基于微觀場(chǎng)的重型增壓柴油機(jī)工作循環(huán)能量流及流仿真

劉忠長(zhǎng)，劉長(zhǎng)鋮，田 徑，許 允，楊澤宇

?

劉忠長(zhǎng)，劉長(zhǎng)鋮，田 徑※，許 允，楊澤宇

（1. 吉林大學(xué)汽車(chē)仿真與控制國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)春 130025；2. 吉林大學(xué)汽車(chē)工程學(xué)院，長(zhǎng)春 130025）

為了探索重型增壓柴油機(jī)工作循環(huán)中能量流、?流變化和損耗的規(guī)律并從缸內(nèi)微觀層面分析其原因，該文以CA6DL重型車(chē)用增壓柴油機(jī)為研究對(duì)象，基于熱力學(xué)基本原理、試驗(yàn)數(shù)據(jù)及仿真結(jié)果計(jì)算并分析了不同工況下工作循環(huán)中能量流、?流變化和損耗的規(guī)律。以B50工況為例，從缸內(nèi)速度、當(dāng)量比、溫度分布的角度出發(fā)，對(duì)引起燃燒過(guò)程中能量流、?流變化和損耗的原因進(jìn)行了分析。結(jié)果表明：增壓柴油機(jī)工作循環(huán)中能量流、?流變化主要發(fā)生在燃燒過(guò)程；傳熱?、燃料累計(jì)?、排氣損失、CA90、?效率等參數(shù)正相關(guān)于負(fù)荷，而內(nèi)部?損失及傳熱?所占燃料?比例負(fù)相關(guān)于負(fù)荷，B25、B50、B75工況下內(nèi)部?損失占燃料?比例分別為31.3%、29.9%、28.3%；理論當(dāng)量比區(qū)域多集中在中等流速區(qū)；燃燒過(guò)程中期，缸內(nèi)流場(chǎng)與高溫區(qū)在缸壁附近的疊加作用加劇了缸壁的傳熱損失；當(dāng)量比分布越不均勻，燃油氧化速率越快，高低溫區(qū)體積占比差距越大，溫升越緩慢，內(nèi)部?損失率越大。

柴油機(jī)；熱力學(xué)；能量流；火用流；燃燒過(guò)程

0 引 言

柴油機(jī)以功率范圍廣、維修方便、比質(zhì)量小等諸多優(yōu)點(diǎn)被廣泛用于車(chē)用動(dòng)力，但近年來(lái)，迫于日益嚴(yán)苛的油耗法規(guī)及各種新能源動(dòng)力的競(jìng)爭(zhēng)壓力，進(jìn)一步提高車(chē)用柴油機(jī)的熱效率成為了當(dāng)今內(nèi)燃機(jī)領(lǐng)域的主要研究目標(biāo)之一[1-3]。從柴油機(jī)理論循環(huán)的角度出發(fā)，采取增大壓縮比、壓力升高比等方式可有效提高柴油機(jī)熱效率，然而受到其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、機(jī)械效率、燃燒及排放等因素的限制[4]，這種方式存在一定的局限性?；跓崃W(xué)第一、第二定律的能量、?分析不但能夠在數(shù)量上闡明內(nèi)燃機(jī)中各種形式能量流的分布，而且可以指出工作過(guò)程中由不可逆性而引起的可用能損失量，揭示能量轉(zhuǎn)換過(guò)程中“品質(zhì)”的變化[5]，因此國(guó)內(nèi)外眾多學(xué)者從提高發(fā)動(dòng)機(jī)能量“品質(zhì)”的角度出發(fā)，應(yīng)用熱力學(xué)基本原理試及驗(yàn)、仿真等手段對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)能量流、?流變化規(guī)律及其分布展開(kāi)了大量研究，探索進(jìn)一步提高柴油機(jī)熱效率的有效途徑。

Li Yaopeng等[6-7]針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)多種不同的燃燒機(jī)制進(jìn)行了?流分布研究，指出HCCI（homogenous charge compression ignition）及RCCI（reactivity controlled compression ignition）柴油機(jī)燃燒機(jī)制下的不可逆?損失；Romero等[8]針對(duì)柴油機(jī)暖機(jī)過(guò)程進(jìn)行了能量流分析，指出雜項(xiàng)損失是發(fā)動(dòng)機(jī)暖機(jī)過(guò)程能量損失的主要部分，金屬的熱儲(chǔ)存能力決定了暖機(jī)時(shí)間的長(zhǎng)短，暖機(jī)時(shí)間越長(zhǎng)，能量損失越多；Zheng Junnian等[9]基于熱力學(xué)第二定律，研究了噴油正時(shí)及EGR（exhaust gas recirculation）對(duì)一臺(tái)低溫燃燒柴油機(jī)?效率的影響，指出燃燒過(guò)程的?損失比例約占燃料?的30%，在噴油時(shí)刻一定的情況下，隨EGR率的增加，燃燒相位滯后并導(dǎo)致排氣?流所占比例增加；Samad Jafarnada[10]等在一臺(tái)柴油-氫氣發(fā)動(dòng)機(jī)上進(jìn)行了EGR對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)?流的影響研究，提出引入EGR將導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)?效率降低，某工況下 EGR率從0升高至30%，發(fā)動(dòng)機(jī)?效率自42.4%降至14.1%，排氣?所占燃料?的比例自14.9%升至56.7%；Venkateswarlu等[11]在一臺(tái)氫燃料的壓燃發(fā)動(dòng)機(jī)上采用?分析的手段進(jìn)行了最大可用能評(píng)估，隨著摻氫比例的增加，發(fā)動(dòng)機(jī)最大可用能增加，不可逆?損失減小，在額定工況下，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)由純柴油模式轉(zhuǎn)換至雙燃料（氫氣替代率為18%）模式下，最大可用能占燃料?的比例自29%升至31.7%，?損失占比自41.2%降至39%。A Hosseinzadeh[12]等采用?分析方法對(duì)雙燃料發(fā)動(dòng)機(jī)部分負(fù)荷下EGR對(duì)缸內(nèi)熱、原子團(tuán)的影響進(jìn)行研究，指出較低的原子團(tuán)數(shù)量及較少的回流廢氣量，能夠有效地提高雙燃料發(fā)動(dòng)機(jī)?效率。

