二冲程缸内直喷发动机燃烧室设计

牛燕华,魏民祥，吴伟建，季昊成

(1.南京航空航天大学 能源与动力学院， 南京 210016;2.中山陵园管理局办公室， 南京 210000)



二冲程缸内直喷发动机燃烧室设计

牛燕华1,魏民祥1，吴伟建2，季昊成1

(1.南京航空航天大学 能源与动力学院， 南京 210016;2.中山陵园管理局办公室， 南京 210000)

采用三维实体建模软件UG对某二冲程发动机的燃烧室进行直喷化设计，并利用三维CFD仿真软件Fluent对直喷燃烧室的缸内流场和混合气形成进行CFD仿真与分析，仿真计算从发动机上止点(0°CA)开始计算。分析结果表明：锥形燃烧室扫气效率较低，在燃烧室顶部的废气残余较高，偏置和完全对称的拱形燃烧室扫气效率相近，由于废气堆积较集中，不利于燃烧的传播；选择完全对称的拱形燃烧室来研究喷油正时对混合气形成的影响，在转速1 600 r/min、节气门开度10%的工况下，喷油正时在70°～90°CA，BTDC可以在火花塞附近形成较浓混合气，远离火花塞形成较稀的混合气；在转速5 000 r/min、节气门开度100%的工况下，喷油正时在200°～220°CA，ATDC可以形成较均匀的混合气。

燃烧室；缸内流场；喷油定时；分层混合气；均质混合气

二冲程发动机没有复杂的气门结构，具有结构简单、机械损失小、制造成本低、功重比高以及便于维修等优点，被人们广泛应用在雪地车、小型飞机、直升机上[1]。但随着能源危机的出现和排放法规的逐渐严格，在使用二冲程发动机时又要考虑燃油经济性和排放的影响。

采用缸内直喷技术，可以通过对燃油喷射时刻的控制，使得燃油在排气口关闭后再喷入气缸内。这样扫气过程中实际使用的是纯空气扫气，避免了二冲程进气道喷射发动机在扫气过程中存在的燃油短路损失与过后排气损失，大大增强了二冲程发动机的燃油经济性与排放性能[2]，使得二冲程发动机不仅能充分发挥其高功重比的特点，而且具有较好的燃油经济性及排放性能。同时，缸内直喷的方式使得燃油在气缸内吸热蒸发，降低了缸内环境温度与爆震趋势，可采用较大压缩比和提高热效率以提升发动机动力性能。

CFD的应用可以更好地预测发动机的性能，在短时间内进行广泛的变参数研究，揭示试验中没有测量或无法测量的物理量和信息量，指明参数的调整方向，从而减少试验工作量、缩短调试周期、降低开发成本、提高开发效率，为控制系统的设计、控制策略的研究和验证提供强有力的理论依据。

本文对某二冲程进气道喷射发动机进行UG建模，并设计缸内直喷燃烧室形状，通过CFD-Fluent软件对缸内流场分析确定最优燃烧室，且对设计的最优燃烧室缸内进行混合气形成分析。

1 模型的建立与验证

1.1 原型机选择

本文以某二冲程汽油发动机为原型机，其主要参数如表1所示。

表1 原型机主要几何参数

本文利用UG软件绘出发动机结构图，并通过抽壳得到流体区域(原机缸体和缸盖)三维图，如图1所示，图中展示了xOy截面和yOz界面的位置。从图中可以看出:原机为轴对称结构，目的是为了提高曲轴箱扫气，有3个扫气道，包括2个主扫气道、1个后扫气道。点火采用的是双火花塞对称布置方式，是为了实现更稳定的点火，缩短了燃烧室内火焰传播的时间，实现全域范围内的急速燃烧。原机燃烧室的高度为15 mm，将流体区域模型以CATIA4形式导入CFD-ICEM中进行网格和流体区域划分。

