缸內直噴發動機快速起動首循環噴霧的數值模擬

韓立偉，洪 偉，高定偉，蘇 巖，謝方喜

（1.長城汽車股份有限公司技術中心，河北 保 定 071000；2.河北省汽車工程技術研究中心，河北 保 定 071000；3.吉林大學汽車動態模擬國家重點實驗室，吉林 長 春 130022）

發動機采用起動－停止技術，即車輛怠速時熄火，起車時迅速起動的技術，能夠有效降低城市工況下整車的排放和燃油消耗［1－2］。

起動－停止技術對發動機的起動速度要求相對較高。傳統發動機起動因為需要判缸同步等過程，所以其首次著火最快要發生在首循環的第3或第4個沖程后，起動速度相對較慢。而缸內直噴發動機的判缸同步可以在停機過程中完成［3］，起動時可以在其首循環的第1個沖程結束時著火，實現快速起動。本研究把發動機停機后靜止狀態時處于壓縮沖程的氣缸定義為第1缸，按照點火時序排列，后面的3個氣缸依次定義為第2缸、第3缸和第4缸。當發動機起動時，起動機拖動發動機轉動的同時，第1缸噴油器向缸內噴油，當活塞壓縮移動到上止點時點火，第1缸燃燒做功；然后第2缸進入壓縮沖程，當活塞壓縮移動到其上止點時點火，第2缸燃燒做功；同樣，后面各缸依次噴油點火做功。在這個過程中，因首循環第1個壓縮沖程就著火，從而實現快速起動，但是由于發動機熱機停止，滯留在氣缸和氣道內的氣體直接受到高溫氣缸壁、氣缸蓋的加熱，溫度要高于普通工況進入氣缸內的氣體溫度，所以在起動時著火的初始邊界條件具有特殊性。經過前期研究可知，起動時第1缸活塞處于某一位置，當其壓縮移動到上止點時，其有效壓縮比相對較低，從而缸內溫度相對不高，幾乎不會發生自燃；而第2缸經歷了一個完整的壓縮沖程，有效壓縮比較大，加上其較高的進氣溫度，其混合氣自燃（在火花塞跳火前發生自燃）的可能性極大［4］；第3缸和后面各缸因為經歷了完整的進氣沖程，吸入了溫度較低的外界空氣，所以即使有效壓縮比較大，發生自燃的可能性也不大。

由于第2缸較大概率的自燃對起動極為不利，基于以上原因，本研究著重研究第2缸，通過軟件Fire對其壓縮過程中的噴霧和混合氣形成情況進行數值模擬與理論分析，并找出理想的噴油控制策略，然后通過試驗研究指出該缸不同噴油策略下發生自燃、可以點燃和失火的區域，為實現起動－停止技術的快速起動提供一定試驗數據和理論指導。

1 數學模型和模型驗證

1.1 網格模型

本研究針對三菱公司的4G15GDI汽油機建模并選取計算參數，發動機主要參數見表1。同時，基于該發動機活塞的實際幾何尺寸，構建了模擬過程所用的物理模型，圖1示出了其計算網格。

表1 發動機主要技術參數

1.2 數學模型和初始邊界條件

對于本研究而言，選取適當的噴霧模型是非常關鍵的。燃油的噴霧過程極為復雜，涉及到破碎、蒸發、噴壁、湍流擴散等多種物理現象。本研究采用Laundering和Spalding提出的適用范圍比較廣、計算精度比較高的標準κ－ε湍流模型描述缸內氣流運動。根據國內外對缸內直噴汽油機高壓旋流噴油器噴霧特性的研究結果［5－6］可知，燃油離孔后的初始液滴粒徑尺寸一般服從Rosin－Rammler分布函數［7－8］。本研究采用這一分布函數對初始液滴的尺寸和概率進行估算，分布函數的數學表達式為

本研究采用TAB破碎模型對液滴的二次霧化過程進行描述，該模型適用于低速的汽油噴射過程。該模型是將相對速度為urel液滴的振動與變形類比為一個彈簧重物系統的振動。模型中將液滴所受氣動力、表面張力及黏性力等分別類比為對液滴振動起著激振力F、回復力Fspring、阻尼力Fdamping的作用，由此得到液滴表面的強迫或阻尼振動控制方程：

式中：urel為氣體與液滴的相對速度；r為液滴半徑；σ為表面張力；μl為液體黏性；ρg，ρl分別為氣體和液體的密度；CF，Ck和Cd通過計算分析和試驗數據求得。油滴蒸發采用Dukowicz模型，該模型是建立在單組分燃油特性基礎之上的，液滴溫度的變化率由能量方程決定：

式中：md為液滴質量；Td為液滴溫度；cpd為液滴比定壓熱容；L為液滴的蒸發潛熱；Q0為周圍氣體傳遞給液滴的熱量。

碰壁模型采用walljet0模型，該模型適用于噴射速度較低和入射距離較短的噴射，因此可用于GDI發動機。湍流擴散模型采用Gosman和Ioannidis提出的隨機擴散模型，該模型假設液滴波動速度的各相同性湍流分量由Gaussian分布隨機決定，湍流對噴霧顆粒的作用效果是通過在平均氣流速度上增加一個波動速度來模擬的。粒子相互作用模型對噴霧場的特性具有重要影響，本研究采用“Schmidt”模型。

