燃燒室形狀對國六柴油機性能的影響

殷志雄,孟令群,陳員娥,袁經煌,陳靜,汪曉健

(1.江西五十鈴發動機有限公司,江西 南昌 330200;2.無錫沃爾福汽車技術有限公司,江蘇 無錫 214100)

目前,新能源技術發展迅速,但傳統內燃機仍然是當前車輛運輸的主要動力裝置。其中熱效率較高的柴油機依然是主力軍,尤其在重型商用車領域[1]。目前,我國已經全面實施車用柴油機第六階段排放法規,同時對發動機的經濟性要求日益嚴苛,這對柴油機燃燒系統的開發提出了更高的要求。

燃燒室是柴油機燃燒系統開發中的核心部件,缸內的混合氣形成、燃燒放熱以及排放物的生成都與燃燒室形狀有著直接的關系。因此,燃燒室的幾何形狀及結構尺寸對發動機的動力性、經濟性、可靠性以及排放性能有著重要影響[2-8]。本研究通過仿真分析及臺架試驗的方法,在相同壓縮比下,對比了3種不同形狀的燃燒室對發動機燃油消耗率及排放的影響,選出了兼具較優排放及經濟性的燃燒室特征,為適應國六排放的發動機燃燒室開發提供了參考。

1 發動機參數

本研究的發動機為2.5 L排量柴油機,采用增壓中冷、180 MPa高壓共軌噴油系統、外部冷卻EGR技術,滿足國六排放法規[9]。該柴油機的技術參數如表1所示。

表1 發動機參數

當前柴油機主流燃燒室結構為ω型,在該燃燒室結構中可形成一定渦流強度的缸內擾動,利于缸內的油氣混合[10]。雖然同為ω型燃燒室,但不同的局部特征對發動機性能有著顯著的影響。本研究通過仿真及試驗的方法對3種不同特征的ω型燃燒室進行分析。

2 仿真及試驗方法

2.1 仿真建模及模型可靠性驗證

燃燒室為軸對稱結構,噴油器垂直中心布置,孔數為8孔,為節約計算成本采用1/8扇區計算模型,如圖1所示。計算區間為進氣門關閉(-117°ATDC)到排氣門打開(106°ATDC)。

圖1 扇區模型

定義計算所需的物理模型,包括湍流模型、噴霧破碎模型以及燃燒放熱模型等,具體模型如表2所示[11]。

表2 物理模型設置

計算選取了3個代表性工況點。工況1取自WHSC中的點,代表高速高負荷工況。工況2及工況3通過對常用車速循環下發動機運行工況點進行聚類分析的方法獲取,分別代表了中速中負荷和低速低負荷工況。仿真計算所用的3個工況點如表3所示。

表3 仿真計算工況點

基于這3個工況點對仿真模型進行了模型可靠性驗證,驗證結果如圖2所示。由圖可知,計算的缸內壓力值與試驗測試值吻合良好,同時計算的放熱率曲線形狀與試驗的曲線形狀吻合良好。因此,燃燒計算模型對缸內燃燒過程的預測具有較高的可靠性,可用于不同燃燒室形狀的研究分析。

圖2 計算結果與測試值的對比

2.2 試驗設備

圖3示出發動機測試臺架,試驗中用到的主要測試設備如表4所示。試驗對發動機外特性及代表轉速點的負荷特性進行了測試[12]。

圖3 發動機試驗臺架

表4 主要試驗設備

2.3 燃燒室方案

3種ω型燃燒室的形狀及關鍵特征如圖4所示。其中,D為活塞外徑,d1為燃燒室凹坑最大外徑,d2為燃燒室開口直徑,h為燃燒室深度,r為燃燒室凹坑半徑。燃燒室1,2,3分別代表深坑大凹坑半徑、淺坑小凹坑半徑以及中間狀態。其中燃燒室1,2,3的凹坑半徑r分別為7 mm,4.8 mm,5.6 mm。3種燃燒室的容積相同,因此壓縮比也相同。圖5示出3種燃燒室關鍵結構特征對比。相同燃燒室容積下,圖中右下側為淺坑、小凹坑半徑特征,圖中左上側為深坑、大凹坑半徑特征。

