大負荷工況下柴油機低溫燃燒的模擬與優化*

張志強，趙福全，，鄧 俊，李理光，沈 源

(1.同濟大學汽車學院，上海 200092;2.浙江吉利汽車研究院有限公司，杭州 311201)

前言

憑借在動力性、經濟性和可靠性等方面的優勢，柴油機在商用車和乘用車得到廣泛的使用。但傳統的柴油機為擴散燃燒方式，其燃燒過程中形成的高溫過濃區和高溫火焰區分別會形成大量的碳煙和NOx排放。理論研究證明傳統的柴油機存在著碳煙和NOx排放的最低極限［1］。為突破排放極限和提高熱效率，近年來國內外廣泛開展新型燃燒方式的研究，其中最典型的是均質混合氣壓縮著火燃燒方式(homogeneous charge compression ignition，HCCI)和基于EGR稀釋的低溫燃燒(low temperature combustion，LTC)方式［2-4］。

LTC燃燒方式能夠在保持低排放的同時，具有工況范圍較寬的優勢。因此該技術獲得高度重視，學術界對此已經展開大量的研究。

文獻［5］中的研究結果表明，隨著 EGR的增加，碳煙前驅體呈現二次曲線變化趨勢。文獻［6］中對生物柴油和柴油進行低溫燃燒試驗研究也得到類似結果。文獻［7］中利用激光成像診斷技術進行低溫燃燒過程研究，發現與傳統燃燒相比，NOx生成不局限在油束周圍的稀薄火焰區，而是貫穿生成于油束橫截面的大量區域;碳煙的生成集中在油束頭部區域。文獻［8］～文獻［12］中進行渦流比、進氣溫度、噴油時刻、進氣增壓度、EGR率和噴油壓力等參數對低溫燃燒影響的研究，并獲得最佳的參數和低溫燃燒效果。

縱觀目前的研究現狀，低溫燃燒的研究主要集中在中低負荷，向大負荷拓展仍有較多問題有待解決，并且研究相對較少。為此本文中首先通過仿真，分析大負荷工況下不同EGR率對燃油霧化過程、燃燒過程、排放歷程和發動機熱效率與經濟性的影響;然后利用噴油定時和后噴手段實現低溫燃燒過程的優化。

1 計算模型、工況條件和模型驗證

1.1 計算模型簡介

1.1.1 湍流模型

基于Durbin 橢圓松弛概念［13-14］的 k-ζ-f模型用來模擬缸內氣流的湍流運動。該模型以速度尺度比ζ替代傳統k-ε模型中的速度尺度，同時運用基于準線性壓力-應變模型的壁面邊界條件橢圓方程f［15-16］，因而比 k-ε 模型具有更好的計算穩定性和對計算網格的適應性［17］。

1.1.2 燃油霧化和壁面油膜形成模型

燃油的霧化過程采用WAVE模型來模擬，并假設噴射的初始油滴尺寸與噴孔出口直徑相同［18］。

采用Wallfilm模型計算燃油噴射碰壁后形成的油膜。該模型基于文獻［19］和文獻［20］中的試驗成果而建立，其中影響油膜形成的關鍵因素有壁面溫度、燃油的黏度和表面張力等［21］。在該模型中通過K值來判斷是否形成油膜，K值的計算公式為

式中:Oh為歐尼索格數，反映表面張力和黏性力的綜合作用;Re為雷諾數，反映慣性力與黏性力之比;ρ為燃油密度;d為油滴直徑;un為燃油沿壁面法向速度;μ和σ分別為燃油的黏度和表面張力。

當K＜57.7時，碰壁后燃油將全部粘附在壁面，沒有任何反彈或破碎;當K＞57.7時，碰壁后的燃油將發生破碎和反彈，并隨著K值的增大，燃油破碎得更加充分，油滴直徑變得更小。

1.1.3 燃燒和排放模型

燃燒過程采用Extended Coherent Flame-3Z(簡稱為ECFM-3Z)模型進行模擬。

NOx的生成采用擴展的Zeldovich模型進行模擬;碳煙形成和氧化過程采用Kennedy_Hiroyasu_Magnussen模型［22-23］來模擬，該模型將燃燒過程的化學反應率和物理反應率的方程進行結合，可以模擬出碳煙的成核、表面生長和氧化過程。

