李洋洋，段雄波，劉敬平，譚永浩，解云坤，羅寶軍

(1.湖南大學汽車車身先進設(shè)計制造國家重點試驗室，湖南長沙，410082；2.湖南大學先進動力總成技術(shù)研究中心，湖南長沙，410082)

近年來，隨著能源危機以及環(huán)境污染的日益加劇，人們對傳統(tǒng)汽油機的性能、油耗和排放提出了越來越高的要求。各大主機廠商采用缸內(nèi)直噴、優(yōu)化噴射控制策略等技術(shù)手段，通過多參數(shù)多目標進行聯(lián)合優(yōu)化改善發(fā)動機燃燒性能和提高有效熱效率，從而滿足日益嚴苛的排放法規(guī)要求。為了達到節(jié)能減排目的，國內(nèi)外研究者進行了大量研究[1-4]。在改變單次噴射控制策略方面，PORAN等[5]對1臺單缸直噴汽油機在不同噴射時刻和噴射壓力工況下進行實驗，發(fā)現(xiàn)當噴射壓力處于中間值時，發(fā)動機的熱效率最高；此外，在適度噴油時刻，發(fā)動機的熱效率維持不變，而氮氧化物和顆粒物含量大大減少。OH等[6]對1臺噴霧引導型單缸直噴汽油機展開試驗研究，發(fā)現(xiàn)當噴射時刻適中時，缸內(nèi)燃燒穩(wěn)定且燃燒效率高，然而，噴射時刻過于提前和推遲會產(chǎn)生大量不完全燃燒產(chǎn)物。SONG 等[7]在1 臺直噴汽油機上研究噴射壓力和噴射時刻對顆粒數(shù)量排放的影響，發(fā)現(xiàn)在固定噴射時刻，隨著噴射壓力增加，顆粒數(shù)量減少，噴射時刻在上止點前330°下，顆粒數(shù)量減少為原機的10%。JIANG 等[8]在1 臺直噴汽油機上研究噴射壓力和噴射時刻對性能的影響，發(fā)現(xiàn)在噴射壓力處于中等水平和較遲的噴射時刻(上止點前300°)，熱效率達到最高值，此時，一氧化碳和總碳氫(體積分數(shù))也相應(yīng)地達到最低。代志堯[9]對1臺缸內(nèi)直噴汽油機對不同噴射壓力即噴射時刻進行試驗研究，發(fā)現(xiàn)發(fā)動機在轉(zhuǎn)速為1 500 r/min、負荷為75%時，最佳的第一次噴射時刻為上止點前90°～110°之間，此時，缸內(nèi)混合氣在形成過程中，燃油碰壁少，且燃燒持續(xù)期短，有利于定容燃燒，燃燒放熱更加集中，缸內(nèi)壓力上升迅速且峰值較大。HUNICZ 等[10]在1 臺直噴汽油機上通過調(diào)節(jié)二次噴射不同的分配系數(shù)進行了一系列實驗，發(fā)現(xiàn)相比單次噴射，二次噴射實驗有效改善了燃油經(jīng)濟性能并提高了排放量。KIM等[11]在1臺單缸直噴汽油機小負荷下研究了不同分配系數(shù)對性能的影響，發(fā)現(xiàn)二次噴射的燃油消耗量、一氧化碳和碳煙量排放均比單次噴射的低，二次噴射的氮氧化物體積分數(shù)只有單次噴射的一半。TURKCAN等[12]研究了燃料類型和二次噴射時刻對發(fā)動機燃燒和排放的影響，發(fā)現(xiàn)隨著二次噴射時刻的延遲，缸內(nèi)最高壓力以及放熱率顯著減小，燃燒開始時刻也逐漸延遲。SONG等[13]在直噴汽油機上研究了單次噴射和二次噴射對缸內(nèi)混合氣形成以及燃燒特性的影響，發(fā)現(xiàn)對于單次噴射，延遲噴射時刻能夠增強湍流強度，進而提高燃燒速度，提升發(fā)動機功率輸出。DUAN等[14]對1臺增壓直噴汽油機進行了單次噴射以及不同二次噴射策略的對比實驗，研究2種噴油模式對燃燒和性能的影響，發(fā)現(xiàn)與單次噴射相比，二次噴射實驗的50%燃燒位置點(曲軸轉(zhuǎn)角)朝壓縮上止點移動且其燃燒持續(xù)期更短，有效熱效率以及燃油經(jīng)濟性也有所提高。綜上所述，國內(nèi)外研究者主要對發(fā)動機單一噴射參數(shù)(噴射時刻、噴射壓力、二次噴射比例)進行了實驗研究，并分析了單一噴射控制參數(shù)對發(fā)動機性能、燃燒、排放的影響，但并未對同一臺發(fā)動機進行噴射控制策略多參數(shù)多目標聯(lián)合優(yōu)化實驗分析。為此，本文作者對1臺車用增壓直噴汽油機在多噴射參數(shù)下的燃燒和性能進行分析，主要包括：1)在單次噴射模式下研究噴射時刻以及噴射壓力對發(fā)動機燃燒和性能的影響；2)研究二次噴射模式下第一次噴油脈寬占總噴油脈寬的比例(分配系數(shù))對發(fā)動機燃燒和性能的影響。

