基于数值模拟优化分析的某型汽油机发动机燃烧系统正向开发

姚博炜，吕俊成，王森，徐宏昌，袁志远，李雪松，金隼

(1.上海交通大学机械与动力工程学院，上海 200240；2.柳州赛克科技发展有限公司，广西柳州 545616;3.上汽通用五菱技术中心，广西柳州 545007;4.湖南华研试验室，湖南湘潭 411202)

0 引言

我国近年提出了“碳达峰、碳中和”的总体目标，对各行业碳排放和其他有害气体排放提出了更高的要求。基于对内燃机汽车排放的控制和更优效率的需求，内燃机的发展进一步趋向喷射高压化、机身小型化和进气增压化。然而这3种发展趋势都会造成缸内湿壁现象的加剧，影响发动机的动力性能和排放性能。在缸内，喷雾若不能很好地与燃烧系统匹配，会造成喷雾湿壁、混合气不均匀、燃烧不充分、爆震等诸多发动机运行的问题，不仅会极大地影响发动机的动力输出，还会导致燃烧的急剧恶化，给后处理系统带来极大的压力。因此，基于喷雾标定的结果进行直喷汽油机燃烧系统的开发和优化很有必要。通过试验与仿真结合的方式进行发动机燃烧系统的开发，对提升发动机的热效率和降低排放具有重要的意义。

在发动机正向开发中，其有限元和计算流体力学等数值技术具有重要的指导作用。发动机喷雾的作用主要体现在以下两方面：一是为燃烧提供燃料;二是将燃料雾化成尽可能小的颗粒，加快燃料的蒸发，优化燃烧。然而发动机喷雾的常见问题是：①喷雾贯穿距过长造成喷雾和缸套、活塞直接发生撞击，造成喷雾湿壁，湿壁油膜若不能快速蒸发，会造成局部过浓区，颗粒物及碳烟的排放会恶化，这在冷启动环境下更为恶劣；②喷雾没有与燃烧系统进行很好的匹配，造成缸内混合气不均匀，进而影响后续的燃烧。因此，针对内燃机喷雾的试验标定及标定数据进行缸内燃烧系统仿真优化，对于优化发动机的燃烧和排放性能具有重要的实际意义。目前比较常见的喷雾试验方法是激光诊断，即采用激光这类非侵入式测量方法，获得喷雾的宏观和微观信息，包括喷雾的贯穿距、锥角、索特平均直径等影响雾化和喷雾空间分布的重要参数。

在喷雾模型建立过程中，目前常用的油气两相流模型分为两类：连续液滴模型(CDM)和离散液滴模型(DDM)。两者都是从气液两相结构出发，着重模拟发生在气液交界面上的相互作用，即气液两相之间的质量、动量和能量交换过程。虽然CDM能够为喷雾场提供全面而详尽的描述，但是计算量较大，因而现在的CFD软件中多采用DDM来描述燃油的喷雾现象。DDM是基于蒙特卡洛方法的一种统计描述。它不考虑全部液滴，而只处理其中具有代表性的统计样本，每个样本都代表一定数量、大小和状态完全相同的液滴。用拉格朗日方式跟踪这些液滴样本的运动，即求解描述其运动轨迹和传热过程的一组微分方程。在计算过程中，首先使用前一时刻的流场数据计算当前时刻的运动过程，并计算液滴对气相流场作用，然后计算时刻的流场，之后再计算下一时刻的液滴运动，如此交替求解，实现液滴计算与流场计算的解耦。但是DDM的主要缺点是模拟的结果依赖于模型的选择及模型参数的设置，应用不同的模型或参数，雾化质量和形态都可能有很大区别。因此需要根据喷雾试验的结果来对模拟结果进行修正，也就是喷雾标定。

在完成喷雾标定后，将发动机燃烧系统几何结构的表面文件作为输入，对气体组分、燃油组分和不同工况的边界条件进行设定，利用Converge软件建立发动机的缸内CFD仿真模型，并进行了计算分析。进而分析燃烧系统存在的不足，尝试通过对喷雾和燃烧室布局的改进，实现对燃烧系统的优化。

文中主要基于喷雾标定的结果进行发动机缸内燃烧系统的分析和优化。首先介绍了本款发动机的主要参数，建立了喷雾模型，并基于喷雾模型的发动机缸内燃烧系统进行了仿真分析。在此基础上，对燃烧系统存在的问题进行了总结，并通过喷雾优化，实现了对燃烧系统的优化。

