某大缸徑高速船用柴油機性能優化

王惠林,顏魯,王峰,許曉穎,張洋洋

濰柴動力股份有限公司大缸徑發動機研究院,山東 濰坊 261061

0 引言

高速柴油發動機轉速較高,循環時間短,缸內燃燒不夠充分,優化和組織更高效的缸內燃燒過程是提高柴油機性能的關鍵,燃燒系統設計又是燃燒過程的關鍵影響因素。

相關研究表明,噴油器和活塞合理匹配可以改善缸內油氣混合和燃燒,提升柴油機性能,降低排放[1-2]。

噴油器參數包括流量、孔數和錐角。噴油器流量大,噴油迅速,有利于提高燃燒等容度,但通常霧化效果較差,導致燃燒不好;噴油器流量小,霧化效果好,但噴油速率過小導致燃燒過程滯后,發動機經濟性下降[3]。孔數多、孔徑小,可能存在噴射交叉和油束貫穿距離短的現象;孔數少、孔徑大,不利于燃油霧化;因此孔數過多或過少都不利于缸內油氣混合和燃燒[4]。錐角主要影響油束的噴射角度,需結合燃燒室型線綜合考慮,總體來說,錐角過小,不利于油束擴散和燃燒,錐角過大,存在燃油噴到燃燒室外甚至缸套壁的可能,對發動機性能均不利[5-6]。優化噴油器參數,通常先進行流量和孔數的匹配選型,再調整錐角。

活塞優化主要是優化燃燒室型線和壓縮比。壓縮比相同、燃燒室型線不同時,缸內油氣混合和燃燒狀況不同,需要進行詳細地設計和驗證,基本原則為:燃燒室型線配合噴射油束,使燃油更好地與缸內空氣混合,提高空氣利用率,改善燃燒過程[7-10]。理論上,增大壓縮比可提高發動機熱效率,改善發動機燃油經濟性。

大缸徑柴油機的零部件、整機和試驗成本高,開發周期長。本文中采用Converge軟件,仿真計算篩選燃燒室和噴油器方案,優化某20缸大缸徑高速柴油機燃燒過程,并通過擇優采購樣件在單缸機臺架進行驗證。

1 研究對象和仿真模型

1.1 試驗對象

試驗原型柴油機技術參數如表1所示,在搭載相同動力單元的單缸機臺架上進行試驗驗證,試驗臺架如圖1所示。本機型壓縮比已經相對較高,所以暫時不考慮優化活塞壓縮比。

圖1 單缸機試驗臺架

表1 發動機技術參數

1.2 仿真模型

采用Converge軟件對柴油機缸內燃燒過程進行仿真計算,其中,湍流模型采用RNGκ-ε模型,油滴的一次和二次破碎過程采用KH-RT破碎模型模擬,燃燒模型采用SAGE詳細化學反應模型,碳煙生成計算采用Hiroyasu soot模型,NOx生成過程采用擴展的Zeldovich機理進行模擬。

由于采用中置噴油器,為節省計算時間,使用全網格的1/N(N為噴油器孔數)模型作為計算區域;此外,本文中主要研究噴油器流量、孔數、錐角對缸內燃油霧化以及燃燒過程的影響,因此對模型進行簡化,計算過程不考慮柴油機的進、排氣過程,只計算從進氣門關閉至排氣門開啟的區間,活塞位于上止點位置時的計算模型如圖2所示,鑒于燃燒室的對稱性,只展示模型的一半。

圖2 原機燃燒室仿真模型

為驗證模型的合理性,對柴油機額定工況下的缸內爆發壓力進行仿真與試驗,額定工況原機缸內爆發壓力仿真與試驗對比如圖3所示。由圖3可知:額定工況下,原機仿真缸內爆發壓力比試驗約高30 kPa,配氣相位(曲軸轉角)提前約0.6°,仿真和實測爆壓峰值及相位吻合較好,該模型可用于后續的仿真計算分析。

2 三維缸內燃燒仿真

2.1 噴油器對發動機油耗和碳煙的影響

在發動機額定工況下,對不同流量、孔徑和孔數的噴油器進行仿真計算,通過對比油耗、碳煙排放及空氣利用率,選擇相對較優的噴油器方案,并在單缸機臺架上進行試驗驗證。保持噴油壓力為10 MPa、噴油時間為30 s,變化不同的流量、孔數、錐角,10個噴油器方案的噴油器參數如表2所示。

表2 噴油器參數設計方案

通過仿真,對比額定工況下其他噴油器方案相對于原機噴油器(方案6)的指示燃料消耗(indicated specific fuel consumption,ISFC)變化率和碳煙排放變化率,結果如圖4所示。

