氨/柴油燃烧模型构建及低速机性能优化

2023-09-26刘海峰宋腾达黄志雄毛一玲赵令猛郑尊清

内燃机学报 2023年5期

刘海峰，宋腾达，黄志雄，毛一玲，赵令猛，郑尊清

(1.天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室，天津 300350；2.广西玉柴机器股份有限公司，广西玉林 537005)

目前，全球超过五分之四的贸易通过海运进行，大规模航运造成大量的CO2排放.国际海事组织研究表明，2012至2018年全球年海运CO2排放从9.62亿吨增加到10.56亿吨，全球占比从2.76%上升至2.89%[1].为了有效减少温室气体排放并减少传统化石燃料的使用，采用低碳或零碳燃料并提高发动机热效率是一条有效的途径.氨是最具潜力的零碳燃料，辛烷值高、抗爆性能好，可采用高压缩比提高发动机的热效率，实现高效燃烧.发动机燃用可再生能源制取氨燃料碳排放仅为0.065g/MJ，降低碳排放效果显著[2].但氨作为燃料也存在着火温度和可燃下限浓度高、着火困难、火焰传播速度低及燃烧稳定性差等问题.

为解决氨燃料压燃着火困难和燃烧速度慢的问题，研究人员在压燃式发动机上进行了燃用氨的试验.由于实现纯氨压燃着火的压缩比过高(需要达到35)，目前采用双燃料方式.Reiter等[3]和Niki等[4]试验表明，掺混氨会造成滞燃期延长，热效率下降，当柴油能量低于5%时不足以支持氨稳定燃烧，当氨的能量比例在40%～60%时可以获得最佳发动机热效率.船用双燃料发动机依据燃气喷射时刻分为低压和高压喷射两种[5].对于高压喷射，大连理工大学基于1E-150柴油机开发了氨/柴油双直喷二冲程发动机原理样机，全工况下氨替代率为80%以上[6].而低压喷射模式排放性能更好，无需复杂的高压供给及喷射系统.低压喷射模式即在活塞压缩行程从缸套周向喷入氨气，活塞上行至上止点附近再喷射少量柴油引燃预混气体，对应的燃烧过程是预混燃烧，以区别于高压喷射的扩散燃烧[5].为了提高发动机点火性能，郑尊清等[7]研究表明，预燃室可以增大初始着火区域，提高点火稳定性，拓展稀燃极限，并且缩短燃烧持续期，提高发动机热效率.

综上所述，氨作为内燃机燃料的主要问题在于氨的着火稳定性差，燃烧速度慢导致热效率较低；尤其对于大缸径船用发动机，火焰传播需要的时间长，氨燃烧反应速度慢的问题会更加凸显.采用预燃室喷射柴油形成射流火焰实现主燃烧室更大点火能量和更大初期火焰面积的氨/柴油双燃料模式，利于提高点火稳定性，加快燃烧反应速度，是船机燃用氨燃料的一种有效途径.目前对船机大尺度实现氨/柴油双燃料稳定高效燃烧的途径和策略有待探明.基于此，笔者首先构建了G＋SAGE燃烧模型，进而在预燃室式二冲程低速船机上开展氨/柴油双燃料燃烧过程的三维仿真研究，分析压缩比和当量比对燃烧稳定性、发动机性能和排放的影响，为氨/柴油双燃料发动机开发提供参考和依据.

1 氨/柴油双燃料机理构建和验证

采用Chemkin软件合并Otomo等[8]的NH3机理和Wang等[9]的PRF机理，剔除相同组分和反应式，对相同反应式的不同指前因子保留较大指前因子.进行温度敏感性分析，调节敏感性系数较大反应的指前因子，保证机理对滞燃期的预测，构建了含有97种组分、498个反应的NH3-PRF机理.

对比Mathieu等[10]的试验结果，不同当量比和压力条件下对氨滞燃期的验证结果表明，采用构建的NH3-PRF机理预测结果与试验吻合，如图1所示.同时也进行了正庚烷滞燃期验证，如图2所示.在不同当量比和压力条件下，机理对正庚烷滞燃期的预测能较好预测文献[11—14]试验结果.

