大缸徑柴油機燃燒系統(tǒng)優(yōu)化模擬

李成, 田華, 黃永仲, 隆武強, 陳秉智

(1.大連交通大學(xué) 能源與動力學(xué)院, 遼寧 大連 116028; 2.廣西玉柴機器股份有限公司, 廣西 玉林 530021; 3.大連理工大學(xué) 機車車輛工程學(xué)院, 遼寧 大連 116024)

大缸徑柴油機因為功率密度大、可靠性好、綜合成本低,作為船舶發(fā)電機組原動機被廣泛應(yīng)用。降低大缸徑柴油機的燃油消耗率有利于減少CO2排放,為實現(xiàn)“碳達峰”目標做出貢獻。柴油機工作過程中,通過燃燒將化學(xué)能轉(zhuǎn)化為熱能,再轉(zhuǎn)化為機械功。柴油機燃燒室的結(jié)構(gòu)形狀、尺寸大小,以及與燃油噴霧的配合對加快油氣混合、提高空氣利用率和完善燃燒過程起著重要作用[1]。缸徑135 mm以下的高速柴油機較多采用深坑型燃燒室,有的還改變凹坑開口處形狀,利用燃油噴束碰撞壁面后的流動增強油氣混合[2-4]。缸徑180 mm以上的柴油機更多采用淺ω形開式燃燒室,靠燃油噴束的擴展促進油氣混合[1,5]。隨著制造技術(shù)的發(fā)展,大缸徑柴油機能夠承受的最高燃燒壓力也不斷提高。在此條件下,適當(dāng)提高壓縮比有可能提高柴油機的熱效率[6]。提高壓縮比后,燃燒室形狀和燃油噴霧參數(shù)需要重新優(yōu)化匹配才能進一步提升柴油機性能。應(yīng)用三維計算流體力學(xué)(3-D CFD)軟件對柴油機的工作過程進行模擬分析,優(yōu)化設(shè)計燃燒系統(tǒng)能夠提高柴油機開發(fā)效率,節(jié)約試驗成本。本文應(yīng)用3-D CFD軟件CONVERGE對某缸徑200 mm的船用發(fā)電柴油機燃燒過程進行模擬,分析了幾種燃燒系統(tǒng)升級方案下的燃燒過程,最終得出了最佳燃燒系統(tǒng)方案。

1 發(fā)動機參數(shù)及模型標定

1.1 發(fā)動機參數(shù)及計算模型

本文的研究對象為大缸徑船用發(fā)電柴油機,其基本參數(shù)如表1所示。優(yōu)化的工況點為額定工況點。

表1 發(fā)動機基本參數(shù)Table 1 Engine primary parameters

此柴油機是4氣門、噴油器中置結(jié)構(gòu)。為了節(jié)省計算時間,CFD模擬的幾何模型忽略了原機活塞頂上的避閥坑,僅取單個噴孔所在的扇形區(qū)域(計算8孔噴嘴時取45°扇形)。壓縮上止點時刻的幾何模型如圖1所示。

圖1 CFD模擬的幾何模型Fig.1 Geometric model of CFD simulation

模擬中分別采用2.5、2 和1.5 mm的基礎(chǔ)網(wǎng)格和2級自適應(yīng)加密,得到的缸壓曲線對比如圖2所示。2 mm和1.5 mm基礎(chǔ)網(wǎng)格的模擬結(jié)果無明顯差別,因此后續(xù)模擬中的基礎(chǔ)網(wǎng)格尺寸設(shè)置為2 mm,既能滿足計算精度要求,又提高了計算效率。

圖2 不同基礎(chǔ)網(wǎng)格尺寸的模擬缸壓Fig.2 Simulated cylinder pressures with different base grid

模擬采用的主要物理化學(xué)模型如表2。分別采用正十四烷和正庚烷表征柴油的物理特性和化學(xué)反應(yīng)特性。采用SAGE模型計算燃燒過程,化學(xué)動力學(xué)機理使用LIU等[7]提出的基礎(chǔ)參比燃粒(primary reference fuel,PRF)增強骨架模型機理。燃油噴射規(guī)律如圖3所示。僅模擬了從進氣門關(guān)閉到排氣門開啟之間的缸內(nèi)高壓過程。模擬的初始條件為缸內(nèi)溫度400 K,壓力0.4 MPa。這種條件下模擬的缸壓和空氣流量與試驗值相符。模擬的邊界條件為:缸蓋溫度473 K,缸壁溫度423 K,活塞溫度500 K。