1 實驗對象和方法

1.1 實驗對象及實驗設(shè)備

本次實驗所采用的發(fā)動機為1 臺2.0 L 車用直列四缸渦輪增壓缸內(nèi)直噴汽油機(以下稱發(fā)動機)，其性能參數(shù)和主要結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。

發(fā)動機臺架試驗示意圖如圖1所示，臺架實驗采用的是奧地利公司生產(chǎn)的電力測功機。試驗采用辛烷值為93 的商用汽油，其中混有質(zhì)量分數(shù)為10%的乙醇。在實驗中，使用奇石樂集團生產(chǎn)的缸壓火花塞實時測量發(fā)動機缸內(nèi)的壓力，測得的壓力信號通過專用的線束經(jīng)電荷放大器、電子角標儀最終傳輸?shù)饺紵治鰞x中。根據(jù)理想氣體假設(shè)模型以及熱力學第一定律，計算缸內(nèi)平均壓力和放熱率。所有相關(guān)測試設(shè)備型號見表2。

1.2 實驗方法

本次實驗共進行3組掃描實驗：1)在單次噴射模式下改變噴射時刻；2)在單次噴射模式下改變噴射壓力；3)在二次噴射模式下改變第一次噴射分配系數(shù)。

1.2.1 單次噴射模式下不同噴射時刻

圖1 發(fā)動機臺架試驗示意圖Fig.1 Schematic diagram of bench test for engine

表2 相關(guān)測試設(shè)備型號Table 2 Main specifications of main test instruments and equipment

奧地利電力測功機控制發(fā)動機的轉(zhuǎn)速穩(wěn)定在2 000 r/min，平均指示壓力為0.6 MPa 左右。在整個實驗過程中，發(fā)動機的冷卻液出口溫度控制在87～89 ℃，進氣溫度誤差控制在±1 ℃，轉(zhuǎn)速誤差控制在±2 r/min。通過標定軟件，控制過量空氣系數(shù)(λ)穩(wěn)定在1.00左右,噴射壓力為14 MPa。本次實驗只對發(fā)動機噴油器的噴射時刻進行掃描分析，其他電子控制單元的控制參數(shù)均保持不變。本次實驗共計有5 組對比實驗，以20°為掃描間隔，最終掃描的角度為上止點前260°，280°，300°，320°和340°。

1.2.2 單次噴射模式下的噴射壓力

發(fā)動機的轉(zhuǎn)速、負荷以及實驗邊界條件與1.2.1節(jié)中的相同。通過標定軟件，使λ穩(wěn)定在1.00左右，噴射時刻為上止點前300°。本次實驗只對噴油器噴射壓力進行掃描分析，共計4 組對比實驗，以0.4 MPa為掃描間隔，最終噴射壓力分別為8，12，16和20 MPa。

1.2.3 二次噴射模式下的分配系數(shù)

發(fā)動機的轉(zhuǎn)速、負荷以及實驗邊界條件與1.2.1 和1.2.2 節(jié)的相同，本次實驗只改變二次噴射第一次噴射分配系數(shù)。二次噴射控制參數(shù)見表3。

