側卷流和復合卷流燃燒系統混合燃燒特性

常 江，李向榮，劉 洋，謝 亮, ，陳彥林，劉 棟

(1. 北京理工大學 機械與車輛學院，北京 100081；2. 特種車輛研究所，北京 100072；3. 河北華北柴油機有限責任公司，河北 石家莊 050081)

隨著各國對能源問題和排放問題的逐漸重視，柴油機的油耗和排放法規日益嚴苛[1]，研究人員需要通過各種技術措施提升柴油機的燃燒和排放性能．擴散燃燒在直噴式柴油機燃燒過程中占主導地位，良好的油、氣混合質量是改善直噴式柴油機擴散燃燒過程的關鍵．隨著高壓供油系統噴射壓力不斷提升，燃油射流在缸內的破碎和霧化質量得到提升，然而高噴射壓力也導致燃油噴霧貫穿距增大，噴霧撞壁成為中、小缸徑柴油機無法避免的現象[2]．在這一技術背景下，壁面導流型燃燒系統利用特殊設計的燃燒室壁面結構引導燃油射流在缸內運動，充分利用高速燃油射流的動能，促進燃油與空氣宏觀混合，改善油、氣混合質量．許多研究機構根據這一理念設計了各種壁面導流型燃燒系統．

Quazi 等[3]提出階梯型(stepped-lip)燃燒系統，噴霧撞擊階梯入口后分流，一路壁射流沿凹坑壁面向下形成卷流，進入燃燒室底部；另一路壁射流沿階梯進入燃燒室頂部，燃油在燃燒室軸向空間充分擴散，提高了空氣利用率．Fu 等[4]提出雙層分流燃燒系統(DLDC)，在燃燒室壁面設計碰撞臺和剝離面，實現燃油射流的分層流動與燃燒，加速油、氣混合過程．魏勝利等[5]提出渦流室式燃燒系統(SCCS)，燃油射流沿環形通道進入渦流室，渦流室中的高速氣流運動促進了均質混合氣的快速形成，著火后未燃混合氣高速沖出渦流室，與頂隙的空氣二次混合，改善燃燒過程．Yoo 等[6]提出超低顆粒燃燒系統(ULPC)，該燃燒系統側重于斜坡結構和噴孔錐角的匹配，使噴霧撞壁后的上、下分流燃油質量比與上、下燃燒室容積比相同，充分利用燃燒室軸向空間空氣，實現高效油、氣混合和低碳煙排放．

北京理工大學提出了雙卷流燃燒系統(DSCS)[7]和側卷流燃燒系統(LSCS)[8]．雙卷流和側卷流燃燒室分別提升燃燒室軸向和周向方向的空氣利用率．結合DSCS 和LSCS 的研究成果，將燃燒室結構特疊加設計，進一步提出了復合卷流燃燒系統(MSCS)[9]，同時提升燃燒室軸向和周向方向的空氣利用率．相比于DSCS，MSCS 進一步改善了柴油機燃燒性能，其燃油消耗率進一步降低 4 ～5 g/(kW·h)，碳煙排放降低60%[10]．

雖然MSCS 相比于DSCS 體現出更好的燃燒性能，但目前從未開展過LSCS 和MSCS 的燃燒性能對比研究，LSCS 和MSCS 缸內油、氣混合特性的差異也尚不明確．為探究LSCS 和MSCS 的燃燒性能及油、氣混合特性的差異，筆者在不同柴油機工況下開展了LSCS 和MSCS 的燃燒性能試驗，并通過數值仿真揭示LSCS 和MSCS 的缸內油、氣混合機理．研究結果將對直噴柴油機壁面導流型燃燒系統設計提供指導意義，為直噴式柴油機的油、氣和室優化匹配提供參考．

