进气加湿耦合涡流比对船用柴油机燃烧和排放的影响

蔡玉洁，赵昌普，王 科

进气加湿耦合涡流比对船用柴油机燃烧和排放的影响

蔡玉洁，赵昌普，王 科

(天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室，天津 300072)

针对某一款四冲程船用柴油机，利用商业模拟软件AVL-Fire建立柴油机三维数值模型，研究进气加湿耦合涡流比对燃烧的影响以及改善NO和碳烟折中关系的潜力，给出优化方案，得到满足Tier Ⅲ排放法规的技术路线并保证指示燃油消耗率增长在2%以下．结果表明，加湿率增大，缸内温度和压力的峰值均降低，且最大降幅都约为2%；滞燃期延长，燃烧重心后移，对燃烧热效率不利．缸内温度和进气氧浓度的下降有效降低了NO排放，最大降低幅度约为56.7%．一定的涡流比可以促进油气混合，而太大的涡流比会降低油束贯穿距，使喷雾前端偏转角度增大，影响油气混合．涡流比的增大对NO和碳烟的排放形成先增后降的影响，在涡流比为0.5时碳烟排放最低．此外，对各种进气加湿率和初始涡流比获得的结果进行优化，其中有9种算例同时降低了NO和碳烟排放，并且在初始涡流比为0.50时，加湿率100%和80%的两种方案满足Tier Ⅲ的排放标准．

进气加湿；涡流比；船用柴油机；数值模拟；燃烧；排放

随着经济全球化趋势的增强，船用运输业不断发展，而由于船用柴油机高热效率和低油耗率的特点，使其成为船用运输业最主要的动力来源．据过去几年的报道，国际航运业所带来的废气污染排放量占全球氮氧化物(NO)排放量的13％，占全球温室气体排放量的2.1％[1]．由于船用柴油机的燃烧特点，其最主要排放物是NO和碳烟[2]．国际海洋组织IMO(Inter-national Maritime Organization)推出了船用柴油机的排放法规．2016年1月1日开始实施的Tier Ⅲ法规在排放控制区ECA(emission control area)相较于TierⅡ对NO排放的限制下降了大约75%[3]，这使得相应的关于船机降排的技术快速发展．而通过合理地组织缸内燃烧来降低NO和碳烟排放是简洁有效且成本可控的方法．

近年来，船用发动机制造商应用了一系列降低排放的技术，如加湿燃烧[4]、废气再循环(EGR)[5]、改变涡流比、可变气门技术等[6]，使发动机能够满足更严格的排放法规．NO生成的条件离不开高温富氧以及持续时间，向燃烧室添加水以降低明显影响NO形成的峰值燃烧温度，对于重型柴油机来说，该方法是降低NO生成的有效途径．进气加湿技术由于其成本低、易实现、效益高的特点得到广泛重视．其通过改变进入气缸的空气相对湿度，改变进入气缸充量的组分，可以降低缸内燃烧时的氧气浓度和最高温度，有效地抑制了NO的生成[7]．但是燃烧温度的降低和氧气浓度的降低带来了瞬时放热率降低、有效燃油消耗率升高等一系列负面效应，通过耦合进气初始涡流比来改善缸内油气混合质量，改善进气加湿的负效应，使得燃烧更加充分，污染物排放更低[8]．

进气加湿降低NO的作用主要通过以下3种效应：水在高温下离解的化学效应，水有较高比热容的热效应，水蒸气代替进气充量的稀释效应[9]．涡流比则通过改变燃油喷雾和进气充量的流动进而提高油气混合程度．Rahai等[10]在一个小型柴油机上，建立了可变蒸汽流量空气加湿系统，结果表明，在两个不同负荷下保持相对湿度为75%和95%时，NO分别降低了3.7%和22.5%．Tauzia等[11]通过试验研究了进气道喷水的冷却效应和稀释效应，并且和EGR技术在降排能力上进行了比较，得出相比于EGR，在高负荷下进气道喷水在PM排放恶化相对较小的情况下更能降低NO排放．Liu等[12]利用数值模拟研究了燃油乳化耦合EGR降低NO排放的方法，通过米勒循环和提高压缩比弥补燃油乳化和EGR带来的燃油消耗率增加问题，改善NO和燃油消耗率的折中关系．Henein等[13]通过试验研究了不同的涡流比和EGR对直喷柴油机滞燃期和排放的影响．得出了涡流比在高转速使滞燃期先降后升，改善了由于EGR带来的碳烟和CO排放恶化问题．Zhu等[14]模拟了不同涡流比与不同喷油正时，柴油机NO和碳烟排放及有效燃油消耗率的折中关系，结果表明在涡流比较高时，喷油正时推迟2°CA，EGR率为10%时，可以同时降低NO和碳烟，改善其折中关系．

