柴油機摻氫文丘里管的結構設計及優化

王兆文， 宋春暉， 伍尚， 遲浩， 張新華

(華中科技大學能源與動力工程學院， 湖北 武漢 430074)

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柴油機摻氫文丘里管的結構設計及優化

王兆文， 宋春暉， 伍尚， 遲浩， 張新華

(華中科技大學能源與動力工程學院， 湖北 武漢 430074)

為了將由水解裝置產生的氫氣由進氣總管處引入柴油機，設計了一套文丘里管裝置，將壓力較低的氫氣(0.15 MPa)自發地引入壓力較高的進氣總管(0.25 MPa)內。為了優化該文丘里管的吸氫能力，并降低文丘里管裝置對發動機進氣的影響，同時確保文丘里管結構尺寸較小便于安裝,采用CFD軟件FIRETM模擬了發動機實際工況下的文丘里管內氣體流動情況，分析了分流流量、喉口管徑、導流段管徑、收縮角、擴壓角、收縮圓角半徑、擴壓圓角半徑等7個參數對氫氣吸入能力的影響特征。結果表明：參數優化后文丘里管能夠產生足夠的低壓，使水解的氫氣順利地吸入進氣總管，同時不對發動機進氣產生較大的流阻影響。

柴油機； 摻燒； 氫氣； 文丘里管； 結構優化

氫氣具有擴散系數大、火焰傳播速度快、著火界限寬等優點[1]。在柴油機中添加微量氫氣,能在缸內燃燒時產生大量的自由基，從而大大提高柴油的燃燒速度，改善柴油機燃燒過程,因此內燃機摻燒氫氣已成為研究熱點之一[2-6]。試驗表明[7]，柴油機摻燒微量氫氣(占燃油質量比0.1%～2% ) 能夠降低油耗1%～4%。文獻[8-10]表明柴油機摻燒氫氣能顯著改善低負荷下的燃燒熱效率。文獻[11-14]則表明，適量地摻燒氫氣,還能減少顆粒物(PM) 、一氧化碳(CO) 、未燃碳氫(UHC) 等排放。

然而氫氣的儲存和運輸在目前還存在一定問題[15-16]，為了克服這些問題，本研究直接使用小型車載電解水制氫裝置來制取H2。同時將制取的氫氣直接導入到進氣總管，以避免在空氣濾清器前導入氫氣時存在的安全隱患。

本研究目標柴油機為一臺增壓柴油機，增壓壓力為0.25 MPa。而水解制氫設備的最大允許壓力為0.15 MPa，這就決定了產生的氫氣絕對壓力小于進氣壓力。因此，必須設計一套裝置，將壓力較低的氫氣引入到壓力較高的進氣總管內。

1 總體結構

氫氣吸入裝置示意圖見圖1。圖中左右兩端為總管，與發動機進氣總管相連。下部大管徑彎管為總管接管，發動機所需的絕大部分新鮮空氣由此流入。在兩端總管接管之中布置一個文丘里管[17-18]，用于產生低壓區域，從而引入氫氣。在文丘里管喉口段有一傾斜小管引入直管，氫氣由該小管引入。

圖1 吸氣裝置示意

文丘里管具體結構見圖2，共分進口導流段、收縮段、喉口段、擴壓段、出口導流段等五個部分。

圖2 文丘里管結構參數

氣體流經收縮段時，由于流通面積不斷減小，氣體將逐步加速，根據伯努利方程[19]可知，氣體壓力將不斷降低，在喉口處達到最低值。隨后，在擴壓段，由于流通截面積的不斷擴大，氣體流速逐步減小，使流體壓力逐步升高，恢復至接近進口處的壓力水平。喉口處能產生低壓區域的特點，使得文丘里管結構具有將低壓氣體吸入高壓氣體的功能。