圖3 燃油噴射規(guī)律Fig.3 Fuel injection rate

表2 模擬采用的主要物理化學(xué)模型Table 2 Main physical and chemical models used in simulation

1.2 計算模型標定

為保證計算精度,根據(jù)原發(fā)動機的試驗數(shù)據(jù)對計算模型進行了標定。如圖4所示,缸壓和放熱率的試驗和計算曲線基本吻合。最高燃燒壓力及其相位、NOx排放的試驗值和計算值比較如表3所示。最高燃燒壓力相位相同,壓力計算值比試驗值高0.04 MPa(差小于0.3%)。NOx排放濃度的計算值比試驗值高18×10-6(差小于3%),計算值是排氣門開啟時刻的缸內(nèi)濃度,考慮到柴油機的掃氣過量空氣系數(shù),計算值和試驗值的差將更小。由于排氣門開啟時刻缸內(nèi)的HC和CO排放濃度仍在下降過程中,缸內(nèi)濃度計算值和試驗值的差較大,未在表中比較。以上的標定結(jié)果表明,計算模型精度較高,可以用來計算分析發(fā)動機的性能和排放。

圖4 試驗和模擬的缸壓和放熱率比較Fig.4 Comparison of experimental and simulated cylinder pressure and heat release

表3 試驗和計算的缸壓參數(shù)和NOx排放比較Table 3 Comparison of experimental and simulated cylinder pressure parameters and NOx emission

1.3 計算結(jié)果評估方法

計算時,不同燃燒系統(tǒng)算例中保持燃油噴射量不變,用計算的指示功對發(fā)動機指示熱效率進行評估。因為僅對進氣門關(guān)閉到排氣門開啟之間的缸內(nèi)高壓過程進行了計算,所以用-117 ～117 ℃A之間的缸壓數(shù)值積分計算高壓指示功:

(1)

可以認為不同燃燒系統(tǒng)下的發(fā)動機泵氣功和壓縮功差別不大。盡管Wi_HP不包括117 ℃A之后的部分膨脹功,也可以較好地評估發(fā)動機指示熱效率。

在排氣門開啟時刻,缸內(nèi)大部分區(qū)域的溫度已經(jīng)低于1 800 K,NOx生成量極少,計算的缸內(nèi)NOx濃度基本穩(wěn)定?？梢酝ㄟ^計算的NOx濃度較準確地比較不同燃燒系統(tǒng)下的NOx排放水平。

計算的缸內(nèi)Soot質(zhì)量受生成速率和氧化速率的綜合影響。排氣門開啟時刻,由于缸內(nèi)溫度降低,Soot質(zhì)量變化趨勢變緩,不同燃燒系統(tǒng)的Soot排放特性可以通過缸內(nèi)Soot質(zhì)量曲線定性比較。

2 燃燒系統(tǒng)升級方案

2.1 燃油泵升級

將原機的單體泵柱塞直徑由18 mm增大到20 mm,試驗測得的最高燃油嘴端壓力由120 MPa提高到140 MPa,如圖5。提高燃油噴射壓力能夠改善噴霧質(zhì)量,促進油氣快速混合,有利于縮短燃燒持續(xù)期和提高熱效率。

圖5 不同單體泵柱塞直徑下的嘴端壓力Fig.5 Nozzle end pressures under different unit pump plunger diameter conditions

2.2 燃燒室形狀優(yōu)化

提高燃油噴射壓力后,噴霧運動速率提高,對缸內(nèi)空氣的卷吸作用增強。因此,升級方案中增大了活塞燃燒室凹坑的開口直徑,減小了凹坑深度,同時增大噴油夾角。這種方案下,噴霧的自由發(fā)展距離增大,卷吸空氣增多,油氣混合和燃燒速率增大。

活塞燃燒室的容積占余隙容積的比值稱為K 系數(shù),一般認為提高K 系數(shù)可以增加燃燒室的有效容積比,有利于提高空氣利用率[5]。本文的活塞燃燒室升級方案突破了以往對優(yōu)化K 系數(shù)的認識。在增大活塞凹坑徑深比條件下,去掉了原機活塞頂面避閥坑以上的部分(7.2 mm),使余隙容積內(nèi)的活塞頂成為“平頂”。升級方案的平頂淺ω燃燒室型線與原機相比如圖6所示,圖中虛線為原機燃燒室,實線為平頂淺ω燃燒室,夾角158°的中心線為與淺ω燃燒室相匹配的燃油噴霧中心線。按照傳統(tǒng)的K系數(shù)定義,升級方案下余隙容積增大,K系數(shù)降低。但是,大徑深比凹坑減小了燃燒室中心區(qū)域容積,與合適的燃油噴霧匹配,可以更充分地利用余隙容積,加快油氣混合和燃燒。