当前，针对向燃烧室里加水和涡流比对柴油机的影响的研究大部分是单独的，而针对二者对柴油机的相互作用的研究还较少，合适的进气加湿率和涡流比可以优化缸内燃烧．因此笔者采取数值模拟的方法，利用三维模拟软件AVL-Fire研究了关于进气加湿和涡流比的相互作用对船用柴油机的影响规律，为降低排放提供可行性途径．

1 模型介绍与验证

1.1 发动机参数及初始条件

本研究模拟所用原型机为四冲程增压中冷直喷式船用柴油机，该发动机的主要参数如表1所示．初始条件和边界条件见表2．其中，初始条件为试验初始值．计算域内的所有网格都设置为统一的初始值．

表1 发动机参数

Tab.1 Specifications of engine

表2 边界和初始条件

Tab.2 Boundary and initial conditions

1.2 计算网格及参数设置

发动机采用部分负荷在1350r/min转速运行，为了减少计算时间，又因为喷嘴在燃烧室内呈中心布置，在不影响计算结果的情况下，采用1/8即45°扇形燃烧室模拟混合物的形成和燃烧过程．模拟上止点为720°CA，计算在进气门关闭时开始，排气门打开时结束，即模拟范围为595～837°CA．喷油开始时刻为－14.5° CA ATDC，结束时刻为20° CA ATDC，历时34.5° CA．图1为发动机燃烧室在上止点时的计算网格．使用AVL ESE Diesel软件创建三维网格，在上止点总数大约为47000．模型网格的疏密程度对模拟计算结果的影响较大，因此，对网格独立性的验证是很有必要的．图2为在上止点时，缸内平均压力的峰值随网格数的变化图．从图中可以看出，随着网格数的增加，平均压力的峰值逐步增大，当网格数增大超过约45000时，缸内平均压力的峰值趋于平稳.此时，网格数的大小对计算结果的影响可以忽略．为了平衡计算时间和计算精确度，采用网格总数为47000的模型进行模拟计算．

为了研究进气加湿率和涡流比对燃烧和排放的影响，在整个模拟过程中，保持发动机转速和喷射的燃料质量等恒定，选取了6种加湿率和5种涡流比来进行分析比较．加湿率使用进气空气的相对湿度来表示，分别设置相对湿度为：0、20%、40%、60%、80%和100%．其水蒸气的质量分数分别为0、0.61%、1.23%、1.85%、2.48%和3.11%．涡流比分别选取0.5、0.85(原机)、1.3、1.6和1.8．如表3所示，考虑加湿率和涡流比耦合的情况，共有30种不同的算例．

图1 上止点发动机计算网格

图2 缸内平均压力峰值随网格数的变化

表3 计算方案

1.3 计算模型

在本次研究中，利于商业软件AVL-Fire模拟柴油机喷雾燃烧过程中涉及到的物理化学过程，该软件是基于有限体积法来求解控制守恒方程，并且使用喷雾、燃烧和排放模块来详细模拟柴油发动机缸内发生的过程．湍流模型采用由Hanjalić等[15]提出的四方程--模型，该模型有更高的计算精度和稳定性．燃烧模型采用ECFM-3Z模型[16]，该模型将计算单元分为3个区域，以便对空气燃料混合、自动点火、燃烧和污染物形成过程进行特定模拟．喷雾破碎模型采用Wave模型[17]，在该模型中，喷雾中液滴的大小取决于液滴速度的波长，模型中的参数C2设置为10.因为NO排放中绝大部分是NO，含有极少量的NO2和N2O，所以NO排放模型采用Extend Zeldovich Mechanism模型[17]，用NO排放来代替NO的排放．NO的生成忽略快速型NO和燃料型NO，只关注高温NO，化学反应式为