1.2 網格的劃分和研究工況條件

由于柴油機燃燒室具有軸對稱特點，為節省計算時間，計算區域根據噴油器噴孔數(8孔)，取為燃燒室的1/8，計算過程從進氣門關閉時刻(213°CA)到排氣門打開時刻(499°CA)。圖1給出位于上止點時刻的燃燒室網格，其側壁邊緣凸起部分是燃燒室補償容積，該補償容積能夠保證在不同曲軸轉角下壓縮比的一致性［24］，整個燃燒室網格數為24127個。

本文中研究對象為高壓共軌、增壓中冷、高速輕型柴油機，其主要參數如表1所示。

表1 柴油機基本參數

為了研究大負荷工況下低溫燃燒對柴油機性能的影響，故選擇中間轉速(2200r/min)下，平均指示有效壓力為1.5MPa的工況點(每循環噴油量為55mg)，其他工況參數如表2所示。

表2 模擬研究工況參數

1.3 模型的驗證

圖2和圖3為模擬得到的缸壓、NOx和碳煙排放數據與試驗結果的對比，二者基本一致，說明所建模型是合理的，并能應用于后續的模擬研究。

2 不同EGR率下低溫燃燒研究與分析

由于研究中工況為大負荷工況，為避免大EGR率導致燃燒過于惡化，所以采用的最大EGR率為20%;同時研究中的EGR均為經充分冷卻后的廢氣(溫度均為45℃)，以保持各個研究工況下的初始溫度相同;為簡化研究，噴油模式為單次噴射，噴油定時和原機一樣，固定為4°CA BTDC。

2.1 缸內霧化過程分析

圖4和圖5分別為不同EGR率(0、5%、10%、15%、20%)下蒸發燃油、碰壁燃油和壁面形成的油膜的質量分數(質量分數為對應質量占噴油量的分數;壁面統指燃燒室表面、缸壁面和缸蓋底面等計算域內部壁面)。

隨著EGR率的增大，缸內的溫度(如圖6所示)和壁面溫度(如圖5所示)隨之降低，導致燃油蒸發速度變緩和更多的燃油噴射碰壁，并形成較多的油膜。為此采用EGR后，將導致發動機的熱效率降低和油耗增加。另外形成較多的油膜將會增加對缸壁機油的侵蝕［25］，并導致碳氫排放的增加。

2.2 缸內燃燒過程分析

圖6～圖9分別為不同EGR率下缸內溫度、壓力、放熱率、累計放熱量、滯燃期和燃燒持續期的對比(滯燃期定義為自噴油開始至累計放熱量達10%時的曲軸轉角;燃燒持續期為累計放熱量達10%至90%之間的曲軸轉角)。

隨著EGR率的增大，缸內氣體的比熱容隨之增大，缸內溫度降低。如圖6所示，在360°CA(即壓縮上止點)，EGR=20%與EGR=0時相比，缸內溫度降低近20K;缸內溫度的峰值也降低150K。采用EGR后，較低的缸內溫度和缸內壓力(如圖7所示)導致滯燃期的增大，如圖8所示，EGR率從0增大到20%，滯燃期從8.4°CA增大到9°CA，燃燒持續期從44.3°CA增大到47.7°CA，整個燃燒過程遠離TDC，導致燃燒定容度和燃燒效率下降;同時如圖9所示，放熱率峰值和累計放熱量下降，這也解釋了采用EGR后熱效率的降低和油耗的增加。

圖10為不同EGR率下發動機的指示熱效率ηi和指示燃油消耗率bi的對比。隨著EGR率的增大，燃燒定容度下降，并且形成較多油膜，導致燃燒效率的降低，最終導致發動機熱效率下降，同時指示燃油消耗率大幅增加。

2.3 缸內排放物生成歷程分析

研究表明，導致NOx排放急劇增加的條件是局部當量比小于0.9和溫度超過2200K(將滿足該條件的區域稱為高溫稀區)［25-26］。減少高溫稀區的存在將有效減少NOx的生成，這也正是采用低溫燃燒能夠大幅降低NOx排放的主要原因。而碳煙主要在高溫濃區(局部當量比大于1.5和溫度高于1500K的區域)內生成［27］。為結合 NOx和碳煙的生成關鍵區域(分別指高溫稀區和高溫濃區)來研究不同EGR率下NOx和碳煙排放歷程，編寫程序耦合到FIRE軟件中，以輸出不同曲軸轉角下NOx和碳煙生成關鍵區域的占總計算區域的體積分數。

