柴油机掺氢文丘里管的结构设计及优化

王兆文， 宋春晖， 伍尚， 迟浩， 张新华

(华中科技大学能源与动力工程学院， 湖北 武汉 430074)



柴油机掺氢文丘里管的结构设计及优化

王兆文， 宋春晖， 伍尚， 迟浩， 张新华

(华中科技大学能源与动力工程学院， 湖北 武汉 430074)

为了将由水解装置产生的氢气由进气总管处引入柴油机，设计了一套文丘里管装置，将压力较低的氢气(0.15 MPa)自发地引入压力较高的进气总管(0.25 MPa)内。为了优化该文丘里管的吸氢能力，并降低文丘里管装置对发动机进气的影响，同时确保文丘里管结构尺寸较小便于安装,采用CFD软件FIRETM模拟了发动机实际工况下的文丘里管内气体流动情况，分析了分流流量、喉口管径、导流段管径、收缩角、扩压角、收缩圆角半径、扩压圆角半径等7个参数对氢气吸入能力的影响特征。结果表明：参数优化后文丘里管能够产生足够的低压，使水解的氢气顺利地吸入进气总管，同时不对发动机进气产生较大的流阻影响。

柴油机； 掺烧； 氢气； 文丘里管； 结构优化

氢气具有扩散系数大、火焰传播速度快、着火界限宽等优点[1]。在柴油机中添加微量氢气,能在缸内燃烧时产生大量的自由基，从而大大提高柴油的燃烧速度，改善柴油机燃烧过程,因此内燃机掺烧氢气已成为研究热点之一[2-6]。试验表明[7]，柴油机掺烧微量氢气(占燃油质量比0.1%～2% ) 能够降低油耗1%～4%。文献[8-10]表明柴油机掺烧氢气能显著改善低负荷下的燃烧热效率。文献[11-14]则表明，适量地掺烧氢气,还能减少颗粒物(PM) 、一氧化碳(CO) 、未燃碳氢(UHC) 等排放。

然而氢气的储存和运输在目前还存在一定问题[15-16]，为了克服这些问题，本研究直接使用小型车载电解水制氢装置来制取H2。同时将制取的氢气直接导入到进气总管，以避免在空气滤清器前导入氢气时存在的安全隐患。

本研究目标柴油机为一台增压柴油机，增压压力为0.25 MPa。而水解制氢设备的最大允许压力为0.15 MPa，这就决定了产生的氢气绝对压力小于进气压力。因此，必须设计一套装置，将压力较低的氢气引入到压力较高的进气总管内。

1 总体结构

氢气吸入装置示意图见图1。图中左右两端为总管，与发动机进气总管相连。下部大管径弯管为总管接管，发动机所需的绝大部分新鲜空气由此流入。在两端总管接管之中布置一个文丘里管[17-18]，用于产生低压区域，从而引入氢气。在文丘里管喉口段有一倾斜小管引入直管，氢气由该小管引入。

图1 吸气装置示意

文丘里管具体结构见图2，共分进口导流段、收缩段、喉口段、扩压段、出口导流段等五个部分。

图2 文丘里管结构参数

气体流经收缩段时，由于流通面积不断减小，气体将逐步加速，根据伯努利方程[19]可知，气体压力将不断降低，在喉口处达到最低值。随后，在扩压段，由于流通截面积的不断扩大，气体流速逐步减小，使流体压力逐步升高，恢复至接近进口处的压力水平。喉口处能产生低压区域的特点，使得文丘里管结构具有将低压气体吸入高压气体的功能。

为了形成足够的低压区域，同时兼顾降低文丘里管结构对发动机进气的影响，在吸入装置中，只能将总管内的部分新鲜空气分流到文丘里管中，通过该部分新鲜空气的流动在文丘里管喉口段产生低压区。该低压区域的压力不仅受分流流量的影响，还受文丘里管的具体结构参数(导流段管径、喉口管径、收缩角、扩压角、收缩圆角半径、扩压圆角半径等)的影响，同时这些参数也影响着发动机的进气流动阻力。因此本研究基于正交设计方法，采用CFD模拟技术，进行了分流流量和文丘里管6个关键结构参数的优化，以确保该柴油机掺烧氢气装置的最优化。

2 优化工况的选择

为了确保文丘里结构具有足够的氢气吸入能力，主要进行了氢气需求量最大工况下的文丘里管吸入能力分析，即进行柴油机标定工况下文丘里管结构优化。该工况下，新鲜空气质量流量为500 g/s，所需氢气质量流量为0.041 g/s，氢气压力为0.15 MPa，进气总管内空气压力为0.25 MPa。

