大缸徑柴油機(jī)燃燒系統(tǒng)優(yōu)化模擬

李成, 田華, 黃永仲, 隆武強(qiáng), 陳秉智

(1.大連交通大學(xué) 能源與動(dòng)力學(xué)院, 遼寧 大連 116028; 2.廣西玉柴機(jī)器股份有限公司, 廣西 玉林 530021; 3.大連理工大學(xué) 機(jī)車車輛工程學(xué)院, 遼寧 大連 116024)

大缸徑柴油機(jī)因?yàn)楣β拭芏却蟆⒖煽啃院谩⒕C合成本低,作為船舶發(fā)電機(jī)組原動(dòng)機(jī)被廣泛應(yīng)用。降低大缸徑柴油機(jī)的燃油消耗率有利于減少CO2排放,為實(shí)現(xiàn)“碳達(dá)峰”目標(biāo)做出貢獻(xiàn)。柴油機(jī)工作過(guò)程中,通過(guò)燃燒將化學(xué)能轉(zhuǎn)化為熱能,再轉(zhuǎn)化為機(jī)械功。柴油機(jī)燃燒室的結(jié)構(gòu)形狀、尺寸大小,以及與燃油噴霧的配合對(duì)加快油氣混合、提高空氣利用率和完善燃燒過(guò)程起著重要作用[1]。缸徑135 mm以下的高速柴油機(jī)較多采用深坑型燃燒室,有的還改變凹坑開(kāi)口處形狀,利用燃油噴束碰撞壁面后的流動(dòng)增強(qiáng)油氣混合[2-4]。缸徑180 mm以上的柴油機(jī)更多采用淺ω形開(kāi)式燃燒室,靠燃油噴束的擴(kuò)展促進(jìn)油氣混合[1,5]。隨著制造技術(shù)的發(fā)展,大缸徑柴油機(jī)能夠承受的最高燃燒壓力也不斷提高。在此條件下,適當(dāng)提高壓縮比有可能提高柴油機(jī)的熱效率[6]。提高壓縮比后,燃燒室形狀和燃油噴霧參數(shù)需要重新優(yōu)化匹配才能進(jìn)一步提升柴油機(jī)性能。應(yīng)用三維計(jì)算流體力學(xué)(3-D CFD)軟件對(duì)柴油機(jī)的工作過(guò)程進(jìn)行模擬分析,優(yōu)化設(shè)計(jì)燃燒系統(tǒng)能夠提高柴油機(jī)開(kāi)發(fā)效率,節(jié)約試驗(yàn)成本。本文應(yīng)用3-D CFD軟件CONVERGE對(duì)某缸徑200 mm的船用發(fā)電柴油機(jī)燃燒過(guò)程進(jìn)行模擬,分析了幾種燃燒系統(tǒng)升級(jí)方案下的燃燒過(guò)程,最終得出了最佳燃燒系統(tǒng)方案。

1 發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及模型標(biāo)定

1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及計(jì)算模型

本文的研究對(duì)象為大缸徑船用發(fā)電柴油機(jī),其基本參數(shù)如表1所示。優(yōu)化的工況點(diǎn)為額定工況點(diǎn)。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)基本參數(shù)Table 1 Engine primary parameters

此柴油機(jī)是4氣門(mén)、噴油器中置結(jié)構(gòu)。為了節(jié)省計(jì)算時(shí)間,CFD模擬的幾何模型忽略了原機(jī)活塞頂上的避閥坑,僅取單個(gè)噴孔所在的扇形區(qū)域(計(jì)算8孔噴嘴時(shí)取45°扇形)。壓縮上止點(diǎn)時(shí)刻的幾何模型如圖1所示。

圖1 CFD模擬的幾何模型Fig.1 Geometric model of CFD simulation

模擬中分別采用2.5、2 和1.5 mm的基礎(chǔ)網(wǎng)格和2級(jí)自適應(yīng)加密,得到的缸壓曲線對(duì)比如圖2所示。2 mm和1.5 mm基礎(chǔ)網(wǎng)格的模擬結(jié)果無(wú)明顯差別,因此后續(xù)模擬中的基礎(chǔ)網(wǎng)格尺寸設(shè)置為2 mm,既能滿足計(jì)算精度要求,又提高了計(jì)算效率。

