汽油燃烧论文范文（精选7篇）
汽油燃烧论文 第1篇
一、爆震燃烧
爆震燃烧时的现象有:尖锐的敲击声, 发动机冒烟, 示功图上在燃烧后期出现锯齿形压力而使用功率下降, 燃料经济性恶化, 长期的爆震工作使发动机过热, 爆震严重时使活塞、气门、气缸垫、火花塞电极烧坏, 产生的突加负荷及振动疲劳使轴承合金脱落、曲轴震断, 其他机件振动疲劳而出现裂纹, 加速缸套上部的磨损和腐蚀, 其他机件也因受冲击而加速磨损和损坏。
根据高速摄影的观察, 发动机的爆震燃烧的情况是这样的:在气缸里火花塞放电以后, 火焰先以每秒几十米的速度传播, 在正常火焰走到中途时, 未燃混合气内又发生新的火焰中心, 有时还不止一个, 而且各循环产生新火焰中心以每秒几百米的速度很快把前锋面传到最后部分的混合气。
爆震燃烧产生的机理可以由烃的两阶段着火学说来说明。在火焰传播过程中, 混合气燃烧的部分在膨胀时要压缩未燃的混合气, 火焰还有辐射热放出, 所以最后燃烧部分的混合气在燃烧以前温度可超过600℃。由于混合气的成分及温度并不是很均匀, 所以其中某些点将产生冷焰, 生成了过氧化物和醛等中间产物, 并向四周传播, 随着热量积累和活化粒子加多, 在很快通过蓝焰阶段后又出现热焰, 也就是在火焰前锋的外面成第二个火焰中心。由于这里的混合气事先都经过了较深入的冷焰阶段, 所以这时热焰的传播速度高达每秒几百米, 必于容积式燃烧, 这就是爆燃。这样高的火焰传播速度, 使最后燃烧部分混合气的热量迅速放出, 压力骤然上升, 来不及使缸内的压力平衡, 因而一方面该部分混合气近于定容燃烧, 温度很高, 另一方面就在气缸内产生压力波。压力波传播速度达到每秒千米以上的数量级, 这种压力波是一种有很高强度的爆震波, 这个高强度的冲击波在传播过程引起了高频率的气体撞击, 可以听到尖锐的敲击声, 同时冲击波还往复撞击燃烧室壁, 引起强迫振动, 产生震音, 这就是爆震。在冲击波撞击缸壁时使缸壁内外表面的机油膜和冷却水膜受到破坏, 因而传热系数加大, 造成冷却系过热和发动机局部高温。气缸内局部过热也使燃烧产物高温分解和缸壁机油膜热分解, 分解后的产物后来的再氧化不完全而排气冒烟。在燃料燃烧中间产物和生成物的高温高压作用下, 可能引起活塞、气门、火花塞电极等机件的烧蚀和缸套上部的腐蚀。随着以后活塞的运动, 气体压力和温度下降, 冲击波的速率减低, 震音的频率也逐步减低。
汽油机有轻微爆震时, 自燃的混合气量比较少, 各种不利现象并不严重, 热效率却有提高。但是在有强烈爆震时, 由于冷却损失加多, 燃烧产物出现碳渣, 因而热效率下降。
可以从以下三方面分析出现爆燃的条件, 首先燃料辛烷值与压缩比是否相适应;其次压缩终了的温度和压力则决定混合气两阶段着火反应的激烈程度;而爆燃究竟是否出现最终要看最后燃烧部分的混合气接受高温高压作用的时间。
二、表面点火
汽车发动机上由于燃烧室内局部机件过热或高温积碳将混合气点火而引起的燃烧, 都称为表面点火。随条件不同, 表面点火还有不同现象和分类。
表面点火发生在火花塞点火以前时, 称为早火, 表面点火发生在火花塞点火以后时称为后火。不论是早火还是后火, 气缸里的最高压力和压力增长率都加大, 尤其在早火时更为严重。早火与爆燃往往还互为因果地出现。
表面点火产生原因是在汽油机工作过程中, 燃烧室某些热机件, 如排气门、火花塞、活塞顶等处表面形成积碳和这些热机件过热 (超过700~800℃) 。汽油机是否发生表面点火取决于积碳的生成、炽热点温度和混合气是否易于点燃几方面的因素。汽油机燃烧室积碳中较多的是汽油抗爆剂分解氧化产生的各种铅盐, 还有燃料和润滑油不完全燃烧而产生的碳质。长时间的低负荷运转和频繁的减速、加速行驶, 易于积碳增多。
单缸汽油机的早火往往导致最终停车。多缸汽油机上某一缸早火而汽油机大负荷工作时, 往往难于发现其沉闷的敲击声, 功率损失也不大, 其危险在于早火气缸的活塞连杆组容易发生机械损伤和受热机件的过热烧蚀。后火现象则可以在汽油机断火以后被发现, 这时汽油机仍继续运转, 直到炽热点温度下降后才停止。
汽油发动机还有一种与表面点火似是而非的压缩点火现象, 即点火系已关闭, 还继续怠速运转, 这可能是因为压缩比偏高, 或者由于废气回流, 这时冷却得也不好, 进气温度和压缩终点温度很高, 使混合气自燃所致。为了防止这种情况发生, 在关闭点火系后, 还应切断 (或化油器自动停止) 怠速系统供油。
摘要：汽车发动机的燃烧过程有正常燃烧和异常燃烧, 最常见的异常燃烧有爆震燃烧和表面点火两大类, 本文对此两种燃烧过程做简要分析。
直喷汽油机燃烧系统的优化 第2篇
1计算工况点选取及喷雾模型的校核
1) 计算工况点的选取
计算工况点共选取3个, 其中部分负荷选取常用工况点2000rpm/2bar进行分析, 主要考察油耗特性。全负荷根据图 (1) 的外特性曲线选取低速最大扭矩点1500rpm/WOT和高速6000rpm/WOT, 1500rpm/WOT进行缸内爆震预测, 考察爆震倾向, 6000rpm/WOT考察火花塞处速度、湍动能分布。
1) 喷雾模型的校核
1. 喷油器选配
考虑缸径及减小机油稀释发生的倾向, 按照博世匹配喷油器的原则, 30°~40°BTDC位置保证油束能够落在活塞凹坑内, 气门升程最大时尽量减小打湿气门。
2. 喷雾标定
为了得到合适的喷雾模型, 需要对喷雾进行标定。采用FIRE软件中的CVI多参数优化方法, 对喷雾进行标定。喷油压力参考相似机型的试验数据 (表2) , 喷雾图像 (图2) , 贯穿距 (图3) , 喷油器再不同喷油压力和喷油背压下1.5ms喷雾贯穿距离为70mm, 通过查找喷油器相关数据库, 对T喷油器进行喷雾标定。
3. 燃烧模型的校核
燃烧模型的校核参考相似机型试验数据, 采用DVI多参数优化方法对点火时刻进行调整, 保证全负荷最大爆发压力不超过限值, 1500rpm/WOT爆压限值为90bar, 6000rpm/WOT
爆压限值为105bar, 部分负荷爆压出现在12-15°ATDC, 图4为6000rpm/WOT工况下的点火时刻调整过程。
4. 计算结果
图5为各工况下的瞬态滚流比, 2000rpm/2bar工况由于气门升程曲线包角较小, 进气持续期较短, 因此进气流速较大, 所以进气过程中滚流比比较高, 但由于气门关闭饺子, 因此气门关闭后滚流衰减较快, 图6为各工况下的湍动能, 6000rpm/WOT工况由于发动机转速较高, 进气速度较高, 因此其湍动能最大。
图7为各工况下的缸压曲线, 经过调整保证全负荷不超过爆压限值, 部分负荷爆压出现在12-15°ATDC。图8为B机型和N1500rpm/WOT工况下的Q值对比, Q值表征燃料燃烧发生过程中的一种中间产物, 其值越高, 表征自然倾向大, 爆震趋势高, 可以看出, B在1500rpm/WOT工况下存在较高的爆震倾向。图9、10分别为压缩上止点后10°CA的当量比及温度分布, 进气侧避阀坑处燃油浓度较高, 温度较高, 因此爆震倾向大。需针对此问题进一步优化。
2燃烧系统方案优化
针对B机型在1500rpm/WOT工况下存在较高的爆震倾向, 通过对进气道、缸盖燃烧室、活塞及喷油器的调整来寻求降低爆震倾向的方案, 对B机型燃烧系统进行优化。
1) 不同进气道方案验证
针对上述得出的结论, 对2种进气道方案进行验证。表3为两种进气道方案。
气道稳态计算结果显示, 方案一的滚流比为2.043, 方案二的滚流比略低, 值为1.834。
图11、12、13为两种进气道方案的三维燃烧计算结果, 其中方案一的滚流比高于方案二的滚流比, 与稳态计算结果趋势相同。湍动能也随着滚流比强度的提高而增大, 从而加快燃烧速度, 降低爆震倾向, 如图13.
