張強，朱建軍，孫文軍，項玉霞，衛(wèi)超強，米一銘

（太原理工大學機械與運載工程學院，山西太原 030024）

0 引言

高強化柴油機具有較高的可靠性和較低的散熱性，在高寒、高海拔和高溫等極限環(huán)境下也可以正常運行，被用于主戰(zhàn)坦克和裝甲車輛等[1]。隨著高強化升功率的不斷提高，發(fā)動機的燃燒過程變得粗暴，零部件所承受的熱負荷和機械負荷也隨之增加，制約了高強化柴油機的發(fā)展[2]，[3]。

進氣道噴水可以降低缸內(nèi)燃燒溫度，延長混合氣發(fā)生自燃的時間，抑制爆震的發(fā)生。A Iacobacci研究了進氣道噴水對高負荷雙缸汽油機爆震狀態(tài)的影響，發(fā)現(xiàn)進氣道噴水會導致缸內(nèi)最高燃燒壓力降低[4]，[5]。Niranjan Miganakallu利用汽油機進行了缸內(nèi)噴水和缸內(nèi)噴甲醇的研究，結(jié)果顯示，水和甲醇的噴入有效地改善了發(fā)動機爆震情況，改善了燃燒穩(wěn)定性，使發(fā)動機燃燒溫度和排氣溫度降低[6]。隨著燃燒學的進步和發(fā)展，科研人員對進氣道噴水技術(shù)在控制排放和改善燃燒性能等方面的應用有了更深入的認識。王鐵在一臺直列增壓中冷柴油機上設(shè)計了一套噴水系統(tǒng)，通過研究發(fā)現(xiàn)，采用進氣道噴水可以有效地降低最大爆發(fā)壓力和壓力升高率，NOx排放大幅度降低，soot（碳煙）稍有增加[7]。康哲在一臺雙缸柴油機上通過缸內(nèi)高溫噴水發(fā)現(xiàn)，隨著噴水溫度的提高，高溫和高壓環(huán)境下水蒸發(fā)速率增加，且燃燒過程中的循環(huán)波動降低了0.66%[8]。

綜上研究可見，以往關(guān)于進氣道噴水對柴油機燃燒和排放性能影響的研究，主要集中在正常轉(zhuǎn)速和負荷下降低污染物排放和提高熱效率，而關(guān)于進氣道噴水對運行在高轉(zhuǎn)速和大負荷工況下的高強化柴油機燃燒過程影響的研究相對較少。本文研究了在轉(zhuǎn)速為3 600 r/min，指示升功率為77 kW/L的工況下，不同噴水壓力、水油比對高強化柴油機燃燒和排放特性的影響，為進氣道噴水廣泛應用于發(fā)動機提供了技術(shù)支持。

1 試驗系統(tǒng)及仿真模型

1.1 試驗臺架與方案

為了研究進氣道噴水對高轉(zhuǎn)速、大負荷工況下發(fā)動機燃燒過程的影響，對一臺高強化單缸柴油機進行改造，添加了獨立的進氣道水噴射系統(tǒng)。結(jié)合電控燃油共軌系統(tǒng)及控制平臺，可以實現(xiàn)獨立的進氣道水供應和缸內(nèi)燃油供應。發(fā)動機技術(shù)參數(shù)如下:額定功率為60 kW；額定轉(zhuǎn)速為3 600 r/min；排量為1.05 L；最大爆發(fā)壓力為25 MPa；壓縮比為14.1；配氣機構(gòu)為雙頂置凸輪軸；噴油壓力為180 MPa；燃燒室形狀為ω形。試驗臺架系統(tǒng)如圖1所示。

圖1 實驗系統(tǒng)布置圖Fig.1 Schematic diagram of experimental setup

試驗在轉(zhuǎn)速為3 600 r/min、指示升功率為77 kW/L的高強化工況下進行。進氣道水噴射系統(tǒng)主要由水箱、柱塞泵、水軌、水壓調(diào)節(jié)器和進氣道噴水器構(gòu)成。其中，水軌采用高強度材料，可以承受高達30 MPa的壓力?？諝鈮嚎s機先將新鮮空氣壓縮，并經(jīng)過進氣中冷裝置進入一級穩(wěn)壓箱作為進氣來源。被壓縮的空氣經(jīng)過二級穩(wěn)壓箱進入氣缸，可以調(diào)節(jié)和反饋控制進氣溫度和壓力。利用發(fā)動機控制系統(tǒng)控制噴水量、噴油量和對應的噴射時刻。利用柱塞泵控制噴水系統(tǒng)的噴射壓力，柱塞泵的增壓比為20:1，可以將水箱中的水加壓至20 MPa。在選定的時刻，將柴油和水按照一定的比例噴入氣缸，在缸內(nèi)進行充分的做功燃燒，燃燒產(chǎn)生的廢氣通過裝有冷卻水系統(tǒng)的排氣穩(wěn)壓箱排出。排氣穩(wěn)壓箱后面的蝶閥用于調(diào)節(jié)排氣穩(wěn)壓箱中的壓力。本文以水油比來描述進氣道的噴水量，即每次循環(huán)進氣道噴入水的質(zhì)量與柴油機循環(huán)噴油量的比。水油比設(shè)定為0.2，0.4，0.6，噴水壓力設(shè)定為0.7，1.0，1.3 MPa。采用控制變量的方法，系統(tǒng)地研究不同狀態(tài)下的進氣道噴水對高強化柴油機缸內(nèi)氧氣濃度、缸內(nèi)燃燒壓力、缸內(nèi)燃燒溫度和排放的影響。