圖6 燃燒室型線對比Fig.6 Combustion chamber profiles comparison

為了進一步提升熱效率,將發(fā)動機的壓縮比從13.5提高到14。高壓縮比下,為了使最高燃燒壓力不超過發(fā)動機的機械負荷限值,需要適當(dāng)減小噴油提前角。新燃燒系統(tǒng)方案增大了油氣混合和燃燒速率,可以保證推遲噴油條件下較短的燃燒持續(xù)期和更高的熱效率。

2.3 燃燒系統(tǒng)優(yōu)化算例

根據(jù)以上燃燒系統(tǒng)升級方案設(shè)計了如表4的4個算例。算例1采用原機燃燒室的凹坑形狀和噴油嘴,通過調(diào)整活塞余隙高度提高壓縮比。4個算例都采用14的壓縮比,通過調(diào)整噴油正時將最高燃燒壓力控制在15 MPa以下。算例計算結(jié)果的比較基本能反映燃燒室形狀和噴油參數(shù)對燃燒性能的影響。

表4 優(yōu)化算例Table 4 Optimizing cases

3 模擬結(jié)果和討論

3.1 發(fā)動機指示參數(shù)的比較

模擬的4個算例的缸壓和放熱率比較如圖7。4個算例的最高燃燒壓力都約為15 MPa,相位都在12 ℃A。算例1的放熱率峰值最低,而且在18 ～45 ℃A之間的放熱率比其他算例都低。

圖7 模擬的缸壓和放熱率Fig.7 Simulated cylinder pressure and heat release

模擬結(jié)果的高壓指示功Wi_HP、NOx濃度、CA50相位、燃燒持續(xù)期CA10-90如表5。算例2、3、4的高壓指示功都比算例1的高,表明升級方案的淺ω燃燒室有利于提高發(fā)動機燃油經(jīng)濟性。算例3的指示功比算例1提高了5.5%,同時NOx濃度也提高了11.1%。算例4的指示功比算例1提高了4.5%,NOx濃度僅提高了1.5%。算例4的燃油噴射量與算例1相同,如果減少燃油噴射量而保持相同的指示功,則算例4的排氣流量可以降低,從而使NOx排放量低于算例1。淺ω燃燒室方案下發(fā)動機燃油經(jīng)濟性提高的原因在于:燃燒持續(xù)期縮短,尤其是算例3和算例4的CA10-90比算例1縮短超過10 ℃A。算例3和算例4采用了較多噴油嘴噴孔數(shù)和較小孔徑,以及更長的噴油持續(xù)期,這表明快速的油氣混合和燃燒速率主要受益于燃油噴霧對空氣的卷吸和擾動。

表5 算例模擬結(jié)果Table 5 Case simulation results

3.2 燃燒過程的微觀特性比較

不同燃燒系統(tǒng)下放熱率特性的差異是由缸內(nèi)油氣混合和燃燒過程決定的。算例1和算例3 2種燃燒系統(tǒng)下的燃燒過程溫度云圖對比如表6所示。云圖平面是經(jīng)過噴孔軸線和氣缸軸線的切面。

表6 燃燒過程的溫度云圖Table 6 Comparison of combustion temperature cloud chart

11 ℃A時刻,算例1的噴霧碰撞凹坑壁面后分別延壁面向凹坑底部和向上發(fā)展。向上的噴霧又在碰撞缸頭后延缸頭展開。算例3的淺ω燃燒室開口直徑和活塞余隙較大,噴霧自由發(fā)展距離較大,靠近缸頭側(cè)的噴霧前端較多地進入了余隙空間。總體上,算例3形成的混合氣體積較大,放熱率較高。25 ℃A時刻,算例1的燃燒高溫混合氣主要分布在缸頭底面和燃燒室凹坑壁面附近。缸頭底面附近的混合氣燃燒放熱一直持續(xù)到59 ℃A。算例3的燃燒高溫混合氣主要分布在余隙及其相鄰的燃燒室凹坑空間內(nèi)。到59 ℃A時刻,缸頭附近的高溫混合氣較少。高溫混合氣主要分布在靠近缸壁區(qū)域和活塞凹坑上方區(qū)域。