到目前為止，絕大多數(shù)的研究主要是基于宏觀試驗(yàn)數(shù)據(jù)或結(jié)合GT-Power等一維仿真軟件對(duì)能量流、?流進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)邊界參數(shù)變化下的規(guī)律性分析，難以在統(tǒng)籌能量流及?流的基礎(chǔ)上從缸內(nèi)微觀場(chǎng)的角度對(duì)引起柴油機(jī)能量流、?流變化及其損耗的原因進(jìn)行解釋。為了解決上述問(wèn)題，本文在上述研究的基礎(chǔ)上，以CA6DL重型車(chē)用增壓柴油機(jī)為研究對(duì)象，借助試驗(yàn)平臺(tái)及STAR-CD三維計(jì)算流體力學(xué)軟件，在兼顧能量流及?流的同時(shí)基于熱力學(xué)第一、第二定律及后續(xù)的理論計(jì)算，研究多個(gè)工況下柴油機(jī)工作過(guò)程中能量流及?流的變化規(guī)律，從缸內(nèi)速度、當(dāng)量比及溫度分布的角度出發(fā)，對(duì)引起燃燒過(guò)程中能量流、?流變化及其損耗的原因進(jìn)行詮釋?zhuān)云跒榻窈筇岢龈邿嵝省?效率的柴油機(jī)協(xié)同控制策略提供理論參考。

1 仿真模型的建立與驗(yàn)證

1.1 仿真模型的建立

利用STAR-CD計(jì)算流體力學(xué)軟件平臺(tái)，通過(guò)幾何模型、靜網(wǎng)格、動(dòng)網(wǎng)格的創(chuàng)建、靜網(wǎng)格與動(dòng)網(wǎng)格的耦合等步驟，建立基于CA6DL重型車(chē)用增壓柴油機(jī)單個(gè)氣缸的無(wú)氣道仿真模型，仿真計(jì)算的起始時(shí)刻為進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻，終止時(shí)刻為排氣門(mén)開(kāi)啟時(shí)刻。設(shè)定360 °CA作為壓縮上止點(diǎn)，試驗(yàn)用增壓柴油機(jī)基本參數(shù)見(jiàn)表1，活塞位于下止點(diǎn)處的計(jì)算網(wǎng)格見(jiàn)圖1，由于是動(dòng)網(wǎng)格，故網(wǎng)格數(shù)量是變化的。

1.2 仿真模型的驗(yàn)證

為了驗(yàn)證所建立的CFD模型的準(zhǔn)確性，將試驗(yàn)缸壓、放熱率與仿真結(jié)果進(jìn)行比較，分別選取B25、B50、B75、C25、C50、C75工況（B、C分別為歐洲穩(wěn)態(tài)測(cè)試循環(huán)下的B轉(zhuǎn)速、C轉(zhuǎn)速，試驗(yàn)用柴油機(jī)B、C轉(zhuǎn)速分別為1 650 和1 965 r/min，B25代表柴油機(jī)運(yùn)行轉(zhuǎn)速為1 650 r/min、負(fù)荷為25%）對(duì)模型進(jìn)行驗(yàn)證，試驗(yàn)用主要儀器設(shè)備詳細(xì)信息如表2所示，試驗(yàn)臺(tái)架如圖2所示。在試驗(yàn)過(guò)程中，通過(guò)高速A/D數(shù)據(jù)采集卡采集并記錄溫度、壓力等狀態(tài)參數(shù)，2次采集的時(shí)間間隔為50 ms，利用缸壓傳感器測(cè)取缸內(nèi)壓力，并通過(guò)燃燒分析儀的后處理軟件獲取放熱率，結(jié)果如圖3所示。

表1 CA6DL重型增壓柴油機(jī)基本參數(shù)

Note: ABDC means after bottom dead center, BBDC means before bottom dead center.

圖1 活塞位于下止點(diǎn)處的計(jì)算網(wǎng)格

表2 試驗(yàn)用主要儀器設(shè)備

注：FS代表相應(yīng)設(shè)備的滿量程值。

Note: FS is full measured range value for corresponding equipment.

注：B為歐洲穩(wěn)態(tài)測(cè)試循環(huán)下的B轉(zhuǎn)速，本文B為1 650 r·min-1，B25代表柴油機(jī)運(yùn)行轉(zhuǎn)速為1 650 r·min-1、負(fù)荷為25%，其他依次同義。

通過(guò)試驗(yàn)缸壓、放熱率與仿真結(jié)果的比較，最大相對(duì)誤差小于8%，證明了仿真模型的準(zhǔn)確性，可將其用于柴油機(jī)工作循環(huán)中能量流及?流變化及損耗規(guī)律的仿真研究。

