噴水對汽油發(fā)動機工作過程的影響

孫 豫, 滕 勤, 汪志義, 莊 遠, 遲 昊

(1.合肥工業(yè)大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院,安徽 合肥 230009; 2.安徽全柴動力股份有限公司,安徽 全椒 239500)

近年來,化石燃料的枯竭以及對污染物和二氧化碳排放的日益關(guān)注,促使汽車行業(yè)通過研發(fā)發(fā)動機新技術(shù)來尋求解決方案。隨著小型渦輪增壓發(fā)動機的出現(xiàn),發(fā)動機的工作范圍將會轉(zhuǎn)移到更高的負荷工況,這種情況下更容易發(fā)生爆震等異常燃燒現(xiàn)象?；鸹c火發(fā)動機爆震是影響發(fā)動機動力性能和熱效率的一種常見異常燃燒現(xiàn)象,會產(chǎn)生高頻壓力震蕩,造成較大的聲響,甚至損傷發(fā)動機。因此,必須有效控制發(fā)動機在運行過程中的增壓壓力和缸內(nèi)壓縮比,但此舉會進一步限制發(fā)動機的功率密度。目前的應(yīng)對策略是通過延遲點火提前角和加濃混合氣來抑制爆震,但會造成熱效率的降低和油耗量的增加,這與目前的環(huán)保理念和現(xiàn)行政策相違背。而為了抑制爆震和提高發(fā)動機的熱效率,發(fā)動機噴水技術(shù)再次受到了關(guān)注。

缸內(nèi)噴水被認為是提高燃油發(fā)動機熱效率的關(guān)鍵技術(shù)之一,近年來已成為一個頗具吸引力的研究領(lǐng)域。噴水可以實現(xiàn)更高的壓縮比、最佳的火花正時,并能調(diào)節(jié)高負荷工況下燃料濃度分布情況,使火花塞處可燃混合氣更加易于點燃。首先,噴水可以降低高負荷下的燃燒速率和爆震風(fēng)險,從而實現(xiàn)更高的壓縮比,最高可達14甚至更高;其次,即使在高負載下也能保持最佳的火花推進,從而消除爆震限制的火花推進約束。進氣道水噴射(water intake port injection,WPI)可用于火花點火發(fā)動機中。文獻[1-6]進行了噴水應(yīng)用的實驗研究,得出其中幾種發(fā)動機控制參數(shù)可以很容易地改變,如優(yōu)化噴射正時或調(diào)整火花正時可以最大限度地提高噴水后發(fā)動機所獲得的收益;文獻[3]研究了高達100%的水/燃料質(zhì)量比的使用情況,結(jié)果表明燃料效率可以在特定的發(fā)動機點上提高15%;文獻[4]研究了在使用廉價的低辛烷值燃料時,也可以與噴水相結(jié)合來減小爆震概率;文獻[5]研究了在汽油進氣道噴射汽油機中用缸內(nèi)直噴方式噴水,以最大限度地發(fā)揮水的高比熱容優(yōu)勢,實現(xiàn)增壓冷卻效果;文獻[6]研究了在添加羥基后氮氧化物排放的最大值從141.1%下降到噴水后的82.7%,且由于羥基的加入,循環(huán)變化、制動功率、制動熱效率和CO排放等降低;文獻[7]研究了直接向氣缸內(nèi)噴水可以減少95%的氮氧化物排放,但會增加8%的燃油消耗,而在不增加燃油消耗的情況下,氮氧化物排放減少了85%;文獻[8]研究了在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 000 r/min和負載為90 N·m的情況下,水的噴入降低了爆震發(fā)生的幾率,在水與燃料的質(zhì)量比為37%的情況下,燃料消耗降低了3.5%。

發(fā)動機噴少量的水可以減緩燃燒速度,使缸內(nèi)溫度下降、缸內(nèi)壓力峰值降低,減小爆震發(fā)生概率,降低氮氧化物排放,并且在火花提前后性能回升;但是在各轉(zhuǎn)速工況下均存在最優(yōu)的噴水質(zhì)量,如果進一步增加噴入量,那么不僅會降低性能,而且會增加排放。

本文通過試驗方式研究進氣道噴水以及火花提前對發(fā)動機性能和排放的影響,并通過數(shù)值模擬方式研究了進氣道噴水中水蒸發(fā)情況、缸內(nèi)汽油蒸發(fā)情況和缸內(nèi)壓力改變情況。

