進氣道噴水對汽油機燃燒特性影響的三維數值模擬

林長林 張小矛 徐 政

(上海汽車集團股份有限公司乘用車公司技術中心，上海 201804)

0 前言

隨著車輛燃油經濟性目標和排放法規要求越來越高，提高乘用車汽油機的燃油經濟性、降低其排放的需求越來越迫切。進氣道噴水技術作為降低排放及提高熱效率的有效方法引起了汽車行業的關注。1962年，Oldsmobile F85 3.5 L V8發動機第1次應用了噴水技術。通過向空氣加入水和甲醇的混合溶液，降低進氣溫度，抑制發動機爆燃[1]。Bellis[2]等人研究發現，水油比例為17%時，在全部負荷工況能抑制爆燃，燃油經濟性可提高15%～20%。Cavina[3]等人通過搭建一維GT-Power進氣道噴水仿真模型，研究噴射位置、水油比例和噴水溫度對于降低排氣溫度和抑制爆燃的影響。Alessandro[4]等人通過三維計算流體力學(CFD)仿真計算進氣道噴水取代燃油加濃策略，實現燃油經濟性的提高。研究并未揭示水和燃油相互作用的深層機理。水蒸氣在燃燒進程中起到類似廢氣再循環(EGR)的作用，通過稀釋效應能夠有效降低燃燒溫度、抑制爆燃的同時降低氮氧化物(NOx)的排放[5-6]。此外，由于水具有較高的氣化潛熱，水的氣化潛熱為2 257 kJ/kg，汽油的氣化潛熱為300 kJ/kg，通過液態水的蒸發吸熱效應，能有效降低缸內溫度。目前，缸內水與空氣和燃油相互作用，通過試驗或者一維仿真的方法無法有效分析水在缸內的分布規律及水和燃油相互作用的深層機理。為此，本文針對汽油機在高速大負荷加濃工況下進行進氣道噴水，應用CFD軟件模擬研究在不同噴水比例和點火時刻下，缸內油水混合和燃燒特性。本文分析水在缸內的分布規律，以及水和燃油的相互作用，加深對噴水取代燃油加濃效果的理解，為噴水發動機的開發過程提供理論依據。

1 計算模型的建立及其驗證

本文研究對象為4行程4氣門缸內直噴渦輪增壓汽油機，其基本參數為：缸徑74.0 mm，行程86.6 mm，壓縮比為11.5。燃燒系統的示意圖如圖1所示，采用缸內中置直噴燃油、進氣道噴水的雙噴射模式。

圖1 燃燒系統的示意圖

1.1 物理模型

模擬過程采用CONVERGE軟件。網格總數在40萬～150萬之間。湍流模型選用“RNGk-ε”。噴霧破碎模型選“KH-RT breakup length model”。燃燒模型選“SAGE Detailed Chemistry”詳細化學反應動力學模型。化學反應機理包含48種組分，152個反應步驟[7]，燃油采用異辛烷和正庚烷的質量分數配比為92∶8。壁面傳熱模型選取“O’Rourke and Ameden”。

1.2 邊界條件及初始條件

表 1為關鍵參數的設置，設置發動機工況為5 000 r/min，節氣門全開外特性工況。噴水比例為噴水量與噴油量的質量比。噴水時間為-390 °CA ATDC，噴水壓力為1 MPa。噴油時間為-340 °CA ATDC，噴油壓力為20 MPa。在噴水比例rWI=80%時，設置過量空氣系數為1，以有利于三效催化轉化器的高效工作。