1.2 仿真模型的建立

利用AVL-Boost軟件，建立了高強化柴油機的一維熱力學仿真模型，探究進氣道噴水對發(fā)動機燃燒與排放性能的影響（圖2）。燃燒模型選擇AVL-MCC，傳熱模型選擇Woschni1978[9]。仿真模型中，進氣和排氣邊界分別代表進氣管和排氣管入口。

圖2 一維仿真模型示意圖Fig.2 1-D thermodynamic simulation model

由于發(fā)動機臺架的實測進排氣壓力和缸內(nèi)溫度不穩(wěn)定，故本文基于發(fā)動機臺架系統(tǒng)搭建了一維模型，并將一維模型的計算結(jié)果作為三維模型的計算邊界來建立三維模型。同時，利用CONVERGE建立的三維全氣道模型來分析進氣道噴水對高強化柴油機燃燒及排放特性的影響。三維全氣道仿真模型如圖3所示。模型利用正庚烷來代替柴油進行燃料化學反應計算[10]。采用動網(wǎng)格加密技術(shù)對部件劃分，三維模型基礎(chǔ)網(wǎng)格為4 mm，對速度和溫度梯度自適應加密到0.5 mm，噴油器附近加密到0.125 mm，網(wǎng)格數(shù)目最大值為200萬。

圖3 三維仿真模型示意圖Fig.3 3-Dimensional full airway simulation model

1.3 仿真模型的標定

為了保證燃燒仿真模型標定準確，通過原高強化柴油機實際測量的燃油消耗量來標定仿真模型中的有效燃料消耗率。通過實測的示功圖來標定氣缸壓力和指示平均壓力，并將實測的燃燒重心（50%累計放熱率所對應的曲軸轉(zhuǎn)角，記為CA50）與計算模型中的對應數(shù)值對比。如圖4和表1所示，仿真值和實測值吻合度很高，各參數(shù)的誤差在3%以內(nèi)。由此可見，該模型標定較為準確，可以用于燃燒與排放性能的分析。

表1 仿真值與實驗值數(shù)據(jù)對比Table 1 Simulation and experimental value data comparison

圖4 缸壓對比曲線Fig.4 Simulation and experimental values comparing cylinder pressure curve

2 仿真結(jié)果與分析

2.1 不同噴水壓力對高強化柴油機燃燒和排放特性的影響

為了研究單一變量噴水器的噴水壓力對高強化柴油機燃燒和排放特性的影響，須在保持其他條件不變的情況下，只改變噴水器的噴射壓力（0.7，1.0，1.3 MPa）。選取噴射角度為XY平面143°，XZ平面47°；水油比為0.2。

2.1.1 不同噴水壓力對缸內(nèi)氧氣濃度的影響

圖5為不同時刻、不同噴射壓力的缸內(nèi)氧濃度場云圖。由圖5可以看出，隨著噴水壓力的提高，氧濃度分布區(qū)域基本保持不變，都主要分布在燃燒室上部，且隨著活塞下行氧濃度減少。這是由于燃燒從柴油和空氣接觸的區(qū)域開始，因此氧氣主要分布在燃燒室上部。

圖5 不同噴射壓力不同時刻缸內(nèi)氧氣濃度云圖Fig.5 In-cylinder oxygen concentration at different injection pressures at different times

2.1.2 不同噴水壓力對缸內(nèi)燃燒壓力的影響

圖6為不同噴水壓力對缸內(nèi)燃燒壓力的影響曲線。

圖6 不同噴水壓力對缸內(nèi)燃燒壓力的影響Fig.6 Effect of different injection pressures on the combustion pressure in the cylinder