2) 缸盖燃烧室调整
图14分析原始方案压缩过程中的缸内流场, 发现阻气面起到了对压缩过程滚流的衰减效果, 提高了缸内的湍动能, 而湍动能的提高同样具备抑制爆震倾向发生的能力。
针对原始阻气面的优势, 对B机型缸盖燃烧室进行修改, 方案一对缸盖燃烧室进气侧部分进行缩进, 方案二对缸盖燃烧室进气侧进行缩进的同时将排气侧外扩, 保证缸盖燃烧室与活塞凹坑对齐见表4。计算结果见图15、16, 方案一由于缩进量过大, 导致滚流比降低, 爆震倾向增大, 方案二很好的利用了阻气面的阻气效果, 在进气过程中保证滚流比的同时能够使滚流在压缩过程快速衰减转换为湍动能, 加快燃烧速度, 抑制爆震的发生。
表5为当量比分布的对比, 原始方案较差, 优化后的方案二相对原始方案有所改善, 与图17中瞬态混合气的均匀性趋势相同, 3种方案的点火时刻混合气均匀性的数值见表6
3) 活塞凹坑调整
为了验证活塞凹坑的大小对于爆震问题由于贡献, 在原始活塞方案的基础上对活塞凹坑进行了调整, 见表7, 将活塞凹坑大小分别调整为25.5mm和28.5mm.
图18、19、20分别为各种活塞凹坑方案的滚流比、湍动能、累积放热率, 可以看出, 更改活塞凹坑的大小对结果几乎没有影响, 但图21中Q值却略微增大, 爆震倾向增大。
4) 喷油策略调整
为了验证喷油策略对爆震的影响, 对喷油时刻及喷雾锥角进行调整, 喷油时刻由415°CA调整为450°CA, 喷雾锥角的调整见表8
图22、23、24、25为各方案的滚流比、湍动能、累积放热率及Q值, 可以看出推迟喷油后, 滚流比及湍动能都有明显的提高, 混合气均匀性较高, 加快了燃烧速度, 降低了爆震倾向, 将喷雾锥角减小, 滚流及湍动能均有明显的降低, 燃烧放热缓慢, 爆震倾向升高。
表9为各方案的当量比分布, 推迟喷油后, 缸内混合气分布更加均匀, 而将喷雾锥角减小后, 混合气均匀性变差。
3优化后方案验证
通过上述对进气道、缸盖燃烧室、活塞机喷油器的调整及计算验证, 发现将缸盖燃烧室按方案二调整能有效降低爆震倾向, 针对调整后的方案二, 进行2000rpm/2bar及6000rpm/WOT的计算验证。
1) 2000rpm/2bar验证
对原始缸盖燃烧室及方案二进行对比分析, 其缸盖及放热率分别如图26、27所示, 可以看出, 优化后的方案二能够加快燃烧放热的速度, 缸压峰值由原来的14bar提高到14.7bar.
由放热率反算出的两种方案的油耗如表10所示, 优化后的燃烧室相对于原始方案油耗降低了6 g/ (KW·h)
2) 6000rpm/WOT验证
对原始缸盖燃烧室及方案二进行对比分析, 方案二由于在压缩过程中滚流衰弱较快, 能有效的将滚流转换为湍动能, 见表11, 有利于火焰的快速传播。点火时刻火花塞附近速度分布显示, 由于方案二压缩过程滚流衰减较快, 因此在点火时刻火花塞处气流速度相对原始方案由8m/s降低到6.5m/s, 有利于稳定的着火, 减小失火现象发生的可能性。
4结论:
针对B机型燃烧系统, 分别从进气道、缸盖燃烧室、活塞燃烧室及喷油器方面进行优化分析, 结论如下:
1.选择合适的滚流比, 能保证燃烧时刻的湍动能, 能加快燃烧速度, 降低爆震倾向;
2.制作合理的缸盖阻气面能起到对压缩过程滚流的衰减效果, 提高了缸内的湍动能, 而湍动能的提高同样具备抑制爆震倾向发生的能力。
3.活塞凹坑的大小对于爆震的影响不大, Q值略微增大, 爆震倾向增大;
4.选择合适的喷油锥角及喷油时刻, 保证燃烧时刻滚流比及湍动能, 能使混合气均匀性提高, 加快燃烧速度, 降低了爆震倾向
参考文献
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汽油发动机富氧燃烧模型分析 第3篇
1 汽油发动机富氧燃烧模型
1.1 汽油机燃烧循环波动分析
汽油发动机燃烧循环波动是汽油机燃烧工作过程的一大特征。它是在汽油发动机以某一定工况稳定运转时, 本循环和下一循环的燃烧过程进行不断变化, 主要具体表现在压力曲线、火焰传播以及发动机功率输出不同。为了改善火花点火汽油发动机的性能, 必须重视对燃烧循环波动现象的研究, 主要因为: (1) 发动机导致产生较高的排气污染; (2) 汽油发动机最佳点火提前角、空燃比主要是根据“平均”循环要求确定的, 对大多数循环并不是最佳值, 汽油发动机压缩比和燃料辛烷值主要根据最倾向于敲缸循环的要求确定, 因此汽油发动机只有减少燃烧循环变动, 才有可能获得最佳性能; (3) 发动机燃烧循环波动可导致平均指示压力和输出扭矩变动, 使车辆操纵性能恶化。
表征汽油发动机燃烧循环波动的参数可以分成3类:
1) 与发动机燃烧率有关参数, 如最大燃烧率、火焰发展角Δφd (通常用10%已燃质量率作为火焰发展角的终点) 、速燃角Δφb (通常用90%已燃质量率作为火焰发展角的终点) 表示。
2) 与气缸压力有关的参数, 如最高气缸压力 (pmax) ;相应于发动机气缸最高压力的曲轴转角 (Capmax) ;发动机最大压力升高率 (dp/dφ) max或 (Dpmax) ;相应于发动机最大压力升高率曲轴转角 (CaDpmax) ;汽油发动机功率输出变化可用平均指示压力
3) 与汽油发动机火焰前锋位置有关参数:用火焰燃烧半径、火焰燃烧前锋面积、发动机已燃和未燃容积随时间变化曲线、发动机火焰到达某一区域指定位置所需时间。
由于汽油发动机压力参数比较容易测量, 因此通常用它来表征汽油发动机燃烧循环波动。从发动机压力参数出发, 定义发动机燃烧循环波动一个重要参数, 即平均指示压力波动系数
式中:σimep为发动机平均指示压力的标准偏差;imep为发动机平均指示压力的平均值。
其中
式中:pij为j循环的平均指示压力, MPa;m为循环数。
COVimep是评价燃烧稳定性的主要参数。循环波动在燃烧过程的早期 (火花点火至气缸压力离开压缩线, 或从点火至形成一个具有某一临界尺寸的火核) 就已产生, 如果达到火焰临界尺寸的速率愈高, 则燃烧的循环波动愈小。发动机平均指示压力的标准偏差σpi愈小或者发动机平均指示压力的平均值珔pi愈大, 则发动机燃烧的循环波动愈小。即适当提高气流运动速度和湍流程度可改善混合气的均匀性, 则燃烧的循环波动愈小, 而富氧燃烧可改善油气混合均匀程度, 能降低发动机燃烧的循环波动。
1.2 汽油发动机排放物分析
汽油发动机排气中有害污染物成分 (THC、CO、NOx) 的数量与混合气的氧浓度有密切关系。混合气过浓, 即氧分子少, 氧化反应速度不够, 就易超出着火界限。氧浓度增加, 使化学反应速度加快, 分子运动速度加快, 将会使着火界限扩大。
1.2.1 汽油发动机NOx的排放
NOx包括NO和NO2, 但发动机燃烧过程中主要生成NO, 另有少量NO2, 故这里主要讨论NO的计算。对发动机而言, NO的生成主要有两种途径:一种是热NO, 由空气中的氮在1 800K以上的高温环境下氧化而生成;另一种是瞬发NO, 后者占比例不大, 一般不予考虑。NO的生成机理:
NO的生成率可表示为
式中:[]表示组分的浓度, ki (i=1, 2, …, 6) 是反应率常数。上式表明, 为了计算NO的生成量, 必须知道O、OH、H和N的浓度。通常N原子浓度很小, 对其可采取稳态假设, 即
