不同噴油正時對雙燃料發動機燃燒性能的影響

蘇祥文，劉曉宇，王忠誠，許樂平

(上海海事大學 商船學院，上海 200135)

0 引言

隨著全球變暖的影響越來越顯著，各國政府開始出臺一系列排放法規來限制溫室氣體的排放。國際海事組織修正的MARPOL公約附則Ⅵ對船用柴油機NOx的排放提出了日益嚴格的要求[1]。從2011年1月起，IMO TierⅡ排放法規在IMO所有締約國海域內強制實施，TierⅡ階段的NOx排放量比TierⅠ降低了16%～20%，目前針對這一標準世界各大船用柴油機生產商已經有大量的TierⅡ機型投入到市場中[2]。現行的TierⅢ排放法規，要求NOx排放量相比TierⅠ階段降低80%。雙燃料發動機是使用2種不同燃料的非傳統內燃機概念之一。雙燃料發動機通常使用柴油和天然氣作為燃料，為了在雙燃料模式下運行，對傳統的柴油機進行改造，在進氣歧管中注入天然氣作為主要燃料，以制備燃料與空氣的混合物。由于天然氣的自燃溫度較高，天然氣和空氣的預混燃料在壓縮沖程中不能自動點火。為了點燃混合氣，當活塞接近上止點（TDC）時，在氣缸內注入少量柴油（引燃燃料）。引燃柴油首先自燃著火，用作空氣和天然氣混合物燃燒的點火源[3-4]。因此，燃燒開始類似于壓縮點火（CI）發動機，過程類似于火花點火（SI）發動機[5]。因此，雙燃料發動機的燃燒概念實際上是SI和CI燃燒過程的結合。柴油僅占發動機總功率的一小部分，因為柴油的噴射量較少，發動機動力的主要貢獻來自氣體燃料，氣體燃料的功率貢獻可高達總功率的90%。利用天然氣作為雙燃料發動機的主要能源，可以降低NOx和顆粒物質的排放，也可以作為化石燃料的廉價替代品。

1 研究方法及計算模型

1.1 研究方法

天然氣主要成份為甲烷，由于其資源儲備充足、溫室氣體及污染物特別是顆粒物排放較低且具有高的熱效率，一直以來都被視為清潔可行的化石燃料替代品，表1列出了柴油及天然氣的部分物性。

表1 燃料物性Tab. 1 Fuel properties

可以看出相對柴油（H/C=1.87）而言，天然氣具有更高的氫碳比（H/C=4）。此外當用于高壓縮比的壓燃發動機時，其高的辛烷值也可以減少發動機爆震的風險[6]。在優化的發動機運行條件下，雙燃料發動機可以產生與傳統柴油機相同的動力。雙燃料發動機也可以運行在常規柴油模式，而不需要做設備變動，僅需關閉進氣道的燃氣噴射閥。盡管在過去幾年里人們進行了深入的理論研究，但由于需要改進燃燒模型，以充分說明在各種發動機工作條件下的燃燒特性和準確的排放預測，計算量相當龐大。近年來，與雙燃料發動機燃燒有關的研究更多地傾向于采用隨機反應器模型（0-D）、多區域模型和多維模型等數值計算方法。在發動機的研究和開發過程中，性能和燃燒分析的數值方法所花費的時間和成本都要少得多。目前，計算流體動力學（CFD）已成為研究雙燃料發動機燃燒過程的有用工具。

本文利用三維流體動力學軟件FIRE中的ESE Diesel版塊耦合一維化學動力學計算軟件Chemkin對船用4135ACa型東風高速柴油機進行雙燃料工況下的燃燒分析。分析了一定的天然氣替代率下，不同噴油正時對該發動機燃燒及排放的影響，對柴油改裝雙燃料發動機及其臺架試驗的搭建具有指導意義。

1.2 計算模型

FIRE軟件中內置了各種各樣的湍流模型、液滴破碎、蒸發模型、燃燒模型。本文沿用已有優化模型，湍流模型采用四方程的k-ζ-f模型[7]，該模型具有較高的精度很穩定性，計算時間僅比雙方程的k-ε模型多15%。蒸發模型采用Dukowicz模型[8]，該模型假設：1）液滴球對稱；2）液滴周圍包裹著一層準穩態汽膜；3）液滴周圍流域具有一致的物理屬性；4）液滴表面液—汽熱平衡。基于這些假設，液滴的溫度變化率由能量平衡方程決定，即

