柴油機純氧燃燒過程及缸內噴水影響的模擬研究

康 哲，陳思遠，鄧 俊，吳志軍

（1.重慶大學汽車工程學院，重慶400044；2.重慶大學 機械傳動國家重點實驗室，重慶 400044；3上汽大眾動力總成有限公司質量部，上海201807；4.同濟大學汽車學院，上海201804）

作為我國國民經濟的支柱產業之一，在可預期的時間范圍內，汽車產業都將使用內燃機作為其主要動力源［1］，而內燃機工作所帶來的能源消耗與環境污染問題，已受到我國政府及行業協會的高度重視，并提出了大力發展節能汽車技術來解決上述問題［2］。

為應對當前汽車動力源所面臨的節能減排壓力，內燃蘭金循環（internal combustion Rankine cycle，ICRC）概念應運而生［3］。ICRC采用O2代替空氣作為助燃劑，排除N2參與燃燒反應，從而避免NOx生成。其排放廢氣中只包含CO2和水，將該廢氣通過冷凝器分離，分別進行回收、存儲，即可實現超低排放燃燒［4-6］。

柴油機燃燒主要受燃料物理及化學特性控制［7］。柴油噴霧霧化蒸發及滯燃期是柴油機燃燒過程中的重要過程，對燃料燃燒過程存在重要影響［8］。同時，燃料自身物理化學特性、進氣壓力、廢氣再循環（exhaust gas recirculation，EGR）等邊界條件的變化會影響到滯燃期內的反應速率，間接影響到燃燒過程，采用這些間接方法可以起到調整、控制燃燒過程的作用［9］。

與此同時，采用缸內噴水技術在內燃機工作過程中向缸內噴水，通過噴入缸內的水吸收燃燒放熱、降低缸內溫度，可對缸內燃燒過程進行直接干預，實現燃燒速率的控制與優化［10-11］。同時，噴入缸內的水相變膨脹，推動活塞做功，實現熱效率進一步提升［12］。通過尾氣對噴入缸內的水進行預加熱，可實現廢氣能量回收，增加進入缸內水的能量，加快水的蒸發速率［13］。

通過已開展的點燃式ICRC發動機試驗研究發現，由缸內混合氣自燃導致的爆震等非正常燃燒現象，極大地制約了ICRC熱效率的優化能力［14］，為解決上述問題，進一步提升ICRC發動機熱效率，本文提出以柴油機擴散燃燒模式為基礎，研究純氧環境及缸內噴水對柴油機燃燒過程、循環效率的影響，針對壓燃式ICRC概念展開前期模擬研究，為后續壓燃式ICRC發動機試驗提供基礎與優化方向。

1 試驗臺架簡介

純氧燃燒柴油機及壓燃式ICRC發動機試驗臺架基于一套雙缸水冷機械泵柴油機改造而來，其具體參數如表1所示，主要由燃油供給系統、進氣供給系統、高溫高壓水供給系統、原型機、電子控制及數據采集系統等設備組成。

表1 發動機技術參數Tab.1 Engine Specification

圖1為ICRC發動機試驗臺架示意圖。

通過高壓油泵及高壓共軌建立60～180 MPa可調的噴油壓力，以滿足通過缸內燃油噴霧實現擴散燃燒的要求。試驗研究在第一缸展開，進排氣系統與第二缸分離，并在第一缸缸蓋上進行缸壓傳感器與缸內噴水器的安裝，實現缸內壓力的采集以及缸內高溫高壓水供給。利用電加熱模塊模擬尾氣能量回收裝置，實現對高壓水的加熱，在缸內噴水連續工作的工況下可實現最高160°C的加熱能力，通過溫控器進行PID（比例/積分/微分）控制，保證試驗中噴水溫度的準確、穩定。

由于純氧氛圍下柴油機缸內混合氣的燃燒速率較快，控制難度較高［15］，本試驗采用O2/CO2混合氣來模擬EGR。進氣系統由高壓氧氣及二氧化碳氣瓶、減壓閥、氣體流量計、節流閥、球閥、預混穩壓腔、壓力調節器及低壓氣體管路構成，可實現O2/CO2混合氣體積分數靈活可變。為定量描述進氣中的氧含量，引入氧分數變量（oxygen fraction，OF），其定義為進氣成分中氧氣的體積分數，即

