燃燒室優(yōu)化改善重型柴油機(jī)熱效率的數(shù)值模擬研究

劉明超，堯命發(fā)，王?滸，鄭尊清，梁和平，束銘宇

燃燒室優(yōu)化改善重型柴油機(jī)熱效率的數(shù)值模擬研究

劉明超1，堯命發(fā)1，王?滸1，鄭尊清1，梁和平2，束銘宇2

(1. 天津大學(xué)內(nèi)燃機(jī)燃燒學(xué)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，天津 300072；2. 玉柴聯(lián)合動(dòng)力股份有限公司，蕪湖 241080)

以某重型柴油機(jī)為研究對(duì)象，通過(guò)仿真計(jì)算，探究了燃燒室結(jié)構(gòu)和噴孔錐角對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒過(guò)程的影響，提出了提高柴油機(jī)熱效率的技術(shù)方案. 結(jié)果表明：通過(guò)減小凹坑半徑及凹坑深度提高壓縮比可以減少缸內(nèi)過(guò)稀區(qū)，在壓縮比提高和缸內(nèi)空間利用率提高的共同作用下，熱效率提高了0.8%；隨著燃燒室凹坑邊緣直徑增大，進(jìn)入燃燒室擠流區(qū)燃油增多，熱效率先升高后降低，凹坑邊緣直徑為97mm時(shí)熱效率最高；隨著喉口直徑減小，燃油達(dá)到壁面距離縮短，擠流區(qū)當(dāng)量比增大，油耗先降低后升高，喉口直徑為69mm時(shí)油耗最低. 當(dāng)進(jìn)入擠流區(qū)燃油過(guò)少時(shí)，可以通過(guò)增大凹坑邊緣直徑及減小喉口直徑改善混合氣分布，提高熱效率.噴孔錐角也是影響混合氣分布的重要因素，改變?nèi)紵医Y(jié)構(gòu)后需要優(yōu)化噴孔錐角以獲得最佳熱效率. 采用凹坑邊緣直徑為97mm、喉口直徑為69mm的燃燒室方案以及144°的噴孔錐角，熱效率相比原機(jī)提高1.8%.

柴油機(jī)；熱效率；壓縮比；燃燒室結(jié)構(gòu)；噴孔錐角

柴油機(jī)廣泛應(yīng)用于重型貨車、工程機(jī)械、農(nóng)業(yè)機(jī)械、船舶和發(fā)電等領(lǐng)域，在國(guó)民經(jīng)濟(jì)和社會(huì)生活中發(fā)揮著重要作用，但同時(shí)也消耗了大量的石油資源．為應(yīng)對(duì)越來(lái)越嚴(yán)格的油耗和碳排放法規(guī)，探究如何提高柴油機(jī)的熱效率，對(duì)減少石油消耗和CO2排放有重要的意義．

通過(guò)改變?nèi)紵医Y(jié)構(gòu)提高發(fā)動(dòng)機(jī)壓縮比是提高熱效率最直接和有效的手段[1]．Uchida等[2]研究表明，在一定范圍內(nèi)，適當(dāng)增大壓縮比有利于改善柴油機(jī)經(jīng)濟(jì)性能．Enya等[3]研究表明，將壓縮比由18提高到26時(shí)，指示熱效率可提高5%左右．

燃燒室形狀還將影響缸內(nèi)混合氣混合，這對(duì)改善熱效率也至關(guān)重要[4-5]．Singh等[6]研究指出，即使是微小的幾何形狀變化，也能對(duì)柴油機(jī)性能產(chǎn)生影響. Sakata等[7]通過(guò)優(yōu)化燃燒室形狀，加強(qiáng)燃油油束對(duì)空氣的卷吸作用，同時(shí)減少燃油在壁面附近的燃燒，實(shí)現(xiàn)了柴油機(jī)油耗的改善．鄭尊清等[8]研究指出，優(yōu)化燃燒室形狀可以改善缸內(nèi)流動(dòng)，進(jìn)而加快火焰?zhèn)鞑ニ俣龋岣甙l(fā)動(dòng)機(jī)熱效率．國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)一些燃燒室結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)性能的影響也做了探索研究．Hadi等[9]研究了燃燒室底部凹坑容積及燃燒室半徑對(duì)缸內(nèi)氣流運(yùn)動(dòng)及混合氣燃燒的影響．研究表明，增大燃燒室凹坑容積和燃燒室半徑可以有效改善油耗，提高發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率．

