被動預燃室汽油機當量燃燒特性的數值分析

周昊，韓志玉，吳振闊，孟碩

（同濟大學 汽車學院，上海 201804）

0 概述

由于世界范圍內節能環保的大趨勢和相關政策法規的驅動，高效低排放的車用能源技術成為汽車工程研究的重要方向，提升汽油機的熱效率是該研究方向的重點之一。目前汽油機為提升熱效率采用的主要技術有阿特金森/米勒循環、12以上的高壓縮比、長行程設計、高滾流進氣道、缸內直噴、高能點火、智能熱管理和先進低摩擦技術等。綜合利用上述技術可使發動機熱效率提升至40%以上［1］，但基于此實現45%以上熱效率較為困難。當前熱效率超過45%的發動機大多采用稀薄燃燒技術，而常規火花塞點火技術難以在稀薄燃燒工況下產生穩定火核，需要采用新的點火方法如高能點火［2］、多點點火［3］、預燃室射流點火［4］等。

預燃室是指與主燃燒室通過一個或數個孔道（射流孔）連接的小腔體，通常安裝在氣缸缸蓋上，腔體內安裝有火花塞。預燃室射流點火技術的原理是在壓縮沖程內將可燃混合氣推入預燃室并點燃，預燃室內燃燒形成的高溫高壓氣體通過射流孔噴入主燃室，引發主燃室內的燃燒。預燃室又分為被動預燃室和主動預燃室兩種：被動預燃室中只配備了點火裝置，結構簡單；主動預燃室內通常設有內置噴油器，部分主動預燃室還備有額外的進氣裝置，可進一步擴展發動機稀燃極限，提升發動機熱效率，但結構較為復雜。相對于傳統火花點火技術，預燃室射流點火技術能改善發動機的燃燒相位，具有起燃迅速、點火穩定性高、燃燒速度快等優點，可有效提升發動機熱效率，降低NOx排放［5］。

文獻［4］中將一臺傳統火花點火發動機改造為被動預燃室發動機，實現了40%的有效熱效率，某高轉速工況的有效熱效率相對改造前提升了1%，同時改善了高負荷工況的燃燒穩定性。文獻［6］中開發了一套可分別充入空氣和燃料的主動預燃室系統，搭載該系統的發動機在稀燃條件下實現了最高45.2%的凈指示熱效率。文獻［7］中開發的主動預燃室發動機可在過量空氣系數為2.1的工況下實現穩定燃燒，最高指示熱效率達到47%，同時NOx和顆粒物排放明顯降低。文獻［8］中利用汽車自帶的油箱通風系統制造飽和的汽油蒸氣-空氣混合物，并通過電磁閥引入預燃室中，以代替主動預燃室的噴油器結構。在對主動和被動預燃室的研究中，文獻［9］中采用主動預燃室點火系統將一臺單缸試驗機的稀燃極限擴展至2.0，指示燃油消耗率相對傳統火花點火系統降低了2.6%；文獻［10］中采用被動預燃室點火系統替代火花點火系統以提升發動機的熱效率和改善燃燒循環變動。文獻［11］中通過被動預燃室點火技術和稀薄燃燒技術將一臺4缸汽油機的最低比油耗降低了10%。

文獻［12-16］中研究表明，預燃室射流孔孔徑、射流孔孔數、火花塞安裝位置、容積等設計參數都會對預燃室發動機的流動特性及燃燒特征產生影響，這是因為預燃室的射流特性會隨著上述設計參數的改變而變化。但對于如何優化被動預燃室結構以獲得更快的燃燒速度尚未有定論，預燃室射流特性的量化方法及其對燃燒的影響規律也少有文獻記述。本文中基于一款被動預燃室發動機進行三維計算流體力學（computational fluid dynamics，CFD）模擬研究，通過改變預燃室的各設計參數研究預燃室結構對當量燃燒的燃燒速度的影響，深入分析探討了不同預燃室設計參數對射流特性及后續火焰傳播的影響，并在多個工況下進行了驗證，該方法和結果對汽油機預燃室點火系統的前期設計具有一定的指導意義。

1 計算模型及驗證

1.1 計算模型和模擬方法

基于三維CFD仿真軟件CONVERGE v2.4進行模擬。燃燒模型選用G-方程小火焰面模型，該模型將等值面G（x，t）=0定義為火焰前鋒面，流場分為未燃區域（G＜0）和已燃區域（G＞0），火焰的傳播速度由氣體流動特征和參考層流燃燒速度決定，通過Favre平均，求解G的均值和脈動值G″的輸運方程，可導出為［17］式（1）、式（2）。