于是N浓度表示为
得到
汽油机燃烧过程进行得很快, 反应层很薄, 在火焰区内停留的时间很短。NO是在火焰前锋和火焰后的已燃区中产生的。所以在进行[NO]生成量的预测时, 认为O、O2、H、OH、N2处于平衡浓度状态, 直到降到NO的冻结温度。根据热力学平衡方程式得到
其中, 的起始值与温度呈指数关系, 温度越高, N2和O2的浓度越大, 则NO的生成率越高。
1.2.2 汽油发动机CO、HC的排放
CO是不完全燃烧的产物, 其生成主要受混合气氧浓度的影响。如果当氧气量不足时, 就会有部分燃料不能完全燃烧, 而生成CO。但燃气中的氧气量充足时, 理论上燃料燃烧后不会存在CO。
车用发动机中的未燃HC都是在缸内的燃烧过程中产生并随排气排放。HC主要是燃烧过程中未燃烧或燃烧不完全的碳氢燃料。
2 汽油发动机富氧燃烧试验
试验采用发动机为4缸顶置凸轮轴式汽油发动机。汽油机技术参数:气门数是16, 缸径、冲程分别是76、87.3 mm, 排量是1 584cm3, 最大扭矩是134/4 500N·m/rpm, 压缩比是9.5∶1。
汽油发动机气缸压力测量采用AVLGU13Z-24型火花塞式发动机压力传感器, 发动机缸压信号采集间隔0.2℃A。
发动机燃烧分析系统采用AVL公司的INDI-MODUL-621模块化高速燃烧分析仪器设备。
发动机排气测量系统采用AVL公司的AMA I60双路直采气体排放分析仪, 即时采集发动机排放有害气体THC、CO和NOx。其中, HC排放采用氢火焰离子化型分析仪 (FID) , CO和CO2采用非分光红外线吸收型分析仪 (NDIR) , NOx采用化学发光型分析仪 (CLD) 。
2.1 汽油发动机燃烧的循环波动试验
图1为不同富氧程度对循环波动率的影响。氧浓度增加, 循环波动率下降。这是因为进气中氧浓度增大, 火花塞周围废气浓度降低, 发动机气缸中残余废气系数有所降低, 有利于火核的形成和初始生长, 致使火焰传播速度加快, 加速了火焰前锋面内传热传质过程及化学反应速度, 改善了混合气的均匀性, 提高了气流运动速度和湍流程度, 导致循环波动率下降。
2.2 汽油发动机排放物试验
图2为不同富氧程度对THC排放的影响。氧浓度增加, THC的排放明显下降。主要由2点原因引起的: (1) 进气中氧浓度增加, 燃烧过程中, 火焰温度提高、火焰的传播速度加快, 使活化分子的能量被释放, 燃烧室壁面温度提高, 由于缝隙效应和形成很厚的淬熄层大部分燃烧或完全燃烧; (2) 进气中氧浓度增加, 发动机失火率下降, 残余废气系数减小, 使燃料燃烧完全, 从而导致THC的排放明显下降。致使THC的排放明显下降。
图3为不同富氧浓度对CO排放的影响。CO的生成主要受氧浓度的影响。氧浓度增加, CO的排放明显下降。进气中增加氧浓度, 燃料分子与氧分子有机结合, 促进了混合气形成, 使发动机燃料中的碳大部分或完全氧化成CO2, 从而减少了CO和THC的排放量。
图4为不同富氧浓度对NOx排放的影响。依据高温NO反应机理, 生成NO的三个要素是氧浓度、反应时间和温度, 即燃烧开始时发动机活塞接近上止点, 由于增加了氧体积分数, 导致火焰传播速度和燃烧速度增大, 致使燃烧温度增加。在发动机足够的氧浓度条件下, 温度越高、反应时间越长, 则NO生成量增加。所以发动机内氧体积分数增加, NOx的排放明显增加。此时正好满足产生NO的三要素, 造成NOx的排放明显上升。
3 结论
1) 针对汽油发动机气缸内燃烧进行分析, 建立了汽油机燃烧循环波动和排放污染物生成模型。
2) 通过汽油发动机试验对模型进行验证, 发动机燃烧循环波动和排放生成物的理论分析与试验相一致。
3) 通过定性分析和定量分析富氧燃烧发动机的可行性。
摘要：汽油发动机富氧燃烧可改善发动机的燃烧效率和排放。文中对汽油发动机燃烧循环波动和NOx排放的机理进行研究, 通过建立模型验证发动机试验数据。研究结果表明:建立的发动机燃烧循环波动和NOx排放模型与试验结果一致。富氧燃烧可以降低发动机燃烧的循环波动, 同时降低发动机CO、HC排放物, 但NOx的排放物有所增加。
关键词：富氧燃烧,汽车发动机,循环波动,排放
参考文献
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汽油燃烧论文 第4篇
一、试验装置和数据处理
本试验所用发动机是一台双缸、四冲程、强制水冷、自燃吸气直喷式CT2100Q型柴油机, 其具体参数如表1所示。
为实现HCCI燃烧, 对该发动机做了部分改造。1#缸保持原机的柴油供给压燃模式, 2#缸改为HCCI燃烧运行模式。由1#缸燃用柴油发动机运转, 待冷却液温度至90℃, 机油温度至80℃左右时, 调整发动机转速、进气温度至设定值, 稳定后切断1#缸供油, 同时给2#缸供油, 转为HCCI运行。根据所测平均示功图, 利用一零维的放热率计算模型计算燃烧放热规律, 计算公式如式 (1) 所示。
式 (1) 其中, d QB/dφ为单位曲轴转角的放热量, 即瞬时放热率;d W/dφ为单位曲轴转角缸内工质对外做的功, 以热能形式表示;d Qω/dφ为气缸周壁的瞬时传热量, d U/dφ为气缸内瞬时内能。
二、试验结果与分析
1. 缸内燃烧压力和瞬时放热率。
图1反映了在不同过量空气系数条件下, 缸内燃烧压力和瞬时放热率的变化情况。可以看出, 随着过量空气系数的逐渐减小, 缸内峰值压力和峰值放热率逐渐增大, 其出现时刻稍有提前, 但变化幅度较小。过量空气系数从3.0减小到2.0时, 其峰值压力增大了约1.589Mpa, 对应的曲轴转角相差较小。
因为过量空气系数减小意味着混合气浓度增大。当混合气变浓时, 单位体积混合气所含的能量增多, 放热量增大, 化学反应速率加快, 有利于缩短燃烧持续期, 使得缸内燃烧压力和放热率增大。另一方面, 混合气浓度的增加使其比热容比下降, 从而降低了缸内压缩终了的温度, 使得峰值压力和峰值放热率所对应的曲轴转角相差不明显。
2. 着火时刻和燃烧持续期。
本文将燃料累积放热率为10%、50%和90%时所对应的曲轴转角分别表示为CA10、CA50和CA90。其中, CA10被定义为着火时刻, CA10与CA90之间的曲轴转角差值即被定义为燃烧持续期。图2反映了不同过量空气系数对CA10、CA50和燃烧持续期的影响情况。从图中可以看出, 随着过量空气系数的增大, CA10和CA50都有所推迟, 燃烧持续期也随之延长。
这是由于过量空气系数的增大意味着混合气变稀, 而实际每次循环进入气缸内的空气量不变, 则喷油量减少, 燃料释放总热量减少, 滞留废气的温度随之降低, 燃烧速度减慢, 最后导致点火滞后;另外随着过量空气系数的增大, 混合气着火时刻推迟, 甚至会出现上止点后自燃, 此时活塞将要下行, 缸内的燃烧温度和燃烧速度均下降, 燃烧放热速率减小, 使得燃烧持续期进一步变长。
三、结论
汽油燃烧论文 第5篇
