殷志雄,孟令群,陳員娥,袁經(jīng)煌,陳靜,汪曉健

(1.江西五十鈴發(fā)動(dòng)機(jī)有限公司,江西 南昌 330200;2.無錫沃爾福汽車技術(shù)有限公司,江蘇 無錫 214100)

目前,新能源技術(shù)發(fā)展迅速,但傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)仍然是當(dāng)前車輛運(yùn)輸?shù)闹饕獎(jiǎng)恿ρb置。其中熱效率較高的柴油機(jī)依然是主力軍,尤其在重型商用車領(lǐng)域[1]。目前,我國(guó)已經(jīng)全面實(shí)施車用柴油機(jī)第六階段排放法規(guī),同時(shí)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的經(jīng)濟(jì)性要求日益嚴(yán)苛,這對(duì)柴油機(jī)燃燒系統(tǒng)的開發(fā)提出了更高的要求。

燃燒室是柴油機(jī)燃燒系統(tǒng)開發(fā)中的核心部件,缸內(nèi)的混合氣形成、燃燒放熱以及排放物的生成都與燃燒室形狀有著直接的關(guān)系。因此,燃燒室的幾何形狀及結(jié)構(gòu)尺寸對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、可靠性以及排放性能有著重要影響[2-8]。本研究通過仿真分析及臺(tái)架試驗(yàn)的方法,在相同壓縮比下,對(duì)比了3種不同形狀的燃燒室對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)燃油消耗率及排放的影響,選出了兼具較優(yōu)排放及經(jīng)濟(jì)性的燃燒室特征,為適應(yīng)國(guó)六排放的發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒室開發(fā)提供了參考。

1 發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)

本研究的發(fā)動(dòng)機(jī)為2.5 L排量柴油機(jī),采用增壓中冷、180 MPa高壓共軌噴油系統(tǒng)、外部冷卻EGR技術(shù),滿足國(guó)六排放法規(guī)[9]。該柴油機(jī)的技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)

當(dāng)前柴油機(jī)主流燃燒室結(jié)構(gòu)為ω型,在該燃燒室結(jié)構(gòu)中可形成一定渦流強(qiáng)度的缸內(nèi)擾動(dòng),利于缸內(nèi)的油氣混合[10]。雖然同為ω型燃燒室,但不同的局部特征對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)性能有著顯著的影響。本研究通過仿真及試驗(yàn)的方法對(duì)3種不同特征的ω型燃燒室進(jìn)行分析。

2 仿真及試驗(yàn)方法

2.1 仿真建模及模型可靠性驗(yàn)證

燃燒室為軸對(duì)稱結(jié)構(gòu),噴油器垂直中心布置,孔數(shù)為8孔,為節(jié)約計(jì)算成本采用1/8扇區(qū)計(jì)算模型,如圖1所示。計(jì)算區(qū)間為進(jìn)氣門關(guān)閉(-117°ATDC)到排氣門打開(106°ATDC)。

圖1 扇區(qū)模型

定義計(jì)算所需的物理模型,包括湍流模型、噴霧破碎模型以及燃燒放熱模型等,具體模型如表2所示[11]。

表2 物理模型設(shè)置

計(jì)算選取了3個(gè)代表性工況點(diǎn)。工況1取自WHSC中的點(diǎn),代表高速高負(fù)荷工況。工況2及工況3通過對(duì)常用車速循環(huán)下發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行工況點(diǎn)進(jìn)行聚類分析的方法獲取,分別代表了中速中負(fù)荷和低速低負(fù)荷工況。仿真計(jì)算所用的3個(gè)工況點(diǎn)如表3所示。

表3 仿真計(jì)算工況點(diǎn)

基于這3個(gè)工況點(diǎn)對(duì)仿真模型進(jìn)行了模型可靠性驗(yàn)證,驗(yàn)證結(jié)果如圖2所示。由圖可知,計(jì)算的缸內(nèi)壓力值與試驗(yàn)測(cè)試值吻合良好,同時(shí)計(jì)算的放熱率曲線形狀與試驗(yàn)的曲線形狀吻合良好。因此,燃燒計(jì)算模型對(duì)缸內(nèi)燃燒過程的預(yù)測(cè)具有較高的可靠性,可用于不同燃燒室形狀的研究分析。

圖2 計(jì)算結(jié)果與測(cè)試值的對(duì)比

2.2 試驗(yàn)設(shè)備

圖3示出發(fā)動(dòng)機(jī)測(cè)試臺(tái)架,試驗(yàn)中用到的主要測(cè)試設(shè)備如表4所示。試驗(yàn)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)外特性及代表轉(zhuǎn)速點(diǎn)的負(fù)荷特性進(jìn)行了測(cè)試[12]。