圖4 額定工況下各噴油器方案相對于原機的ISFC變化率與碳煙排放變化率

由圖4可得以下結論。

1)當噴油器流量和孔數相同時,錐角對ISFC和煙度排放的影響很大,以噴油器燃油體積流量為100.00 mL/s、孔數為9的方案5、6、8為例,錐角由146°增加至150°、154°時,ISFC和碳煙排放顯著降低,表明大錐角能顯著改善燃燒,故排除錐角為146°的噴油器方案。

2)相同噴油器孔數和錐角時,噴油器流量過大或過小均不好,以9孔、錐角為150°的方案為例,燃油體積流量為95.00、100.00 mL/s的噴油器較流量為91.67、106.67 mL/s的噴油器有一定優勢。

3)當噴油器流量、錐角相同時,并非孔數越多或孔徑越小越好,若孔數增多、孔徑減小,雖然有利于改善油束霧化,但存在較高的油束噴射、燃燒交叉、油束貫穿距離縮短導致油氣混合差的風險;而孔數減少、噴孔直徑增大,可能導致燃油霧化變差。以噴油器燃油體積流量為100.00 mL/s、錐角為150°的方案為例,方案7(8孔)的ISFC和碳煙排放高于方案6(9孔),原因為8孔噴油器孔徑比9孔稍大,影響霧化效果;方案9(10孔)噴油器雖然霧化和空間利用率可能較好,但局部燃油濃度較高,使得ISFC較方案6(9孔)略低,碳煙排放增加。故可以排除8孔和10孔噴油器方案。

根據上述分析,進一步對方案4、6、8、10噴油器在不同過量空氣系數λ區域的空氣利用率進行仿真計算,結果如圖5所示。

a)λ<0.5 b)0.5≤λ<1.0 c)1.0≤λ<2.0圖5 不同過量空氣系數時4種噴油器的空氣利用率

λ<0.5和0.5≤λ<1.0的區域越小,表示缸內空氣過濃的區域越小,空氣利用率較高;1.0≤λ<2.0 區域越大,表明缸內未利用的空氣越多,空氣利用率較低。由圖5可知:λ<0.5和0.5≤λ<1.0時,方案8噴油器燃油較濃區域較少,綜合空氣利用率較高,方案4、6次之,方案10局部過濃區域最多,空氣利用率相對較低;1.0≤λ<2.0時,方案10噴油器占比最大,同樣表明空氣利用率較高,其他方案同理,與上述油耗和碳煙分析計算結果相對應。

2.2 燃燒室型線對發動機油耗和碳煙的影響

在原機燃燒室型線的基礎上優化燃燒室型線,各燃燒室型線對比如圖6所示。匹配方案8噴油器,仿真計算新設計型線相對于原機的ISFC變化率和碳煙排放變化率如圖7所示。由圖7可知:型線6的燃燒室深度較大,油氣混合不均勻,有大量的燃油較濃區域集中在燃燒室凹坑,導致碳煙排放較高;型線2的燃燒室深度較小,開口較大,燃油較濃區域集中在活塞頂與缸蓋之間,ISFC和碳煙排放均較高;型線1、3、4的ISFC和碳煙排放相比原機均有不同程度增加;型線5為臺階型燃燒室,其ISFC和碳煙排放在所有方案中最優,表明臺階型燃燒室的臺階對油氣混合和燃燒有積極的導向作用。

圖6 不同燃燒室型線對比

圖7 不同燃燒室型線ISFC變化率與碳煙排放變化率 圖8 原機型線和型線5瞬時放熱率對比

仿真對比原機型線和型線5的瞬時放熱率,結果如圖8所示。由圖8可知:型線5的瞬時放熱速度相比原機更快,燃燒等容度和燃燒效率高。

仿真對比型線1、5和原機型線3種燃燒室型線方案的空氣利用率情況,結果如圖9所示。由圖9可知:型線5燃燒室燃油較濃區域較少,空氣綜合利用率較高,原機型線次之,型線1最差,與圖7、8趨勢相同,因此推薦對型線5方案進行試驗驗證。

a)λ<0.5 b)0.5≤λ<1.0 c)1.0≤λ<2.0圖9 不同燃燒室型線空氣利用率仿真計算結果

3 單缸機臺架試驗驗證

3.1 噴油器驗證

額定工況下,在單缸機臺架上進行變進氣壓力試驗,對比方案4、5、6、8噴油器性能。額定工況的單缸機試驗邊界條件如表3所示。

表3 額定工況點單缸機噴油器試驗驗證邊界條件

燃燒持續期是燃料燃燒10%～90%對應的曲軸轉角,表征燃燒速度,對于發動機的燃油經濟性、排放性能均有影響。定義累計燃燒或放熱5%、50%、90%時的工況點為CA05、CA50、CA90,對應的曲軸轉角分別為βCA05、βCA50、βCA90,可作為燃燒起點、中點和終點的評價參數。額定工況下不同噴油器的燃油消耗率be、煙度、βCA05對比如圖10所示,不同噴油器的βCA50、βCA90、燃燒持續期對比如圖11所示。λ相同時,各噴油器間爆壓有輕微偏差,故采用爆壓為自變量進行分析。