2 實驗結(jié)果及分析

2.1 單次噴射起始時刻對燃燒和性能的影響

圖2所示為不同噴射時刻下，缸內(nèi)壓力與放熱率隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系。從圖2可以看出：噴射時刻在上止點前300°～260°之間；隨著噴射時刻推遲，缸內(nèi)壓力與放熱率呈現(xiàn)逐漸升高的趨勢，而且隨著噴射時刻推遲，放熱率峰值所對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角整體朝壓縮上止點靠近。這主要是由于隨著噴射角度推遲，缸內(nèi)容易形成一定的分層混合氣，靠近火花塞附近處形成較濃的混合氣，遠離火花塞處形成較稀薄的混合氣[15]；通過火花塞點火形成的火核從濃混合氣向稀混合氣傳播，燃燒速度快，火焰?zhèn)鞑タ欤矔r放熱量大。隨著噴射時刻的推遲，其缸內(nèi)壓力上升陡峭、峰值壓力大，缸內(nèi)平均燃燒溫度高，這也可從圖3所示的缸內(nèi)平均溫度隨噴射時刻的變化關(guān)系看出。當噴射時刻在上止點前340°～300°變化時，缸內(nèi)壓力與放熱率變化呈非線性關(guān)系。這是因為在上止點前340°噴油時，處于進氣沖程初期，活塞剛從上止點往下止點運動，汽油與乙醇的混合燃油由于噴射貫穿距過大，容易與活塞頂部以及缸壁相碰，形成濕壁。而且在進排氣門重疊期間，由于排氣倒吸現(xiàn)象會導致部分燃油直接進入排氣道，損失部分燃油能量，同時，進氣氣流倒流，降低了充氣效率。而靠近進氣沖程中期的上止點前300°或者更晚時刻噴油，進氣門升程較大，缸內(nèi)氣流運動較強，混合燃油與新鮮空氣以及缸內(nèi)殘余廢氣在滾流的作用下混合較充分；此外，混合燃油中乙醇的汽化潛熱大，有利于降低缸內(nèi)溫度，從而提高缸內(nèi)充氣效率與新鮮空氣進氣量。而在上止點前320°噴油，相對于上止點前340°和300°來說，一方面，油氣的混合時間縮短，另一方面，不能很好地利用缸內(nèi)氣流的運動，導致活塞上頂面附近存在燃油富集區(qū)域，使得燃油利用率下降，最終導致缸內(nèi)壓力曲線下降[9]。

表3 二次噴射控制參數(shù)Table 3 Main controlling parameters of two-stagnation injection

圖2 缸內(nèi)壓力與放熱率隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化(改變噴射時刻)Fig.2 Variation of in-cylinder pressure and heat release rate with crank angle(changing injection timing)

圖3 缸內(nèi)平均溫度隨噴射時刻的變化Fig.3 Variation of cylinder average temperature with injection timing

圖4 燃燒相位隨噴射時刻的變化Fig.4 Variation of combustion phase with injection timing

圖4 所示為燃燒相位隨噴射時刻的變化關(guān)系，其中，α10，α50和α90分別為累積放熱率等于10%，50%和90%時所對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角，而著火延遲期為從火花塞電極間跳過火花開始到燃油燃燒10%(質(zhì)量分數(shù))為止這段時間，燃燒持續(xù)期則為累計放熱率從10%到90%所對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角。由圖4 可知：隨著噴射時刻推遲，α50越接近壓縮上止點，燃燒持續(xù)期也越短。這是因為α50越接近壓縮上止點，有更多的燃油在上止點附近燃燒完畢，而在上止點附近，燃燒室內(nèi)的溫度、壓力和燃燒等容度均較大[16]，有利于加速燃燒，縮短燃燒持續(xù)期，同時有利于提高缸內(nèi)熱功轉(zhuǎn)化效率。α50推遲，燃燒在膨脹末期繼續(xù)燃燒，缸內(nèi)有效膨脹效率降低，從而降低了缸內(nèi)熱功轉(zhuǎn)化效率，因此，α50發(fā)生在最佳位置之前或之后都對缸內(nèi)燃燒、膨脹做功產(chǎn)生很大的影響[17-18]，合適的α50一般在上止點后7°～12°。指示熱效率和有效熱效率隨噴射時刻的變化分別見圖5和圖6。從圖5和圖6可以看出：隨著噴射時刻推遲，指示熱效率和有效熱效率均先增加后減??；在上止點前300°時，指示熱效率和有效熱效率最高，分別達37.51%和35.17%；當α50處于合適區(qū)域時，指示熱效率和有效熱效率最高。因此，通過控制與優(yōu)化噴射時刻，從而控制α50和燃燒持續(xù)期，有利于提高有效熱效率，降低有效燃油消耗率。

