進氣道和燃燒室形狀對大缸徑天然氣發(fā)動機缸內(nèi)流動和燃燒的影響

羅 坤，黃勇成，朱 贊，董 偉

(1.西安交通大學 能源與動力工程學院，西安 710049；2.廣西玉柴機器股份有限公司，玉林 537005)

0 概述

隨著能源危機和環(huán)境污染的加劇，清潔替代能源在內(nèi)燃機上的應用受到越來越多的關注。在替代燃料中，天然氣的應用技術相對較為成熟。天然氣的儲量較大，其主要成分甲烷在化學燃料中碳氫比是最低的，因此燃用天然氣產(chǎn)生的二氧化碳排放也相對較低[1]。近十年來天然氣被廣泛應用于各種車型當中，截至2019年7月底，中國天然氣汽車保有量超過670萬輛，加氣站超過9 000座，數(shù)量都位于世界第一[2]。

隨著排放法規(guī)日益嚴格，天然氣發(fā)動機采用稀薄燃燒結合選擇性催化還原(selective catalytic reduction, SCR)后處理方案的成本頗高，且難以滿足重型發(fā)動機國六排放法規(guī)要求[3]。而文獻[4-6]研究表明，采用當量燃燒模式結合高比例廢氣再循環(huán)(exhaust gas recirculation, EGR)方案時可在僅加裝三效催化轉(zhuǎn)化器(three-way catalyst, TWC)的條件下滿足國六排放法規(guī)要求，可有效地降低天然氣發(fā)動機成本。

在當量燃燒結合高比例EGR模式下，天然氣火焰?zhèn)鞑ニ俣扰c汽油相比偏慢[7]，加之大排量天然氣發(fā)動機缸徑偏大，其缸徑一般為100～120 mm，兩個因素的耦合作用使得大缸徑點燃式天然氣發(fā)動機的燃燒持續(xù)期較長，指示熱效率偏低。點燃式發(fā)動機缸內(nèi)燃燒速度主要受控于點火后火核發(fā)展和湍流火焰?zhèn)鞑ニ俣?，而兩者均與缸內(nèi)氣流運動、湍流強度大小和分布密切相關[8]。優(yōu)化缸內(nèi)氣流運動和提升湍流強度可加快燃燒過程，從而提高點燃式發(fā)動機的指示熱效率。而發(fā)動機進氣道結構和燃燒室形狀是控制缸內(nèi)氣流運動和燃燒過程的關鍵參數(shù)，所以優(yōu)化進氣道結構和燃燒室形狀是提升大缸徑天然氣發(fā)動機指示熱效率的重要途徑。

大缸徑天然氣發(fā)動機一般在柴油機上對關鍵性能部件進行改制而來，其氣流運動方式與柴油機類似。國內(nèi)外學者針對大缸徑天然氣發(fā)動機的燃燒過程開展了大量理論與試驗研究[9-14]。文獻[15-16]中在一臺缸徑為112 mm的大缸徑天然氣發(fā)動機上研究了進氣道結構和燃燒室型線對天然氣發(fā)動機燃燒過程的影響，研究發(fā)現(xiàn)增加湍動能有利于加快燃燒放熱過程，點火時刻較低的湍動能不利于縮短火焰發(fā)展期。文獻[17]在一臺缸徑為113 mm的大缸徑天然氣發(fā)動機上研究了不同燃燒室?guī)缀谓Y構對缸內(nèi)火焰?zhèn)鞑ズ桶l(fā)動機熱效率的影響，研究發(fā)現(xiàn)不均勻的湍流分布及由此產(chǎn)生的非對稱火焰?zhèn)鞑够鹧嬖谀骋环较蛏系陌l(fā)展受到抑制，增加燃燒持續(xù)時間。文獻[18]中對一臺由柴油機改裝而來的天然氣發(fā)動機燃燒室形狀進行了優(yōu)化設計，研究發(fā)現(xiàn)，當采用星型燃燒室時發(fā)動機性能提升最為明顯，有效燃氣消耗率降低了1.92 %。文獻[19]中研究了燃燒室形狀對高性能天然氣發(fā)動機性能的影響，研究表明燃燒室形狀對滾流運動存在影響，當滾流比和湍動能增加時，燃燒持續(xù)時間明顯縮短。但這些研究中燃燒室形狀設計基于直口或縮口型燃燒室，沿用柴油機的氣流組織形式，即缸內(nèi)氣流運動呈現(xiàn)高渦流、低滾流輔以一定擠流的特點。然而，點燃式天然氣發(fā)動機的燃燒方式與柴油機不同，沿用柴油機氣流組織形式并不利于點燃式天然氣發(fā)動機燃燒過程中火核形成和火焰?zhèn)鞑ァＤ壳?，針對點燃式大缸徑天然氣發(fā)動機弱渦流、強滾流、高湍流強度的新型缸內(nèi)氣流運動形式對發(fā)動機性能影響的研究還較少。