1 試驗設(shè)備和模型建立

1.1 發(fā)動機參數(shù)和試驗設(shè)備

為了進一步研究噴水對汽油發(fā)動機的影響,在一臺1.5 L渦輪增壓汽油缸內(nèi)直噴(gasoline in-cylinder direct injection,GDI)發(fā)動機中安裝進氣道噴水WPI系統(tǒng),具體參數(shù)見表1所列。

表1 發(fā)動機參數(shù)

本試驗使用的發(fā)動機控制系統(tǒng)為開邁(洛陽)機電有限公司生產(chǎn)的CW160型渦流測功機,采集系統(tǒng)為FST2D型發(fā)動機臺架數(shù)控試驗裝置。供油裝置由原發(fā)動機上的高壓油泵、高壓油軌和高壓噴油器組成,以缸內(nèi)直噴方式向發(fā)動機供油,直接噴射燃油壓力為15 MPa。在氣缸壓力采集方面,本試驗采用AVL公司生產(chǎn)的“642型”燃燒分析儀對燃燒情況進行分析,確定發(fā)動機的工作極限。由安裝在火花塞上的氣缸壓力傳感器Kistler 6115B處理采集到的信號,并與計算機上的軟件“AVL Indicom”相連接。

為了獲得更好的霧化效果,在進氣道噴水WPI系統(tǒng)中使用與汽油噴射系統(tǒng)相同的高壓噴射系統(tǒng),噴油器放置在距離進氣閥上游約10 cm處,使用的六孔噴油器的噴霧錐角為34°,彎曲軸為17°,噴射壓力為5 MPa。噴油器由一個獨立的電子控制單元(electronic control unit,ECU)控制,該ECU通過控制器局域網(wǎng)絡(luò)(controller area network,CAN)總線與ECU上的發(fā)動機連接,以同步曲軸和凸輪軸信號。

1.2 試驗工況的選擇

為了在不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速下研究噴入不同水量的影響,試驗選擇使發(fā)動機維持在1 500 r/min和4 850 r/min、節(jié)氣門開度100%工況,通過控制噴水脈寬改變噴水量,達到不同的水/汽油質(zhì)量比。并且在噴水工況下改變點火提前角,保持發(fā)動機負載和轉(zhuǎn)速恒定,具體試驗工況見表2所列。在保持噴水量不變的情況下,試驗固定扭矩并改變點火提前角工況時對應(yīng)編號改為L10-S格式。

表2 試驗工況

1.3 仿真模型的建立與驗證

為降低模型復(fù)雜性,減少計算時間,不考慮對發(fā)動機燃燒過程影響較小的排氣過程,僅模擬從進氣門開啟至燃燒結(jié)束排氣門開啟的部分,并在排、進氣門關(guān)閉后去掉排、進氣管道和部分氣門。網(wǎng)格的基本尺寸為1.5 mm,為了提高網(wǎng)格質(zhì)量,在進排氣閥、閥座、火花塞等位置進行了網(wǎng)格細化。

計算中湍流模型選用k-ξ-f模型,燃油破碎模型選用Wave模型,燃油蒸發(fā)模型選用Multi-component模型,燃油碰壁模型選用Walljet1模型,燃燒模型選用ECFM模型,點火模型選用Spherical模型,排放模型選用Zeldovich模型。模型的選取能夠模擬計算分別噴射水、汽油后的霧化、濕壁和蒸發(fā)過程。模擬計算中動量方程和連續(xù)性方程采用中心差分法;能量方程、湍流控制方程以及線性求解方程采用一階迎風(fēng)法進行控制;流動控制方程使用控制體積法進行離散化,邊界值計算采用外推差值法。模擬計算過程采用88-CPU集群系統(tǒng),運行環(huán)境為Windows7 64位操作系統(tǒng),計算流體動力學(xué)(computational fluid dynamics,CFD)軟件為AVL Fire,采用MPI模式并行計算。

為了驗證噴霧模擬的準(zhǔn)確性,在軟件中模擬噴霧發(fā)展過程并用定容彈噴霧試驗對噴霧模型進行標(biāo)定。噴霧和燃燒模型驗證如圖1所示。

試驗所用的噴油器為6孔,噴孔直徑為0.15 mm,單注油束的錐角為10°,噴油壓力為15 MPa,噴水壓力為5 MPa。圖1a所示為持續(xù)2 ms的噴射貫穿距試驗與模擬結(jié)果的對比;圖1b所示為噴射1.5 ms后噴霧形態(tài)的試驗與模擬結(jié)果的對比。從圖1a、圖1b可以看出,在噴油和噴水2種噴射工況下,噴霧形狀、貫穿距的試驗結(jié)果與模擬結(jié)果均較為吻合。說明噴射模型可以良好地反映噴嘴的噴霧特性,可以為進氣道噴水和缸內(nèi)噴油的模擬提供依據(jù)。