改變?nèi)紵医Y(jié)構(gòu)后，需要進(jìn)行相應(yīng)的燃油噴射系統(tǒng)匹配實(shí)現(xiàn)缸內(nèi)噴霧混合過(guò)程的優(yōu)化，進(jìn)而進(jìn)一步改善缸內(nèi)燃燒過(guò)程和熱效率，噴孔錐角是影響噴霧混合過(guò)程的重要因素之一[10-11]．周苗等[12]研究了噴孔錐角對(duì)混合氣濃度分布及燃燒過(guò)程的影響，研究結(jié)果表明，隨著噴孔錐角的增大，進(jìn)入擠流區(qū)的燃油增多，合理選擇噴孔錐角的大小可以獲得較好的燃燒特性，進(jìn)而獲得較高的熱效率．

本文以某重型柴油機(jī)為研究對(duì)象，系統(tǒng)和深入地分析了燃燒室結(jié)構(gòu)和噴油器參數(shù)等對(duì)缸內(nèi)流動(dòng)和燃燒過(guò)程的影響，提出了優(yōu)化的燃燒室方案和噴油器參數(shù)，探索其對(duì)燃燒定容度和熱效率的影響，為柴油機(jī)高效燃燒系統(tǒng)開(kāi)發(fā)提供參考．

1?仿真模型及研究方法

1.1?仿真建模及標(biāo)定

本文以一臺(tái)直列6缸直噴式柴油機(jī)為研究對(duì)象，表1是該發(fā)動(dòng)機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)．基于該柴油機(jī)建立了CONVERGE三維模型，進(jìn)行數(shù)值模擬研究．在本文中，曲軸轉(zhuǎn)角的負(fù)值表示壓縮上止點(diǎn)之前，正值表示壓縮上止點(diǎn)之后．

表1?柴油機(jī)主要技術(shù)參數(shù)

Tab.1?Specifications of diesel engine

研究采用的模型包括：RNG-湍流模型，O’Rourke and Amsden傳熱模型，KH-RT噴霧破碎模型和CTC燃燒模型等．圖1為模型網(wǎng)格敏感性分析結(jié)果，基礎(chǔ)網(wǎng)格為1mm時(shí)與為2mm時(shí)的計(jì)算結(jié)果差別不大，綜合考量計(jì)算速度和計(jì)算精度后，將計(jì)算模型基礎(chǔ)網(wǎng)格大小設(shè)置為2mm，設(shè)置2級(jí)自適應(yīng)加密，對(duì)噴油器噴孔附近設(shè)置固定加密．三維模型網(wǎng)格如圖2所示．研究選取試驗(yàn)中最低油耗點(diǎn)為研究工況，該工況點(diǎn)轉(zhuǎn)速為1100r/min，循環(huán)油量為145mg，噴油時(shí)刻為-6°CA ATDC，進(jìn)氣壓力為0.196MPa，進(jìn)氣溫度為334K．

圖1?網(wǎng)格敏感性分析

圖3對(duì)比了仿真計(jì)算和試驗(yàn)的缸壓和放熱率曲線，試驗(yàn)設(shè)備相關(guān)信息參照文獻(xiàn)[13]．兩者的吻合程度較高，圖4為試驗(yàn)與模擬結(jié)果的性能參數(shù)比較，各參數(shù)誤差小于5%，說(shuō)明模型有較高的可信度，可以基于此模型開(kāi)展下一步的研究工作．