圖4 燃燒室方案

圖5 燃燒室關鍵結構特征對比

本研究通過仿真及試驗的方法對上述3種不同形狀的燃燒室進行了對比,研究燃燒室形狀對發動機燃油消耗率及排放的影響。

3 仿真結果分析

仿真計算選取了3個工況點(見表3),同時每個工況點選取3個等間隔的噴油正時代表該工況下可能的噴油時刻。其中,工況1的3個噴油正時分別為-8°ATDC,-5°ATDC,-2°ATDC,工況2的3個噴油正時分別為-6°ATDC,-3°ATDC,0°ATDC,工況3的3個噴油正時分別為-4°ATDC,-1°ATDC,2°ATDC。

由圖6可見,工況1下燃燒室1的炭煙排放較優,但燃油消耗率最差;燃燒室2的炭煙排放最差,燃油消耗率明顯優于燃燒室1;燃燒室3結合了燃燒室1及燃燒室2的優點,炭煙排放及燃油消耗率均較為理想。

圖6 工況1下不同燃燒室方案的性能對比

由圖7可見,工況2下,燃燒室1的燃油消耗率最差,炭煙排放優于燃燒室2;燃燒室2的炭煙排放最差,燃油消耗率明顯優于燃燒室1;燃燒室3結合了燃燒室1及燃燒室2的優點,炭煙排放及燃油消耗率均最優。

圖7 工況2下不同燃燒室方案的性能對比

由圖8可見,工況3下燃燒室1的燃油消耗率最差,炭煙排放優于燃燒室2;燃燒室2的炭煙排放最差,燃油消耗率明顯優于燃燒室1;燃燒室3結合了燃燒室1及燃燒室2的優點,炭煙排放及燃油消耗率均較為理想。

圖8 工況3下不同燃燒室方案的性能對比

圖9至圖11示出3種工況下,各燃燒室方案的燃燒持續期對比。由圖9至圖11可知,燃燒室1的燃燒持續期明顯大于另外2個燃燒室,燃燒速度較慢,不利于經濟性,因此燃燒室1燃油消耗率差。綜合3種工況及相應噴油策略可知,燃燒室3的燃燒持續期略小于燃燒2,與圖7至圖9所呈現的燃燒室3的燃油消耗率略優于燃燒室2的現象是相符的。

圖9 工況1下不同燃燒室方案的燃燒持續期對比

圖10 工況2下不同燃燒室方案的燃燒持續期對比

圖11 工況3下不同燃燒室方案的燃燒持續期對比

圖12示出工況1下,噴油正時-5°ATDC時,不同燃燒室方案的放熱率。由圖12可見,3種燃燒室放熱率的差異主要在上止點后10°附近的急燃期和上止點后40°附近的緩燃期。燃燒室1在上止點后40°附近的放熱率高于另外2個燃燒室,進而導致燃燒持續期增大,缸內高溫、高壓燃氣的能量利用率降低,不利于經濟性[13]。

圖12 不同燃燒室方案的放熱率對比

由上述分析可知,深坑、大凹坑半徑特征燃燒室的燃燒持續期較長,不利于燃油經濟性。

圖13示出工況1下,噴油正時-5°ATDC時,不同燃燒室方案的soot生成量。

圖13 不同燃燒室方案的soot生成量對比

由圖13可知,燃燒室2的soot生成量明顯高于另外2個燃燒室。炭煙排放與缸內混合質量密切相關。圖14示出不同燃燒室方案的缸內混合情況的量化對比。圖中實線及虛線分別代表了缸內混合氣在不同曲軸轉角下,過量空氣系數(λ)小于0.8及小于2的體積分數。實線下方為過濃混合氣,虛線上方為過稀混合氣。混合氣過濃會導致炭煙排放較高,混合氣過稀則空氣利用率不足,不利于充分燃燒。因此,實線與虛線之間的體積分數越大,缸內混合質量越好,有利于減少炭煙排放[14]。由圖14可知,燃燒室2的缸內混合質量較差,導致炭煙排放較大。