表1 關鍵參數設置

1.3 缸內燃燒模型驗證

為驗證燃燒模型的準確性，試驗人員將模擬計算結果與試驗結果進行了對標。從圖 2可以看出，模擬與試驗的一致性較好，故采用以上設置能較好地對燃燒過程進行模擬分析。

圖2 氣缸壓力的試驗與模擬結果對比

2 不同噴水比例對缸內油氣混合的影響

圖 3為不同噴水比例的缸內液態水和氣態水的變化趨勢。在進氣行程初期(曲軸轉角從-360 °CA ATDC運轉到-300 °CA ATDC)，噴水比例設置為40%時，缸內液態水較少而氣態水迅速增多。由于進氣門剛開啟時，進入缸內的少量液態水受缸內高溫混合氣的加熱作用快速蒸發。較大噴水比例(60%和80%)時液態水和氣態水均迅速增多。此時，進入缸內的液態水較多，受缸內高溫混合氣加熱迅速蒸發，因此氣態水也迅速增多。在進氣行程中期(曲軸轉角從-300 °CA ATDC運轉到-270 °CA ATDC)，不同噴水比例的缸內液態水迅速增多，氣態水增長速率相對進氣行程初期降低。隨著進氣門開度的增大及活塞下行運動，缸內溫度降低，進入缸內的液態水迅速增多，蒸發速率降低導致氣態水增長速率減低。在進氣行程末期和壓縮行程初期(曲軸轉角從-270 °CA ATDC運轉到-120 °CA ATDC)，缸內液態水逐漸減少、氣態水逐漸增多。隨著缸內溫度的降低，液態水的蒸發速率逐漸變慢。在壓縮行程末期(曲軸轉角從-120 °CA ATDC運轉到-30 °CA ATDC)，液態水的減少速率和氣態水的增加速率均略微提高，受活塞上行壓縮缸內混合氣的影響，缸內溫度逐漸增加，液態水的蒸發速率有所提升。

為了分析水和燃油的相互作用，提取不同噴水比例的缸內過量空氣系數分布(圖4)，該柱狀圖越集中，表征缸內油氣混合的均勻性更好。隨著噴水比例的增大，過量空氣系數逐漸向1.00附近移動，且混合氣的均勻性逐漸變好。結合表1的噴油量可以看出，隨著過量空氣系數逐漸增大，噴油量逐漸減少。較少的燃油進入缸內能夠與缸內的空氣混合更為均勻。

圖3 不同噴水比例的缸內液態水和氣態水的變化趨勢

圖4 -30 °CA ATDC時不同噴水比例的缸內過量空氣系數分布

圖5為曲軸轉角為-30 °CA ATDC時不同噴水比例的缸內溫度分布。在不噴水時(rWI=0%，過量空氣系數為0.8)，燃燒室內排氣側溫度較高。噴水后缸內高溫區域減少。由此可見，噴水能有效降低壓縮行程末期的缸內溫度，減少燃燒室內的局部高溫區域。

圖5 在-30 °CA ATDC時不同噴水比例的缸內溫度分布

3 不同噴水比例的缸內燃燒特性

圖 6為不同噴水比例在最佳點火時刻的缸內壓升率和溫度變化趨勢。圖 7為不同噴水比例的平均有效壓力(BMEP)和指示熱效率。不同噴水比例的BMEP均維持在2 MPa附近。最佳點火時刻指隨著噴水比例的增大，點火時刻提前到BMEP為2 MPa附近。如表 1所示，壓升率控制在0.5 MPa/°CA以下，排氣溫度控制在900 ℃附近。不同噴水比例的BMEP相近時，相對于不噴水的算例，噴水算例的指示熱效率均有所增加，這是由于噴水結合點火時刻，減少了噴油量，降低了燃油耗的緣故。圖8顯示了不同噴水比例的CA50燃燒相位和CA10-90燃燒相位狀態。隨著噴水比例的增加，燃燒相位CA50逐漸提前，燃燒相位CA10-90逐漸增大。結合表 1和圖 7可以看出，隨著噴水比例的增大，為了維持相近的BMEP，點火時刻逐漸提前，因此CA50逐漸提前。噴水比例越大會導致火焰傳播速度變慢，因此CA10-90燃燒相位逐漸增大。

圖6 不同噴水比例在最佳點火時刻的缸內壓升率和溫度的變化趨勢

圖7 不同噴水比例的BMEP和指示熱效率

圖8 不同噴水比例的CA50和CA10-90

圖9為不同噴水比例的缸內的火焰傳播示意圖，其中以溫度1 050 K的等值面表征火焰傳播面。噴水比例越大，點火時刻越早，放熱越早。在相同的曲軸轉角下，噴水算例(rWI分別為40%、60%和80%)的火焰面傳播范圍均大于不噴水算例。在噴水算例(rWI分別為40%、60%和80%)，隨著噴水比例的增大，需要通過提前點火時刻，才能維持相近的火焰傳播范圍，由此可見噴水將降低火焰傳播速度。

圖9 不同噴水比例的缸內的火焰傳播示意圖

4 結論

利用數值模擬方法，研究了不同噴水比例和點火時刻下，缸內油水混合、燃燒特性和排放預測，得出如下結論：

(1)進氣門開啟初期由于缸內溫度較高，液態水蒸發較快。

(2)相對于不噴水，噴水能有效降低缸內溫度。隨著噴水比例的增大，過量空氣系數增大，噴油量減少。較少的燃油進入缸內能夠與缸內的空氣混合更為均勻。缸內溫度和過量空氣系數的均勻性均變好。

(3)在BMEP值相近時，相對于不噴水的算例，噴水算例的指示熱效率均有所增加。噴水降低火焰傳播速度，需要提前點火時刻來維持燃燒相位。