图1 缸体三维结构

由于经费和研究时间的限制，在进行发动机缸内直喷改造时尽量减少对原型机的改动。借鉴外国经验[3]，二冲程进气道发动机缸内直喷化改造的基本思路是只改动原型机的缸盖结构，保持缸体结构不变，主要改变燃烧室高度和燃烧室形状，既要满足压缩比不变，也要符合直喷燃烧室的基本设计要求。

本文考虑在原型机燃烧室改造上采用拱形结构燃烧室，活塞继续采用原机的平顶活塞，并遵守以下准则[4-6]：

1) 保证燃烧系统的扫气效率基本保持不变；

2) 燃烧系统同样采用双火花塞布置，并且分别布置于排气道一侧和排气道对侧；

3) 在火花塞附近形成可点燃混合气。

燃烧室是燃油喷入、燃油与空气混合的地方，对缸内气流运动、混合气的形成、燃烧过程有着决定性的影响，因此燃烧室对混合气质量的改善十分重要。合理的燃烧室结构有利于改善燃烧情况、提高燃烧效率、降低排放。根据课题组讨论和文献查阅，设计如图2所示3种不同类型的燃烧室。3种方案采用了不同的引导方式，表2为不同燃烧室的基本参数。

1.2 计算方法及条件

在CFD-ICEM中进行网格划分，在划分网格时采用非结构网格。若采用结构网格，则分块比较困难，自适应差，在Fluent计算中容易出现发散现象，而且非结构网格对几何模型的适应性好，可以对复杂区域进行网格划分，划分也较简单。同时考虑活塞的上下刚体运动，在底面上拉伸出一层网格，这层网格即三棱柱网格，在Fluent设置动网格中，将采用网格拉伸的方法处理动网格，能够保证网格质量、加快计算速度与精度。图3为建立的活塞顶三棱柱网格模型。

图2 不同燃烧室形状 表2 燃烧室的基本参数

燃烧室高度/mm气流方式原机15XX中心对称A26气流引导偏置对称B23气流引导锥形C33喷雾引导

图3 三棱柱网格

二冲程汽油机气口处的流动是非稳态的，因而仅仅对气缸部分的模拟是不够的，扫气口、排气口处的流速的大小和方向对二冲程汽油机的扫气过程乃至直喷式汽油机的油气混合过程的影响很大。本文将扫、排气道及气缸组成的整体进行数值模拟，用扫气箱压力作为边界条件[4]，图4为由GT-power提供的曲轴箱压力曲线。对于压力出口，采用排气道的平均压力进行计算。

图4 进气口压力边界

任何一个具体的物理过程必须给出正确的初始值，方程才有定解。初始条件的确定是控制方程有确定解的先决条件，控制方程与相应的初始条件构成是对一个物理过程完整的数学描述。缸内的废气成分作为CFD计算条件，是本文用于评价扫气效率的标准。计算中假设发动机处于冷态倒拖状态，混合气由CO2、H2O和N2组成，将混合气看成理想气体，根据组分守恒对缸内的初始条件的质量分数进行设置。表3为由进气道发动机在工作过程中一维模拟计算结果所获得的初始温度、初始压力以及缸内各组分初始条件。

表3 缸内初始温度、压力和各组分初始条件

2 不同燃烧室缸内流场比较

二冲程发动机换气性能的高低决定了缸内可参与燃烧的新鲜气体数量，因此燃烧室形状设计的重点是能够形成合理气流运动和高的扫气效率。本文主要通过CFD的方法分析缸内流场来评判燃烧室方案的优劣。在发动机转速为3 000 r/min 时分析以下3个指标[6]：① 速度矢量分布；② 残余废气(CO2)分布；③ 扫气效率及充气效率的大小。CO2的分布状况和扫气效率的大小将直接反映缸内扫气效果的好坏，而速度矢量的分布则反映了缸内的流场状况，能够解释导致扫气好坏的原因。在发动机上止点以前以自由排气为主，燃烧室形状影响很小，在模拟时从发动机上止点(0°CA)开始计算，分别对180°CA、243°CA、340°CA时缸内的速度场和CO2含量分布进行了仿真分析。

