高速汽油機進氣道噴射參數對混合氣形成的影響

孫 承 張 毅 江 武 楊 靖 明 陽

1.湖南大學汽車車身先進設計制造國家重點實驗室，長沙，4100822.湖北三江航天紅陽機電有限公司，孝感，432000

0 引言

與缸內直噴汽油機相比，進氣道燃油噴射式(port fuel injection, PFI)汽油機對燃油供給系統及噴油器的要求較低，廣泛應用于高速摩托車汽油機領域[1-4]。然而，由于摩托車發動機結構緊湊，噴油器噴射壓力較小，燃油貫穿距離小，噴霧集中，使得燃油容易在進氣道或進氣門背面形成分布面積小、厚度較大的附壁油膜。同時，由于摩托車發動機轉速很高，其單個工作循環所經歷的時間相對于普通車用汽油機來說較短，因此燃油的揮發時間短，燃油與空氣在缸內混合的時間也相對較短，使得混合氣質量有惡化的趨勢，從而對汽油發動機的燃燒過程影響較大。

本文采用實驗與數值計算相結合的方法，根據氣道實驗以及噴霧實驗結果標定計算流體動力學(computational fluid dynamics，CFD)模型，研究摩托車用高速四沖程進氣道燃油噴射式汽油機典型工況(轉速為7 500 r/min，全負荷)下噴油器孔徑、噴射角、噴油時刻以及二次噴射對缸內混合氣形成的影響，為高速汽油機氣道燃油噴射參數優化設計提供依據。

1 計算模型及實驗標定

1.1 發動機參數及計算模型

研究對象為一臺摩托車用單缸進氣道燃油噴射式高速汽油機，該汽油機基本參數如表1所示。采用CFD計算軟件CONVERGE建立其進排氣道及燃燒室三維模型，如圖1所示。

表1 發動機參數Tab.1 Engine parameters

圖1 汽油機三維模型Fig.1 Three-dimensional model of gasoline engine

發動機進氣門和排氣門升程曲線見圖2。圖2中，曲軸轉角(CA)θ=360°處為進氣上止點，進氣門打開時刻曲軸轉角為340°，關閉時刻曲軸轉角為608°，排氣門打開時刻曲軸轉角為120°，關閉時刻曲軸轉角為401°。

圖2 氣門升程曲線Fig.2 Valve lift curve

在計算模型處理方面，采用自適應網格加密方法對進氣道區域網格在噴油開始后進行網格加密、對進氣門附近區域網格在氣門開啟到關閉的過程中進行加密、對缸內區域網格在進氣門開啟后進行加密，以保證計算結果的準確性。

數值計算中湍流模型采用RNGk-ε模型[5]，壁面傳熱模型采用O’Rourke模型[6]，噴霧碰壁模型采用Wall Film模型[7]，油滴碰撞模型采用O’Rourke Collision模型[8],蒸發模型采用Frossling Drop Evaporating 模型[9]，破碎模型采用KH-RT模型[10]。

1.2 邊界條件

當發動機轉速、節氣門開度、噴油量一定時，影響混合氣形成的因素主要有噴油器的孔徑、噴射角度、噴油壓力和噴油時刻等。由于發動機在高轉速運轉時，燃油揮發時間短，容易在進氣道上形成附壁油膜，因此選擇發動機最高轉速為7 500 r/min、節氣門全開時的工況點，研究噴油器孔徑、噴油器安裝角度、噴油時刻及二次噴射對高轉速下進氣道燃油噴射汽油機混合氣形成的影響。

計算模型設定的邊界條件和初始條件來自發動機臺架試驗數據，具體設置見表2。進氣道入口采用的壓力邊界條件如圖3所示。

表2 初始及邊界條件Tab.2 Initial and boundary conditions

圖3 進氣道入口壓力Fig.3 The pressure of inlet port

1.3 氣道模型驗證

進氣運動對混合氣形成影響較大[11],為了獲得準確的氣道CFD模型，根據實驗條件選擇等壓差法氣道穩流實驗[12]對模型進行驗證。實驗及CFD模型的數據處理采用AVL公司氣道性能指標評價方法[13]得出不同氣門升程下的流量系數。

