羅馬吉，李 輝，趙欽忠，鞠洪玲

(1.武漢理工大學(xué)汽車工程學(xué)院，湖北武漢430070;2.現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖北武漢430070)

壓縮比是柴油機(jī)的一個(gè)重要參數(shù)指標(biāo)，對(duì)柴油機(jī)的整體性能有很大影響［1－2］。對(duì)一臺(tái)確定的柴油機(jī)，幾何壓縮比是根據(jù)柴油機(jī)燃燒室尺寸、行程和余隙高度計(jì)算出來的。在實(shí)際柴油機(jī)中，由于存在氣門凹坑和活塞環(huán)間隙，幾何壓縮比要大于實(shí)際壓縮比，因此在柴油機(jī)仿真計(jì)算中，通常都會(huì)在幾何尺寸確定的計(jì)算域上增加一定的補(bǔ)償容積使柴油機(jī)的計(jì)算壓縮比等于實(shí)際壓縮比。目前，補(bǔ)償容積的處理方法可歸結(jié)為以下2種方法:①增大余隙高度的余隙容積法;②在活塞和缸套間增加側(cè)隙容積的側(cè)隙容積法。采用余隙容積法時(shí)，計(jì)算網(wǎng)格的生成相對(duì)簡(jiǎn)便，并且計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果吻合良好，因此應(yīng)用比較廣泛［3－6］。研究發(fā)現(xiàn)，采用側(cè)隙容積法能更好地預(yù)測(cè)CO和Soot排放［7－9］，隨著對(duì)排放預(yù)測(cè)精度要求的提高，側(cè)隙容積法的應(yīng)用越來越廣泛［10－12］。筆者以KIVA3V程序?yàn)槠脚_(tái)，對(duì)一臺(tái)6缸柴油機(jī)進(jìn)行了缸內(nèi)流動(dòng)、噴霧、燃燒和排放數(shù)值模擬，研究了柴油機(jī)計(jì)算壓縮比補(bǔ)償容積處理方法對(duì)計(jì)算結(jié)果的影響。

1 三維計(jì)算模型

筆者以某6缸柴油機(jī)為研究對(duì)象，其相關(guān)幾何參數(shù)如表1所示。柴油機(jī)的實(shí)際壓縮比為16.5，而幾何壓縮比為18.4。柴油機(jī)的幾何壓縮比較實(shí)際壓縮比大，因此，對(duì)該發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行數(shù)值模擬時(shí)必須進(jìn)行補(bǔ)償容積處理。筆者系統(tǒng)研究了余隙容積法、狹隙容積法(側(cè)隙容積法I)和帶填充容積的狹隙容積法(側(cè)隙容積法II)3種補(bǔ)償容積處理方法對(duì)計(jì)算結(jié)果的影響。由于8孔噴油器中間布置且燃燒室結(jié)構(gòu)對(duì)稱，為節(jié)約計(jì)算時(shí)間，取1/8氣缸作為計(jì)算域。

表1 柴油機(jī)相關(guān)幾何參數(shù)

圖1 余隙容積法計(jì)算網(wǎng)格

圖2 側(cè)隙容積法計(jì)算網(wǎng)格

圖1 為采用余隙容積法的計(jì)算網(wǎng)格，柴油機(jī)的初始余隙高度h=0.9 mm，為保證計(jì)算壓縮比等于實(shí)際壓縮比，需將余隙高度增大△h1=1.002 mm。圖2為采用側(cè)隙容積法處理的計(jì)算網(wǎng)格。狹隙容積法(側(cè)隙容積法I)(如圖2(a)所示)的側(cè)隙截面尺寸由柴油機(jī)第一道活塞環(huán)上方的間隙尺寸確定，側(cè)隙截面高度L=10.5 mm。柴油機(jī)冷態(tài)時(shí)活塞環(huán)間隙寬度為1 mm，考慮柴油機(jī)實(shí)際工作過程活塞的受熱膨脹作用，側(cè)隙截面寬度△C=0.3 mm［13］。由于補(bǔ)償容積較大，活塞環(huán)側(cè)隙不能承擔(dān)全部的補(bǔ)償容積，因此還需將余隙高度增大△h2=0.889 mm。帶填充容積的狹隙容積法(側(cè)隙容積法II)(如圖2(b)所示)的補(bǔ)償容積由兩部分組成，第一部分為活塞環(huán)間隙補(bǔ)償容積，其尺寸與側(cè)隙容積法Ⅰ的側(cè)隙截面尺寸相同;另一部分為梯形截面補(bǔ)償容積(稱為填充容積)，承擔(dān)了主要的補(bǔ)償作用，其最佳截面尺寸為其面容比(Sres/Vres)最小時(shí)的尺寸。填充容積部分的體積和表面積計(jì)算公式分別如式(1)和式(2)所示。