本研究中利用STAR-CD軟件對一臺大缸徑天然氣發(fā)動機的缸內(nèi)燃燒過程進行三維模擬，并通過進氣道結構和燃燒室形狀的合理匹配來改善缸內(nèi)的流場分布，組織弱渦流、強滾流、高湍流強度的缸內(nèi)氣流運動形式，增加天然氣火焰前鋒面?zhèn)鞑ニ俣?，縮短天然氣發(fā)動機的燃燒持續(xù)期，從而提高天然氣發(fā)動機的指示熱效率。

1 試驗裝置及測試設備

試驗用發(fā)動機為一臺玉柴直列4缸四氣門增壓中冷點燃式天然氣發(fā)動機，表1給出了該天然氣發(fā)動機的主要參數(shù)。圖1給出了發(fā)動機試驗臺架的主要測試配置。利用AVL電力測功機測量發(fā)動機的轉(zhuǎn)速和輸出轉(zhuǎn)矩，采用上海同圓CMF025型氣耗儀來測量天然氣消耗量，利用上海同圓20N150型空氣流量計測量進氣流量。試驗中，采用了KISTLER公司6125A型缸壓傳感器、5018型電荷放大器和2614A4型角標儀，并利用AVL燃燒分析儀采集示功圖，獲得燃燒放熱率等相關數(shù)據(jù)。

表1 試驗用天然氣發(fā)動機的主要參數(shù)

圖1 天然氣發(fā)動機測試臺架示意圖

2 模型建立及合理性驗證

天然氣發(fā)動機的三維計算網(wǎng)格由STAR-CD軟件中ES-ICE模塊生成。圖2給出了發(fā)動機三維計算模型網(wǎng)格的俯視圖和剖視圖。

圖2 天然氣發(fā)動機的三維計算網(wǎng)格

由于采用預混燃燒方式時火焰結構受缸內(nèi)氣流運動影響較大，為更好地捕捉缸內(nèi)的流場信息，計算從進氣行程開始至排氣門開啟時刻結束。進排氣邊界條件由原機型臺架試驗測量獲得，模擬工況為1 500 r/min全負荷，混合氣當量比為1.0，進氣方式為渦輪增壓，進氣總管壓力為0.259 MPa，進氣總管溫度為59.5℃，排氣總管壓力為0.293 MPa，排氣總管溫度為739 ℃，EGR率為18.68%，點火提前角為20°，即點火時刻為上止點前(before top of dead center, BTDC)20°曲軸轉(zhuǎn)角(記為-20°)，單缸每循環(huán)點火能量為0.06 J，天然氣的低熱值為49.93 MJ/kg。計算中湍流模型選擇基于RNGk-ε湍流模型；燃燒模型采用改進后的擬序火焰模型(extended coherent flame model-three zones model, ECFM-3Z model)，以方便捕捉天然氣點燃后的火焰?zhèn)鞑ミ^程。計算中所使用的主要數(shù)值模型如表2所示。

表2 主要數(shù)值模型

為研究網(wǎng)格尺寸的影響，分別在網(wǎng)格基本尺寸為2.0 mm、1.5 mm、1.0 mm和0.8 mm下進行數(shù)值模擬計算，并對缸內(nèi)壓力曲線進行了比較，對比結果如圖3所示。由圖3可知，當網(wǎng)格基本尺寸為1.0 mm時，進一步縮小網(wǎng)格基本尺寸，計算結果無明顯變化。因此本文中選擇網(wǎng)格基本尺寸為1.0 mm進行模擬計算，此時上止點網(wǎng)格數(shù)為544 875個，下止點網(wǎng)格數(shù)為1 213 869個。

