周边气道形状对掺氢转子发动机缸内流场及燃烧性能的影响

马泽东，纪常伟，史 程，杨金鑫，李 欣，刘建峰，隗立国

(1.中国北方车辆研究所，北京 100072;2.北京工业大学汽车工程系,北京 100124；3.北京理工大学机械与车辆学院,北京 100081)

相比于传统的往复式活塞机，转子发动机具有体积小、质量轻、结构精简等特点.转子发动机没有曲柄连杆机构，转子的旋转运动代替了活塞的直线运动，可以将燃料燃烧产生的动力直接输出，因此转子发动机在高速运行时更加平稳.由于转子发动机一些得天独厚的优势，已大量运用于无人机、军用特种车辆、便携式发动机和电动车增程器[1]等领域.但由于转子发动机独特的燃烧室结构，导致其燃烧效率低，产生的有害排放高，因此，如何提升转子发动机的燃烧效率并降低其有害排放已成为研究热点[2-3].

按照进气方式划分，转子发动机可以分为端面进气转子发动机、周边进气转子发动机及复合进气转子发动机.进气方式会影响缸内混合气的流动过程进而影响燃油的雾化与燃烧效率[4]，因此，研究转子发动机的进气有助于理解缸内混合气的流动过程进而改善燃烧情况.国内外的一些学者针对转子发动机的进气过程已进行了一系列研究.北京工业大学的纪常伟等[5]研究了不同进气方式对于转子发动机燃烧及排放特性的影响，研究结果表明，采用复合进气后，转子发动机的峰值缸压升高，在排气门开启时刻所对应CO的质量最低.Yang等[6]建立了多种燃料转子发动机的仿真计算模型，研究了复合进气与端面进气转子发动机缸内流场及燃烧性能的变化规律，研究发现，采用复合进气后转子发动机的充气效率增加，点火时刻缸内混合气的流速加快，燃料的热效率升高.Fan等[7-8]建立了可视化转子发动机的试验台架，利用PIV技术对转子发动机缸内气体的流动过程进行了测试，在试验数据的基础上建立了转子发动机工作过程的三维模型，并探究了进气角度对于转子发动机性能的影响.从以上分析中得知，研究进气过程对于改善转子发动机的性能有着重要意义.

以上研究都是针对转子发动机的进气方式、进气道角度及进气相位所进行的，对于进气道形状对转子发动机燃烧及排放特性所产生的影响还鲜有报道.鉴于此，本文在试验数据的基础上，采用CONVERGE软件构建了复合进气转子发动机工作过程的CFD模型，并利用试验数据对所构建模型的准确性进行了验证.在氢气/汽油双燃料条件下，利用所构建的模型探究了进气道形状对复合进气转子发动机燃烧及排放特性的影响，为转子发动机的气道形状优化提供了理论依据，提升了转子发动机的燃烧效率.

1 模型构建及验证

1.1 模型构建

本次研究对象为一台端面进气、气道喷射、风冷式掺氢汽油转子发动机，以该机器为参考构建了转子发动机工作过程的三维模型，并结合相应的试验数据对所构建模型的准确性进行了验证.在所构建模型的基础上，以不改变转子发动机进气相位为原则，在转子发动机的缸体上增设周边进气口，以构建复合进气转子发动机的模型.计算过程中，将转子发动机燃烧室容积最小时定义为上止点，燃烧室容积最大时定义为下止点.复合进气转子发动机的结构图及相应的技术参数如图1及表1所示.

图1 复合进气转子发动机结构示意图Fig.1 Schematic of the tested rotary engine

表1 转子发动机技术参数Table 1 Specifications of testing rotary engine

为了探究周边进气道形状对于转子发动机缸内气体流动及燃烧过程的影响，不改变进气相位及周边进气口的面积，在所构建的复合进气转子发动机模型的基础上将周边进气口的形状分别设置为圆形、矩形、三角形及倒置三角形，并将计算结果进行对比分析.不同周边进气道形状转子发动机的结构如图2所示.

图2 不同气道形状转子发动机(单位：mm)Fig.2 Schematic of the different intake shapes (unit:mm)

计算中，转子发动机的转速设置为4 500 r/min，进气压力为0.035 MPa，掺氢体积分数为3%，考虑到稀燃条件下转子发动机具有良好动力性的同时排放较低，因此，本文在当量比为0.8的情况下展开研究.