圖5 指示熱效率隨噴射時刻的變化Fig.5 Variation of indicated thermal efficiency with injection timing

2.2 單次噴射模式噴射壓力對燃燒和性能的影響

圖6 有效熱效率隨噴射時刻的變化Fig.6 Variation of brake thermal efficiency with injection timing

圖7 缸內(nèi)壓力與放熱率隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化(改變噴射壓力)Fig.7 Variation of in-cylinder pressure and heat release rate with crank angle(changing injection pressure)

圖7所示為不同噴射壓力下，缸內(nèi)壓力與放熱率隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系。從圖6可見：燃油在上止點前300°噴射時，有效熱效率最高。因此，在此噴射時刻下對噴射壓力進行掃描分析，進而分析噴射壓力對燃燒和性能的影響。由圖7可知：隨著噴射壓力增加，缸內(nèi)峰值壓力與放熱率曲線呈現(xiàn)先升高后降低的趨勢，在噴射壓力為12 MPa 時達到最大值；當燃油噴射壓力小于12 MPa 時，缸內(nèi)混合燃油破碎油滴尺度較大，油滴相對蒸發(fā)表面積小，不利于混合燃油的蒸發(fā)以及后期的油氣混合；當燃油噴射壓力大于12 MPa 時，混合燃油的噴射貫穿距增大，使較多的燃油噴射在活塞頂部以及氣缸壁上，容易導致活塞與缸壁油膜厚度增加，也不利于燃油蒸發(fā)以及后期與新鮮空氣混合，因此，在一定程度上減弱了提高噴油壓力所改善的噴霧效果，導致混合氣不均勻性增加，燃燒質(zhì)量有所降低[19]；當噴射壓力為12 MPa 時，對應(yīng)的燃油噴射貫穿度與噴霧錐角適中，混合燃油霧化效果較好，使燃燒更充分，著火延遲期更短，熱功轉(zhuǎn)換效率更高，最終提高了缸內(nèi)峰值壓力以及放熱率。

圖8 燃燒相位隨噴射壓力的變化Fig.8 Variation of combustion phase with injection pressure

圖9 峰值燃燒壓力位置隨噴射壓力的變化Fig.9 Variation of location of peak combustion pressure with injection pressure

圖8 所示為燃燒相位隨噴射壓力的變化關(guān)系，圖9所示為缸內(nèi)峰值壓力所對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角隨噴射壓力的變化關(guān)系。由圖9 可知：隨著噴射壓力增加，峰值燃燒壓力出現(xiàn)的位置逐漸遠離上止點，缸內(nèi)峰值壓力與α50變化趨勢一樣，存在1 個合適區(qū)域，當峰值燃燒壓力出現(xiàn)的位置靠近上止點時，峰值壓力用于克服活塞作負功增多；同時，由于缸內(nèi)溫度高，傳熱損失加大；當峰值燃燒壓力出現(xiàn)的位置遠離上止點時，峰值壓力對活塞下行作膨脹功減少。缸內(nèi)平均溫度隨噴射壓力的變化見圖10。由圖10 可知：峰值壓力對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角遠離上止點，缸內(nèi)平均最高溫度對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角后移，燃燒定容度下降，缸內(nèi)熱功轉(zhuǎn)換效率大大減少。

圖10 缸內(nèi)平均溫度隨噴射壓力的變化Fig.10 Variation of cylinder average temperature with injection pressure