圖1 噴霧和燃燒模型驗證

圖1c所示為發(fā)動機轉(zhuǎn)速1 500 r/min、不噴水、不更改點火提前角的工況下缸壓曲線和放熱率曲線試驗與模擬結(jié)果的對比;圖1d所示為發(fā)動機轉(zhuǎn)速4 850 r/min、噴水25 mg、加大火花提前角的工況下缸壓曲線和放熱率曲線試驗與模擬結(jié)果的對比。

從圖1c、圖1d可以看出,缸壓曲線和放熱率曲線的試驗與模擬結(jié)果吻合度較高。說明該燃燒模型可以反映發(fā)動機的工作過程,可以用數(shù)值模擬的形式對發(fā)動機噴水做深入研究。

2 結(jié)果與分析

2.1 噴水量對水蒸氣形成過程的影響

由于進氣道噴水的時刻較早,水霧在噴入進氣道后,一部分會在空氣中蒸發(fā),另一部分會撞擊進氣道壁面形成濕壁,并通過壁面吸熱蒸發(fā)的方式形成水蒸氣,直到進氣門關(guān)閉時刻仍有未蒸發(fā)的水滯留在進氣道壁面上。

通過改變噴射脈寬來控制進氣道的噴水量,從而控制水蒸發(fā)的吸熱量來改變缸內(nèi)溫度、熱容和對燃燒速率的減緩程度。

發(fā)動機在1 500 r/min轉(zhuǎn)速下采用不同噴水量時水的噴射量、濕壁量、壁面蒸發(fā)量以及進氣道、缸內(nèi)的水蒸氣質(zhì)量如圖2a所示。

從圖2a可以看出:在進氣道噴水后,約80%的水撞到進氣道壁面形成水膜,并從壁面蒸發(fā)形成水蒸氣后進入缸內(nèi);在600°時進氣門關(guān)閉進氣道消失,濕壁量和進氣道水蒸氣量突變?yōu)? mg,表明水濕壁現(xiàn)象只存在于進氣道;缸內(nèi)水蒸氣質(zhì)量先增加后小幅度降低,同時進氣道水蒸氣質(zhì)量增加,表明在壓縮沖程中,有少量水蒸氣隨空氣回流至進氣道。

發(fā)動機在4 850 r/min轉(zhuǎn)速下不同噴水量時水的質(zhì)量變動如圖2b所示。

從圖2b可以看出,水在噴射后在進氣道形成了更大的濕壁,因為轉(zhuǎn)速較高、氣流流速快,所以水在壁面蒸發(fā)后迅速帶進缸內(nèi),并且進氣回流現(xiàn)象較小。

圖2 不同轉(zhuǎn)速下不同噴水量的水噴射情況

進氣門關(guān)閉時刻(1 500 r/min時為600°、4 850 r/min時為630°)各工況下噴入水經(jīng)過不同蒸發(fā)方式形成水蒸氣的質(zhì)量以及蒸發(fā)后在發(fā)動機不同部位的質(zhì)量占比分布如圖3所示。

從圖3可以看出:同一轉(zhuǎn)速下,隨著噴入量的增加,濕壁量占比也隨之增加,進入缸內(nèi)的水蒸氣質(zhì)量增加但占比減小;4 850 r/min工況下由于轉(zhuǎn)速較高,留給水蒸發(fā)的時間短,與1 500 r/min工況相比形成了更大的濕壁量,但是氣門疊開時間短,水蒸氣損耗量小,并且缸內(nèi)回流效果弱,導(dǎo)致進入缸內(nèi)的水蒸氣質(zhì)量占比與1 500 r/min工況相差不大。