1 燃燒系統

DSCS 和LSCS 的設計原理和活塞模型如圖1 所示．雙卷流燃燒室在傳統ω 燃燒室的基礎上增設弧脊，燃油射流撞擊弧脊后按一定比例在內室和外室形成卷流運動．側卷流燃燒室在傳統ω 燃燒室的側壁增設分流造型，燃油射流撞擊分流造型尖端后沿分流圓弧形成側向卷動的壁射流，相鄰油束的壁射流流出分流圓弧時產生干涉作用，形成朝燃燒室中心運動的干涉壁射流．研究表明，相比于傳統ω 燃燒系統，雙卷流和側卷流燃燒系統的燃油消耗率和碳煙排放均降低，改善了直噴式柴油機的燃燒性能．

圖1 雙卷流和側卷流燃燒系統的設計原理和活塞模型Fig.1 Design principles and piston models of DSCS and LSCS

復合卷流燃燒系統的設計理念是結合雙卷流和側卷流燃燒室的壁面導流優勢，同時促進燃油在燃燒室軸向和周向的擴散，其設計原理和活塞模型如圖2所示．燃油射流在復合卷流燃燒室中依次形成軸向和周向卷流運動：燃油射流首先撞擊弧脊，在內室和外室形成卷流運動；隨后外室燃油撞擊分流造型尖端，形成側向卷動的壁射流和干涉壁射流．

圖2 復合卷流燃燒系統的設計原理和活塞模型Fig.2 Design principle and piston model of MSCS

2 研究方法

2.1 試驗

在1132Z 單缸柴油機上進行了側卷流和復合卷流燃燒系統性能的試驗，圖3 為臺架系統示意．表1為1132Z 單缸柴油機主要技術參數．

表1 單缸柴油機技術參數Tab.1 Specifications of single-cylinder diesel engine

圖3 單缸柴油機試驗臺架系統示意Fig.3 Single-cylinder diesel engine test bench

進氣壓力和進氣溫度利用VHN-16/8 壓氣機和AEH100 加熱器調節，模擬柴油機增壓和中冷．排氣管路中安裝節流孔板，模擬排氣背壓．采用柱塞直徑為12 mm、預行程為9 mm 的Bosch 電控單體泵供油系統．試驗使用交流電力測功機的標定吸收功率為160 kW，最高轉速為4 500 r/min，轉矩控制精度為±0.2%FS，轉速控制精度為±2 r/min．采用上海同圓的CMF 發動機瞬態油耗儀采集動態油耗，響應時間小于0.1 s，測試誤差小于0.12%FS．采用上海同圓ToCeil-20N 空氣流量計測量空氣流量，量程為0～750 kg/h，測試精度為±0.1%FS．試驗用缸蓋在兩進氣門中間和兩排氣門中間分別布置了K 型熱電偶，以兩進氣門中間溫度和兩排氣門中間溫度的平均值作為缸蓋溫度的測試值[11]．進/排氣的溫度和壓力、機油溫度和壓力、冷卻水溫度和流量等穩態數據利用穩態數據采集箱采集．缸內壓力使用Kistler 6052C型缸壓傳感器測量，最大測試壓力為30 MPa，測試精度為±0.5%FSO(full-scale output)．缸內壓力、針閥升程和噴油壓力等瞬態數據利用Kibox 瞬態數據采集分析系統采集．排放測量中，采用AVL 415S 煙度計測量煙度排放，設備量程為0～10 FSN，測量精度為±0.2 FSN．采用Horiba MEXA-720 NOx分析儀測量NOx排放，測量誤差為±30×10-6(0～1 000×10-6)和±3%(1 001～2 000×10-6)．試驗過程中控制機油溫度為(343±5)K，冷卻水溫度為(353±5)K，進氣溫度為(333±2)K，燃油溫度為(313±2)K．

試驗采用直氣道缸蓋、無渦流．選擇燃燒室直徑為100 mm，且經試驗驗證燃燒性能較好的側卷流和復合卷流活塞．兩種活塞燃燒室容積相同，柴油機壓縮比相同．活塞樣件及結構參數如圖4 所示，所有長度單位為mm．

圖4 側卷流和復合卷流活塞以及燃燒室結構參數Fig.4 Pistons and combustion chamber structural parameters of LSCS and MSCS