圖11為不同EGR率下NOx生成歷程和高溫稀區體積分數的對比。從365°CA附近開始，伴隨著燃燒過程的進行，高溫稀區體積分數開始急劇增大，與此同時NOx迅速生成;隨著EGR率從0增大到20%，高溫稀區的出現時刻變晚和維持時間變短，同時其最大體積分數迅速減小(從0.15減至0.03)，NOx生成量也迅速減小(從1kg燃油排放44.4g減至1.3g)。由此證明基于EGR實現低溫燃燒能夠有效地將NOx排放降低至極低的范圍。

不同EGR率下碳煙生成歷程和高溫濃區體積分數的對比如圖12所示。從365°CA到380°CA，高溫濃區體積分數大幅增加至最大，與此同時碳煙迅速生成，同樣在380°CA達到最大;隨著EGR率的增大，缸內空燃比變小，所以高溫濃區體積分數增大，同時碳煙生成量也在增加;從380°CA往后，燃燒趨于結束，缸內的溫度開始降低，燃油逐漸消耗，所以高溫濃區體積逐漸減少，與此同時，主要受氧化作用影響，碳煙逐漸減小。

從上述分析可知，隨著EGR率的增大，NOx排放顯著減少，實現低溫燃燒降低NOx排放的目標;但過大的EGR率將導致碳煙排放惡化和熱效率降低及油耗激增。在此折中地選擇EGR率為10%，后面將基于此EGR率進行低溫燃燒的優化研究。

3 低溫燃燒的優化研究

采用EGR后，滯燃期增加，燃燒過程遠離TDC，燃燒定容度下降，影響發動機的熱效率和經濟性，為此須對噴油定時進行優化研究，以改善燃燒和提高發動機的性能。同時采用EGR后，碳煙排放大幅增加，為此通過后噴來實現對碳煙排放的降低。

3.1 噴油定時優化研究

圖13～圖17分別為不同噴油定時(start of injection，SOI)下缸壓、缸內溫度、放熱率、累計放熱量、滯燃期及燃燒持續期、指示熱效率和指示燃油消耗率的對比結果。

SOI從 4°CA BTDC 提前到 10°CA BTDC，滯燃期從8.7°CA增加到9.1°CA，這主要是由于在較早的噴油時刻下缸內的壓力和溫度較低，燃油無法立即開始燃燒，導致滯燃期較長。同時滯燃期越長，在滯燃期內噴射的燃油越多，導致放熱率峰值越高，且燃燒持續期縮短(如圖15所示)，同時缸內壓力和溫度也將隨之增高(如圖13和圖14所示)。其中SOI為8和10°CA BTDC時，缸壓峰值大于16MPa，超過發動機缸蓋的承受極限。另外缸內溫度的升高將導致NOx排放的增大。

提前噴油會使得燃燒過程靠近TDC，作功能力得到提高，燃燒等容度加大［28］，所以如圖17所示，隨著 SOI從4°CA BTDC 提前到 10°CA BTDC，發動機指示熱效率增加，同時指示燃油消耗率減少。

圖18為不同SOI下，NOx和碳煙排放的對比。SOI從 4°CA BTDC 提前到 10°CA BTDC，1kg燃油NOx排放從9.1增大到24.3g，其主要原因是隨著噴油提前，缸內燃燒溫度大幅升高所致;而碳煙排放基本維持0.025g左右，變化幅度較小，這主要是因為噴油時刻的改變不會改變空燃比。

綜合發動機的缸壓承受極限、發動機熱效率、經濟性和排放的考慮，SOI優化后選定其為6°CA BTDC，優化前后各項性能對比如表3所示，其中優化后的熱效率和經濟性較優化前得到了改善;碳煙排放在優化前后差別不大;而1kg燃油NOx排放從優化前的9.1g提高到優化后的12.5g，有近37%的提高，但是相對于原始工況(1kg燃油 NOx排放為44.4g)仍處于較低水平。