计算过程中，掺氢体积分数定义为进入燃烧室内氢气体积占混合气总体积的比例，具体定义为

式中：VH2为标准状态下的氢气流量(L/min)；Vair为标准状态下的空气流量(L/min).

模型表面的网格尺寸会对计算结果产生重要影响，因此，需要合理设置网格尺寸以平衡计算精度和计算资源之间的关系，计算之前首先需要对网格的无关性进行验证.在转子发动机转速为4 500 r/min，点火时刻为上止点前25°偏心轴转角(eccentric angle before top deed center,EA BTDC)时，对比不同网格精度下转子发动机的缸压变化，完成对网格独立性的检验.图3显示了网格尺寸分别为1、2、3 mm和2 mm加网格自适应加密(adaptive mesh refinement,AMR)时，转子发动机缸内压力随偏心轴转角的变化情况.从图中可以看出，当燃烧室主体网格为1 mm时与采取2 mm加网格自适应加密设置时的缸压曲线近乎重叠.计算结果随网格尺寸变化幅度较小，网格的独立性得到了验证.

图3 网格独立性验证Fig.3 Grid independence study for in-cylinder pressure

因此，为了平衡计算结果与计算资源之间的关系，本次计算将燃烧室的主体网格设置为2 mm加网格自适应加密的设置，转子发动机的网格模型如图4所示.

图4 网格模型Fig.4 Three-dimensional grid model of the rotary engine

1.2 湍流、燃烧模型及化学动力学条件设定

RNGk-ε湍流模型充分考虑了流体运动过程中的流线型弯曲、旋涡以及张力的快速变化，可以精准地计算流体的复杂运动，因此本文选择RNGk-ε湍流模型计算转子发动机工作过程中缸内混合气的流动情况[9].选择Han等[10]提出的壁面传热模型来计算转子发动机运行过程中的传热损失，该模型充分考虑了热力学变化和边界层普朗特数的变化，准确性已经通过实验得到了验证，能够很好地计算转子发动机工作过程中壁面之间的传热损失.使用SAGE模型并耦合化学动力学机理准确地计算燃烧过程中各组分的浓度及分布，为了加快化学动力学的求解过程，模型中激活了Multi-zone，使求解器可以对相同热力学状态区域的化学反应进行同时计算，选择CONVERGE软件中自带的NOx模型计算缸内NOx的分布[11].

1.3 边界条件设定

根据转子发动机的运行工况，对模型的边界条件进行设置.发动机进气道入口处的压力设置为0.035 MPa，排气道入口处的压力设置为环境压力，转子及燃烧室的壁面温度均设置为550 K，火花塞区域及电极温度分别设置为750 K和850 K.由于转子随偏心轴不断运动，将其设置为运动边界.假设在火花塞电极中心位置产生一个直径为0.75 mm，能量为0.02 J的球状火核进行点火.由于汽油与氢气的喷射位置距离燃烧室较远，假设进入燃烧室内的混合气均匀，具体边界条件设置情况如表2所示.

表2 边界条件设定Table 2 Summary of initial and boundary conditions

1.4 模型准确性验证

在转子发动机的进气道上安装氢气喷嘴，并利用自主开发的混合燃料电子控制单元实现对燃料喷射参数及点火角的控制.转子发动机的输出轴与测功机相连接，从而控制其转速、扭矩及输出功率，在偏心轴末端安装光电式位置传感器采集位置信号，通过化学发光法和不分光红外法对NOx、CO等排放物进行分析.由于转子发动机工作过程中，3个燃烧室的工作原理完全相同，因此在试验过程中只对其中一缸的数据进行处理，本次试验的系统原理图如图5所示.