圖5 不同網格尺寸下LSCS的瞬時放熱率Fig.5 Heat release rate of LSCS with different mesh size

試驗前，針對1 800 r/min、100%負荷工況，利用仿真計算匹配噴孔錐角，結果表明：側卷流和復合卷流燃燒系統的最佳噴孔錐角均為150°．

為了對側卷流和復合卷流燃燒系統的燃燒及排放性能做出全面評價，在轉速為1 800 r/min，分別開展不同負荷及不同過量空氣系數φa工況下的燃燒性能試驗，試驗工況控制參數設置如表2 所示．其中，不同負荷工況下改變燃油消耗量和進氣壓力，控制過量空氣系數不變；不同過量空氣系數工況下保持燃油消耗量不變，通過改變進氣壓力調整過量空氣系數．過量空氣系數通過試驗實測空氣流量和燃油消耗量，結合柴油理論空燃比計算得到．

表2 試驗工況控制參數Tab.2 Control parameters of experimental conditions

2.2 仿真

使用 AVL Fire 對進氣門關閉到排氣門開啟(-123°～118°CA ATDC)的缸內工作過程進行仿真計算．由于采用8 噴孔噴油器，并且側卷流和復合卷流燃燒室的16 個分流造型沿氣缸軸線在周向均勻分布，為了節省計算資源，同時準確反映相鄰油束之間干涉作用，采用1/4 燃燒室模型．仿真計算子模型選用AVL 提供的k-ε 湍流模型、Wave 破碎模型、Dukowicz 蒸發模型、ECFM-3Z 燃燒模型、Kinetic 碳煙模型和Extended Zeldovich NO 模型等．不同工況下仿真運行參數如表3 所示．

表3 仿真運行參數設置Tab.3 Operating parameters of simulation

針對側卷流燃燒系統，在1 800 r/min、100%負荷工況進行網格無關性驗證，不同網格尺寸下LSCS 的瞬時放熱率仿真結果如圖 5 所示．網格尺寸由1.1 mm 減小至0.8 mm 時，瞬時放熱率隨網格尺寸變化不大，但計算時間明顯增長．因此，選用網格尺寸為1.1 mm 的模型．

對于柴油機缸內工作過程這類采用壁面函數的高雷諾數問題，為保證邊界層內流動的求解精度，仿真模型的量綱為1 壁面距離y＋(壁面法向坐標用黏性尺度歸一化的參數：y＋＝μT·y/ν．其中：μT 為基于壁面摩擦力得到的摩擦速度；y 為第一層網格節點與壁面的法向距離；ν 為流體動力黏度)[12]應在30～300 區間內．對側卷流燃燒系統活塞表面、缸蓋底面和缸套內壁的第一層網格進行4 倍加密時，各壁面的y＋處于合適區間內，如圖6 所示．因而選用壁面第一層網格4 倍加密的模型進行仿真研究．側卷流和復合卷流燃燒系統在上止點的網格模型如圖7 所示．

圖6 LSCS的量綱為1壁面距離y＋Fig.6 Dimensionless wall distance y＋of LSCS

圖7 LSCS和MSCS在上止點的網格模型Fig.7 Mesh models of LSCS and MSCS at top dead center

為保證噴霧和燃燒過程的計算精度，針對轉速為1 800 r/min、100%負荷工況，分別在定容燃燒彈(背景環境參數為對應噴油時刻的缸內壓力和溫度，即背景壓力為11 MPa，背景溫度為780 K；噴油參數是噴孔直徑為0.27 mm、噴油量為35 mg 及噴油持續期為32°CA 且單孔噴油器)和單缸柴油機上進行了噴霧和燃燒特性測試，并利用試驗結果校核仿真模型，結果如圖8 所示．噴霧液相貫穿距、總的噴霧貫穿距(含氣相)、缸內壓力和瞬時放熱率的仿真結果與試驗結果的一致性較好．因此，仿真模型能較好地模擬缸內噴霧和燃燒過程，由于仿真計算不涉及排氣過程和排氣管建模，排放模型并沒有進行標定．