2.1 不同燃烧室缸内速度分布研究

表4为不同曲轴转角时不同的燃烧室情况下缸内速度场的分布情况。可见3种燃烧室内都形成了较强的滚流运动，这是由于扫气道总的流通面积小，来自2个主扫气道的气流在气缸中心平面(y=0)强烈撞击后产生的向上和向下的气流速度，有助于扫气初期在气缸内形成的高速气流运动，帮助液滴扩散得更广。同时，由于后扫气口上侧气缸壁上新鲜空气的拦阻和集结，一部分扫气气流开始发生短路损失，短路气流直接在扫气口和排气口之间流动，会导致扫气效率降低；另一部分扫气气流在缸内汇集后，轴向表现为逆向上偏转而形成的“回流”，径向表现为与废气混合而形成的“环涡”。

对比分析见3种燃烧室在曲轴转角180°CA时，都是从主、后扫气口来的新鲜扫气气流以射流形式进入气缸，与缸内周向气体混合，并同时将缸内以轴为中心的废气团以环抱的方式推挤向排气口而进入排气道，此时的缸内气流主要受气道形状影响。在243°CA时，在扫气过程中“环涡”的位置出现改变，方案A和方案B都出现了缸内气流上移，远离排气口，增加了新鲜气流与废气的混合，而方案C出现带状涡流，不利于废气的排出，也可以看出方案A和方案B的xOy截面轴向速度小，短路时间减小，在一定程度上可以减少新鲜充量的损失。同时，活塞从180°CA运转到243°CA时，缸内的气流由于活塞的压缩和对称滚流的碰撞作用，使3种燃烧室都在排气口附近产生了相似的2个小涡流。

表4 不同燃烧室缸内速度场分布

对比分析表明：在340°CA(点火提前角附近)时，缸内螺旋形涡(即滚流)的基本结构并没有太大改变，但由于在活塞压缩的作用下气体之间的作用能量消耗以及大滚流不断破碎使流速减小，此时缸内的气流运动主要受燃烧室形状的影响，燃烧室形状不同，在xOy截面和yOz截面上的速度强度分布则有所差别。xOy截面方案A和方案B速度较均匀，yOz截面上原机在活塞的运动和缸内流场的作用下在活塞底部形成较强的速度场，而方案A和方案B由于壁面的阻挡和引导作用在火花塞附近形成较大的速度场，有助于混合气的形成和火焰的转播。

2.2 不同燃烧室缸内CO2分布研究

表5为不同曲轴转角时3种燃烧室缸内废气分布情况。3种燃烧室随曲轴转角变化的基本规律相同，都满足以下2个方面：① 到曲轴转角 180°ATDC时，排气道内的废气浓度明显比初始缸内的CO2浓度低，说明有新鲜充量沿着缸壁运动至排气口附近后直接从排气道排出，形成短路，此时气缸内整体流速很高，扫气口和排气口附近是速度最高的区域，扫气侧废气在缸内气流的带动下，聚集在排气口附近，形成较浓的CO2区域，排气口处的废气首先被排出；② 当活塞上行时，缸内压力和扫气道的压差进一步减小，进气流速逐渐降低，随后扫气口先被关闭，新鲜充量停止进入气缸，但缸内充量在压差和气体流动惯性的作用下继续进行排气，直至排气口被完全关闭，缸内剩余的废气在滚流运动的作用下逐步从气缸左部聚集到气缸右下部。

续表(表5)

对比分析原机、方案A、方案B和方案C在243°CA缸内的CO2质量分数分布，结果表明：在yOz截面上，因为缸内形成的以气缸轴线为中心的滚流运动会与气缸壁发生碰撞，使壁面处气流速度较强，气缸中心区域流速较低，降低了下止点至活塞顶部范围内的扫气效果，使活塞顶中心位置有较多的残余废气。但是三者分布有所不同，方案A和方案B因为“环流”出现，使其缸内的废气位置与原机有所不同。在xOy截面，原机和方案B在排气口上方废气浓度较高，因为由活塞运动与缸内气流形成的涡流使气体难以扩散，使其浓度增加，而方案C因为活塞顶面积区域小，滚流扫气很难将活塞顶上方废气排出，使活塞顶部废气浓度降低。