圖11 指示熱效率隨噴射壓力的變化Fig.11 Variation of indicated thermal efficiency with injection pressure

圖12 有效熱效率隨噴射壓力的變化Fig.12 Variation of brake thermal efficiency with injection pressure

圖11 和圖12 所示分別為指示熱效率和有效熱效率隨噴射壓力的變化關(guān)系。由圖11 和圖12 可知：在此工況下，隨著噴射壓力增加，指示熱效率和有效熱效率均先增加后減小；當噴射壓力為12 MPa 時，指示熱效率和有效熱效率分別達到最高值37.01%和34.35%。一方面，隨著噴射壓力增加，缸內(nèi)峰值壓力減少，同時，峰值壓力對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角逐漸遠離壓縮上止點；另一方面，隨著噴射壓力增加，缸內(nèi)平均最高溫度所對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角遠離上止點。但當噴射壓力為12 MPa 時，缸內(nèi)峰值壓力對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角相對適中，此時，發(fā)動機燃燒等容度大，克服活塞作負功，活塞下行的膨脹功達到平衡，缸內(nèi)熱功轉(zhuǎn)換效率最高，因此，熱效率也最高。而當噴射壓力為12～20 MPa時，峰值壓力下降，峰值壓力對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角遠離上止點，這是因為此時活塞下行，燃燒而對活塞作膨脹功逐漸減少，缸內(nèi)壓力及放熱率逐漸減小，導致熱效率逐漸減小，這與熱效率隨噴射時刻的變化規(guī)律保持一致(見圖5 和圖6)。因此，噴射壓力的控制與優(yōu)化對燃油經(jīng)濟性有很大的影響。

當然，對于發(fā)動機不同的工況而言，其所對應(yīng)的最佳噴射時刻與噴射壓力也不同。因此，對于固定工況，存在著1 個最佳噴射時刻與噴射壓力，使燃油的貫穿度、破碎、霧化效果最佳，匹配相應(yīng)的進氣滾流，從而與新鮮空氣和缸內(nèi)的殘余廢氣混合均勻。因此，針對不同的工況，選擇相應(yīng)的噴射時刻與噴射壓力，對于改善燃燒和性能意義重大。

2.3 單次噴射模式下，最佳噴射時刻與最佳噴射壓力隨工況的變化關(guān)系

通過對2.1 與2.2 節(jié)單次噴射實驗結(jié)果進行分析可知，最佳噴射時刻與最佳噴射壓力會隨轉(zhuǎn)速與負荷的變化而變化，因此，對轉(zhuǎn)速為2 000 和4 000 r/min時進行最佳噴射時刻和最佳噴射壓力掃描實驗，實驗邊界條件與之前的實驗保持一致。

圖13 所示為單次噴射模式下，最佳噴射壓力與最佳噴射時刻隨工況的變化關(guān)系。由圖13可知：對于最佳噴射壓力，在負荷相同的條件下，隨著轉(zhuǎn)速增加，最佳噴射壓力也相應(yīng)增加，直到平均指示壓力達到最大時噴射壓力才相等；在轉(zhuǎn)速相同時，隨著負荷增加，最佳噴射壓力逐漸升高，直至接近最大的平均指示壓力，最佳噴射壓力基本保持不變。對于最佳噴射時刻，在負荷相同時，隨著轉(zhuǎn)速增加，最佳噴射時刻也相應(yīng)提前；不過，在同一轉(zhuǎn)速條件下，負荷不同，最佳噴射時刻變化的規(guī)律也不一致；在轉(zhuǎn)速為2 000 r/min時，隨著負荷增加，最佳噴射時刻先提前后保持不變，然后推遲，接近平均指示壓力最大時再保持不變；在轉(zhuǎn)速為4 000 r/min時，隨著負荷增加，最佳噴射時刻先保持不變?nèi)缓笸七t，接近平均指示壓力最大時保持不變。這是因為隨著轉(zhuǎn)速和負荷增加，缸內(nèi)進氣流量也增加，燃油噴霧錐角、貫穿距、破碎、霧化和混合與缸內(nèi)背壓有很大的關(guān)系。