2 柴油機(jī)工作循環(huán)過(guò)程的熱力學(xué)分析方法

柴油機(jī)氣缸內(nèi)的工作過(guò)程非常復(fù)雜，是包含物理、化學(xué)、流動(dòng)、傳熱等的綜合過(guò)程，為了描述氣缸工質(zhì)狀態(tài)的變化，需要對(duì)缸內(nèi)的熱力學(xué)過(guò)程做若干假設(shè)：1）缸內(nèi)工質(zhì)在氣閥關(guān)閉時(shí)無(wú)泄漏；2）氣缸內(nèi)的工質(zhì)為理想氣體；3）將燃料燃燒釋放能量的過(guò)程看成是按照已知放熱規(guī)律向缸內(nèi)工質(zhì)加熱的熱力學(xué)過(guò)程；4）計(jì)算熱力學(xué)參數(shù)時(shí)，認(rèn)為缸內(nèi)只有氧氣、氮?dú)?、二氧化碳等主要?dú)怏w；5）缸內(nèi)組分中的未燃混合物成分固定，已燃混合物不再發(fā)生分解、化合等化學(xué)過(guò)程[13]。

2.1 基于熱力學(xué)第一定律的分析方法

熱力學(xué)第一定律分析方法，即能量分析方法，該方法從系統(tǒng)總能量角度對(duì)柴油機(jī)的工作過(guò)程做熱力學(xué)分析，柴油放熱量、活塞指示功等參數(shù)的具體計(jì)算方法[14-15]見(jiàn)式（1）～式（3）。

式中Q為柴油放熱量，J；為柴油放熱率，J/°CA；表示曲軸轉(zhuǎn)角，°CA；Q為氣缸周壁傳熱量，J；W為活塞指示功，J；為氣缸瞬時(shí)平均壓力，Pa；為柴油機(jī)燃燒室的瞬時(shí)體積，m3；Area為活塞頂面、氣缸套濕周表面、缸蓋燃燒室表面三者的瞬時(shí)表面積之和，m2；H為通過(guò)壁面的瞬時(shí)熱流量，W/m2，AreaH通過(guò)仿真模型計(jì)算獲得。

為了準(zhǔn)確地反映該柴油機(jī)的能量分布情況，根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)排氣能量損失做進(jìn)一步的估算[16-21]，相關(guān)參數(shù)的計(jì)算方法見(jiàn)式（4）～式（7）。

式中Q為排氣損失能量，J；m為循環(huán)排氣量，kg；T為排氣溫度，K；T為進(jìn)氣溫度，K；C為排氣的定壓比熱，J/(kg·K)；C為進(jìn)氣的定壓比熱，J/(kg·K)；C為混合氣平均定容比熱，J/(kg·K)，只與溫度及氣體組成有關(guān)；為缸內(nèi)氣體種類(lèi)數(shù)；C為混合氣中第種氣體的定壓比熱，J/(kg·K)；0～4為不同物質(zhì)的經(jīng)驗(yàn)擬合系數(shù)，可通過(guò)查熱力學(xué)手冊(cè)獲得；為油氣混合體的溫度，K；X為混合氣中第種氣體的質(zhì)量分?jǐn)?shù)；m為缸內(nèi)第種氣體的質(zhì)量，kg；為缸內(nèi)工質(zhì)的總質(zhì)量，kg。

2.2 基于熱力學(xué)第二定律的分析方法

熱力學(xué)第二定律分析方法，即?分析方法，該方法從系統(tǒng)可用能的角度對(duì)柴油機(jī)的工作過(guò)程做熱力學(xué)分析，將油氣混合、擴(kuò)散、工質(zhì)間傳熱、燃料氧化等難以精確計(jì)算的損失項(xiàng)統(tǒng)一歸為內(nèi)部?損失項(xiàng)，對(duì)于一個(gè)閉口系統(tǒng)而言，可用式（8）對(duì)整個(gè)過(guò)程的?流變化進(jìn)行描述[22]。

式中dE為整個(gè)系統(tǒng)可用能的變化量，W，與系統(tǒng)所處狀態(tài)及環(huán)境狀態(tài)有關(guān)；dE為燃料?的變化量，W；dE為缸內(nèi)的傳熱?的變化量，W；dE為活塞指示功的變化量，W；dE為過(guò)程中的內(nèi)部?損失的變化量，W。

針對(duì)柴油機(jī)氣門(mén)關(guān)閉過(guò)程，系統(tǒng)?E可用式（9）進(jìn)行求解[23-24]。

式中為缸內(nèi)工質(zhì)的熱力學(xué)能，J；為缸內(nèi)工質(zhì)的熵，J/K，可根據(jù)系統(tǒng)溫度、混合氣成分及熱力學(xué)手冊(cè)查表計(jì)算獲得；0為環(huán)境壓力，Pa；T為環(huán)境溫度，K；0為缸內(nèi)第種物質(zhì)的化學(xué)勢(shì)能，J/kg。

可將柴油近似地看做只由碳?xì)湓咏M成，對(duì)于分子式為CH形式的燃料，單位質(zhì)量燃料?的E及其變化率可用式（10）、式（11）計(jì)算得到[25-26]。

燃燒室壁面?zhèn)鳠?可用式（12）進(jìn)行計(jì)算[27]，

為了能夠準(zhǔn)確地反映增壓柴油機(jī)的?流分布情況，根據(jù)進(jìn)、排氣溫度、轉(zhuǎn)速、扭矩等試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)單缸循環(huán)排氣?、有效功及其所占比例做進(jìn)一步的估算[28-29]，相關(guān)參數(shù)的計(jì)算方法見(jiàn)式（13）、式（14）。

對(duì)于四沖程柴油機(jī)，活塞有效功可用式（14）計(jì)算[30]。

式（10）～（14）中、分別為燃料分子式中氫與碳的個(gè)數(shù)；為柴油的燃燒百分?jǐn)?shù)；g單缸每循環(huán)供油的質(zhì)量，kg；E為單位質(zhì)量燃料的?，J；LHV為燃料低位熱值，J/kg；Q為燃燒室壁面?zhèn)鳠崃浚琂；E為排氣?，J；h、0分別為環(huán)境溫度下排氣混合氣的比焓，J/kg；S、0分別為渦前排氣溫度及環(huán)境溫度下排氣混合氣的比熵，J/(kg·K)；E為活塞有效功，J；P為柴油機(jī)有效功，J；為柴油機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；為柴油機(jī)缸數(shù)。