圖3 噴水蒸發(fā)情況和位置分布

2.2 噴水量對缸內(nèi)混合氣形成過程的影響

不同的噴水量會給缸內(nèi)帶來不同的降溫效果,影響汽油的蒸發(fā)速度,改變缸內(nèi)混合氣形成過程和分布情況。不同噴水量下,水蒸發(fā)吸熱導(dǎo)致的缸內(nèi)降溫對比和汽油壁面蒸發(fā)占比對比如圖4所示。從圖4可以看出:隨著水噴入量的增加,缸內(nèi)降溫效果逐步增大,且高轉(zhuǎn)速比低轉(zhuǎn)速的降溫效果有小幅增加;在不同轉(zhuǎn)速下,低轉(zhuǎn)速工況的汽油壁面蒸發(fā)占比整體較高,大量汽油撞壁后在壁面吸熱蒸發(fā),高轉(zhuǎn)速工況相對較低;在不同噴水量下,汽油壁面蒸發(fā)占比隨著噴水量的增加而增加,低轉(zhuǎn)速工況增加幅度大于高轉(zhuǎn)速工況。

圖4 溫差和壁面蒸發(fā)占比

在1 500 r/min和4 850 r/min 2個轉(zhuǎn)速和不同噴水量下,各工況缸內(nèi)汽油濕壁分布(選取噴油后100°曲軸轉(zhuǎn)角)和缸內(nèi)當(dāng)量比分布(點火前20°曲軸轉(zhuǎn)角)如圖5所示。

從圖5a可以看出:在L0工況,缸內(nèi)汽油濕壁面積最小,主要集中在缸壁的下半部分并以油滴形式分布,當(dāng)量比分布均勻,無明顯汽油濃區(qū)出現(xiàn);在L10工況,缸內(nèi)汽油濕壁面積比L0工況有明顯增加,并在缸壁左下部出現(xiàn)油膜形式的汽油濕壁情況,當(dāng)量比分布開始有汽油濃區(qū)出現(xiàn),主要集中在缸內(nèi)右下角位置;在L17工況,缸內(nèi)汽油濕壁面積比L10工況稍有增加,缸壁左下部油膜面積增大,活塞頂左側(cè)也出現(xiàn)油膜分布,缸內(nèi)當(dāng)量比分布不均勻,在缸內(nèi)右下角和右上角均出現(xiàn)汽油濃區(qū);在L25工況,缸內(nèi)汽油濕壁面積最大,左側(cè)缸壁和活塞頂左側(cè)出現(xiàn)成片油膜分布,缸內(nèi)當(dāng)量比分布不均勻,缸內(nèi)右側(cè)出現(xiàn)大面積汽油濃區(qū),缸內(nèi)左側(cè)也出現(xiàn)混合氣變濃情況。從圖5b可以看出:在H0工況,缸內(nèi)汽油濕壁面積很小,主要集中在活塞頂部凹坑位置,缸內(nèi)當(dāng)量比分布較均勻,未出現(xiàn)明顯汽油濃區(qū);在H10工況,缸壁左側(cè)出現(xiàn)油滴狀汽油濕壁情況,活塞頂凹坑處油膜面積增加,缸內(nèi)當(dāng)量比分布不均,在左下角處出現(xiàn)汽油濃區(qū);在H17工況,缸壁出現(xiàn)大量汽油液滴狀濕壁情況,活塞頂凹坑處油膜面積進一步增加,在缸內(nèi)左側(cè)汽油濃區(qū)處面積增大,在缸內(nèi)右上角處也出現(xiàn)汽油濃區(qū)情況;在H25工況,缸壁液滴狀濕壁處增多,活塞頂凹坑處油膜面積稍有增加,當(dāng)量比分布不均,缸內(nèi)左側(cè)汽油濃區(qū)面積最大,缸內(nèi)右上角濃區(qū)處當(dāng)量比升高。

由圖5可知,隨著噴水量增多,進入缸內(nèi)的水蒸氣質(zhì)量增多,導(dǎo)致汽油蒸發(fā)速度變慢。其中:1 500 r/min工況下汽油大部分以壁面蒸發(fā)形式形成混合氣,受水蒸氣吸熱降溫的影響較大,濕壁量增加幅度較高,缸內(nèi)當(dāng)量比分布情況較差;4 850 r/min工況下汽油大部分以液滴形式在缸內(nèi)蒸發(fā)形成混合氣,受水蒸氣的影響較小,缸內(nèi)當(dāng)量比分布影響較小。