1—汽油箱；2—汽油泵；3—排气道；4—进气道；5—氢气管路减压阀；6—氢气流量计；7—汽油流量计；8—阻燃阀；9—排气背压阀；10—空气流量计；11—氧浓度传感器；12—尾气采样管；13—氢气喷嘴；14—汽油喷嘴；15—偏心轴位置传感器；16—混合燃料电子控制单元；17—标定计算机；18—火花塞式缸压传感器；19—电荷放大器；20—转子发动机；21—A/D转化器；22—燃烧分析仪；23—尾气分析仪；24—空燃比分析仪；25—氢气储存罐.图5 试验系统Fig.5 Schematic of the experimental apparatus

图6显示在当量比为0.8时，试验测得的缸压、放热率与计算结果的对比.从图中可以看出，计算得到的结果能够较好地与试验数据保持一致，其中，峰值缸压的偏差小于0.01 MPa，每度偏心轴转角所对应的放热率与试验值之间的偏差小于0.1 J，二者峰值所对应偏心轴之间的差异均小于0.7°.缸压与放热率的计算结果与试验数据基本吻合，说明所构建的计算模型实用、有效，可对掺氢汽油转子发动机的工作过程进行研究计算.

图6 缸压与放热率验证Fig.6 Model validation for chamber pressure and heat release rate versus EA

2 结果分析

2.1 周边进气道形状对混合气流动的影响

图7给出了400°EA BTDC时燃烧室正面与中心截面的流场分布图.此时处于进气前期，燃烧室内气体的流动受进气气流与转子运动的共同影响.从图中可以看出，燃烧室后端的混合气在转子的带动下向前流动，受高速进气气流的影响，混合气经过周边进气口时运动方向发生偏折，与周边进气气流汇合后一起撞向转子壁面，撞击后混合气逆向流回燃烧室后端形成涡团A，另一部分进气气流在燃烧室前方形成涡团B.进气道形状的不同导致混合气的流速及流量在空间位置上存在差异.与圆形进气道相比，矩形进气道单位时间内进气口开启面积不变，所以缸内速度流线更加均匀；当周边进气道形状为三角形时，位于燃烧室后端的进气口面积较大，此处进入燃烧室内的混合气流量大，从中心截面的流线图中看出，气流从进气道进入燃烧室后撞击转子，然后紧贴转子壁面流向燃烧室前端，而靠近燃烧室前端一侧的进气道面积较小，此处进入燃烧室内的混合气流量较小，大部分新鲜混合气沿着转子壁面流向燃烧室前端形成主进气流道，主进气流道与燃烧室壁面之间形成一个较大空间，涡团B的发展空间变大且旋转中心离转子壁面较近.当进气道形状为倒置三角形时，燃烧室后端的进气口面积较小，混合气通过前端较大的进气口进入燃烧室内，此时进气主流区离转子壁面较远，来自进气道的高速气流占据了燃烧室的大部分空间，涡团B的发展空间减小，形成涡团的半径较小且旋转中心离转子壁面较远，此时旋转中心更加靠近燃烧室壁面.

图7 上止点前400°EA时燃烧室内流场分布Fig.7 Contours of the airflow streamlines at 400°EA BTDC

图8显示了340°EA BTDC时缸内流场的分布图.随着偏心轴转角的增加，燃烧室内的容积逐渐加大，进气阻力减小进而有利于转子发动机进气.从燃烧室的正面流场图中可以看出，受端面进气气流的挤压，从周边进气道进入的混合气沿着燃烧室后端面向前流动.此时燃烧室内部空间较大，为涡团B的发展提供了有利条件，所以从中心截面图可以看出，与偏心轴转角为400°EA BTDC时相比，不同进气道形状下涡团B的半径均显著增加.由于燃烧室尾端的容积急剧减小，受转子与燃烧室壁面的挤压作用，涡团A的半径缩小且有耗散消失的趋势.进气道形状为倒置三角形时，涡团A的耗散趋势最明显.

图8 上止点前340°EA时燃烧室内流场分布Fig.8 Contours of the airflow streamlines at 340°EA BTDC

图9显示了偏心轴转角为230°EA BTDC时缸内流场变化情况，此时进气门即将关闭，从进气道流入燃烧室内的混合气减少，转子对缸内混合气流动的影响加强.从图9中的正面图可以看出，此时混合气大部分聚集在燃烧室前端，由于进气口即将关闭，进气道内混合气流速与压力较低，而混合气处于被压缩阶段，燃烧室内的压力升高，在压差的作用下燃烧室内的混合气反向流入进气道，出现回流现象.采用倒置三角形时进气口关闭时刻所对应的开启面积最大，因此回流现象最为突出，更多的混合气回流到进气道内.从中心截面的流线图可以看出，在转子运动的影响下涡团B被压缩至燃烧室前端，且不同进气道形状下涡团B的位置不同，相比于其他气道形状，当进气道形状为三角形时涡团B更加靠近转子壁面且涡团半径最大.