3 結(jié)果與分析

3.1 基于熱力學(xué)第一定律的能量分析

基于上述假設(shè)及熱力學(xué)第一定律的分析方法，對(duì)不同工況下柴油機(jī)氣門(mén)關(guān)閉過(guò)程中的能量流變化規(guī)律進(jìn)行研究，單缸燃料累積放熱量、單缸壁面?zhèn)鳠崃康葏?shù)隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律如圖4所示。

圖4a為不同工況下單缸燃料累積放熱量隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化，由圖4a可知，燃料累積放熱量在燃燒開(kāi)始后迅速增加，在燃燒過(guò)程末期趨于穩(wěn)定。圖4b為不同工況下壁面累積傳熱損失隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化，由圖4b可知，相同負(fù)荷下，隨轉(zhuǎn)速的增加，壁面?zhèn)鳠釗p失減少，原因在于隨轉(zhuǎn)速升高，每個(gè)循環(huán)的傳熱時(shí)間縮短，壁面?zhèn)鳠崃繙p少。圖4c為單缸指示功率，負(fù)值表示活塞下行過(guò)程中缸內(nèi)工質(zhì)對(duì)活塞做負(fù)功；單缸循環(huán)排氣能量的估算是基于進(jìn)、排氣參數(shù)的試驗(yàn)值進(jìn)行的，以CA90（即燃燒消耗90%的單缸循環(huán)油量時(shí)所對(duì)應(yīng)的上止點(diǎn)后的曲軸轉(zhuǎn)角）作為缸內(nèi)燃燒結(jié)束的參考，由圖4d可知，隨負(fù)荷增加，CA90增加，單缸循環(huán)排氣損失增加，B75工況下排氣損失約占燃料釋放能量的37%，CA90約為28 °CA；這主要是由于負(fù)荷增加，燃燒相位整體后移，缸內(nèi)溫度變化亦隨之滯后，排氣溫度增加，排氣過(guò)程中的能量損失增加。

3.2 基于熱力學(xué)第二定律的分析

不同工況下柴油機(jī)氣門(mén)關(guān)閉過(guò)程中?流變化及損耗變化規(guī)律如圖5所示。

由圖5a可知，燃料累積?與單缸循環(huán)油量有關(guān)且在數(shù)值上略大于圖4a所示的燃料累積放熱量，原因在于單位質(zhì)量的燃料?略大于燃料的低熱值。圖5b為不同工況下單缸壁面累積傳熱?隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律，其變化趨勢(shì)與缸壁傳熱量變化一致。圖5c為不同工況下單缸累積?損失，?損失主要發(fā)生在柴油機(jī)的燃燒過(guò)程，原因在于燃燒過(guò)程中涉及了缸內(nèi)工質(zhì)間的混合、傳熱、化學(xué)反應(yīng)等眾多的不可逆過(guò)程，使得內(nèi)部?損失驟增。圖5d為氣門(mén)關(guān)閉過(guò)程中各部分?流占燃料?的比例，系統(tǒng)?增量所占燃料?比例正相關(guān)于發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷，而內(nèi)部?損失及傳熱?所占燃料?的比例與柴油機(jī)負(fù)荷呈負(fù)相關(guān)趨勢(shì)，B25、B50、B75工況下內(nèi)部?損失占燃料?比例分別為31.3%、29.9%、28.3%，相同負(fù)荷下，隨轉(zhuǎn)速的升高，累積傳熱?及內(nèi)部?損失所占燃料?的比例略微增加。不同工況下的單缸循環(huán)有效功及排氣?是基于進(jìn)、排氣損失、溫度、轉(zhuǎn)速、扭矩等試驗(yàn)參數(shù)并經(jīng)過(guò)理論計(jì)算得到的。由圖5e、5f可知，?效率、單缸循環(huán)排氣?及所占燃料?的比例均正相關(guān)于柴油機(jī)負(fù)荷，?效率介于35%～44%之間，B25、B50、B75工況下?效率分別為34.7%、38.9%、40.8%，B75工況下的排氣?占比約為16%，相同負(fù)荷下，隨轉(zhuǎn)速的升高，排氣?所占燃料?的比例增加得較多。對(duì)比圖4d與圖5f，排氣能量雖然較高，但排氣?卻較少，原因在于排氣過(guò)程中存在節(jié)流等不可逆因素，使得排氣的做功減少。

圖4 不同工況下的能量流變化規(guī)律

圖5 不同工況下的?流變化規(guī)律

3.3 基于缸內(nèi)微觀場(chǎng)的結(jié)果分析

上述研究表明，柴油機(jī)工作循環(huán)中能量流、?流變化及其損耗主要發(fā)生在燃燒過(guò)程，為了進(jìn)一步探索柴油機(jī)工作循環(huán)中能量流、?流變化規(guī)律及其損耗機(jī)制，有必要從缸內(nèi)微觀場(chǎng)的角度對(duì)造成柴油機(jī)燃燒過(guò)程中能量流、?流變化及其損耗的原因進(jìn)行解釋。考慮到燃燒過(guò)程中氣缸內(nèi)外必定存在引起能量流、?流變化的因素，如有限溫差的傳熱、油氣混合、擴(kuò)散、燃料氧化等，而這些因素與缸內(nèi)氣流運(yùn)動(dòng)、油氣混合均勻程度及溫度分布密切相關(guān)，因此本文利用STAR-CD計(jì)算流體力學(xué)軟件，從缸內(nèi)速度、當(dāng)量比、溫度分布角度出發(fā)，探索引起柴油機(jī)燃燒過(guò)程中能量流、?流變化及其損耗的原因。