為了形成足夠的低壓區域，同時兼顧降低文丘里管結構對發動機進氣的影響，在吸入裝置中，只能將總管內的部分新鮮空氣分流到文丘里管中，通過該部分新鮮空氣的流動在文丘里管喉口段產生低壓區。該低壓區域的壓力不僅受分流流量的影響，還受文丘里管的具體結構參數(導流段管徑、喉口管徑、收縮角、擴壓角、收縮圓角半徑、擴壓圓角半徑等)的影響，同時這些參數也影響著發動機的進氣流動阻力。因此本研究基于正交設計方法，采用CFD模擬技術，進行了分流流量和文丘里管6個關鍵結構參數的優化，以確保該柴油機摻燒氫氣裝置的最優化。

2 優化工況的選擇

為了確保文丘里結構具有足夠的氫氣吸入能力，主要進行了氫氣需求量最大工況下的文丘里管吸入能力分析，即進行柴油機標定工況下文丘里管結構優化。該工況下，新鮮空氣質量流量為500 g/s，所需氫氣質量流量為0.041 g/s，氫氣壓力為0.15 MPa，進氣總管內空氣壓力為0.25 MPa。

該工況的優化目標為，在出口導流管背壓為0.25 MPa時，確保喉口段具有一個較大的低壓區域(<0.15 MPa)，同時使該裝置的流動阻力和裝置尺寸較小。

3 分流流量、喉口管徑、導流段管徑的優化

采用CFD計算軟件FIRETM對研究對象進行了三維數值模擬。首先用FIRETM的自動網格劃分模塊FAME進行了網格劃分，并對關鍵區域進行了網格細化。進口邊界條件為流量，出口邊界條件為靜壓，壁面設置為標準壁面函數。常用的湍流模型有亞網格尺度模型、單方程模型、κ-ε雙方程模型、RNG κ-ε模型和雷諾應力模型(RSM)等，每一種模型都有其適用條件和范圍。本研究采用工程上廣泛使用的κ-ε雙方程湍流模型。

根據流體力學理論計算[20-21]，并參考部分文獻確定文丘里管的初始結構：導流段管徑40 mm，喉口管徑10 mm，喉口段長度30 mm，收縮角30°，擴壓角16°，收縮圓角半徑和擴壓圓角半徑均為0 mm。

喉口管徑對文丘里管的引射功能和流動阻力有著極大的影響，而分流流量和喉口管徑相互配合，將產生不同的流動效果。當導流管管徑固定，在分流流量不變的情況下，喉口管徑越小，其引射功能就越強。但如果喉口管徑太小，則會出現擁塞現象，產生較大的流動阻力。鑒于此，需要先進行分流流量和喉口管徑的聯合優化。

根據流動理論進行初步估算，將分流流量分為5個水平，分別為45.454 5，41.666 7，38.461 5，35.714 3，33.333 g/s,即分別為總空氣流量500 g/s的1/11，1/12，1/13，1/14，1/15；同時，將喉口管徑分為5個水平，分別為6，8，10，12，14 mm；進行分流流量和喉口管徑的正交分析。具體的正交設計表和模擬結果見表1。

表1 分流流量和喉口管徑正交設計表及模擬結果

喉口壓力和流動阻力的極差分析結果見表2。由喉口壓力的極差分析可知，喉口管徑的變化對喉口壓力的影響比分流流量大。由壓力損失的極差分析可知，喉口管徑的變化對流動損失的影響比分流流量大。

