喷孔分布对柴油机双ω燃烧系统性能影响的研究

魏胜利，王飞虎，陈欢，冷先银

（1.江苏大学汽车与交通工程学院，江苏镇江212013；2.东风商用车技术中心，湖北武汉430056）

喷孔分布对柴油机双ω燃烧系统性能影响的研究

魏胜利1，王飞虎1，陈欢2，冷先银1

（1.江苏大学汽车与交通工程学院，江苏镇江212013；2.东风商用车技术中心，湖北武汉430056）

为了改善柴油机喷雾空间分布，提高缸内混合气形成质量，提出了双ω型燃烧室及与之相匹配的双排喷孔的燃烧系统。应用AVL FIRE软件对不同喷孔分布形式的双ω型燃烧室缸内喷雾、混合气形成和燃烧过程进行数值模拟，分析了喷孔分布形式对缸内当量比分布和温度场及燃烧与排放特性的影响。研究结果表明：适当增加上排喷孔的数目能够有效提高混合气形成质量，改善燃烧过程；采用上排5个、下排3个的喷孔分布形式能够获得较低的氮氧化物和碳烟颗粒排放。

动力机械工程；柴油机；双ω型燃烧室；双排喷孔；数值模拟

0　引言

油、气、室三者的合理匹配是决定燃烧过程好坏的关键因素［1］。燃烧室形状对柴油机缸内气流运动、混合气的形成和燃烧具有重要影响，因此改进燃烧室形状成为改善混合气形成、优化燃烧过程的重要手段［2］。三维数值模拟可以加深对内燃机缸内流动及燃烧过程中复杂的物理、化学过程的理解，揭示燃烧系统参数对燃烧过程及排放的影响［3］。本文利用计算流体力学（CFD）软件FIRE，针对提出的双ω型燃烧室及双排喷孔的燃烧系统，对其喷雾和燃烧过程进行了数值模拟，分析研究了不同喷孔分布情况对缸内燃烧和排放性能的影响。

1　双ω型燃烧室及双排喷孔的燃烧系统

柴油机的燃烧室结构要有利于燃油迅速扩散到燃烧室顶部区域，与空气快速混合、加速燃烧。为在较低成本下，采用较为简单的技术，提高燃烧室内空气利用率，合理组织气流运动，使油气能在燃烧室空间内迅速混合，改善燃烧室内喷雾的空间分布，提高混合气形成质量，促进燃烧，在保持压缩比不变的条件下，本文提出了一种柴油机双ω燃烧系统。

新燃烧系统的核心思想为：根据新燃烧室的形状特点，优化设计一个具有双排喷孔且两排喷孔夹角不同的喷射系统，使上下两排喷孔同时喷向所设计燃烧室的上下两个凹坑中，系统简图如图1所示。为适应燃烧室结构特点，上ω凹坑的油束贯穿距应较长，下ω凹坑的喷雾贯穿距应较短。在上止点前，缸内气流主要是挤流和湍流，气流由上ω凹坑逐渐向下ω凹坑运动，由于下ω凹坑半径较小，在其中会形成较强的挤流运动，有助于下ω凹坑中油气混合。上止点后，活塞下行，在逆挤流及燃烧涡流的作用下燃烧室中的气流向外流到环形空间，进一步促进了上ω凹坑中油气混合。着火后，燃烧室内的温度和压力迅速升高，使燃烧更加迅速充分，同时加速了碳烟的氧化速度。

图1　燃烧系统结构简图Fig.1 Combustion system structure

喷孔交错布置的双排喷孔油嘴具有与之相适应的喷雾贯穿距和更好的燃油空间分布特性，通过研究双ω型燃烧室及与之相匹配的双排喷孔的燃烧系统，可为新型柴油机燃烧系统的开发提供理论参考依据。

2　数学模型及初始条件

内燃机缸内的燃烧为湍流燃烧过程，是根据基本的守恒定律，即质量、动量、能量守恒定律，对总的混合质量、动量和焓的平均输运方程进行求解而实现的［4］。为使基础方程式封闭，需建立湍流模型，本文采用了k-ε双方程模型［5］。喷雾破碎子模型采用WAVE模型，喷雾蒸发模型选用Dukowicz模型［6］。着火模型选用Shell自燃模型，燃烧模型选用Eddy Breakup模型［7］。氮氧化物（NOx）排放采用Zeldovich模型，碳烟颗粒（Soot）排放采用Kennedy-Hiroyasu-Magnussen模型［8-9］。

2.2计算初始条件及模型验证

本研究的数值模拟是基于单缸135非增压水冷柴油机进行的。柴油机的主要技术参数见表1.

