某GDI發動機高軌壓噴油器匹配與試驗研究

王福志

（北京汽車動力總成有限公司 北京 101106）

引言

《GB18352.6-2016輕型汽車污染物排放限值及測量方法》規定：在國六階段，WLTC循環下PN排放數量在6×1011個/km，因此國內主要主機廠爭先開發滿足國六排放法規要求的發動機，主要技術包括缸蓋集成排氣歧管提高暖機速度，優化氣道結構來提高燃燒效率，高軌壓噴射系統（35 MPa）提高燃油霧化程度改善燃燒過程，后處理GPF吸附再生等。其中升級高軌壓噴射系統（35 MPa）開發成本相對較低，被廣泛應用。但是噴油壓力提高后是否對缸內流動造成不良影響，對PN排放改善效果如何以及對燃油消耗和機油稀釋是否帶來負面影響等都不得而知，本文介紹一款1.5L增壓直噴發動機匹配35 MPa噴油器的燃燒開發過程，從理論計算和試驗驗證綜合分析了噴油器對發動機性能的影響。

1 發動機與噴油器結構參數

1.5L增壓直噴汽油發動機作為黃金排量機型已被國內各大主機廠廣泛搭載銷售，北京汽車自主開發的高性能發動機已經具備量產能力，發動機動力性與經濟性均達到國內先進水平，發動機結構參數如表1所示，發動機行程缸徑比為1.08，保證了良好的進氣充量，壓縮比為10，保證了良好的燃油經濟性，經過優化的燃燒系統（氣道和燃燒室）具備良好的抑制爆震能力，匹配寬廣的廢氣渦輪增壓器使發動機低速最大轉矩轉速降至1 600 r/min。

表1 發動機結構參數

高軌壓噴油器結構如圖1所示，#02噴油器油束比較分散，特別是2、4、5油束呈現散開狀態；#03噴油器相比#02噴油器，2、4、5油束相對集中；#05噴油器相比#03噴油器集中程度有所降低，但相比#02噴油器依然呈集中分布。

圖1 3款噴油器結構

噴油器噴霧斜角根據活塞頂面形狀、缸蓋燃燒室形狀以及進排氣門位置進行設計，物理布置未出現油束干涉及撞壁情況。

2 缸內流動仿真分析

2.1 噴油器仿真模型校核

GDI發動機仿真計算對噴油器噴霧特性要求較高，評價GDI多孔噴油器的典型參數包括靜態流量、貫穿距離、噴霧形態以及SMD分布等。

噴油器靜態流量根據發動機最大燃油消耗量（額定功率）和最小燃油消耗量（熱怠速）計算得來，采用定容彈（如圖2所示）測量噴油器典型參數校對噴霧模型。定容彈可以在不同噴油壓力和試驗環境下采集并處理噴霧圖像，宏觀展示噴油器的噴射過程。

圖2 定容彈實驗設備示意圖

在噴射壓力35 MPa，定容彈環境壓力0.1MPa，環境溫度25℃，介質溫度25℃條件下，拍攝得到的噴霧圖像如圖3所示。

圖3 噴霧試驗圖像

對3款噴油器相同噴孔位置噴射出的油束隨時間變化的貫穿距離進行統計計算，結果如圖4所示。

圖4 油束貫穿距離

噴油器霧化過程可分為初次破碎和二次破碎兩個階段，其中初次破碎是在噴孔內部及外部很小的一段區域內完成，二次破碎則是受氣流的擾動及外力進行。由于初次破碎受測量技術的局限性，模型邊界一般定義一個液滴（即噴孔直徑大小），大部分在二次破碎中進行，這種方法簡單實用，但誤差相對較大。

本文對初次破碎模型邊界提出一種新的方法，即首先根據噴孔直徑（顯微測量）及噴油器靜態流量確定噴油器流量系數，根據汽油的表面張力、噴油器流量系數以及紊流波長因子計算出理論破碎粒徑，根據粒徑破碎標準方差，計算粒徑初始破碎分布。試驗表明，噴油器初始粒徑成對數正態分布[1-2]，主要計算步驟及公式說明如下所示。

依據靜態流量和噴孔直徑由伯努利方程得到噴孔的流量系數，公式（1）；

由公式（4）計算初次破碎理論計算直徑；

由公式（6）計算初始粒徑分布；

ΔP為噴孔內部與外部壓力差，一般內部壓力P1=35 MPa，外部壓力P2=0.1 MPa；

Dth為初次破碎理論計算直徑；Cd為噴油器流量系數；τf為汽油的表面張力；ρg為汽油的密度；uref為噴油器噴孔出口流速；λ*為紊流波長（可參考液體紊態流動計算）。