表2 分流流量和喉口管徑正交設計極差分析 MPa

分流流量和喉口管徑的聯合優化結果見圖3和圖4。

圖3 分流流量和喉口管徑對喉口壓力影響的MAP圖

圖4 分流流量和喉口管徑對流動損失影響的MAP圖

由圖3可知，當分流流量保持不變時，隨著喉口管徑的減小，喉口壓力先減小再增大。而分流流量對喉口壓力的影響則相對復雜，當喉口管徑較小時，隨著分流流量的減小，喉口壓力隨之降低；當喉口管徑較大時，隨著分流流量的降低，喉口壓力則隨之增大。這表明，當喉口管徑較小時，選定的分流流量相對喉口管徑而言太大，導致在喉口處形成堵塞，使喉口壓力較大；而當喉口管徑較大時，選定的分流流量相對較小，會使喉口處流速較小，由伯努利方程可知，此時喉口壓力較大。綜上分析可知，喉口管徑和分流流量的選擇需要合理匹配才能獲得較低的喉口壓力，即當分流流量和喉口管徑相互配合，使喉口流速接近當地音速，但又不形成堵塞時，可在喉口處獲得最低壓力值。由圖還可知，在選定的分流流量水平范圍內，喉口管徑為8 mm或10 mm時可以獲得較低的喉口壓力。

由圖4可知，隨著喉口管徑的增加以及分流流量的減小，文丘里管的流動損失會逐步降低。當喉口管徑增大到10 mm時，在選定的分流流量范圍內，文丘里管的流動損失受分流流量的變化影響已經很小。

綜合圖3和圖4可知，選擇喉口管徑為10 mm，分流流量為45.454 5 g/s或41.666 7 g/s時能獲得較好的喉口壓力和流動損失性能。為了減小文丘里管結構對發動機進氣特征的影響，本研究選用較小的分流流量41.666 7 g/s，此時喉口平均壓力達到0.163 MPa，流動損失為0.025 MPa。

在確定了喉口管徑和分流流量后，進行導流段管徑對喉口壓力影響的單因素分析。導流段管徑共選用15，20，25，30，35，40，45，50 mm等8個水平，喉口壓力隨導流段管徑變化趨勢見圖5。

圖5 喉口壓力隨導流段管徑的變化

由圖5可知，隨著導流段管徑的增大，喉口壓力逐步減小，但當導流段管徑大于25 mm后，喉口壓力減少的趨勢已經不明顯，這表明喉口管徑10 mm，分流流量41.667 g/s時，喉口管內流動已將近達到模化狀態，進一步增大導流段管徑已無必要。因此綜合壓降性能要求和裝置尺寸需求，選擇導流段管徑為25 mm。此時喉口平均壓力可達到0.165 2 MPa，流動損失為0.022 MPa。

4 收縮角、擴壓角的優化

文丘里管擴壓角和收縮角分別代表擴壓段和收縮段的傾斜程度，將對擴壓段和收縮段內流動結構產生較大影響。擴壓角過大會導致流動分離，擴壓角過小則會使文丘里管過長而不利實際安裝。收縮角同理。擴壓角和收縮角的聯合優化是在分流流量、喉口管徑和導流段管徑已經優化基礎上進行的，初步選定擴壓角5個水平為4°，8°，16°，20°，24°，收縮角5個水平為 10°，15°，22°，30°，40°，依此進行擴壓角和收縮角的正交設計優化，正交設計表和模擬結果見表3。

表3 收縮角和擴壓角正交設計表及模擬結果

極差分析結果見表4。由極差分析結果可知，在選定的水平范圍內，擴壓角對喉口壓力的影響比收縮角大，而收縮角對文丘里管的流動損失影響更大。但從具體極差值來看，擴壓角和收縮角對喉口壓力和流動損失的影響程度相差不大。

表4 收縮角和擴壓角正交設計極差分析 MPa

收縮角和擴壓角的聯合優化結果見圖6和圖7。由圖6可知，隨著收縮角的減小，喉口壓力逐步減小，但減小的程度很小；隨著擴壓角的減小，喉口壓力先明顯減小，在擴壓角8°時達到極小值，隨后隨著擴壓角的進一步減小，喉口壓力反而有所增大。由圖還可知，擴壓角對喉口壓力的影響明顯大于收縮角。綜合可知，在擴壓角為8°，收縮角為10°～40°時，喉口壓力都可獲到較小值。由圖7可知，隨著擴壓角和收縮角的減小，文丘里管的流動損失逐漸減小，這主要是因為隨著擴壓角和收縮角的減小，文丘里管逐步變為直管，其內部流動撞擊和流動分離逐步減小。從壓力損失上看，應該選用較小的擴壓角和較小的收縮角。

