进气道喷水对增压直喷汽油机性能的影响

彭忠1,2，秦静1,2，裴毅强1，张启锐1，宋东先，崔亚彬，左坤峰，袁中营，吴慎超

(1.天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室，天津，300072；2.天津大学内燃机研究所，天津，300072；3.长城汽车股份有限公司，河北保定，071000)

不断上涨的石油价格和日趋严格的排放法规使得开发低油耗、低排放、高性能的发动机技术成为目前研究的热点。经不断探索，以增压和缸内直喷技术相互协同的小型强化技术成为应对上述挑战的最有效的方法之一[1-3]，但以上方法还存在着发动机热负荷提高、高转速和高负荷工况下的爆震燃烧等不正常燃烧现象。爆震燃烧被认为是制约汽油机性能持续提升的主要因素[4-7]。为了避免这类现象的出现，加浓混合气是汽油机常用的解决手段。但是仅仅以冷却缸内充量为目的而使用过量燃料，会造成经济效益大幅降低、未燃碳氢排放增加的不利影响[8]。喷水(water injection，WI)是一种缓解发动机爆震、降低氮氧化物(NOx)和燃烧温度的简单有效方法。目前发动机喷水主要有3 种方案：一是进气道(进气管)喷水；二是缸内直接喷水；三是燃料-水先乳化混合再喷射。由于进气道喷水方案具备喷射系统简单、对发动机结构改动较小的优点，在3种喷水方案中占据主导地位[9]。BORETTI[10]通过一维数值模拟(GT-Power)研究了进气道喷水对汽油机性能的影响，研究结果表明进气道喷水能够有效提高充气效率，降低发动机爆燃趋势。LANZAFAME[11]在1台单缸CFR发动机上分别从模拟和试验2个方面研究了进气道喷水的影响。研究表明喷水能够有效降低爆震趋势，减少压缩负功，降低NOx排放。ADAMO等[12]通过三维计算流体力学(computational fluid dynamics,CFD)模型研究了增压直喷汽油机进气道喷水对爆燃的抑制作用，同时对比了采用加浓混合气和进气道喷水2种方法在不同工况下抑制爆震的能力，研究表明相比加浓混合气，进气道喷水能够有效降低燃油消耗率。WORM 等[13]在带VVT的增压直喷汽油机上采用3种不同辛烷值的燃料进行了高负荷运行工况下的进气道喷水研究。结果表明，在满负荷工况，喷水技术使辛烷值较低的燃料在接近于最优的燃烧相位放热，提高了平均有效压力和热效率。DE BELLIS等[14]使用一维数值模拟(GT-Power)研究了宽负荷范围内进气道喷水降低爆震燃烧趋势和燃油消耗率的潜力。计算结果显示进气道喷水技术在中等负荷范围内能有效降低有效燃油消耗率。国内外学者对发动机喷水的研究缺乏对大负荷工况下采用不同过量空气系数时的试验研究。本文作者基于1台涡轮增压缸内直喷4缸发动机，选择满负荷工况进行发动机喷水试验，研究加浓与当量比混合气燃烧时，喷水在改善燃油经济性、降低发动机排气温度，降低排放等方面的潜力，同时根据喷水量对试验工况所选的点火提前角进行优化。

1 试验系统和方法

1.1 试验系统

发动机主要参数如表1所示。试验采用1台排量为1.5 L 的4 缸增压中冷直喷发动机，可通过INCA软件调节喷油器喷油时刻、喷油脉宽及喷射次数，同时还可以调节点火提前角、发动机转速等参数。发动机试验台架示意图如图1所示，主要包括发动机台架、电控系统、数据采集系统及数据处理软件，主要设备有AVL 电力测功机、AVL740 油耗仪、Kistler 缸压传感器、AVL 燃烧分析仪、AVL483烟度仪、AVL AMA i60排放仪。

进气道水喷射系统主要由水箱、水泵、水轨、调压阀、稳压管、压力表和喷水器等部件组成。水分配管上带有水压调节阀，能够使喷水器喷射压力稳定维持在设定值，并且不随发动机工况变化而变化，本次试验中保持喷水压力为0.5 MPa。喷水器布置在发动机进气道上，喷水器采用博世六孔喷油器代替。其喷射脉宽和喷射时刻均可通过独立的电控单元(ECU)控制调节，本次试验中喷水时刻固定为进气冲程上止点后30°，喷水系统如图2所示。