CFD計算所需邊界條件采用實驗提供的壓力邊界條件，采用可壓縮理想空氣作為流動介質，初始溫度為299 K。采用氣體流動控制方程和RNGk-ε湍流模型計算氣門升程從1～7.99 mm、間隔1 mm下的空氣流量系數。實驗與仿真結果對比如圖4所示。

圖4 流量系數對比Fig.4 The comparison of flow coefficient

由圖4可知，CFD模型在不同升程下的流量系數值略大于實驗結果值，這是由于CFD模型進行了表面粗糙度、空氣物理特性等的簡化，并且在實驗中由于安裝、測量等技術性誤差導致模擬計算結果與實驗結果存在一定的偏差。但是仿真與實驗結果偏差小于5%，因此該CFD模型能夠反映實際的進氣過程。

1.4 噴霧模型驗證

實驗過程中采用圖5所示的三款不同噴嘴。為了獲得各款噴油器準確的噴霧數值模型[14]，在定容燃燒彈中采用紋影法拍攝得到了三款噴嘴的噴油過程圖片。其中噴油壓力為0.3 MPa，噴油量為13 mg，背壓為0.1 MPa，環境溫度為25 ℃，空氣濕度為80%。將實驗值與噴霧數值模擬值進行對比，噴霧模型的噴霧錐角及貫穿距與實驗值偏差小于5%，一致性較好，可以用于表達燃油噴油過程，如圖6所示。

圖5 三款噴嘴外觀以及結構簡圖Fig.5 Appearance and structure diagram of three injectors

圖6 實驗和仿真噴霧對比Fig.6 The comparison between experimental and simulation of spray

2 計算結果及分析

2.1 噴油器類型對混合氣的影響

根據發動機原始標定參數，曲軸轉角θ=10°時為噴油開始時刻(θ=0°時為點火上止點)，噴油質量為13 mg(理論燃空當量比為0.8)，噴油壓力為0.3 MPa，因原機的噴油器是安裝在節氣門體上的，因此根據其結構關系，得到噴油器噴射角度為60°。

圖7為三款噴油器流量特性圖，噴油器通過控制占空比來調節噴油量，在發動機轉速為7 500 r/min時，脈沖周期為16 ms，13 mg的燃油對應的流量為812.5 mg/s。由圖7可知，二孔、四孔、六孔噴油器的占空比分別為40.3%、41.3%和43.7%。三款噴油器的噴油持續期分別為θ=290°(二孔噴油器)、θ=298°(四孔噴油器)和θ=315°(六孔噴油器)時。

圖7 三款噴油器流量特性Fig.7 Flow characteristic of three fuel injectors

圖8所示為三款噴油器的油束在氣道內的形態，由圖8可知，二孔噴油器的噴霧錐角最小，燃油落在進氣道壁面上的范圍較小，容易形成較厚附壁油膜，不利于燃油揮發。而六孔噴油器噴霧錐角較大，燃油在氣道壁面上形成面積大而薄的附壁油膜，有利于燃油揮發。

圖8 三款噴油器燃油噴射油束分布Fig.8 Fuel injection beam distribution of three fuel injectors

燃油揮發過程通常分為三個階段：進氣門開啟前、進氣門開啟中及進氣門關閉后，燃油揮發包括兩個部分：附壁油膜的揮發和空間油霧的揮發。圖9所示為不同噴油器在相同工況及邊界條件下，通過數值仿真計算出的附壁油膜質量隨曲軸轉角變化情況。