表1　单缸135柴油机基本参数Tab.1 Basic parameters of single-cylinder 135 diesel engine

为减少计算时间，以进气门关闭的210°CA时刻作为模拟计算的起点，到排气门开启前的460°CA时刻结束计算。图2为计算模型的网格图，所用的网格全部是六面体网格，下止点处的网格为545 600个，上止点处的网格为425 200个。进气压力为0.10 MPa，进气温度为297 K，考虑传热和摩擦转化为热量对进气加热，设定初始温度为330 K［10］.计算采用100%负荷供油量。原机喷油嘴为单排6孔，孔径为0.3 mm.表2为该计算初始参数。

图2　计算网格Fig.2 Calculational meshes

表2　计算初始参数Tab.2 Initial calculation parameters

为了验证计算模型的准确性，将原机计算与试验所得的缸内压力进行比较，如图3所示，可以看出，计算与试验结果基本一致，只是具体数值稍有不同，峰值缸压相差未超过0.05 MPa，相位相差未超过2°CA，压力峰值大小和峰值相位的误差在5%以内，且压力变化趋势基本一致。从总体上看来，计算结果与试验结果基本吻合，可以使用该模型进行数值模拟。

图3　计算结果与试验结果的比较Fig.3 Comparison of calculational and experimental results

3　计算方案及结果分析

3.1计算方案

本文在保持喷孔总流通面积基本相等以及喷油量和喷孔长度一定的情况下，通过改变孔径及分布形式，研究不同喷孔分布形式对燃烧及排放性能的影响。各计算方案见表3所示，喷孔分布示意图如图4所示。其中蓝色代表上排喷孔，喷孔夹角为152°；红色代表下排喷孔，喷孔夹角为120°.由于两排喷孔是空间交错的，为了同时表达上下两排喷孔喷出油束的速度场情况，表4、表5中的两个截面分别为上排喷孔和下排喷孔所在面的纵截面。

表3　计算方案Tab.3 Calculation schemes

图4　喷孔分布示意图Fig.4 Schematic diagram of nozzle hole distribution

3.2缸内混合气当量比、温度场分析

一般来说无业族客户早上都在睡懒觉，这个时候你打电话给他们，只会敷衍你几句。晚上也不是很好的时间，因为晚上他们通常都约了一帮朋友在外面喝酒聊天，不会和你聊这些问题。午后的时间才是他们比较闲的，这个时候交谈较佳。在给客户电话之前首先要明确自己的意图和目的，切记千万不要拿起电话不加思考地给客户打过去。

表4为不同喷孔分布形式的缸内速度场随曲轴转角变化的分布图。在众多影响混合气形成质量的因素中，气流运动是必不可少的因素之一，它直接影响着混合气分布和均匀度，进而影响燃烧过程。在10°CA BTDC（上止点前）时，各个方案气缸内速度场并无明显的差异，受挤流影响，上ω凹坑中的气流速度略大于下ω凹坑中的。在5°CA BTDC时，燃烧室中形成了以喷雾轴线为中心的不同高速喷雾带。在上止点（TDC）时刻，喷雾带的范围扩大，各个方案最大气流速度均达到80 m/s，油雾因撞壁而分散到燃烧室内，两凹坑中的气流有沿壁面向整个燃烧室扩散的趋势。在5°CA ATDC（上止点后）时，活塞下行，受逆挤流和燃烧涡流的影响，各个方案都是燃烧室的外围凹坑附近喷雾速度较大，这有利于喷雾扩散。在10°CA ATDC时，方案3燃烧室下ω凹坑中的最大气流速度为35 m/s，方案1、方案2、方案4的气流速度均在25 m/s左右。20°CA ATDC时，各个方案缸内的速度场都已经比较均匀，最大气流速度均在20 m/s左右。