对比分析原机、方案A和方案B在340°CA缸内的CO2质量分数分布，结果表明：在yOz截面上，均为扫气侧废气浓度较高，排气侧较低，因为缸内的逆时针滚流存在，带动废气运动，在点火附近时刻左侧废气浓度高。方案B在原机的位置建立燃烧室，缸内的废气分布相似；方案A缸内的废气浓度相对较低；方案C堆积在缸头的废气扩散，使扫气侧的废气浓度高。

2.3 不同燃烧室缸内扫气效率研究

扫气效率是指在一个工作循环中，当扫气口、排气口全部关闭后，留在气缸内的新鲜充量m1与此时气缸内气体总量之间的质量比值，即：

(1)

Fluent中计算出缸内的新鲜充量和缸内气体总量，具体数值如表6所示。

表6 3 000 r/min不同燃烧室缸内气体仿真结果

综上分析，通过研究对比原型结构与3种改进结构的缸内速度流场、残余废气分布、扫气效率可知：在扫气口以及其他的设计参数不变的情况下，喷雾引导性方案C虽然有助于小负荷工况下分层混合气的形成，但扫气效率较低，不予考虑；方案A与方案B扫气效率和原机型几乎相同，但方案B残留废气较为集中且浓度较高，会对之后的燃烧过程产生不利影响，因此方案A更利于发动机扫气过程的进行，所以本文选择方案A作为缸内直喷的模型。

3 新型燃烧室内混合气形成研究

本文通过节气门开度表示发动机负荷：节气门开度小于30%时为小负荷工况；节气门开度大于70%则为大负荷工况。采用缸内直喷技术时，小负荷工况采用分层混合气模式，而发动机分层混合气模式的成功实现主要需要满足以下2个条件[7-8]：① 在火花塞周围形成可点燃的混合气，即根据直喷发动机的工况要求，通过适当的喷油策略，在火花塞周围形成浓度在理论空燃比附近的可燃混合气；② 缸内混合气浓度满足火焰传播要求，即混合气浓度从火花塞处开始向外逐渐变稀，而且远离火花塞处的混合气不能过稀，防止火焰淬熄现象的发生。

本文采用E-TEC喷油器，且设定喷油压力为5 MPa，根据喷油器与燃烧室的匹配关系，采用喷油角度为逆向扫气口方向15°。对发动机小负荷工况及大负荷工况时的混合气形成情况进行了仿真研究。

3.1 小负荷混合气形成研究

本小节选择在转速为1 600 r/min、节气门开度9%时分别仿真分析喷油定时为70°CA BTDC、90°CA BTDC、110 °CA BTDC时刻缸内混合气的形成。

表7为不同喷油定时下xOy截面和yOz截面的缸内速度矢量分布随曲轴转角的变化情况。涡流是在进气过程中形成的有组织的绕气缸轴线的气流运动，喷油定时110°CA BTDC在270°CAyOz截面上形成极大的速度场，主要是因为喷射的燃油带有较大的速度动能，并且与活塞相撞后形成向上的速度矢量。从xOy截面可以看出：喷出的高能燃油改变了缸内的流场变化，使缸内的速度矢量增加，而且喷出的燃油在xOy截面上与缸内气流形成涡流，有助于燃油的蒸发扩散。活塞上行，燃油与缸内气流在xOy截面中间位置形成的涡流破碎成小涡，在上行过程中滚流一直存在，在xOy截面上形成对称的涡流。喷油正时90°CA BTDC 和70°CA BTDC变化情况与上述相同。对比分析发现：喷油越晚，在340°CA时刻，yOz截面上的速度矢量越大，而且xOy截面涡流区域小，这是因为燃油给缸内流场带有的高能还未完全消耗。