圖14 不同燃燒室方案的缸內混合量化對比

圖15示出工況1下,噴油正時-5°ATDC時,不同燃燒室方案的缸內混合過程以及不同曲軸轉角下的過量空氣系數λ分布。由圖15可見,由于燃燒室2較淺,凹坑半徑較小,因此在15°ATDC處出現濃混合氣干涉現象,不利于充分混合。同時在50°ATDC～-100°ATDC處,燃燒室2的局部較濃區域大于另外2個燃燒室。因此,燃燒室2的炭煙排放高于另外2個燃燒室。

由上述分析可知,淺坑、小凹坑半徑特征燃燒室的缸內混合質量較差,進而導致炭煙排放較差。

綜合分析可得出,燃燒室3的凹坑深度及凹坑半徑適中,其燃燒室特征處于燃燒室1及燃燒室2之間,兼具了燃燒室1及燃燒室2的優點,具有較優的燃油消耗率及排放表現。

4 試驗結果分析

圖16示出外特性下,不同燃燒室方案在不同轉速下的扭矩、燃油消耗率、煙度以及NOx排放對比情況。發動機臺架測試時將各燃燒室方案的NOx排放控制在相同水平。由圖16可知,燃燒室2在高速、高負荷下扭矩略低,這是由于受到煙度限制所致,使得其扭矩無法進一步提高;對比煙度曲線可知,燃燒室2的煙度整體高于另外2個燃燒室,尤其在高轉速下更為明顯;燃燒室2的燃油消耗率明顯優于燃燒室1。可知,燃燒室1與燃燒室2相比,各有優劣：燃燒室1的煙度較優,但燃油消耗率較差;燃燒室2的煙度較差,但燃油消耗率較優。兩者均不是理想的燃燒室。燃燒室3的煙度與燃燒室1相當,燃油消耗率優于燃燒室2。因此,燃燒室3為較理想的燃燒室方案。

圖16 發動機外特性性能參數對比

圖17至圖19分別示出不同轉速下,不同燃燒室方案在各發動機扭矩下的燃油消耗率、煙度以及NOx排放對比情況。發動機臺架測試時將各燃燒室方案的NOx排放控制在相同水平[15]。由圖17至圖19可知,燃燒室1的燃油消耗率最差,燃燒室2的煙度最差。燃燒室3的燃油消耗率及煙度均表現較優,且均優于另外兩個燃燒室。

圖17 發動機負荷特性下的性能對比(1 000 r/min)

圖18 發動機負荷特性下的性能對比(2 000 r/min)

圖19 發動機負荷特性下的性能對比(3 000 r/min)

綜上所述,發動機臺架試驗驗證了仿真分析的結論,即深坑、大凹坑半徑特征的燃燒室1燃油消耗率較差,淺坑、小凹坑半徑特征的燃燒室2煙度較差,凹坑深度及凹坑半徑適中的燃燒室3燃油消耗率及煙度表現均較優,與仿真結論完全吻合,驗證了仿真的可靠性。

5 結論

a) 深坑、大凹坑半徑特征的ω型燃燒室其燃燒持續期較大,導致燃油經濟性較差,但由于混合均勻性較好,其炭煙排放較優;

b) 淺坑、小凹坑半徑特征的ω型燃燒室在缸內混合過程中出現濃混合氣干涉的現象,導致局部混合氣較濃,混合質量較差,使得炭煙排放較差,但其燃油經濟性較好;

c) 燃燒室3的凹坑深度及凹坑半徑適中,油氣混合較好,燃燒更充分,可兼具較優的經濟性和排放性。