图1 试验台架示意图Fig.1 Schematic diagram of experimental setup

图2 喷水系统线路图Fig.2 Line diagram of water inject system

1.2 试验方法

为了研究不同喷水策略对增压直喷发动机满负荷工况下发动机性能和缸内燃烧的影响，定义水油比δ表达式为

式中：m1和m2分别为发动机基准原机工况下每循环喷入进气道内的水的质量和每循环喷入缸内燃油的质量，单位为mg，m2可通过油耗仪测得的燃油质量流量计算得出。试验中选取δ为0，10%,15%，20%，25%和30%，由δ和m2可以进一步计算出m1。在喷射压力一定的条件下，喷水器喷入进气道内的水的质量m1仅由喷水脉宽(喷水器针阀开启时间)决定，为了得到m1与喷水脉宽之间的关系，试验前对喷水器进行标定。m1与喷水脉宽之间的关系如图3所示。

图3 喷水量m1与喷水脉宽的关系Fig.3 Relationship between quantity of water and pulse width of water injection

由于发动机在满负荷工况下采用加浓混合气的方式来降低排气温度和抑制爆震，试验中通过调节ECU将满负荷工况下的过量空气系数λ调节在1附近，研究在加浓和当量比混合气下喷水对发动机性能的影响。同时在当量比混合气燃烧的基础上将点火时刻提前，直至发动机运行在爆震边界，以发动机ECU爆震指示参数爆震推角(ZWAPPL)出现负值为爆震边界，将这一过程称为对点火时刻的优化。

发动机试验工况选择2 000 r/min 的满负荷工况，具体试验工况如表2所示。热机结束后使发动机在目标工况下运行，记录发动机燃油消耗量、点火角、排气温度、缸压以及排放物等参数并作为原机数据；然后打开喷水器，调节喷水器对应水油比δ下的喷水脉宽，待发动机稳定运行后记录相关参数。为了保证试验数据的准确性，每次记录100个连续循环的缸内压力用于燃烧过程分析与计算。

表2 试验工况Table2 Experimental operating conditions

2 试验结果与分析

2.1 动力性及经济性分析

图4所示为不同过量空气系数下平均有效压力(BMEP)、燃油消耗率(BSFC)和空气质量流量随水油比δ的变化。喷水后不同过量空气系数λ下的空气质量流量均有所降低，但随着水油比的增加，空气质量流量变化不明显；在λ为0.88，水油比从10%增加到30%时，BMEP下降幅度在2.3%～4.5%之间；当λ为1 时，由于采用当量比混合气燃烧，循环喷油量减少，其BMEP与λ为0.88时相比下降明显；当水油比为10%和15%时，其BMEP 下降幅度分别为4.2%和6.5%；当水油比较大(20%～30%)时，其下降幅度在13.1%～15.2%之间。

由图4(b)可知：随着水油比增加，2 个不同过量空气系数下的BSFC均呈现出先减小后增加的趋势，与原机初始值相比，BSFC在水油比为15%时下降幅度最大，当λ为0.88和1时，分别达到2.8%和12.9%；在当量比混合气燃烧情况下，当水油比为15%，BMEP下降6.5%时，BSFC降低12.9%。

图5所示为不同过量空气系数下缸内燃烧最高压力、排气温度、燃烧循环波动随δ的变化。排气温度过高是限制小型强化汽油机性能进一步提升的原因。排气温度过高会导致增压器热负荷增加，不利于热效率进一步提升。由图5(b)可以看出：在同一水油比下，当量比混合气燃烧的排气温度高于加浓混合气燃烧的排气温度；随着喷水量增加，进入气缸内的水分蒸发吸热，增加了缸内混合气的比热容，使排气温度逐渐下降；当λ为1，水油比为15%时，排气温度由917 ℃下降到860 ℃，下降了57 ℃，与原机初始值878 ℃相比，下降了18 ℃。这说明通过喷水可以在满负荷工况下采用当量比混合气燃烧方式，同时有效降低排气温度，这有利于降低三元催化器及相关部件的热负荷，尤其是增压器的热负荷；当λ为1，水油比为15%时，发动机燃烧循环波动率为2.4%，处于标准值0～3%范围内，且此时的缸内燃烧最高压力与原机相比变化较小。

图4 不同过量空气系数下平均有效压力、燃油消耗量和空气质量流量随δ的变化Fig.4 Variations of BMEP,BSFC and air mass flow with δ at different excess air coefficients

图5 不同过量空气系数下缸内燃烧最高压力、排气温度、燃烧循环波动随δ的变化Fig.5 Variations of the maximum combustion pressure,exhaust temperature,and combustion cycle fluctuations with δ under different excess air coefficients