本研究中所使用的其他子模型在表4中列出．

表4 计算子模型

Tab.4 Sub-models used in the calculation

1.4 模型验证

为了验证计算模型，运用原始发动机在部分负荷、1350r/min转速下的试验结果对模拟发动机的数值结果进行验证．图3给出了发动机缸内压力和放热率试验值和模拟值的对比．在曲轴转角为8°CA ATDC时，试验缸压峰值为13.52MPa．计算缸压在曲轴转角为8.8°CA ATDC时峰值为13.30MPa．计算缸压比试验值低了1.63%，相位落后0.8°CA．图4给出了NO和碳烟排放物试验值和模拟值的对比，NO排放的计算值比试验值低了约2.7%，碳烟排放物的计算值比试验值低了约3.9%.从以上可以看出，在压缩、燃烧和膨胀阶段期间，气缸压力和放热率的模拟结果和试验结果吻合良好，此外，发现NO和碳烟的排放预测与试验数据也较为一致．因此，数值模拟的计算模型和边界条件是可信的．

图3 缸内压力和瞬时放热率模拟值和试验值对比

图4 NOx和碳烟排放模拟值和试验值对比

1.5 参数定义

式中：为计算总网格数；m为网格内的质量；(x，y，z)为局部网格的中心；(u，v，w)为各网格在(，，)方向上的速度．

涡流数为涡流角速度与发动机角速度的比值，其中为发动机角速度．

2 模拟结果与分析

2.1 进气加湿与涡流比对缸内燃烧的影响

图5为涡流比为0.85时，不同加湿率下缸内平均温度随曲轴转角的变化图．由图可见，随着加湿率的增大，缸内平均温度逐渐降低，峰值温度降低了约2%．这主要是因为水有较大的比热容，随着水蒸气的含量增多，进气充量的比热容增大，从而缸内气体混合物可以吸收更多的热量，缸内温度降低．同时水有较大的汽化潜热，在进入气缸之后可以吸收更多的热量，抑制了火焰燃烧，也导致温度降低．

图5 不同加湿率对缸内平均温度的影响(涡流比为0.85)

图6为加湿率为0时，不同涡流比下缸内平均温度随曲轴转角的变化．在涡流比为1.30时，缸内平均温度的峰值最高，达到1561.83K．之后随着涡流比继续增大，平均温度的峰值开始降低．这是因为涡流比增大时，可以促进油气的混合，改善燃烧程度，缸内温度升高．而涡流比太大时，会影响喷雾的贯穿距，使得喷雾出现弯曲并且相互之间有了轻微重叠干扰，燃烧速度受阻，燃烧变得不好．在燃烧后期，因为较大的涡流使得前期燃料燃烧较差，未燃的燃料变多，使得后燃增加，后期温度反而升高了．图7为进气加湿耦合涡流比对最高平均温度的影响．从图中可以看出，随着加湿率的增大，最高温度逐渐降低，而随着涡流比的增大，最高平均温度出现一个先升高后降低的趋势．在涡流比为0.50、加湿率为100%时，缸内平均温度的峰值达到最低．

图6 不同涡流比对缸内平均温度的影响(加湿率为0)

图8为在涡流比为0.85时，不同进气加湿率下缸内平均压力随曲轴转角的变化图．从图中可以看出，随着加湿率从0到100%不断增大，缸内平均压力的峰值从13.39MPa降到13.13MPa，降低约0.26MPa，峰值相位基本没有变化．这表明进气充量中的水蒸气可以降低缸内的平均压力．加湿率的增大抑制了火焰燃烧，降低了燃烧定容度，导致缸内平均压力逐渐降低．图9为加湿率为0时，不同涡流比下缸内平均压力随曲轴转角的变化．从图中可以看出，随着涡流比的增大，缸内最大压力也跟着逐渐增大，但是上升趋势变缓．在涡流比从1.60到1.80时，缸内压力基本不再上升．这主要是因为初期涡流比增大，改善了缸内油气混合，较大的涡流比也改善了燃油的雾化，有利于燃料燃烧．而太大的涡流比会影响缸内的挤流运动，使得缸内压力上升不再明显，可以预测当涡流比继续增大时，缸内平均压力反而会出现下降趋势．