點火模型采用CONVERGE自帶的強制點火模型，原理是在指定區域生成一個微型的球形火焰面；湍流模型采用重整化群（renormalization group，RNG）k-ε模型［18］；噴霧模型采用KH-PT模型［19］；壁面傳熱模型采用Han and Reitz傳熱模型［20］。

以一臺經由火花塞發動機改造的直列4缸2.0 L被動預燃室渦輪增壓直噴汽油機為研究對象，預燃室體積為0.4 mL。預燃室和發動機的幾何模型如圖1所示。該預燃室有4個射流孔，間隔90°均勻排布，相對兩射流孔之間的夾角為100°，火花塞位于預燃室腔室中心，其結構與原汽油機有差異，但點火控制原理一致?？紤]計算成本和準確性，基礎網格尺寸設置為4.000 mm，同時對部分區域進行了固定網格加密。氣缸區域、進排氣門處氣流流動區域、預燃室區域和火花點火時火核區域的網格尺寸分別設置為1.000 mm、1.000 mm、0.250 mm和0.125 mm。同時，在氣缸和進氣區域使用了基于速度變化的自適應網格加密（adaptive mesh refinement，AMR）技術對網格質量進行優化。

圖1 預燃室和發動機幾何模型

1.2 發動機參數和計算模型驗證

本研究中的發動機使用的被動預燃室的安裝位置和原火花塞一致，可在原機上直接替換。除變動點火系統外，未對原機進行其他變動。

為驗證計算模型的準確性，對比了氣缸壓力和放熱率的計算值和測量值，驗證工況的參數見表1，對比結果見圖2，其中IMEP為平均指示有效壓力（indicated mean effective pressure）。本文中曲軸轉角負值表示上止點前，曲軸轉角正值表示上止點后。實測放熱率采用實測缸壓數據通過MATLAB軟件計算得到，模擬放熱率是三維數值模擬的直接結果。從圖2可知，二者吻合度較高，證明該模擬方法的結果可信，可以較好地預測缸內的燃燒過程及發動機性能，為后續研究奠定了基礎。

表1 驗證工況參數

圖2 模擬與實際測量的缸壓和放熱率曲線對比

值得說明的是模擬中點火時刻被推遲了0.167 ms，即在2 000 r/min時推遲了2°，在3 000 r/min時推遲了3°，否則模擬得到的燃燒始點會比試驗值提前，模擬結果不能準確反映試驗結果。模擬中不得不推遲點火時刻的一種解釋是射流火焰在經過射流孔時可能會部分或完全淬熄［21］，引燃主燃室著火的可能是部分淬熄后的微弱火焰或是完全淬熄后的高溫氣體，該現象會導致實際射流引發主燃室燃燒的時間相對未淬熄的射流火焰延后。G-方程不包含詳細化學機理，無法準確地捕捉到這一現象，需要推遲點火時刻作為模擬中主燃室燃燒始點提前的補償，改進的預測模型有待進一步研究。

2 預燃室發動機的流動和燃燒特性分析

2.1 預燃室發動機的流動特性

在2 000 r/min轉速和0.1 MPa進排氣壓力下，對預燃室發動機和原火花塞發動機（簡稱“原機”）進行了冷流模擬以研究其流動特性的差異，循環工質為空氣。圖3為預燃室發動機和原機的缸壓和滾流比對比，二者無明顯差異。由于二者的幾何結構差異較小，缸內氣流的熱力學特性和流動特性差異不大。圖4為曲軸轉角40°時預燃室發動機和原機的中心截面氣流速度云圖對比?？梢娕蛎洓_程中預燃室內氣流由于內外壓差射入主燃室，造成預燃室附近的氣體流動出現變化，但由于預燃室體積較小，該現象對主燃室平均湍動能的影響不明顯。