算例1和算例3的2種燃燒系統(tǒng)下的燃燒過程反應(yīng)過量空氣系數(shù)云圖和速度散點圖如表7所示。反應(yīng)過量空氣系數(shù)是指不考慮完全燃燒產(chǎn)物(CO2和H2O)的過量空氣系數(shù)。表中的帶箭頭線是速度矢量在切面上的投影,線長度與速度大小成正比。

表7 反應(yīng)過量空氣系數(shù)云圖和速度散點圖Table 7 Reaction Lambda contour and velocity scatter

在算例1中:11 ℃A時刻,噴霧形成的混合氣在碰撞凹坑壁面和缸頭后速度損失較大;隨著混合氣沿缸頭流動,逐漸在余隙空間內(nèi)形成一個順時針的漩渦,在凹坑上部形成一個逆時針的漩渦(見25 ℃A云圖);直到59 ℃A時刻,余隙內(nèi)和缸頭附近的未燃混合氣量仍然較多,未燃混合氣區(qū)域與表6中溫度云圖的高溫區(qū)域基本吻合。

在算例3中:11 ℃A時刻,噴霧形成的混合氣在碰撞凹坑壁面后,一部分快速進入余隙;隨后在余隙內(nèi)形成一個逆時針的漩渦(見25 ℃A云圖),這種流場促進了未燃混合氣與缸內(nèi)空氣的混合和燃燒;59 ℃A時刻,僅在缸壁附近存有少量未燃混合氣,燃燒室凹坑上方混合氣已經(jīng)基本燃燒完畢,形成了表6中溫度云圖的高溫區(qū)域。

以上的比較表明,淺ω燃燒室配合夾角158°的燃油噴霧方案下,自由噴霧卷吸了更多空氣,噴霧在余隙內(nèi)形成的漩渦流動促進了油氣的快速混合和燃燒,因此有利于提高發(fā)動機熱效率。

與算例3燃燒系統(tǒng)相比,算例4的燃燒室相同,噴油嘴噴孔直徑由0.37 mm縮小到0.35 mm,噴油持續(xù)期由21.5 ℃A延長到24 ℃A。2個算例的NOx生成演化過程如圖8,算例4的最終NOx排放降低了72×10-6。

圖8 NOx生成的演化Fig.8 Evolution of NOx generation

柴油機的NOx排放主要生成于噴霧火焰外圍當(dāng)量比約為1的薄層中[8]。根據(jù)算例3和算例4的模擬結(jié)果,當(dāng)量比0.9～1.0的混合氣占比演化過程如圖9所示?？梢园l(fā)現(xiàn),采用0.37 mm孔徑噴油嘴方案下,在15～25 ℃A之間當(dāng)量比約為1的混合氣占比較高,這是NOx排放較高的主要原因。

圖9 當(dāng)量比0.9～1.0的混合氣占比演化Fig.9 Evolution of equivalence ratio 0.9～1.0 mixture proportion

圖10 碳煙生成的演化Fig.10 Evolution of Soot generation

算例1、3、4的碳煙生成演化過程如圖8。算例3和算例4的噴油嘴孔徑較小,噴霧粒徑更小,油氣的混合和燃燒速率更快,所以碳煙生成量較少,氧化更完全。在排氣門開啟時刻,算例3和算例4的碳煙排放比算例1的降低了約60%。

4 結(jié)論

1)采用大徑深比淺ω燃燒室配合158° 噴油夾角噴油嘴能夠提高油氣混合和燃燒速率。采用9孔0.35 mm孔徑噴油嘴可以在保持NOx排放基本不變的條件下提高高壓指示功4.5%,降低碳煙排放約60%。

2)通過去掉活塞頂面避閥坑以上部分擴大余隙容積,淺ω燃燒室與大夾角燃油噴霧配合,能夠使油氣混合氣快速進入余隙并形成順時針的漩渦流動,加速油氣混合和燃燒。

3)與以往提高燃燒室K 系數(shù)的設(shè)計理念不同,無避閥坑“平頂”活塞設(shè)計使燃燒室K 系數(shù)減小,但有利于加速油氣混合,提高缸內(nèi)空氣利用率。