图1 NH3滞燃期验证Fig.1 Verification of NH3 ignition delay period

图2 正庚烷滞燃期验证Fig.2 Verification of ignition delay period of n-heptane

进一步验证NH3层流火焰速度如图3所示.在温度为298K和压力为0.1MPa下，机理可以预测文献[15—23]试验结果.图4为正庚烷层流火焰速度的验证.在温度为298～398K和压力为0.1MPa下，模拟值同样可以较好地预测Dirrenberger等[24]测得的正庚烷层流火焰速度.

图3 NH3层流火焰速度验证Fig.3 Verification of laminar flame velocity of NH3

图4 正庚烷层流火焰速度验证Fig.4 Verification of laminar flame velocity of n-heptane

为了验证NH3-PRF机理对重要组分变化趋势的预测能力，将该机理计算结果与Dagaut[25]在射流搅拌反应器(JSR)的试验数据进行对比，燃料与空气组分初始摩尔分数为98.55%N2、1.25%O2、0.1%NH3和0.1%NO，在当量比为0.1、压力为0.1MPa及反应滞留时间为0.1s条件下，验证结果如图5所示.该机理可以较准确地预测NH3、H2O、N2O和NO摩尔分数的变化，表明构建的NH3-PRF机理对反应过程的重要组分具有较好预测能力.

图5 JSR组分摩尔分数验证Fig.5 Verification of JSR component concentration

2 三维仿真模型构建与验证

2.1 发动机基本参数和模型验证

三维模拟研究是基于预燃室式双燃料低速机，由于目前没有氨燃料在船用低速机上的试验数据报道，所以模型标定采用天然气作为燃料.事实上，现在双燃料低速机也是在船舶上预留了氨燃料的接入口，为实现未来航运业的碳中和提供了解决方案，国内外正在开发的船用氨燃料低速机也是基于天然气双燃料发动机的二次开发.试验和模拟工况采用低速机运行的典型工况，负荷为75%，该发动机结构及运行工况参数如表1所示.其中，定义360°CA为上止点对应的曲轴转角.

表1 发动机结构及运行工况参数Tab.1 Engine structure and operating condition parameters

基于三维仿真软件CONVERGE建立了船用双燃料发动机的三维计算流体力学模型，包括扫气箱、排气道、气体喷射阀、气缸和预燃室等结构，如图6a所示.活塞下行过程，空气经扫气口进入气缸，气体喷射阀位于气缸中下部，分列于缸套两侧，在活塞上行初期将天然气或氨喷入气缸与空气形成预混合气.预燃室结构见图6b，其中安装了1个3孔喷油器，喷孔直径为0.42mm，当活塞上行至上止点附近时，预燃室容积与上止点时主燃室的容积比为0.57%，预燃室容积约为0.157L.在预燃室内喷射柴油发生自燃，预燃室压力升高，使高温、高活性气体通过连接通孔形成火焰射流，随后引燃主燃烧室内的混合气.模拟计算过程中采用的子模型如表2所示，燃烧模型采用G方程模型耦合SAGE模型，SAGE模型采用化学反应动力学机理耦合CFD求解器求解的流动输运过程来计算燃烧反应过程.由于船用发动机的缸径较大，为了兼顾计算准确性和计算效率，在分析网格敏感性后，设置基础网格尺寸为2cm，局部加密最小网格尺寸为5mm，添加了基于速度和温度的自适应加密，计算最大网格数约为89万.模拟的计算区间设置为排气门开启时刻(105.4°CA)至下一循环的排气门开启时刻(465.4°CA)，计算一个完整的工作循环(360°CA).图7为试验和模拟计算的缸内压力和放热率对比.模拟计算的缸内压力和放热率与试验结果吻合较好，试验缸内压力为16.04MPa，模拟压力为15.93MPa，误差为0.69%.表3为试验和模拟着火时刻、燃烧持续期和CA 50的对比，上述关键燃烧参数误差都较小，说明模型能较准确地预测发动机实际的工作过程.

