柴油機縫隙式噴油器嘴內空穴流動的模擬分析

勞　賀　李育學（中國人民解放軍63707部隊江蘇江陰214431）

柴油機縫隙式噴油器嘴內空穴流動的模擬分析

勞賀李育學
（中國人民解放軍63707部隊江蘇江陰214431）

利用FIRE混合多相流模型，模擬了柴油機縫隙式噴油嘴高壓噴射時嘴內的空穴流動現象，分析了空穴在噴油嘴內分布情況。基于這一模型進一步分析了噴射壓力和噴孔長寬比等參數對噴孔內空穴分布的影響。通過模擬計算可知，提高縫隙式噴嘴噴射壓力可以提高空穴強度，其完全空穴主要由上壁面空穴流產生，同時也發現較圓孔式噴嘴其空穴流強度更大，但空穴在噴孔出口截面上不及圓孔式分布均勻。從燃油空穴霧化理論的角度出發，空穴強度的提高有利于燃油的破碎霧化。

縫隙式噴油嘴空穴流動數值模擬

引言

由于3D打印技術的快速應用，使得精細的噴油器噴嘴結構多樣化較易實現，所以現在許多科研人員正在研究不同噴嘴結構在噴油器中的應用。長方體噴孔式的縫隙式噴油器［1-2］就是其中之一，它自取得國家專利以來，已從實測和仿真模擬等多個方面對其進行了研究，也被證明在相同流通截面積的情況下，縫隙式噴孔在總體霧化方面優于圓孔式［3］。

因為研究表明空穴的產生和發展對噴孔內部的流動狀態會產生較大的影響，繼而影響到噴射霧化和燃燒。所以本文即以FIRE軟件混合多相流體模型，模擬柴油機縫隙式噴油嘴噴射時嘴內的空穴流動現象，分析空穴在噴油嘴內分布情況，并與圓孔式噴嘴進行比較。

1　數學模型

空穴現象的存在使得計算模型變得復雜，目前對空穴兩相流動的計算方法可以分為兩大類：界面跟蹤法（如VOF法）和非界面跟蹤法（如多流體模型和連續流體模型）。本文使用CFD商業軟件FIREV8.5軟件中的混合多相流體模型來進行噴油嘴內部的三維瞬時氣穴流動計算，其屬于非界面跟蹤法范疇，軟件中多相流模型基于歐拉-歐拉方法，換，熱通率qk表達式為包含3個模型：均質模型、多相流模型和流體體積自由面法，精度依次提高。均質模型對各相流體的守恒方程分別求解，使用統一的動量方程；VOF法與均質模型相似，它的流體體積方程求解精度比較高；多相流模型對各相的動量方程和守恒方程分別求解［4-6］。

1．1基本方程

1.1.1質量守恒方程

式中αk是第k相的體積分數，且滿足是第k相的密度，vk是第k相的速度，Γkl代表k相和l相界面上的質量交換率。

1.1.2動量守恒方程

式中f表示體力，它包括重力N和旋轉形式的內力（-ω×ω×r-2ω×vk）；Mkl代表k相和l相界面上的動量作用；p是壓力，各相的壓力認為相等：p=pk，k= 1，…，N。τk為k相的剪切應力。

1.1.3能量守恒方程

式中qk?是焓源，Hkl代表k相和l相界面上的能量交是k相的熱傳導率。

1．2空穴模型

FIRE中使用的多相流模型，包括多相流界面模型、湍流模型和壁面模型。其中空穴模型在界面模型中體現，具體分為線性空穴模型和非線性空穴模型［5］。

1.2.1線性空穴模型

線性空穴模型利用如下形式進行質量交換：

式中N?代表氣泡數量密度，R代表氣泡半徑，其增長率由Rayleigh方程計算：

式中，Δp是氣液交界面兩側的有效壓力差。對以上方程線性化并略去慣性項可以得到：

式中經驗系數CCR≥1代表凝結因子，用來降低凝結率，使其接近真實值。氣泡數量密度表達式為：

式中初始值N0?由液相性質決定，最常使用的一個值為1012。氣泡數量密度值不應該小于最大氣泡直徑中所含的氣泡數量密度值：

如果流體體積αk和數量密度N?定了，氣泡直徑可以確定：

1.2.2非線性空穴模型

非線性空穴模型考慮了雷諾方程中的所用項，用雷諾方程表示的氣泡增長率為：利用這個表達式，界面質量交換項可寫為：

2　計算結果及分析

本文模擬噴霧試驗中常用的單孔軸對稱油嘴內的流動問題，為減少計算量，流動計算區域簡化為二維軸對稱幾何結構。噴嘴壓力室半徑為0.4 mm，噴孔孔徑油孔長度為0.65 mm，噴孔入口邊緣無圓角，針閥最大升程為0.27 mm，噴油持續期為3.7 ms，針閥位移曲線為Hydsim中計算所得。計算中為提高計算精度，對流動條件變化較大的噴孔入口處和壁面附近的網格做適當的加密。圖1給出了0.15×0.2（mm× mm）、0.1×0.3（mm×mm）、0.075×0.4（mm×mm）3種軸對稱縫隙式噴嘴內流場的網格模型，網格數分別為114 514個、115 938個、115 278個；圖2給出了直徑為0.19 mm軸對稱圓孔式噴嘴內流場的網格模型，網格數為111 352個。