圖13 最佳噴射壓力與最佳噴射時刻隨工況的變化Fig.13 Variation of optimal injection pressure and injection timing with working condition

綜上所述，最佳噴射壓力與最佳噴射時刻在不同的工況會有所變化，它們之間并不呈單一的線性變化規(guī)律，而與當前的轉(zhuǎn)速、負荷有關(guān)。因此，在不同工況下，探尋最佳噴射時刻與最佳噴射壓力的共性規(guī)律，對于提高有效熱效率和降低有效燃油消耗率具有一定的工程指導意義。

2.4 二次噴射分配系數(shù)對燃燒和性能的影響

圖14 缸內(nèi)壓力與放熱率隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化(改變第一次噴射分配系數(shù))Fig.14 Variation of in-cylinder pressure and heat release rate with crank angle(changing the first injection distribution coefficient)

圖14 所示為二次噴射模式中不同的第一次噴射分配系數(shù)下(以下簡稱分配系數(shù))，缸內(nèi)壓力與放熱率隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系。由圖14 可知：隨著分配系數(shù)減小，峰值壓力逐漸降低，峰值壓力對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角推遲，且放熱率逐漸減少，同時，放熱始點推遲。這主要是因為隨著分配系數(shù)減少，意味著第二次噴射噴油量增加，而第二次噴射是在發(fā)動機壓縮沖程完成，此時進氣門早已關(guān)閉，不能充分利用進氣滾流混合第二次噴射的燃油與空氣，隨著第二次噴射燃油的增加，燃油和空氣混合更不均勻，容易引起缸內(nèi)混合氣濃度和溫度分布不均勻，這不利于燃燒穩(wěn)定性，導致燃燒波動性增加。其次，隨著分配系數(shù)減小，即在壓縮行程增加第二次噴射的燃油比例增加，由于混合燃油中的乙醇有較大的汽化潛熱，燃油通過破碎、霧化和蒸發(fā)吸收周圍的溫度，使缸內(nèi)溫度降低，雖然提高了充氣效率，但混合燃油燃燒所需的活化能和火花塞點火能量增加，不利于火花塞火核的形成、長大與發(fā)展。燃燒相位隨第一次噴射分配系數(shù)的變化如圖15所示。從圖15可見：α10逐漸遠離上止點，同時，燃燒推遲導致放熱率延遲；燃燒持續(xù)期逐漸延長，最大插值達到12.98°。這主要是因為隨著分配系數(shù)減小，更多的燃油(通過第二次噴射)在隨后的壓縮行程中噴入缸內(nèi)，這些燃油由于沒有足夠的時間與空氣混合，導致缸內(nèi)混合氣體存在局部混合不均勻問題；同時，缸內(nèi)混合氣受湍流以及湍流強度的影響，缸內(nèi)的每個循環(huán)噴油量、進氣量和殘余廢氣存在波動，最終導致燃燒不充分，排放物生成增多[8]。

圖15 燃燒相位隨第一次噴射分配系數(shù)的變化Fig.15 Variation of combustion phase with the first injection distribution coefficient

圖16 平均指示壓力循環(huán)變動量隨第一次噴射分配系數(shù)的變化Fig.16 Variation of coefficient of variation in indicated mean effective pressure with the first injection distribution coefficient

圖17 缸內(nèi)平均溫度隨第一次噴射分配系數(shù)的變化Fig.17 Variation of cylinder average temperature with the first injection distribution coefficient

圖16所示為平均指示壓力循環(huán)變動率(δIMEP)隨不同分配系數(shù)的變化關(guān)系，圖17 所示為缸內(nèi)平均溫度隨第一次噴射分配系數(shù)的變化關(guān)系。由圖16可知：δIMEP隨分配系數(shù)的減小而升高，當分配系數(shù)為40.00%時，δIMEP高達14.09% (超過10%之后會產(chǎn)生燃燒不穩(wěn)定性[20])。造成上述現(xiàn)象的原因是：一方面，隨著第一次噴射分配系數(shù)減小，更多的燃油在隨后的壓縮行程噴入缸內(nèi)，混合燃油、新鮮空氣和缸內(nèi)殘余廢氣混合不均勻，使得火花塞附近的混合氣成分分布不均且波動增加[15]；另一方面，隨著第一次噴射分配系數(shù)減小，第二次噴射分配系數(shù)增加(見圖17)，由于混合燃油中乙醇具有較大的汽化潛熱，導致缸內(nèi)氣體平均溫度逐漸降低，使得缸內(nèi)燃油的蒸發(fā)速率減慢，同時，混合燃油燃燒所需的活化能和點火能量增加，燃燒滯燃期和燃燒持續(xù)期延長，燃燒效率下降。上述原因最終導致缸內(nèi)工質(zhì)混合不均勻，影響燃燒速率和燃燒效率，最終影響燃燒穩(wěn)定性，使δIMEP逐漸增大。