圖3 發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)臺(tái)架

表4 主要試驗(yàn)設(shè)備

2.3 燃燒室方案

3種ω型燃燒室的形狀及關(guān)鍵特征如圖4所示。其中,D為活塞外徑,d1為燃燒室凹坑最大外徑,d2為燃燒室開口直徑,h為燃燒室深度,r為燃燒室凹坑半徑。燃燒室1,2,3分別代表深坑大凹坑半徑、淺坑小凹坑半徑以及中間狀態(tài)。其中燃燒室1,2,3的凹坑半徑r分別為7 mm,4.8 mm,5.6 mm。3種燃燒室的容積相同,因此壓縮比也相同。圖5示出3種燃燒室關(guān)鍵結(jié)構(gòu)特征對(duì)比。相同燃燒室容積下,圖中右下側(cè)為淺坑、小凹坑半徑特征,圖中左上側(cè)為深坑、大凹坑半徑特征。

圖4 燃燒室方案

圖5 燃燒室關(guān)鍵結(jié)構(gòu)特征對(duì)比

本研究通過仿真及試驗(yàn)的方法對(duì)上述3種不同形狀的燃燒室進(jìn)行了對(duì)比,研究燃燒室形狀對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)燃油消耗率及排放的影響。

3 仿真結(jié)果分析

仿真計(jì)算選取了3個(gè)工況點(diǎn)(見表3),同時(shí)每個(gè)工況點(diǎn)選取3個(gè)等間隔的噴油正時(shí)代表該工況下可能的噴油時(shí)刻。其中,工況1的3個(gè)噴油正時(shí)分別為-8°ATDC,-5°ATDC,-2°ATDC,工況2的3個(gè)噴油正時(shí)分別為-6°ATDC,-3°ATDC,0°ATDC,工況3的3個(gè)噴油正時(shí)分別為-4°ATDC,-1°ATDC,2°ATDC。

由圖6可見,工況1下燃燒室1的炭煙排放較優(yōu),但燃油消耗率最差;燃燒室2的炭煙排放最差,燃油消耗率明顯優(yōu)于燃燒室1;燃燒室3結(jié)合了燃燒室1及燃燒室2的優(yōu)點(diǎn),炭煙排放及燃油消耗率均較為理想。

圖6 工況1下不同燃燒室方案的性能對(duì)比

由圖7可見,工況2下,燃燒室1的燃油消耗率最差,炭煙排放優(yōu)于燃燒室2;燃燒室2的炭煙排放最差,燃油消耗率明顯優(yōu)于燃燒室1;燃燒室3結(jié)合了燃燒室1及燃燒室2的優(yōu)點(diǎn),炭煙排放及燃油消耗率均最優(yōu)。

圖7 工況2下不同燃燒室方案的性能對(duì)比

由圖8可見,工況3下燃燒室1的燃油消耗率最差,炭煙排放優(yōu)于燃燒室2;燃燒室2的炭煙排放最差,燃油消耗率明顯優(yōu)于燃燒室1;燃燒室3結(jié)合了燃燒室1及燃燒室2的優(yōu)點(diǎn),炭煙排放及燃油消耗率均較為理想。

圖8 工況3下不同燃燒室方案的性能對(duì)比

圖9至圖11示出3種工況下,各燃燒室方案的燃燒持續(xù)期對(duì)比。由圖9至圖11可知,燃燒室1的燃燒持續(xù)期明顯大于另外2個(gè)燃燒室,燃燒速度較慢,不利于經(jīng)濟(jì)性,因此燃燒室1燃油消耗率差。綜合3種工況及相應(yīng)噴油策略可知,燃燒室3的燃燒持續(xù)期略小于燃燒2,與圖7至圖9所呈現(xiàn)的燃燒室3的燃油消耗率略優(yōu)于燃燒室2的現(xiàn)象是相符的。

圖9 工況1下不同燃燒室方案的燃燒持續(xù)期對(duì)比

圖10 工況2下不同燃燒室方案的燃燒持續(xù)期對(duì)比

圖11 工況3下不同燃燒室方案的燃燒持續(xù)期對(duì)比

圖12示出工況1下,噴油正時(shí)-5°ATDC時(shí),不同燃燒室方案的放熱率。由圖12可見,3種燃燒室放熱率的差異主要在上止點(diǎn)后10°附近的急燃期和上止點(diǎn)后40°附近的緩燃期。燃燒室1在上止點(diǎn)后40°附近的放熱率高于另外2個(gè)燃燒室,進(jìn)而導(dǎo)致燃燒持續(xù)期增大,缸內(nèi)高溫、高壓燃?xì)獾哪芰坷寐式档?不利于經(jīng)濟(jì)性[13]。

圖12 不同燃燒室方案的放熱率對(duì)比

由上述分析可知,深坑、大凹坑半徑特征燃燒室的燃燒持續(xù)期較長(zhǎng),不利于燃油經(jīng)濟(jì)性。

圖13示出工況1下,噴油正時(shí)-5°ATDC時(shí),不同燃燒室方案的soot生成量。

圖13 不同燃燒室方案的soot生成量對(duì)比

由圖13可知,燃燒室2的soot生成量明顯高于另外2個(gè)燃燒室。炭煙排放與缸內(nèi)混合質(zhì)量密切相關(guān)。圖14示出不同燃燒室方案的缸內(nèi)混合情況的量化對(duì)比。圖中實(shí)線及虛線分別代表了缸內(nèi)混合氣在不同曲軸轉(zhuǎn)角下,過量空氣系數(shù)(λ)小于0.8及小于2的體積分?jǐn)?shù)。實(shí)線下方為過濃混合氣,虛線上方為過稀混合氣。混合氣過濃會(huì)導(dǎo)致炭煙排放較高,混合氣過稀則空氣利用率不足,不利于充分燃燒。因此,實(shí)線與虛線之間的體積分?jǐn)?shù)越大,缸內(nèi)混合質(zhì)量越好,有利于減少炭煙排放[14]。由圖14可知,燃燒室2的缸內(nèi)混合質(zhì)量較差,導(dǎo)致炭煙排放較大。