1 实际发动机系统和测试边界条件

发动机喷雾系统主要参数见表1，所采用的发动机燃烧计算工况点如图 1所示。试验采用5孔喷油器。考虑对发动机全工况的整体分析，在设定计算工况点时，需要充分考虑各个特殊工况点，分析其发动机缸内流场的形成、缸内油气的混合情况及快速燃烧的前期准备。分别在低速小负荷、低速大负荷及高速大负荷选取合适工况点作为计算分析，为了更充分分析油气混合过程，还加上了燃油经济点2 000 r/min@1 MPa。

表1 发动机喷雾系统主要参数

图1 发动机燃烧计算工况点

2 喷雾模型建立和发动机缸内计算

2.1 喷雾模型建立及标定

在喷雾模型中，喷油器的中心位于定容弹几何坐标原点(0，0，0)，根据喷雾落点坐标可以得出喷孔喷射方向。对于喷孔几何坐标，取平面(水平)方向半径为0.5 mm的圆环坐标。喷油器喷雾试验在定容弹中进行，其内部空间可以近似为一个圆柱体。计算中，设置定容弹的高度为120 mm，底部直径为120 mm;计算边界条件与试验一致，除了顶部设置为壁面边界，侧面和底部均设置为压力出口边界;缸内初始湍动能设置为20 m/s，耗散率为100 m/s，喷射燃油为异辛烷。图2为喷雾模型采用的定容弹设置。

图2 定容弹设置

喷雾标定的模拟结果主要从宏观和微观两个方面与试验结果进行对比。宏观方面的对比参数为贯穿距和喷雾形态，贯穿距是表征喷雾在空气中贯穿能力的参数，主要受喷射压力、喷雾参数、介质密度等参数的影响，喷雾形态用来表示油束在空间中的几何分布，两者可以表现油束的几何轮廓形态及其在定容弹中的发展过程。微观方面的对比参数为索特平均直径(SMD)，它反映了喷雾液滴的大小和均匀度。通过对喷雾液滴的初始速度、喷雾锥角、粒径分布、破碎模型中的敏感参数进行调整，使模拟计算中的喷雾特征参数与试验结果一致。

喷雾油束从喷射直到蒸发的物理过程包括液体喷射、喷雾破碎、液滴拖拽、摩擦、液滴湍流分散、液滴/壁面相互作用、蒸发模型。针对喷雾的物理发展过程，液滴从喷嘴喷出后的粒径分布选用Rosin-Rammler分布，破碎模型选用KH-RT破碎模型，液滴湍流扩散模型选用O’Rouke模型，蒸发模型选用Frossling模型，液滴/壁面相互作用模型选用Wall Film模型。喷雾从喷孔中喷出后的出口速度和粒径分布决定着喷雾的后续发展，其中喷孔出口速度可以由伯努利方程得到，由于流量系数无法测量，出口速度需要经过试验的贯穿距和粒径在范围内进行调整，其计算式为：

(1)

出口处的粒径分布设置为Rosin-Rammler分布，Rosin-Rammler的分布公式如下：

(2)

其中，参数是与粒径分布SMD相关的参数。在KH-RT破碎模型中，KH模型中的破碎特征时间常数和RT模型中的破碎长度系数对贯穿距和喷雾形态影响显著。喷雾标定主要工作就是调整和，使仿真结果中的贯穿距、喷雾形态和试验结果相匹配。由于大部分计算工况的燃油喷射压力为35 MPa，选择燃油喷射压力为35 MPa，缸内压力为100 kPa，喷油脉宽为1.5 ms，燃油温度为298 K的喷雾试验工况作为主要工况进行喷雾模型验证，同时选择不同环境压力及不同喷油压力的喷雾工况进行对比验证，喷雾计算工况见表 2。

表2 喷雾计算工况

标定参数主要有KH模型中的破碎特征时间常数、RT模型中的破碎长度系数和Rosin-Rammler液滴分布模型中的参数。经过多组参数匹配优化，最终得到的标定结果参数见表3。

表3 标定结果参数

选定标定结果中的参数计算其他工况，图 3和图4分别为典型工况的贯穿距和喷雾形态试验与仿真结果对比，可以发现仿真结果与试验结果有较好的一致性。说明喷雾模型可以较好地体现实际喷雾发展情况，模型参数可以用作后续缸内计算。

图3 典型工况的贯穿距的试验和仿真结果对比

图4 典型工况的喷雾形态的试验和仿真结果对比

2.2 发动机模型建立及缸内计算

将发动机燃烧系统几何结构的表面文件作为输入，对气体组分、燃油组分和不同工况的边界条件进行设定，建立发动机面网格模型。为了使计算时间和计算精度能够兼顾，根据计算经验设置体网格基本尺寸为4 mm，缸内网格加密等级为2，喷嘴加密等级为3，进、排气门锥角加密等级为3，自适应速度网格加密等级为3，完成的发动机三维网格模型如图 5所示。