圖3 不同網(wǎng)格基本尺寸下的缸內(nèi)壓力對比

對比試驗和模擬計算得到的缸壓和瞬時放熱率曲線以驗證模型的可靠性。圖4給出了1 500 r/min全負荷下試驗和模擬所得缸內(nèi)壓力和瞬時放熱率曲線的對比。在壓縮階段和膨脹階段，試驗與模擬所得缸內(nèi)壓力曲線吻合較好；在燃燒階段，模擬所得缸壓和放熱率曲線均處于試驗所得4個氣缸缸壓和放熱率曲線覆蓋區(qū)域。由試驗所得示功圖計算得到的發(fā)動機指示熱效率為39.5%，由模擬所得示功圖計算得到的指示熱效率為39.51%，兩者具有良好的一致性。由此可認為所建立的三維燃燒模型對于缸內(nèi)壓力及瞬時放熱率曲線均具有較高的預測精度，能夠用于開展燃燒系統(tǒng)優(yōu)化的模擬計算。

圖4 1 500 r/min全負荷下模擬與試驗所得缸內(nèi)壓力及瞬時放熱率曲線對比

3 進氣道和燃燒室的優(yōu)化

3.1 原機型流場分析

首先分析原天然氣發(fā)動機的缸內(nèi)氣流運動特征。本文中標量或矢量圖的橫截面為火花塞間隙處橫截面，縱截面為經(jīng)過火花塞的氣缸中心截面。圖5為1 500 r/min全負荷時壓縮上止點附近原始燃燒室缸內(nèi)速度場及湍動能的分布。由圖5可知，原始天然氣發(fā)動機缸內(nèi)組織的氣流運動與原柴油機類似，以強渦流為主，輔以一定的擠流，滾流較弱，壓縮沖程末期缸內(nèi)尤其是火花塞附近的湍動能較低。

圖5 原始燃燒室點火時刻缸內(nèi)速度場及湍動能分布

3.2 進氣道優(yōu)化

原天然氣發(fā)動機是在柴油發(fā)動機本體上對關鍵性能部件進行改制而來的。由于天然氣發(fā)動機的燃燒方式和柴油機存在較大不同，對進氣道結構要求也有較大差異。柴油機多采用螺旋式進氣道，會在氣缸內(nèi)產(chǎn)生強烈的進氣渦旋，有利于改善缸內(nèi)柴油和新鮮空氣的混合[26]。點燃式天然氣發(fā)動機的氣體燃料和空氣在進入氣缸前已完成混合，希望壓縮沖程末期缸內(nèi)具有較強的湍流，增加火焰前鋒面的褶皺程度及傳播速率，以便于天然氣火焰的快速傳播。因此，對原有的螺旋氣道進行改進，以期降低渦流比，增大流量系數(shù)，在提高氣道流通能力的同時，增大滾流比改善燃燒[27]。

本文中基于組織對點燃式發(fā)動機燃燒有利的弱渦流、強滾流、高湍流強度的缸內(nèi)氣流運動的理念，對進氣道結構進行設計。與原機型相比，缸蓋仍保持平底，但將原螺旋進氣道改為直進氣道以形成高強度滾流。優(yōu)化方案與原方案進氣道結構差異見圖6。

圖6 原方案與優(yōu)化方案進氣道結構對比示意圖

3.3 燃燒室優(yōu)化

為了研究燃燒室形狀對缸內(nèi)流動和燃燒過程影響，提出了3種新型燃燒室設計方案與直進氣道匹配。通過研究縮口型(原燃燒室)、直口型、敞口型和半球型燃燒室對天然氣火花點火后缸內(nèi)燃燒過程的影響，探究在當量燃燒結合高比例EGR模式下，大缸徑天然氣發(fā)動機燃燒系統(tǒng)的設計思路。原機型和各優(yōu)化方案的燃燒室形狀示意圖如圖7。

圖7 不同方案燃燒室形狀對比

圖8給出了不同燃燒室方案的缸內(nèi)渦流比、滾流比和平均湍動能隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化。由圖8可知，配合直進氣道，采用縮口型(原燃燒室)、直口型、敞口型和半球型燃燒室時在壓縮沖程中形成的最大滾流比分別可達0.76、0.83、1.03和1.71，半球型燃燒室配合直進氣道在壓縮沖程中形成的滾流最強。半球型燃燒室配合直進氣道在壓縮行程末期產(chǎn)生湍動能也最高；與原機相比，直進氣道配合原縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室在點火時刻缸內(nèi)平均湍動能分別增加了35.27%、36.26%、50.33%和135.99%。