图10为进气加湿和涡流比对滞燃期和燃烧重心CA50的影响．从图中可以看出，总体来说，随着加湿率的增大，燃烧滞燃期变大，燃烧重心后移．这主要因为加湿率增大，进气氧浓度降低，燃料不能得到足够的氧气来形成可燃混合物，导致早期扩散燃烧阶段的燃烧速率降低，推迟了燃烧重心．而随着涡流比的增大，滞燃期缩短，燃烧重心提前．涡流比增大到1.3时，涡流比对滞燃期基本没有影响，燃烧重心略微推迟．

图7 进气加湿耦合涡流比对最高缸内平均温度的影响

图8 不同加湿率对缸内平均压力的影响(涡流比为0.85)

图9 不同涡流比对缸内平均压力的影响(加湿率为0)

图10 进气加湿耦合涡流比对滞燃期和燃烧重心CA50的影响

2.2 进气加湿与涡流比对缸内流场的影响

图11为加湿率为0时，不同涡流比下缸内涡流数随曲轴转角的变化．从图中可以看出，初始涡流比越大，涡流数就越大，并且初始涡流比大的在压缩后期和膨胀初期涡流数衰减得更多．图12为在加湿率为0时，不同涡流比下缸内当量比在上止点和20°CA ATDC的分布图．在TDC处，从图(a)中看出，喷射处于主喷射过程，喷射范围相对较大，燃料和空气的混合主要集中在燃料束和喷雾的前部．在涡流比较小(为0.50和0.85时)，油束可以撞壁，燃油与空气的混合较好．随着涡流比的增加，油束贯穿距逐渐减小，已经不能碰壁．这是因为太大的涡流使喷雾前端偏转了一定角度，阻碍了燃油喷雾的射流运动，如图(b)所示．这使得燃烧室壁面处的空气利用变差，燃油集中在气缸轴线区域，油气混合反而变差．在20°CA ATDC，燃料喷射过程完成，此时喷雾能量已显著降低，混合气分布在燃烧室壁面附近．

图13为在加湿率分别为0时，不同涡流比下缸内速度场和湍动能场的分布图．从TDC时的速度场可以看出，初始涡流比较小时，只在喷雾的上侧卷吸出一个逆时针大涡团.随着涡流比增大，在油束两侧都出现较大速度的卷吸，形成两个大涡团．在涡流比为1.30时油束卷吸速度最大．之后因为太大的初始涡流比使得绕气缸轴线的气流运动角动量太大，削弱了铅直面上的滚流和湍流运动，降低了对燃烧室底部和燃烧室壁面的空气卷吸，会导致不完全燃烧．在20°CA ATDC时，速度场变化基本延续了TDC处的变化，在挤流区，随着涡流比增大，逆挤流运动增大，形成明显的涡团．从图(b)可以看出，在TDC处，湍动能主要由喷雾控制，在涡流比为0.85时有较大的湍动能，燃烧速度相对更快．如果涡流比太大，使得涡流运动非常强，前喷雾的弯曲角度将沿涡流方向显著增加，导致相邻喷雾相互干扰，混合物将恶化到不完全燃烧．

图11 不同涡流比对涡流数的影响(加速率为0)

图12 不同涡流比缸内当量比的分布(加湿率为0)

图13 不同涡流比速度场和湍动能场的分布(加湿率为0)

2.3 进气加湿与涡流比对排放的影响

图14为涡流比为0.85时，不同加湿率下NO排放的变化图．发动机燃烧室中的NO形成可以通过扩展的Zeldovich机理来描述．NO的生成主要由进气空气中氮气和氧气在高温富氧区域生成．从图中可以看出，随着加湿率的增大，缸内NO排放依次降低，加湿率从0增加到100%，NO排放显著减少，降低了约56.7%．并且NO的生成始点略微推迟，生成速率大幅下降．主要原因有两点：第一，进气湿度增加，进气充量的水蒸气含量增多，进入缸内的充量氧浓度降低，稀释了缸内油气混合可能存在的富氧区域；第二，如前所述，进气湿度的增加使得进气温度降低，缸内平均温度和最高燃烧温度降低，NO的生成减少．