圖2?上止點(diǎn)時(shí)網(wǎng)格示意

圖3?缸壓和放熱率驗(yàn)證

圖4?試驗(yàn)值與模擬結(jié)果對(duì)比

1.2?研究方法

本研究在標(biāo)定模型的基礎(chǔ)上，將最高缸內(nèi)燃燒壓力限制在原機(jī)水平，研究了不同燃燒室結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)熱效率的影響．首先通過(guò)減小凹坑半徑及凹坑深度設(shè)計(jì)了不同壓縮比的燃燒室方案，探究壓縮比對(duì)柴油機(jī)熱效率的影響．在獲得最高熱效率的壓縮比方案下，改變?nèi)紵野伎舆吘壷睆?，研究其?duì)熱效率的影響．在獲得最高熱效率的凹坑邊緣直徑的基礎(chǔ)上，改變喉口直徑，同時(shí)對(duì)每一喉口直徑下的噴孔錐角進(jìn)行優(yōu)化，在最佳的噴孔錐角下研究喉口直徑對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率的影響．基于以上燃燒室結(jié)構(gòu)的優(yōu)化研究結(jié)果，提出了優(yōu)化發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒過(guò)程的燃燒室方案，以實(shí)現(xiàn)提高熱效率的目標(biāo)．

2?結(jié)果與討論

2.1?壓縮比對(duì)熱效率的影響

本研究通過(guò)調(diào)整燃燒室凹坑半徑及凹坑深度改變壓縮比，設(shè)計(jì)了壓縮比為17.5、18.5及19.5的3個(gè)燃燒室，設(shè)計(jì)時(shí)保持凹坑邊緣直徑、喉口直徑及喉口位置不變，喉口深度保持8.5mm不變．燃燒室基本結(jié)構(gòu)如圖5所示．各方案的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)如表2所示．

圖5?燃燒室結(jié)構(gòu)

表2?不同壓縮比燃燒室關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)

Tab.2 Key structural parameters of combustion cham-bers with various compression ratios

本研究保持噴油時(shí)刻和進(jìn)氣壓力不變，噴孔錐角保持148°不變，探究不同燃燒室方案對(duì)熱效率的影響．不同燃燒室方案的缸壓和放熱率如圖6所示．壓縮比由17.5提高至19.5，缸內(nèi)峰值壓力升高，滯燃期縮短，燃燒相位提前，燃燒放熱速率加快，前期放熱增多，后期放熱變緩．

圖6?不同壓縮比燃燒室方案下缸壓和放熱率

圖7為3個(gè)不同壓縮比燃燒室方案在CA10和CA50時(shí)刻的缸內(nèi)流場(chǎng)，黑色線段越密越長(zhǎng)，表示流動(dòng)越強(qiáng)．油束的運(yùn)動(dòng)對(duì)缸內(nèi)流動(dòng)的影響較大，不同壓縮比下燃油均在縮口處撞壁，在喉口的引導(dǎo)下，燃油噴霧被分為兩部分，分別向擠流區(qū)和凹坑發(fā)展．壓縮比為19.5的燃燒室方案相比原機(jī)擠流區(qū)流動(dòng)稍弱，凹坑內(nèi)流動(dòng)稍強(qiáng)．

圖7?不同壓縮比方案缸內(nèi)流場(chǎng)

圖8為3個(gè)壓縮比燃燒室方案下的CA10、CA50及CA90時(shí)刻對(duì)比．隨著壓縮比提高，壓縮比為17.5和18.5時(shí)的CA10和CA50時(shí)刻無(wú)明顯變化，壓縮比19.5時(shí)CA10和CA50時(shí)刻稍有提前. CA90時(shí)刻隨著壓縮比提高有所提前．隨著壓縮比的提高，燃燒持續(xù)期縮短．這主要是由于隨著壓縮比升高缸內(nèi)溫度壓力升高，促進(jìn)了燃油的蒸發(fā)和燃燒反應(yīng)的進(jìn)行，壓縮比為19.5的燃燒室方案燃燒持續(xù)期最短，燃燒定容度最高，有利于獲得更高的熱效率.