圖3 預燃室發動機和原機熱力學及流動特性（冷流模擬）

圖4 預燃室發動機和原機氣流速度云圖（冷流模擬）

2.2 預燃室發動機的燃燒特性

為提高計算效率并排除噴霧混合不均勻性的影響，燃燒特性對比研究中將模型的供油方式從原本的缸內直噴變為進氣道形成均質混合氣，保持計算模型的其余參數不變。

工況1下預燃室發動機和原機的模擬計算燃燒相位對比如圖5所示，其中CA0-10指代火焰發展期，即從火花塞點火到10%缸內燃料完成燃燒之間的曲軸轉角；CA50指代50%的缸內燃料完成燃燒時對應的曲軸轉角；CA10-90指代快速燃燒期，即從火焰發展期結束到90%缸內燃料完成燃燒之間的曲軸轉角。由圖5可見預燃室發動機在起燃階段和后續燃燒階段的燃燒速度都要優于原機，CA50相對原機提前了約8.5°。燃燒速度加快有助于提升發動機熱效率。經計算，該工況下原機的凈指示熱效率為39.6%，預燃室發動機的凈指示熱效率為41.0%，相對值比原機提升了3.5%。

圖5 工況1下預燃室發動機和原機燃燒相位對比

模擬結果表明預燃室射流點火在主燃室內形成多個著火點，同時射流流經區域由于射流沖擊，湍流強度有較大提升，因此燃燒速度加快。二者的火焰擴散圖像如圖6和圖7所示，預燃室發動機缸內火焰前鋒面的擴散速度明顯優于原機。射流火焰引發主燃室火焰擴散的中心位置距離射流孔出口處有一定偏移，這與高速射流帶來的貫穿距有關，分散的著火點有利于加速燃燒。射流孔出口處氣流的速度變化曲線如圖8所示，可見該工況下預燃室射流的峰值噴射速度在400 m/s左右，在約3°時由于主燃室壓力升高及預燃室內氣體逐漸流失，二者壓力差變化，主燃室氣體會回流至預燃室，回流的最大速度約100 m/s。

圖6 工況1下預燃室發動機缸內火焰擴散圖像

圖7 工況1下原機缸內火焰擴散圖像

圖8 工況1下射流孔出口速度

預燃室發動機和原機的中心截面湍動能云圖對比如圖9所示，其中半透明面為火焰前鋒面，圖9（a）預燃室正下方的火焰前鋒面代表朝向該切面外側的射流火焰，對應射流孔未在該切面中。預燃室發動機的湍流強度明顯較高，隨著火焰發展湍流強度的差異從射流附近區域延展到整個燃燒室。在預燃室底部中心處設立10 mm半徑的球形監測區域，預燃室發動機和原機在該區域的平均湍動能及整體的平均湍動能對比如圖10所示，可見燃燒前中期預燃室發動機的湍動能較原機要高，該現象在預燃室附近區域更為明顯。

圖9 工況1下預燃室發動機和原機湍動能云圖

圖10 工況1下預燃室發動機和原機湍動能對比

3 預燃室設計參數對燃燒特性的影響

基于工況1的計算結果探討不同設計參數的預燃室發動機的燃燒特性差異及其原因，然后對結果進行總結并在多個工況下驗證。

3.1 參數變更方案

變更的預燃室設計參數包括預燃室相對原位置深入主燃室的距離、射流孔夾角、射流孔數量、射流孔直徑、旋流實現方式、射流孔容積等，具體方案的預燃室特征如表2所示。

表2 不同方案的預燃室設計參數

不同射流孔數量預燃室的射流孔排布方案如圖11所示。其中4孔預燃室和6孔預燃室都是等角度均勻排布，5孔預燃室是在4孔預燃室的基礎上添加一個垂直向下的中置射流孔。為在點火時刻增強預燃室內的旋流，設置了兩種射流孔布置方案。方案11中通過改變射流孔的角度變更壓縮沖程中由主燃室壓入預燃室氣流的流動方向，由此制造旋流，方案12改變射流孔的排布位置使之與內壁面相切以制造旋流，如圖11（d）、圖11（e）所示。在更改預燃室容積的試驗中，為保證缸體結構不變，僅將預燃室內腔的縱向高度進行拉伸，同時保持預燃室火花塞與預燃室上表面的相對位置及射流孔和缸體的相對位置不變。