圖2 不同基礎(chǔ)網(wǎng)格尺寸的模擬缸壓Fig.2 Simulated cylinder pressures with different base grid

模擬采用的主要物理化學(xué)模型如表2。分別采用正十四烷和正庚烷表征柴油的物理特性和化學(xué)反應(yīng)特性。采用SAGE模型計(jì)算燃燒過(guò)程,化學(xué)動(dòng)力學(xué)機(jī)理使用LIU等[7]提出的基礎(chǔ)參比燃粒(primary reference fuel,PRF)增強(qiáng)骨架模型機(jī)理。燃油噴射規(guī)律如圖3所示。僅模擬了從進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉到排氣門(mén)開(kāi)啟之間的缸內(nèi)高壓過(guò)程。模擬的初始條件為缸內(nèi)溫度400 K,壓力0.4 MPa。這種條件下模擬的缸壓和空氣流量與試驗(yàn)值相符。模擬的邊界條件為:缸蓋溫度473 K,缸壁溫度423 K,活塞溫度500 K。

圖3 燃油噴射規(guī)律Fig.3 Fuel injection rate

表2 模擬采用的主要物理化學(xué)模型Table 2 Main physical and chemical models used in simulation

1.2 計(jì)算模型標(biāo)定

為保證計(jì)算精度,根據(jù)原發(fā)動(dòng)機(jī)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)計(jì)算模型進(jìn)行了標(biāo)定。如圖4所示,缸壓和放熱率的試驗(yàn)和計(jì)算曲線基本吻合。最高燃燒壓力及其相位、NOx排放的試驗(yàn)值和計(jì)算值比較如表3所示。最高燃燒壓力相位相同,壓力計(jì)算值比試驗(yàn)值高0.04 MPa(差小于0.3%)。NOx排放濃度的計(jì)算值比試驗(yàn)值高18×10-6(差小于3%),計(jì)算值是排氣門(mén)開(kāi)啟時(shí)刻的缸內(nèi)濃度,考慮到柴油機(jī)的掃氣過(guò)量空氣系數(shù),計(jì)算值和試驗(yàn)值的差將更小。由于排氣門(mén)開(kāi)啟時(shí)刻缸內(nèi)的HC和CO排放濃度仍在下降過(guò)程中,缸內(nèi)濃度計(jì)算值和試驗(yàn)值的差較大,未在表中比較。以上的標(biāo)定結(jié)果表明,計(jì)算模型精度較高,可以用來(lái)計(jì)算分析發(fā)動(dòng)機(jī)的性能和排放。

圖4 試驗(yàn)和模擬的缸壓和放熱率比較Fig.4 Comparison of experimental and simulated cylinder pressure and heat release

表3 試驗(yàn)和計(jì)算的缸壓參數(shù)和NOx排放比較Table 3 Comparison of experimental and simulated cylinder pressure parameters and NOx emission

1.3 計(jì)算結(jié)果評(píng)估方法

計(jì)算時(shí),不同燃燒系統(tǒng)算例中保持燃油噴射量不變,用計(jì)算的指示功對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)指示熱效率進(jìn)行評(píng)估。因?yàn)閮H對(duì)進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉到排氣門(mén)開(kāi)啟之間的缸內(nèi)高壓過(guò)程進(jìn)行了計(jì)算,所以用-117 ～117 ℃A之間的缸壓數(shù)值積分計(jì)算高壓指示功:

(1)

可以認(rèn)為不同燃燒系統(tǒng)下的發(fā)動(dòng)機(jī)泵氣功和壓縮功差別不大。盡管Wi_HP不包括117 ℃A之后的部分膨脹功,也可以較好地評(píng)估發(fā)動(dòng)機(jī)指示熱效率。