由圖6可以看出，在同一水油比下，隨著噴水壓力的提高，缸內(nèi)最高燃燒壓力呈現(xiàn)先上升后下降的趨勢，在噴水壓力為0.7，1.0，1.3 MPa時，其最高燃燒壓力分別為17.95，17.78，17.68 MPa，比原機最高燃燒壓力（17.84 MPa）最多降低0.16 MPa。這是因為當噴射壓力較小時，噴射出來的水滴直徑較大，水滴氣化吸熱使得燃燒向上止點集中，燃料與空氣的混合時間變長，預混合燃燒占比較大，故氣缸內(nèi)的最高燃燒壓力增加。隨著噴水壓力的進一步提高，流體具有較大的旋流強度，出流孔的液膜厚度減小，霧化質(zhì)量提高[11]。由于水在進氣沖程就已吸熱氣化，因此水降溫的效果不明顯，使滯燃期縮短，預混合燃燒占比減小。隨著噴水壓力的進一步提高，缸內(nèi)最高燃燒壓力降低。

2.1.3 不同噴水壓力對缸內(nèi)燃燒溫度的影響

圖7為不同噴水壓力對缸內(nèi)燃燒溫度的影響曲線。

圖7 不同噴水壓力對缸內(nèi)燃燒溫度的影響Fig.7 Effect of different injection pressures on in-cylinder combustion temperature

由圖7可以看出，在水油比相同工況下，隨著噴水壓力的增加，缸內(nèi)最高燃燒溫度呈現(xiàn)先降低后升高的趨勢。在噴水壓力為0.7，1.0，1.3 MPa時，缸內(nèi)最高燃燒溫度分別為1 557.7，1 542.1，1 552.2 K，相比于原機缸內(nèi)最高燃燒溫度1 568.3 K，最多降低26.2 K。這是因為隨著噴水壓力的增加，進入氣缸的水滴霧化程度提高，易于蒸發(fā)吸熱，從而降低缸內(nèi)燃燒溫度[12]。隨著噴水壓力進一步增大，水滴霧化程度過高，在參與燃燒前就已氣化，對缸內(nèi)燃燒過程的改善程度下降，致使缸內(nèi)最高燃燒溫度反而提高。

2.1.4 不同噴水壓力對高強化柴油機排放的影響

圖8為不同噴水壓力對NOx和soot的影響曲線?？梢钥闯?，在同一水油比下，隨著噴水壓力的增加，NOx的排放量呈現(xiàn)先減少后增加的趨勢，而soot的生成量一直增加。這是因為NOx主要在預混合燃燒階段高溫富氧的條件下生成[13]。噴水壓力較小時，有利于混合氣生成，富氧區(qū)變小，水的汽化吸熱使得燃燒溫度較低，破壞了NOx的生成條件。在水壓為1.0 MPa時，NOx生成量降低了約12%。隨著噴水壓力的進一步增加，水滴對缸內(nèi)燃燒情況的改善程度減弱，NOx的排放反而惡化。隨著噴水壓力的增加，滯燃期會縮短，預混合燃燒的比例降低，增加了局部過濃區(qū)域，導致燃燒過程中soot有所增加。當水壓為1.3 MPa時，soot生成量最高可提高5%。

圖8 不同噴水壓力對NO x和soot排放的影響Fig.8 Effect of different injection pressures on NO x and soot

2.2 不同水油比對高強化柴油機燃燒和排放特性的影響

從以上研究可見，當噴水壓力為1.0 MPa時，發(fā)動機燃燒等容度較好，燃燒始點提前，NOx的排放量明顯降低。故研究不同水油比對高強化柴油機燃燒和排放性能的影響時，將噴水壓力定為1.0 MPa。

2.2.1 不同水油比對缸內(nèi)氧氣濃度的影響

圖9為不同水油比條件下，不同時刻缸內(nèi)氧氣濃度分布情況。

圖9 不同水油比不同時刻缸內(nèi)氧氣濃度云圖Fig.9 In-cylinder oxygen concentration at different times at different water-oil ratios

由圖9可見，在同一水油比下，隨著活塞下行，缸內(nèi)氧氣濃度逐漸降低。這是因為在壓縮上止點后缸內(nèi)工質(zhì)開始燃燒作功，因此缸內(nèi)氧氣燃燒逐漸減少。在同一角度下，隨著水油比的增加，缸內(nèi)氧氣濃度逐漸增加。這是由于隨著噴水量的增加，水滴氣化吸熱使進氣溫度降低，進氣密度增加，導致氣缸內(nèi)的氧氣含量增加。

2.2.2 不同水油比對缸內(nèi)燃燒壓力的影響

圖10為不同水油比對缸內(nèi)燃燒壓力的影響曲線。

圖10 不同水油比對缸內(nèi)燃燒壓力的影響Fig.10 The effect of different water-oil ratios on the combustion pressure in the cylinder

