燃烧室结构对柴油机排放影响的模拟与试验研究

李石彪，葛明生，沈黎明，罗福强

（1.江苏大学汽车与交通工程学院，江苏 镇江 212013；2.江苏四达动力集团，江苏 无锡 214000）

柴油机具有较好的可靠性、经济性和较高的热效率，因而成为农业机械和工程机械中较普遍的动力源之一［1］。日益严格的排放法规让人们更加关注降低主要排放污染物的途径［2－3］，排放物中最难平衡和处理的是NOx和炭烟，通过优化燃烧室的结构参数降低NOx和炭烟是机内净化的一种良好途径。本研究设计3种不同结构参数的燃烧室，设计时控制缩口率和径深比不同，通过对3种燃烧室的数值模拟，了解缸内油气混合物的气流运动，分析排放物NOx和soot的生成历程，为燃烧室结构的进一步设计和优化提供了依据。

1 发动机参数和燃烧室结构

本研究选用4缸增压直喷柴油机，排量2.43L，压缩比17.5∶1，标定转速3 000r/min，标定功率55kW。

综合考虑降低NOx和炭烟排放，设计了3种燃烧室（见图1）。综合压缩比、缩口率（（d－D）/D）、口径比（D/B）、径深比（D/H）等结构参数，设计时保持3种燃烧室有相同的压缩比和燃烧室容积，控制3种燃烧室的口径比在0.55±0.005以内，3种燃烧室有不同缩口率（1号、2号、3号燃烧室分别为4.3，10.2，－11.8）和径深比（1号，2号，3号燃烧室分别为3.0，2.6，3.6）。

缩口率会影响燃烧室内的气流活跃程度、涡流持续期、喷雾贯穿距离、喷雾锥角、破裂长度和雾化液滴的尺寸分布，进而影响NOx和炭烟的生成。径深比影响燃烧室中挤流和逆挤流的大小，设计的3种燃烧室缩口率和径深比有较大差异，且有较高的凸台，可以充分利用凸台的导流作用形成较强的挤流和逆挤流，促进油气的混合［4］，促进扩散燃烧。

2 计算模型的选取及边界条件的确定

2.1 模型的建立

本计算用Pro/e建立燃烧室模型，压缩余隙为1mm，用Hypermesh对3个燃烧室进行六面体网格划分，1号燃烧室上止点网格数为111 120个，2号燃烧室上止点网格数为112 400个，3号燃烧室上止点网格数为114 720个，导入CFD软件中生成180°～540°移动网格。

选取修正的κ－ε双方程湍流模型［5］来模拟内燃机缸内流场，喷雾计算中用Walljet1模型模拟喷雾撞壁过程［6］，采用 Wave离散模型［7］，假设喷射的油滴与喷嘴出口直径尺寸相同，其他分散的小油滴都是由于空气流动促使液气互相作用而形成的。液滴蒸发则采用 Dukowicz进行模拟［8－9］，本计算选用Shell着火模型计算自燃时间［10］，选择的燃烧模型为湍流涡破碎 Eddy－Break－Up模型［11］。排放模型分别选择Extended－Zeldovich氮氧排放模型和Kennedy－Hiroyaso－Magnussen炭烟排放模型。

2.2 计算条件

计算工况为标定转速3 000r/min；计算范围从218°（进气门关闭）到441°（排气门打开），初始温度383K，初始压力185kPa；喷油器7孔，喷孔直径0.145mm，安装倾斜角为13°，位置相对于燃烧室中心，沿X轴正方向偏移2mm，沿Y轴正方向偏移1mm；油嘴伸出量为3.4mm，单缸循环喷油量34.5mg。喷油提前角7°，喷油持续期353°～369°。气缸盖底平面温度551K，气缸壁面温度450K，活塞顶凹坑温度593K。

3 计算结果及分析

3.1 模型的验证

2号燃烧室缸内压力实测值与计算值的对比见图2。从图2可以看出，试验值和计算值较吻合。

3.2 缸内流场

从图3可以看出，在2°BTDC时，2号燃烧室由于有较大的缩口率，且有较大的凹坑和较高的凸台，油束的两侧已经有一大一小旋向相反的挤压涡流，大的涡流在燃烧室的凹坑壁面以及凸台的导流作用下，沿着凸台边缘以较快的速度流动，能够较好地促进油气的混合。1号燃烧室除了旋向相反的挤压涡流之外，靠近燃烧室边缘处仍有小的涡流，小涡流能促进边缘的油气混合。与1号和2号燃烧室相比，3号燃烧室仅在油束的周围形成两个旋向相反的较大的挤压涡流，在敞口拐角处有小涡流，因为3号燃烧室口径较大，本身并不组织进气涡流，受进气等因素的影响及靠近上止点时受到挤压作用产生少量涡流。在5°ATDC时，随着活塞向下止点运动，1号和2号燃烧室之前的大挤压涡流开始变小、破碎，在油束附近形成多个小涡流，涡流中心慢慢向油束靠近，凸台附近气流运动加强，可以有效地将附着在凸台及凸台附近的油雾带到燃烧室顶隙；但2号燃烧室油束附近的涡流与燃烧室凹坑处的涡流相互干扰，从而不利于凹坑处空气的有效利用和油气的充分燃烧，主要原因是径深比过小即凹坑较深，且在活塞向下运动时，燃烧室内的高压气体进入挤流区导致油束相互干扰。3号燃烧室在膨胀过程中挤压作用减弱，导致燃烧室内的涡流进一步减弱。