Q為缸內工質至液滴表面的傳導熱流量，表達式為：

式中：md為液滴質量，kg；cpd為液滴比熱，J/（kg·K）；Td為液滴溫度，K；L為蒸發潛熱，J/kg；α為傳熱系數，W/（m2·K）；As為液滴表面積，m2；T∞為液滴遠處溫度，K；Ts為液滴表面溫度，K。

破碎模型采用WAVE模型[9]，該模型認為液滴表面初始擾動的增長速率是由入射燃油的物理性質及其動力學參數以及液滴周圍流域的物理屬性決定的。

采用三維CFD耦合化學反應動力學的數學模型進行燃燒的深入研究。柴油/天然氣雙燃料反應機理取至文獻[10]，該機理包含143種組分、746個化學反應，在雙燃料發動機燃燒及排放預測方面具有很高的準確性，甲烷/乙烷/丙烷混合物用來表征天然氣，正庚烷/正丁基苯用來表征柴油，各組分比例根據實際燃油確定。

耦合化學反應動力學控制方程如下：1）組分運輸方程

式中：ρ為密度；yk為k組分的質量分數；k=1，···K，K為總組分數；Sk為k組分的化學反應質量源項。

2）能量源項

式中：h 為滯止總焓；λ為導熱系數；cp為定壓比熱容；τij為剪切力張量；Sh表示化學反應熱。

在進行三維流體動力學耦合化學反應計算時，需要附加求解流動控制方程中組分輸運方程（3）中的源項Sk和能量方程（4）中的源項Sh，方法是將單曲化學動力學模型導入CFD流體計算程序中。視流體計算網格中的每一個單元為單曲反應器，在每一步流動計算時間步長內附加求解相同化學計算反應時間步長的單區化學動力學模型，再將計算結果輸出給流動控制方程的源項[11]。

3）組分源項

4）能量源項

式中：Hk為k組分在給定溫度下的生成焓；Wk為第k類組分的相對分子質量。

2 網格劃分及模型驗證

2.1 發動機原始參數

本文選用4135ACa高速柴油機為基礎模型進行數值模擬，其原機型主要技術參數如表2所示。

表2 原機型主要參數Tab. 2 Main features of the base engine

2.2 網格劃分

在進行數值模擬前，需要對燃燒室進行網格劃分，網格質量的好壞決定了計算的斂散性以及計算機運算速度的快慢，由于本次模擬噴油器采用6噴孔周向分布，故為方便計算，計算域選用燃燒室1/6模型。本文經過網格無關性檢驗后采用FIER Workflow Manager中的FAME工具對燃燒室進行網格劃分，劃分之后的網格總數為54 304，無質量較差的網格，如圖1所示。

圖1 計算域網格Fig. 1 Mesh of computation domain

2.3 模型驗證

天然氣替代率一般分為質量替代率和能量替代率，本次模擬采用能量替代率，即

式中：QN為天然氣燃燒放熱量，J；QD為純柴油模式燃燒放熱量，J。

數值模擬的起止點分別為進氣門關閉時刻和排氣門打開時刻，時間度量方式采用曲軸轉角，進氣門關閉時刻為588 ℃A,排氣門打開時刻為852 ℃A。由于本文屬于研究型論文缺乏雙燃料模式下相關實驗數據，故以4135ACa柴油機在800 r/min和70 N·m工況為標定點，通過導入該工況下的缸內初始溫度、壓力、湍流動能等數據得出缸壓及放熱率曲線，并與實驗數據[12]進行對比，兩者表現出了很好的匹配性（見圖2），證明了計算模型選用的有效性。

圖2 4135ACa型柴油機計算值與實驗值對比Fig. 2 Comparison between calculated value and experimental value of 4135ACa

3 燃燒過程的數值模擬分析

3.1 天然氣替代率為60%時，不同噴油正時對發動機燃燒的影響

圖3 天然氣替代率為60%時，不同噴油提前角下的燃燒參數變化Fig. 3 Variation of combustion parameters under different SOI when the NG rate is 60%

討論發動機在額定轉速（1 500 r/min）下，天然氣替代率為60%時，不同噴油正時對燃燒及排放的影響。首先在計算開始之前設置好初始時刻的CH4含量，分別改變噴油提前角為-16degCA TDC，-14degCA TDC，-10degCA TDC，-6degCA TDC，-4degCA TDC和-2degCA TDC，得到各個工況下缸內平均溫度、平均壓力、放熱率、污染物排放等數據，如圖3所示。

