进气道喷水量对GDI汽油机燃烧和排放特性的影响

秦 静，张启锐，裴毅强，李 翔，彭 忠，彭志军

进气道喷水量对GDI汽油机燃烧和排放特性的影响

秦 静1, 2，张启锐1, 2，裴毅强2，李 翔2，彭 忠2，彭志军2

(1. 天津大学内燃机研究所，天津 300072；2. 天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室，天津 300072)

基于一台涡轮增压4缸汽油机，全面系统地探究了进气道喷水量对发动机燃烧特性、燃油经济性以及排放特性的影响规律．试验选取发动机3个常用转速(2000r/min、2800r/min和3200r/min)以及具有代表性的中等负荷(50%)，水油质量比的选取范围为0～40%．结果表明：随着的增加，水的大比热容和高温分解带来的吸热作用的增强，使得缸内平均压力曲线上升趋势变平缓，缸内最高压力和α显著降低；滞燃期先基本不变而后延长，CA 50和T先基本不变而后推迟，燃烧持续期逐步缩短．与＝0相比，＝40%时，在2000r/min、2800r/min、3200r/min下，缸内最高压力分别下降约0.72MPa、0.64MPa、0.94MPa，α分别降低30℃、68℃、47℃，CA 50分别滞后3.3°CA、3.1°CA、4.4°CA．燃油消耗率(BSFC)呈现先略有减少而后较明显增加的趋势，＝10%是转折点，可降低BSFC约1g/(kW·h)，而＝40%时将增加BSFC约3g/(kW·h)．进气道喷水后减少了局部高温和局部过浓区域，有助于明显降低GDI汽油机的NO和烟度排放．与＝0相比，＝40%时，NO和烟度的最大降幅高达30%左右．而喷水对CO和HC排放的影响相对较弱，随着的增加，CO和HC排放分别呈现缓慢降低和缓慢上升的趋势．GDI汽油机在当量比下采取喷水策略具有节能减排的潜力，工程应用前景广阔．

GDI汽油机；进气道喷水量；燃烧特性；排放特性

为进一步提高发动机动力性和经济性，缸内直喷和增压小型化已成为当今汽油机发展的主流技术方向，但也带来了爆震倾向增加、热负荷上升和排放污染物恶化等问题．喷水技术可利用水具有较高汽化潜热等特点，有效地冷却缸内混合气、减弱爆震趋势、降低氮氧化物(NO)排放及改善油耗[1-4]．因此，关于喷水技术对发动机燃烧和排放特性的影响，已成为国内外学者研究的热点．

Görkem等[5]的研究表明，采用进气道喷射水蒸气和10% EGR率结合的技术手段使得柴油机的NO排放大幅改善．Zehra等[6]研究了不同的进气道喷水量对柴油机性能和排放的影响，其结果表明，进气道喷水显著降低了碳烟和NO的排放．史德胜等[7]在柴油机上进行了掺水比例可控的燃油乳化的试验研究，探究了不同工况下，不同掺水比例对油耗、NO及碳烟排放的影响规律．康哲等[8]进行了不同喷水温度下的缸内喷水技术对柴油机燃烧及性能影响的试验研究．张超[9]主要对掺水乳化油技术和进气道加湿技术进行了研究，并分析了两种技术与EGR结合对柴油机各性能指标的影响．王银山等[10]研究了柴油/含水甲醇组合燃烧对柴油机性能的影响，结果表明，燃用10%含水甲醇时发动机的经济性和NO排放优于纯甲醇．

Fu等[11]对一款进气道丙烷喷射结合缸内喷水的点燃式发动机的研究发现，提高喷水时间和喷水压力，有助于提高动力性和热效率．Vincenzo等[12]使用一维数值模拟的方法，揭示了宽负荷范围内进气道喷水降低缸内直喷(GDI)汽油机燃油消耗率的潜力．Wei等[13]采用三维仿真模拟的手段，研究指出通过优化喷水量，可以降低GDI汽油机NO和碳烟排放．Berni等[14]采用三维仿真模拟的手段，对比研究了GDI汽油机采用加浓混合气和喷水两种方法对爆震燃烧的抑制作用．Munsin等[15]的研究表明，在PFI发动机燃用乙醇时，较高含水量的乙醇有助于进一步降低NO排放．冯建军等[16]对汽油机掺水燃烧与排放作了模拟计算，研究发现了水对混合气的先期氧化反应起抑制作用．