图14 不同加湿率对NOx排放的影响(涡流比为0.85)

图15为加湿率为0时，不同涡流比下NO排放的变化图．从图中可以看出，随着涡流比增大，NO排放出现了一个先增大后减小的趋势，涡流比从0.50增大到1.30时，NO排放不断增大，生成速率也不断增加．而随着涡流比继续增大到1.30，NO生成开始下降，因为缸内平均温度峰值随涡流比的变化也是先增大后减小，如图6所示．在涡流比为1.30时平均温度峰值最大，而高温是影响NO生成的主要因素．从图12也可以看出，缸内混合气随着涡流比增大混合地更充分，燃烧更好，而继续增大涡流比会影响缸内燃油与空气的混合，缸内燃烧不充分，NO排放降低.在低涡流比0.5和高涡流比1.8时NO排放较低．

图15 不同涡流比对NOx排放的影响(加湿率为0)

图16为涡流比为0.85时，不同加湿率下碳烟排放变化图．碳烟的排放是由前期生成和后期氧化的共同作用的结果．从图中可以看出，随着加湿率的增加，生成速率略微下降，碳烟生成的峰值也略微降低.这是因为加湿率增大，燃烧滞燃期增大(见图10)．这使得在燃烧开始前油气混合的准备时间增多，油气混合得更好，燃烧会更加充分，因此局部富油区产生的碳烟减少．但是随着加湿率的增大，碳烟后期氧化的能力变弱．这是因为进气充量中水蒸气增多，氧浓度变小，并且加湿率增大，缸内平均温度降低，这都不利于碳烟的氧化．最终导致加湿率增大，碳烟的最终排放增大．

图17为加湿率为0时，不同涡流比下碳烟排放的变化图．从图中可以看出，涡流比从0.50增加到0.85时，碳烟生成显著下降．如图12所示，涡流比增大，缸内当量比更接近化学计量当量比．燃烧更加充分，碳烟生成降低．大的涡流比促进了油气混合，碳烟的生成减小．当涡流比继续增大到1.80时，碳烟生成增加，这是由于太大涡流使得油束之间出现轻微重叠，空气利用率变差，富油区面积变大．碳烟的后期氧化在涡流比为0.50时速率最快，碳烟排放最低．这是因为后期缸内温度在涡流比为0.50时最高(见图6).涡流比为1.80时，碳烟的氧化速率比涡流比为1.30和1.60时快，也是由于其后期缸内平均温度较高. 整体来说，随着涡流比的增大，碳烟排放增大. 涡流比为0.85时碳烟生成较少，而涡流比为0.50时碳烟氧化能力较强，使得二者碳烟的最终排放都较低.

图16 不同加湿率对碳烟排放的影响(涡流比为0.85)

图17 不同涡流比对碳烟排放的影响(加湿率为0)

2.4 优化分析

图18为30个算例中碳烟和NO排放示意图. 从图中可以看出，随着加湿率的增大，整体算例是向NO减小的方向移动．在小涡流比(0.50和0.85)下碳烟的排放基本不随加湿率的增大而变化．这是因为小涡流比对缸内气流的扰动影响较小，油气混合较充分，没有出现油束相互干扰，喷雾贯穿距太小的情况，使得缸内碳烟的排放基本没有升高．在大涡流比下，碳烟排放随着加湿率的增大出现波动．随着涡流比的增大，碳烟排放出现先增大后减小的趋势，正如图17所示．从图中可以看出，有9种算例的NO和碳烟排放相对于原机都降低了，很好地折中了NO和碳烟排放．分别为涡流比为0.50时的6种加湿率和涡流比为0.85的3种加湿率．其中涡流比为0.50时，加湿率分别为100%和80%这两种算例不仅同时降低了碳烟和NO排放，而且达到了Tier Ⅲ法规的标准．而在图18中还有另外3种算例达到Tier Ⅲ标准，但是由于碳烟排放高而不采纳．