圖8 1 500 r/min，采用直進氣道下不同燃燒室方案缸內(nèi)渦流比、滾流比及平均湍動能與原機方案的對比

圖9給出了曲軸轉(zhuǎn)角為-65°(壓縮沖程滾流比達到最大時所對應的曲軸轉(zhuǎn)角)時不同燃燒室方案缸內(nèi)流場的對比。由圖9可以看出，相同條件下半球型燃燒室更有利于壓縮行程中燃燒室內(nèi)滾流的形成。

圖9 壓縮行程滾流比最大時刻(-65°)不同燃燒室方案缸內(nèi)速度場的對比

圖10和圖11給出了點火時刻不同形狀燃燒室方案缸內(nèi)速度場和湍動能分布的對比。由圖中可以看出，與原縮口型燃燒室相比，點火時刻半球型燃燒室內(nèi)大尺度滾流更易被壓碎，產(chǎn)生較強的湍動能；按湍動能由高到低排列依次為半球型、敞口型、直口型和縮口型燃燒室(原燃燒室)。由缸內(nèi)流場計算結果可以得到，不同燃燒室方案在點火時刻火花塞間隙處(以火花塞為中心半徑為3 mm的球型區(qū)域內(nèi))的氣體平均流速。計算結果表明，在點火時刻，原機火花塞間隙處氣體平均流速為6.092 m/s，而直進氣道配合原縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室火花塞間隙處氣體平均流速分別為6.220 m/s、6.745 m/s、6.916 m/s和7.132 m/s。與原機相比，直進氣道配合不同形狀燃燒室時火花塞間隙處氣體平均流速增加幅度不超過17.1%，不會導致點火失敗。

圖10 點火時刻不同燃燒室方案缸內(nèi)速度場的對比

圖11 點火時刻不同燃燒室方案缸內(nèi)湍動能的對比

圖12給出了1 500 r/min全負荷下原機型與不同燃燒室方案的缸內(nèi)壓力和瞬時放熱率曲線的對比。由圖8和圖12可知，隨著缸內(nèi)滾流運動增強，缸內(nèi)平均湍動能增加，瞬時放熱率峰值變大，燃燒速率加快，說明此時缸內(nèi)燃燒過程得到一定改善，同時更為集中的放熱過程也使得缸內(nèi)最高壓力略有提升。但原天然氣發(fā)動機由柴油發(fā)動機改裝而來，對缸內(nèi)最高壓力的耐受程度較高，其缸內(nèi)最高壓力可達20 MPa。在1 500 r/min全負荷下，原天然氣發(fā)動機缸內(nèi)最高壓力為9.57 MPa，直進氣道配合原縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室缸內(nèi)最高壓力分別為10.11 MPa、10.91 MPa、11.12 MPa和11.56 MPa，與原機相比缸內(nèi)最高壓力增加幅度不超過20.8%，且均遠小于原柴油機的缸內(nèi)最高壓力。燃燒過程的三維計算結果表明，與原機相比，直進氣道配合原縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室方案的燃燒速率更快。由模擬所得示功圖計算可得：直進氣道配合原縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室方案的指示熱效率分別為40.91%、41.35%、41.56%和42.14%；與原機相比，指示熱效率增加量分別為1.40%、1.84%、2.05%和2.63%。

圖12 1 500 r/min下不同燃燒室方案缸內(nèi)壓力和瞬時放熱率曲線的對比

圖13給出了不同燃燒室方案火焰發(fā)展期(從火花塞點火到累計燃燒放熱率達到10%之間的階段)和快速燃燒期(從累計燃燒放熱率達到10%到累計燃燒放熱率達到90%之間的階段)的對比?；鹧姘l(fā)展期和快速燃燒期之和定義為總燃燒期。由圖13可知，相較于原機，直進氣道配合原縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室方案的火焰發(fā)展期分別縮短了0.4°、0.6°、0.7°和2.6°，快速燃燒期分別縮短了7.9°、9.5°、10.0°和10.3°。