σ為粒子分布標準方差；Pinj為噴油器噴射壓力。

x為取值為正數的連續隨機變量；f（x）為粒子直徑分布概率。

按照上述理論，計算噴油器初次破碎直徑2 um（顯微測量噴孔直徑120 um，因此以噴孔直徑定義初始邊界誤差較大）。圖5虛線所示噴油器噴嘴出口1 mm橫截面位置計算粒子概率分布，與實線噴油器噴嘴出口30 mm橫截面位置PDA（Phase Doppler Anemometer）測試粒子概率分布的對比。在噴油器噴嘴出口1 mm橫截面位置上，由于燃油屬于初次破碎階段，經過統計9 um以下直徑粒子占總數的63%（燃油粒子發生破碎和聚合現象），在30 mm橫截面位置，二次破碎效果明顯，經統計9um以下直徑粒子占總數的87%。

圖5 初始粒徑分布

計算得到的噴霧形態如圖6所示，由于粒子破碎程度較高，在噴霧油束邊緣形成了油霧狀態，與圖3試驗結果匹配程度較高。

圖6 噴霧模擬圖像

2.2 缸內流動匹配計算

燃燒系統結構如圖7所示，側置噴油器匹配高滾流進氣道，火花塞中心布置。三維CFD計算邊界取自標定完畢的一維計算模型。進氣道入口與排氣道出口采用壓力與溫度邊界，壁面溫度根據發動機運行工況結合一維仿真結果及工程經驗確定。

圖7 燃燒系統結構

對2 000 r/min BMEP=1 MPa發動機運行效率較高的工況點進行分析，確定單缸每循環噴油量，理論空燃比燃燒，一次噴射時刻SOI=435°CA（參考國五機型），噴射軌壓35 MPa。

如圖8所示缸內滾流比計算結果，3款噴油器在噴油過程均引起缸內滾流的衰減，其中#02噴油器由于油束比較分散，在進氣下止點之后相比gas exchange工況滾流呈一定加強，但#03和#05噴油器油束相對集中，相比gasexchange工況對滾流衰減后則一直維持到壓縮上止點。（注：gas exchange為未噴油過程的缸內流動）

圖8 缸內滾流比變化趨勢

圖9所示缸內湍動能計算結果，高噴射壓力均造成湍動能的快速上升，在進氣下止點之后基本能夠維持在gasexchange工況狀態。

圖9 缸內湍動能變化趨勢

火花塞電極位置的混合氣狀態（濃度、溫度、湍動能、流速等）影響燃燒速度的快慢，取火花塞電極位置5 mm球形區域為分析對象，隨著活塞上行，在壓縮上止點附近，#02噴油器由于油束的結構特點加強了缸內的滾流，湍動能相比#03和#05提高了25%左右，湍動能越高，初始火焰強度越大，燃燒過程越穩定，如圖10所示。

圖10 壓縮上止點附近湍動能

湍流火焰受缸內大尺度渦團強度影響較大，湍流速度使火焰前鋒面發生扭曲，同時還可使火焰前鋒分裂成許多燃燒中心，加速燃燒過程。如圖11所示，3款噴油器在壓縮上止點附近湍流速度相當，燃燒室結構對不同滾流（詳見圖8）衰減程度比較一致，#02噴油器由于本身具有比較高的滾流，因此在湍流速度衰減相同的條件下，湍動能會比較高（詳見圖10）。

圖11 壓縮上止點附近流速

接下來我們分析一下著火的必要條件——缸內混合氣濃度分布，直噴發動機均質燃燒必須具備均勻燃空當量比（Equivalance Ratio），研究表明火花塞電極位置5 mm球形區域略濃的混合氣ER=1.1～1.2有助于點火，如圖12所示，在壓縮上止點附近，#02和#03噴油器表現出ER=1，屬于理論當量比狀態，#05噴油器則略微偏濃ER=1.2附近，因此#05噴油器更利于點火。

燃油濕壁量反應油束撞擊氣缸壁和活塞頂面的情況[3]，在2 000 r/min、BMEP=1MPa工況點，在455°CA時氣缸壁與活塞開始出現油膜堆積，如圖13所示，3款噴油器均表現出氣缸壁堆積的燃油量大于活塞頂面燃油量。#02噴油器在氣缸壁堆積的燃油量最大，#03噴油器最??；在活塞頂面堆積的燃油量中，#03噴油器最大，#02噴油器最??；#05噴油器屬于中等表現。