综上分析，关于喷水技术对发动机燃烧和排放特性影响的研究，目前的研究对象多为柴油机，而涉及GDI汽油机相关的喷水研究也多集中于仿真模拟方面，较为缺乏相关的试验研究．尤其缺乏以进气道喷水量作为单一的参数变量，进行其对GDI汽油机燃烧和排放特性影响的系统化试验和分析评价．

因此，为填补关于喷水量对GDI汽油机燃烧特性、燃油经济性和排放特性影响试验研究的空缺，本文将进气道喷水技术应用于GDI汽油机的典型常用工况中，进行了进气道喷水量对燃烧和排放特性影响的全面系统研究，为充分了解喷水技术对GDI汽油机的影响提供了重要的数据信息、理论依据和工程实践参考．

1 试验装置及方法

1.1 发动机试验台架及测量设备

试验在一台1.5L的直列4缸涡轮增压GDI汽油机上进行，发动机参数和台架测试系统分别如表1和图1所示．发动机试验台架测试系统主要包括AVL电力测功机、电控系统、数据采集系统及数据处理软件．试验中，AVL-GH14DK火花塞式缸压传感器用来采集缸压，AVL-AMA i60气体排放分析仪(采集口位于三效催化器前)、AVL483烟度仪(采集口位于三效催化器后)和AVL740油耗仪分别用来实时测量常规排放气体、碳烟烟度和油耗．试验所用燃料为国Ⅵ标准98号汽油，进气道喷水选取蒸馏水．

表1 发动机参数

Tab.1 Engine parameters

1—进气；2—空气流量计；3—中冷器；4—节气门；5—进气道喷水管路；6—缸内直喷油轨；7—涡轮增压器；8—排气；9—缸压传感器；10—角标；11—电荷放大器；12—燃烧分析仪；13，17，23—计算机；14—油门踏板；15—原机开放式ECU；16—INCA系统；18—水流量计；19—水箱；20—油耗仪；21—缸内直喷油箱；22—进气道控制ECU；24—电力测功机；25—氧传感器；26—空燃比分析仪；27—烟度仪；28—排放仪

喷水系统如图2所示，通过在原机进气歧管加装进气道喷水器，并使其喷孔朝向进气门方向．该喷水系统主要由水箱、水泵、水轨、稳压箱、压力表和喷水器等组成，用于向进气道内喷射蒸馏水．水分配管上设置有调压阀和节流阀，能够使喷水器喷水压力相对于缸内压力稳定在设定值．喷水压力和喷水脉宽(喷水器针阀开启时间)等参数均可通过独立的电子控制单元(ECU)及其配套的INCA软件进行实时、精确的控制调节．喷水压力恒定(0.5MPa)，喷水量由喷水脉宽决定，喷水量与喷水脉宽对应关系如图3所示．

1—水泵；2—节流阀；3—水箱；4—调压阀；5—稳压箱；6—流量计；7—压力表；8—水轨；9—喷水器；10—ECU；11—电脑

图3 喷水量与喷水脉宽的对应关系

1.2 试验方法

试验选取小型强化汽油机3个常用转速(2000 r/min、2800r/min和3200r/min)以及具有代表性的中等负荷(50%)，进气道喷水压力为0.5MPa，水油质量比范围为0～40%．具体发动机试验工况和喷油、点火时刻分别如表2和表3所示．试验中，冷却液温度稳定在(88±2)℃．基准工况为未喷水时的50%负荷，点火提前角为未喷水时原机标定的点火角度，进气道喷水后该点火提前角保持不变．为了保证试验数据的准确性，待发动机稳定运行5min之后进行数据采集，连续测量3次发动机缸压、燃油消耗率、排放物等相关参数作为原机数据．并每次记录100个连续缸压循环．

表2 发动机试验工况

Tab.2 Engine test conditions

注：以压缩上止点为0°CA.