圖11 不同預燃室設計方案的射流孔排布方式對比

3.2 預燃室位置對燃燒特性的影響

不同預燃室位置發動機在工況1下的燃燒特性如圖12所示。預燃室向缸內深入3 mm時的燃燒相位和方案1差異不大，但深入6 mm后CA0-10明顯滯后，CA50也相對滯后。這是因為在該噴射角下，若預燃室過度深入主燃室，由于射流火焰過快接觸到活塞壁面，火焰發展會受到活塞壁面限制，影響火焰前中期的發展。預燃室處于不同位置時主燃室在工況1下壓縮沖程后期的湍動能及滾流比對比如圖13所示。由圖13可見隨著預燃室位置下沉，滾流比下降，壓縮沖程后期時湍流強度也明顯降低。這說明預燃室位置會影響主燃室內的氣流流動，表現為由于主燃室內流動氣體沖擊預燃室外壁，滾流強度降低，在壓縮沖程后期滾流破碎形成的湍流強度下降。但3種不同結構預燃室發動機的快速燃燒期差異不大，方案1、方案2的各燃燒相位的差異不明顯。這是因為影響預燃室發動機燃燒前中期的火焰發展速度的主要因素是主燃室著火區域附近的局部湍流強度，而非缸內平均湍流強度，點火后該區域湍流強度主要取決于射流沖擊，與壓縮沖程后期的流動情況關系不大。方案1、方案2、方案3預燃室結構相同，射流動量差異不大，對射流區域的沖擊影響相似，因此燃燒前中期的燃燒相位差異不大，方案3稍有滯后的原因更多是火焰發展受壁面限制。燃燒中后期由于火焰發展，湍流的強度及分布已產生明顯變化，三者的湍流強度差異減小，因此火焰發展速度無明顯差距。

圖12 工況1下不同預燃室位置設計的燃燒相位對比

圖13 工況1下不同預燃室位置設計的氣流特征對比

3.3 預燃室射流孔夾角對燃燒特性的影響

基于同一預燃室位置，探討了預燃室射流孔夾角大小對燃燒的影響。不同射流孔夾角下預燃室發動機在工況1下的燃燒特性如圖14所示。由圖14可見，120°夾角預燃室的各燃燒相位相對100°夾角略差，140°夾角方案的CA0-10和CA50相對其他兩方案有明顯滯后且CA10-90也稍長。這是由于隨著角度變化，壓縮沖程中主燃室擠入預燃室氣流的流動方向會發生變化，會對點火前預燃室內湍流強度及分布產生影響。圖15和圖16為工況1下-10.0°時不同方案的預燃室中心截面湍動能云圖和-0.5°時的溫度云圖，后者可代表火焰發展。由圖15和圖16可見，140°夾角預燃室內的湍流較弱，且高湍動能區域主要集中在火花塞下側，不能很好地包絡火核的初期發展區域，因此火焰發展相對較慢。受此影響，預燃室氣體溫度的升高速度下降，預燃室與主燃室之間的壓力差降低，使得預燃室射流速度降低，射流沖擊增強主燃室湍流的效果降低，疊加預燃室火焰進入主燃室的時間也相對滯后的影響，方案5的燃燒相位相對較差。

圖14 工況1下不同射流孔夾角設計的燃燒相位對比

圖15 預燃室湍動能分布對比（工況1，-10.0°）

圖16 預燃室溫度對比（工況1，-0.5°）

3.4 預燃室射流孔數量對燃燒特性的影響

射流孔數量對工況1下燃燒特性的影響如圖17所示。由圖17可見，隨著預燃室射流孔數量的增多，燃燒相位逐漸變差。由于單個孔的面積不變，射流孔數量增多會使射流孔總面積增大，加速點火后預燃室氣體向主燃室逃逸，使得預燃室和主燃室壓力差減小，射流速度降低，因此預燃室沖擊提升主燃室部分區域湍流強度的效果變差，后續火焰發展速度減緩。著火點增多不足以補償主燃室湍流強度下降對燃燒的負面作用。

圖17 工況1下不同射流孔數量設計的燃燒相位對比

3.5 預燃室射流孔直徑對燃燒特性的影響

射流孔直徑對工況1下燃燒特性的影響如圖18所示。由圖18可見，隨著射流孔直徑的增大，燃燒相位逐漸變差。增大射流孔直徑會降低預燃室射流的沖擊性，最終導致湍流火焰的傳播速度降低。1.0 mm射流孔直徑的預燃室發動機的CA10-90是4種方案里最短的，但CA0-10則相對1.2 mm射流孔直徑預燃室發動機滯后。這是因為射流孔過小會導致預燃室噴出的射流火焰較弱，影響初期的火焰發展。