側(cè)隙容積法Ⅱ填充容積部分的幾何尺寸如表2所示。

筆者利用 KIVA3V程序［14］對(duì)柴油機(jī)進(jìn)行了數(shù)值模擬，計(jì)算中湍流模型采用RNG k－ε模型，霧化模型采用KH－RT模型，著火模型采用shell模型，湍流燃燒模型采用特征時(shí)間燃燒模型(CTC)，傳熱模型采用HAN和REITZ的溫度壁面函數(shù)，NOx和碳煙的預(yù)測(cè)分別采用擴(kuò)展的Zeldovich 機(jī)理和 Hiroyasu＆Nagle 模型［15］。計(jì)算時(shí)以進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻(－143°CA ATDC)為計(jì)算始點(diǎn)，計(jì)算初始?jí)毫蜏囟韧ㄟ^試驗(yàn)測(cè)得，分別為0.128 8 MPa和356 K。

表2 側(cè)隙容積法Ⅱ填充容積部分的幾何尺寸

2 不同補(bǔ)償容積處理方案計(jì)算結(jié)果分析

2.1 對(duì)缸內(nèi)壓力溫度和排放計(jì)算結(jié)果的影響

圖3為采用不同補(bǔ)償容積處理方法計(jì)算得到的缸內(nèi)平均壓力和溫度(缸內(nèi)平均溫度的試驗(yàn)值是通過缸內(nèi)平均壓力計(jì)算得到的)，可以看出它們有明顯的差別，側(cè)隙容積法Ⅰ計(jì)算的缸內(nèi)壓力和溫度曲線均與試驗(yàn)值吻合良好，余隙容積法計(jì)算的缸內(nèi)平均壓力和溫度都比試驗(yàn)值偏高，而側(cè)隙容積法Ⅱ的缸內(nèi)平均壓力和溫度都比試驗(yàn)值偏低。

表3為不同補(bǔ)償容積處理方法的缸內(nèi)最大平均壓力和最高平均溫度(缸內(nèi)最高平均溫度為缸內(nèi)平均溫度曲線的峰值)，可以看出側(cè)隙容積法Ⅰ計(jì)算的缸內(nèi)最大壓力和最高溫度與試驗(yàn)值差別最小，偏差值分別為0.01%和－1.14%。側(cè)隙容積法Ⅱ計(jì)算的缸內(nèi)最大壓力和最高溫度比試驗(yàn)值低很多，分別比試驗(yàn)值低5.04%和7.08%。

圖4為不同補(bǔ)償容積處理方法的NOx和Soot排放變化曲線，從圖4(a)可以看出，3種補(bǔ)償容積處理方法中，側(cè)隙容積法Ⅰ的NOx排放值與試驗(yàn)值非常接近，僅相差0.94%;余隙容積法的NOx排放值比試驗(yàn)值偏高，側(cè)隙容積法Ⅱ的NOx排放值比試驗(yàn)值低很多。從圖4(b)可以看出，不同補(bǔ)償容積處理方法對(duì)Soot的氧化速率和最終生成量的計(jì)算結(jié)果都有影響。余隙容積法的Soot氧化速率最大，最終生成量最低，而側(cè)隙容積法Ⅱ的Soot氧化速率最低，最終生成量最高。

圖3 不同補(bǔ)償容積處理方法的缸內(nèi)平均壓力和溫度

表3 不同補(bǔ)償容積處理方法的缸內(nèi)最大平均壓力和最高平均溫度

表4給出了不同補(bǔ)償容積處理方法的補(bǔ)償容積表面積和最大壁面熱損失量，圖5為不同補(bǔ)償容積處理方法計(jì)算的壁面熱損失量變化曲線，可以發(fā)現(xiàn)，隨著補(bǔ)償容積表面積的增大，最大壁面熱損失量增加。壁面熱損失量增大必然導(dǎo)致缸內(nèi)壓力和溫度降低。因此不同補(bǔ)償容積表面積的不同是導(dǎo)致缸內(nèi)平均壓力、缸內(nèi)平均溫度存在差異的主要原因。側(cè)隙容積法Ⅰ的計(jì)算域形狀與柴油機(jī)實(shí)際形狀最接近，其補(bǔ)償容積的表面積大小相對(duì)合適，因此其缸內(nèi)壓力、溫度和排放的計(jì)算值都與試驗(yàn)值吻合良好;余隙容積法的補(bǔ)償容積表面積偏小，因此其壁面熱損失量少，從而導(dǎo)致其缸內(nèi)平均壓力、缸內(nèi)平均溫度和NOx排放都比試驗(yàn)值偏高;而側(cè)隙容積法Ⅱ的補(bǔ)償容積表面積偏大，使其壁面熱損失量偏大，導(dǎo)致其缸內(nèi)平均壓力、缸內(nèi)平均溫度和NOx排放都比試驗(yàn)值偏低。為減小側(cè)隙容積法Ⅱ的偏差，可對(duì)其補(bǔ)償容積進(jìn)行優(yōu)化，使壁面熱損失量不至于太大。