圖9 三款噴油器附壁油膜質量Fig.9 Attached oil film mass of three fuel injectors

噴油開始之后，在曲軸轉角約為90°時開始產生附壁油膜，在噴油過程結束(θ=325°)前，隨著噴油過程的進行，附壁油膜質量均呈增大趨勢，其中二孔噴油器形成的油膜質量最大，在進氣門開啟(θ=340°)之后，附壁油膜質量繼續增大，直到曲軸轉角θ約為420°，附壁油膜質量達到峰值，隨后逐漸減小。

分析表明，噴油開始之后，油束經歷約2 ms(在7 500 r/min轉速(相當于θ=90°)下)時間到達進氣道壁面，所以噴油開始之后，在曲軸轉角約為90°時才開始產生附壁油膜。在曲軸轉角約為250°時，二孔噴油器的附壁油膜質量最大，六孔噴油器次之，四孔噴油器的附壁油膜質量最小。這是因為二孔噴油器噴孔大，導致油滴大并且油束集中，從而使得空間揮發少，而六孔噴油器由于噴霧錐角大，油束觸壁面積大，容易在前期產生較大面積的油膜，四孔噴油器噴霧錐角比六孔噴油器噴霧錐角小、噴孔比二孔噴油器噴孔小，導致在噴油前期有著較小的附壁油膜質量。在噴油中期，六孔噴油器噴霧錐角大、噴孔小的優勢逐漸顯現，使得六孔噴油器的附壁油膜質量最小，而二孔噴油器的噴霧錐角小、噴孔大的劣勢逐漸增大。在曲軸轉角為325°時噴油結束，噴孔不再噴射燃油，空中的油束大約在曲軸轉角為420°時完全觸壁，使得噴油結束之后附壁油膜量依然增加。由于氣門在曲軸轉角為340°時開啟，在氣門開啟前期氣流擾動較小，對空氣中油霧的附壁作用較大，從而導致在曲軸轉角達到420°之前有一小段時期，油膜質量增大的速度較快。在曲軸轉角大于420°之后，隨著氣門開啟增大，進氣壓力增大，使得附壁油膜質量迅速減小。在氣門關閉(曲軸轉角為609°)后，附壁油膜揮發量由于缺少氣流影響逐漸變少。

在進氣過程中，有一部分燃油以液滴的形式進入氣缸，會對進入缸內混合氣的均勻性產生影響，圖10為三款噴油器缸內當量比隨曲軸轉角變化曲線。由圖10可知，三款噴油器缸內混合氣的當量比差異較大，在活塞運行到上止點時刻(曲軸轉角為360°)，二孔噴油器當量比顯著大于四孔噴油器及六孔噴油器的當量比，在點火時刻(曲軸轉角為690°)二孔噴油器的當量比為0.66，四孔噴油器的當量比為0.85 ，六孔噴油器的當量比為0.94。

圖10 三款噴油器缸內當量比Fig.10 In-cylinder equivalent ratio of three fuel injectors

分析表明,二孔噴油器油束集中，燃油接觸氣道壁面之后撞擊產生飛濺在氣閥背面區域形成較濃(質量分數大)的油霧，在氣門開啟之后較短時間內這部分較濃混合氣進入缸內使得當量比顯著大于四孔噴油器與六孔噴油器的當量比；六孔噴油器噴霧錐角大，有一部分油霧直接噴射到進氣門背面形成附壁油膜，并在該區域形成較濃混合氣。隨著氣門繼續開啟，遠離氣閥背面區域的混合氣開始進入缸內，使得六孔、四孔噴油器當量比大于二孔噴油器當量比。對比附壁油膜質量可知，噴油器孔徑的不同可導致附壁油膜質量有差異，并且影響油膜蒸發，從而在進氣過程中導致缸內混合氣當量比產生較大差異。

圖11所示為氣門開啟時刻進氣道燃油分布情況。在氣門開啟時刻，二孔噴油器在氣門背面形成了非常濃的混合氣，濃度遠大于六孔噴油器和四孔噴油器的混合氣濃度。在進氣道上，三款噴油器產生的附壁油膜面積存在明顯差異，六孔噴油器產生的附壁油膜面積遠大于二孔噴油器的附壁油膜面積，使得進氣結束后六孔噴油器缸內混合氣當量比最大。

