柴油機可調渦流比燃燒過程三維仿真

李海鷹 于波 葉劍

摘要：在柴油機進氣歧管前安裝蝶形渦流調節閥，通過調整直氣道側的有效流通面積改變缸內渦流強度。在穩流吹風試驗平臺，研究渦流調節閥角度對進氣道流量因數和渦流比的影響，并結合粒子圖像測速（particle image velocimetry，PIV）分析缸內渦流的形成過程。采用計算流體力學（computational fluid dynamics，CFD）評估渦流調節閥角度對缸內混合氣體形成過程的影響，計算結果可復現三維 PIV測量的缸內流場結構和相似的渦心位置。隨著進氣門關閉，渦流比從0.57提高到2.05，油氣在周向的相互作用增強，從而加速預混燃燒階段的放熱速度，促使燃燒重心提前、燃燒持續期縮短。在相同進氣流量條件下，強渦流運動也促使累積放熱量增加。

關鍵詞：柴油機;燃燒;調節閥;渦流比;粒子圖像測速

中圖分類號：TK421

文獻標志碼：B

文章編號：1006-0871（2019）02-0019-08

0?引?言

為提高柴油機綜合性能，中國北方發動機研究所自主開發一款小型高強化柴油機。在這款小型高強化柴油機的研發過程中，有針對性地開展一系列相關設計和研究工作。[1-5]

在采用高增壓技術的小型化柴油機的開發過程中，進氣系統亟待改善低速扭矩不足和高速空氣不夠的現狀。為解決這一問題，專家們采取一系列措施。MIGAUD等[6]設計長度可變進氣管，借助進氣管自身的壓力波動提高低速端扭矩、改善汽車發動機響應速度、降低CO2排放。德國的ADOLPH等[7]設計氣門座結構，增強低氣門升程下的渦流強度。英國布魯內爾大學的LI等[8]遮擋部分進氣閥流通面積，提高汽油發動機的滾流比。

本文在雙氣道的直氣道側安裝渦流調節閥，實現渦流可調的設計理念。借助CONVERGE平臺，研究渦流調節閥角度對缸內混合氣體形成和燃燒過程的影響。

1?穩流吹風試驗

穩流吹風試驗平臺布置示意見圖1。旁通閥保證進氣壓差為5 kPa，空氣流量通過熱膜流量計測量，渦流轉速通過葉片風速儀測量。

雙氣道包括直氣道和螺旋氣道。渦流調節閥安裝在直氣道一側，旋轉渦流調節閥的角度可改變進氣道的渦流比，渦流調節閥示意見圖2。穩流吹風試驗得到進氣道流量因數和渦流比與渦流調節閥角度的關系，見圖3。當渦流調節閥角度從0°增大到±30°時，渦流比基本維持在1左右。當渦流調節閥角度進一步增加，渦流比呈現近似線性的增長趨勢，當渦流調節閥角度為±90°時，渦流比最大，達到3以上。

2?粒子圖像測速測試及穩態缸內流場計算

對穩流吹風試驗平臺進行可視化改造，對可調渦流進氣系統進行粒子圖像測速（particle image velocimetry，PIV）測試。PIV試驗裝置見圖4。采用LaVison波長為532 nm的Nd∶YAG 激光器，每一脈沖的能量為400 mJ。示蹤粒子選用DEHS，粒徑大小為0.1～1.0 μm。

計算流體力學（computational fluid dynamics，CFD）仿真計算選用RNG k-ε模型。PIV獲得的流場為100個循環的平均值流場。限于文章篇幅，以渦流調節閥角度為90°時，氣門升程分別為6和10 mm時距離缸蓋1.00D和1.75D（D為缸徑截面直徑的平面流場）為例，對比PIV測試與CFD計算結果，見圖5。從流場結構來看，二者渦流運動相似，當氣門升程從6 mm增加到10 mm時，PIV測試結果可以看出渦團中心呈現向心運動，CFD計算也復現這一特征;從渦流強度來看，二者的渦流比大小相近，最大差值僅為0.3，在可接受范圍內。

3?缸內計算設置及模型標定

所研究的柴油機為水冷、四沖程發動機，采用共軌系統，排量為1 L，壓縮比為13，軌壓為180 MPa。

缸內三維仿真基于CONVERGE平臺，包括進排氣道在內，柴油機仿真實體模型和計算網格見圖6。計算網格采用局部加密和速度、溫度自適應加密的方式，具體仿真采用的子模型見表1。

CFD缸內壓力標定結果見圖7。由此可知：CFD缸內壓力計算結果與試驗結果一致，壓縮沖程的相對誤差低于2%，最高燃燒壓力的相對誤差低于0.5%。

4?缸內換氣和混合氣體形成過程仿真

設計的計算方案見表2。

當渦流調節閥角度較大時，進氣道流量因數會顯著降低，因此設計2組計算方案對比分析。第一組為方案1～4，對比相同進氣壓力條件下渦流調節閥角度的影響;第二組為方案5和6與方案3和4，對比相似進氣流量條件下渦流調節閥角度的影響。