圖1 ICRC發動機試驗臺架系統示意圖Fig.1 Schematic diagram of ICRC engine test bench

使用美國國家儀器公司的CompactRIO高速控制器、PCI-6250高速采集卡與LabVIEW軟件，開發了ICRC實時控制以及數據采集系統，實現發動機參數和噴水過程的實時在線調節以及接收參數的實時顯示。

2 計算模型搭建及模型驗證

本文采用CATIA建立表面幾何模型，在完成面文件處理后導入Hypermesh生成面網格，并進行幾何清理與壞點去除，隨后導入基于較詳細化學機理的三維CFD軟件Converge進行計算模型搭建。圖2為搭建完成的上止點處仿真計算模型。

圖2 仿真計算模型Fig.2 Computational model

對導入Converge內的幾何模型，需要通過拆解組合完成邊界條件和初始條件定義，模型包含下屬9個子系統：進氣口、排氣口、進氣道、排氣道、進氣門、排氣門、氣缸、活塞和缸蓋。在模型中根據原機噴嘴位置添加噴油噴嘴和噴水噴嘴及相關噴油、噴水噴射參數。以柴油機十六烷值與蒸發能力為依據，選擇與其物理特性相近的C12H26作為柴油燃料的替代物。與此同時，針對本文所開展的高體積分數CO2/O2/H2O氛圍，以Zeuch等［16］發布的包含47種組分和468步反應的正庚烷氧化簡化機理作為仿真模擬計算的化學動力學機理文件，并考慮CO2/O2/H2O在各溫度、壓力范圍內的詳細熱力學特性變化，以充分保證仿真結果的精度和可靠。

圖3和圖4分別為純氧燃燒未噴水工況、噴水工況下缸內壓力仿真結果和試驗數據的對比。對于未噴水工況，壓縮沖程模擬計算結果缸壓升高率略高于試驗缸壓率，做功沖程的壓力曲線與試驗數據高度重合，仿真模型中的缸內最高爆發壓力為7.40 MPa，與試驗數據7.18 MPa相比，誤差為3.1%。對于噴水工況，壓縮行程缸內壓力與未噴水工況保持一致，且燃燒過程的缸內壓力也保持高度一致，模擬計算的缸內最高爆發壓力為7.44 MPa，試驗中最大壓力值為7.37 MPa，誤差為1.1%，在壓縮行程與膨脹做功行程中，壓力曲線的重合度較高，能較好地模擬缸內實際燃燒情況。

圖3 純氧燃燒未噴水工況模型驗證Fig.3 Model verification under oxy-fuel condition without water injection

圖4 純氧燃燒噴水工況模型驗證Fig.4 Model verification under oxy-fuel condition with water injection

綜上所述，仿真計算結果與試驗結果的缸壓曲線對比誤差較小，同時，兩者揭示的缸內壓力變化趨勢具有較高的一致性，可認為仿真模型與實際工況結果很接近，模擬結果對于實際工況具有指導意義。表2為試驗和模擬設計參數。

3 計算結果及分析

3.1 進氣氧體積分數對純氧燃燒的影響

進氣氧體積分數對燃料燃燒存在重要的影響［17］。在柴油機富氧條件下，燃料的滯燃期縮短，燃燒速度加快，直接影響發動機的缸內熱氛圍。

表2 試驗與模擬設計參數Tab.2 Experiment and simulation parameters

在定量分析進氣氧體積分數對純氧燃燒柴油機的影響過程中，設置仿真計算參數條件如下：發動機轉速為1 200 r·min-1，噴油量為40 mg，未噴水工況，進氣氧體積分數分別為100%（OF100）、80%（OF80）、70%（OF70），對比分析不同氧體積分數下柴油純氧燃燒的燃燒特性。