圖11 氣門開啟時刻氣道燃油分布Fig.11 Fuel distribution in valve opening

圖12為不同時刻下缸內混合氣當量比分布云圖。由圖12可知，在進氣過程活塞到達下止點(θ=540°)時，缸內混合氣濃度分布極不均勻，在點火時刻(θ=690°)，六孔噴油器的缸內混合氣當量比顯著大于二孔噴油器的當量比。并且六孔噴油器呈現明顯的混合氣濃度分層，在火花塞周圍形成了較濃混合氣，有助于減少高轉速下缸內失火、提高燃油效率、降低排放并且有利于較稀混合氣燃燒。

圖12 缸內混合氣當量比分布Fig.12 Distribution of in in-cylinder mixed gas equivalent ratio

根據以上分析，噴油器類型對附壁油膜質量的形成有重要影響，因此在高速氣道噴射汽油機選擇噴油器時，宜選噴孔數多、噴孔直徑小的噴油器。

2.2 燃油噴射角度對混合氣的影響

不同的燃油噴射角度導致油束在空間里的軌跡有著較大的差異，燃油的落點可分為氣道、氣道與氣閥背面、氣閥背面。圖13所示為六孔噴油器在其他邊界條件不變，噴油角α為60°、45°、30°時的燃油噴射油束形態。

(a)α=60° (b)α=45° (c)α=30°圖13 三種噴油角度油束分布Fig.13 Fuel beam distribution of three injection angles

由圖13可知，噴油角度為60°時，燃油全部噴射在氣道表面；噴油角度為45°時，燃油大部分噴射在氣道表面；噴油角度為30°時，燃油大部分噴射在氣閥背面。

不同的噴射角度對附壁油膜質量影響很大。如圖14 所示，采用α=60°噴射時，由于油束噴射距離短、噴霧發展不完全，導致油束撞擊速度衰減少、油束觸壁面積小，在油束撞擊到進氣道時發生強烈濺射，使得油滴在空間中分布。由于采用的是閉閥噴射，因此進氣道內存在壓力波動，但是氣體沒有明顯移位，近似于靜止，空間中油滴在重力及慣性作用下緩慢附著于氣道表面。當進氣門打開(θ=340°)時，空間中油滴在進氣擾動下加速附著于壁面，在曲軸轉角為540°時，附壁油膜質量達到最大值。隨著進氣門關閉(θ=609°)，進氣氣流減少，附壁油膜在壁面溫度的作用下逐漸揮發。

在噴射角α為30°、45°的情況下，當空間足夠大時，油束在接觸壁面時速度較小、油滴分散，易附著于壁面上，所以在噴油前期附壁油膜質量大于噴射角為60°時的附壁油膜質量。在進氣門開啟(θ=340°)后，附壁油膜質量增大逐漸緩慢，隨著進氣過程的進行，在θ=420°時，附壁油膜質量達到峰值，隨著進氣門開度的增大，附壁油膜質量在達到峰值后又迅速減小。

圖14 三種噴射角度下附壁油膜質量Fig.14 Attached oil film mass of three injection angles

附壁油膜質量越大，混合氣濃度就越低。如圖15所示，在氣門開啟前期(α=60°)，由于氣流擾動，油滴附著在氣道、氣閥背面、活塞及汽缸壁面上，導致混合氣濃度較低。在噴射角為45°和30°時，由于噴射距離長，油膜分布面積大，厚度減小且燃油落點處壁面的溫度較高，有利于油膜的蒸發，因此在進氣過程中，進入缸內的混合氣質量較大，缸內當量比較大。