表3 各试验转速对应的喷油、点火时刻和进气边界条件

Tab.3 Fuel injection timing，ignition timing and inlet boundary conditions under different test speed conditions

为了更科学直观地表征进气道喷水量对汽油机性能的影响，定义水油质量比这一参数来表征喷水量，其表达式为

式中：water为试验工况下的每循环进气道喷水质量，mg；gasoline为试验工况下的每循环单缸喷油质量，mg．因此，当喷油量不变时，的大小只与喷水量相关．

据相关研究表明，水在2250℃以上稳定性变差，使得式(2)中的水高温分解为氢气和氧气的化学反应速率明显加快[17-18]．

为了便于更为直观地认识喷水量对发动机燃烧特性的影响，本文将缸内温度首次达到2250℃时的曲轴转角定义为T．(缸内温度)＞2250℃对应的曲轴转角区间(曲轴转角采集间隔为0.1°CA)决定了高温区间水分解的化学反应速率，将此区间内缸内温度的平均值记为a．

2 试验结果及分析

2.1 进气道喷水量对燃烧特性的影响

图4反映了喷水量对缸压的影响．不同转速下，缸压曲线随的变化趋势大致相同．随着增加，缸内平均压力曲线上升趋势变平缓，且缸内最高压力显著降低．在2000r/min、2800r/min和3200r/min下，相对于＝0时，＝40%时的缸内最高压力分别下降了约0.72MPa、0.64MPa、0.94MPa．

考虑到进气道喷水后，水的蒸发吸热作用对容积效率的影响，本文将压缩上止点前，未喷水(＝0)工况的缸压曲线超过喷水工况时的曲轴转角定义为P．对压缩上止点前的缸压做了进一步分析．由图可知，2000r/min和2800r/min下，P分别为－3°CA和－7°CA．在相同转速下，P前时喷入进气道的水蒸发吸热，进气温度略有降低，水蒸气和进气充量的增加使容积效率略有提高．而P后，水蒸发吸热使缸内温度降低的物理作用占据主要因素．＝0时燃烧初始阶段快于喷水工况，导致喷水工况的缸内压力 降低．

在不同转速下，随着转速增加，P提前．且3200r/min下未出现P，＝0的缸内平均压力始终高于喷水工况的缸内平均压力．这是因为P与点火提前角关系密切，转速增加后，点火提前角相应提前．提前的点火时刻使燃烧初始阶段的火焰传播及发展领先，导致P提前．由于进气道喷水量是基于脉宽控制，3200r/min下用于进气行程的时间缩短较多，水在进气道的蒸发冷却作用时间缩短，可能使进气道喷入的水未完全蒸发，较多残留在进气道壁面上，以小液滴的形式流入缸内，导致进气过程充量的增加受抑制，3200r/min下未出现P．

图5进一步对比了各转速下，滞燃期(从火花塞点火到燃料化学能释放10%之间的曲轴转角)、燃烧持续期(燃料化学能释放10%～90%之间的曲轴转角)、燃烧重心CA50(燃料化学能释放50%所对应的的曲轴转角)及T随水油质量比的变化．

随着的增加，各转速下的滞燃期和燃烧重心CA50呈现先基本不变而后分别延长和推迟的趋势．这是由于随着的增加，喷水带来的缸内冷却效果进一步增强，降低的缸内温度会减慢化学反应速率．在2000r/min、2800r/min和3200r/min下，从0增加至40%时，滞燃期分别延长了2.4°CA、2.2°CA、3.0°CA，CA50分别滞后3.3°CA、3.1°CA、4.4°CA．在3200r/min，较高的转速使得水在进气道中的蒸发时间相对缩短，不利于其充分蒸发．此时较多水残留在管壁上以小液滴形式进入缸内，其结果相当于使水直喷入缸内，水吸收缸内热量蒸发，冷却作用加强．而2000r/min时，其点火时刻较其余转速延迟，滞燃期和燃烧重心CA50滞后．最终使滞燃期和CA50随转速增加呈现非单调变化的结果．而燃烧持续期随的增加呈现出逐步缩短的趋势．在＝40%时，与＝0相比，各转速下燃烧持续期缩短约1°CA～2°CA．研究表明，这可能是由于水在高温高压下分解产生OH基团，加速了燃烧反应过程[8, 19]．

缸内温度首次达到2250℃的时刻T对于喷水后发动机燃烧过程极其重要，它表征了水在缸内发生高温分解的化学反应开始时刻．同CA50，随着的增加，在2000r/min、2800r/min、3200r/min，T呈现先基本不变而后推迟的趋势，且T均出现在CA50后．这是因为T与2250℃相关联，CA 50后，燃料的放热使缸内温度上升达2250℃．随着增加，CA50滞后，燃料燃烧放热滞后，2250℃出现时刻随之推迟．此外，这说明水在高温下分解产生氢和氧的助燃作用虽可促进燃烧，但并不能完全抵消高温分解过程的强吸热作用对缸内温度的影响．