3.1.1 進氣氧體積分數對缸內壓力和溫度的影響

圖5為不同氧體積分數下的缸內壓力對比。從缸內組份的物理性質來看，O2比熱容低于CO2，隨著O2含量的增加，混合氣比熱容降低，在外界壓縮做功相同的情況下，缸內混合氣比熱容降低的工況缸內溫度升高。壓縮行程階段，純氧工況下缸內溫度最高，OF70工況缸內溫度最低。

圖5 不同氧體積分數下的缸內壓力Fig.5 In-cylinder pressure at different intake oxygen fractions

因此，隨著氧氣體積分數的增加，壓縮結束后缸內溫度提高，直接導致了燃燒時刻的提前。純氧工況下，缸內最大爆發壓力相位為6°CA ATDC，缸內最大爆發壓力為8.36 MPa；OF80工況下，缸內最大爆發壓力相位為7°CA ATDC，缸內最大爆發壓力為7.76 MPa；OF70工況下，缸內最大爆發壓力相位為8°CA ATDC，缸內最大爆發壓力為7.40 MPa。

圖6為不同氧體積分數下缸內溫度對比。從進氣行程開始，由于O2比熱容低于CO2，隨著O2含量的增加，混合氣比熱容降低，壓縮行程的純氧工況下缸內溫度最高，OF70工況下壓縮段溫度最低。純氧工況下低溫反應得到促進［17］，但是由于燃燒反應發生在上止點之前，導致放熱率峰值較低，而較低的氧體積分數下放熱率峰值相位后移，燃燒在上止點之后，峰值反而更高，說明氧體積分數對于燃料的化學反應具有強烈促進作用。OF100氧體積分數下，缸內最高溫度為1 960 K，氧體積分數下降為OF80時，缸內最高溫度為1 880 K，OF70時最高溫度為1 830 K?？傊?，隨著進氣氧體積分數的上升，混合氣比熱容降低，缸內溫度較高，缸內最高溫度峰值增大，燃燒相位提前。

圖6 不同氧體積分數下的缸內溫度Fig.6 In-cylinder temperature at different intake oxygen fractions

3.1.2 進氣氧體積分數對缸內氣流特性的影響

燃料燃燒過程是湍流流動與燃料燃燒互相影響和作用的復雜過程。燃燒改變了缸內流體溫度，產生密度梯度，并且改變流體物性參數，影響缸內湍流流動［18］。同時，湍流流動影響燃料與助燃工質的混合狀況，影響燃燒過程化學反應速率［19］。

湍動能（turbulent kinetic energy，TKE）反映缸內湍流運動的強弱，TKE越大說明缸內湍流運動越劇烈，更有利于缸內混合氣的形成和擴散。圖7為不同氧體積分數下的TKE對比。從圖7中可以看到，燃料噴射時刻的缸內溫度較低，該溫度主要由進氣成分的比熱容決定，純氧工況下缸內溫度和壓力較高，低溫反應劇烈，使得缸內TKE迅速上升。隨著氧體積分數的降低，低溫反應逐漸受到抑制，TKE減小。在純氧工況下，缸內溫度較高，反應速率較快，促進湍流形成，缸內TKE峰值最高。進氣氧體積分數的提升有利于缸內混合氣的形成和擴散，燃燒反應速率加快，反過來促進缸內氣流實現更高的湍流速度，提高了缸內壓力和溫度的升高率。

圖7 不同進氣氧體積分數下的湍動能Fig.7 In-cylinder TKE at different intake oxygen fractions

圖8 為不同進氣氧體積分數下缸內湍流速度分布。該數據可直觀反映進氣氧體積分數變化對氣流特性的影響。在－5°CA ATDC時，燃料剛進入氣缸內，此時純氧工況下低溫反應劇烈，缸內速度場湍流速度較大，且湍流擴散區域較廣。

圖8 不同氧體積分數下的湍流速度分布Fig.8 In-cylinder TKE distribution at different inake oxygen fractions

當曲軸轉角到達上止點時，純氧工況下反應速率較快，在缸壁附近由于燃燒反應出現湍流速度峰值區域，同時，湍流擴散至整個缸內，而隨著氧體積分數的降低，反應速率降低，燃燒相位推遲，缸內KTE減小，湍流發展變緩。在5°CA ATDC時刻，缸內湍流開始減弱，在氧體積分數較高的工況下，缸內氣流運動更加強烈。