图5 发动机三维网格模型

在计算设置中，进气口设置为进口边界，排气口设置为出口边界，两者都采用由一维软件GT-power导出的瞬态压力数据和瞬态温度数据。其他边界设置为壁面边界条件，其中进、排气门及活塞为滑移壁面，其他壁面为固定无滑移壁面。壁面温度设置见表4，4 800 r/min@wot工况下进、排气口的压力和温度变化曲线如图6所示。

表4 壁面温度设置 单位：K

图6 4 800 r/min@wot工况下进、排气口的压力和温度变化曲线

2.2.1 缸内计算流场分析

在流场分析中，设定速度矢量用来显示气流运动方向，设定当量比云图用来对比流场中油气混合燃油蒸发情况。为了更直观观察缸内气流及油气混合情况，分别观察-、-截面的缸内情况，其截面位置示意如图7所示。

图7 缸内截面位置示意

选取进气门最大开度附近角度为470 ℃A及压缩行程1/2角度为630 ℃A的缸内气流及油气混合情况作为分析对象，图8为不同工况在470 ℃A角度处的-截面上的缸内进气流场分布(右侧为进气道方向)。

图8 不同工况在470 ℃A角度处的A-A截面上的缸内进气流场分布

由图8可以看出，在进气门最大升程附近角度，不同工况均在缸内形成了逆时针方向的滚流。滚流的产生主要是由于进气门以及燃烧室壁面的引导作用，随着进气门逐渐打开，从进气道进入缸内的进气量逐渐增大，在进气门的上方形成了滚流气团，之后随着活塞下行，滚流中心逐渐下移。470 ℃A角度处，不同工况喷油开始时刻各不相同，已喷油的工况(4 800 r/min@wot，2 000 r/min@1 MPa，2 000 r/min@0.2 MPa和1 500 r/min@0.5 MPa)的燃油蒸汽随着滚流方向向进气门上方运动。

压缩行程中缸内形成统一方向的滚流，促使较浓混合气向其他区域充分发展，压缩上止点时刻混合气的均匀程度极大地影响着燃烧过程的发展。在压缩后期，随着活塞上行挤压，滚流逐渐破碎形成大大小小的涡团，增加点火时刻缸内的湍动能，使缸内燃烧更加充分。图9为不同工况在630 ℃A角度处的缸内压缩流场分布。

图9 不同工况在630 ℃A角度处的缸内压缩流场分布

由图9可以看出，在压缩冲程中不同工况均形成了非常明显的滚流流场，在这个过程中，气流对油气的组织关系到油的蒸发及分布，从而影响了整个流场的当量比以及分布。

为了定量化地显示滚流情况，计算了其全局最大滚流方向的滚流比，如图10所示。由图可以看出，滚流比大小的变化存在明显的“双峰”现象。第一个波峰出现在进气门开度最大时刻，此时进气速率最大，由进气道结构引起的滚流强度达到最大值；第二个波峰出现在压缩后期，随着活塞上行挤压，滚流逐渐增大，到达上止点后滚流破碎，增大缸内湍动能，加快缸内燃烧时的火焰传播。

图10 不同工况的滚流比

2.2.2 油气混合分析

缸内直喷发动机燃油喷射后在缸内与缸壁、活塞发生碰撞，一部分燃油动量充足继续反弹至其他区域，另一部分燃油由于动量不足，黏附在撞壁位置形成油膜，之后随着缸内温度上升，逐渐蒸发。在进气、压缩行程中，燃油蒸汽在缸内气流的作用下与进入缸内的空气混合，上止点时刻形成一定浓度的混合气，混合气浓度在缸内的分布均匀程度极大地影响着燃烧的性能及发动机的排放。下面分别分析各工况缸内的油气混合状况。

图11为4 800 r/min@wot工况喷雾发展。

图11 4 800 r/min@wot工况喷雾发展

由图11可以看出，430 ℃A角度处，由于燃油喷射时刻早，喷雾直接与活塞发生碰撞。490 ℃A角度处，-截面上喷雾方向受强滚流气流影响发生偏转，喷雾与左侧(排气侧)缸壁发生碰撞，进气侧混合气随滚流方向沿着缸壁向上运动；-截面上，喷油器安装位置导致喷雾方向偏向于一侧，且工况喷油量大，喷雾长时间与靠近喷油器一侧的缸壁发生碰撞。630 ℃A角度处，在喷雾与活塞的碰壁位置仍残存油膜没有蒸发。

