点火能量对157FMI汽油机缸内直喷燃烧性能影响研究

伏军，张爱国，孙振鹏,吴磊

(邵阳学院 机械与能源工程学院，湖南 邵阳，422000)

缸内直喷技术在应用过程中对点火系统提出了更高的要求。对于点燃式发动机，点火能量会对火花点燃式发动机的动力性、经济性与排放性能等产生很大影响，相关专家学者也进行了大量研究[1-2]。侯圣智等[3]在1台缸内直喷汽油机上研究了部分负荷下点火参数对直喷汽油机废气稀释燃烧的影响规律。结果表明，增大点火能量，有助于改善直喷汽油发动机废气稀释燃烧过程，提高燃烧效率，减小燃烧循环波动率。顾启凡等[4]基于自行搭建的高能量点火装置，针对发动机在冷起动测试中燃烧不稳定问题进行了试验，研究结果表明，随着点火能量的不断提高，发动机在冷起动时的燃烧速率有明显提升，同时，未完全燃烧循环和失火循环数明显减少。YE等[5]利用高能点火和闪蒸雾化来延长光学直喷式汽油机稀薄燃烧极限的研究。研究结果表明，高能点火和闪蒸喷雾都可以通过不同的机理改善燃烧特性，高能点火对点火延迟期的影响更大。贝太学等[6]利用GT-Power和 Fire软件对某发动机整机及燃烧室分别建立了仿真模型并验证了该模型的正确性。结果表明，当点火能量由28.02 mJ增加至46.73 mJ时，火花塞点火产生的火核尺寸增大，缸内燃烧温度与压力升高，燃烧放热速率加快，缸内高温区分布范围增大。CHEN等[7]利用渐近理论以及详细的数值模拟和氢/空气火焰实验研究了由外部能量沉积引发的向外传播的球形火焰的轨迹。数值模拟和实验结果均表明，点火能量对火焰轨迹有显著影响。王金磊等[8]针对通用小型汽油机中小负荷时HC和CO排放量较高的问题，分析了HC和CO产生的机理，提出了提高点火能量的措施，改善了通用小型汽油机点火可靠性和燃烧过程，试验结果表明，高能点火能有效降低HC和CO的排放量。

本文以157FMI型(单缸风冷自然吸气摩托车，缸径为57 mm，排气量为125 mL)汽油机由进气道喷射改为缸内直喷过程中的技改关键技术之点火能量为切入点，以火花塞关于气缸轴线对称的位置为喷油器喷射点，90 °CA BTDC(90 °Crank Angle Before Top Dead Center)开始喷油，喷油持续期为20 °CA，分别选取点火能量30，40，50，60和70 mJ进行点火能量对缸内直喷技改汽油机的燃烧特性研究，以期对小缸径汽油机由进气道喷射改为缸内直喷提供理论参考。

1 计算对象及模型

1.1 计算对象网格

该研究对象为1台157FMI汽油机，运用三维建模软件Pro/E建立其进排气道及燃烧室模型，见图1，包括进排气道、气缸、活塞、燃烧室等。计算所需157FMI汽油机缸内直喷基本参数，见表1。

表1 157FMI汽油机主要技术参数Table 1 Specifications of 157FMI gasoline engine

图1 三维计算模型Fig.1 Three-dimensional calculation model

在计算模型处理方面，主要以1.25 mm六面体网格为主，四面体网格为辅，网格细化大小为0.625 mm。在网格划分过程中，对进气道区域网格在喷油开始后进行网格加密、对进气门附近区域网格在气门开启到关闭的过程中进行加密、对缸内区域网格在进气门开启后进行加密，以保证计算结果的准确性，整体网格数为108.827 6万[9]。计算中定义720 °CA为压缩上止点，350 °CA为进气门开启时刻，860 °CA为排气门开启时刻。其中，350～580 °CA为进气阶段，进气过程排气门处于关闭状态，计算过程中，不考虑排气道的影响，可以将其省去；580～860 °CA为压缩做功阶段，此阶段进排气门处于关闭状态，进排气道省去以减少网格数量。