图9 上止点前230°EA时燃烧室内流场分布Fig.9 Contours of the airflow streamlines at 230°EA BTDC

图10显示了偏心轴转角为110°EA BTDC时缸内流场的变化情况，此时进气门完全关闭，燃烧室内混合气的流动完全受转子运动的影响.燃烧室内的容积急剧减小，混合气在转子的影响下由燃烧室后端向前流动，由于转子中间存在凹坑，此处燃烧室容积相对较大，因此涡团B被压缩至靠近燃烧室后端面的凹坑里.当进气道形状为倒置三角形时，涡团B的半径减小且有耗散的趋势.此时燃烧室内的混合气整体由转子推动从燃烧室后端向前流动，在靠近燃烧室壁面处形成单向流.

图10 上止点前110°EA时燃烧室内流场分布Fig.10 Contours of the airflow streamlines at 110°EA BTDC

2.2 混合气流动规律及湍动能分析

转子发动机缸内混合气的流动特性及流场的变化过程对火焰传播有很大的影响，图11给出了点火时刻缸内流场及湍动能的变化规律.转子发动机的燃烧室在压缩阶段后期会变为一段狭长的结构，燃烧室内的纵向空间急剧缩小，位于凹坑处的涡流受转子与燃烧室壁面的挤压作用，涡流半径开始变小直至耗散消失，燃烧室内最终形成与转子运动方向一致的单向流，该单向流会对火焰传播过程产生重要影响.由于凹坑的存在，转子推动燃烧室内的混合气汇集到凹坑后一起流向燃烧室前方，凹坑处较大的空间导致混合气的速度增大.所以从图11中速度云图可以看出，缸内混合气的高速区域均存在于凹坑附近.由于此时缸内混合气流动主要受转子运动的影响，因此在转速相同时缸内气体的平均流速相差不大.图11还展示了点火时刻缸内湍动能的分布，因为缸内涡团不断被压缩直至消失，所以此时缸内湍动能整体较低.湍动能主要受混合气流动影响，因此其分布规律与速度变化规律相似，燃烧室中前方靠近凹坑附近的湍动能较大，不同进气道形状下湍动能在火花塞附近的差异较大.从图11中的分析得知，在压缩阶段，当进气道形状为三角形时，混合气运动形式最复杂，所以点火时刻缸内湍动能最大.与周边进气道为圆形时相比，当周边进气道为矩形和三角形时，湍动能分别增加8.48%和26.91%，当进气道形状为倒置三角形时，缸内湍动能降低15.48%.湍动能增大对初始火焰的发展具有积极影响.

图11 点火时刻缸内速度场与湍动能分布Fig.11 Contours of the velocity field and turbulence kinetic energy at ignition time

气道结构的变化会影响进气阻力[12]，进而影响转子发动机的充量系数.图12展示了不同进气道形状下转子发动机充量系数的变化规律.从图中可以看出，当进气道为三角形时，转子发动机的充量系数最大，造成这一现象的原因为：进气道为三角形时，进气口开启时刻所对应的气口面积最大，在压力差的作用下更多混合气进入燃烧室内，该部分高速新鲜混合气将燃烧室内的残余废气挤入排气道，减少了燃烧室内的残余废气量.此外，当进气道为三角形时，进气门关闭时刻所对应的进气口面积最小，转子发动机的回流现象最小，更多的新鲜混合气留在燃烧室内，因此进气道形状为三角形时所对应的充量系数最高.当周边进气道为倒置三角形时，转子发动机的充量系数最小.与进气道形状为圆形时相比，当周边进气道形状为矩形和三角形时，转子发动机的充量系数分别增加0.33%和0.87%，当进气道形状为倒置三角形时，转子发动机的充量系数降低了1.42%.充量系数升高可以使转子发动机获得更加优异的动力性.