表3 SOI優化前后各項性能對比

3.2 后噴對發動機排放性能的影響研究

采用EGR后，NOx排放大幅的減少，但碳煙排放卻大量增加。利用后噴射引起缸內的湍流擾動和后燃放熱可以加速碳煙的氧化，降低碳煙排放［29-30］。

后噴方案的命名方式為“Po主后噴間隔-后噴量”，如“Po15-3.75”表示主后噴間隔為 15°CA，后噴量為3.75mg。

分別將主后噴間隔固定為15°CA和后噴量固定為3.75mg，對比放熱率和碳煙的排放。

在主后噴間隔固定為15°CA，后噴量分別為3、3.75和4.5mg的后噴方案對比如圖19所示，不同后噴量下，放熱率曲線在主噴階段均與不帶后噴相似，但隨著后噴量增加，主噴油量相應減少，主噴階段放熱率峰值下降;在392°CA開始出現后噴放熱，其放熱率峰值隨后噴量的增加而略有增大。不同后噴量下碳煙生成歷程在主噴階段均與不帶后噴相似，而隨后噴量的增加，主噴階段碳煙排放略有降低;在392°CA開始由于后噴射的擾動和加熱作用，碳煙氧化速度加快，碳煙排放明顯降低;但當后噴量為4.5mg時，由于后噴量過大，未能充分氧化和燃燒，導致碳煙排放比后噴量為3和3.75mg的要多。

后噴量固定為3.75mg時，不同主后噴間隔下的對比如圖20所示。在主后噴間隔為10°CA時，后燃的放熱率峰值較小，這是因為后噴過早時油束缺乏氧氣補給［31］，導致燃燒不充分，放熱不多，同時也導致碳煙排放較高。在主后噴間隔為20°CA下后燃過程過于拖后，促進碳煙的氧化效果不如主后噴間隔為15°CA的方案。

所有的后噴方案下的NOx和碳煙生成量對比如圖21和圖22所示。不同后噴方案下NOx排放相比不帶后噴時有一定的降低，并顯現出隨著后噴量增大而減小的趨勢，這主要是由于總噴油量不變，后噴油量的增加導致主噴油量的減少，進而主燃燒階段放熱量和高溫稀區體積分數減少，最終導致NOx排放減少。碳煙排放在較小后噴量方案(3和3.75mg)下較低;在最大的后噴量方案(4.5mg)下，碳煙排放相比不帶后噴降低不多，在主后噴間隔為10°CA時甚至比不帶后噴時大。

綜合所有后噴方案，Po15-3.75方案的碳煙排放相比不帶后噴時降幅最大(為12.2%)，選為最優后噴方案。

3.3 低溫燃燒優化后排放與原機的對比

圖23和圖24為在380°CA和400°CA時原始工況(EGR=0)和低溫燃燒優化后的缸內NOx和碳煙質量分數的對比。相比EGR=0，低溫燃燒優化后，NOx排放得到極大的降低，NOx質量分數和分布區域均大幅減少。通過低溫燃燒優化后的碳煙排放相比EGR=0時變化不大，在380°CA時碳煙質量分數和分布區域相似;但在400°CA時，由于少量后噴燃油噴入燃燒室唇口部位，所以相比EGR=0，在該區域出現少量碳煙。

圖25為從EGR=0到低溫燃燒及優化后的排放物變化路徑，可以發現經低溫燃燒及優化后，在保持碳煙排放基本不變的前提下，實現了NOx排放的大幅降低(從原始工況下的1kg燃油排放44.4g降低到11g)，降幅為75.2%。

4 結論

(1)隨著EGR率的增大，缸內溫度和壁面溫度下降，導致燃油霧化效果變差，形成的壁面油膜增加，發動機的指示熱效率降低和指示燃油消耗率增加，NOx排放大幅降低，而碳煙排放也有一定增加。

(2)對噴油定時優化后(相比原機噴油定時提前2°CA)，發動機的熱效率和經濟性得到改善。

(3)經后噴優化(優化方案為Po15-3.75)，碳煙排放降低，并和原機的碳煙排放相近。

(4)經低溫燃燒及優化后，在保證熱效率、經濟性和碳煙排放與原機相近前提下，實現NOx排放的大幅降低(從原始工況的1kg燃油排放44.4g降低到11g)，降幅為75.2%。

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