喷水量对α的影响如图6所示．由图可知，a在＝10%时降低较少，随着进一步增加，a迅速降低．＝40%时，a在2000r/min、2800r/min、3200r/min下分别降低30℃、68℃、47℃．由式(2)，从状态函数变化可以看出，T后，水可发生高温热解的化学反应，该过程是一个强吸热过程．＝10%时水分解产生的氢气和氧气有助燃放热作用，可抵消部分水分解的强吸热作用，此时缸内平均温度下降趋于缓慢．随着的增加，受水高温分解的强吸热作用主导，此时缸内平均温度降低较快．在＝10%喷水后，a在不同转速下的大小排序发生变化，出现2800r/min和3200r/min两种转速下曲线交叉的现象．这是由于转速降低后，高温区间内水分解的化学反应时间增长，其强吸热作用增强，导致a降低.

图6 进气道喷水量对ta的影响

图7所示为进气道喷水量对BSFC的影响．由图可知，BSFC随的增加呈现先略有减少而后较明显增加的趋势，＝10%是一个转折点．在2000r/min、2800r/min和3200r/min下，与＝0相比，＝10%时，BSFC减少约1g/(kW·h)；＝40%时，BSFC分别增加2.79g/(kW·h)、3.27g/(kW·h)、2.98 g/(kW·h).这是因为喷水技术对燃油经济性的影响具有两面性：一方面，水蒸发使得缸内温度和压力降低，减小了压缩过程的压缩功，且水在做功行程中通过高温分解产生氢气和氧气可助燃，有助于BSFC降低；另一方面，当喷水量较大(＞10%)时，水的蒸发吸热过程带来的缸内冷却作用较强，缸内温度和压力降低，燃烧重心CA 50滞后．此时需要喷入更多的燃油来维持相同的发动机负荷，使得BSFC增加．

图7 进气道喷水量对BSFC的影响

2.2 进气道喷水量对排放特性的影响

图8展示了进气道喷水量对NO和烟度排放的影响．

由图8(a)可知，随着的增加，NO排放量逐步下降，NO排放在＝40%时最优，与＝0相比，在2000r/min、2800r/min和3200r/min转速下分别大幅降低了24%、25%、32%．这是α降低的结果．NO排放的产生与缸内温度关系密切．通过进气道喷射具有较高比热容的水，利用其高温分解化学反应的强吸热过程，增强了缸内冷却效应，降低了缸内温度，使得NO的排放大幅降低．

图8 NOx和烟度排放随μ的变化

由图8(b)可知，烟度排放随的增加呈现明显降低的趋势．烟度排放均在＝40%时最优，相对＝0时的降幅分别为35%、25%、26%．这是因为影响碳烟生成的重要因素是缸内的局部高温缺氧现象．随着的增加，水的较高比热容和高温分解伴随的强吸热过程对缸内的降温效果更为显著，减少了局部高温区域的产生，使得碳烟生成减少，烟度降低[20]．同时，部分未蒸发的水以液态形式进入缸内，使密度更低的油滴包围在水滴外层．水滴破碎蒸发的微爆作用有利于油滴破碎蒸发，缸内混合气更加均匀，从而减少缸内局部过浓区域[21]．

图9展示了进气道喷水量对CO和HC排放的影响趋势．

由图9可知，相较于对NO和烟度的影响，进气道喷水对CO和HC排放的影响相对较弱．随着的增加，CO、HC排放分别呈现缓慢降低和缓慢上升的趋势．在2000r/min、2800r/min、3200r/min下，相较于＝0，＝40%时的CO排放分别降低17%、14%、18%，而HC排放则分别增加9%、11%、11%．

CO排放的产生主要与缸内油气混合的不均匀性有关[4]．当进气道喷入的水进入缸内，在高温环境下分解出氧气，影响了缸内油气分布的空燃比，减少了燃油局部过浓区域，一定程度上改善了可燃混合气的均匀性．因此，CO排放随着增加而缓慢降低，且在＞10%时趋势更为明显．