圖8 噴霧模型和燃燒模型校核結果Fig.8 Calibration results of spray model and combustion model

3 結果和討論

3.1 燃燒性能試驗

為探索燃燒性能的差異，在轉速為1 800 r/min、不同負荷和不同過量空氣系數工況下分別開展LSCS和MSCS 的燃燒性能試驗．

3.1.1 不同負荷工況

選取轉速為1 800 r/min 以及32%、50%、75%和100%負荷作為試驗工況，對應有效功率設計值分別為23、36、54 和72 kW．不同負荷下LSMS 和MSCS的燃油消耗率以及排放性能如圖9 所示．MSCS 在中、小負荷(32%和50%負荷)工況體現出較好的燃燒性能，LSCS 則是在大負荷(75%和100%負荷)工況體現出更好的燃燒性能．在32%負荷工況，MSCS的燃油消耗率降低了2.4 g/(kW·h)，碳煙排放降低了0.13 g/(kW·h)；隨著負荷增大，MSCS 和LSCS的燃油消耗率和碳煙排放差異縮??；在75%負荷工況，LSCS 體現出更好的燃燒性能；在100%負荷工況，LSCS 的燃油消耗率降低了1.9 g/(kW·h)，碳煙排放降低了0.04 g/(kW·h)．對于NOx排放，MSCS在小負荷工況下的NOx排放更高，而LSCS 在大負荷工況下的NOx排放較高，符合NOx與碳煙排放的trade-off 關系．

圖9 不同負荷下LSCS和MSCS的燃油消耗率及排放性能Fig.9 Fuel consumption and emission performance of LSCS and MSCS under various loads

不同負荷下LSCS 和MSCS 的缸蓋溫度如圖10所示．在各個負荷下，LSCS 的缸蓋溫度相比于MSCS 降低了12～30 K；并且隨著負荷增大，循環噴油量和進氣壓力升高，LSCS 和MSCS 的缸蓋溫度均升高，缸蓋溫度的差異更加明顯．

圖10 不同負荷下LSCS和MSCS的缸蓋溫度Fig.10 Cylinder head temperature of LSCS and MSCS under various loads

一般認為，燃燒性能較好時，燃燒速率快，缸內平均溫度高，缸內工質向缸蓋傳熱增加，因而缸蓋溫度較高．低負荷工況下，MSCS 燃燒性能更好，其缸蓋溫度較高，符合常規的結論．大負荷工況下，LSCS燃燒性能更好，理論上，其缸蓋溫度也應當更高．實際上，大負荷工況下，循環噴油量大，燃燒室壁面的導流效應強烈，缸內混合氣的分布規律也即缸內局部高溫場的分布規律對缸蓋溫度的影響更加明顯，以往也有類似的試驗現象佐證這一觀點[11]．LSCS 在大負荷工況下燃燒性能較好，而缸蓋溫度反而較低，表明LSCS 的壁面導流作用能更加合理地組織燃油射流在缸內的分布，在提升燃燒性能的同時，維持缸蓋的熱負荷不至于過高．

針對轉速為1 800 r/min、32%和100%負荷工況，分析LSCS 和MSCS 缸內壓力和瞬時放熱率，結果如圖11 所示．由圖11a 可知，32%負荷工況下，MSCS 在整個燃燒過程中的缸內壓力始終高于LSCS，表明32%負荷工況下MSCS 膨脹功更高，相應指示功率更高，在機械效率近似相等時，獲得了更高的有效功率；而100%負荷下，MSCS 的缸內壓力在5°～15°CA ATDC 時略微高于LSCS，而在15°CA ATDC 后，LSCS 的缸內壓力明顯高于MSCS，綜合來看，LSCS 在15°CA ATDC 后更高的缸內壓力，使其在整個燃燒過程中獲得了更高的指示功率．

圖11 LSCS和MSCS在32%和100%負荷工況下的缸內壓力和瞬時放熱率Fig.11 In-cylinder pressure and heat release rate of LSCS and MSCS under 32% and 100% loads