2.3 噴水量對發(fā)動機性能和排放的影響

水蒸氣進入缸內(nèi)后,可以增大缸內(nèi)混合氣熱容,降低缸內(nèi)溫度,減緩火焰?zhèn)鞑ニ俣?在相同的點火時刻下,會增加缸內(nèi)混合氣燃燒時間,造成缸內(nèi)壓力降低,峰值壓力出現(xiàn)時刻滯后,同時出現(xiàn)爆震的概率降低。發(fā)動機在1 500 r/min且未更改點火提前角的工況下,缸內(nèi)的壓力和放熱率的變化情況如圖6a所示。由圖6a可知:相較于未噴水工況,噴水后缸內(nèi)壓力明顯降低,著火時刻和燃燒期滯后,放熱率變緩,表明水的噴入有減緩燃燒速度、降低缸壓峰值和減少爆震概率的作用;但隨著噴水量增加,L17工況與L25工況缸壓和放熱率情況相差不大,表明過多的噴水量對燃燒的阻礙效果不明顯。發(fā)動機在4 850 r/min且未更改點火提前角的工況下,缸內(nèi)的壓力和放熱率的變化情況如圖6b所示。由圖6b可知,噴水后缸內(nèi)減緩燃燒的效果明顯,但隨著噴水量的增加,減緩效果變差。在噴水減緩燃燒速度、降低爆震發(fā)生概率后,缸壓也隨之下降,導(dǎo)致熱效率變差,此時可以采取更大的點火提前方式,使燃燒相位提前來彌補熱效率的損失。發(fā)動機在1 500 r/min工況下,隨著噴水量的增加逐步加大點火提前角后,缸內(nèi)的壓力變化對比如圖6c所示。由圖6c可知,增大點火提前角可以使燃燒相位提前,缸內(nèi)壓力可以更早地達到最大壓力爆發(fā)點,且峰值壓力更高,熱效率升高。

圖6 不同工況下缸內(nèi)壓力曲線和放熱率曲線的對比

在臺架試驗中控制輸出功率恒定,隨著噴水量的增加,在加大點火提前角的同時減少汽油噴入量,分別在1 500 r/min和4 850 r/min的工況下控制扭矩恒定,得到點火提前角和比油耗與噴水量的關(guān)系,如圖7a所示。從圖7a可以看出,隨著噴水量增加和點火提前角相應(yīng)的提前,燃燒相位得到優(yōu)化,從而使得比油耗降低,熱效率升高,并且在高轉(zhuǎn)速情況下熱效率升高得更為明顯。

燃燒時缸內(nèi)溫度是影響氮氧化物生成的重要因素,噴水能夠減緩燃燒速度,降低燃燒時缸內(nèi)溫度,但點火提前角增加燃燒相位提前,會增加燃燒時缸內(nèi)溫度。不同轉(zhuǎn)速下,隨著噴水量增加NO和煙度FSN的排放曲線變化如圖7b所示。從圖7b可以看出:在1 500 r/min工況下,隨著噴水量增加，NO和FSN的排放出現(xiàn)波動性增減,并未有大幅變化;在4 850 r/min工況下,NO排放有明顯增加,FSN先減小后增加。

圖7 改變點火提前角后發(fā)動機性能和排放的變化

3 結(jié) 論

本文采用試驗與數(shù)值模擬相結(jié)合的方法,完成了水進氣道噴射汽油缸內(nèi)直噴發(fā)動機的改裝,并建立發(fā)動機仿真模型,研究了GDI+WPI雙噴射汽油發(fā)動機在轉(zhuǎn)速為1 500、4 850 r/min和節(jié)氣門開度為100%的工況下,噴水量對水蒸氣形成、缸內(nèi)可燃氣形成以及發(fā)動機性能和排放的影響。研究結(jié)果表明:

(1) 增加水的噴射量會提高水的濕壁量,壁面蒸發(fā)量增加,進入缸內(nèi)水蒸氣質(zhì)量增加,但進入質(zhì)量占總噴射量的比例下降,此現(xiàn)象在不同轉(zhuǎn)速工況下趨勢相同。

(2) 增加噴水量可提高蒸發(fā)降溫效果,缸內(nèi)溫度下降后影響汽油蒸發(fā)速度,導(dǎo)致更多的汽油濕壁,影響缸內(nèi)可燃氣的形成。不同轉(zhuǎn)速工況的汽油濕壁量不同,但濕壁量增加趨勢相同。

(3) 在相同點火提前角設(shè)定下,進入缸內(nèi)水蒸氣質(zhì)量增加導(dǎo)致燃燒滯后,最大爆發(fā)壓力降低，熱效率下降;在固定功率并增大點火提前角后,比油耗降低,熱效率回升;排放在增大點火提前角使燃燒情況優(yōu)化后并未明顯增加。