1.3 噴霧模型驗證

為了驗證噴霧模型，創建了定容彈噴霧模型（見圖2），噴油器在網格頂部中心。采用AVL公司在用于噴霧研究的可視化發動機上用激光誘導熒光法測量的試驗結果進行模型的有效性驗證。圖3示出了背壓分別為0.1MPa與0.6MPa時，噴霧后3ms的噴霧形態模擬與試驗結果對比，其中噴油持續期為3ms，噴油壓力為5MPa。結果表明，隨著燃燒室背壓的提高，噴霧錐角與噴霧油束貫穿距離均隨之降低，噴霧形態基本吻合。仿真過程數學模型、計算方法和邊界條件準確，該模型可以較準確地反映直噴汽油機噴嘴的噴霧特性［9］。

2 計算結果與分析

本研究模擬計算了起動過程首循環第2缸在不同噴油策略（不同噴油量和不同噴油時刻）下的噴霧和混合氣形成過程。表2示出了噴油量和噴油時刻的組合，依據模擬計算結果，從表中選取了具有代表性的噴油策略進行分析，分別為（41mm3，160°BTDC），（41mm3，80°BTDC），（41mm3，30°BTDC），（12mm3，160°BTDC），（12mm3，80°BTDC），（12mm3，30°BTDC）， （2mm3，160°BTDC），（2mm3，80°BTDC）和（2mm3，30°BTDC），且分別記為 ST－11，ST－12，ST－13，ST－21，ST－22，ST－23，ST－31，ST－32 和 ST－33。當 噴 油 量 為 41mm3，12mm3和2mm3時，與缸內空氣形成均質混合氣對應的燃空當量比分別為1.22，0.36和0.06，代表較濃的混合氣、偏稀的混合氣和很稀的混合氣。

表2 噴油定時和噴油量

2.1 混合氣較濃時噴油時刻對缸內噴霧和混合氣形成的影響

圖4示出了噴油策略ST－11時的濃度場、流場和溫度場。噴油初始時刻起動轉速很低，缸內滾流相對較弱，且噴油時刻距離上止點較遠，缸內背壓相對很低，因此較多燃油碰壁，缸內流場在油束貫穿的作用下形成了兩個滾流中心，一部分燃油在滾流作用下向缸蓋擴散，另一部分向活塞頂面擴散，且不斷蒸發與空氣混合。兩個滾流隨著活塞的壓縮上行消失，并且在活塞上行到30°BTDC左右時，形成了一個逆滾流。由于噴油時刻在160°BTDC，相對較為提前，缸內氣流有較長的時間使燃油霧化，以致活塞上行至上止點時缸內濃度場相對均勻。

缸內溫度場的變化與其濃度場相對應，由于壓縮上止點時空燃比分布相對均勻，從而該時刻缸內溫度場分布也相對均勻。由前文所述可知第2缸工作具有特殊性，一方面該缸有效壓縮比較高（該發動機壓縮比為11∶1），另一方面由于該缸的空氣為滯留在氣缸和氣道內的氣體，受到高溫氣缸壁、氣缸蓋的加熱，其初始溫度較高?；谝陨显颍m然壓縮上止點時空燃比分布相對均勻，較好的燃油霧化可以在一定程度上降低缸內溫度，但并不起決定作用，所以壓縮上止點的缸內溫度場相對均勻，而且整體偏高。圖中方框所示區域內，當量比為0.58左右的混合氣對應溫度為741K，超過了混合氣自燃點，容易產生自燃。

噴油策略ST－12與噴油策略ST－13時的溫度場、流場和濃度場分別見圖5與圖6。

由圖5可見，噴油初始時刻，油束前端產生卷吸，有利于霧化，油束噴在活塞頂部，在其壁面誘導與油束貫穿的作用下，缸內流場在50°BTDC左右形成了兩個滾流中心，且燃油被卷向缸壁的兩側。隨著活塞上行，兩個滾流相互作用，兩側燃油向火花塞聚集靠攏。當活塞上行至上止點時，相比噴油時刻在160°BTDC的濃度場和溫度場，混合氣分布不均勻，濃稀區域明顯，溫度高的區域混合氣濃度較稀，超過自燃稀限，不易自燃?？扇蓟旌蠚鈪^域（方框圈中區域）對應的溫度相對不高（不到700K），故此時不易發生自燃。基于以上分析，在該噴油時刻和噴油量下，混合氣不均勻的濃度和溫度分布能避免自燃的發生，可以正常點燃。

由圖6可見，噴油初始時刻油束前端產生卷吸，由于活塞壁面誘導作用和活塞的壓縮上行，在缸內產成了一個逆滾流。在活塞形狀和噴霧的誘導下，缸內液滴一邊破碎蒸發一邊在逆滾流作用下沿逆時針方向向火花塞附近擴散，當活塞上行至上止點時，在火花塞附近形成了可燃混合氣區域（圖中圈中部分），溫度高達778K左右，遠遠超出了混合氣自燃點，因此混合氣非常容易發生自燃。