表5为不同喷孔分布形式混合气当量比随曲轴转角变化分布图。从总体分布效果来看，方案2、方案3相差不大，都优于方案1，而方案1又优于方案4.随着曲轴转角的变化，燃空当量比分布出现了较大的差异。在TDC时刻，各方案中都是喷注前端当量比值较大。主要是因为油滴受到较大空气阻力的部分集中在喷雾前端，油滴在与周围空气的作用下，不断被撕裂、破碎和雾化，尺寸也不断减小，小油滴相比大油滴又极容易蒸发。5°CA ATDC时，各个方案混合气的最浓区均集中在燃烧室的顶部，在逆挤流的作用下，各个方案燃烧室外侧均形成了当量比为1的混合气。10°CA ATDC时，方案1的燃烧室顶部仍存在当量比为4.5左右的浓混合气，过浓的混合气会造成燃烧不充分，Soot排放升高。方案2、方案3的喷孔在燃烧室轴向空间的分布相对均匀，燃油雾化在燃烧室空间形成混合气的量比较接近。而方案4上下排喷孔数目差异很大，上排喷孔数目多，对应着双ω燃烧室较大的上部空间，使得燃油雾化形成混合气的量也很多。此时，方案2的混合气分布在燃烧室顶部和中央凸台的两侧，方案3和方案4分布在燃烧室的底部和顶部。20°CA ATDC时，各个方案的当量比都在2以下，较15°CA ATDC相比，各方案混合气分布范围都在扩大。方案1混合气分布范围最广，分布在燃烧室中部和顶部外围区域。方案2在燃烧室中形成的混合气较为均匀，主要分布在燃烧室的中央和顶部，最大当量比为3.方案3的混合气主要分布在燃烧室下面凹坑和顶部外围区域。方案4的混合气分布范围最小但很均匀，主要集中在下面凹坑的内侧和燃烧室顶部，当量比在1.5左右。总的来说，适当地增加上排喷孔的个数，可以改善混合气形成质量。

表4　不同喷孔分布形式的速度场分布Tab.4 Velocity fields of different nozzle hole distributions

表5　不同喷孔分布形式的当量比分布Tab.5 Equivalence ratio distributions of different nozzle hole distributions

表6为不同喷孔分布形式缸内温度场随曲轴转角变化情况。从表6可以看出，在TDC时刻，方案1高温区面积最大，说明方案1着火较其他方案早。方案3的温度场在四者中较为均匀，温度最低，说明方案3着火时刻较晚。在5°CA ATDC时，各个方案的高温区都分布在燃烧室壁面附近，方案4高温区面积最大，说明方案4气缸内已经有大量的混合气开始燃烧，最高温度达到2 700 K.15°CA ATDC时，4个方案的温度场出现了较大的差异，方案1和方案2的分布较为类似，高温区出现在燃烧室的中央及缩口附近，最高温度为2 700 K.方案3的高温区在燃烧室下面凹坑的内侧、上面凹坑的外部以及燃烧室顶部区域，方案4的高温区面积在4个方案中最小，高温区紧贴燃烧室下面凹坑内侧壁面和燃烧室顶部外围区域。在20°CA ATDC时，各个方案中均已形成了比较均匀的温度场，此时温度场分布与混合气浓区分布基本一致。方案2高温区面积最大，有利于Soot的氧化。在30°CA ATDC时，各个方案的高温区均连成一片且最高温度基本一致，在2 500 K左右，各个方案的高温区面积都在扩大。方案4高温区面积最小，最高温度所在区域有从燃烧室底部向中央移动的趋势。

表6　不同喷孔分布形式的缸内温度场分布Tab.6 Temperature fields of different nozzle hole distributions