由此可得，隨著曲軸轉角的發展，湍流在缸內呈現由中心向四周發展的趨勢，在火焰鋒面區域湍流達到峰值，氧體積分數越高，湍流發展越迅速，燃燒相位提前。燃燒反作用于湍流，燃燒越劇烈，湍流在火焰鋒面區域的速率越快。

3.1.3 進氣氧體積分數對缸內組份的影響

圖9為缸內氧體積分數場的分布。在－5°CA ATDC時刻，燃料剛進入缸內，體積分數場分布幾乎一樣。主要原因是此時缸內湍流速度不大，體積分數場主要受到噴霧霧化能力影響。隨著曲軸轉角的變化，在上止點時刻，純氧工況下，缸內燃料在燃燒室內分布較廣，氧體積分數的下降，減弱了燃料的擴散。因為在純氧工況下，低溫反應劇烈，缸內速度場湍流速度較大，氣流運動擴散較快，使得燃料能夠迅速擴散到缸內，有利于混合氣的形成，使得燃燒更加充分，燃燒相位前移。

圖9 不同氧體積分數下缸內當量比的分布Fig.9 In-cylinder equivalence ratio distribution at different oxygen fractions

3.2 噴水過程對純氧燃燒過程的影響

在上止點附近缸內工質燃燒時向缸內噴入高溫高壓水，通過制定的噴水策略影響并調節缸內燃燒。在對點燃式發動機缸內噴水的研究中發現，在上止點附近向缸內噴水對缸內溫度場的控制效果明顯，同時改善指示熱效率效果顯著［10，20-21］。將計算邊界條件設定為發動機轉速1 200 r·min-1，進氣氧體積分數70%，壓縮比17∶1，噴油質量40 mg。在此基礎上，調整噴水噴嘴的參數，選定噴水溫度為160℃，噴水壓力為35 MPa，噴水質量為60 mg，對比分析缸內高溫高壓水噴射過程對純氧燃燒柴油機缸內燃燒過程與性能的的影響。

3.2.1 噴水過程對缸內壓力和溫度的影響

圖10為噴水工況和未噴水工況下缸內壓力的對比圖。由圖10可知，當噴水質量為60 mg時，缸內峰值壓力相位出現在7°CA ATDC，其峰值為7.440 MPa，與未噴水工況相比，缸內壓力峰值提高約0.044 MPa，峰值相位保持不變。

圖10 噴水過程對缸內壓力的影響Fig.10 Effect of direct water injection on in-cylinder pressure

圖11 為噴水工況和未噴水工況下缸內溫度對比圖。未噴水工況下，缸內最高燃燒溫度為1 880 K，在缸內噴水60 mg的工況下，缸內最高燃燒溫度降低至1 660 K，與未噴水工況相比，缸內最高燃燒溫度降幅為170 K。分析認為，在缸內噴入高溫高壓水后，噴入缸內的水迅速汽化膨脹，吸收缸內熱量，使得缸內溫度降低。

圖11 噴水過程對缸內溫度的影響Fig.11 Effect of direct water injection on in-cylinder temperature

圖12 為噴水工況和未噴水工況下缸內溫度分布圖。從圖12中可知，在5°CA ATDC的噴水時刻，缸內溫度大于1 600 K，在該時刻進行缸內高溫高壓水噴射，隨著水霧進入氣缸內，迅速吸收缸內燃燒放熱汽化膨脹，在缸內噴水噴嘴周圍的混合氣溫度顯著降低。

圖12 噴水過程對缸內溫度場的影響Fig.12 Effect of direct water injection on in-cylinder temperature field