圖15 三種噴射角下缸內當量比Fig.15 In-cylinder equivalent ratio of three injection angles

圖16所示為氣門開啟時刻氣道以及氣門表面燃油分布情況。當噴射角α=30°時，由于氣門附近存在大量附壁燃油，所以在進氣前期，缸內混合氣濃度遠遠大于噴射角為45°及60°時缸內混合氣濃度。燃油集中使得揮發速度較慢，導致進氣中后期，缸內混合氣濃度反而小于噴射角為45°時缸內混合氣濃度。而噴射角為60°時，燃油落點遠離氣門和壁面，溫度較低，燃油集中使得其揮發較慢。

圖16 氣門開啟時刻進氣道燃油分布Fig.16 Inlet fuel distribution at valve opening

圖17 三種噴射角下缸內當量比分布Fig.17 In-cylinder equivalent ratio distribution of three injection angels

在進氣過程中，當活塞運行到下止點及點火時刻，缸內的當量比分布云圖見圖17。在活塞到達下止點時，缸內的混合氣濃度分布很不均勻，平均來看，噴射角為45°與噴射角為30°時的當量比大于噴射角為60°時的當量比。在點火時刻，噴射角為60°的缸內當量比較小，均勻性較好，噴射角為30°、45°的缸內出現明顯的分層，有利于實現分層燃燒。

綜上分析，高轉速導致單次噴射的燃油揮發時間短，所以在調整噴油器噴射角時應盡量使燃油落點范圍增大，并且氣門背面區域的燃油濃度大于氣道內的燃油濃度。

2.3 噴油時刻對混合氣的影響

進氣道燃油噴射式汽油機的噴油模式包括開閥噴射和閉閥噴射，在高速發動機中，一個完整的燃油噴射過程經歷的曲軸轉角很大，無法實現開閥噴射，因此主要研究閉閥噴射及半開閥噴射。

在噴油量一定的情況下，噴油時刻的變化對附壁油膜形成的影響如圖18所示。

由圖18可知，三種噴油時刻下附壁油膜質量的變化趨勢大致一樣，但是噴射(閉閥噴射)開始時刻(θ=10°)的附壁油膜質量最大值以及最終質量明顯大于θ=80°與θ=150°噴射時刻的附壁油膜質量。這是因為閉閥噴射氣道內近似靜止，燃油噴射時，大部分燃油落在進氣道壁面和進氣閥背面形成附壁油膜，并且由于氣流近似于靜止狀態，導致油膜揮發緩慢。在氣閥打開后，氣道內混合氣及未蒸發油滴進入汽缸，附壁油膜在氣流作用下未能全部揮發。采用半開閥噴射時，燃油噴射過程與氣門進氣過程重疊，氣道內空氣流速快，有利于帶走前期產生的附壁油膜，并且噴油時刻越晚，進氣與燃油噴射過程重疊越多，所形成的附壁油膜質量也越小。

圖19 三種噴油時刻下缸內當量比Fig.19 In-cylinder equivalent ratio at three injection time

圖19為三種噴油時刻下的缸內當量比曲線。由圖19可知，噴油開始時刻(θ=10°)，缸內當量比在進氣初期急劇增大，隨后急劇減小，在θ=80°噴油時刻，缸內當量比在初期經歷了一個急劇上升的階段，之后保持了一小段時間不變，隨后減小，而θ=150°噴油時刻，缸內當量比變化較為平緩。這是由于在θ=10°噴射時刻，在進氣開始時已經完成了噴射，燃油在進氣道內形成了較濃的混合氣與燃油液滴，當進氣開始時，這部分混合氣、燃油液滴直接進入缸內，隨著進氣的進行，氣道壁面揮發的燃油也隨著空氣進入汽缸，但是揮發的燃油質量相比于空氣來說較小，導致缸內當量比急劇減小。在θ=80°時刻，燃油開始噴射，燃油噴射終止時刻為θ=395°時刻，氣門開啟時(θ=340°)，燃油噴射還在繼續，所以在氣門開啟時燃油的總質量小于θ=10°噴射時刻燃油的總噴射質量。所以在前期，θ=80°噴油時刻當量比比θ=10°噴油時刻當量比小。對于θ=150°噴油時刻，由于噴油開始之后，經過較短的時間進氣門開啟，隨后進氣過程與噴油過程同時進行，直到噴油結束，所以在曲軸轉角為150°的噴油時刻，缸內當量比變化較小。