圖14 不同燃燒室方案的缸內(nèi)混合量化對(duì)比

圖15示出工況1下,噴油正時(shí)-5°ATDC時(shí),不同燃燒室方案的缸內(nèi)混合過程以及不同曲軸轉(zhuǎn)角下的過量空氣系數(shù)λ分布。由圖15可見,由于燃燒室2較淺,凹坑半徑較小,因此在15°ATDC處出現(xiàn)濃混合氣干涉現(xiàn)象,不利于充分混合。同時(shí)在50°ATDC～-100°ATDC處,燃燒室2的局部較濃區(qū)域大于另外2個(gè)燃燒室。因此,燃燒室2的炭煙排放高于另外2個(gè)燃燒室。

由上述分析可知,淺坑、小凹坑半徑特征燃燒室的缸內(nèi)混合質(zhì)量較差,進(jìn)而導(dǎo)致炭煙排放較差。

綜合分析可得出,燃燒室3的凹坑深度及凹坑半徑適中,其燃燒室特征處于燃燒室1及燃燒室2之間,兼具了燃燒室1及燃燒室2的優(yōu)點(diǎn),具有較優(yōu)的燃油消耗率及排放表現(xiàn)。

4 試驗(yàn)結(jié)果分析

圖16示出外特性下,不同燃燒室方案在不同轉(zhuǎn)速下的扭矩、燃油消耗率、煙度以及NOx排放對(duì)比情況。發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架測(cè)試時(shí)將各燃燒室方案的NOx排放控制在相同水平。由圖16可知,燃燒室2在高速、高負(fù)荷下扭矩略低,這是由于受到煙度限制所致,使得其扭矩?zé)o法進(jìn)一步提高;對(duì)比煙度曲線可知,燃燒室2的煙度整體高于另外2個(gè)燃燒室,尤其在高轉(zhuǎn)速下更為明顯;燃燒室2的燃油消耗率明顯優(yōu)于燃燒室1?？芍?燃燒室1與燃燒室2相比,各有優(yōu)劣：燃燒室1的煙度較優(yōu),但燃油消耗率較差;燃燒室2的煙度較差,但燃油消耗率較優(yōu)。兩者均不是理想的燃燒室。燃燒室3的煙度與燃燒室1相當(dāng),燃油消耗率優(yōu)于燃燒室2。因此,燃燒室3為較理想的燃燒室方案。

圖16 發(fā)動(dòng)機(jī)外特性性能參數(shù)對(duì)比

圖17至圖19分別示出不同轉(zhuǎn)速下,不同燃燒室方案在各發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩下的燃油消耗率、煙度以及NOx排放對(duì)比情況。發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架測(cè)試時(shí)將各燃燒室方案的NOx排放控制在相同水平[15]。由圖17至圖19可知,燃燒室1的燃油消耗率最差,燃燒室2的煙度最差。燃燒室3的燃油消耗率及煙度均表現(xiàn)較優(yōu),且均優(yōu)于另外兩個(gè)燃燒室。

圖17 發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷特性下的性能對(duì)比(1 000 r/min)

圖18 發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷特性下的性能對(duì)比(2 000 r/min)

圖19 發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷特性下的性能對(duì)比(3 000 r/min)

綜上所述,發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證了仿真分析的結(jié)論,即深坑、大凹坑半徑特征的燃燒室1燃油消耗率較差,淺坑、小凹坑半徑特征的燃燒室2煙度較差,凹坑深度及凹坑半徑適中的燃燒室3燃油消耗率及煙度表現(xiàn)均較優(yōu),與仿真結(jié)論完全吻合,驗(yàn)證了仿真的可靠性。

5 結(jié)論

a) 深坑、大凹坑半徑特征的ω型燃燒室其燃燒持續(xù)期較大,導(dǎo)致燃油經(jīng)濟(jì)性較差,但由于混合均勻性較好,其炭煙排放較優(yōu);

b) 淺坑、小凹坑半徑特征的ω型燃燒室在缸內(nèi)混合過程中出現(xiàn)濃混合氣干涉的現(xiàn)象,導(dǎo)致局部混合氣較濃,混合質(zhì)量較差,使得炭煙排放較差,但其燃油經(jīng)濟(jì)性較好;

c) 燃燒室3的凹坑深度及凹坑半徑適中,油氣混合較好,燃燒更充分,可兼具較優(yōu)的經(jīng)濟(jì)性和排放性。