考慮到各個(gè)工況下燃燒過(guò)程中各能量流、?流的變化趨勢(shì)大致相同，故以B50工況的燃燒過(guò)程為例進(jìn)行詳細(xì)研究，為了能夠更加直觀地展現(xiàn)燃燒過(guò)程中缸內(nèi)溫度、當(dāng)量比、速度隨時(shí)間及空間的變化情況，分別截取上止點(diǎn)后不同曲軸轉(zhuǎn)角下（5 、8 、15和25 °CA）對(duì)應(yīng)的缸內(nèi)溫度場(chǎng)、當(dāng)量比場(chǎng)和速度場(chǎng)，各截圖的切割平面為2個(gè)對(duì)稱(chēng)油束中心線決定的平面。

3.3.1 缸內(nèi)速度場(chǎng)

缸內(nèi)的油氣混合過(guò)程是油“尋找”氧或氧“尋找”油的過(guò)程，因此可以用缸內(nèi)燃油與氧氣的總動(dòng)能作為評(píng)價(jià)指標(biāo)，評(píng)價(jià)油氣混合過(guò)程中由混合而引起的內(nèi)部?損失。圖6為B50工況下燃燒過(guò)程的缸內(nèi)油氣混合體流速分布，圖7為缸內(nèi)燃油與氧氣的總動(dòng)能。由圖6、圖7可知，在366～370 °CA附近，沿油束的貫穿方向油氣混合體的流速較大，油束邊界區(qū)出現(xiàn)了許多尺度較小的渦，缸內(nèi)氧氣與油的總動(dòng)能峰值約為0.15 J，加速了該區(qū)域燃油的蒸發(fā)及油氣的混合，隨著燃燒過(guò)程的繼續(xù)進(jìn)行，至375 °CA附近，雖然缸內(nèi)氣體流速普遍降低，氧氣與油的總動(dòng)能僅有0.02 J，但剩余燃油與氧氣在前期缸內(nèi)氣流的作用下，已經(jīng)混合得比較充分，故由油氣混合而引起的內(nèi)部?損失呈先升高后下降的趨勢(shì)。

圖6 B50工況下燃燒過(guò)程的缸內(nèi)油氣混合體流速分布

圖7 B50工況下缸內(nèi)燃油與氧氣的總動(dòng)能

3.3.2 缸內(nèi)當(dāng)量比場(chǎng)

當(dāng)量比，即單位質(zhì)量的燃料完全燃燒所需的理論空氣質(zhì)量與實(shí)際供給的空氣質(zhì)量之比，表征油氣混合體濃度，當(dāng)量比分布越均勻，油氣混合體的濃度分布亦越均勻。圖8為B50工況下燃燒過(guò)程的缸內(nèi)當(dāng)量比分布情況。燃料的氧化及擴(kuò)散過(guò)程必定存在不可逆?損失，將理論當(dāng)量比區(qū)域占燃油區(qū)域的體積比例作為油氣均勻程度的評(píng)價(jià)指標(biāo)，以氧氣質(zhì)量消耗率來(lái)反映燃油氧化速率進(jìn)而表征由燃料氧化而造成內(nèi)部?損失的大小。圖9、圖10分別為B50工況下缸內(nèi)理論當(dāng)量比（當(dāng)量比為1）區(qū)域所占燃油區(qū)域體積比例和缸內(nèi)氧氣質(zhì)量及其變化率。為了消除缸內(nèi)純空氣區(qū)對(duì)油氣分布不均勻程度的影響，本研究取缸內(nèi)燃油質(zhì)量分?jǐn)?shù)大于1%的單元格集合作為燃油區(qū)域，取當(dāng)量比范圍為0.95～1.05的單元格集合作為理論當(dāng)量比區(qū)域。

分析圖8～圖10可知，隨著燃燒過(guò)程的進(jìn)行，油束貫穿區(qū)域的當(dāng)量比逐漸降低，主要原因在于燃料的氧化及擴(kuò)散效應(yīng)使得缸內(nèi)燃油被稀釋?zhuān)鯕庀穆史逯祬^(qū)域?yàn)?66～371 °CA，最大值約為0.02 g/°CA，表明該區(qū)域內(nèi)由燃料氧化而引起的內(nèi)部?損失較大。在360～370 °CA內(nèi)缸內(nèi)油氣分布呈現(xiàn)過(guò)濃及過(guò)稀2種極端，理論當(dāng)量比區(qū)域僅占燃油區(qū)域體積的5%左右，燃油具有從過(guò)濃區(qū)向過(guò)稀區(qū)擴(kuò)散的趨勢(shì)，在燃油過(guò)濃區(qū)，油滴與周?chē)諝獾慕佑|面積小難以完全蒸發(fā)，主要以液態(tài)的形式存在，相比于氣體燃料，液體燃料的擴(kuò)散率較低（柴油只有0.038 cm2/s），擴(kuò)散耗時(shí)較長(zhǎng)，因此在該區(qū)域由燃油擴(kuò)散而造成的?損失較大。

3.3.3 缸內(nèi)溫度場(chǎng)