圖13 不同燃燒室方案火焰發(fā)展期和快速燃燒期的的對比

由ECFM-3Z燃燒模型計算結果可以得到不同燃燒室方案在點火后的火焰?zhèn)鞑ニ俣取D14給出了不同燃燒室方案點火后的火焰?zhèn)鞑ニ俣入S曲軸轉(zhuǎn)角的變化。由圖14可知，火焰?zhèn)鞑ニ俣扰c缸內(nèi)平均湍動能正相關。原天然氣發(fā)動機最大火焰?zhèn)鞑ニ俣葹?0.90 m/s，直進氣道配合原縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室的最大火焰?zhèn)鞑ニ俣确謩e為11.20 m/s、11.45 m/s、11.73 m/s和11.86 m/s，最大增加幅度為8.8%。這說明較高的缸內(nèi)平均湍動能會提高點火后的火焰?zhèn)鞑ニ俣?，促進火焰?zhèn)鞑?，縮短火焰發(fā)展期和快速燃燒期。

圖14 1 500 r/min下不同燃燒室方案缸內(nèi)火焰?zhèn)鞑ニ俣鹊膶Ρ?/p>

圖15和圖16給出了1 500 r/min全負荷下原機與縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室配合直進氣道方案的缸內(nèi)溫度分布情況對比。由圖15可以看出，當采用縮口型燃燒室配合原螺旋氣道(原機)時，由于此時整體缸內(nèi)流動呈現(xiàn)以強渦流為主，輔以一定的擠流，滾流較弱，湍動能較低的特點，縱截面上溫度徑向擴展趨勢較弱；當進氣道改為直進氣道時，由于此時渦流減弱、滾流和缸內(nèi)湍動能明顯增強，溫度徑向擴展趨勢顯著增強。對比原機與縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室配合直進氣道方案的縱截面溫度分布，結合圖8、圖10和圖11可知，溫度徑向擴展趨勢強弱與缸內(nèi)湍動能大小正相關。由圖15氣缸橫截面溫度場分布可以看出，原機高溫區(qū)域較小，燃燒較為緩慢；縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室配合直進氣道方案相較于原機高溫區(qū)域面積明顯增加，溫度沿半徑方向擴展明顯增強，說明此時缸內(nèi)燃燒得到顯著改善。綜合來看，直進氣道配合半球型燃燒室的火焰?zhèn)鞑ニ俣茸羁欤@得益于該方案在壓縮沖程中形成的滾流最強，在壓縮行程末期產(chǎn)生湍動能最高，從而有效地加快點燃式天然氣發(fā)動機缸內(nèi)火核形成，提高火焰?zhèn)鞑ニ俣?，縮短火焰發(fā)展期和快速燃燒期，提高指示熱效率。

圖15 原機與縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室配合直進氣道方案的缸內(nèi)縱截面溫度分布情況對比

圖16 原機與縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室配合直進氣道方案的缸內(nèi)橫截面溫度分布情況對比

4 結論

(1)當保持原機縮口型燃燒室不變，與原機螺旋進氣道相比，采用直進氣道時壓縮沖程缸內(nèi)滾流運動明顯增強，最大滾流比可達0.76，點火時刻缸內(nèi)平均湍動能提高了35.27%。缸內(nèi)流場模擬結果表明，原縮口型燃燒室并不能很好地配合直進氣道將進氣沖程中形成的強滾流維持到壓縮沖程。

(2)采用直進氣道時，相較于原縮口型燃燒室，直口型、敞口型和半球型燃燒室缸內(nèi)滾流運動進一步增強，在壓縮沖程中形成的最大滾流比分別可達0.83、1.03和1.71；相較于原機，直口型、敞口型和半球型燃燒室點火時刻缸內(nèi)平均湍動能分別增加了36.26%、50.33%和135.99%。分析結果表明：直氣道配合半球型燃燒室在壓縮沖程中形成的滾流最強，在壓縮行程末期產(chǎn)生湍動能也最高。

(3)與原機相比，直氣道配合原縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室方案的火焰?zhèn)鞑ニ俣戎饾u增加，火焰發(fā)展期和快速燃燒期逐漸縮短，指示熱效率逐漸增加。在1 500 r/min全負荷下，相較于原機，由模擬計算得到的直進氣道配合原縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室方案的指示熱效率增加量分別為1.40%、1.84%、2.05%和2.63%，其中半球型燃燒室配合直進氣道方案的指示熱效率由原機的39.51%提高到42.14%。