该工况的优化目标为，在出口导流管背压为0.25 MPa时，确保喉口段具有一个较大的低压区域(<0.15 MPa)，同时使该装置的流动阻力和装置尺寸较小。

3 分流流量、喉口管径、导流段管径的优化

采用CFD计算软件FIRETM对研究对象进行了三维数值模拟。首先用FIRETM的自动网格划分模块FAME进行了网格划分，并对关键区域进行了网格细化。进口边界条件为流量，出口边界条件为静压，壁面设置为标准壁面函数。常用的湍流模型有亚网格尺度模型、单方程模型、κ-ε双方程模型、RNG κ-ε模型和雷诺应力模型(RSM)等，每一种模型都有其适用条件和范围。本研究采用工程上广泛使用的κ-ε双方程湍流模型。

根据流体力学理论计算[20-21]，并参考部分文献确定文丘里管的初始结构：导流段管径40 mm，喉口管径10 mm，喉口段长度30 mm，收缩角30°，扩压角16°，收缩圆角半径和扩压圆角半径均为0 mm。

喉口管径对文丘里管的引射功能和流动阻力有着极大的影响，而分流流量和喉口管径相互配合，将产生不同的流动效果。当导流管管径固定，在分流流量不变的情况下，喉口管径越小，其引射功能就越强。但如果喉口管径太小，则会出现拥塞现象，产生较大的流动阻力。鉴于此，需要先进行分流流量和喉口管径的联合优化。

根据流动理论进行初步估算，将分流流量分为5个水平，分别为45.454 5，41.666 7，38.461 5，35.714 3，33.333 g/s,即分别为总空气流量500 g/s的1/11，1/12，1/13，1/14，1/15；同时，将喉口管径分为5个水平，分别为6，8，10，12，14 mm；进行分流流量和喉口管径的正交分析。具体的正交设计表和模拟结果见表1。

表1 分流流量和喉口管径正交设计表及模拟结果

喉口压力和流动阻力的极差分析结果见表2。由喉口压力的极差分析可知，喉口管径的变化对喉口压力的影响比分流流量大。由压力损失的极差分析可知，喉口管径的变化对流动损失的影响比分流流量大。

表2 分流流量和喉口管径正交设计极差分析 MPa

分流流量和喉口管径的联合优化结果见图3和图4。

图3 分流流量和喉口管径对喉口压力影响的MAP图

图4 分流流量和喉口管径对流动损失影响的MAP图

由图3可知，当分流流量保持不变时，随着喉口管径的减小，喉口压力先减小再增大。而分流流量对喉口压力的影响则相对复杂，当喉口管径较小时，随着分流流量的减小，喉口压力随之降低；当喉口管径较大时，随着分流流量的降低，喉口压力则随之增大。这表明，当喉口管径较小时，选定的分流流量相对喉口管径而言太大，导致在喉口处形成堵塞，使喉口压力较大；而当喉口管径较大时，选定的分流流量相对较小，会使喉口处流速较小，由伯努利方程可知，此时喉口压力较大。综上分析可知，喉口管径和分流流量的选择需要合理匹配才能获得较低的喉口压力，即当分流流量和喉口管径相互配合，使喉口流速接近当地音速，但又不形成堵塞时，可在喉口处获得最低压力值。由图还可知，在选定的分流流量水平范围内，喉口管径为8 mm或10 mm时可以获得较低的喉口压力。

由图4可知，随着喉口管径的增加以及分流流量的减小，文丘里管的流动损失会逐步降低。当喉口管径增大到10 mm时，在选定的分流流量范围内，文丘里管的流动损失受分流流量的变化影响已经很小。

综合图3和图4可知，选择喉口管径为10 mm，分流流量为45.454 5 g/s或41.666 7 g/s时能获得较好的喉口压力和流动损失性能。为了减小文丘里管结构对发动机进气特征的影响，本研究选用较小的分流流量41.666 7 g/s，此时喉口平均压力达到0.163 MPa，流动损失为0.025 MPa。

在确定了喉口管径和分流流量后，进行导流段管径对喉口压力影响的单因素分析。导流段管径共选用15，20，25，30，35，40，45，50 mm等8个水平，喉口压力随导流段管径变化趋势见图5。