圖11為B50工況下燃燒過(guò)程的缸內(nèi)溫度分布?？紤]到不同溫度層間的傳熱，將缸內(nèi)溫度分為高溫區(qū)（大于1 500 K）、低溫區(qū)（小于1 100 K）及過(guò)渡區(qū)（1 100 ～1 500 K），其變化趨勢(shì)如圖12所示。分析圖11及圖12可知，燃燒開(kāi)始后，缸內(nèi)溫度分布不均勻、平均溫度較低，油束邊界區(qū)的當(dāng)量比接近理論當(dāng)量比并形成高溫火焰鋒面向周?chē)牡蜏貐^(qū)傳播，火焰鋒面與周?chē)蜏貐^(qū)充分接觸使得該過(guò)程中由缸內(nèi)高、低溫區(qū)之間傳熱而引起的?損失較為顯著，至366～370 °CA，高、低溫區(qū)的體積占比較為接近約為37%，兩者之間的接觸面積較大傳熱相對(duì)完全，由缸內(nèi)溫差造成的內(nèi)部?損失率較大。圖13為B50工況下缸內(nèi)平均比熱，分析低溫區(qū)溫升變化并結(jié)合圖8可知，在360～370 °CA范圍內(nèi)，缸內(nèi)平均比熱迅速上升，由于此時(shí)理論當(dāng)量比區(qū)域體積占比僅為燃油區(qū)域體積的5%左右，燃料的放熱量有限，減緩并限制了缸內(nèi)低溫混合氣的溫升，從而進(jìn)一步加重了缸內(nèi)由溫差造成的內(nèi)部?損失。

圖8 B50工況下燃燒過(guò)程的缸內(nèi)當(dāng)量比分布

圖9 B50工況下缸內(nèi)理論當(dāng)量比區(qū)域所占燃油區(qū)域體積比例

圖10 B50工況下缸內(nèi)氧氣質(zhì)量及其變化率

圖14為B50工況下單缸壁面?zhèn)鳠崧始袄鄯e傳熱量。由圖14可知，隨著燃燒的繼續(xù)進(jìn)行，在373～380 °CA范圍內(nèi)，高溫區(qū)移動(dòng)至近壁面處，此時(shí)低溫區(qū)體積占比減小至約15%，高溫區(qū)的體積占比升高至約70%，缸內(nèi)不同溫度層間的傳熱減少，而工質(zhì)與缸外冷卻介質(zhì)之間的傳熱比較明顯，缸壁傳熱率出現(xiàn)峰值，在375 °CA附近缸壁的傳熱率最大，約為11 J/°CA。結(jié)合圖6中的氣流運(yùn)動(dòng)方向可知，隨著活塞的下行，缸內(nèi)逆擠流作用強(qiáng)烈，近壁面處的濃混合氣在氣流的作用下趨于均勻并逐漸燃燒，燃燒形成的高溫區(qū)在氣流的引導(dǎo)下與燃燒室壁面充分接觸，使得該過(guò)程中缸壁傳熱損失率顯著增加。

圖11 B50工況下燃燒過(guò)程的缸內(nèi)溫度分布

圖12 B50工況下不同溫度區(qū)域體積占燃燒室總體積的比例

圖13 B50工況下缸內(nèi)平均比熱

圖14 B50工況下單缸壁面累積傳熱量及傳熱率

4 結(jié) 論

1）在增壓柴油機(jī)工作循環(huán)中，能量流、?流變化主要發(fā)生在燃燒過(guò)程，隨柴油機(jī)負(fù)荷升高，傳熱損失、排氣?、?效率等參數(shù)均升高，B25、B50、B75工況下?效率分別為34.7%、38.9%、40.8%。

2）內(nèi)部?損失及傳熱?所占燃料?比例與柴油機(jī)負(fù)荷呈負(fù)相關(guān)趨勢(shì)，B25、B50、B75工況下內(nèi)部?損失占燃料?比例分別為31.3%、29.9%、28.3%，因此避免柴油機(jī)低負(fù)荷運(yùn)行，能有效提高其熱效率及?效率。

3）缸內(nèi)氣體流速越高，由混合而引起的內(nèi)部?損失越大；在燃燒過(guò)程中后期，缸內(nèi)逆擠流作用明顯，氣流引導(dǎo)高溫區(qū)沿壁面運(yùn)動(dòng)，導(dǎo)致缸壁傳熱量顯著增加。

4）理論當(dāng)量比多集中在中等流速區(qū)，缸內(nèi)油氣分布越不均勻，燃油氧化速率越快，由擴(kuò)散及燃料氧化而引起的?損失率越大，理論當(dāng)量比區(qū)域越靠近缸壁，傳熱量、傳熱?越大，B50工況下上止點(diǎn)后15 °CA附近缸壁的傳熱率最大，約為11 J/°CA。

5）在增壓柴油機(jī)燃燒過(guò)程中，缸內(nèi)高、低溫區(qū)的體積占比越接近，低溫區(qū)的溫升越緩慢，由缸內(nèi)溫差間傳熱而引起的?損失率較大。

[1] 尹必峰，楊寬寬，賈和坤，等. 低排放輕型車(chē)用柴油機(jī)結(jié)構(gòu)及燃燒系統(tǒng)的優(yōu)化[J]. 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào)，2013，29(4)：36－44. Yin Bifeng, Yang Kuankuan, Jia Hekun, et al. Optimization of structure and combustion system for a low-emission light-duty diesel engine[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2013, 29(4): 36－44. (in Chinese with English abstract)

[2] 倪計(jì)民，劉越，石秀勇，等. 可變噴嘴渦輪增壓及廢氣再循環(huán)系統(tǒng)改善柴油機(jī)排放性能[J]. 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào)，2016，32(16): 82－88. Ni Jimin, Liu Yue, Shi Xiuyong, et al. Variable nozzle turbine combined with venture exhaust gas recirculation system improving emission performance of diesel engines[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2016, 32(16):82－88. (in Chinese with English abstract)

[3] 劉敬平，付建勤，唐琦軍，等. 自然吸氣式汽油機(jī)熱功轉(zhuǎn)換效率影響因素的共性規(guī)律[J]. 燃燒科學(xué)與技術(shù)，2014，20(3)：208－215. Liu Jingping, Fu Jianqin, Tang Qijun, et al. General relationships among the influencing factors of heat-work conversion process in naturally aspirated gasoline engines[J]. Journal of Combustion Science and Technology, 2014, 20(3): 208－215. (in Chinese with English abstract)

[4] 周龍保, 劉忠長(zhǎng), 高宗英. 內(nèi)燃機(jī)學(xué)[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2010.