圖12 壓縮上止點附近燃空當量比

圖13 燃油濕壁量結果

3 試驗驗證與分析

發動機臺架試驗主要針對噴油器在高效燃燒工況2 000 r/min、BMEP=1 MPa條件下的PN排放和冷機狀態常用工況2 500 r/min、BMEP=1 MPa條件下的機油稀釋程度進行測試，以評價缸內燃燒顆粒排放物生成水平以及燃油撞擊氣缸壁程度，綜合驗證噴油器匹配效果。

臺架設備說明：AVL PAP 220 kW測功機，AVL PUMA控制系統，奇石樂燃燒分析儀，AVL735S油耗儀，Horiba Mexa常規氣態排放分析儀，GRIMMModel 5430 PN排放分析儀。

傳感器布置說明：環境壓力、溫度、濕度；進氣溫度、空濾后壓力、中冷前壓力溫度、中冷后壓力溫度、進氣歧管壓力、進氣歧管支管溫度、排氣歧管支管溫度、渦前壓力溫度、渦后壓力溫度、催化器溫度、油底殼機油溫度、主油道機油壓力；渦后與一催之間設置氣體排放物取氣口、一催后設置PN顆粒物排放取氣口。

3.1 PN排放水平調查

試驗邊界：進氣空調溫度25±2℃、室內恒溫25±2℃，發動機出水溫度90℃，排氣系統采用冷卻風機進行吹拂。

試驗分為3個步驟，第一步確定最佳進排氣VVT組合，第二步確定最佳噴油相位，第三步進行穩態PN排放調查。

在試驗過程中控制φat=1，AI50=8～10°CA，燃燒穩定性IMEPcov＜5%，試驗記錄30 s后取平均值，PUMA臺架測量傳感器參數，GRIMM測量PN排放。

在進排氣VVT組合尋優過程中，首先確定最佳油耗與最佳PN排放變化趨勢，之后兼顧燃燒穩定性、油耗及PN排放，側重PN排放最低的原則進行。圖14試驗結果表明，當排氣VVT推遲關閉，油耗呈上升趨勢；當進氣VVT推遲開啟，油耗呈降低趨勢，最低油耗245 g/（kW·h）。

圖14 進排氣VVT組合對油耗的影響

PN排放如圖15所示，PN顆粒物數量隨著排氣VVT推遲關閉呈降低趨勢，隨著進氣VVT推遲開啟，PN也呈降低趨勢，最低PN排放顆粒數為4.2E5。

圖15 進排氣VVT組合對PN排放的影響

綜上所述，由于進氣VVT推遲開啟表現出了油耗和PN排放的同時降低，因此進氣VVT選擇推遲開啟角度20°CA，排氣VVT需要兼顧油耗的表現（詳見圖14），因此選擇排氣推遲關閉角度15°CA。

噴油相位掃描是按照上述確定好的進排氣VVT組合（INVVT=20°CA，EXVVT=15°CA），調查噴油時刻對油耗和PN排放的影響。圖16表示兩種噴油壓力條件下，不同噴油時刻的油耗表現，在SOI=290°CA噴油時刻油耗最低，提前和推后油耗均升高。在20 MPa和35 MPa噴油壓力條件下，油耗變化趨勢相當。其原因主要是提前噴油會造成燃油撞擊活塞，推后噴油會造成燃油不能與空氣充分混合，造成燃油不能充分燃燒。

圖16 不同噴油時刻油耗試驗結果

圖17表示兩種噴油壓力條件下，不同噴油時刻的PN排放表現，在SOI=300～315°CA區間，PN排放達到最低數值，提前噴油會造成燃油撞擊活塞，推后噴油會造成燃油不能與空氣充分混合，其變化趨勢與油耗表現相當。但是，噴油壓力不同對PN排放的影響要大于油耗的表現，在20 MPa噴油壓力條件下，PN排放顆粒數高于35 MPa噴油壓力約1.5倍。結合油耗表現（詳見圖16），側重PN最低，最終確定SOI=310°CA進行穩態PN調查試驗。