2.2 喷水对燃烧过程的影响

图6所示为不同过量空气系数下滞燃期、燃烧中心(CA50)和燃烧持续期CA10-CA90 曲轴转角随δ的变化。由图6可知：随着水油比增加，滞燃期(从火花点火到累积放热率达到10%)的曲轴转角增加，燃烧中心CA50(累积放热率达到50%)的曲轴转角逐渐推迟，燃烧持续期CA10-CA90(从累积放热率10%到90%)的曲轴转角[15]增加。相对于富燃料燃烧，采用λ为1的当量比混合气时，混合气浓度更低，同时，由于进入缸内的水分蒸发吸热，燃烧在更低的温度和压力条件下进行，同时，水蒸气对燃料混合气也起到一定稀释作用，不利于火焰传播，使燃烧相位推迟。燃烧相位推迟也是喷水后BMEP降低的一个原因。

由前面分析可知：当量比混合气燃烧时，喷水会使得燃烧相位后移。为了进一步研究喷水对发动机燃烧过程的影响，图7给出了3个不同水油比下，λ为1 时的缸内燃烧压力、放热率和温度曲线。由图7(a)中压力曲线可以看出：在同一点火时刻，喷水后压缩过程和燃烧过程缸内压力降低，且缸内峰值压力对应时刻推迟；当水油比为15%时，其缸内峰值压力为7.1 MPa，下降40 kPa，其对应时刻延迟1.9°。由图7(a)中放热率曲线可知：随着喷水量增加，燃烧过程的瞬时放热率峰值减小，其对应时刻延迟。缸内燃烧平均温度可以通过热力学第二定律和理想气体状态方程等计算得出，如图7(b)所示。水在缸内蒸发过程中会吸收大量热，因此，会使得缸内峰值温度降低；当λ为1时，随着水油比增加，燃烧峰值温度降低，其对应的时刻延迟；当水油比为10%，15%和20%时，燃烧峰值温度分别下降了82，108 和233 K。在常压条件下，水和汽油的汽化潜热分别约为2 257.6 J/g和373 J/g，水的汽化潜热约为汽油的6倍，喷水后进入缸内的混合气比热容增加。水滴的蒸发冷却了燃烧前的混合气温度；此外，汽化水占用一些气缸容积，因此，缸内氧气密度变低。以上2个因素减慢燃烧速度，导致燃烧相位延迟，最后降低峰值压力和温度[16]。缸内温度降低、水蒸气稀释作用为点火正时的提前提供了更大的空间[17-18]。缸内燃烧温度和压力降低可以使发动机抗爆性改善。

图6 不同过量空气系数下滞燃期、燃烧中心(CA50)和燃烧持续期(CA10-CA90)曲轴转角随δ的变化Fig.6 Variations of stagnation period,combustion CA50 and combustion duration CA10-CA90 with δ under different excess air coefficients

图7 λ为1时的缸内压力、放热率和平均温度曲线Fig.7 In-cylinder pressure,heat release rate and average temperature curve when λ is 1

2.3 喷水对排放的影响

图8所示为不同过量空气系数下CO，HC，排气烟度和NOx随水油比的变化规律。由图8(a)可以看出：当λ为0.88 时，随着水油比增加，CO 体积分数略有增加，而当λ为1 时，CO 体积分数整体下降，且随着水油比增加，CO体积分数先降低后增加。当水油比为20%时，CO体积分数由原机初始值的4.40%下降到0.15%，影响CO 排放的主要因素是混合气均匀性和燃烧温度。当喷入气道内水量较大时，一部分水在气道内蒸发为水蒸气，进入气缸后促进燃料与空气混合，使局部过浓区域减少；一部分水以液相水雾形式进入缸内，这部分水分在缸内蒸发吸热，使得混合气局部温度降低[19]。当水油比较小时(10%～20%)，水蒸气的稀释作用更明显，这有利于降低CO排放。随着水油比增加，水在缸内蒸发导致的局部低温区域增多，不利于CO 进一步氧化，CO 排放增加。由图8(b)可以看出：当λ为1 时，排气烟度整体降低，同时，随着水油比增加排气烟度逐渐降低；当水油比为15%时，其排气烟度较原机初始值降低71.9%。采用当量比混合气燃烧，有利于减少缸内局部过浓区域，以水蒸汽形式进入气缸内的水分也能够促进油气混合，使碳烟排放降低。

水进入气缸后除了具备降温和改善油气混合外，还可以与缸内碳烟颗粒和CO 发生水煤气反应，影响缸内CO和碳烟的生成量。其具体反应式如下：

图8 不同过量空气系数下部分排放物随δ的变化Fig.8 Variation of some emissions with δ under different excess air coefficients

在缸内高温环境中，水和已经生成的部分碳烟颗粒发生水煤气反应，生成CO 和CO2，从而消耗一部分碳烟颗粒，使排气烟度降低；随着喷水量增加，反应C+H2O→CO+H2和反应C+2H2O→CO2+2H2更快地正向进行，消耗更多碳烟，从而排气烟度持续下降；当喷水量持续增加时，缸内温度下降，正向发生的反应开始受到抑制，所以，通过水煤气反应消耗的碳烟数量减少[20]。