图5 喉口压力随导流段管径的变化

由图5可知，随着导流段管径的增大，喉口压力逐步减小，但当导流段管径大于25 mm后，喉口压力减少的趋势已经不明显，这表明喉口管径10 mm，分流流量41.667 g/s时，喉口管内流动已将近达到模化状态，进一步增大导流段管径已无必要。因此综合压降性能要求和装置尺寸需求，选择导流段管径为25 mm。此时喉口平均压力可达到0.165 2 MPa，流动损失为0.022 MPa。

4 收缩角、扩压角的优化

文丘里管扩压角和收缩角分别代表扩压段和收缩段的倾斜程度，将对扩压段和收缩段内流动结构产生较大影响。扩压角过大会导致流动分离，扩压角过小则会使文丘里管过长而不利实际安装。收缩角同理。扩压角和收缩角的联合优化是在分流流量、喉口管径和导流段管径已经优化基础上进行的，初步选定扩压角5个水平为4°，8°，16°，20°，24°，收缩角5个水平为 10°，15°，22°，30°，40°，依此进行扩压角和收缩角的正交设计优化，正交设计表和模拟结果见表3。

表3 收缩角和扩压角正交设计表及模拟结果

极差分析结果见表4。由极差分析结果可知，在选定的水平范围内，扩压角对喉口压力的影响比收缩角大，而收缩角对文丘里管的流动损失影响更大。但从具体极差值来看，扩压角和收缩角对喉口压力和流动损失的影响程度相差不大。

表4 收缩角和扩压角正交设计极差分析 MPa

收缩角和扩压角的联合优化结果见图6和图7。由图6可知，随着收缩角的减小，喉口压力逐步减小，但减小的程度很小；随着扩压角的减小，喉口压力先明显减小，在扩压角8°时达到极小值，随后随着扩压角的进一步减小，喉口压力反而有所增大。由图还可知，扩压角对喉口压力的影响明显大于收缩角。综合可知，在扩压角为8°，收缩角为10°～40°时，喉口压力都可获到较小值。由图7可知，随着扩压角和收缩角的减小，文丘里管的流动损失逐渐减小，这主要是因为随着扩压角和收缩角的减小，文丘里管逐步变为直管，其内部流动撞击和流动分离逐步减小。从压力损失上看，应该选用较小的扩压角和较小的收缩角。

图6 收缩角和扩压角对喉口压力影响MAP图

图7 收缩角和扩压角对压力损失影响MAP图

综合分析喉口压力和压力损失可知，可以选定扩压角为8°，收缩角较小的文丘里管，但从文丘里管结构可知，收缩角越小文丘里管越长，不利于在发动机上安装。为了兼顾性能要求和安装要求，进行了扩压角为8°，不同收缩角下喉口压力和流动阻力的数值模拟，具体结果见图8和图9。

图8 喉口压力随收缩角的变化

图9 流动损失随收缩角的变化

为了减小氢气引入装置的结构尺寸，需要选用较大的收缩角。由图9可知，当收缩角达到30°时，其流动损失大幅增加，因此需要将收缩角限定在30°以内。由图8可知，收缩角为10°～25°时，喉口压力都较低，因此，收缩角25°为最优方案。此时，喉口压力为0.149 6 MPa，压力损失为0.015 MPa。

5 收缩圆角半径、扩压圆角半径的优化

扩压圆角半径与收缩圆角半径对文丘里管内气体流形有较大影响，初步选定扩压圆角半径和收缩圆角半径的5个水平为0，3，6，9，12 mm，进行扩压圆角半径和收缩圆角半径的正交分析，正交设计表和模拟结果见表5。

表5 扩压圆角半径和收缩圆角半径正交设计表及模拟结果

极差分析结果见表6。由极差分析结果可知，在选定的水平范围内，扩压圆角半径对喉口压力的影响比收缩圆角半径大，而收缩圆角半径对文丘里管的流动损失影响更大。

图10和图11分别示出扩压圆角半径和收缩圆角半径对喉口压力的水平指标图。由图10和图11可知,扩压圆角半径越大，喉口压力越小；收缩圆角半径为3 mm时喉口压力最小。由图10还可知，当扩压圆角半径继续增大，喉口压力有进一步减小的趋势，因此，需要增大扩压圆角半径的水平范围，进行进一步的最优化研究。

表6 扩压圆角半径和收缩圆角半径正交设计极差分析 MPa

喉口压力的极差分析A10．1501B10．1486A20．1483B20．1477A30．1477B30．1482A40．1474B40．1481A50．1472B50．1481RA0．0029RB0．0010压力损失的极差分析A10．0150B10．0155A20．0154B20．0158A30．0151B30．0149A40．0152B40．0149A50．0152B50．0148RA0．0005RB0．0010注：因素A为扩压圆角半径，因素B为收缩圆角半径

