaning Technologies[J]. Energies,2015,8(5):4118-4137.

[3] SAVVA N S, HOUNTALA D T. Evolution and Application of a Pseudo-multi-zone model for the Prediction of NOx, Emissions from Large-scale Diesel Engines at Various Operating Conditions[J]. Energy Conversion & Management,2014,85(9):373-388.

[4] SU Liwang, LI Xiangrong, ZHANG Zheng, et al. Numerical Analysis on the Combustion and Emission Characteristics of Forced Swirl Combustion System for DI Diesel Engines[J]. Energy Conversion & Management,2014,86(10):20-27.

[5] 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 & Management,2013,75(4):184-190.

[6] RAKOPOULOS C D, KOSMADAKIS G M, PARIOTIS E G. Investigation of Piston Bowl Geometry and Speed Effects in a Motored HSDI Diesel Engine Using a CFD Against a Quasi-dimensional Model[J]. Energy Conversion & Management,2010,51(3):470-484.

[7] LI Jing, YANG W M, AN Hui, et al. Effects of Piston Bowl Geometry on Combustion and Emission Characteristics of Biodiesel Fueled Diesel Engines[J]. Fuel,2013,120(1):66-73.

[8] GAFOOR C P A, GUPTA R. Numerical Investigation of Piston Bowl Geometry and Swirl Ratio on Emission from Diesel Engines[J]. Energy Conversion & Management,2015,101(1):541-551.

[9] TAGHAVIFAE H, KHALILARYA S, JAFARMADAR S. Engine Structure Modifications Effect on the Flow Behavior, Combustion, and Performance Characteristics of DI Diesel Engine[J]. Energy Conversion & Management,2014,85(9):20-32.

[10] JAFARMADAR S, TAGHAVIFAE H, TAGH- AVIFAE H, et al. Numerical Assessment of Flow Dynamics for Various DI Diesel Engine Designs Considering Swirl Number and Uniformity Index[J]. Energy Conversion & Management,2016,110:347-355.

[11] HANJALIC K, POPOVAC M, HADZIABDIC M. A Robust Near-wall Elliptic-relaxation Eddy-viscosity Turbulence Model for CFD[J]. International Journal of Heat & Fluid Flow,2004,25(6):1047-1051.

[12] 趙昌普，朱云堯，楊俊偉，等. 燃燒室形狀對增壓中冷柴油機燃燒和排放影響的數(shù)值模擬[J]. 內(nèi)燃機學報，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.

[13] 趙昌普，宋崇林，李曉娟，等. 噴油定時和燃燒室形狀對柴油機燃燒和排放的影響的研究[J]. 燃燒科學與技術，2009,15(5):393-398. ZHAO Changpu, SONG Chonglin, LI Xiaojuan, et al. Effects of Fuel Injection Timing and Combustion Chamber Geometry on Combustion Process and Emissions of Diesel Engine[J]. Journal of Combustion Science and Technology,2009,15(5):393-398.

[14] ULUDOGAN A, FOSTER D E, REITZ R D. Modeling the Effect of Engine Speed on the Combustion Process and Emissions in a di Diesel Engine[J]. Sae Technical Papers,1996，962056.

[15] 周龍保. 內(nèi)燃機學[M]. 北京: 機械工業(yè)出版社，2006. ZHOU Longbao.Internal Combustion Engine[M]. Beijing: Mechanical Industry Press,2006.

[16] MOBASHERI R, PENG Zhijun. The Development and Application of Homogeneity Factor on DI Diesel Engine Combustion and Emissions[J]. SAE Technical Papers, 2013,2013-01-0880.

(編輯王艷麗)

NumericalSimulationsofPistonBowlGeometryonMarineDieselEngines

ZHAO Changpu SUN Yakun WANG Yaohui ZHANG Zhigang ZHU Yayong

State Key Laboratory of Engines, Tianjin University, Tianjin, 300072

In order to investigate the effects of piston bowl geometry on the performances and emissions for large-bore marine diesel engines, six novel combustion chambers were designed based on the combustion chamber of the prototype, and combustion chamber simulation modeling was established by using AVL five code to simulate the in-cylinder flows, air-fuel mixing and combustion processes with the flow dynamics metrics such as swirl number and uniformity index. Results show that chamber diameter and bowl depth have a great influence on in-cylinder flows. The deeper depth of the re-entrant bowl may result in enhancement of swirl motions and improve the combustions, while a deficient combustion occurs at the lower depth open chamber. Further, high turbulent kinetic energy with a large swirl is important to improve the quality of combustions. It is also found that power output of re-entrant chamber G1 is increased by 4.6% and emission is almost the same as the prototype’s. NOxemission of straight chamber G4 is decreased by 43.3% at a slightly lower power output than that of the prototype. And open chamber is found to have lower engine-out power.

diesel engine; combustion chamber geometry; swirl number; uniformity index; emissions

2016-10-28

國家高技術研究發(fā)展計劃(863計劃)資助項目(2012AA111705)

TK421.2

10.3969/j.issn.1004-132X.2017.18.005

趙昌普，男，1964年生。天津大學機械工程學院副教授。研究方向為內(nèi)燃機燃燒與排放控制。發(fā)表論文40余篇。E-mail: cpzhao@tju.edu.cn。孫雅坤，女，1992年生。天津大學機械工程學院碩士研究生。王耀輝，男，1992年生。天津大學機械工程學院碩士研究生。張志剛，男，1991年生。天津大學機械工程學院碩士研究生。朱亞永，男，1990年生。天津大學機械工程學院碩士研究生。