1.2 计算初始条件及采用子模型

计算采用湍流模型为 k-ε模型；碰壁模型选用Walljet1模型；蒸发模型选用Dukowicz模型；破碎模型选用WAVE模型；点火模型选用相关火焰模型(coherent flame model)。

计算初始压力为0.09 MPa，初始温度为1 600 K。边界条件如下：活塞温度为550 K，气缸壁温度为450 K。

2 计算结果及分析

2.1 温度场分析

不同点火能量缸内温度场分布见图2。从图可见：整体看来，不同点火能量温度场分布规律相似，随着点火能量的提高，温度场区域逐渐增大，侧面反映了点火能量对火焰传播速度是有影响的，点火能量越高，在火核形成初期不易焠熄，并且随着燃烧的进行，火焰的传播速度越来越快。在点火前期，发动机缸内温度场分布主要由燃烧室自身形状及流场运动来决定，缸内温度变化主要来自活塞上行压缩气体，此时缸内温度场分布相似。在698 °CA点火时刻，火花塞放电，在火花塞附近形成初始火核，可知此时的混合气浓度足以达到燃烧条件且点火能量也足以点燃混合气。随着活塞上行，当活塞运行到705 °CA时，不同点火能量下均已形成了稳定火焰核心，混合气稳定燃烧放热，并开始向外传播，在火花塞位置附近出现局部高温区域，此时火焰刚开始燃烧，局部高温区范围较小，最高温度为2 900 K左右，高温区域近似椭圆形向四周辐射。在710 °CA时，缸内温度分布出现明显分层现象，已燃区温度最高，火焰前锋面为中温过渡区，未燃区温度最低；活塞继续上行，已燃区面积变大，当活塞达到720 °CA时，高温区占据气缸的大部，比较不同点火能量形成的温度场，当发动机的点火能量越大时，发动机的最高温度越大，并且高温的分布区域扩大；当活塞下行至730 °CA时，火焰传播至整个气缸，缸内温度分布出现两极化，高温区域主要集中在火花塞处，近壁面及气缸顶部温度略低，且火焰传播受流场影响较大，火焰有回收的趋势。活塞运行至860 °CA时，缸内燃烧完全，分布较均匀。从图中各个时刻温度场的分布得出，在发动机的工作过程中，火花塞一直处于高温区域，因此，需要注意火花塞热负荷，保证火花塞的使用寿命。

图2 不同点火能量下缸内温度场分布Fig.2 Temperature contours in the cylinder under different ignition energies

2.2 点火能量对缸内燃烧特性的影响分析

图3～7所示为不同点火能量下的缸压、温度、放热率、累积放热量及温度、压力峰值对比图。由变化规律可知，在同一曲轴转角下，缸内各参数随点火能量的增加而变大，较大的点火能量下燃料的平均化学反应速率较快，对应的缸内压力较大，燃料累积放热率较高，缸内温度也较高[10-11]。在点火能量为30 mJ时，缸内最大压力达到6.17 MPa，温度为2 346.7 K，瞬时放热率接近52 J/°CA，累积放热量达到700 J；点火能量为40 mJ时，缸内压力为6.30 MPa，温度为2 394.7 K，瞬时放热率接近53 J/°CA，累积放热量在700 J左右；当点火能量为50 mJ时，缸内压力为6.36 MPa，温度为2 418.9 K，瞬时放热率达到55 J/°CA，累积放热量在700 J左右；当点火能量为60 mJ时，缸内压力为6.49 MPa，温度为2 466.6 K，瞬时放热率接近54 J/°CA，累积放热量在700 J左右；当点火能量为70 mJ时，缸内压力为6.80 MPa，温度为2 584.7 K，瞬时放热率接近58 J/°CA，累积放热量达到800 J；当初始点火能量从30 mJ增大至70 mJ时，缸内最大峰值压力增大0.63 MPa，同比增大10.2%，但是，压力峰值所对应的曲轴转角并没有发生变化，一直处在724 °CA左右，同时，可以清楚地看到当点火能量为70 mJ时，缸内压力接近7 MPa，此时缸内压力过高，易引起爆震，原发动机峰值压力在5.8 MPa左右，通过分析可见，缸内直喷模式下，发动机的工作性能明显提高；从缸内温度变化曲线并结合缸内温度分布可以看到，点火能量从30 mJ增大至 70 mJ时，温度差为238.1 K，同比增大10.1%，瞬时放热率增大约11.5%；温度峰值在729 °CA时达到最大，温度峰值较上止点较近，说明燃烧较快[12-13]。