3.3喷孔分布形式对燃烧、排放特性的影响

图5显示了不同喷孔分布形式对缸内燃烧与排放性能影响的曲线比较。图5（a）为缸内平均压力曲线，可以看出方案2、方案3、方案4的曲线相差不大，基本重合在一起。方案1具有最小缸内平均压力，在5°CA ATDC时其压力达到最大值6.98 MPa.随着上排喷孔数的增多，缸内最大平均压力也在逐渐增大。图5（b）为缸内平均温度曲线，从喷油到TDC时刻，由于各个方案参与燃烧的燃油量均较少，各方案缸内平均温度相差较小。TDC后，方案3和方案4温度上升较快。方案2的油气混合最为均匀，燃油雾化好，故其在4个方案中缸内平均温度最高，在20°CA ATDC时具有最大平均温度1 700 K.方案1的最高平均温度在四者中最低，其值为1 650 K.图5（c）为放热率曲线，从图中可以看出，方案1、方案3、方案4的放热比较集中，容易造成局部瞬时温度较高的情况，30°CA ATDC以后各个方案的放热率曲线基本重合。图5（d）为累积放热曲线，各个方案的累积放热量相差不大，方案1累积放热最少，其最大值为3 233 J.方案3具有最大放热量3 292 J，说明方案3的燃烧性能较好。从上面的分析可以得出，适当的增加上排喷孔数有利于燃油雾化。图5（e）为NO排放量曲线，方案1缸内爆发压力最低，温度低，NO排放量最小，其最大生成量为750×10-6.方案2具有最高缸内平均温度，它的NO排放量也最高，35°CA ATDC时达到最大值900×10-6.方案3的NO排放量略高于方案1，其值为805×10-6. 35°CA ATDC后各个方案中的NO排放量保持不变。图5（f）为Soot排放曲线：方案1上排喷孔数最少，造成局部混合气分布不均匀，在375°CA之前，Soot的生成量最大，达到1 812×10-6；方案2的喷孔空间分布最均匀，故Soot排放最大值在四者中最小，为1 500×10-6；方案3的Soot排放在4个方案中较低，仅高于方案2，其值为1 551×10-6.随着活塞的下行，从15°CA ATDC开始，缸内温度和压力开始降低，各个方案中生成的Soot开始氧化，方案3的氧化速度最快。

图5 缸内参数变化曲线Fig.5 Changing curves of chamber parameters

图6显示了4种方案的NO与Soot生成量在400°CA时的对比情况。方案3具有最低的Soot排放，其值为130×10-6，而且NO和Soot排放均低于方案2和方案4.方案1的Soot排放为428×10-6，方案3的NO排放仅比方案1高8.15%，但是方案1的Soot排放比方案3要高2.29倍。综合比较，方案3具有较好的排放性能。

图6　400°CA时NO及Soot排放对比Fig.6 Comparison of emission mass fractions at 400°CA

4　结论

1）采用双ω型燃烧室和与之匹配的双排喷孔的燃烧系统改善了喷雾的空间分布，提高了缸内混合气形成质量。

2）喷孔分布形式对双ω型燃烧室和双排喷孔燃烧系统的燃烧与排放性能有较大影响，适当的增加上排喷孔数能扩大喷雾扩散范围，提高空气利用率，降低Soot排放。

3）采用上排3个喷孔、下排5个喷孔的分布形式，NO排放最低；采用上排5个喷孔、下排3个喷孔的分布形式，Soot排放最低。

4）方案3上排5个喷孔、下排3个喷孔的分布形式，具有最优的排放性能，同时在4个方案中具有最大的累积放热量3 292 J.