在排氣門(mén)開(kāi)啟時(shí)刻,缸內(nèi)大部分區(qū)域的溫度已經(jīng)低于1 800 K,NOx生成量極少,計(jì)算的缸內(nèi)NOx濃度基本穩(wěn)定?？梢酝ㄟ^(guò)計(jì)算的NOx濃度較準(zhǔn)確地比較不同燃燒系統(tǒng)下的NOx排放水平。

計(jì)算的缸內(nèi)Soot質(zhì)量受生成速率和氧化速率的綜合影響。排氣門(mén)開(kāi)啟時(shí)刻,由于缸內(nèi)溫度降低,Soot質(zhì)量變化趨勢(shì)變緩,不同燃燒系統(tǒng)的Soot排放特性可以通過(guò)缸內(nèi)Soot質(zhì)量曲線定性比較。

2 燃燒系統(tǒng)升級(jí)方案

2.1 燃油泵升級(jí)

將原機(jī)的單體泵柱塞直徑由18 mm增大到20 mm,試驗(yàn)測(cè)得的最高燃油嘴端壓力由120 MPa提高到140 MPa,如圖5。提高燃油噴射壓力能夠改善噴霧質(zhì)量,促進(jìn)油氣快速混合,有利于縮短燃燒持續(xù)期和提高熱效率。

圖5 不同單體泵柱塞直徑下的嘴端壓力Fig.5 Nozzle end pressures under different unit pump plunger diameter conditions

2.2 燃燒室形狀優(yōu)化

提高燃油噴射壓力后,噴霧運(yùn)動(dòng)速率提高,對(duì)缸內(nèi)空氣的卷吸作用增強(qiáng)。因此,升級(jí)方案中增大了活塞燃燒室凹坑的開(kāi)口直徑,減小了凹坑深度,同時(shí)增大噴油夾角。這種方案下,噴霧的自由發(fā)展距離增大,卷吸空氣增多,油氣混合和燃燒速率增大。

活塞燃燒室的容積占余隙容積的比值稱為K 系數(shù),一般認(rèn)為提高K 系數(shù)可以增加燃燒室的有效容積比,有利于提高空氣利用率[5]。本文的活塞燃燒室升級(jí)方案突破了以往對(duì)優(yōu)化K 系數(shù)的認(rèn)識(shí)。在增大活塞凹坑徑深比條件下,去掉了原機(jī)活塞頂面避閥坑以上的部分(7.2 mm),使余隙容積內(nèi)的活塞頂成為“平頂”。升級(jí)方案的平頂淺ω燃燒室型線與原機(jī)相比如圖6所示,圖中虛線為原機(jī)燃燒室,實(shí)線為平頂淺ω燃燒室,夾角158°的中心線為與淺ω燃燒室相匹配的燃油噴霧中心線。按照傳統(tǒng)的K系數(shù)定義,升級(jí)方案下余隙容積增大,K系數(shù)降低。但是,大徑深比凹坑減小了燃燒室中心區(qū)域容積,與合適的燃油噴霧匹配,可以更充分地利用余隙容積,加快油氣混合和燃燒。

圖6 燃燒室型線對(duì)比Fig.6 Combustion chamber profiles comparison

為了進(jìn)一步提升熱效率,將發(fā)動(dòng)機(jī)的壓縮比從13.5提高到14。高壓縮比下,為了使最高燃燒壓力不超過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)械負(fù)荷限值,需要適當(dāng)減小噴油提前角。新燃燒系統(tǒng)方案增大了油氣混合和燃燒速率,可以保證推遲噴油條件下較短的燃燒持續(xù)期和更高的熱效率。

2.3 燃燒系統(tǒng)優(yōu)化算例

根據(jù)以上燃燒系統(tǒng)升級(jí)方案設(shè)計(jì)了如表4的4個(gè)算例。算例1采用原機(jī)燃燒室的凹坑形狀和噴油嘴,通過(guò)調(diào)整活塞余隙高度提高壓縮比。4個(gè)算例都采用14的壓縮比,通過(guò)調(diào)整噴油正時(shí)將最高燃燒壓力控制在15 MPa以下。算例計(jì)算結(jié)果的比較基本能反映燃燒室形狀和噴油參數(shù)對(duì)燃燒性能的影響。