图3 不同点火能量下压力变化规律曲线Fig.3 Pressure traces under different ignition energies

图4 不同点火能量下温度变化规律曲线Fig.4 Temperature traces under different ignition energies

图5 不同点火能量下温度、压力峰值及其对应曲轴转角Fig.5 Temperature and pressure peaks and their corresponding crankshaft angles under different ignition energies

图6 不同点火能量下放热率变化规律曲线Fig.6 Heat release rate traces under different ignition energies

图7 不同点火能量下累积放热量变化规律曲线Fig.7 Heat release traces under different ignition energies

图8所示为不同点火能量下缸内NO的生成量及生成率曲线。随着点火能量的提高，缸内NO生成量和生成率的变化趋势没有明显变化，但是其数量明显增加。从图8可见：对比缸内温度变化规律可知，随着点火能量的增加，缸内温度逐渐增大，因此，导致NO的生成量也略有增加，同时说明高温有利于NO的生成。

图8 不同点火能量下NO质量分数及生产率变化规律曲线Fig.8 NO mass fraction and productivity traces under different ignition energies

图9所示为不同点火能量缸内NO分布情况。从各个曲轴对应的云图来看，NO分布有着与温度分布相同的趋势，NO主要集中分布在高温区域，高温中心附近 NO的浓度最高，其次是火焰面中温区，未燃区NO生成量极少。随着点火能量的增加，在相同曲轴转角下，NO浓度及分布区域也增大，这是由于点火能量增大时，有利于形成稳定的火核，缩短了火焰的发展期，提高了缸内火焰传播速度，从而提高了燃烧温度，NO生成率增大，浓度分布区域也随之增大。但当点火能量增加到一定程度时，在相同的初始条件下，对燃烧的影响基本相同，从而NO的分布也基本相同。在698 °CA点火时刻开始，火核还没有形成，缸内温度较低，无化学能产生，也无NO生成；到705 °CA时，NO的生成开始明显并集中在火花塞附近；在710 °CA时，高浓度区域呈烛火火焰状的NO形成，并开始蔓延，且点火能量越大，NO分布区域越大，随着点火能量增大，NO分布区域增加幅度有所降低。随着燃烧的进行，缸内温度升高，NO质量分数增大，分布区域随高温区域一起向四周扩散。当活塞到达上止点，不同点火能量下NO分布扩大，说明在整个压缩后期，随着缸内温度的升高，NO浓度不断增大，且影响变大。在活塞到达上止点后的下行过程中，NO分布差距变小，这是因为点火能量对缸内燃烧的影响主要体现在火焰生成阶段，在其他参数一样的条件下，只要点火能量能够正常点燃可燃混合气，火焰传播情况基本保持同步，缸内温度分布和NO分布基本不受影响。

图9 不同点火能量下NO分布Fig.9 NO contours under different ignition energies

3 结论

本文以157FMI汽油机由进气道喷射改为缸内直喷过程中的技改关键技术之点火能量为切入点，以火花塞关于气缸轴线对称的位置为喷油器喷射点，分别选取点火能量30，40，50，60和70 mJ对缸内直喷模式下的157FMI汽油机燃烧特性进行了研究，结果表明：

1)点火能量由30 mJ增加至70 mJ时，缸内温度、压力、放热率、累积放热量等有所增加，温度差为238.1 K，同比增大10.1%，瞬时放热率增大约11.5%，增大点火能量，缸内温度、压力、放热率、累积放热量等有所增加，但点火能量对缸内燃烧的影响主要体现在火焰生成阶段。在其他参数一样的条件下，只要点火能量能够正常点燃可燃混合气，缸内温度分布和NO分布基本不受影响。

2)高温有利于NO生成，随着点火能量的增大，缸内温度有所提升，同时，NO的生成也有所增加。