表2 模拟计算物理模型Tab.2 Physical model of simulation calculation

表3 试验与模拟燃烧相关参数对比Tab.3Comparison of parameters related to experimental and simulated combustion

图6 船用发动机三维模型及预燃室结构示意Fig.6 Schematic diagram of three-dimensional model and pre-chamber of marine engine

图7 试验与模拟对比Fig.7 Comparison between experiment and simulation

2.2 G方程模型参数确定

为了探究氨/柴油双燃料在船机中的燃烧特性，后续模拟过程将天然气替换为氨，将天然气机理用NH3-PRF机理替换.由于模拟条件下氨气喷射时间早，上止点附近缸内状态处在一种混合均匀的状态，故天然气及氨气的物化性质等对燃烧的影响不大，确保了这种转换方案的可行性.氨的喷射温度为310K、喷射压力为1.16MPa.该模拟方法可以对基于天然气/柴油双燃料低速机进行改装的氨气/柴油低速机正向开发提供可靠的模型参考.

为了节省计算时间，采用G方程定义火焰面.由于目前CONVERGE软件G方程模型中没有氨层流火焰速度的参数，采用Gulder提出的经验公式(1)先确定NH3在温度为298K和压力为0.1MPa下的参考层流火焰速度sl_ref；再根据幂级公式(2)确定实际温度Tu和实际压力p下的层流火焰速度sl.式中带有下标ref的各参数的温度、压力条件分别为298K和0.1MPa；其中，φ为当量比；ω、η和ξ为燃料相关的经验值；γ、β分别为温度指数和压力指数，其值与燃料类型无关，不同当量比下的值分别由公式(3)和(4)确定[26].通过确立ω、η、ξ、λref和βref参数，便可在CONVERGE软件中进行用户自定义设置，确定燃料与温度和压力相关的层流火焰速度.通过确立ω、η、ξ、γref和βref参数，便可在CONVERGE软件中进行用户自定义设置，确定任意燃料与温度和压力相关的层流火焰速度，从而扩大燃烧模型对不同燃料的适用性.

将ω确定是温度为298K、压力为0.1MPa及当量比为1时的NH3层流火焰速度，设置为0.068m/s；将η、ξ分别设置为0.4和5.42，将γref、βref分别设置为2.08和-0.16.利用经验公式计算的不同温度条件下的层流火焰速度与试验拟合的结果如图8所示，在温度为298～473K、压力为0.1～0.5MPa条件下，设定的参数都能使经验公式很好地再现文献[15—23，27—28]的试验结果.

图8 NH3燃料在不同温度和压力下的层流火焰速度Fig.8 Laminar flame velocity of NH3 fuel under different temperature and pressure

为了进一步验证动力学机理及氨的层流火焰速度，对燃用能量分数为60%NH3-40%H2的发动机燃烧过程进行了模拟，试验数据来自文献[29]，发动机为火花点燃式发动机，混合气当量比为1，发动机参数见表4，模拟计算结果与试验对比见图9，试验与模拟的燃烧压力误差为0.88%，说明所采用的G＋SAGE的燃烧模型具有较高的可靠性.

表4 氨-氢发动机参数与边界条件Tab.4 Ammonia-hydrogen engine parameters and boundary conditions

图9 60%NH3-40%H2发动机燃烧对比Fig.9Verification of engine combustion in the case of 60%NH3-40%H2

3 氨/柴油双燃料低速船机燃烧过程计算结果与分析

3.1 压缩比影响

当采用与天然气/柴油双燃料相同的压缩比与引燃柴油油量，主燃室当量比为0.368时，由于氨自燃温度为924K，高于天然气的810K温度，在压缩比为12的条件下氨未能着火.考虑提高压缩比有利于提高缸内的温度和压力，实现氨的稳定燃烧，因而将压缩比提高到13.5、14.0、14.5和14.8，研究压缩比对燃烧过程的影响，如图10所示.在压缩比为13.5条件下，缸内的放热率基本为0，说明氨燃料在缸内没有着火.将压缩比提高到14.0后，氨可以稳定着火，但燃烧相位滞后，缸内压力峰值及放热率较低.压缩比提高到14.5和14.8时，放热重心更加接近上止点，对应的CA50时刻分别为363.72°CA和360.49°CA，缸内燃烧压力增大.