表4 優(yōu)化算例Table 4 Optimizing cases

3 模擬結(jié)果和討論

3.1 發(fā)動(dòng)機(jī)指示參數(shù)的比較

模擬的4個(gè)算例的缸壓和放熱率比較如圖7。4個(gè)算例的最高燃燒壓力都約為15 MPa,相位都在12 ℃A。算例1的放熱率峰值最低,而且在18 ～45 ℃A之間的放熱率比其他算例都低。

圖7 模擬的缸壓和放熱率Fig.7 Simulated cylinder pressure and heat release

模擬結(jié)果的高壓指示功Wi_HP、NOx濃度、CA50相位、燃燒持續(xù)期CA10-90如表5。算例2、3、4的高壓指示功都比算例1的高,表明升級(jí)方案的淺ω燃燒室有利于提高發(fā)動(dòng)機(jī)燃油經(jīng)濟(jì)性。算例3的指示功比算例1提高了5.5%,同時(shí)NOx濃度也提高了11.1%。算例4的指示功比算例1提高了4.5%,NOx濃度僅提高了1.5%。算例4的燃油噴射量與算例1相同,如果減少燃油噴射量而保持相同的指示功,則算例4的排氣流量可以降低,從而使NOx排放量低于算例1。淺ω燃燒室方案下發(fā)動(dòng)機(jī)燃油經(jīng)濟(jì)性提高的原因在于:燃燒持續(xù)期縮短,尤其是算例3和算例4的CA10-90比算例1縮短超過(guò)10 ℃A。算例3和算例4采用了較多噴油嘴噴孔數(shù)和較小孔徑,以及更長(zhǎng)的噴油持續(xù)期,這表明快速的油氣混合和燃燒速率主要受益于燃油噴霧對(duì)空氣的卷吸和擾動(dòng)。

表5 算例模擬結(jié)果Table 5 Case simulation results

3.2 燃燒過(guò)程的微觀特性比較

不同燃燒系統(tǒng)下放熱率特性的差異是由缸內(nèi)油氣混合和燃燒過(guò)程決定的。算例1和算例3 2種燃燒系統(tǒng)下的燃燒過(guò)程溫度云圖對(duì)比如表6所示。云圖平面是經(jīng)過(guò)噴孔軸線和氣缸軸線的切面。

表6 燃燒過(guò)程的溫度云圖Table 6 Comparison of combustion temperature cloud chart

11 ℃A時(shí)刻,算例1的噴霧碰撞凹坑壁面后分別延壁面向凹坑底部和向上發(fā)展。向上的噴霧又在碰撞缸頭后延缸頭展開(kāi)。算例3的淺ω燃燒室開(kāi)口直徑和活塞余隙較大,噴霧自由發(fā)展距離較大,靠近缸頭側(cè)的噴霧前端較多地進(jìn)入了余隙空間。總體上,算例3形成的混合氣體積較大,放熱率較高。25 ℃A時(shí)刻,算例1的燃燒高溫混合氣主要分布在缸頭底面和燃燒室凹坑壁面附近。缸頭底面附近的混合氣燃燒放熱一直持續(xù)到59 ℃A。算例3的燃燒高溫混合氣主要分布在余隙及其相鄰的燃燒室凹坑空間內(nèi)。到59 ℃A時(shí)刻,缸頭附近的高溫混合氣較少。高溫混合氣主要分布在靠近缸壁區(qū)域和活塞凹坑上方區(qū)域。

算例1和算例3的2種燃燒系統(tǒng)下的燃燒過(guò)程反應(yīng)過(guò)量空氣系數(shù)云圖和速度散點(diǎn)圖如表7所示。反應(yīng)過(guò)量空氣系數(shù)是指不考慮完全燃燒產(chǎn)物(CO2和H2O)的過(guò)量空氣系數(shù)。表中的帶箭頭線是速度矢量在切面上的投影,線長(zhǎng)度與速度大小成正比。