由圖11b 可知，LSCS 和MSCS 的瞬時放熱率差異主要位于擴散燃燒階段．在 32%負荷工況下，MSCS 在擴散燃燒階段的瞬時放熱率始終較高，表明其在上止點附近放熱速率更高，獲得更高的熱功轉換效率；在100%負荷工況下，MSCS 在0～10°CA ATDC 燃燒過程前期的瞬時放熱率略微高于LSCS，而在10°～30°CA ATDC 的燃燒過程后期，LSCS 的瞬時放熱率則明顯更高，表明此時LSCS 更加顯著地提升了燃燒放熱速率，并且在30°CA ATDC 后，LSCS 的瞬時放熱率明顯降低，表明其后燃較少．

進一步分析不同負荷下LSCS 和MSCS 的燃燒相位．各燃燒階段定義為：(1)滯燃期是噴油時刻至瞬時放熱率大于零時經歷的曲軸轉角；(2)速燃期是滯燃期終點至瞬時放熱率第一次達到波谷時經歷的曲軸轉角；(3)主燃期是速燃期終點至缸內平均溫度達到最大值時經歷的曲軸轉角；(4)后燃期是主燃期終點至累計放熱比例達到 95% 時經歷的曲軸轉角．燃燒持續期定義為速燃期、主燃期和后燃期的曲軸轉角之和．

圖12 為不同負荷工況下LSCS 和MSCS 的燃燒相位．小負荷工況下，MSCS 的主燃期和后燃期更短，整個燃燒持續期較短；而大負荷工況下，LSCS 的主燃期和后燃期顯著縮短，燃燒持續期也相應縮短．在32%和50%負荷工況下，MSCS 的主燃期縮短了0.9°CA 和0.3°CA，后燃期縮短了1.8°CA 和0.5°CA，整個燃燒持續期縮短了 2.2°CA 和0.4°CA．在75%和100%負荷工況下，LSCS 的主燃期則縮短了0.7° CA 和1.5° CA，后燃期縮短了0.6°CA 和1.8°CA，整個燃燒持續期縮短了1.6°CA和2.8°CA．

圖12 不同負荷工況下LSCS和MSCS燃燒相位Fig.12 Combustion phases of LSCS and MSCS under various loads

3.1.2 不同過量空氣系數工況

選取轉速為1 800 r/min 及過量空氣系數為1.2、1.4、1.6、1.8 和2.0 作為試驗工況，測試LSCS 和MSCS 的燃油消耗率以及排放性能，結果如圖13 所示．在φa為1.2、1.4 和1.6 工況下，LSCS 的燃油消耗率和碳煙排放較低，體現出較好的燃燒性能；LSCS在φa＝1.2 工況下的燃油消耗率降低了 3.6 g/(kW·h)，碳煙排放降低了0.56 g/(kW·h)；隨著過量空氣系數的增大，LSCS 和MSCS 的燃燒性能差異逐漸減??；φa為1.8 和2.0 工況下，MSCS 則體現出了更好的燃燒性能，MSCS 在φa＝2.0 工況下的燃油消耗率降低了 2.6 g/(kW·h)，碳煙排放降低了0.03 g/(kW·h)．

圖13 不同過量空氣系數下LSCS和MSCS的燃油消耗率以及排放性能Fig.13 Fuel consumption and emission performance of LSCS and MSCS under various excess air coefficients

不同過量空氣系數工況下LSCS 和MSCS 的缸蓋溫度如圖14 所示．LSCS 在不同過量空氣系數工況下的缸蓋溫度相比MSCS 降低了6～26 K；隨著過量空氣系數增大，進氣壓力增大，LSCS 和MSCS 的缸蓋溫度均降低，缸蓋溫度差異逐漸顯著．

圖14 不同過量空氣系數下LSCS和MSCS的缸蓋溫度Fig.14 Cylinder head temperature of LSCS and MSCS under various excess air coefficients

不同過量空氣系數工況下LSCS 和MSCS 的燃燒相位如圖15 所示．低過量空氣系數下，LSCS 主燃期縮短了 1.5°～1.9°CA，后燃期縮短了 0.7°～1.2°CA，燃燒持續期縮短了2.2°～2.6°CA．高過量空氣系數下，MSCS 主燃期則縮短了 0.6°CA 和0.4°CA，后燃期縮短了1.3°CA 和1.5°CA，燃燒持續期縮短了1.2°CA 和1.6°CA．