由圖10可見，隨著水油比的增加，缸內(nèi)最高燃燒壓力呈現(xiàn)先增加后降低的趨勢。原機的缸內(nèi)燃燒壓力峰值為17.84 MPa，當水油比分別為0.2，0.4，0.6時，缸內(nèi)燃燒壓力峰值分別為17.885，17.907，17.745 MPa。當水油比為0.6時，缸內(nèi)燃燒壓力峰值降低了0.095 MPa。這是因為當水油比較低時，進氣道中水的蒸發(fā)吸熱導致溫度降低，使滯燃期略微縮短，燃燒等容度提高，導致缸內(nèi)燃燒壓力峰值增加。隨著水油比的進一步增加，雖然水的蒸發(fā)吸熱會在一定程度上降低缸內(nèi)燃燒溫度，但過量的水變成水蒸氣后會導致壓縮負功增加，燃燒始點推遲，后燃期所占比例增加，因而缸內(nèi)燃燒壓力峰值降低。

2.2.3 不同水油比對缸內(nèi)燃燒溫度的影響

圖11為不同水油比對缸內(nèi)燃燒溫度的影響曲線。由圖11可以看出，隨著水油比的增加，缸內(nèi)最高燃燒溫度呈現(xiàn)先上升后降低的趨勢。在水油比為0.2，0.4，0.6時，缸內(nèi)最高燃燒溫度分別為1 564.5，1 541.1，1 528.1 K，與原機的最高燃燒溫度（1 562.3 K）相比，最多降低了34.2 K。這是因為當噴水量較少時，水的氣化吸熱會使進氣溫度降低，從而有更多的氧氣進入氣缸，燃燒等容度提高，使得燃燒更加充分，最高燃燒溫度增高。隨著水油比的進一步提升，大量的水使得缸內(nèi)比熱容增加，缸內(nèi)溫度升高率降低，因此缸內(nèi)最高燃燒溫度降低。

圖11 不同水油比對缸內(nèi)燃燒溫度的影響Fig.11 The effect of different water-oil ratios on the temperature in the cylinder

2.2.4 不同水油比對高強化柴油機排放的影響

圖12為不同水油比對NOx和soot的影響曲線。

圖12 不同水油比對NO x和soot排放的影響Fig.12 Effect of different water-oil ratios on NO x and soot

由圖12可以看出，隨著水油比的不斷增加，NOx和soot呈現(xiàn)相悖關(guān)系（即trade-off關(guān)系），NOx的生成量隨著水油比的增加不斷減少。當水油比為0.6時，下降幅度為24.6%。隨著水的噴入，油霧卷吸空氣作用明顯，有利于混合氣生成，從而使富氧區(qū)變小，水滴的氣化吸熱會使缸內(nèi)的燃燒溫度有所下降，破壞了NOx高溫富氧的產(chǎn)生條件，抑制了其生成。soot的生成量隨著水油比的增加在不斷增加，當水油比為0.6時，增加幅度為7.6%。由于水油比的增加，滯燃期有小幅度縮短，燃料與空氣不均勻，預混合燃燒比例減少，水的氣化吸熱會使缸內(nèi)溫度降低，導致soot的氧化能力減弱，故燃燒過程中裂解的soot含量不斷增加[14]。

3 結(jié)論

本文建立了一維熱力學模型和三維全氣道模型。對一臺高強化單缸柴油機進行改造，在進氣道上加裝噴水系統(tǒng)，研究進氣道噴水對高強化柴油機燃燒與排放特性的影響。

①不同噴水壓力對水滴的霧化質(zhì)量影響較大，隨著噴水壓力的提高，缸內(nèi)燃燒溫度峰值先降低后增加。這是因為噴水壓力較小時，水滴粒徑較大，在壓縮上止點前氣化程度較低，從而改善了缸內(nèi)燃燒溫度。隨著噴水壓力的進一步增加，噴孔內(nèi)的液膜厚度明顯減小，導致水滴提前氣化吸熱，增加了燃燒負功，缸內(nèi)燃燒溫度峰值上升。

②不同水油比對高強化柴油機排放影響較大。隨著水油比的增加，缸內(nèi)溫度降低，氧濃度下降，破壞了NOx的生成條件，故NOx的生成量顯著降低，其降幅為12%～24.6%。此時，缸內(nèi)擴散燃燒比例上升及溫度降低導致soot氧化程度減弱，故soot的生成量有小幅度上升，漲幅為1.5%～7.6%。

③水油比較小時燃燒等容度上升，能促進缸內(nèi)燃燒。隨著水油比的不斷提高，燃燒始點推遲，缸內(nèi)溫度升高率下降，故缸內(nèi)燃燒溫度峰值和最大爆發(fā)壓力都有所下降。

④對比發(fā)現(xiàn)，當水油比為0.6，噴水壓力為1.0 MPa時，發(fā)動機燃燒和排放情況最優(yōu)。此時缸內(nèi)燃燒溫度峰值降低2.2%；NOx的生成量顯著降低，降幅約為24.6%；soot的生成量約增加7.6%。