圖17 不同噴油時刻PN排放試驗結果

穩態PN排放試驗方法：在2 000 r/min、BMEP=1MPa，更換全新狀態或清洗后的噴油器，首先以20 MPa噴油壓力持續運行15 h以上，直至PN排放穩定為止，之后切換到35 MPa噴油壓力運行5 h，直至PN穩定后停止試驗。試驗過程中每5 min PUMA測量一次臺架數據，GRIMM連續測量PN排放。

穩態PN排放結果如圖18所示，在20 MPa噴油壓力條件下，3款噴油器PN排放呈上升趨勢，在PN穩定后切換成35 MPa噴油壓力后，PN排放明顯下降，切換初期PN排放與20 MPa類似，呈短時間上升趨勢直至穩定，原因可能由于噴油器噴孔外圍積碳導致。

圖18 GRIMM測量PN排放試驗結果

其中#02噴油器在20 MPa噴油壓力條件下，PN排放最高，穩定后約為1.2E6，#05噴油器最低，穩定后約為7E5，#03噴油器處于中間，穩定后約為1E6。在35 MPa噴油壓力條件下，#02和#05表現出相同的PN排放，而#03則相比#02和#05高出2倍。

原因分析：在20 MPa噴油壓力條件下，#02噴油器由于油束比較分散，撞擊氣缸壁機率增加，燃油未完全燃燒程度增加，致使PN排放升高。#03和#05噴油器油束相比#02集中，撞擊氣缸壁程度下降，PN排放降低。#03噴油器高于#05的主要原因是#03油束撞擊活塞頂面程度大于#05，從而形成高的PN排放。如圖18所示，#02噴油器撞擊氣缸壁產生的PN排放大于#03噴油器撞擊活塞產生的PN排放。

在35 MPa噴油壓力條件下，#02噴油器PN排放降低，說明高燃油噴射壓力使其霧化程度增加，燃油粒子破碎程度提高，撞擊氣缸壁形成小液滴機率減小。#03噴油器PN排放增加的主要原因是油束分布過于集中，高燃油噴射壓力使油束相互干擾程度增加，燃油霧化形成聚合效應，造成PN排放升高。#05噴油器由于油束分布處于中間值，效果最好。

3.2 機油稀釋程度調查

冷機機油稀釋試驗考察發動機在出水溫度50°C條件下，2 500 r/min、BMEP=1 MPa中速、中負荷工況，穩定運行1 h后機油中的汽油含量（定義為機油稀釋率），以評定發動機機油稀釋是否滿足要求，評價標準<5%認為合格。

試驗邊界：進氣空調溫度25±2℃、室內恒溫25±2℃，發動機出水溫度50℃，排氣系統采用冷卻風機進行吹拂。

試驗前將油底殼原有機油放凈，更換新機油及機濾后沖洗發動機2次。更換新機濾，重新加注新機油至上刻線，對發動機進行倒拖，轉速1 500 r/min，時間30 s左右停機進行機油取樣。之后運轉發動機至2 500 r/min、BMEP=1 MPa（進排氣VVT相位和噴油相位經過優化，在此不再贅述）穩定1 h后，停機再次進行機油取樣。

如圖19所示，#05噴油器在不同噴射壓力條件下的機油稀釋率，隨著噴油壓力的提高，機油稀釋率逐漸降低，對比15MPa和35 MPa的機油稀釋率，降低幅度達到35.8%。

圖19 不同噴油壓力下機油稀釋結果

如圖20所示，#05噴油器在不同噴射壓力條件下的機油粘度變化，隨著噴油壓力的提高，機油粘度降低幅度逐漸減小，因此高燃油噴射壓力不僅帶來了PN排放的降低，對機油稀釋率降低也有明顯的益處。

圖20 不同噴油壓力下機油粘度結果

4 結論

通過對高軌壓35 MPa噴油器的仿真計算和PN排放表現試驗，得出如下結論：

1）本文提出的初始粒徑分布噴霧模型標定方法，靜態對比吻合度較高，缸內流動計算具有指導意義，通過對比PN排放，理論計算很好支撐試驗結果。

2）在噴油器油束角度設計方面，分散布置的油束在低燃油壓力條件下更容易產生較多的PN排放，但是噴油壓力提高后，由于噴油霧化程度提高PN排放不會惡化，而集中布置的油束雖然降低了撞擊氣缸壁的機率，但是燃油壓力提高后油束的聚合效應明顯造成PN排放上升。

3）提高噴油壓力對高效燃燒區域（2 000 r/min BMEP=1 MPa）油耗影響不大，對常用工況點（2 500 r/min、BMEP=1 MPa）的機油稀釋和PN排放有明顯降低效果。