a)be b)415煙度 c)βCA05圖10 額定工況下不同噴油器油耗率、煙度和βCA05對比

a)βCA50 b)βCA90 c)燃燒持續期圖11 額定工況下不同噴油器βCA50、 βCA90和燃燒持續期對比

由圖10、11可知:4種噴油器的燃油消耗率和煙度排放基本一致,由高到低分別為方案5、6、4、8;相較于原機噴油器,方案8噴油器平均油耗降低約2 g/ (kW·h),煙度平均降低30%～40%,βCA05、βCA50較原機稍為滯后,βCA90和燃燒持續期顯著縮短,表明噴油器錐角增大可明顯改善缸內油氣混合和燃燒過程,與仿真計算結果一致;方案4噴油器的燃油消耗率、煙度、βCA90和燃燒持續期略優于原機噴油器,因此可以推斷體積流量為95 mL/s、錐角為154°的噴油器比原機噴油器更好,但考慮到流量變小導致噴油持續期增加,噴油結束時刻進一步滯后,更高功率和超負荷工況點的燃燒會更加惡化,因此選擇方案8噴油器作為最佳方案,進行下一步的驗證。

3.2 燃燒室型線驗證

額定工況、相同邊界條件下,在單缸機臺架上對燃燒室型線進行驗證。試驗對象為方案6噴油器-原機型線燃燒室活塞、方案6噴油器-型線5燃燒室活塞、方案8噴油器-原機型線燃燒室活塞、方案8噴油器-型線5燃燒室活塞4種組合。

不同噴油器-燃燒室型線活塞組合的油耗、煙度、βCA05對比如圖12所示。不同噴油器-燃燒室型線活塞組合的βCA50、βCA90和燃燒持續期對比如圖13所示。由圖12、13可知:相比原機活塞,無論噴油器錐角為150°還是154°,型線5燃燒室活塞的油耗和煙度均下降;雖然型線5燃燒室βCA50和βCA90較原機稍為滯后,但βCA90和燃燒持續期縮短,表明缸內油氣混合和燃燒過程得到改善。臺階型燃燒室有利于改善經濟性,與仿真計算結果一致。

a)油耗 b)415煙度 c)βCA05圖12 不同噴油器-燃燒室型線組合的油耗率、煙度和βCA05對比

a)βCA50 b)βCA90 c)燃燒持續期圖13 不同噴油器-燃燒室型線組合的βCA50、βCA90和燃燒持續期對比

4 可靠性驗證

切換大錐角噴油器,存在因油束噴射和燃燒擴散變化導致的活塞缸套刮碳環積碳、缸套高溫變色和拉缸風險(積碳過多、機油稀釋或油膜破壞導致)。錐角為154°噴油器單缸機超負荷工況耐久邊界如表4所示。若噴油器錐角由150°切換到154°,以油束落點不超出燃燒室邊界為原則,設計校核極限油束落點為上止點后曲軸轉角25.0°,但超負荷工況油束實際落點為曲軸轉角25.7°(噴油器完全關閉,停止噴油時刻),略超油束落點極限,需要進行耐久試驗驗證。

表4 錐角為154°噴油器單缸機超負荷工況耐久邊界

選擇錐角為154°噴油器搭載原機活塞進行100 h超負荷耐久試驗。試驗結束后,檢查活塞頂、活塞缸套刮碳環相關區域,未發現積碳、缸套壁高溫變色和拉缸現象,通過耐久試驗。

5 結論

通過三維燃燒仿真計算了不同噴油器參數和活塞燃燒室型線對某大缸徑高速船用柴油機性能的影響,選擇最優方案進行單缸機試驗驗證,并通過了可靠性考核,完成了20缸發動機產品的性能優化目標。

1) 相較于小流量和原機噴油器,大錐角噴油器的油耗、煙度等均下降,燃燒持續期縮短,缸內油氣混合和燃燒過程得到了較大優化;2) 裝配優化的臺階型燃燒室型線活塞的發動機油耗、煙度較原機方案進一步降低,表明臺階型燃燒室型線對缸內油氣混合和燃燒有一定的導向和促進作用,有利于改善發動機經濟性;3) 搭載原機活塞進行的大錐角噴油器100 h超負荷耐久試驗表明,大錐角噴油器滿足可靠性設計要求。