图12为2 400 r/min@wot工况喷雾发展。该工况属于3次喷射，2 400 r/min@wot工况相比于4 800 r/min@wot工况喷油时刻晚，活塞下行距离远，喷雾直接与活塞发生碰撞较少。第一次喷射时，喷雾受滚流影响与排气侧缸壁发生碰撞；第二次喷射时，缸内排气侧区域混合气浓度过稀，此时受滚流影响的喷雾在此区域蒸发，可以有效提升该处的局部当量比，555 ℃A角度处可以看到排气侧缸壁的碰壁位置残留一部分油膜；第三次喷射时，混合气已基本运动混合至缸内所有区域。

图12 2 400 r/min@wot工况喷雾发展

图13为4 800 r/min@wot工况和2 400 r/min@wot工况的喷雾撞壁质量对比。4 800 r/min@wot活塞撞壁质量大于缸壁撞壁质量，原因是4 800 r/min@wot喷油时刻早，单次喷射且喷射时间长，喷雾长时间不间断地撞击活塞。2 400 r/min@wot缸壁撞壁质量大于活塞撞壁质量，原因是工况喷油时刻较晚，且采取了多次喷射的策略，后两次喷射的燃油经过一段时间发展才与活塞碰撞，同时喷雾受滚流影响与缸壁发生碰撞的比例大。

图13 4 800 r/min@wot工况和2 400 r/min@wot工况的喷雾撞壁质量对比

图14为1 000 r/min@wot工况喷雾发展。该工况为3次喷射，相比2 400 r/min@wot工况滚流变弱，喷雾形态没有发生明显的偏移。第一次喷射后，喷雾在进气侧沿着缸壁向上运动；第二次喷射540 ℃A角度处，排气侧区域混合气浓度相对偏稀；第三次喷射580 ℃A角度处，混合气已运动至缸内所有区域。压缩后期640 ℃A 角度处，浓混合气受滚流影响已运动至缸内顶部，此时滚流已逐渐降低，气流组织作用较弱，之后随着活塞上行挤压，顶部区域的浓混合气向四周扩散。

图14 1 000 r/min@wot工况喷雾发展

图15为2 000r/min@1 MPa工况喷雾发展。喷雾在滚流气流作用下沿进气侧缸壁向上运动，530 ℃A角度处，在喷雾与缸壁碰壁位置形成了油膜。值得注意的是，在580 ℃A角度处，一部分燃油跑出缸内，进入了进气道;630 ℃A角度处，缸内混合气浓度相比大负荷工况更加均匀。

图15 2 000 r/min@1 MPa工况喷雾发展

图16为2 000 r/min@1 MPa工况燃油进入进气道示意。550 ℃A角度处，较浓混合气随滚流方向沿着进气侧缸壁向上运动，此时进气门尚未关闭，一部分浓混合气进入进气道中；400 ℃A角度处，随着进气门逐渐开启，上一循环进入进气道的混合气进入缸内，保证缸内燃油的质量与喷油器喷出的总质量相同。

图16 2 000 r/min@1 MPa工况燃油进入进气道示意

图17为1 500 r/min@0.5 MPa工况喷雾发展。1 500 r/min@0.5 MPa属于低速小负荷工况,喷油量少、喷油时间短且喷油时刻早，喷雾与活塞直接发生碰撞。此时缸内滚流强度较弱，喷雾形态受气流影响作用小，喷雾撞壁后沿着两侧缸壁向上运动，在活塞撞壁位置形成少量油膜，之后随着缸内温度上升很快蒸发。(低负荷工况燃油进入气道现象显著，为更清晰观察油气混合现象，选取第一循环数据作为分析对象。)

图17 1 500 r/min@0.5 MPa工况喷雾发展

图18为2 000 r/min@0.2 MPa工况喷雾发展。由于低转速、小负荷工况燃油进入进气道现象显著，上一循环进入气道的燃油在进气门开启时进入缸内，420 ℃A角度处还未喷油，缸内已有一定浓度的混合气。喷油量少，喷油时间短，喷雾直接撞击活塞形成一团浓混合气，之后随着气流往四周扩散。

图18 2 000 r/min@0.2 MPa工况喷雾发展

图19为各工况油膜质量变化，可以看出低速、小负荷工况产生的油膜质量很小，且很快随着缸内温度升高而蒸发消失；1 000 r/min@wot工况为3次喷射，每次喷射后形成的油膜都有足够时间蒸发，上止点时刻油膜基本蒸发消失；2 400 r/min@wot工况属于最大扭矩点，喷油量最多，喷油时间长，虽然采取了多次喷射策略，但喷油结束后油膜没有足够时间蒸发，上止点时刻还残存少量油膜；4 800 r/min@wot工况属于最大功率点，喷油量多且属于单次喷射，油膜持续形成没有蒸发，在上止点时刻仍残有油膜。