圖18 工況1下不同射流孔直徑設計的燃燒相位對比

3.6 旋流預燃室對燃燒特性的影響

旋流預燃室和方案1在工況1下的燃燒特性對比如圖19所示。由圖19可見，切向旋流預燃室的燃燒相位相對原方案稍有滯后，變角度預燃室的CA0-10、CA50較原方案明顯滯后。工況1下上止點前預燃室腔內的氣流特征如圖20所示，可見旋流預燃室的旋流增強，但湍流強度卻較低，因此燃燒速度沒有提升。在旋流和湍流強度大致相當的情況下，方案11的燃燒相位相對方案12明顯滯后。這是由于射流方向發生變化，該方案下主燃室的火焰前鋒面會更早地發展至主燃室上表面，因此氣缸幾何形狀對前中期火焰發展的限制相較其他兩種方案更為明顯。這說明預燃室射流孔的射流方向會影響主燃室火焰前鋒面的發展方向和趨勢。

圖19 工況1下不同旋流預燃室設計的燃燒相位對比

圖20 工況1下不同旋流設計的氣流特征對比

3.7 預燃室容積對射流特性的影響

不同容積預燃室在工況1下的燃燒特性如圖21所示。由圖21可見，隨著預燃室容積的增大，CA10-90逐漸縮短，但CA0-10略微延長。CA10-90縮短的原因是預燃室射流的質量增加，射流對主燃室的沖擊能力增強，有利于增強主燃室湍流，加速火焰發展。由于方案13、方案14中火花塞相對射流孔的位置更遠，火焰發展到射流孔及主燃室的時間略微滯后，CA0-10相對方案1稍長。該現象與預燃室容積沒有直接關聯，可以通過進一步優化預燃室內部結構來改善。

圖21 工況1下不同預燃室容積設計的燃燒相位對比

3.8 預燃室射流動量與燃燒相位的聯系

為進一步說明預燃室射流沖擊提升缸內湍流強度以加速燃燒的作用，使用射流動量（從點火時刻至主燃室氣體回流前預燃室射流的累計動量）來量化預燃室射流的沖擊強度，將上述所有方案的射流動量與燃燒相位關聯制作散點圖，如圖22所示。由圖22可以發現隨著射流動量提升，CA50和CA10-90逐漸縮短，該影響在預燃室射流動量值較小時更為明顯。為驗證該結論，選取方案1、方案10、方案12、方案14在工況2和工況3（1 250 r/min、1.2MPa IMEP）下進行模擬計算，不同結構不同工況燃燒相位的對比結果如圖23所示。由圖23可見，除工況2射流動量最大值點的CA50有回升外，相同的規律在不同轉速及負荷下基本可以復現，該點所對應的方案14由于射流火焰進入主燃室的時間較長，CA50相對滯后，但CA10-90依然是所選方案里最短的。該規律說明較大的射流動量有助于提升預燃室發動機的燃燒速度。

圖22 工況1下射流動量與燃燒相位的變化趨勢

圖23 工況2、工況3下射流動量與燃燒相位的變化趨勢

為研究不同工況下燃燒速度對預燃室結構變化的敏感性，分析所選4種方案的燃燒相位在不同工況下的最大差值如圖24所示。其中CA10、CA90分別指10%、90%的缸內燃料完成燃燒時對應的曲軸轉角，CA10-50指已燃燃料百分數從10%發展到50%經過的曲軸轉角，CA50-90指已燃燃料百分數從50%發展到90%經過的曲軸轉角，燃燒相位對應的值均為選定4種方案中該燃燒相位在特定工況下的最大值與最小值之差。由圖24可見，工況2中預燃室結構變化對燃燒相位的影響低于其余兩種工況，這說明不同預燃室結構的影響在高轉速、高負荷下會減弱。從數值大小來看，所有燃燒相位指標中CA50的變動范圍最大，在4°～6°之間，CA50-90在3種不同工況下的最大差異都在2°以內，明顯低于CA0-10、CA10-50的最大差異，說明不同方案火焰發展速度的差異主要體現在燃燒前中期。

圖24 選定設計參數燃燒相位的最大差值對比

4 結論

（1）預燃室發動機主燃室和火花塞發動機燃燒室在冷流模擬中的熱力學參數和流動特性沒有明顯差異；但是在燃燒情況下，預燃室射流將對其噴孔附近的局部平均氣流和湍流產生較大的影響，產生有利于主燃燒室火焰傳播的流動條件。

（2）預燃室發動機相對火花塞發動機著火點更多，且射流沖擊會增大主燃室的湍流強度，因此燃燒速度更快。

（3）通過優化預燃室結構提升預燃室噴孔射流動量有利于獲得更快的燃燒速度；射流火焰過早接觸氣缸壁面會使燃燒速度下降，調整預燃室的安裝位置有助于避免該問題。

（4）預燃室結構變化對燃燒速度的影響在高轉速、高負荷工況下會相對減弱。