圖18 指示熱效率隨第一次噴射分配系數(shù)的變化Fig.18 Variation of indicated thermal efficiency with the first injection distribution coefficient

圖19 有效熱效率隨第一次噴射分配系數(shù)的變化Fig.19 Variation of brake thermal efficiency with the first injection distribution coefficient

圖18和圖19所示分別為指示熱效率和有效熱效率隨不同分配系數(shù)的變化關(guān)系。由圖18 和圖19可知：隨著分配系數(shù)減小，指示熱效率和有效熱效率均逐漸降低，指示熱效率和有效熱效率最大差值分別達到5.21%和7.12%。這主要是由于第一次噴射分配系數(shù)減小，第二次分配系數(shù)相應(yīng)增加，第二次燃油不能充分利用缸內(nèi)滾流與空氣充分混合，導致α50延遲以及燃燒持續(xù)期延長，燃燒速度減慢，燃燒效率降低；同時，缸內(nèi)峰值壓力逐漸減少，峰值壓力對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角逐漸遠離上止點，熱功轉(zhuǎn)換效率降低，從而熱效率逐漸減少。圖20所示為有效燃油消耗率隨不同分配系數(shù)的變化關(guān)系。由圖20 可知：有效燃油消耗率隨第一次噴射分配系數(shù)減小而逐漸增加，最大值與最小值之間的偏差值達到62.48 g/(kW·h)，最大燃油消耗率下降率高達20.19%。

圖20 有效燃油消耗率隨第一次噴射分配系數(shù)的變化Fig.20 Variation of brake specific fuel consumption with the first injection distribution coefficient

從圖16、圖19和圖20可知：隨著噴射分配系數(shù)增加，δIMEP逐漸減小，其所對應(yīng)的有效熱效率逐漸增加，有效燃油消耗率逐漸減少。因此，燃燒穩(wěn)定性對有效熱效率和有效燃油消耗率的影響很大，合理控制與優(yōu)化二次噴射分配系數(shù)對于提高燃燒穩(wěn)定性、降低油耗具有一定的指導意義。

3 結(jié)論

1)在單次噴射模式下，上止點前300°為最佳噴射時刻，此時，有效熱效率最高，有效燃油消耗率下降了8.79%。

2)在轉(zhuǎn)速為2 000 r/min、平均指示壓力為0.6 MPa 工況下，最佳噴射壓力為12 MPa，此時，有效熱效率最高，達34.35%，相應(yīng)的缸內(nèi)熱功轉(zhuǎn)換過程也更高效。對于不同轉(zhuǎn)速與負荷工況，最佳噴射壓力也相應(yīng)改變。

3)在二次噴射模式下，隨著第一次噴射分配系數(shù)減小，峰值壓力以及放熱率逐漸降低，α50逐漸遠離上止點且燃燒持續(xù)期逐漸延長。有效熱效率隨著第一次噴射分配系數(shù)減小而降低，有效燃油消耗率隨第一次噴射分配系數(shù)減小而增加；同時，δIMEP隨著第一次噴射分配系數(shù)減小而逐漸增加。因此，控制δIMEP的波動，對燃燒穩(wěn)定性、有效熱效率和有效燃油效率影響重大。

4)合理控制與優(yōu)化噴射控制策略(噴射時刻、噴射壓力、噴射次數(shù)以及分配系數(shù))對于提高燃燒穩(wěn)定性、降低油耗具有一定的指導意義。