2．1縫隙式噴嘴內空穴流動計算結果分析

為了反映縫隙式噴嘴內空穴分布特點，首先以0.1×0.3（mm×mm）縫隙式噴嘴在噴射壓力為90 MPa時進行空穴發展過程分析。90 MPa時軸對稱單孔噴嘴空穴流動的流場計算結果，包括了中心截面和出口截面的空穴相體積分數以及速度分布情況，如表1所示。藍色代表空穴相最大值，紅色代表液相最大值，速度為U向相對速度。從整個流動區域來看，由于在噴孔入口區域壓力急劇地下降，導致速度急劇上升，使得噴孔入口拐角處對應氣相體積分數發生較大變化，在噴孔入口上壁面形成空穴，并在液相的帶動下向下游發展，從出口截面圖看，空穴一直延伸到噴孔出口處。而從初期速度分布可以看出，壓力室針閥也產生了較大的壓力及速度變化，同時產生了氣穴；中期后流動區域兩參數的變化很小，這說明噴油嘴在針閥處于最大升程位置時，由于針閥密封錐面位置的流通面積遠大于噴孔的流通面積，燃油在壓力室上游區域的流動速度和壓力變化減小，無空穴產生。由此可驗證，縫隙式噴嘴其壓力室內空穴流也是與針閥升程有關，在針閥開啟時更易產生空穴流。

圖13　種軸對稱縫隙式噴嘴內流場的網格模型

圖2　軸對稱圓孔式噴嘴內流場的網格模型

表10　.1×0.3（mm×mm）軸對稱單縫噴嘴90 MPa時空穴流動的流場計算結果

在流通截面積相等條件下，以噴射壓力為90 MPa時0.15×0.2（mm×mm）、0.1×0.3（mm×mm）、0.075× 0.4（mm×mm）3種縫隙式噴嘴內空穴流分布特點進行對比分析，確定不同縫隙長寬比下噴孔空穴的分布特點。表2為0.15×0.2（mm×mm）、0.075×0.4（mm× mm）兩種軸對稱單縫噴嘴90 MPa時空穴流動的流場計算結果。綜合表1可以看到，在噴射壓力為90 MPa條件下，3種噴嘴內都產生了明顯空穴流，空穴都主要集中在上壁面和左右壁面附近，呈薄層的形狀沿噴孔向下游發展，空穴在向下流動的同時也向噴孔中心和左右兩壁擴散。從中心截面看，隨著縫長（本文指噴孔入口處縫上下方向的距離）變長，左右壁的空穴相體積相應變大，但左右兩壁沒能產生完全空穴。可知，左右兩壁的空穴流量主要受縫長影響，成正比關系，但沒能形成完全空穴；從圖3所示的出口截面圖看，出口處氣穴相體積卻是和縫寬成正比關系，且在上臂面形成了完全空穴，可知完全空穴流主要由上壁氣穴產生，且隨著縫寬變大而增大。原因可能為縫寬變大，則噴孔入口處流體流動的拐角范圍的絕對長度變大，流體與流道壁面分離的區域變大，壓力梯度變化加大，相應空穴強度變大，縫長影響左右兩壁也是同理。但總體而言孔內流動結構仍可明顯地分為兩個區域：中心液體區和壁面附近的空穴區。

表20　.1×0.2（mm×mm）、0.075×0.4（mm×mm）兩種軸對稱單縫噴嘴90 MPa時空穴流動的流場計算結果

圖30　.15×0.2（mm×mm）、0.1×0.3（mm×mm）、0.075×0.4（mm×mm）3種軸對稱單縫噴嘴90 MPa時噴油末期出口截面空穴流動的流場計算結果

保持其它因素不變，改變噴射背壓，以0.1×0.3（mm×mm）軸對稱縫隙式噴嘴分別在噴射壓力90 MPa、130 MPa時進行噴嘴空穴分布的比較。計算結果如表3，圖4所示。綜合表1，從中心截面看，130 MPa時左右壁面的空穴量較90 MPa時增強，在初始階段表現尤其明顯；從出口截面看，上下壁面的空穴流量也是隨著壓力的升高而明顯增強，形成的完全空穴區變大。由此知，提高噴射壓力可提高空穴強度。