圖8?不同壓縮比燃燒室方案的燃燒時(shí)刻

圖9為不同壓縮比燃燒室方案的熱效率和NO排放．其中僅提高壓縮比的熱效率采用一維仿真計(jì)算的方式獲得，計(jì)算時(shí)不考慮缸內(nèi)流動(dòng)變化的影響．采用壓縮比更高的燃燒室方案，熱效率升高，其中壓縮比的提高對(duì)熱效率提高的貢獻(xiàn)更大，隨著壓縮比升高，缸內(nèi)空間利用率提高，也在一定程度上使得熱效率得到提高．隨著壓縮比的升高，NO排放升高．壓縮比為19.5的燃燒室方案可以獲得最高的熱效率．

圖9?不同壓縮比燃燒室熱效率和NOx排放

2.2?凹坑邊緣直徑對(duì)熱效率影響

本研究通過(guò)進(jìn)一步優(yōu)化燃燒室結(jié)構(gòu)改善混合氣的形成及燃燒過(guò)程，進(jìn)一步提高發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率．如前所述，壓縮比為19.5的燃燒室方案熱效率最高．本部分在這一燃燒室的基礎(chǔ)上，保持喉口直徑不變，改變?nèi)紵野伎舆吘壷睆?，同時(shí)通過(guò)調(diào)整凹坑深度保持壓縮比不變，設(shè)計(jì)了不同結(jié)構(gòu)的6種燃燒室，其中G3為2.1節(jié)設(shè)計(jì)的壓縮比為19.5的燃燒室，其余燃燒室分別命名為G1、G2、G4、G5和G6，各燃燒室如圖10所示，對(duì)應(yīng)的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)如表3所示．計(jì)算時(shí)保持噴孔錐角為148°不變．

圖10?不同凹坑邊緣直徑的燃燒室結(jié)構(gòu)方案

表3?不同凹坑邊緣直徑的燃燒室關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)

Tab.3 Key structuralparameters of combustion cham-bers with different values of d1

探究不同凹坑邊緣直徑對(duì)缸內(nèi)流動(dòng)的影響時(shí)，選取了G1、G4和G6共3個(gè)燃燒室進(jìn)行對(duì)比分析．圖11為3個(gè)燃燒室方案在CA10和CA50時(shí)刻的缸內(nèi)流場(chǎng)．油束的運(yùn)動(dòng)對(duì)缸內(nèi)流動(dòng)的影響較大，隨著燃燒室凹坑邊緣直徑的增大，擠流區(qū)的流動(dòng)增強(qiáng)，凹坑內(nèi)的流動(dòng)逐漸減弱．

圖11?不同凹坑邊緣直徑方案缸內(nèi)流場(chǎng)

圖12為不同凹坑邊緣直徑的燃燒室方案在CA10和CA50時(shí)刻缸內(nèi)混合氣當(dāng)量比分布. CA10時(shí)刻下，不同燃燒室方案的燃油撞壁位置基本相同，隨著燃燒室凹坑邊緣直徑的增大，燃油撞壁后向上發(fā)展進(jìn)入擠流區(qū)的燃油增多，擠流區(qū)的混合氣當(dāng)量比升高．CA50時(shí)刻下，凹坑邊緣直徑較小的G1燃燒室方案進(jìn)入擠流區(qū)的燃油較少，當(dāng)量比較低；凹坑邊緣直徑適中的G4方案缸內(nèi)當(dāng)量比分布較均勻，有利于獲得較高的熱效率；凹坑邊緣直徑最大的G6燃燒室方案擠流區(qū)混合氣當(dāng)量比較高，凹坑內(nèi)當(dāng)量比過(guò)低區(qū)域較多．

圖12?不同凹坑邊緣直徑方案缸內(nèi)當(dāng)量比分布

圖13為不同凹坑邊緣直徑CA50時(shí)刻下擠流區(qū)部分當(dāng)量比所占體積比．隨著凹坑邊緣直徑的增大，0.7到1.3當(dāng)量比所占體積比變化不大，1.3以上當(dāng)量比所占體積增多，表明進(jìn)入擠流區(qū)的燃油增多，進(jìn)入凹坑的燃油減少．因此當(dāng)進(jìn)入擠流區(qū)的燃油過(guò)少時(shí)，可以通過(guò)增大凹坑邊緣直徑，改善混合氣分布，提高熱效率．