圖6 收縮角和擴壓角對喉口壓力影響MAP圖

圖7 收縮角和擴壓角對壓力損失影響MAP圖

綜合分析喉口壓力和壓力損失可知，可以選定擴壓角為8°，收縮角較小的文丘里管，但從文丘里管結構可知，收縮角越小文丘里管越長，不利于在發動機上安裝。為了兼顧性能要求和安裝要求，進行了擴壓角為8°，不同收縮角下喉口壓力和流動阻力的數值模擬，具體結果見圖8和圖9。

圖8 喉口壓力隨收縮角的變化

圖9 流動損失隨收縮角的變化

為了減小氫氣引入裝置的結構尺寸，需要選用較大的收縮角。由圖9可知，當收縮角達到30°時，其流動損失大幅增加，因此需要將收縮角限定在30°以內。由圖8可知，收縮角為10°～25°時，喉口壓力都較低，因此，收縮角25°為最優方案。此時，喉口壓力為0.149 6 MPa，壓力損失為0.015 MPa。

5 收縮圓角半徑、擴壓圓角半徑的優化

擴壓圓角半徑與收縮圓角半徑對文丘里管內氣體流形有較大影響，初步選定擴壓圓角半徑和收縮圓角半徑的5個水平為0，3，6，9，12 mm，進行擴壓圓角半徑和收縮圓角半徑的正交分析，正交設計表和模擬結果見表5。

表5 擴壓圓角半徑和收縮圓角半徑正交設計表及模擬結果

極差分析結果見表6。由極差分析結果可知，在選定的水平范圍內，擴壓圓角半徑對喉口壓力的影響比收縮圓角半徑大，而收縮圓角半徑對文丘里管的流動損失影響更大。

圖10和圖11分別示出擴壓圓角半徑和收縮圓角半徑對喉口壓力的水平指標圖。由圖10和圖11可知,擴壓圓角半徑越大，喉口壓力越??；收縮圓角半徑為3 mm時喉口壓力最小。由圖10還可知，當擴壓圓角半徑繼續增大，喉口壓力有進一步減小的趨勢，因此，需要增大擴壓圓角半徑的水平范圍，進行進一步的最優化研究。

表6 擴壓圓角半徑和收縮圓角半徑正交設計極差分析 MPa

喉口壓力的極差分析A10．1501B10．1486A20．1483B20．1477A30．1477B30．1482A40．1474B40．1481A50．1472B50．1481RA0．0029RB0．0010壓力損失的極差分析A10．0150B10．0155A20．0154B20．0158A30．0151B30．0149A40．0152B40．0149A50．0152B50．0148RA0．0005RB0．0010注：因素A為擴壓圓角半徑，因素B為收縮圓角半徑

圖10 擴壓圓角半徑對喉口壓力的水平指標圖

圖11 收縮圓角半徑對喉口壓力的水平指標圖

在原來5個水平的基礎上，擴壓圓角半徑增加了15 mm和17 mm兩個水平。由圖12可知，擴壓圓角半徑為12 mm時，喉口壓力最低。綜上可知，收縮圓角半徑3 mm，擴壓圓角半徑12 mm為最優值。

圖12 擴壓圓角半徑與喉口壓力關系

6 最優結果分析

綜上分析可知文丘里管最優結構：導流段管徑25 mm，喉口管徑10 mm，收縮角25°，擴壓角8°，收縮圓角半徑3 mm，擴壓圓角半徑12 mm，喉口長度30 mm。該文丘里管結構在分流流量41.667 g/s下，管內喉口平均壓力為0.146 33 MPa，局部最小壓力為0.143 98 MPa，流動損失為0.015 8 MPa。這表明該結構能較好滿足吸入氫氣的需要，且能使該裝置的流動損失較低，同時使該裝置的總體結構緊湊。