3.3 缸内湍动能

湍动能是气流活跃程度评价的重要指标，湍动能的大小在很大程度上反映油气混合的程度，从而影响着后期的扩散燃烧。从图4可以看出3种燃烧室的湍动能不尽相同，但皆在上止点后约10°达到峰值，且从上止点到上止点后10°保持着较高的湍动能，即在这段时间内燃烧室保持较活跃的气流运动，能较好地促进油气混合，促进扩散燃烧的进行。从图中可以看出1号和2号燃烧室比3号燃烧室湍动能大，缸内的气流运动更活跃，主要原因是1号和2号燃烧室有较大的缩口率，能很好地组织气流运动。

3.4 缸内压力、温度和放热规律比较

由图5可见，2号燃烧室放热最早最快，在366.5°时达到放热峰值，1号燃烧室次之，3号燃烧室放热峰值出现最晚，比2号燃烧室推迟3.5°。主要原因是2号燃烧室缩口率最大，进气涡流较强，油气混合较快且充分，雾化最好，放热最早。2号燃烧室缸内最高压力高于1号和3号燃烧室；最高缸内温度略低于1号燃烧室，但温度升高早，当其达到最高温度时，1号燃烧室缸内温度仍快速升高；3号燃烧室缸内温度最高。原因主要是2号燃烧室内初期燃烧的可燃混合气数量相对较多，放热更早且集中，压力升高更早且缸内压力峰值最高，1号燃烧室次之。

3.5 NOx和soot的生成

1号燃烧室和2号燃烧室缸内平均温度相差不大，但2号燃烧室初期气流速度最小，燃烧室中心和顶隙处的气流运动较弱且无较大涡流，油气混合较差，燃烧不够充分，生成的NOx最少（见图6）。而3号燃烧室缸内平均温度要高于1号、2号燃烧室，且高温持续期较长，其次，3号燃烧室燃烧初期气流速度最快，油气混合充分，促进前期燃烧，因此，3号燃烧室的NOx生成量较多。2号燃烧室的soot生成量要多于1号燃烧室（见图7），原因是2号燃烧室有较大的缩口率和较小径深比，从而有较长的涡流持续期，因此，2号燃烧室后期气流速度最大，气流最活跃，但由于燃烧室内油束相互干扰，影响油束的雾化质量，影响扩散燃烧，soot大量生成。3号燃烧室的soot生成量最少，原因是3号燃烧室有较大的径深比，能充分地利用新鲜空气加速soot的氧化。

3.6 不同进气涡流比下排放特性

从图8至图10可以看出，3种燃烧室在不同涡流比下，soot和NOx排放的变化趋势不同。进气涡流比在2.0～2.6范围内，随着进气涡流比的增大，1号和2号燃烧室NOx排放量减少，且缩口率越大减少的幅度越大。而3号燃烧室随着涡流比的增大，NOx排放大幅增加，其中涡流比从2.0变化到2.3时，NOx排放增加约11%。主要原因是1号与2号燃烧室的缩口率比3号燃烧室大，相对于3号燃烧室增强了纵向的进气涡流和压缩涡流，并不需要太大的进气涡流燃烧室的油气已经较好地混合，较大的进气涡流导致油束相互干扰，从而影响前期的预混合和燃烧，降低NOx排放。因此对于1号和2号燃烧室而言，较大的进气涡流比能降低NOx排放。3号燃烧室结构本身并不组织进气涡流，由气缸盖和进气道形状产生的进气涡流能很好地促进油气的混合，从而改善前期燃烧，更大的进气涡流能使油气燃烧充分，缸内压力和温度升高，NOx排放增加。从图中可以看出，涡流比对soot前期生成有较大的影响，但是对后期soot的氧化过程影响小，可见进气涡流对后期的扩散燃烧影响较小。

4 试验研究

4.1 试验条件和试验设备

对3种燃烧室进行台架试验，试验采用WE42N水力测功机、EIM0310D发动机测控系统及FCM－13瞬态油耗测量仪。进水温度为60～75℃，出水温度为（88±5）℃，柴油温度控制在（38±5）℃，机油温度（95±5）℃，采用辅助冷却手段。试验工况与计算工况相同（3 000r/min，75%负荷），测量3种燃烧室NOx和炭烟排放特性。

4.2 试验结果

从图11可以看出，3号燃烧室的NOx排放最高，1号燃烧室次之，2号燃烧室最低，而3号燃烧室炭烟排放最低。试验结果与模拟结果变化趋势相同，1号燃烧室有较为折中的排放特性。

5 结论

a）当燃烧室采用较小径深比和较大缩口率时，前期稍小的气流速度和较弱的气流运动使缸内温度不至太高，氧气浓度较低，有利于减少NOx的生成；当采用较小的缩口率和较大的径深比时，后期稍大的气流速度有利于油气混合，促进后期扩散燃烧，加速soot的氧化；

b）不同进气涡流比下，缩口率存在较大差异的3种燃烧室NOx排放呈现不同的变化趋势，主要取决于3种燃烧室本身的结构特征，负缩口率的3号燃烧室在较大的进气涡流比下油气混合更充分，燃烧也更充分，NOx排放增加；进气涡流主要影响前期燃烧，对NOx的生成影响较大，对soot的氧化过程影响较小。

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