汽油机缸内的气流运动对汽油机的燃烧过程有重要的影响[1],尤其是进气终了时刻缸内流场的结构,将直接决定点火时刻前火花塞附近的湍流强度、气流速度,以及缸内的燃料分布,从而影响发动机的动力性、经济性和排放性。定容燃烧弹试验[2]表明了湍流火焰的燃烧速度在一定范围内几乎与湍流强度呈线形关系,混合气的湍流强烈地影响着预混合火焰的传播速度。双涡流理论[3]认为,湍流加快火焰传播主要是依靠了两种标度的涡流,即大尺度涡流和微涡流。射流燃烧系统[4]利用空气射流强化火花塞附近湍流场,使燃烧速度大幅度提高。试验研究表明了4气门车用汽油机的燃烧性能与缸内湍流运动密切相关。
如何进行气道结构的优化设计和缸内流场的有效组织,以使混合气在火花塞点火前形成适当的湍流场,是4气门汽油机研发的核心技术之一。合理设计进气道的结构可以优化其流通特性,实现滚流比、涡流比和流量系数的最佳配置,增强缸内湍流强度,提高火焰传播速度和燃烧速率,缩短燃烧持续期,从而提高动力性和经济性。本文以AVL的三维计算软件FIRE为平台,针对495汽油机的进气燃烧过程进行瞬态数值计算,着重分析研究了进气过程对发动机性能的影响以期为发动机的直喷化改型过程提供依据。
1 三维数值计算模型
1.1 计算对象
为了分析研究进气流动以及性能特性,对495原型机进行了三维瞬态数值计算。表1为495汽油发动机的主要技术参数。
本文定义0 °CA为进气行程上止点。计算时间步长采用曲轴转角模式,最大步长1 °CA,最小步长0.2 °CA。计算从上止点前19 °CA开始,此时进气门刚要开启,持续493 °CA,到进气门开启时结束,包含了进气、压缩和燃烧膨胀3个过程。计算转速为2 500 r/min,点火时刻为345 °CA。气门重叠期的计算域如图1所示。
1.2 计算模型
湍流模型采用四方程模型k-ζ-f[5]。该模型的计算精度和稳定性均较好,但是计算量相比双方程模型k-ε要大15 %左右。主要控制方程为:
湍流时间尺度:
undefined
湍流长度尺度:
undefined
式中,ρ为密度;k为湍动能;Pk为湍动能生成项;ε为湍动能耗散率;μ为动力黏性系数;μt为涡黏性系数;ζ为速度尺度比率;f为椭圆松弛函数;S为变形率相关项;v为运动黏性系数;其他均为模型常数。
燃烧模型采用为Eddy Breakup;排放NOx模型为 Zeldovich;而Soot模型采用Kennedy_Hiroyasu_ Magnussen。动量方程差分格式采用二阶精度,比中心差分稳定性和收敛性要好的MINIMOD Relaxed格式;连续方程为中心差分格式;能量等方程使用迎风格式。
1.3 模型验证分析
495汽油机的台架试验系统如图2所示。其中,缸压采用火花塞压力传感器Kistler-6117B;进排气压力采用绝对压力传感器Kistler-4045A;热膜式进气流量传感器为AVL-NW80;瞬态油耗仪为AVL-733S;测功机为南峰-CW260。由于测量缸内压力时未对缸盖做任何改变,因此测量时发动机缸内情况与实际工作时完全一致。表2为针对计算验证的标定转速点试验工况条件。图3为该汽油机验证工况下缸内燃烧压力的实测值和仿真计算结果。由图3可见:在点火时刻前二者数据几乎完全吻合,点火后二者变化趋势仍比较接近,任一曲轴转角下误差均小于2 %;模拟结果与试验结果具有较好的一致性。
1. 数据记录与分析系统 2. 机油温度控制系统 3. 热膜式空气流量计 4. 瞬态油耗仪 5. 油箱 6. 光电编码器 7. 水温控制系统 8. 冷却水流量计
1.4 原机进气特性
在进气行程初期,进气门升程较小,进气气流在缸内未形成大尺度流场结构。 随着气门升程的加大和活塞的下移,到进气上止点后60 °CA,进气门两端下方的小涡逐渐发展成大尺度涡a、b,两涡旋转方向相反,并且相互挤压,如图4所示。位于排气门侧的a涡还受到产生于气门重叠期c涡的影响;这是因为a涡团尺度略小于b涡。靠近排气门侧的气流进入气缸后速度被衰减,还未能冲到活塞顶面就在c涡的挤压下发生了变向;而气缸壁侧的进气充量进入气缸后衰减量很小,气流以较高的速度到达活塞顶,发生碰撞后其方向沿活塞顶面发生了变化。
随着气门升程继续增加,靠近排气门的a涡吸收了更多的进气能量,涡团尺度增大,势力增强。b涡受活塞下移的影响,涡形状发生了畸变;同时由于受到变强a涡的挤压,b涡逐渐下移至活塞顶上方的角落里。图5为进气门最大升程时刻140 °CA时的速度场。此时,a涡已经发展成为具有缸径尺度且占据缸内绝大部分空间的大涡;b涡虽然仍然存在,但是一直被限制在靠近活塞顶的角落里,尺度和转速均小于a涡;这是由于a涡外缘已达右侧气缸壁,在一定程度上阻碍了气缸壁侧的进气充量对b涡的能量补充,加快了b涡的衰减。
由于进气门升程逐渐减小,缸内的平均流速开始降低。当活塞运动到下止点时,a涡已经演变成为缸内唯一的大尺度涡,如图6所示。由于此时进气门仍未关闭,气缸壁侧流入的进气充量在缸内产生一些小涡,同时在气缸壁下段还可以看到b涡衰减后残留的小涡,这些小涡均不稳定,不断破碎成更小的涡团,进而被a涡吞噬。以上这些都说明缸内产生了单一的大尺度的滚流,原机气道具有一定的组织滚流的能力。
气门关闭后,活塞继续向上运动,压迫进气过程所形成的滚流涡团。由于活塞上行使滚流的回转半径减小,因此滚流流速有所升高,速度梯度也略有增大。流速和速度梯度的提升使得气流与活塞顶、气缸壁和燃烧室顶的冲撞更为激烈,微涡产生量增加,这将会导致缸内湍能的上升。进气门最大升程出现在进气上止点后120 °CA,图7为此时垂直于气缸轴线中截面上的速度场。流场内没有任何大尺度的涡流,仅存在一些低速的小尺度涡,而且这些小涡在中截面两侧具有很好的对称性,能量相互抵消。因此,可以认为此时缸内涡流强度很弱,原机气道不具有组织进气涡流的能力。
2 气道倾斜角的影响分析研究
影响滚流的气道结构参数有:α、β、圆弧曲率、气道倾斜角θ,示意图如图8所示[6]。针对5种由不同的α、β和θ倾斜角组合的单进气道进行了气道稳流试验[7]。对比测量结果表明:调节进气道出口处的α、β倾斜角对滚流比具有明显影响。495汽油机中缸体上平面与进气门底平面的夹角为9°,方案Ⅱ相对原机调整了α和β,α从原机为74°增大到79°;方案Ⅲ相对原机调整了θ倾斜角,θ从原机为13°增大到22°;具体的气道结构如图9所示。针对这3种气道方案进行了仿真计算,进而分析了气道倾斜角参数对燃烧过程的影响。
2.1 气道倾斜角对湍动能的影响
随着活塞的继续上行,缸内滚流经历了加速、变形进而破碎的过程,这些过程均有利于提高缸内的湍动能。到火花塞点火时刻前,缸内湍动能明显增加。图10为3个方案下火花塞点火时刻前的湍动能场。湍动能峰值差别不大,但与方案1相比,方案II和方案III的高湍动能区更接近火花塞,这为着火初期缸内的火焰快速稳定传播提供有利条件。
缸内速度场发展过程的分析表明:3种气道均具有一定的组织缸内滚流的能力。本文采用瞬态角动量来表示缸内的滚流强度,图11为缸内滚流角动量变化情况。方案II和方案III的缸内滚流强度均大于方案I,这是因为方案II、III均相对增强了靠近排气门侧的进气能量,加速了气缸壁侧b涡的衰减,使得缸内更早形成速度更高的单一的具有缸径尺度的滚流而大涡具有更好的能量保持能力。方案II的滚流强度最强,说明调节α、β倾斜角比调节θ倾斜角对滚流强度的影响更加明显。增加α、β倾斜角可以提高滚流比,θ倾斜角适当加大也可以提高滚流比,但同时要考虑α、β角的情况。