以上試驗結果表明，小負荷和高過量空氣系數工況下，MSCS 體現出更好的燃燒性能，其燃油消耗率和碳煙排放較低，燃燒持續期較短；而在大負荷和低過量空氣系數工況下，LSCS 則體現出更佳的燃燒性能．另一方面，在不同負荷和不同過量空氣系數工況下，LSCS 的缸蓋溫度均較低，表明在大負荷和低過量空氣系數工況下，LSCS 能夠在改善燃燒性能的同時，維持缸蓋熱負荷不至于過高．

3.2 缸內油、氣混合特性仿真分析

選擇轉速為1 800 r/min、32%和100%負荷以及φa為1.2 和2.0 作為特征工況，分析LSCS 和MSCS的油、氣混合過程．

圖16 所示油束中心線所在平面及相鄰油束干涉平面分別建立切面．不同工況下LSCS 和MSCS 油束中心線所在平面的油、氣當量比分布如圖17 所示．相鄰油束干涉平面的油、氣當量比和速度場分布如圖18 所示．其中，4°、12°和36°CA ATDC 分別為噴油過程中和噴油結束后特征時刻．

圖16 LSCS和MSCS切面位置Fig.16 Slice-cut positions of LSCS and MSCS

圖17 不同負荷和不同過量空氣系數工況下LSCS和MSCS的油、氣當量比分布Fig.17 Equivalence ratio distributions of LSCS and MSCS under various loads and excess air coefficients

圖18 100%負荷和φa＝1.2工況下LSCS和MSCS干涉平面的當量比和速度分布Fig.18 Equivalence ratio and velocity distributions in LSCS and MSCS interference plane under 100% loads and φa＝1.2

從圖17 可以看出，復合卷流燃燒室的弧脊與噴油器噴孔距離較近，在4°CA ATDC 時，燃油射流已經接觸到復合卷流燃燒室的弧脊，并且在弧脊的導流作用下形成了內室和外室的卷流運動，促進了燃油在軸向空間的擴散．因此，復合卷流燃燒室較早地促進了油、氣混合過程，在燃燒過程早期提升空氣利用率，這一現象與MSCS 在燃燒過程早期缸內壓力和瞬時放熱率較高的測試結果相符．

在12°CA ATDC 時，對于LSCS，燃油射流撞擊分流造型尖端，形成了沿分流圓弧卷動的壁射流，促進了燃油在周向空間的擴散．對于MSCS，內室燃油繼續朝著燃燒室中心運動，而外室的燃油同樣撞擊分流造型尖端，形成壁射流，提升燃油對燃燒室周向空間空氣的利用率．

在36°CA ATDC 時，壁射流運動到分流圓弧末端，流出分流圓弧時，相鄰油束的壁射流產生干涉作用，形成干涉壁射流．干涉壁射流進一步朝著燃燒室中心運動，促進了對燃燒室中心空氣利用率．

可以明顯發現，32%負荷和φa＝2.0 工況下，LSCS和MSCS 的干涉壁射流朝燃燒室中心運動的距離均較短，燃燒室中心的空氣利用率較低；而在100%負荷和φa＝1.2 工況下，LSCS 的干涉壁射流朝燃燒室中心的運動距離較長，有效利用了燃燒室中心的空氣，而MSCS 的干涉壁射流朝燃燒室中心的運動距離依舊較短，燃油射流與燃燒室中心空氣混合不充分．小負荷工況下，噴油持續期短，噴油壓力低，燃油射流初始動能低；高過量空氣系數工況下，進氣壓力高，缸內空氣密度高，燃油射流的運動阻力大．這兩種效應均導致燃油射流在撞擊分流造型尖端時動能較低，進而導致壁射流的動能較低，壁射流流出分流圓弧時無法形成高速的干涉壁射流，因而干涉壁射流朝燃燒室中心運動的距離較短，此時LSCS 和MSCS 均無法有效促進燃油在周向空間的擴散．而由于復合卷流燃燒室的弧脊促進了燃油在軸向空間的擴散，因而小負荷和高過量空氣系數工況下，MSCS 獲得了較好油、氣混合質量，燃燒性能得到改善．