（

）

［1］何学良，李疏松.内燃机燃烧学［M］.北京：机械工业出版社，1990. HE Xue-liang，LI Shu-song.The combustion theory of internal combustion engine［M］.Beijing：China Machine Press，1990.（in Chinese）

［2］周龙保.内燃机学［M］.第2版.北京：机械工业出版社，2005. ZHOU Long-bao.Internal combustion engine science［M］.2nd ed.Beijing：China Machine Press，2005.（in Chinese）

［3］赵昌普，宋崇林，张延峰，等.涡流运动降低柴油机混合气浓度及碳烟排放的数值分析［J］.燃烧科学与技术，2004，10（6）：489-496. ZHAO Chang-pu，SONG Chong-lin，ZHANG Yan-feng，et al. Numerical analysis of reduction in mixture concentration and Soot emissions in a diesel engine by swirl［J］.Journal of Combustion Science and Technology，2004，10（6）：489-496.（in Chinese）

［4］赵昌普，苏万华.计算网格与湍流模型对柴油喷雾多维数值模拟结果的影响［J］.天津大学学报，2004，37（11）：965-969. ZHAO Chang-pu，SU Wan-hua.Effects of the computation mesh and turbulence model on multi-dimensional numerical simulation results of a diesel spray［J］.Journal of Tianjin University，2004，37（11）：965-969.（in Chinese）

［5］刘永长.内燃机热力过程模拟［M］.北京：机械工业出版社，2000. LIU Yong-chang.Thermal process simulation of internal combustion engine［M］.Beijing：China Machine Press，2000.（in Chinese）

［6］AVL LIST GmbH.AVL FIRE 2008 manual spray［M］.Graz，Austria：AVL LIST GmbH，2004.

［7］Sazhin S S，Sazhina E M，Heikal M R，et al.The shell auto ignition model：a new mathematical formulation［J］.Combustion and Flame，1999，117（3）：529-540.

［8］Bensler H，Bühren F，Samsone E，et al.3-D CFD analysis of the combustion process in a DI diesel engine using a flamelet model，SAE Paper 2000-01-0662［R］.Detroit，Michigan：SAE 2000 World Congress，2000.

［9］Patferson M A，Reitz R D.Modeling the effects of fuel spray characteristics on diesel engine combustion and emission，SAE Technical Paper 980131［R］.Detroit，Michigan：International Congress &Exposition，1998.

［10］冯立岩，隆武强，魏胜利，等.新型伞状喷雾柴油预混合压燃数值模拟研究［J］.内燃机学报，2006，24（2）：134-140. FENG Li-yan，LONG Wu-qiang，WEI Sheng-li，et al.Numerical simulation on new conical spray and combustion for diesel homogeneous charge compression ignition［J］.Transactions of CSICE，2006，24（2）：134-140.（in Chinese）

Research on Effect of Nozzle Hole Distribution on Performance of Combustion System with Double ω Combustion Chamber for Diesel Engine

WEI Sheng-li1，WANG Fei-hu1，CHEN Huan2，LENG Xian-yin1
（1.School of Automotive and Traffic Engineering，Jiangsu University，Zhenjiang 212013，Jiangsu，China；2.Dongfeng Commercial Vehicle Technical Center，Wuhan 430056，Hubei，China）

A double ω-combustion chamber matched with a double-row nozzle hole combustion system is proposed to improve the spray spatial distribution and the mixture formation quality for diesel engines. The in-cylinder spray，mixture formation and combustion process of the new combustion system are simulated and investigated by using AVL FIRE software.The effects of nozzle hole distribution on the fuel/air equivalence ratio，temperature field and emission characteristics in the chamber are analyzed by changing the spatial distribution of nozzle hole.The results show that the mixture formation quality can be effectively improved by increasing the number of nozzle holes in the upper row，and moreover，the combustion process can be improved.With the spatial distribution of 5 nozzle holes in the upper row and 3 nozzle holes in the lower row，NOxand Soot emissions can be reduced.

power machinery engineering；diesel engine；double ω combustion chamber；double-row nozzle hole；numerical simulation

TK421

A

1000-1093（2015）01-0033-07

10.3969/j.issn.1000-1093.2015.01.005

2014-04-15

国家自然科学基金项目（51106065）；内燃机燃烧学国家重点实验室开放课题项目（k2013-7）；江苏大学青年骨干教师培养工程项目（江大校［2011］277号）

魏胜利（1978—），男，副教授，硕士生导师。E-mail：weishengli@ujs.edu.cn；王飞虎（1988—），男，硕士研究生。E-mail：wfhbluesky@163.com