图9 CO和HC排放随μ的变化

HC排放则主要受燃烧充分性的影响．较多的水喷入后，由图5可知，随着的增加，滞燃期延长，且燃烧重心CA50滞后，燃烧能量释放过程减慢，降低了燃烧的充分性，促进了不完全燃烧产物HC排放有所升高．因此，HC排放随着的增加而呈现缓慢上升的趋势．

3 结 论

(1) 随着的增加，缸内平均压力曲线上升趋势变平缓，缸内最高压力和α显著降低，滞燃期、CA 50以及T先基本不变而后延长或推迟，燃烧持续期逐步缩短．＝40%时，在2000r/min、2800r/min、3200r/min，缸内最高压力分别下降了约0.72MPa、0.64MPa、0.94MPa，a分别降低30℃、68℃、47℃，CA50分别滞后3.3°CA、3.1°CA、4.4°CA．

(2) 随着的增加，BSFC先略有减少而后较明显增加，＝10%是转折点．在2000r/min、2800r/min和3200r/min，相较于＝0，＝10%时的BSFC减少约1g/(kW·h)；＝40%时的BSFC分别增加2.79g/(kW·h)、3.27g/(kW·h)、2.98g/(kW·h)．

(3) 进气道喷水有助于显著降低GDI汽油机NO和烟度排放，对CO和HC排放的影响较小．NO和烟度排放均在＝40%时最优，与＝0相比，在2000r/min、2800r/min和3200r/min，NO分别大幅降低了24%、25%、32%，烟度的降幅分别为35%、25%、26%．

(4) GDI汽油机在当量比下采取喷水策略具有节能减排的潜力．喷水技术使得在高负荷条件下燃油空气按当量比混合成为可能，燃油消耗率随之降低，工程应用前景广阔．

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Effects of Intake Manifold Water Injection Mass on Combustion and Emission Characteristics of GDI Engine

Qin Jing1, 2，Zhang Qirui1, 2，Pei Yiqiang2，Li Xiang2，Peng Zhong2，Peng Zhijun2

(1. Internal Combustion Engine Research Institute，Tianjin University，Tianjin 300072，China；2. State Key Laboratory of Engines，Tianjin University，Tianjin 300072，China)

Based on a turbocharged four-cylinder gasoline direct injection(GDI)engine，the influence of intake manifold water injection mass on combustion，fuel economy，and emissions was systematically investigated．Three usual engine speeds(2000r/min，2800r/min，and 3200r/min)and a typical medium load(50%)were selected for the test．The range of water-fuel mass ratio was selected as 0—40%．The results showed that with the increase of，due to the high specific heat capacity of water and the enhancement of heat absorption from pyrolysis，the upward trend of the average pressure curve in cylinder became flat，and the maximum cylinder pressure andαreduced sig-nificantly．The combustion delay period first remained largely steady and then extended．The crank angle CA50andTfirst remained largely steady and then delayed，and the combustion duration gradually shortened．Compared with the conditions of＝0，when＝40%，at 2000r/min，2800r/min，and 3200r/min，the maximum pressure in the cylinder decreased by about 0.72MPa，0.64MPa，and 0.94MPa，respectively．Theαwas reduced by 30℃，68℃，and 47℃，respectively．The CA50 lagged by 3.3°CA，3.1°CA，and 4.4°CA，respectively．The fuel consumption ratio(BSFC)first reduced slightly and then significantly increased．With＝10% as the turning point，the BSFC reduced by about 1g/(kW·h)，while with＝40%，the BSFC increased by about 3g/(kW·h)．The intake manifold water injection reduced the local high-temperature and local overconcentration areas，which is conducive to significantly reducing the NOand smoke emissions of the GDI engine．Compared with the conditions of＝0，the maximum reduction of NOand smoke could reach about 30% when＝40%．However，the effect of water injection on CO and HC emissions was relatively weak．With the increase of，CO and HC emissions showed a trend of slow decrease and slow increase，respectively．The GDI engine has the potential of energy saving and emission reduction by using the water injection strategy under a ratio of equivalenceand it has broad engineering application prospects．

GDI engine；intake manifold water injection mass；combustion characteristic；emission characteristic

TK417

A

0493-2137(2020)11-1167-08

10.11784/tdxbz201912015

2019-12-04；

2019-12-26.

秦 静（1979—  ），女，博士，副研究员.

张启锐，18482155765@163.com.

国家自然科学基金资助项目(51776024).

Supported by the National Natural Science Foundation of China(No. 51776024).

(责任编辑：许延芳)