图19给出了同时降低NO和碳烟排放的9种算例的指示燃油消耗率示意图．从图中可以看出，加湿率对指示燃油消耗率产生了负面效应，加湿率的增大升高了指示燃油消耗率．这是因为加湿之后，缸内燃烧温度降低，滞燃期延长，燃烧重心CA50向后偏移，燃烧过程定容度减小；氧质量分数下降也使得燃烧有恶化的趋势，使得燃烧热效率降低，指示燃油消耗率上升．其中指示燃油消耗率增加最大的算例是加湿率为100%和涡流比为0.50，其指示燃油消耗率的升高率为1.8%，低于2%．总体来说，小涡流比(0.50)时耦合上大的加湿率在满足指示燃油消耗率损耗条件下，在可接受程度内可同时降低NO和碳烟排放，并满足TierⅢ法规．

图18 所有算例碳烟和NOx排放

图19 9种算例的指示燃油消耗率

3 结 论

(1) 随着加湿率的增大，在涡流比为0.85时，缸内平均温度和压力峰值降低幅度最大都约为2%．燃烧滞燃期增大，燃烧重心后移，不利于燃烧定容度．随着涡流比的增大，缸内平均温度先增后降，平均压力增加变缓．涡流比大于1.30时，燃烧重心较提前，有利于燃烧定容度．

(2) 一定的涡流比，可以促进油气混合变得更加均匀．而太大的涡流比，会降低油束贯穿距，影响喷雾距离和喷雾卷吸空气的能力，并且使喷雾前端发生偏转，油束之间互相重叠干扰，对油气的混合产生不利影响．

(3) 进气加湿可以有效地降低NO排放，在涡流比为0.85、加湿率100%时降低了约56.7%的NO排放，但是会导致碳烟排放恶化．而涡流比的增大会对NO和碳烟排放形成一个先增大后降低的影响，在低涡流比0.50和高涡流比1.80时，NO排放较低．同时在低涡流比0.50时碳烟排放最低，改善了因加湿导致的碳烟排放恶化问题．

(4) 在保证指示燃油消耗率增加2%以内，发现9种算例同时满足降低NO和碳烟排放，其中涡流比为0.50时，加湿率分别为100%和80%这两种方案达到了Tier Ⅲ排放标准，通过进气加湿和涡流比的耦合改善了NO和碳烟的折中关系．

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Effects of Intake Air Humidification Coupled with Swirl Ratio on Combustion and Emissions in a Marine Diesel Engine

Cai Yujie，Zhao Changpu，Wang Ke

(State Key Laboratory of Engines，Tianjin University，Tianjin 300072，China)

A three-dimensional numerical model of a four-stroke marine diesel engine was established by a com-mercial simulation software AVL-Fire．Numerical investigations were conducted to explore the potential of intake air humidification coupled with swirl ratio to improve the trade-off relationship of NO-soot．This paper also provided a solution to meet Tier Ⅲemission regulations with a loss of indicated specific fuel consumption of no more than 2%．The simulation results indicate that both in-cylinder peak temperature and pressure decrease by about 2% with the increase of humidification rate．The ignition delay gets longer，and CA50 is delayed，resulting in reduced combustion thermal efficiency．The NOemissions can be significantly reduced due to the decrease in temperature and intake oxygen concentration，with the greatest decrease of about 56.7%．An appropriate swirl ratio is conducive to fuel/air mixing．However，with the increase of swirl ratio，jet penetration becomes shorter due to jet deflection，which will influence fuel/air mixing quality．The NOand soot emissions first increase and then decrease as the swirl ratio increases，and the soot emission is the lowest when the swirl ratio is 0.5. Furthermore，optimization is carried out on the results obtained for various humidification rates and initial swirl ratios．There are nine cases that can simultaneously reduce NOand soot emissions．When the initial swirl ratio is 0.5，the two cases with 100% and 80% humidification rate are found to have achieved the optimum emission and meet Tier Ⅲemission regulations．

intake air humidification；swirl ratio；marine diesel engine；numerical simulation；combustion；emission

TK421

A

1006-8740(2020)01-0060-09

10.11715/rskxjs.R201904007

2019-04-10．

国家高技术研究发展计划(863计划)资助项目(2012AA111705)；国家自然科学基金资助项目(50676067).

蔡玉洁（1995—  ），男，硕士研究生，caiyujie613@163.com.

赵昌普，男，博士，副教授，cpzhao@tju.edu.cn.