图12 不同进气道形状下充量系数的对比Fig.12 Volumetric coefficient of rotary engine under different intake shapes

2.3 燃烧及排放特性分析

燃烧室内的峰值压力是决定发动机做功性能的重要参数之一[13].图13给出了不同进气道形状下缸内峰值压力与温度的变化规律.与进气道形状为圆形时相比，当周边进气道形状为矩形和三角形时，转子发动机燃烧室内的峰值压力分别提升了4.96%和5.87%，当周边进气道形状为倒置三角形时，峰值压力下降0.76%.当进气道形状为三角形时燃烧室内峰值温度最高，比圆形气道增加2.12%，有效提升了转子发动机的做功性能.造成这一现象的原因是：当进气道形状为三角形时，转子发动机的充量系数最大，更多的新鲜混合气进入燃烧室，燃烧室内的热氛围得到有效提升，为燃烧反应提供了有利条件，同时更多的燃料参与燃烧反应放出大量的热，使得燃烧室内的峰值压力与温度升高.

图13 缸内峰值压力及温度对比Fig.13 Variations of in-cylinder pressure and temperature

放热率可以用来表示燃料的燃烧速率[14].图14给出了转子发动机工作过程中累计放热率随偏心轴转角的变化情况.由于点火初期火焰的发展主要受点火能量影响，因此从图中可以看出，在火焰发展阶段不同气道形状所对应燃料放热率的变化规律近似.随着偏心轴转角的增加，转子发动机进入快速燃烧阶段，此时缸内流场及化学反应速率共同决定燃烧速率，较高的湍动能与热氛围有利于加快燃料的燃烧速率，缩短燃烧持续周期.从前文的分析中已知，当进气道形状为三角形时，缸内混合气的流速、湍动能最大，且此时转子发动机的充量系数最高，相同容积下分子之间有效碰撞的概率提升，并且较高的湍动能与缸内温度为化学反应提供了有利条件，加快了化学反应速率，因此从图14中可以看出，当进气道为三角形时，在燃烧快速发展期燃料的燃烧速率最快.燃烧速率加快可以使燃料放热更接近于上止点，提升转子发动机的峰值缸压，同时，还可以减少传热损失，提升转子发动机的热效率.

图14 累计放热率随偏心轴转角的变化规律Fig.14 Variations of HHR under different EA

图15给出了转子发动机工作过程中缸内C8H18和H2质量分数随偏心轴转角的变化情况.从图中可以看出，不同进气道形状下燃料消耗速率的差异较为明显.进气道为倒置三角形时转子发动机的进气阻力增大，进入燃烧室内的混合气质量减小，点火初期燃烧室内的温度较低，火焰传播速度较慢，燃料的消耗速率减慢.当进气道形状为三角形时，转子发动机的充量系数最大，缸内良好的热氛围有利于初始火核的形成，燃料快速消耗时所对应的偏心轴转角提前.此外，较大的充量系数使得燃烧室内单位容积参与燃烧反应的化学分子数量增多，促进了燃烧反应的进行，且较快的火焰传播速度提升了燃料的燃烧效率，加快了混合气的消耗速率.并且，掺氢也会增加燃烧反应的速度[15].

图15 燃料质量分数随偏心轴转角的变化规律Fig.15 Variations of C8H18 and H2 consumption percentage under different EA

CO作为碳氢燃料燃烧过程的中间产物，主要存在于火焰锋面与不完全燃烧区域[16].图16给出了不同气道形状与采用三角形进气道时缸内CO的浓度对比.从图中可以看出，当转子到达上止点时，进气道形状为三角形时缸内CO的浓度最大，这是因为在燃烧初始阶段，进气道为三角形时燃烧室内参与燃烧反应的化学分子数增多，且燃烧室内良好的热氛围促使燃烧进程加快，从而导致CO的生成量增加.CO作为燃料不完全燃烧的中间产物，可以通过化学反应被氧化为CO2.采用三角形进气道时燃烧室内的燃料迅速燃烧放出大量的热，缸内温度急剧升高加速了CO氧化反应的进行，所以到了燃烧中期缸内CO的质量分数减小.在排气门开启时刻，采用三角形气道时燃烧室内大部分燃料已完成放热，缸内温度下降且CO被氧化.与三角形进气道相比，当进气道形状为倒置三角形时排气门开启时刻缸内CO的质量分数增加了16.84%.