圖13?不同凹坑邊緣直徑擠流區(qū)當(dāng)量比體積比

圖14為G1～G6共6種燃燒室方案的CA10、CA50及CA90時(shí)刻．隨著燃燒室凹坑邊緣直徑的增大，6種燃燒室的CA10和CA50時(shí)刻無(wú)明顯變化，而CA90時(shí)刻呈現(xiàn)先提前后推遲的趨勢(shì)．隨著燃燒室凹坑邊緣直徑的增大，燃燒持續(xù)期先縮短后增長(zhǎng)，G4燃燒室的燃燒持續(xù)期最短，說(shuō)明其燃燒定容度更高，有利于獲得更高的熱效率．

圖14?不同凹坑邊緣直徑燃燒室方案的燃燒時(shí)刻

圖15為不同凹坑邊緣直徑的燃燒室方案的熱效率和NO排放．熱效率和NO排放隨著凹坑邊緣直徑增大先升高后降低．凹坑邊緣直徑為97mm的G4燃燒室方案的油氣匹配情況較好，混合氣在燃燒室內(nèi)分布均勻，燃燒持續(xù)期短，燃燒定容度高，在6個(gè)燃燒室方案中熱效率最高，但同時(shí)NO排放有所升高．

圖15?不同凹坑邊緣直徑燃燒室方案熱效率

2.3?喉口直徑對(duì)熱效率影響

如2.2節(jié)所述，凹坑邊緣直徑為97mm的G4燃燒室熱效率較高，本節(jié)在G4燃燒室方案的基礎(chǔ)上，保持燃燒室凹坑邊緣直徑不變，改變?nèi)紵液砜谥睆剑瑫r(shí)調(diào)整凹坑深度保持壓縮比不變，設(shè)計(jì)了不同喉口直徑的3種燃燒室，分別命名為G7、G8和G9，各燃燒室如圖16所示，對(duì)應(yīng)的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)如表4所示．

圖16?不同喉口直徑的燃燒室結(jié)構(gòu)方案

表4?不同喉口直徑的燃燒室關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)

Tab.4 Key structural parameters of combustion cham-bers with different values of d2

隨著喉口直徑的增大，燃油油束到達(dá)壁面的距離變長(zhǎng)，燃油碰壁位置發(fā)生變化，也將影響缸內(nèi)流動(dòng)和燃燒過(guò)程．因此本研究首先找出了每個(gè)燃燒室方案下燃油經(jīng)濟(jì)性最佳的噴孔錐角(如圖17所示)，在此基礎(chǔ)上探究喉口直徑對(duì)熱效率的影響．

圖17?噴孔錐角示意

以G4燃燒室方案為例，圖18為不同噴孔錐角方案下缸內(nèi)混合氣當(dāng)量比分布．在CA10時(shí)刻，隨著噴孔錐角的增大，燃油油束的碰壁位置逐漸上移，到達(dá)擠流區(qū)的燃油增多，進(jìn)入凹坑的燃油減少．在CA50時(shí)刻，噴孔錐角為144°時(shí)擠流區(qū)當(dāng)量比相對(duì)較低，可燃混合氣難以到達(dá)缸壁附近，缸內(nèi)空間未得到充分利用．噴孔錐角為152°時(shí)凹坑內(nèi)當(dāng)量比較低，有較多空間未得到充分利用．噴孔錐角為148°的方案進(jìn)入凹坑和擠流區(qū)的燃油分布較為合理，缸內(nèi)當(dāng)量比分布較為均勻．

圖18?不同噴孔錐角下缸內(nèi)當(dāng)量比分布

圖19為不同喉口直徑的燃燒室方案在不同噴孔錐角下的熱效率．G4、G7和G8燃燒室方案隨著噴孔錐角的增大，熱效率先升高后降低．G9燃燒室方案熱效率隨著噴孔錐角的增大而升高，在所研究的噴孔錐角范圍內(nèi)尚未出現(xiàn)拐點(diǎn)．G7和G8燃燒室方案下144°的噴孔錐角可以獲得最佳的熱效率，G4燃燒室在148°噴孔錐角下熱效率最高，G9燃燒室方案下152°的噴孔錐角可以獲得最高的熱效率．