圖20 三種噴油時刻下缸內當量比分布Fig.20 In-cylinder equivalent ratio distribution at three injection time

在曲軸轉角為540°(下止點)以及曲軸轉角為690°(點火時刻)時，缸內的當量比分布情況如圖20所示。曲軸轉角為540°(下止點)時，缸內混合氣出現明顯的分層，同是半開閥噴射，θ=150°噴油時刻的濃混合氣主要分布在活塞頂部。隨著活塞上行到θ=690°(點火時刻)，在火花塞附近出現較濃混合氣區域，混合氣分層現象較閉閥噴射模式下更明顯。

綜上分析可知,對進氣道噴射高轉速汽油機采用半開閥噴射模式可以獲得更好的缸內混合氣濃度。

2.4 二次噴射對混合氣影響

二次噴射模擬時，第一次噴射時刻為θ=10°，第二次噴油時刻為θ=340°，噴油比例為1∶1。噴油總量為13 mg，噴油角度為45°，選用六孔噴油器進行模擬。

圖21為二次和單次噴射模式下，附壁油膜質量對比。由圖21可知，在進氣前期，二次噴射可以明顯減小附壁油膜質量，在進氣后期及壓縮過程中，兩者的油膜質量均大幅度減小，最終附壁油膜質量趨于一致。由于噴油前期，氣道內氣體處于靜止狀態，無論是單次噴射還是二次噴射，此時均在氣道壁面上形成了附壁油膜，因此此時附壁油膜質量逐漸增大。

圖21 二次噴射下附壁油膜質量Fig.21 Attached oil film mass of secondary injection

與單次噴射不同的是，二次噴射模式在進氣門打開時刻開始第二次噴油，此時由噴嘴噴出的燃油在進氣氣流的作用下進入缸內，因此在進氣前期所形成的附壁油膜質量較小。由于所分析工況點為7 500 r/min的全負荷工況，在該工況點下進氣道及進氣閥壁面溫度較高，且進氣氣流作用較強，使得所形成的附壁油膜蒸發作用較為明顯，二次噴射對最終附壁油膜質量影響較小。

圖22為二次噴射下缸內當量比變化情況。由圖22可知，在進氣過程活塞下止點(θ=540°)后，單次噴射與二次噴射模式的缸內當量比一致。與單次噴射比，二次噴射在該工況點對缸內當量比的影響不明顯。

圖22 二次噴射下缸內當量比Fig.22 In-cylinder equivalent ratio of secondary injection

圖23 二次噴射缸內當量比分布Fig.23 In-cylinder equivalent ratio distribution of secondary injection

圖23所示為二次噴射與單次噴射缸內當量比分布。單次噴射與二次噴射模式下，在進氣門關閉時刻缸內當量比分別為0.941和0.948，二者差別很小。在點火時刻缸內混合氣濃度分布情況也基本一致。

3 結論

(1)在給定噴油量下，當其他噴油參數一致時，較小的噴孔直徑、更細的油滴、更大的噴霧錐角能減少附壁油膜的生成，并且缸內混合氣當量比更大。

(2)噴射角度對缸內當量比的分布和油膜質量有很大影響，燃油落點在進氣道與進氣門背面時產生的油膜質量較小，缸內當量比較大。

(3)在半開閥噴射模式下，缸內混合氣當量比較大，閉閥噴射模式下，缸內混合氣分層更好，但當量比較小。

(4)當發動機在高轉速全負荷運轉下，由于機體溫度較高、進氣氣流較大，二次噴射與單次噴射相比，附壁油膜質量以及缸內當量比隨著進氣過程的進行趨于一致。