隨著高溫高壓水噴霧的發展，其影響的區域逐漸擴散。10°CA ATDC時刻，未噴水工況下，缸內仍處于大于1 600 K的高溫高壓環境，但在噴水工況下，隨著缸內水霧質量的增加，在噴水噴嘴周圍的混合氣溫度迅速下降。當缸內噴水結束時，噴水過程已影響了噴水噴嘴附近的大部分區域，直接說明缸內噴水過程對缸內溫度場的重大影響，可以通過不同的缸內噴水策略對缸內燃燒過程進行有效的干預與調控，調控過程的主要機理是缸內水霧吸熱蒸發導致的缸內溫度降低。

3.2.2 噴水過程對缸內氣流特性的影響

如前所述，隨缸內噴水的介入，缸內溫度降低，壓力峰值略微升高。而此時缸內溫度場的改變可能對缸內氣流運動產生影響，并形成相互作用。

圖13為不同噴水與不噴水工況的缸內湍流速度的分布對比。如13圖所示，缸內噴水過程的引入對缸內整體氣流運動影響較小，主要作用于噴水噴嘴附近區域，缸內水霧蒸發過程在噴水噴嘴附近形成湍流低速區，隨著缸內噴水過程的發展，該區域水霧質量逐漸增加，對該區域內湍流速度的抑制作用愈發明顯。說明缸內噴水過程對燃料燃燒產生抑制作用，降低燃燒速率，同時也側面反映了缸內壓力升高的機理是缸內水霧汽化膨脹這一物理過程。

3.2.3 噴水過程對缸內組份的影響

圖14為噴水工況和未噴水工況下缸內水蒸氣的質量分數的分布對比。5°CA ATDC為缸內噴水起始點，此時缸內水蒸氣分布情況一致。10°CA ATDC時刻，噴水噴嘴附近區域水蒸氣含量擴大，隨著噴水過程的進行，缸內水蒸氣含量增加，影響區域擴大，擴散至缸內其他區域。隨著曲軸轉角繼續增加，影響區域進一步擴大，但擴大的范圍并不顯著，更多的水蒸氣集中于噴水噴嘴附近。

圖13 噴水過程對缸內湍流速度的影響Fig.13 Effect of direct water injection on in-cylinder turbulence velocity field

3.2.4 噴水過程對熱效率的影響

圖15為噴水工況和未噴水工況下的指示熱效率對比。由于缸內高溫高壓水噴射過程的存在，高溫高壓水汽化膨脹做功，隨著缸內水霧的蒸發，在封閉的柴油機工作過程中額外增加了做功工質的質量，使得膨脹行程的缸內做功量得到提高，進而優化了純氧燃燒柴油機的指示熱效率，從圖15中可以看到，指示熱效率由未噴水工況的42.14%增加至噴水工況的43.72%，但由于缸內水霧的蒸發會降低缸內溫度，因此，若不斷提高缸內水霧質量，則會存在缸內熱氛圍不足以讓缸內水霧迅速充分蒸發的臨界點，可以認為，壓燃式內燃蘭金循環發動機的指示熱效率提升受限于缸內熱氛圍能夠提供給缸內水蒸發膨脹的熱量。

圖15 噴水過程對指示熱效率的影響Fig.15 Effect of direct water injection on indicated thermal efficiency

4 結論

為解決點燃式ICRC發動機中熱效率優化效果受限于爆震等非正常燃燒現象的問題，本文通過建立三維流體動力學模型，對不同進氣氧體積分數及缸內噴水過程對純氧燃燒柴油機燃燒過程、缸內流動及指示熱效率的影響進行了仿真分析，為未來壓燃式ICRC發動機的試驗研究提供參考基礎，結論如下：

（1）氧體積分數的增加改變了缸內進氣混合氣的比熱容，通過物理及化學的雙重促進作用，提升缸內燃燒反應速率，并進一步促進缸內湍流強度，缸內燃燒相位提前。

（2）噴水過程對于缸內壓力和溫度有明顯控制作用，抑制缸內燃燒反應和氣流運動，通過噴入的水工質汽化膨脹推動活塞做功，增加了循環指示熱效率。向缸內噴入60 mg高溫高壓水，可以使指示熱效率提升3.75%。

（3）在壓燃式ICRC發動機中，存在缸內熱氛圍不足以實現缸內水霧迅速充分蒸發的臨界點，限制了其指示熱效率的提升。