圖19?不同噴孔錐角方案熱效率

圖20為不同喉口直徑的燃燒室方案在CA10和CA50時(shí)刻的缸內(nèi)流場(chǎng)．隨著燃燒室喉口直徑的增大，向擠流區(qū)的流動(dòng)減少，凹坑內(nèi)的流動(dòng)逐漸增強(qiáng)．喉口直徑較小的燃燒室方案G8向擠流區(qū)的流動(dòng)阻力較小，凹坑內(nèi)的流動(dòng)較強(qiáng)，有利于實(shí)現(xiàn)較好的油氣混合．

圖21為優(yōu)化噴孔錐角后G7、G8、G4和G9共4個(gè)燃燒室方案在CA10和CA50時(shí)缸內(nèi)混合氣當(dāng)量比分布．在CA10時(shí)刻，在優(yōu)化噴孔錐角后，不同燃燒室方案燃油均在燃燒室喉口附近與壁面發(fā)生碰撞，在喉口的引導(dǎo)下，燃油噴霧被分為兩部分，分別向擠流區(qū)和凹坑發(fā)展．在CA50時(shí)刻，由于喉口直徑最小的G7方案燃油進(jìn)入擠流區(qū)流動(dòng)阻力更小，擠流區(qū)內(nèi)的當(dāng)量比較高，凹坑的當(dāng)量比較低；G8方案進(jìn)入凹坑和進(jìn)入擠流區(qū)的燃油分布較為合理，在充分利用了擠流區(qū)空間的同時(shí)，凹坑內(nèi)的當(dāng)量比分布也較為均勻；喉口直徑最大的G9方案進(jìn)入擠流區(qū)的燃油過(guò)少，擠流區(qū)的當(dāng)量比較低，不利于熱效率的提高．

圖20?不同喉口直徑燃燒室方案缸內(nèi)流場(chǎng)

圖21?不同喉口直徑方案缸內(nèi)當(dāng)量比分布

圖22為不同喉口直徑CA50時(shí)刻下擠流區(qū)部分當(dāng)量比所占體積比．隨著喉口直徑的增大，0.7以上當(dāng)量比所占體積比減小，表明擠流區(qū)燃油減少，當(dāng)量比降低．這主要是由于隨著縮口直徑的增大，向擠流區(qū)流動(dòng)的阻力增大，燃油不易進(jìn)入擠流區(qū)．因此當(dāng)進(jìn)入擠流區(qū)的燃油過(guò)少時(shí)，可以通過(guò)減小喉口直徑，改善混合氣分布，提高熱效率．

圖22?不同喉口直徑擠流區(qū)當(dāng)量比體積比

圖23為G7、G8、G4和G9共4個(gè)燃燒室方案的CA10、CA50及CA90時(shí)刻．隨著燃燒室喉口直徑的增大，４種燃燒室的CA10和CA50時(shí)刻無(wú)明顯變化，而CA90時(shí)刻隨著燃燒室喉口直徑的增大先提前后推遲．隨燃燒室喉口直徑增大，燃燒持續(xù)期先縮短后增長(zhǎng)．G8燃燒室方案燃燒持續(xù)期最短，說(shuō)明其燃燒放熱速率快，燃燒定容度高，有利于獲得更高的熱效率．

圖23?不同喉口直徑燃燒室方案的燃燒時(shí)刻

圖24為不同喉口直徑燃燒室方案的熱效率和NO排放．隨著喉口直徑的增大，熱效率和NO排放先升高后降低．喉口直徑為69mm的G8燃燒室在4個(gè)燃燒室方案中熱效率最高．

圖24?不同喉口直徑燃燒室方案熱效率和NOx排放

綜上，當(dāng)進(jìn)入擠流區(qū)燃油過(guò)少時(shí)，可以通過(guò)增大凹坑邊緣直徑和減小喉口直徑改善混合氣分布，提高熱效率．當(dāng)進(jìn)入燃燒室凹坑的燃油過(guò)少時(shí)，則可以通過(guò)減小凹坑邊緣直徑及增大喉口直徑改善混合氣分布，提高熱效率．通過(guò)提高壓縮比至19.5，采用凹坑邊緣直徑為97mm，喉口直徑為69mm的燃燒室方案以及144°的噴孔錐角，發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率相比原機(jī)提高1.8%，但同時(shí)NO排放稍有升高．