水进入气缸后同样可以与CO 发生化学反应，影响缸内的CO 生成量。水煤气反应中，CO+H2O→CO2+H2这一反应是进气道喷水降低CO排放的重要原因。随喷水量增加，缸内燃烧温度逐渐下降，但仍保持较高的压力，所以促进了反应(4)的正向进行，CO消耗量增大，使得CO排放下降。

由图8(c)可知：随着水油比增加，HC 排放逐渐增加，当λ为1 时，HC 排放整体下降。这主要是由于水的稀释和冷却作用降低了缸内温度，促进缸内火焰淬熄，同时，缸内温度降低不利于HC的后期氧化。

由图8(d)可知：当λ为1 时，NOx排放明显增加，且随着水油比增加，NOx排放降低；与λ为1且不喷水时相比，当水油比为30%时，NOx排放量下降最多达到44.5%。缸内生成NOx需要足够高的燃烧温度和充足的氧气，故在当量比混合气燃烧时，产生较多的NOx排放。在同等环境条件下，水的汽化潜热是汽油燃料的6倍多，所以，进入缸内的水有足够的能力代替加浓混合气方法中的多余燃料吸热，使缸内充量得到冷却，冷却效应使缸内燃烧温度峰值降低，NOx排放降低。

2.4 不同水油比下的点火时刻优化

由前面分析可知：喷水会对发动机缸内燃烧产生较大影响，使缸内燃烧温度和压力降低，燃烧相位延迟，因此，可以在喷水基础上将点火时刻提前，从而使燃烧相位提前。选取水油比为10%，15%和20%，研究当量比混合气燃烧时发动机主要参数随点火时刻的变化关系。在试验过程中，在各水油比的初始点火时刻基础上逐步将点火时刻提前，直至发动机运行在爆震边界。平均有效压力和燃油消耗率随点火时刻的变化如图9所示。

图9 不同水油比下平均有效压力(BMEP)和燃油消耗率(BSFC)随点火时刻的变化Fig.9 Changes of BMEP and BSFC with ignition timing at different water-oil ratios

由图9(a)可知：随着点火时刻提前，3 个水油比下的平均有效压力(BMEP)均呈现出先增后减趋势，水油比10%，15%和20%对应的最早点火时刻提前最大幅度分别为1.0°，2.9°和4.2°；最佳BMEP分别为2.30，2.26 和2.13 MPa，其对应的点火时刻分别为-6.50°，-5.74°和-5.21°，其BMEP较初始点火时刻分别提升了0.9%，1.3%和2.9%；随着点火时刻提前，燃油消耗率(BSFC)下降，在水油比为10%，15%和20%时，各最佳BMEP 点对应的点火时刻下的燃油消耗率(BSFC)与初始时刻相比分别下降了2.2%，2.0%和3.9%。由图10可知：当水油比为10%，15%和20%时，各最佳BMEP 对应的燃烧中心相位分别提前到30.8°，29.8°和32.1°，提前幅度分别为2.9°，3.5°和3.1°。燃烧相位提前可以使燃烧更加接近上止点，提高发动机动力性能，同时，在喷水的基础上进一步降低排气温度。

图10 不同水油比下CA50随点火时刻的变化Fig.10 Changes of CA50 with ignition timing at different water-oil ratios

3 结论

1)在2 000 r/min 的满负荷工况下，采用当量比混合气燃烧时，由于循环喷油量降低，与加浓混合气燃烧相比，发动机平均有效压力(BMEP)降低，随着水油比增加，BMEP 下降，燃油消耗率(BSFC)先减后增；相比加浓混合气燃烧，在λ为1时，BMEP 受水油比影响更明显，下降幅度为4.2%～15.2%。BSFC 在水油比为15%时下降最多，相比原机初始值下降幅度为12.9%，此时，BMEP下降6.5%。

2)当λ为1 时，与原机加浓混合气燃烧相比，排气温度整体上升，但随着水油比增加，排气温度下降，当水油比大于15%时，排气温度比原机初始值低，下降幅度为18～36 ℃；当水油比增加，燃烧中心推迟，同时，滞燃期和燃烧持续期延长，当水油比大于15%时，燃油消耗率开始上升。

3)采用当量比混合气燃烧后，CO，HC 和排气烟度降低，NOx排放增加，且随着水油比增加，CO，NOx和排气烟度降低，HC排放增加。与原机初始值相比，CO在水油比为20%时下降最多，达到96.5%，排气烟度排放在水油比为15%时下降71.9%。

4)当λ为1，水油比为15%，最佳BMEP 对应点火时刻下，其BMEP 和BSFC 与原机初始值相比，下降幅度分别为5.0%和14.9%，这与未优化点火时刻相比均有所下降。