图10 缸内压力和放热率随压缩比的变化Fig.10Variation of cylinder pressure and heat release rate with compression ratio

图11为不同压缩比ε下主-预燃烧室通道方向上射流火焰开始喷入气缸时的温度和当量比分布.随压缩比增大，引燃柴油滞燃期缩短，压缩比为13.5时，在361°CA才观察到高温气流喷入气缸，主-预燃烧室通道内气流的温度较低，不利于射流火焰的发展.而且此后活塞处于下行阶段，由于燃烧室容积增大，造成缸内的温度和压力损失，形成的射流火焰的能量较低.此外，在射流火焰发展方向上形成的氨混合气当量比较低，难以被预燃室射流火焰引燃，所以压缩比为13.5时未能实现着火燃烧，需要通过增加引燃油量来提高射流火焰能量促进氨的燃烧.在压缩比提高到14.0以上时可在活塞运动到上止点前形成射流火焰，主要是由于高压缩比条件下预燃室内的温度压力也更高，有利于射流火焰的形成.随着压缩比的增大，射流火焰的温度提高，而且主燃室内氨混合气当量比增大，更有利于射流火焰引燃缸内混合气，形成氨燃料的稳定火焰传播.

图11 不同压缩比射流火焰进入气缸时的温度和当量比分布Fig.11 Distribution of temperature and equivalence ratio when jet flame enters the cylinder with different compression ratios

随压缩比增大，同一时刻下形成的射流火焰面积更大，可以更大范围地点燃主燃室内的氨混合气，具有更强的点火能力.压缩比的提高使火焰发展和传播速度提高，缸内的燃烧反应速率增大，导致缸内温度较高且峰值时刻提前，使放热更加集中在上止点附近，缩短了燃烧持续期.图12给出了压缩比对燃烧持续期、最高燃烧压力、指示燃油消耗率(ISFC)和NOx排放的影响.压缩比为14.5和14.8的燃烧持续期分别为12.17°CA和11.45°CA，相比于压缩比为14.0的13.71°CA时分别缩短了1.54°CA和2.26°CA.压缩比提高到14.8时，燃烧反应速率的提高使最大燃烧爆发压力升高，达到20.03MPa，相比于压缩比为14.0的14.50MPa提高了5.53MPa，发动机的机械负荷增大，需要更强化的发动机结构满足高爆发压力需求.

图12 燃烧特性、ISFC和NOx排放随压缩比变化Fig.12Variations of combustion characteristics，ISFC and NOx emission with compression ratio

为了更直观地展示压缩比对ISFC的影响，将氨的ISFC根据热值转化为柴油的ISFC，随着发动机压缩比增大，由于燃烧爆发压力升高，燃烧等容度提高，发动机ISFC降低，但是温度的升高使NOx排放升高.在压缩比为14.5和14.8时，发动机ISFC分别为160.66g/(kW·h)和159.74g/(kW·h)，相比于压缩比为14.0的165.40g/(kW·h)分别降低了2.87%和3.42%；压缩比为14.5和14.8的NOx排放分别为8.06g/(kW·h)和8.61g/(kW·h)，相比于压缩比为14.0的6.15g/(kW·h)分别提高了31.06%和40.00%.在实现稳定着火的条件下综合考虑最大爆发压力和热效率，压缩比为14.5可以获得较优的综合性能，最大爆发压力为17.69MPa，指示热效率为49.87%，NOx排放为8.06g/(kW·h).需要注意的是，天然气低压双燃料发动机NOx直接满足Tier Ⅲ限值(3.5g/(kW·h))，氨燃料则产生更高的NOx排放，其主要来源于燃用氨燃料产生的燃料型NOx，需要采用SCR后处理等技术降低NOx排放.

3.2 当量比影响

采用的射流火焰点燃方式有利于扩展氨燃料的稀燃极限，进一步在压缩比为14.5的条件下，研究了氨燃料不同当量比对燃烧和排放性能的影响.图13所示当量比φ为0.351时燃烧放热缓慢，燃烧持续期相比于其他当量比条件明显延长，最高燃烧压力为13.45MPa，做功能力下降.随着氨燃料当量比增大，火焰传播速度加快，燃烧集中在上止点附近，燃烧压力峰值和放热率明显升高.当量比从0.351增加至0.461时，最大燃烧压力由13.45MPa增大到23.71 MPa，提高了10.26MPa，燃烧持续期由18.64°CA缩短到6.11°CA，缩短了12.53°CA.随当量比增大，缸内燃烧温度明显升高，温度峰值明显提前.在当量比为0.351时，缸内燃烧温度峰值为1460K，而当量比为0.385、0.410、0.448和0.461时分别为1655、1759、1892和1926K，燃烧反应速率明显加快.