表8为不同喷油定时下xOy截面和yOz截面的燃油分布随曲轴转角变化的情况。从图中可以看出：喷油越早，缸内的混合气越均匀，部分燃油被扫气道扫出；喷油较晚，油束随曲轴转角的发展相对滞后，大部分喷射的燃油至活塞顶部形成油膜，使燃烧恶化。在300°CA，不同时刻的喷油正时油束与活塞顶出现不同程度的碰壁，并在滚流作用下，燃油被堆积在yOz截面左侧。随着活塞上行，燃油进一步蒸发雾化，在340°CA，喷油定时90°CA BTDC和110°CA BTDC在缸内排气侧端火花塞燃油浓度高，而远离火花塞区域浓度较低，形成均匀的分层稀燃；而喷油定时70°CA BTDC扫气侧火花塞燃油浓度过浓，排气侧火花塞燃油浓度过稀，不易点燃。因此，在1 600 r/min、节气门开度为9%时为了形成分层混合气，喷油器应在110°～90°CA BTDC喷射。

3.2 大负荷混合气形成研究

在大负荷工况下采取均质当量比混合气燃烧模式。均质当量比混合气燃烧模式能够成功实现的关键[8-10]是：在火花塞点火之前，缸内形成较均匀的混合气。在转速5 000 r/min、节气门开度100%时，分别仿真分析喷油定时为180°CA ATDC、200°CA ATDC和220 °CA ATDC时刻缸内混合气的形成。

表7 不同喷油定时缸内速度矢量分布

表8 不同喷油定时下燃油分布

表9为不同喷油定时下yOz截面和xOy截面上缸内速度矢量的分布情况。随着活塞上行，缸内的气流强度变弱，喷油参数对缸内的气流影响更大，喷油正时220°CA ATDC在300°CA时，缸内的气流较弱，不能及时将高能的燃油吹散，与活塞相撞，在左下方形成大的速度场，而喷油正时180°CA ATDC和200°CA ATDC喷出的燃油在滚流作用下已经扩散，形成均匀的缸内气流。随着活塞继续上行，喷油持续期内产生的涡流破碎，在340°CA时，由喷油带来的缸内速度变化基本消失。同时，可以看出喷油所产生的气流破坏了原来气缸内的扫气气流运动，随喷油定时的提早，燃油所带的能量消耗较少，最终缸内的速度较大。

表10为不同喷油定时下yOz截面和xOy截面上缸内燃油分布随曲轴转角的分布情况。从图中可以看出：yOz截面右上侧的高速度矢量分布与图中燃油分布区域基本重合，燃油主要顺着喷油方向分布与扩散，随着活塞上行，燃油在缸内气流作用下向气缸顶部及xOy截面的左上角扩散，使缸内燃油由质量较高的区域向气缸顶部移动。

对比分析可见，不同喷油定时对燃油分布随曲轴转角的变化趋势相同。从图中在yOz和xOy截面上燃油分布可以看出，喷油越早混合气分布越均匀，燃油质量分数越小，说明从排气道排出的燃油就越多。另外，喷油越晚，在点火时刻(340°CA)时yOz截面左下角位置燃油分布越多，产生燃油堆积，由于燃油喷射时间比较晚，活塞接近上止点，缸内的湍流能量较弱，加上活塞运动速度快，导致燃油来不及传播堆积在活塞顶部，在yOz截面左下侧形成较浓的混合气，可见喷油过晚会使空气和燃油的混合时间大大缩小，导致燃油以液滴的形式存在形成堆积。在喷油正时200°CAATDC，缸内的混合气较均匀，且在排气侧的火花塞附近浓度稍浓有助于火花塞的点燃。