[5] Gokalp B, Soyhan H S, Sarac H I, et al. Biodiesel addition to standard diesel fuels and marine fuels used in a diesel engine: Effects on emission characteristics and first-and second-law efficiencies[J]. Energy &Fuels, 2009, 23(4): 1849－1857.

[6] Li Yaopeng, Jia Ming, Chang Yachao, et al. Thermodynamic energy and exergy analysis of three different engine combustion regimes[J]. Applied Energy, 2016, 180: 849－858.

[7] Li Yaopeng, Jia Ming, Sage L Kokjohn, et al. Comprehensive analysis of exergy destruction sources in different engine combustion regimes[J]. Energy, 2018, 149: 697－708.

[8] Romero C, Torregrosa A, Olmeda P, et al. Energy balance during the warm-up of a diesel engine[J]. SAE Technical Paper 2014: DOI: https://doi.org/10.4271/2014-01-0676.

[9] Zheng Junnian, Jerald A Caton. Second law analysis of a low temperature combustion diesel engine: Effect of injection timing and exhaust gas recirculation[J]. Energy, 2012, 38(1): 78－84.

[10] Samad Jafarnada, Peyman Nemati. Analysis of exhaust gas recirculation (EGR) effects on exergy terms in an engine operation with diesel oil and hydrogen[J]. Energy, 2017, 126: 746－755.

[11] Venkateswarlu Chintala, Subramanian K. A. Assessment of maximum available work of a hydrogen fueled compression ignition engine using exergy analysis[J]. Energy, 2014, 67: 162－175.

[12] A Hosseinzadeh, R Khoshbakhti Saray, S M Seyed Mahmoudi. Comparison of thermal, radical and chemical effects of EGR gases using availability analysis in dual-fuel engines at part loads[J]. Energy Conversion and Management, 2010, 51(11): 2321－2329.

[13] 周松，王銀燕，明平劍. 內(nèi)燃機(jī)工作過(guò)程仿真技術(shù)[M]. 北京：北京航空航天大學(xué)出版社，2012.

[14] 王建昕，帥石金. 汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)原理[M]. 北京：清華大學(xué)出版社，2011.

[15] 劉永長(zhǎng). 內(nèi)燃機(jī)原理[M]. 武漢：華中科技大學(xué)出版社, 2001.

[16] 沈維道. 工程熱力學(xué)[M]. 北京：高等教育出版社，2007.

[17] Samad Jafarmadar, Peyman Nemati. Multidimensional modeling of the effect of exhaust gas recirculation on exergy terms in a homogenous charge compression ignition engine fueled by diesel/biodiesel[J]. Journal of Cleaner Production, 2017, 161: 720－734.

[18] 向拉. 船用天然氣發(fā)動(dòng)機(jī)建模仿真與燃燒放熱率研究[D]. 哈爾濱：哈爾濱工程大學(xué)，2015. Xiang La. Working-process Simulation and Heat Release Research of Marine Natural Gas Engine[D]. Harbin: Harbin Engineering University, 2015. (in Chinese with English abstract)

[19] 李偉峰. 高稀釋-預(yù)混合天然氣發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒過(guò)程分析與優(yōu)化[D]. 長(zhǎng)春：吉林大學(xué)，2016.Li Weifeng. Anaylsis and Optimization of Combustion Processof High Dilution Premixed Natural Gas Engines[D]. Changchun: Jilin University, 2016. (in Chinese with English abstract)

[20] 王永珍，陳貴堂. 高等工程熱力學(xué)[M]. 北京：清華大學(xué)出版社，2013.

[21] 王遲宇. 柴油機(jī)熱平衡數(shù)值仿真與試驗(yàn)研究[D]. 杭州：浙江大學(xué)，2007. Wang Chiyu. Study on Heat Balance of Diesel Engine Based on Numerical Simulation and Experiment[D]. Hangzhou: Zhejiang University, 2007. (in Chinese with English abstract)

[22] C D Rakopoulos, E G Giakoumis. Second-law analysis applied to internal combustion engines operation[J]. Progress in Energy and Combustion Science, 2006, 32(1): 2－47.

[23] C D Rakopoulos, C N Michos. Generation of combustion irreversibility in a spark ignition engine under biogas– hydrogen mixtures fueling[J]. International Journal of Hydrogen Energy, 2009, 34(10): 4422－4437.

[24] Samveg Saxena, Nihar Shah, Ivan Bedoya, et al. Understanding optimal engine operating strategies for gasoline-fueled HCCI engines using crank-angle resolved exergy analysis[J]. Applied Energy, 2014, 114(2): 155－163.

[25] M. Razmara, M. Bidarvatan, M. Shahbakhti, et al. Optimal exergy-based control of internal combustion engines[J]. Applied Energy, 2016, 183: 1389－1403.