图16 相比于方案3的CO质量分数变化率Fig.16 Variation of the rate of CO mass fraction vs.Case 3

NOx的生成量主要受缸内温度、氧浓度及反应时间的影响.图17展示了不同进气道形状下缸内NOx生成量随偏心轴转角的变化规律，从图中可以看出，点火初始时刻，缸内NOx的生成量很少，当转子过了上止点后NOx的生成量迅速增加，增大到某一数值后保持不变直至排气门开启.这一现象的主要原因为：上止点前为火焰发展初期，此时火焰分布范围较小，燃烧室内的温度较低，因此生成的NOx较少，当转子转过上止点后，火焰加速传播，燃料迅速放热使得缸内温度上升，为NOx的生成提供了适宜的条件，导致NOx的生成量增多.随着燃烧反应的进行，燃烧室内温度降低，且转子发动机较大的面容比使得火焰在燃烧室表面发生淬熄效应，减缓了NOx的生成，所以当NOx的生成量达到峰值后不再变化，直到排气门开启.从图中还可以看出，进气初期进气口开启面积越大，缸内NOx的生成量越多，与缸压的变化规律一致.当进气道形状为三角形时，燃烧室内生成的NOx最多.主要原因如下：NOx的生成量受已燃区域温度和氧气浓度的影响，当进气道形状为三角形时，进入燃烧室内的混合气增多，相同容积内具有较多的氧气分子，且缸内良好的热氛围为NOx的生成提供了有利条件，所以生成的NOx最多.

图17 不同偏心轴转角下NOx质量分数Fig.17 Variations of in-cylinder NOx mass fraction under different EA

图18展示了不同进气道形状下NOx在燃烧室内的分布规律.从图中可以看出，受缸内温度及主流流场的影响，缸内NOx主要分布在燃烧室前端的已燃区域.在燃烧初始阶段火焰的传播速度较慢，火花塞附近的火核持续燃烧形成高温，导致火花塞附近形成NOx浓区.随着偏心轴转角的增加，传向燃烧室前端的火焰在主流流场的作用下迅速掠过整个燃烧室，位于燃烧室前端的混合气快速燃烧释放出大量的热，导致燃烧室前端的NOx分布范围扩大并形成局部浓区.燃烧后期NOx主要分布在气缸后端盖与火花塞附近.产生这一现象的主要原因为：进气门关闭后，转子发动机缸内混合气流动完全受转子运动的影响，在转子的带动下，混合气形成从燃烧室后方向前流动的流场，在该流场的影响下，传向燃烧室后方的火焰受到抑制，导致燃烧室后方存在局部未燃区.位于该未燃区内的可燃混合气被转子推动到火花塞附近时才能参与燃烧，因此火花塞附近持续发生燃烧反应并产生高温，有利于NOx的生成.同时，在缸内涡团的影响下，NOx在气缸后端盖附近集富并形成局部浓区.

图18 不同偏心轴转角下缸内NOx的分布情况Fig.18 In-cylinder distribution of NOx emission under different EA

3 结论

1) 进气初期进气口开启面积越大，燃烧室前端形成的涡团半径越大且旋转中心越靠近转子壁面.进气后期，缸内混合气受挤压作用出现回流现象，且此时对应的周边进气口面积越大，混合气的回流现象越明显.

2) 点火时刻，不同周边进气道形状下转子发动机缸内湍动能差异较大，与周边进气道形状为圆形时相比，当周边进气道为矩形和三角形时湍动能分别增加8.48%和26.91%，较大的湍动能会对火焰的发展具有积极影响.

3) 与周边进气道形状为圆形时相比，当周边进气道形状为矩形和三角形时，转子发动机的充量系数分别增加0.33%和0.87%，燃烧室内的峰值压力分别提升了4.96%和5.87%.当周边进气道为三角形时，排气道开启时刻燃烧室内CO生成量最少，但较高的燃烧温度导致NOx的生成量增加.