2.2 气道倾斜角对放热规律和温度场的影响
3种气道结构下缸内燃烧放热规律如图12所示。改变气道的α、β、θ倾斜角所形成的改型方案II与方案III在前期的燃烧速率都要快于原机方案,燃烧期要短于原机方案,这与前面所提到气道改型方案的高湍动能区域在点火时刻更加靠近火花塞位置一致。
活塞运动到上止点时,各方案火焰前锋还未到达活塞顶面,温度场如图13所示。此时,方案I缸内平均流速较低,火焰传播更倾向于向活塞顶发展;而方案II和方案III的高温区域则明显较大。再次说明从点火开始至上止点,方案I、III的火焰传播速度更快。
2.3 气道倾斜角对缸内压力的影响
图14为不同气道方案下的缸内压力变化规律。方案I的高湍动能区离火花塞较远,方案II和方案III的高湍动能区则更靠近火花塞,且火花塞周围燃料浓度更高,因此在火核形成后火焰传播初期的燃烧速度比方案I更快,主燃期更靠近上止点,燃烧的等容度也更高,这有利于提高发动机的热效率。
3 结论
(1) 4气门汽油机在进气过程中存在主要的双涡团运动特性,a涡团不断地从进气中吸收能量而扩大,b涡团不断受到a涡团的压迫而缓慢缩小后很快就破碎成小涡团运动。原机气道能够形成一定的滚流运动,但是几乎没有涡流运动。
(2) 调节α、β倾斜角比调节θ倾斜角对滚流强度的影响更加明显。增加α、β倾斜角可以提高滚流比,θ倾斜角适当加大可以提高滚流比,但同时也要考虑α、β的情况。
(3) 方案Ⅱ、Ⅲ的火花塞在点火时刻具有更高的湍流强度,燃烧速率要快于方案Ⅰ,从而获得更好的燃烧性能。
摘要：基于三维CFD软件FIRE,计算分析了495汽油机的进气燃烧过程特性。研究结果表明:4气门汽油机进气过程中存在着双涡运动特性,其中,排气门侧的涡团因不断地吸取能量而增强;而进气门侧的涡团由于能量耗散而衰减。调整气道倾斜角参数α、β、θ,使得高湍动能区向火花塞靠近,从而显著提高燃烧速率;调节α、β倾斜角比调节θ倾斜角对缸内滚流强度的影响更加明显。
关键词：内燃机,汽油机,瞬态模拟,进气道,流场结构
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汽油燃烧论文 第6篇
均质压燃(HCCI)技术作为一种清洁高效的燃烧模式,在汽车内燃机节能减排方面表现出巨大的潜力。HCCI燃烧模式受发动机缸内燃烧的化学反应动力学控制,如何控制压缩着火是HCCI面临的挑战,目前只能利用间接改变缸内混合气温度、压力等方法控制其燃烧过程[1,2]。HCCI燃烧模式负荷范围比较狭窄,这也限制了其实用化的进程。国内外的研究机构就负荷拓展方面做了很多研究工作,如文献[3,4]中通过燃料设计的方法控制HCCI燃烧及拓展其负荷范围。压缩比对HCCI燃烧、排放及负荷范围有重要影响,高压缩比下可以获得较好的经济性和排放性能,但同时也面临着爆震等不利因素[5,6]。上述研究对HCCI燃烧控制进行了有益探索。
本文通过改变活塞形状,将原机压缩比由10.5分别提高到13.0、15.0,并通过优化动力技术[7]在一台四缸汽油机上实现和HCCI双模式(SI/HCCI)运行。发动机试验由SI切换到HCCI燃烧后,考察了压缩比对汽油HCCI发动机负荷范围拓展及其燃烧、排放特性的影响。同时进一步将进气温度及冷却液温度结合起来研究,考察两个变量对汽油机HCCI燃烧与排放特性的影响,寻找可以更好地控制HCCI燃烧的方法,为HCCI汽油机研究提供依据。
1 试验装置和试验方法
1.1 试验装置和设备
本研究在上汽乘用车技术中心研发的商用NSE1.5四缸汽油机上进行。基于优化动力技术进行改进设计,即通过冷却液和排气热量加热进气温度及采用较高的压缩比。图1为试验台架及附属装置的示意图。试验发动机原机的具体参数见表1。台架系统主要包括尾气加热系统、测控系统、燃油供给系统和排放检测系统、温控系统等。试验采用Kistler6118B型火花塞式高压传感器,并通过O2T燃烧分析仪每隔曲轴转角为0.25°采集四缸的缸压信号,同时将所采集信号导入燃烧分析软件Osiris进行实时监控并同步分析。排气管中安装了BOSCH公司的LS17025宽域氧浓度传感器,以测量不同工况模式时空燃比变化,并作为HCCI燃烧闭环控制的反馈信号。尾气排放测量采用AVL公司的五气体组分分析仪。发动机台架系统采用的是湘仪动测公司的FC2012控制系统及CAC-250G电力测功机。
1.2 试验方法
试验首先考察了压缩比对汽油HCCI发动机燃烧与排放特性的影响。相关试验参数见表2。每次进行数据记录之前,保持发动机在HCCI模式下稳定运行约5min,针对四个缸分别采集50循环缸内压力参数,并对四缸取平均值进行分析处理。
试验中确定HCCI负荷范围满足下列条件之一即定为上边界:(1)最大压升率dp/dθmax不超过1MPa/(°);(2)缸内最高燃烧压力ppeak不超过6MPa。IMEP相对循环变动系数不大于10%时定为HCCI负荷范围的下边界。试验选取1 200r/min低速下,22和40N·m两个不同负荷对比分析缸内燃烧过程。
完成上述试验后,进一步研究冷却液温度及进气温度对发动机性能的影响。试验中保持进气压力、喷油脉宽、点火提前角和发动机转速不变,同时保持EGR阀处于关闭状态。相关参数设置见表3。通过调节进排气系统冷热气控制阀门调节进气温度,并通过温控系统调节冷却液的温度。
虽然利用优化热管理系统可以实现进气温度的快速调节,但相比可控压燃技术(CAI)发动机,试验用发动机系统仍然无法在几个循环内实现温度的快速切换;因此,在发动机HCCI和SI模式切换时,设计了一个Lean SI模式作为过渡。如图2所示,在HCCI和SI模式切换时,首先进入稀薄点燃的Lean SI模式,通过适当的点火保持发动机稀燃工作,同时调节喷油量保持目标转矩恒定,至进气温度达到目标温度范围后,再切换进入相应的HCCI或者SI模式。图3为发动机从点燃SI模式切换到压燃HCCI模式的过渡过程。在控制系统根据需求启动切换后,发动机首先进入Lean SI模式,使发动机的喷油量保持不变以维持输出转矩不变,同时根据逐渐升高的进气温度确定目标空燃比值,进气温度越高,目标空燃比越大,然后根据目标空燃比的增加逐渐增大节气门的开度。当进气温度到达可以压燃的下限值时(压缩比为13.0时进气温度达到180℃,压缩比为15.0时进气温度达到110℃)节气门全开,点火角推迟到上止点后(相当于关闭点火),发动机实现HCCI工作模式。
2 试验结果分析与讨论
2.1 压缩比对燃烧排放影响
如图4所示,压缩比增大后,相同负荷下,缸内最高燃烧压力增大,燃烧相位提前,燃烧持续期缩短,燃烧速度增加,燃烧放热率增加,由此导致缸内温度上升。不同负荷下,发动机缸内放热曲线也不同,在40N·m工况下,燃烧相位提前,压力升高得更快,因此在较大负荷工况下要采取措施降低压力升高率,防止发动机爆震。压缩比增大后,每循环平均吸热温度增大,平均放热温度降低,每循环温差增大,膨胀比变大,可以提高循环热效率和平均有效压力[8]。