可以看出：

1）隨著噴油提前角的后移，燃燒放熱規律整體后移，但是瞬時放熱速度均大于純柴油。這是因為在60%的CH4占比下，氣體燃料的濃度充足，柴油均勻分布在氣缸內，多點引燃，故氣體迅速燃燒，快速釋放出熱量。

2）由于多點引燃及快速燃燒，柴油燃燒的碳煙都被氧化，故碳煙排放很低，這是雙燃燒燃燒的一個顯著優勢。

表3 60%天然氣替代率時，不同噴油正時下的燃燒統計Tab. 3 Statistics at different SOI when the NG rate is 60%

3）隨著噴油提前角的延后，NOx排放減小，在-4degCA TDC時，NOx排放的質量與純柴油在-16degCA TDC噴油工況下相近。

4）天然氣替代率為60%時，各工況下的HC排放均比純柴油燃燒模式要高，這是天然氣燃燒的缺點之一，但目前國內船用發動機對HC暫無強制指標。

5）缸內平均壓力與溫度隨噴油提前角減小而減小，在噴油正時為-4°CA TDC時，缸內平均壓力接近純柴油狀態；但即便在噴油正時為-2°CA時，缸內溫度仍高于純柴油狀態。為了對燃燒過程進行評價，分析各個燃燒結果的差異，將燃燒計算中重要的指標進行統計，相關統計如表3所示。

可以看出：

1）在所有的噴油提前角下，SOOT排放均很小，可忽略不計。

2）隨著噴油提前角的延后，NOx比排放降低，當噴油提前角為-2°CA時，排放滿足要求，此時油耗215 g/kW·h。

3）隨著噴油提前角的延后，HC比排放增加，但目前IMO對HC暫無限值要求，故可不考慮HC的限制。

4）隨著噴油提前角的延后，比油耗在先下降后上升，最低油耗在-4°CA處。

3.2 天然氣替代率為60%時，同一噴油正時下，原柴油模式與雙燃料模式下的缸內溫度場分布對比。

為了更加細致地描述缸內流場及溫度變化對發動機排放的影響，比較相同噴油正時（SOI=16BTDC）下，不同曲軸轉角時刻原柴油模式與天然氣替代率為60%的雙燃料模式下的缸內溫度場分布，更加直觀地闡明缸內局部高溫和高當量比對排放的影響，如圖4所示。

圖4 柴油模式與雙燃料模式下的缸內溫度場分布Fig. 4 In-cylinder temperature field distribution in diesel mode and DF mode

可以看出：

1）在上止點前12°CA時，柴油與雙燃料模式均處于噴油時期，缸內油束分布處呈現出相對低溫狀態。

2）在上止點前3°CA時，純柴油模式燃燒溫度明顯低于雙燃料模式，由此可觀察出雙燃料模式燃燒更迅速。

3）在上止點后12°CA時，純柴油模式下還明顯可見擴散燃燒的火焰前峰，即還處于擴散燃燒階段，而雙燃料模式燃燒已基本完成。這也展現天然氣被引燃后能夠迅速擴散燃燒的特性。

4 結 語

利用三維流體動力學軟件耦合一維簡化化學動力學模型，對東風高速柴油機4135ACa進行一定天然氣替代比下的數值計算。通過改變引燃柴油噴射時刻，研究不同噴油正時對雙燃料發動機在低天然氣替代比模式下各性能參數的影響。研究結果總結為以下幾點：

1）天然氣替代率為60%時，隨著噴油提前角的延后，NOx排放減小，在-4°CA時，NOx排放與純柴油模式在-16°CA噴油正時相近，噴油提前角為-2°CA時，排放滿足要求。

2）天然氣替代率為60%時，不同噴油提前角下的碳煙排放均很小，可忽略不計。

3）天然氣替代率為60%時，各工況下HC排放均比純柴油模式要高，且隨著噴油提前角的延后，HC比排放增加。

4）在低天然氣替代率下，仍有一大部分的柴油需要較長的噴油持續期才能噴入氣缸。這勢必會引起柴油擴散燃燒，再加上天然氣的高燃燒速率，故缸內溫度往往比純柴油模式要高。

5）溫度作為NOx生成的主要因素之一，應受到重視，如何在天然氣替代率低的情況下，實現缸內混合氣的低溫燃燒，仍是一個亟待解決的問題。