表7 反應(yīng)過(guò)量空氣系數(shù)云圖和速度散點(diǎn)圖Table 7 Reaction Lambda contour and velocity scatter

在算例1中:11 ℃A時(shí)刻,噴霧形成的混合氣在碰撞凹坑壁面和缸頭后速度損失較大;隨著混合氣沿缸頭流動(dòng),逐漸在余隙空間內(nèi)形成一個(gè)順時(shí)針的漩渦,在凹坑上部形成一個(gè)逆時(shí)針的漩渦(見(jiàn)25 ℃A云圖);直到59 ℃A時(shí)刻,余隙內(nèi)和缸頭附近的未燃混合氣量仍然較多,未燃混合氣區(qū)域與表6中溫度云圖的高溫區(qū)域基本吻合。

在算例3中:11 ℃A時(shí)刻,噴霧形成的混合氣在碰撞凹坑壁面后,一部分快速進(jìn)入余隙;隨后在余隙內(nèi)形成一個(gè)逆時(shí)針的漩渦(見(jiàn)25 ℃A云圖),這種流場(chǎng)促進(jìn)了未燃混合氣與缸內(nèi)空氣的混合和燃燒;59 ℃A時(shí)刻,僅在缸壁附近存有少量未燃混合氣,燃燒室凹坑上方混合氣已經(jīng)基本燃燒完畢,形成了表6中溫度云圖的高溫區(qū)域。

以上的比較表明,淺ω燃燒室配合夾角158°的燃油噴霧方案下,自由噴霧卷吸了更多空氣,噴霧在余隙內(nèi)形成的漩渦流動(dòng)促進(jìn)了油氣的快速混合和燃燒,因此有利于提高發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率。

與算例3燃燒系統(tǒng)相比,算例4的燃燒室相同,噴油嘴噴孔直徑由0.37 mm縮小到0.35 mm,噴油持續(xù)期由21.5 ℃A延長(zhǎng)到24 ℃A。2個(gè)算例的NOx生成演化過(guò)程如圖8,算例4的最終NOx排放降低了72×10-6。

圖8 NOx生成的演化Fig.8 Evolution of NOx generation

柴油機(jī)的NOx排放主要生成于噴霧火焰外圍當(dāng)量比約為1的薄層中[8]。根據(jù)算例3和算例4的模擬結(jié)果,當(dāng)量比0.9～1.0的混合氣占比演化過(guò)程如圖9所示?？梢园l(fā)現(xiàn),采用0.37 mm孔徑噴油嘴方案下,在15～25 ℃A之間當(dāng)量比約為1的混合氣占比較高,這是NOx排放較高的主要原因。

圖9 當(dāng)量比0.9～1.0的混合氣占比演化Fig.9 Evolution of equivalence ratio 0.9～1.0 mixture proportion

圖10 碳煙生成的演化Fig.10 Evolution of Soot generation

算例1、3、4的碳煙生成演化過(guò)程如圖8。算例3和算例4的噴油嘴孔徑較小,噴霧粒徑更小,油氣的混合和燃燒速率更快,所以碳煙生成量較少,氧化更完全。在排氣門(mén)開(kāi)啟時(shí)刻,算例3和算例4的碳煙排放比算例1的降低了約60%。

4 結(jié)論

1)采用大徑深比淺ω燃燒室配合158° 噴油夾角噴油嘴能夠提高油氣混合和燃燒速率。采用9孔0.35 mm孔徑噴油嘴可以在保持NOx排放基本不變的條件下提高高壓指示功4.5%,降低碳煙排放約60%。

2)通過(guò)去掉活塞頂面避閥坑以上部分?jǐn)U大余隙容積,淺ω燃燒室與大夾角燃油噴霧配合,能夠使油氣混合氣快速進(jìn)入余隙并形成順時(shí)針的漩渦流動(dòng),加速油氣混合和燃燒。

3)與以往提高燃燒室K 系數(shù)的設(shè)計(jì)理念不同,無(wú)避閥坑“平頂”活塞設(shè)計(jì)使燃燒室K 系數(shù)減小,但有利于加速油氣混合,提高缸內(nèi)空氣利用率。