如图5所示,转速1 200r/min下随着压缩比及负荷的增大,缸内最高燃烧压力和最大压升率增大。产生这种现象的原因是,压缩比增大后,压缩终点温度压力都增大,相应的最高燃烧压力也增大。此外,压缩比增大后,缸内混合气燃烧速率增加,热量在较短时间内迅速释放,引起缸内压力急剧升高,缸内压力峰值和最大压升率显著增大。从图5中还可看出,随着负荷的增大,缸内最高燃烧压力及缸内最大压升率也增大。
如图6所示,转速为1 200r/min下,为保证HCCI稳定燃烧的进气温度,在同一转速下压缩比为15.0时的进气温度低于压缩比为13.0时,这说明压缩比增大后发动机对进气温度的要求下降及同样条件下压缩比增大后更容易进行SI/HCCI燃烧模式的切换。降低进气温度,增加了进气量,促进了缸内压力峰值的提高,这从图5中也可以看出。由于压缩比增大后,压缩终点温度上升,降低了发动机对进气加热的要求,因此在压缩比增大为15.0后,CR13样机上的两级加热系统(即冷却系统和排气加热系统)可以简化为只用排气加热,节约成本的同时更容易实现HCCI燃烧。
压缩比变大降低了汽油HCCI稳定燃烧对进气温度的要求。进气温度的降低增加了进气量,这样就可以喷射更多的燃油来提高HCCI燃烧的负荷范围,同时也可以使进气温度在更大的范围内变化以调节优化HCCI燃烧相位。考察图3中40N·m、1 200r/min工况点:压缩比为13时,压力峰值和最大压升率分别为4.35MPa和0.52MPa/(°);压缩比升高到15时,压力峰值和最大压升率分别为5.95MPa和0.73MPa/(°)。再考虑到温度峰值的降低,可知在一定程度上提高压缩比,有利于HCCI发动机高负荷运行,有利于其负荷范围的拓展。
如图7所示,转速为1 200r/min下,压缩比增大后,燃烧持续期下降,且随着负荷的增大燃烧持续期呈下降趋势。压缩比增大后,缸内温度升高,着火时刻提前,燃烧速率加快,混合气在更短的时间内燃烧完,使燃烧持续期下降。压缩比增大后,在HCCI燃烧模式下,爆震倾向变大,尤其是高负荷高转速下这种趋势会更加明显,因此高速高负荷时要合理控制发动机空燃比,限制爆震发生。
图8为压缩比对汽油机HCCI燃烧模式排放特性的影响情况。从图8可以看出,提高压缩比后,CO排放呈上升趋势,但随着负荷的增大呈下降趋势。从宏观方面来说,对于过量空气系数较高的HCCI燃烧而言,CO排放随着过量空气系数的提高而增加;从微观方面来讲,在HCCI燃烧过程中,CO生成随着温度升高其生成量越大。HCCI燃烧后期,在缸内内部核心区由于温度较高,CO转化生成CO2;而在次核心区,温度较低,抑制了CO向CO2的转化,是产生CO排放的主要区域[9]。在HCCI燃烧模式下,高压缩比且缸内燃烧温度压力高有利于燃料分解及促进燃烧,燃烧速率加快,燃烧持续期缩短。然而,在上止点过后活塞膨胀速度较快,温度迅速下降,次核心区域扩大,不利于CO转化为CO2,使CO排放随着压缩比的升高而上升,这与传统点燃式汽油机有所不同。随着HCCI发动机运行负荷的增大,缸内温度升高,燃烧更完全,也更有利于CO转化为CO2,因此CO排放随着负荷的升高而降低。
从图8还可以看出,随着压缩比及负荷的增大,HC呈现下降的趋势。HC排放生成的主要区域为靠近缸壁的温度边界层。压缩比变大后,缸内温度升高,淬熄层变薄,淬熄效应降低,HC排放降低。缸内热氛围升高,多点着火燃料燃烧更加完全,未燃HC减少,且温度边界层范围缩小,导致HC排放减少。压缩比升高后,HC氧化增强,也进一步降低了HC排放。
从图8中还可以看出,压缩比升高后,NOx排放呈下降趋势,随着负荷的增大有升高的趋势。NOx排放主要受到高温富氧及氮、氧在高温区的滞留时间等条件影响,其生成主要区域为缸内核心区。随着负荷的增大,缸内温度升高,并处于富氧环境下,造成NOx排放有升高趋势。随着压缩比的升高,虽然缸内平均温度有所升高,但HCCI燃烧会在更多点同时发生,使缸内的燃烧状态着火更加均匀且稀薄燃烧速率加快,火焰传播范围缩小,缸内温度分布更加平均,持续期缩短,缸内局部高温区范围减小,NOx的生成条件进一步被限制,生成量降低。压缩比升高后,对进气温度要求降低,进气密度增大,进气量增大,空燃比增大。在稀燃环境下,空燃比可以控制缸内HCCI燃烧放热速率,空燃比越大,缸内混合气浓度越稀,NOx排放越少。数值模拟[10]结果也表明:压缩比由12.0升高为20.0时,NOx排放值可以降低1~2个数量级,这与本文的研究结果一致。
2.2 压缩比对负荷拓展的影响
图9为压缩比对负荷拓展的影响。图例表示在某一转速下HCCI发动机的负荷范围,即HCCI发动机可以达到的最大扭矩及可以稳定运行的最小扭矩。从图9可以明显看出,压缩比为15.0时的负荷范围大于压缩比为13.0时的负荷范围。由前文分析可知,压缩比增大后,缸内压力及温度上升,发动机的动力性明显提升;且压缩比增大后,对进气温度、冷却系统温度等要求降低,进气量增大,缸内热氛围降低抑制了最大压升率,有利于负荷拓展。从图9还可看出,在1 200r/min时,最大转矩达到44.0N·m,相比CR13的HCCI发动机40.0N·m的转矩提高了10%。在高转速工况下,负荷拓展更为明显,3 600r/min时CR15最大转矩可以达到39.0N·m,而同样转速的CR13发动机只能达到28.0N·m,相比提高了39.3%,负荷得到较大拓展。从图9中还可看出,压缩比增大后,不仅高负荷范围得到了较大拓展,在低速低负荷时,压缩比对负荷拓展也有积极影响,在1 200r/min时,CR15最低负荷可达7.0N·m,相比CR13最小负荷12.5N·m的运行范围增大了5.5N·m。
提高压缩比降低了HCCI燃烧对进气温度的要求,进气温度降低,进气量增加,有利于降低声响强度RI,各缸热量散失差异减小,缸间变动减小,所以有利于提高负荷。
RI计算公式[11]为:
式中,γ为比比热;(dp/dt)max为最大压力升高率;Tmax为缸内最高温度;ppeak为缸内压力峰值。
压缩比提高后,发动机对进气温度的要求降低,进气温度降低提高了循环进气量,相同工况下高压缩比时过量空气系数更高,使发动机可以在较高的过量空气系数情况下运行,这在一定程度上拓展了HCCI发动机低负荷运行范围。进气温度的降低使得发动机进气密度增大,发动机循环进气量随之增加,这使得缸内压力峰值升高,有利于拓展发动机高负荷运行范围。
2.3 冷却液及进气温度对燃烧的影响
图10为进气温度为135℃时,冷却液温度对缸内温度、压力及放热率的影响。从图10可以看出,随着冷却液温度的降低,缸内压力降低,放热率降低。汽油机HCCI燃烧模式对温度比较敏感,随着冷却液温度下降,缸内氛围温度降低,由此带来的热损失加大,使得缸内温度达不到HCCI燃烧的最低要求,因此出现压力、放热率下降甚至失火现象。