图13 缸内压力、放热率和缸内平均温度随当量比的变化Fig.13 Variations of cylinder pressure，heat release rate and average temperature with equivalence ratio

图14为不同当量比下NH3质量分数随曲轴转角变化规律.随宏观当量比增加，缸内局部浓混合气区域增大，射流火焰首先引燃壁面附近的NH3，随后逐渐向气缸中心发展.整体当量比越大，NH3消耗的时刻越早，消耗速率越快，宏观当量比为0.351时，火焰在较稀混合气中的传播速度较慢，在360°CA才能明显地观察到NH3消耗，且消耗区域发展速度较慢.在当量比为0.461、362°CA时刻，NH3已经基本完全消耗.

图14 主燃烧室横截面下不同当量比NH3质量分数随曲轴转角变化规律Fig.14 Mass fraction distribution of NH3 with different equivalence ratio

图15为不同宏观当量比下的气流速度和火焰面变化，图中黑线为G＝0等值线.当量比为0.351时，引燃油的着火滞燃期延长，在358°CA时在主-预燃烧室通道附近的高湍动能区域才能观察到射流火焰面.此时，由于预燃室燃烧放热导致压力升高，在压差作用下，预燃室中的高速气流先于火焰面(G＝0)进入主燃烧室.高速气流发展明显早于射流火焰面，而且高速气流进入主燃室后流速会快速降低，在火焰发展滞后的情况下气流对火焰面传播的促进作用减弱，导致低当量比条件下的燃烧持续期延长.在当量比提高到0.385时，火焰面稍落后于气流速度的发展，火焰传播明显加快；而当量比提高到0.461，火焰面与气流速度几乎同步发展，射流火焰具有较大的贯穿距离，在缸内形成更强的湍流扰动，提高了火焰传播速度，使缸内的温度和压力快速升高.

图15 不同宏观当量比时主-预燃烧室通道方向纵向切面下的气流速度分布和火焰面变化Fig.15Air velocity distribution and flame surface in the main and pre-combustion chamber at different macroscopic equivalence ratios

图16为不同当量比下ISFC、NOx和NO排放的变化.在当量比为0.351时，较低的燃烧反应速率使燃烧等容度下降，发动机ISFC较高；而当量比从0.351提高到0.410时，燃烧重心逐渐靠近上止点，燃烧速率增大导致燃烧等容度提高，发动机燃油经济性改善，最低ISFC为160.22g/(kW·h)，指示热效率为50.01%；在当量比大于0.410时，由于燃烧相位过早，压缩过程中做的负功增加，反而导致ISFC增大.随着当量比的增加，缸内温度提高，NOx排放也大幅度增大.NO是NOx最主要的成分，约占NOx排放总量的90%，在当量比为0.461时，NOx排放相比于当量比为0.410时增加了86.7%，为18.53g/(kW·h)，NOx排放显著提高的一个原因是随当量比的增加，喷射更多的氨导致燃料型NO增加.NOx升高的另一个原因是高温环境的影响，图17为360°CA不同当量比NO质量分数为0.003和温度为1800K等值面的分布.可以看出，NO的分布和温度分布十分相近，随着当量比提高，1800K的高温区域明显增加，NO等值面的区域面积也逐渐增大，高温区域增大促进了NOx的生成.综上所述，当量比为0.410具有较好的燃料经济性，指示热效率为50.01%，进一步提高当量比反而使ISFC增大、热效率降低，NOx排放大幅增加.

图16 不同当量比ISFC、NOx及NO排放的变化Fig.16 Changes of ISFC，NOx and NO with different equivalence ratios

图17 360°CA不同当量比NO质量分数为0.003和T＝1800K等值面分布Fig.17 Isosurface distribution of NO mass fraction y＝0.003 and T＝1800K at different equivalence ratios of 360°CA