3?結(jié)論

本文系統(tǒng)研究和探索了通過(guò)燃燒室和噴孔錐角優(yōu)化改善發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒過(guò)程的燃燒系統(tǒng)方案，主要結(jié)論如下．

(1) 提高壓縮比可以顯著提高發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率．通過(guò)減小凹坑半徑及凹坑深度提高壓縮比可以減少缸內(nèi)過(guò)稀區(qū)，提高缸內(nèi)空間利用率，這也在一定程度上提高了發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率．

(2) 燃燒室凹坑邊緣直徑和喉口直徑影響缸內(nèi)混合氣形成及燃燒過(guò)程．隨著燃燒室凹坑邊緣直徑增大，進(jìn)入擠流區(qū)的燃油增多，熱效率先升高后降低．隨著燃燒室喉口直徑的增大，進(jìn)入擠流區(qū)的燃油減少，喉口直徑適中時(shí)熱效率最高．

(3) 當(dāng)進(jìn)入擠流區(qū)燃油過(guò)少時(shí)，可以通過(guò)增大凹坑邊緣直徑和減小喉口直徑改善混合氣分布，提高熱效率．當(dāng)進(jìn)入燃燒室凹坑的燃油過(guò)少時(shí)，則可以通過(guò)減小凹坑邊緣直徑和增大喉口直徑改善混合氣分布，提高熱效率．

(4) 通過(guò)提高壓縮比至19.5，采用凹坑邊緣直徑為97mm，喉口直徑為69mm，喉口深度為8.5mm的燃燒室結(jié)構(gòu)以及144°的噴孔錐角，發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率相比原機(jī)提高1.8%，但同時(shí)NO排放有所升高．

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Numerical Simulation of Combustion Chamber Optimization for Thermal Efficiency Improvement of Heavy-Duty Diesel Engine

Liu Mingchao1，Yao Mingfa1，Wang Hu1，Zheng Zunqing1，Liang Heping2，Shu Mingyu2

(1. State Key Laboratory of Engines，Tianjin University，Tianjin 300072，China；2. Y&C Engine Co.，Ltd，Wuhu 241080，China)

A numerical simulation study is conducted to explore the influence of combustion chamber structure and nozzle angle on the combustion process of a heavy-duty diesel engine，and a scheme to improve the diesel engine thermal efficiency is proposed. Results show that increasing the compression ratio by reducing piston cup radius and piston cup depth can reduce the lean zone in the cylinder. With the increase in the compression ratio and the utilization rate of in-cylinder space，the thermal efficiency increases by 0.8%. More fuel enters the top of the combustion chamber，and the thermal efficiency increases first and then starts to drop with the increasing piston cup diameter(edge). When the piston cup diameter(edge) is 97mm，the thermal efficiency is the highest. The distance between the fuel and the wall is shortened，the equivalent ratio in the squeeze zone increases，and the brake specific fuel consumption decreases first and then starts to increase with the decreasing contracted throat diameter. When the contracted throat diameter is 69mm，the brake specific fuel consumption is the lowest. When there is little fuel entering the top of the combustion chamber，a bigger piston cup diameter(edge) and a smaller contracted throat diameter can make a more reasonable distribution of the fuel-air mixture，and the thermal efficiency will increase. The nozzle cone angle is also an important factor affecting the mixture distribution. After changing the combustion chamber structure，it is necessary to optimize the nozzle cone angle to obtain the best thermal efficiency. When the piston cup diameter(edge) is 97mm，the contracted throat diameter is 69mm，and the nozzle cone angle is 144°，the thermal efficiency will increase by 1.8%.

diesel engine；thermal efficiency；compression ratio；combustion chamber structure；nozzle cone angle

TK422

A

1006-8740(2022)03-0355-08

2021-02-04．

國(guó)家重點(diǎn)研發(fā)計(jì)劃資助項(xiàng)目(2018YFB0105900).

劉明超（1996—??），男，碩士研究生，15222615635@163.com.

堯命發(fā)，男，博士，教授，y_mingfa@tju.edu.cn.

10.11715/rskxjs.R202102008

(責(zé)任編輯：武立有)