最優方案的壓力分布和流線分布分別見圖13和圖14。由圖13可知，該文丘里管喉口段有很寬廣的低壓區域，其壓力處于0.143 98～0.146 33 MPa之間，這不僅確保了能把0.15 MPa的氫氣通過文丘里管自發地引入到0.25 MPa的進氣總管中，同時還給氫氣引入管提供了足夠的安裝空間。由圖14可知，該文丘里管管內流動平順，不存在較大的流動撞擊和流動分離現象，故而該文丘里管的流動損失較小，僅0.015 8 MPa，對發動機進氣流動的影響較小。

圖13 最優文丘里管結構的壓力場

7 試驗結果驗證

為了確保文丘里管結構設計的可靠性，進行了優化后文丘里管的試驗驗證。試驗采用溫度傳感器、壓力傳感器和體積流量計來測量空氣的出口壓力和質量流量。所用試驗平臺為發動機氣道試驗臺，利用氣道試驗臺的鼓風機產生高壓空氣，通過鼓風機分流閥來獲得試驗所需空氣流量41.667 g/s。通過壓力調節閥使出口壓力固定在0.25 MPa。文丘里管喉口處壓力為重要驗證參數，為了提高該壓力值的測量精度，設置了一套夾具，圍繞喉口段布置了3個壓力測點，試驗時采用平均值。

表7示出試驗結果和模擬結果的對比情況。由對比數據可知，模擬結果和試驗結果非常吻合，這表明本研究模擬結果可信，該文丘里管的設計能滿足氫氣吸入要求。

表7 最優方案試驗驗證結果

8 結束語

為將水解制氫設備產生的低壓氫氣吸入到高壓空氣中，應用CFD仿真軟件FIRETM對文丘里管的結構參數進行了優化，主要對比研究了導流管管徑、喉口管徑、收縮角、擴壓角、收縮圓角半徑、擴壓圓角半徑6個關鍵參數對喉口壓力的影響。結果表明，導流管管徑25 mm，喉口管徑10 mm,收縮角25°，擴壓角8°，收縮圓角半徑3 mm，擴壓圓角半徑12 mm，喉口長度30 mm，在分流流量為41.667 g/s時，能較好地符合設計要求。同時，還進行了試驗驗證，驗證結果表明，該結構的文丘里管能滿足氫氣順利吸入的要求。

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[編輯： 潘麗麗]

Structual Design and Optimization of Hydrogen Mixing Venturi in Diesel Engine

WANG Zhaowen， SONG Chunhui， WU Shang， CHI Hao， ZHANG Xinhua

(School of Energy and Power Engineering, Huazhong University of Science and Technology, Wuhan 430074, China)

In order to guide hydrogen that generated from hydrolysis equipment into diesel engine through intake manifold, a set of venture was designed to guide hydrolytic low-pressure hydrogen (0.1 MPa) to high-pressure intake manifold (0.25 MPa). Considering the hydrogen inhalation capacity, intake influence and assembly convenience of venturi, the gas flow movement inside venturi under engine operating conditions was simulated with CFD Fire software and the effects of divided flow rate, throat diameter, guide pipe diameter, converging and expansion angle and their correspondent round radii on hydrogen inhalation were analyzed. The results show that the optimized venturi can generate enough low pressure and suck easily the hydrolysis hydrogen into intake pipe while hardly influence the air flow of the engine.

diesel engine； mixing combustion； hydrogen； venturi； structural optimization

2015-06-04；

2015-10-19

王兆文(1978—)，男，講師，博士，研究方向為內燃機流動、燃燒和排放；wangzhaowen1978@163.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2016.01.002

TK423.8

B

1001-2222(2016)01-0009-08