表30　.1×0.3（mm×mm）軸對稱單縫噴嘴130 MPa時中心截面空穴流動的流場計算結果

圖40　.1×0.3（mm×mm）軸對稱單縫噴嘴90 MPa、130 MPa時噴油末期出口截面空穴流動的流場計算結果

2．2縫隙式與圓孔式噴嘴內空穴流動計算結果的對比分析

為了能直觀地說明縫隙式和圓孔式空穴的分布特點，本文在流通截面積相同的條件下，選取了噴油末期同一時刻從進口到出口兩者相同位置的空穴相切而做比較。表4為0.1×0.3（mm×mm）的軸對稱縫隙孔和直徑為0.19 mm的軸對稱圓孔噴油末期同一時刻從進口到出口相同位置的空穴流動的流場計算結果。從結果中可清楚看出，在噴嘴入口處，圓孔式空穴均勻分布于圓周，隨著向出口方向延伸，圓孔空穴逐漸向上壁面中心處發展，下部空穴逐漸減少，直至完全消失，最后形成不完全空穴流從上部中心流出；縫隙式空穴產生于上壁面與左右兩壁，空穴分布無圓孔均勻但強度大于圓孔，隨著向出口方向延伸，左右壁面空穴漸漸上移，向上壁面中心處發展，最后形成完全空穴流從上部中心流出。由此得出，兩種噴嘴空穴流在噴嘴內從入口到出口方向的發展趨勢相同，都是一種向噴嘴上部中心發展的變化過程；縫隙式空穴流較圓孔式強度變大，但不及其分布均勻。

3　結論

1）成功建立了縫隙式噴嘴的內流場計算模型，計算得到了許多空穴流的流場結果，發現縫隙式噴嘴空穴主要由噴孔上壁面和左右壁面形成，并在液相的帶動下逐漸向上部中心處發展，其壓力室內空穴流也與針閥升程有關，并在針閥開啟時更易產生空穴流。

2）發現縫隙式噴嘴左右兩壁的空穴流量與縫長成正比關系，上下壁空穴和縫寬成正比關系，且其上下壁面空穴流是形成完全空穴的主要因素；提高噴射壓力可提高空穴強度。

表40　.1×0.3（mm×mm）軸對稱縫隙孔和直徑為0.19 mm軸對稱圓孔噴油末期同一時刻從進口到出口相同位置的空穴流動的流場計算結果

3）發現縫隙式和圓孔式噴嘴空穴流都是一種向噴嘴上部中心發展的變化的過程，但在空穴強度方面縫隙孔式較圓孔大，而空穴分布方面圓孔式較均勻。

1Giannadakis E，Papoulias D，Gavaises M，et al.Evaluation of the predictive capability of diesel nozzle cavitation models［C］. SAE Paper 2007-01-0245

2趙陽.一種縫隙孔式噴油嘴偶件［P］.中國專利：ZL200720139042.9，2007-02-13

3勞賀，李育學.高壓共軌縫隙式噴油器噴霧特性的仿真研究［J］.柴油機，2012，34（1）：22-25

4Wang D M，Greif D.Progress in modeling injector cavitating flows with a multi-fluidmethod［C］.FEDSM2006-98501，ASME Forum on Cavitation and Multiphase Flow.Miami，FL，USA：July 2006-17-20

5Bianchi G M，Pelloni P.Modeling the diesel fuel spray breakup by using a hybrid model［C］.SAE Paper 1999-01-0226

6AVL-Fire Reference Manual，Version8.5［EB/OL］.（2006-12）.http：//www.avl.com

Simulation Analysis on Cavitation Flow in a Diesel Engine Gapping Nozzle

Lao He，Li Yuxue
PLA 63707 Troops（Jiangyin，Jiangsu，214431，China）

The cavitation flow in a gapping noozle at high pressure spray of a diesel engine was simulated，and the distribution of cavitation inside the nozzle was analyzed using multiphase flow model in FIRE. Based on this model，the effects of parameters，such as injection pressure，length-wide ratio，on the distribution of the cavitation inside the nozzle are analyzed.Simulation results show that the all cavitation is mainly obtained at the top face of gapping nozzle and the cavitation in gapping nozzle is more intensive than the round one's，but bad in uniform distribution of cavitation at the nozzle exit section.Then better atomization can be realized by enhancing the cavitation intensity via increasing the injection pressure.

Gapping nozzle，Cavitation，Numerical simulation

TK421+.43

A

2095-8234（2016）04-0044-06

2016-04-10）

勞賀（1984-），男，碩士研究生，主要研究方向為動力機械及熱力系統的設計、仿真與優化。