表9 不同喷油定时下缸内速度矢量的分布

对比分析不同喷油定时下xOy截面的燃油质量分数分布可以发现：喷油定时为220°CA ATDC时，xOy截面左侧聚集了较浓的燃油，与yOz截面燃油分布相对应；喷油定时为200°CA ATDC时，xOy截面上燃油分布较均匀，与yOz截面燃油分布原因相同，在此不做重复解释；喷油定时为180°CA ATDC 时，虽然在点火时刻缸内燃油浓度分布比较均匀，但是由于喷油过早很大部分燃油随扫气气流排出，使燃油浓度过稀，达不到点火极限。因此，为避免燃油损失及当量比分布的过分集中，需要选择恰当的喷油定时。根据对以上的对比分析可知：在转速5 000 r/min、节气门全开时，能够形成均匀混合气的喷油正时在200°～220°CA ATDC附近。因此，在大负荷工况时为保证动力输出，采用均质当量比混合气，在转速为5 000 r/min时喷油器应在200°～220°CA ATDC喷射燃油。

4 结论

1) 对设计的燃烧室进行仿真建模，并通过对缸内速度矢量，混合气分布以及扫气效率进行分析，得出方案C锥形燃烧室扫气效率比原型机低，方案A和方案B扫气效率虽然都与原型机相近，但是由于方案B废气浓度较集中，不利火焰传播，方案A为最优选择。

2) 在1 600 r/min、节气门开度9%工况时，进行不同的喷油定时对缸内混合气进行研究，得出喷油定时在90°～110°CA BTDC左右可以得到排气侧火花塞处较浓、远离火花塞较稀的混合气。

3) 在5 000 r/min、节气门开度100%工况时，进行不同的喷油定时对缸内混合气进行研究，得出喷油定时在200°～220°CA ATDC最优，可以得到均匀混合气，而且排气侧的火花塞起点燃作用。

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(责任编辑 陈 艳)

Combustion Chamber Design of Two-Stroke GDI Engine

NIU Yan-hua1, WEI Min-xiang1, WU Wei-jian2, JI Hao-cheng1

(1.College of Energy and Power Engineering, Nanjing University of Aeronautics and Astronautics, Nanjing 210016, China; 2.Administration Office of Zhongshan Cemetery, Nanjing 210000, China)

Using three-dimensional solid modeling software UG, the two stroke GDI engine’s combustion chamber was carried out, and using the three-dimensional CFD simulation software Fluent, the flow field and mixture formation of the GDI combustion chamber were simulated and analyzed. Taking the top dead center (0° CA) as the simulation beginning, the results show that: the scavenging efficiency of the tapered chamber is low, and the exhaust gas residual at the top of the combustion chamber is higher, but as the bias combustion exhaust gas accumulation, it is conductive to the spread of combustion; and the effect of injection timing on the mixture formation was studied on the completely symmetrical arch chamber, and at the speed of 1 000 r/min, the throttle position 10% condition, and when the injection timing from 70°CA to 90°CA, rich mixture can be formed near the spark plug and thin mixture can be formed away from spark plug; At the speed of 6 000 r/min, throttle position 100% condition, and when the injection timing 200°CA to 220°CA, a homogeneous mixture can be formed in the cylinder.

combustion chamber; flow in the cylinder; injection timing; layered mixture; homogeneous mixture

2016-11-28

江苏省研究生科研创新基金资助项目(KYLX15-0262)

牛燕华(1988—)，女，山东人，硕士研究生，主要从事内燃机仿真与控制研究，E-mail：1043133315@qq.com。

牛燕华,魏民祥，吴伟建，等.二冲程缸内直喷发动机燃烧室设计[J].重庆理工大学学报(自然科学)，2017(4):64-75.

format：NIU Yan-hua, WEI Min-xiang, WU Wei-jian,et al.Combustion Chamber Design of Two-Stroke GDI Engine[J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science)，2017(4):64-75.

10.3969/j.issn.1674-8425(z).2017.04.011

V234；TK417

A

1674-8425(2017)04-0064-12