圖4 不同補(bǔ)償容積處理方法的NO x和Soot排放變化曲線

表4 不同處理方法的補(bǔ)償容積表面積及最大壁面熱損失量

圖5 不同補(bǔ)償容積處理方法的壁面熱損失量

2.2 對(duì)缸內(nèi)流動(dòng)計(jì)算結(jié)果的影響

發(fā)動(dòng)機(jī)在壓縮行程時(shí)，隨著缸內(nèi)壓力的逐漸升高，會(huì)有少量的氣體進(jìn)入到活塞環(huán)間隙中去，當(dāng)缸內(nèi)壓力達(dá)到最大值后，活塞環(huán)內(nèi)的氣體會(huì)沿著氣缸壁面流出，并在氣缸壁面附近形成微弱的渦旋運(yùn)動(dòng)［16］。然而筆者所研究的3種補(bǔ)償容積處理方法對(duì)該現(xiàn)象的預(yù)測(cè)能力存在明顯差別。圖6～圖8分別為余隙容積法、側(cè)隙容積法Ⅰ和側(cè)隙容積法Ⅱ的缸內(nèi)流場(chǎng)分布，可以看出，采用余隙容積法的計(jì)算域沒有考慮活塞環(huán)間隙，不能預(yù)測(cè)出活塞環(huán)間隙內(nèi)氣體流出的現(xiàn)象，而采用側(cè)隙容積法的兩種補(bǔ)償容積處理方法，雖然都能預(yù)測(cè)出缸內(nèi)壓力達(dá)到最大值(在上止點(diǎn)12°CA左右)后氣體從活塞環(huán)間隙流出的現(xiàn)象，但是其氣流運(yùn)動(dòng)的強(qiáng)弱差別很大。從圖7中可以看出，采用側(cè)隙容積法Ⅰ時(shí)，由于側(cè)隙容積較小，導(dǎo)致進(jìn)入側(cè)隙內(nèi)的氣體很少，在壓力最高點(diǎn)之后，側(cè)隙內(nèi)氣體很快就全部流出了，隨后缸內(nèi)的氣體又開始擠入側(cè)隙，因此其計(jì)算的缸內(nèi)流場(chǎng)僅僅在上止點(diǎn)后14°CA形成了一個(gè)微弱的渦旋，并且渦旋很快就消失了。研究表明，通常在膨脹行程結(jié)束時(shí)，活塞環(huán)側(cè)隙內(nèi)的氣體才能完全流出。因此，側(cè)隙容積法Ⅰ不能很好地預(yù)測(cè)活塞環(huán)側(cè)隙附近的氣體流動(dòng)。從圖8可以看出，采用側(cè)隙容積法Ⅱ時(shí)，從上止點(diǎn)后14°CA氣體開始從側(cè)隙內(nèi)流出，隨著活塞的下行，氣流速度逐漸增大，流出的氣體在壁面附近形成明顯的渦旋，并且持續(xù)時(shí)間較長(zhǎng)，在上止點(diǎn)后60°CA仍然可以明顯看到側(cè)隙出口附近的渦旋。研究表明，發(fā)動(dòng)機(jī)膨脹行程中活塞環(huán)側(cè)隙附近的氣體渦旋運(yùn)動(dòng)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的排放有很大影響，特別是對(duì)HC、CO和Soot排放的氧化程度影響較大［17］。因此，若要詳細(xì)分析缸內(nèi)上述排放物的生成過程，采用側(cè)隙容積法II對(duì)補(bǔ)償容積進(jìn)行處理更合理。

圖6 余隙容積法的缸內(nèi)流場(chǎng)分布

3 結(jié)論

圖7 側(cè)隙容積法Ⅰ的缸內(nèi)流場(chǎng)分布

圖8 側(cè)隙容積法Ⅱ的缸內(nèi)流場(chǎng)分布

(1)不同補(bǔ)償容積的表面積大小會(huì)影響缸內(nèi)壁面熱損失量的大小，從而影響缸內(nèi)平均壓力、缸內(nèi)平均溫度和排放的計(jì)算結(jié)果。隨著補(bǔ)償容積表面積的增大，壁面熱損失量增大，缸內(nèi)平均壓力和溫度降低，NOx排放值降低，Soot排放值升高。3種補(bǔ)償容積處理方法中，側(cè)隙容積法I的表面積與柴油機(jī)實(shí)際表面積最接近，因此其缸內(nèi)壓力、溫度和NOx排放的計(jì)算值都與試驗(yàn)值吻合良好。

(2)補(bǔ)償容積不同處理方法會(huì)影響缸內(nèi)流動(dòng)計(jì)算結(jié)果，從而影響HC、CO和Soot排放的預(yù)測(cè)。余隙容積法不能預(yù)測(cè)出活塞環(huán)間隙內(nèi)氣體流出的現(xiàn)象，側(cè)隙容積法Ⅱ能夠較好地預(yù)測(cè)出缸內(nèi)壓力達(dá)到最大值后活塞環(huán)間隙內(nèi)氣體沿氣缸壁面流出并形成渦旋的現(xiàn)象，從而能更好地反映出缸內(nèi)的氣流運(yùn)動(dòng)，并有助于更好地預(yù)測(cè)缸內(nèi)HC、CO和Soot排放物的生成過程。

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