[26] 劉長(zhǎng)鋮. 基于Modelica語(yǔ)言的柴油機(jī)建模仿真研究[D]. 哈爾濱：哈爾濱工程大學(xué)，2017. Liu Changcheng. Study of Diesel Engine Modeling and Simulation Based Modelica[D]. Harbin: Harbin Engineering University, 2017. (in Chinese with English abstract)

[27] Jonathan M S Mattson, Christopher Depcik. First and second law heat release analysis in a single cylinder engine[J]. SAE Technical Paper 2016: DOI: https://doi.org/10.4271/2016- 01-0559.

[28] 楊秀奇. 柴油機(jī)工作過(guò)程的?分析研究[D]. 昆明：昆明理工大學(xué), 2004. Yang Xiuqi. Exergy Analysis of Working Process Diesel Engine[D]. Kunming: Kunming University of Science and Technology, 2004. (in Chinese with English abstract)

[29] Liu Jingping, Fu Jianqin, Feng Renhua, et al. Effects of working parameters on gasoline engine exergy balance[J]. Journal of Central South University, 2013, 20(7): 1938－1946.

[30] 劉敬平，付建勤，任承欽，等. 增壓直噴汽油機(jī)熱平衡和?平衡試驗(yàn)對(duì)比[J]. 內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，2013，31(1)：65－71. Liu Jingping, Fu Jianqin, Ren Chengqin, et al. Experimental comparison of heat and exergy balance in a turbocharged direct-Injected gasoline engine[J]. Transactions of CSICE, 2013, 31(1): 65－71. (in Chinese with English abstract)

Energy and exergy flow simulation in working process of heavy-duty turbocharged diesel engine based on microscopic field

Liu Zhongchang, Liu Changcheng, Tian Jing※, Xu Yun, Yang Zeyu

(1.130025,; 2.130025,)

In order to investigate the energy, exergy loss, exergy change rules and to explain the change reasons from the perspective of micro-field in cylinder, the experiments, simulation, thermodynamics basic principles and theoretical calculation under various steady working conditions were carried out by taking a heavy-duty turbocharged diesel engine as the research object. In the working process of heavy-duty turbocharged diesel engine, there must be internal factors in working process which causing energy and exergy changes, especially in combustion process, such as diffusion and oxidation, mixing, heat transfer of different temperature layers, while these factors are closely related to the movement of mixture gas, the mixing uniformity of fuel and air, temperature distribution. The causes of energy, exergy and loss in turbocharged diesel engine working process were discussed from the aspects of velocity, equivalent ratio and temperature distribution in cylinder. Since the variation trend of the parameters were basically same under different working conditions, taking the B50 working condition as an example, the change causes and rules of energy flow, exergy flow and its loss in combustion process were analyzed from distribution of flow velocity, equivalent ratio and temperature distribution. The results indicated that, Firstly, the change of energy and exergy flow mainly occured in combustion process, the degree of change in other processes was not obvious. Second, parameters such as heat transfer exergy, accumulation burn fuel exergy, exhaust loss energy, CA90, exergy efficiency were positively correlated with engine load, the corresponding exergy efficiency were 34.7%, 38.9%, 40.8% at B25, B50, B75 working condition. Third, the proportion of internal exergy loss and heat transfer exergy to fuel exergy were negative correlated with engine load, the former were 31.3%、29.9%、28.3% at B25、B50、B75 working condition respectively, the thermal efficiency of diesel engine could be effectively improved by avoiding running at the low load, with the increasing of speed, the proportions of cumulative heat transfer and internal exergy losses to fuel exergy slightly increasing, while the proportions of exhaust exergy to fuel exergy increased more. Fourth, in the middle of the combustion process, the superposition of the flow motion and the high temperature zone near the cylinder wall aggravated the heat transfer loss. Fifth, the theoretical equivalent ratio region mostly concentrated in the medium velocity zone, the nonuniform distribution of fuel and air, rapid fuel oxidation rate contribute to a greater exergy loss rate caused by diffusion and oxidation, the theoretical equivalent ratio was closer to the cylinder wall caused the greater heat transfer loss, at B50 working condition, the maximum heat transfer ratio was about 11 J/°CA after top dead center 15 °CA when there was the maximum contact area between combustion chamber wall and in-cylinder gas. Sixth, the volume size of high and low temperature region and the temperature rise of low temperature region determined the exergy loss rate resulted from temperature difference in cylinder, the volume fraction of the low temperature region at the late stage of combustion process was about 15% at B50 working condition, the exergy loss caused by temperature difference was larger than other time. In the combustion process of a turbocharged diesel engine, the volume of high and low temperatures region in cylinder was closer, the slower the temperature raising in the low temperature region were, the greater the loss rate was caused by the heat transfer in the cylinder. Finally, the flow velocity distribution, homogeneity of equivalent ratio distribution, high and low temperature region volume and temperature raising in cylinder had certain effects on the internal exergy loss rate.

diesel engines; thermodynamics; energy flow; exergy flow; combustion process

2018-07-19

2018-10-10

國(guó)家重點(diǎn)研發(fā)計(jì)劃（2017YFB0103503）；吉林省教育廳“十三五”科學(xué)技術(shù)項(xiàng)目（JJKH20180142KJ）

劉忠長(zhǎng)，教授，博士，主要從事內(nèi)燃機(jī)公害與控制研究。 Email：liuzc@jlu.edu.cn

田徑，副教授，博士，主要從事內(nèi)燃機(jī)公害控制及熱管理研究。Email：jingtian@jlu.edu.cn

10.11975/j.issn.1002-6819.2019.01.008

TK421

A

1002-6819(2019)-01-0062-10

Liu Zhongchang, Liu Changcheng, Tian Jing, Xu Yun, Yang Zeyu. Energy and exergy flow simulation in working process of heavy-duty turbocharged diesel engine based on microscopic field[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2019, 35(1): 62－71. (in Chinese with English abstract) doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2019.01.008 http://www.tcsae.org