大負荷工況下，噴油持續期長，噴油壓力高，燃油射流的初始動能高；在低過量空氣系數下，進氣壓力低，缸內空氣密度低，燃油射流運動阻力?。虼?，大負荷和低過量空氣系數工況下，燃油射流撞擊分流造型尖端時動能較高．在LSCS 中，壁射流在流出分流圓弧后，能夠形成高速運動的干涉壁射流，干涉壁射流朝燃燒室中心的運動距離顯著增大，有效提升了燃燒室中心的空氣利用率，改善油、氣混合質量．

對于相鄰油束干涉平面，從圖18 可以看出，在36°CA ATDC、LSCS 中，干涉壁射流以較高的速度朝著燃燒室中心運動；而復合卷流燃燒室的弧脊阻礙了干涉壁射流朝燃燒室中心的運動，在燃燒室中心產生了低速區，并且干涉壁射流在弧脊的導流作用下朝著缸蓋底面運動，在缸蓋底面附近形成濃混合氣堆積．

復合卷流燃燒室的弧脊阻礙干涉壁射流朝燃燒室中心運動，并且導致缸蓋底面附近濃混合氣堆積，因此，MSCS 在大負荷和低過量空氣系數工況下燃燒性能較差，缸蓋溫度始終較高．

以空氣卷吸量(整個燃燒室網格模型中，燃油噴霧分布區域內空氣質量之和)作為評價參數，定量分析LSCS 和MSCS 的油、氣混合特性，結果如圖19所示．可以看出，32%負荷和φa＝2.0 工況下，MSCS的空氣卷吸量始終較高，表明此時其空氣利用率更高，在70°CA ATDC 時，MSCS 的空氣卷吸量提升了5.9%和2.7%；而100%負荷和φa＝1.2 工況下，由于復合卷流燃燒室的弧脊在燃燒過程早期促進了油、氣混合，因而MSCS 的空氣卷吸量在5°～15°CA ATDC時略微高于LSCS，這與缸內壓力和瞬時放熱率較高的試驗結果是相符的；而在15°CA ATDC 后，LSCS的空氣卷吸量高于MSCS，表明LSCS 在15°CA ATDC 后的燃燒過程中更加顯著地促進了油、氣混合，提升了空氣利用率，在70°CA ATDC 時，LSCS的空氣卷吸量提升了3.7%和6.3%．

圖19 不同負荷和過量空氣系數下LSCS和MSCS的空氣卷吸量Fig.19 Air entrainment quality of LSCS and MSCS under various loads and excess air coefficients

4 結 論

開展了LSCS 和MSCS 性能試驗和油、氣混合特性仿真研究，探索了LSCS 和MSCS 在不同試驗工況下的燃燒性能差異．結合缸內工作過程仿真研究，分析了不同試驗工況下LSCS 和MSCS 的缸內油、氣混合特性，得到以下結論：

(1) 小負荷和高過量空氣系數工況下，MSCS 體現出更好的燃燒性能，其燃油消耗率的最大降幅為3.6 g/(kW·h)，碳煙排放的最大降幅為 0.13 g/(kW·h)，燃燒持續期的最大降幅為2.6°CA；而大負荷和低過量空氣系數工況下，LSCS 則體現出更佳的燃燒性能，其燃油消耗率的最大降幅為 2.6 g/(kW·h)，碳煙排放的最大降幅為0.56 g/(kW·h)，燃燒持續期的最大降幅為2.8°CA．

(2) 不同負荷和不同過量空氣系數工況下，相比于MSCS，LSCS 的缸蓋溫度降低了6～30 K；在大負荷和低過量空氣系數工況下，LSCS 在改善燃燒性能的同時，維持缸蓋熱負荷不至于過高．

(3) 隨著柴油機負荷減小或者過量空氣系數增大，燃油射流貫穿能力減弱，復合卷流燃燒室的弧脊有效地改善了油、氣混合質量；隨著柴油機負荷增大或者過量空氣系數減小，燃油射流貫穿能力增強，側卷流燃燒室的分流造型更加顯著地提升了油、氣混合質量．