图10 扩压圆角半径对喉口压力的水平指标图

图11 收缩圆角半径对喉口压力的水平指标图

在原来5个水平的基础上，扩压圆角半径增加了15 mm和17 mm两个水平。由图12可知，扩压圆角半径为12 mm时，喉口压力最低。综上可知，收缩圆角半径3 mm，扩压圆角半径12 mm为最优值。

图12 扩压圆角半径与喉口压力关系

6 最优结果分析

综上分析可知文丘里管最优结构：导流段管径25 mm，喉口管径10 mm，收缩角25°，扩压角8°，收缩圆角半径3 mm，扩压圆角半径12 mm，喉口长度30 mm。该文丘里管结构在分流流量41.667 g/s下，管内喉口平均压力为0.146 33 MPa，局部最小压力为0.143 98 MPa，流动损失为0.015 8 MPa。这表明该结构能较好满足吸入氢气的需要，且能使该装置的流动损失较低，同时使该装置的总体结构紧凑。

最优方案的压力分布和流线分布分别见图13和图14。由图13可知，该文丘里管喉口段有很宽广的低压区域，其压力处于0.143 98～0.146 33 MPa之间，这不仅确保了能把0.15 MPa的氢气通过文丘里管自发地引入到0.25 MPa的进气总管中，同时还给氢气引入管提供了足够的安装空间。由图14可知，该文丘里管管内流动平顺，不存在较大的流动撞击和流动分离现象，故而该文丘里管的流动损失较小，仅0.015 8 MPa，对发动机进气流动的影响较小。

图13 最优文丘里管结构的压力场

7 试验结果验证

为了确保文丘里管结构设计的可靠性，进行了优化后文丘里管的试验验证。试验采用温度传感器、压力传感器和体积流量计来测量空气的出口压力和质量流量。所用试验平台为发动机气道试验台，利用气道试验台的鼓风机产生高压空气，通过鼓风机分流阀来获得试验所需空气流量41.667 g/s。通过压力调节阀使出口压力固定在0.25 MPa。文丘里管喉口处压力为重要验证参数，为了提高该压力值的测量精度，设置了一套夹具，围绕喉口段布置了3个压力测点，试验时采用平均值。

表7示出试验结果和模拟结果的对比情况。由对比数据可知，模拟结果和试验结果非常吻合，这表明本研究模拟结果可信，该文丘里管的设计能满足氢气吸入要求。

表7 最优方案试验验证结果

8 结束语

为将水解制氢设备产生的低压氢气吸入到高压空气中，应用CFD仿真软件FIRETM对文丘里管的结构参数进行了优化，主要对比研究了导流管管径、喉口管径、收缩角、扩压角、收缩圆角半径、扩压圆角半径6个关键参数对喉口压力的影响。结果表明，导流管管径25 mm，喉口管径10 mm,收缩角25°，扩压角8°，收缩圆角半径3 mm，扩压圆角半径12 mm，喉口长度30 mm，在分流流量为41.667 g/s时，能较好地符合设计要求。同时，还进行了试验验证，验证结果表明，该结构的文丘里管能满足氢气顺利吸入的要求。

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[编辑： 潘丽丽]

Structual Design and Optimization of Hydrogen Mixing Venturi in Diesel Engine

WANG Zhaowen， SONG Chunhui， WU Shang， CHI Hao， ZHANG Xinhua

(School of Energy and Power Engineering, Huazhong University of Science and Technology, Wuhan 430074, China)

In order to guide hydrogen that generated from hydrolysis equipment into diesel engine through intake manifold, a set of venture was designed to guide hydrolytic low-pressure hydrogen (0.1 MPa) to high-pressure intake manifold (0.25 MPa). Considering the hydrogen inhalation capacity, intake influence and assembly convenience of venturi, the gas flow movement inside venturi under engine operating conditions was simulated with CFD Fire software and the effects of divided flow rate, throat diameter, guide pipe diameter, converging and expansion angle and their correspondent round radii on hydrogen inhalation were analyzed. The results show that the optimized venturi can generate enough low pressure and suck easily the hydrolysis hydrogen into intake pipe while hardly influence the air flow of the engine.

diesel engine； mixing combustion； hydrogen； venturi； structural optimization

2015-06-04；

2015-10-19

王兆文(1978—)，男，讲师，博士，研究方向为内燃机流动、燃烧和排放；wangzhaowen1978@163.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2016.01.002

TK423.8

B

1001-2222(2016)01-0009-08