2.2 混合氣偏稀時噴油時刻對缸內噴霧和混合氣形成的影響

圖7示出了噴油策略 ST－21，ST－22和 ST－23下上止點時的濃度場、流場和溫度場。每個策略下溫度場、流場和濃度場的變化趨勢與混合氣較濃時相同，不同的是在上止點時刻溫度相對增高，濃度相對降低，因此只分析上止點位置的情況。由于噴油量相對較少，其霧化蒸發少，吸收的熱量相對較少，故缸內溫度相對較高。濃度場圈中區域為可燃混合氣區域，其對應溫度場最高溫度均很高，均超過了750K，極易發生自燃。因此若混合氣偏稀，不論噴油時刻在上止點附近還是在較遠或者中間位置，當活塞上行至上止點附近時，混合氣發生自燃可能性都很大。

2.3 混合氣很稀時噴油時刻對缸內噴霧和混合氣形成的影響

圖8示出了噴油策略 ST－31，ST－32和 ST－33下上止點時的溫度場、流場和濃度場。與圖7一樣只分析上止點位置的情況。同樣因噴油量少，其霧化蒸發吸收熱量少，以致缸內溫度非常高。圖8a和圖8b中噴油時刻離上止點較遠，壓縮上止點的濃度場相對均勻，從而混合氣濃度很低，其濃區當量比在0.1～0.2之間，遠超出混合氣著火稀限，因此這兩種策略下將會產生失火。圖8c中噴油時刻在上止點附近，壓縮上止點的混合氣濃區當量比為0.5左右，接近可以點燃的著火稀限，但由于其對應溫度場溫度高達787K左右，所以此時容易產生自燃。

通過對不同噴油策略下噴霧和混合氣形成情況的研究發現，噴油量和噴油時刻對噴霧和混合氣的形成均有很大影響，導致壓縮上止點時混合氣的著火情況也有所不同。當噴油時刻距上止點相對較遠或者在上止點附近時，在壓縮上止點時因缸內可燃混合氣區域內溫度相對較高，因此混合氣較傾向于自燃；當噴油時刻距上止點相對中間的位置時，在壓縮上止點形成的混合氣及缸內溫度較為理想，自燃傾向較小，并且火花塞附近混合氣可以點燃；但是如果噴油量較少（即混合氣偏?。^少的霧化吸熱導致缸內溫度降低程度減小，即使噴油時刻在離上止點相對中間的位置，壓縮上止點時缸內可燃混合氣區域內溫度仍較高，混合氣仍較傾向于自燃。因此，只有當噴油時刻選擇離上止點適當的位置且噴油量較大時，壓縮上止點時的混合氣才可以正常點燃。

3 不同噴油策略的試驗研究

根據以上模擬計算分析，控制初始邊界條件進行試驗研究。環境溫度20℃，冷卻液溫度控制在100℃，手動盤動發動機使其第1缸活塞處于壓縮上止點前180°（在這個位置起動，該缸經歷1個完整的壓縮沖程，這相當于前文所述起動過程的第2缸），采用起動機拖動，噴油控制策略按表2執行，采集第1缸的缸壓信號分析其著火情況，根據試驗具體情況再增加試驗點，最后繪出其著火情況的區域圖。圖9示出了上述條件下不同噴油控制策略下著火情況的區域圖。

圖9中點燃區、自燃區和失火區分別代表不同的噴油策略下，活塞上行至上止點時混合氣可以點燃、發生自燃和發生失火的情況。當噴油時刻離上止點相對較遠或者在上止點附近時，活塞壓縮到上止點時因其缸內可燃混合氣區域內溫度相對較高，混合氣均發生自燃；橫軸沿噴油量減少的方向，點燃區域趨向于中間縮小；噴油時刻離上止點相對中間的位置時，活塞上行至上止點時混合氣可以點燃，這是由于當噴油時刻離上止點相對中間的位置時，自燃傾向較小，且火花塞附近形成可以點燃的混合氣；噴油量較少時（即混合氣偏稀），此時即使噴油時刻離上止點在相對中間的位置，活塞壓縮到上止點時混合氣仍然會自燃；當混合氣很稀，噴油時刻離上止點較遠或者在中間位置時，壓縮上止點附近混合氣均會失火，而在上止點附近時產生自燃。試驗結果驗證了前文的模擬計算分析。

4 結論

a）噴油時刻與噴油量不同，噴霧與混合氣形成情況將會不同，致使壓縮上止點時的混合氣著火情況不同；

b）第2缸混合氣比較容易產生自燃：噴油時刻離上止點相對較遠或在上止點附近時，混合氣在壓縮上止點較易于自燃；噴油時刻在距上止點相對中間的位置時，在壓縮上止點時形成的混合氣自燃可能性較小且可以點燃；但是如果噴油量少，即使噴油時刻在距上止點相對中間的位置時，在壓縮上止點時形成的混合氣仍傾向于自燃；若混合氣很稀，噴油時刻距上止點較遠或者在中間位置時，壓縮上止點附近混合氣均會失火，而在上止點附近時發產生自燃。

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