图11为不同进气温度下冷却液对缸内压力相关参数的影响。从图11可以看出,随着冷却液温度及进气温度的升高,缸内最大压升率及最高燃烧压力增大。考察四个进气温度下,最大压力升高率及最高燃烧压力随冷却液温度的变化:冷却液温度每升高10℃,最大压升率升高了约0.48MPa/(°),最高燃烧压力升高了约1.26MPa。在Tintake=130℃时,最高燃烧压力和最大压升率随冷却液温度的升高变化最快。随着进气温度升高,发动机HCCI稳定燃烧对冷却液的要求降低,两者对汽油机HCCI燃烧都有重要影响。整体上IMEP随着冷却液温度的升高而升高,但在进气温度为140℃时,IMEP随着冷却液温度升高呈现先增大后减小的趋势。在进气温度较高时,冷却液温度上升可能会导致爆燃等现象发生,IMEP下降。进气温度高,对燃烧相位影响较大,使得燃烧提前,同时散热损失也会增加,这两方面的原因都使得IMEP有所下降。最佳燃烧相位应使得最高燃烧压力在上止点后曲轴转角为12°~15°时达到,这时实际示功图与理论示功图最为接近。
冷却液温度较低时,发动机无法稳定运行,冷却液温度及进气温度的提高可以使发动机着火点提前,提高最高燃烧压力及最大压力升高率,因此在大负荷拓展时可以通过降低冷却液温度的方法实现更大的EGR率以抑制爆震,实现更高的运行负荷范围。
图12为冷却液及进气温度对燃烧相位的影响。本文将燃料累计放热率为10%、50%和90%时所对应的曲轴转角分别表示为CA10、CA50和CA90。其中,CA10被定义为着火时刻,CA10与CA90之间的曲轴转角差值定义为燃烧持续期,而CA50对HCCI燃烧具有重要的研究意义。从图12可以看出,随着冷却液及进气温度的升高,CA10、CA50提前,燃烧持续期缩短。CA10变化范围相对较小,冷却液温度每升高15℃,CA10提前约4°的曲轴转角。CA50受冷却液温度影响较大,冷却液温度每升高15℃,CA50提前约8.3°的曲轴转角。燃烧持续期(即CA90~CA10)缩短约7°的曲轴转角。冷却液温提高,使缸内氛围温度整体升高,使缸内温度条件提前达到着火要求,同时温度升高加速了缸内化学动力反应的速度与进程,因此着火提前,燃烧持续期缩短。
拓展HCCI高负荷运行范围主要受到缸内最高燃烧压力和缸内压力升高率的限制。推迟燃烧相位和延缓燃烧速率有助于降低缸内最高燃烧压力和压力升高率;因此,降低冷却液温度对拓展HCCI高负荷运行范围具有积极意义。降低冷却液温度可以使燃烧速率得到有效减缓,进而抑制爆震,但同时增加了HCCI着火难度。如果要保证发动机稳定运行,在冷却液温度降低时必须提高进气温度以满足其运行要求。
2.4 冷却液及进气温度对循环变动率的影响
图13为不同进气温度下冷却液对缸内燃烧循环变动率的影响。从图13可看出,随着冷却液及进气温度的升高,最高燃烧压力和平均指示压力的循环变动率减小。随着冷却液温度的升高,热氛围升高,使得混合气混合更加均匀,温度上升,促进多点燃烧的进行,燃烧更加快速均匀,令缸内燃烧更加稳定。燃烧始点的控制对HCCI燃烧至关重要,而随着冷却液温度的升高,燃烧相位稳定性降低,易引起爆震,因此合适的冷却液温度对汽油机HCCI燃烧的改善起着很大作用。
适当提高冷却液温度及进气温度,可以降低发动机的循环变动并减少失火现象的发生,这样可以在HCCI发动机进行低负荷运行范围拓展时,通过控制冷却液温度及进气温度来拓展HCCI燃烧的低负荷运行范围,对HCCI发动机的高、低负荷范围都进行有效的拓展。
2.5 冷却液及进气温度对排放的影响
图14为不同进气温度下冷却液对汽油机HCCI排放特性的影响。从图14可以看出,随着冷却液及进气温度的升高,CO、HC排放显著降低。进气温度为125~140℃时,冷却液温度每升高15℃,HC排放分别下降约为68.2%、60.0%、55.0%、45.9%。在进气温度较高时,冷却液温度变化对CO、HC排放影响减小。CO是一种燃烧中间产物,随着冷却液温度的升高,做功、排气行程中缸内温度升高使CO被氧化为CO2,导致CO排放降低。HC排放主要来自低温壁面淬熄作用,边界层和活塞环缝隙中含有的未燃HC,以及一些中间产物在膨胀行程和排气行程中未来得及氧化而排出。当冷却液温度升高时,改善了油气混合气的形成及燃烧过程,同时缸壁温度升高,温度边界层厚度减小,淬熄作用及压缩在边界层中的未燃HC减少,使得HC排放下降。随着冷却液温度升高,未燃HC在膨胀和排气行程及时氧化也使得HC排放显著下降。
随着冷却液及进气温度的升高,NOx排放呈上升趋势。NOx的生成必须在高温富氧环境下,温度升高直接促进了NOx的生成。由于发动机运行在较稳定的HCCI模式下,NOx排放虽有起伏,但始终维持在较低的水平。
3 结论
(1)随着压缩比增大,缸内压力、温度、放热率增大;燃烧持续期缩短;汽油机运行稳定HCCI模式的进气温度降低;CO排放升高,HC、NOx排放下降。
(2)压缩比增大后,汽油HCCI发动机可以在1 200~3 600r/min转速范围内实现稳定燃烧,提高压缩比有效拓展了HCCI发动机负荷范围。
(3)随着进气温度及冷却液温度的升高,燃烧相位提前,燃烧持续期缩短,缸内压力、放热率及温度升高,且缸内循环变动率减小,实现更稳定的HCCI燃烧;CO、HC排放降低,但NOx排放有升高趋势。
(4)控制HCCI发动机冷却液温度及进气温度,可以对HCCI发动机高、低负荷运行范围进行有效的拓展。
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汽油燃烧论文 第7篇
虽然增压和缸内直喷技术对缸内混合气形成过程有很大影响, 但是对于混合气形成质量而言, 相对于非增压和非直喷的汽油机, 只体现在进气量上的增加和缸内滚流的增加, 没有发生质的变化, 主要原因在于:高压喷射, 提高了雾化质量;进气行程早期喷射, 提供了足够的雾化时间。所以, 对于现代化学计量比均质燃烧的增压直喷汽油机, 可以认为是均质并且燃油充分雾化的混合气。增压直喷汽油机缸内混合气燃烧与非增压直喷汽油机区别在于外特性的缸内混合气密度增加和湍流强度增加。
针对于燃烧和发动机缸内的燃烧, 已有大量研究。一般认为, 燃烧可以分为层流燃烧和湍流燃烧。化学反应速率和混合气的疏运特性是层流燃烧的主要因素, 属于混合气的属性。湍流燃烧的主要因素则是混合气燃烧反应速度和湍流强度。我们基于其他研究者在燃烧和汽油机燃烧方面获得的研究成果和理论, 分析增压直喷汽油机外特性的燃烧速度特性。
1 试验系统
试验机以两气门废气涡轮增压直喷汽油机为基础, 加装机械增压系统设计的复合增压直喷汽油机。试验机参数见表1, 试验机结构见图1。
试验台架采用水循环、机油循环条件控制系统, 保证了试验条件的一致性。
2 缸内燃烧速度分析方法
图1试验机结构框图
层流燃烧火焰传播是靠高温燃烧产物通过导热不断使相邻的新鲜混合气升温、着火、燃烧。层流燃烧速度是可燃混合气固有属性之一。内燃机进气和压缩过程, 伴随大尺度滚流和旋流的产生和耗散, 大尺度气流运动耗散产生的湍流使内燃机缸内的燃烧变成了典型的湍流燃烧。研究内燃机缸内燃烧, 需要深入研究混合气固有的层流燃烧和随湍流强度改变的湍流燃烧。Heywood总结了层流燃烧规律, 见式 (1) ~ (6 ) [5]:
很多研究者对火焰传播速度与层流燃烧速度的关系进行了研究。Lancaster等人研究了湍流燃烧速度和缸内湍流强度的关系、湍流燃烧速度与层流燃烧速度比与湍流强度的相关性。在研究中, 假设火焰从火花塞处以球型传播, 利用缸压数据计算燃烧速度 [6];还有研究者扩展了Lancaster等人的工作到具有更复杂边缘和燃烧室的传统发动机, 对比湍流和层流燃烧的速度比, 研究表明, 50% 燃烧放热点的湍流和层流燃烧速度比与压缩上止点前45℃A的湍流强度具有很强的相关性 [7]。大部分关于汽油机缸内燃烧速度的研究都是基于非直喷和非增压汽油机, 压缩比小, 缸内湍流强度小[3,4], 所以有必要在现有研究成果基础上, 深入研究增压直喷发动机缸内燃烧速度特性。本研究针对的是进气行程早期喷射增压直喷汽油机, 所以混合气均匀程度与气道喷射汽油机是相当的, 可以认为式 (1) ~ (6) 依然适用。
以前的研究者多着重于瞬时燃烧速度和某一角度的湍流强度关系, 但是在燃烧系统开发中, 更多关注于某一段的燃烧特性。鉴于此, 我们采用燃烧速度分段分析的方法对复合增压发动机低速高负荷和外特性燃烧速度进行分析。我们根据燃烧系统开发需要及燃烧过程的速度特性, 采用分段平均缸内燃烧速度分析的方法, 将燃烧过程分为三个阶段:第一阶段是燃烧开始至10% 燃烧放热点, 在该阶段, 由开始燃烧进入到快速燃烧阶段, 直接影响后期的燃烧;第二阶段是10% 燃烧放热点至90% 燃烧放热点, 是做功的主要阶段, 该阶段的燃烧相位和燃烧速度直接影响发动机的热力学性能;第三阶段属于燃烧后期, 做功少, 不可控程度大, 一般在工程中很少予以关注。我们将主要分析前两个阶段的燃烧过程。关注的燃烧速度特性包括 : 层流燃烧 速度 ( SOLC:Speed of LaminarCombuston) 、湍流燃 烧速度 ( SOTC: Speed ofLaminar Combuston) 和湍流层流燃烧速度比 (TLR:Ratio of SOTC and SOLC) 。
燃烧速度计算方法:假设在燃烧开始至90%燃烧放热点, 火焰前锋面以球型传播。层流燃烧速度 (SOLC) 计算方法是:将缸内压力进行热力学分析, 可以得到:燃烧始点角度、温度、压力;10% 燃烧放热角度、温度、压力;90% 燃烧放热点角度、温度、压力。每个燃烧阶段始点的缸内状态带入式 (1) , (2) , ( 4 ) , (5 ) , (6) 计算, 就得到了对应的层流燃烧速度。湍流燃烧速度以每个燃烧阶段始点的缸内容积和燃烧时间计算, 具体方法是:首先计算每个燃烧阶段始点角度对应的燃烧室容积, 对于第一阶段, 该容积乘以10% 就得到了第一阶段燃烧的混合气体积;对于第二阶段, 该容积乘以80% 就可以得到第二阶段燃烧的混合气体积。根据前面假设, 燃烧混合气体积对应的球形的半径就是火焰在该阶段传播的距离, 该距离除以该阶段对应的燃烧时间, 就可以算出火焰传播的平均速度。每个阶段的燃烧时间可以根据热力学计算得到的每个阶段始点角度和发动机转速计算。湍流层流燃烧 速度比 ( TLR) 是湍流燃 烧速度 (SOTC) 与层流燃烧速度 (SOCL) 的比值。
3 试验结果分析
1 500 r/min转速以下的高负荷工况和外特性是复合增压汽油机重点研究工况区域, 所以进行了如下试验:
a. 1 000 r/min和1 200 r/min两个转速下110N·m至150N·m扭矩试验, 调节点火正时、喷油正时、燃油喷射压力等参数, 以获得各控制边界条件下的燃烧特性。
b. 1 500 r/min至5 500 r/min转速间外特性试验, 记录MBT点。为了更清楚地表明燃烧速度和负荷的关系, 去除机械增压带来动力消耗的影响, 1 000 r/min和1 200 r/min转速的试验结果分析, 以平均指示压力为横坐标轴。
改变控制参数, 会在一定范围内影响燃烧速度和指示平均压力。为了更明确表现出燃烧速度受控制参数的影响范围, 我们没有对其做平均处理, 而是将所有试验结果全部表示出来。
3.1 缸内层流燃烧速度 (SOLC) 分析
两个阶段层流燃烧速度见图2和图3, 可以看出, 第一阶段的层流燃烧速度变化很小。对于转速负荷相同工况, 燃烧始点在上止点附近, 燃烧室体积随曲轴转角变化小, 使缸内密度、压力等状态参数相近。对于不同负荷工况, 从公式 (1) , ( 5) , (6) 可以看出, 压力和温度对燃烧速度的影响相反, 随着负荷的增加, 压力和温度对燃烧速度的影响相互抵消, 使层流燃烧速度变化不大。第二阶段的层流燃烧速度, 不同工况变化较大, 随负荷增加有降低趋势。这主要是因为负荷增加, 燃烧滞后, 导致第二阶段始点处缸内状态的变化。
图4为外特性第一阶段和第二阶段层流燃烧速度分析。可以看出, 外特性的两个燃烧阶段层流燃烧速度呈增加趋势。原因有两个:第一, 由于转速增加, 减少了传热损失, 提高了每一燃烧阶段的缸内温度;第二, 4 000 r/min之后, 外特性的平均指示压力降低, 进气量减少, 降低了缸内压力。以上两点, 直接导致了由公式 (1) , (5) , (6) 计算所得的层流燃烧速度呈增加趋势。
3.2 缸内湍流燃烧速度 (SOTC) 分析
两个阶段湍流燃烧速度见图5和图6, 可以看出:1 200 r/min转速的湍流燃烧速度明显高于1 000 r/min转速的湍流燃烧速度;湍流燃烧速度随负荷增加呈增加趋势。对于湍流燃烧速度, 影响最大的就是缸内湍流强度。转速增加, 可以提高湍流强度。同样, 要增加负荷, 需要提高进气压力, 导致缸内大尺度气流运动速度增加, 最终也会使燃烧阶段湍流强度的增加。
图7为外特性第一阶段和第二阶段湍流燃烧速度分析。可以看出, 两阶段的湍流燃烧速度与转速成正比。
3.3 湍流层流燃烧速度比 (TLR) 分析
图8和图9为两阶段的湍流层流燃烧速度比分析。TLR反映的是湍流在层流燃烧基础上, 对燃烧速度提高的促进程度。可以看出, 1 200 r/min转速的TLR高于1 000 r/min转速的TLR, 且TLR随负荷增加呈增加趋势。由前面分析可以看出, 层流燃烧速度变化小, 湍流燃烧速度变化大, 对TLR起决定性作用的是湍流燃烧。影响湍流燃烧速度的因素会直接作用于TLR的变化。
图10为外特性湍流层流燃烧速度比分析。可以看出, 在外特性的两个燃烧阶段, 湍流层流燃烧速度比大小相当, 随转速增加趋势相同。由此可以认为, 缸内湍流对不同的燃烧阶段的燃烧速度均起到相同或相似的促进作用。
4 总结
为了研究复合增压直喷汽油机低速高负荷及外特性缸内燃烧速度特征, 搭建了试验平台, 并且进行了大量的性能试验。结合其他研究者的经验, 探索了缸内层流燃烧速度和湍流燃烧速度的研究方法及复合增压直喷汽油机的燃烧速度特性, 主要得到了如下结论:
a. 层流燃烧速度, 尤其是第一阶段的层流燃烧速度, 受工况影响较小。
b. 湍流燃烧速度随转速增加明显, 可以认为湍流强度对燃烧速度具有决定性作用。
c. 分段平均缸内燃烧速度分析方法对研究缸内燃烧速度规律具有一定的工程意义。
摘要：为了研究复合增压直喷汽油机低速高负荷及外特性燃烧速度, 搭建了试验平台, 进行了大量性能试验, 基于其他研究者的研究成果和研究经验, 结合燃烧系统开发的工程性, 提出了缸内层流燃烧速度和湍流燃烧速度分段分析法。通过该方法对试验结果进行分析, 揭示了复合增压直喷汽油机低速高负荷及外特性燃烧速度特征。
关键词：增压,缸内直喷,层流,湍流,燃烧速度
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