4.1?相同進氣壓力條件對比

相同進氣壓力條件下渦流比隨曲軸轉角的變化關系見圖8。

隨著渦流調節閥角度變小（即開度變大），最大渦流比對應的相位提前，如方案4最大渦流比對應的相位為曲軸轉角490°，與方案1和方案2最大渦流比對應的下止點相比，曲軸轉角相差60°。4種方案最大渦流比分別為2.17、1.54、0.83和0.67。當進氣門關閉時，渦流比分別為2.05、1.39、0.76和0.57。可以看出，隨著渦流調節閥角度變小，當進氣門關閉時，渦流比降低的百分比增大。

為深入分析缸內渦流運動的空間發展，對比方案1～?4在曲軸轉角420°和540°時的速度場，見圖9。從總體流場結構來看，進氣射流與缸內壁面作用形成Jet-Wall流動，進氣射流也相互干涉形成Jet-Jet流動。在進氣初期，由于此時進氣氣門升程較小，橫

截面出現出多個微渦團，而此時方案4的渦流比很小（見圖8），缸內呈現出近似上下對稱的流場結構。方案3直氣道與螺旋氣道的進氣射流呈現出勢均力敵的態勢，Jet-Jet流動垂直向下。隨著活塞下行，方案1和方案2中Jet-Wall流動逐漸衰減，螺旋氣道側的Jet-Wall流動逐漸演化，直到曲軸轉角540°時，方案1缸內下方出現單一左向剪切流動，方案2的缸內下方也呈現出相似的流場結構。當進氣門關閉時，方案1和方案4中心截面速度場對比見圖10。方案1在中心形成明顯的順時針渦團，而方案4未形成穩定的渦流運動。

方案1和方案4噴油過程距缸蓋底面10 mm橫截面的速度場和當量比分布情況對比分別見圖11和12。在方案1中，噴霧前端氣流受缸內周圍氣流的卷吸，出現明顯的偏移，而方案4未發現此現象。從圖12可以看到，伴隨渦流比的降低，相鄰油束的間距變大，油氣相互作用降低。

方案1～4缸內壓力曲線對比見圖13。由此可知，渦流比增大對缸內壓力影響非常顯著。隨著渦流比增大，進氣量減少，壓縮階段壓力下降。方案1～4的最高燃燒壓力分別為166×105、187×105、204×105和205×105 Pa。方案1～4瞬時放熱率和累積放熱率曲線分別見圖14和15，燃燒特征參數對比見表3。伴隨著渦流比提高，缸內壓力下降，從表3來看，著火滯燃期從曲軸轉角2.6°增加到曲軸轉角6.6°。對于不同的進氣渦流狀態，燃燒均分為預混燃燒和擴散燃燒2個階段。隨著渦流比的增大，預混燃燒階段的放熱得到促進，方案1的燃燒重心明顯提前。由于過量空氣因數低（見表2），方案1的累積放熱量明顯比其他方案降低，燃燒持續期（曲軸轉角為90°～5°）比其他方案縮短約7°。總之，在相同進氣壓力條件下，渦流比提高會導致最高燃燒壓力下降、燃燒重心提前和燃燒持續期縮短。

4.2?相同進氣流量條件對比

渦流比隨曲軸轉角變化關系見圖16。與相同進氣壓力方案組相比，在相同進氣流量下渦流比呈現相似的發展趨勢。方案5、方案6、方案3和方案4的最大渦流比分別為2.18、1.55、0.83和0.67，進氣門關閉時的渦流比分別為2.07、1.39、0.76和0.57。方案5和方案1橫截面速度場對比見圖17。與相同進氣壓力方案組相比，盡管個別方案進氣壓力有所增加，但渦流強度基本保持不變，渦心位置也較接近。方案5和方案1噴油過程的橫截面當量比分布見圖18。由于進氣壓力提高，噴油初期（方案5）的液相貫穿距比方案1長。

相同進氣流量條件下的缸內壓力和缸內溫度對比分別見圖19和20。各方案的最高燃燒壓力相差不大，但是強渦流運動會增加傳熱損失，致使方案5的壓縮沖程缸內壓力和溫度降低。相同進氣流量條件下的燃燒特征參數對比見表4，瞬時放熱率和累積放熱率對比分別見圖21和22。從放熱規律看，在進氣流量一定的條件下，雖然受缸內溫度降低的影響，強渦流使著火滯燃期略有增加，但總體來說渦流同時促進預混和擴散燃燒階段的放熱速率，促進燃燒重心提前、燃燒持續期縮短，并最終促使方案5累積放熱量提高。

5?結束語

借助CONVERGE平臺，對可調渦流燃燒系統換氣、油氣混合和燃燒過程進行仿真，標定模型在流場結構、缸壓曲線等方面與試驗數據一致性較好。

在進氣道安裝渦流調節閥，可以實現渦流比為3的強渦流流場。渦流促進油氣的周向混合，強渦流加速預混燃燒階段的放熱，使燃燒重心提前，燃燒持續期縮短。強渦流運動導致缸內傳熱損失增加，在相同進氣流量下著火滯燃期延長。

針對可調渦流燃燒系統的全工況燃燒性能進行分析，可進一步改善高渦流比進氣道的流通性能。

參考文獻：

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（編輯?武曉英）