图19 各工况油膜质量对比

针对工况喷油时刻早、喷雾与活塞碰壁量大的现象，选取1 500 r/min@0.5 MPa工况调整喷油时刻，分析不同喷油时刻下的喷雾碰壁量及油膜质量，如图19所示。喷油时刻滞后，喷油开始时活塞下行距离远，活塞碰壁量明显减少，喷雾受气流影响与缸壁碰壁量也明显增加，油膜质量也随之增加。

图20 1 500 r/min@0.5 MPa工况不同喷油时刻油膜质量对比

图21为不同工况在上止点时刻或点火时刻的当量比分布。由图可以看出大部分工况点的燃油当量比分布都不均匀，只有燃油经济点2 000 r/min@1 MPa工况上止点时刻当量比分布均匀适当;高转速、大负荷工况在-截面右侧(靠近喷油器安装位置一侧)的燃油当量比显著大于左侧;低转速、小负荷工况下在-截面上左侧(远离喷油器安装位置一侧)的燃油当量比过高。

图21 各工况燃油当量比分布

由于各工况上止点时刻的油气混合效果不佳，文中分析了各工况-截面上压缩后期的流场状况。图22为高转速、大负荷工况压缩后期在650 ℃A角度处-截面上的流场矢量图，由图可以看出在靠近喷油器安装位置一侧形成了统一方向的滚流。大负荷喷油量大、喷油时间长，且2 400 r/min@wot属于多次喷射，喷雾长时间喷射引导此截面上的气流形成了滚流，缸内混合气受滚流影响聚集分布在一侧，导致上止点时刻燃油当量比分布不均。

图22 高转速、大负荷工况压缩后期流场矢量图(650 ℃A)

图23为低转速、小负荷工况压缩后期650 ℃A角度处在-截面上的流场，在该截面上也形成了统一方向的滚流。工况喷油量少，喷油持续时间短，喷雾对气流的引导作用较弱，主要为燃烧室结构和进气气流共同作用结果。不同转速进气量不同，形成的滚流中心位置也不相同。2 000 r/min@0.2 MPa工况滚流中心位于右侧底部，1 000 r/min@0.1 MPa工况滚流中心位于左侧顶部，两者在点火时刻过浓混合气的聚集位置也不相同。

图23 低转速、小负荷工况压缩后期流场(650 ℃A)

3 燃烧系统总结

3.1 喷油器选型与缸内气流匹配

发动机的喷油器是5孔喷油器，相比于其他类似发动机，油束方向更加发散，容许的贯穿距更短，喷雾与缸壁发生碰撞的可能性更大。其中油束1和油束5在大负荷工况下与缸壁发生直接碰撞，其碰撞位置如图24所示。

图24 油束1和油束5碰撞位置

此外，发动机的喷雾与气流匹配较差，在大多数计算工况下，上止点时刻的当量比分布都出现一侧混合气过浓的现象，过浓混合气不利于发动机的燃烧。图 25为-截面各工况当量比分布。

图25 B-B截面各工况当量比分布

综上所述，文中发动机由于喷油器选型与缸内气流匹配较差，缸内喷雾与气流在不同工况下混合不均，导致上止点时刻缸内油气混合效果不佳。为改善这一现象，应对喷油器的选型以及各油束布置仔细进行设计并校核，确保喷雾布置合理。

3.2 燃油进入进气道

由于文中发动机的气门持续开启角度较长，且气门开启时间过长，在进气门将要关闭时，缸内浓混合气已经随着滚流运动至进气侧上方，一部分混合气进入进气道。图26为各工况燃油进入进气道时的状况。

图26 各工况燃油进入进气道时的状况

不同工况下进入进气道的燃油质量占总喷油量的比重各不相同，转速越低，进入进气道的燃油质量占比越大，如图27所示。

图27 各工况进入进气道的燃油质量占比

4 燃烧系统优化

针对油气混合效果不佳的现象，选择1 500 r/min@0.5 MPa工况进行优化计算，通过调整喷油器安装位置、喷雾油束方向等措施优化喷雾布置。

4.1 旋转喷油器的安装角度

图28为旋转喷油器90°前后对比。

图28 旋转喷油器90°前后对比

由图28可以看出，原始安装角度中油束1、4和5与缸壁的距离较近，喷雾喷射一段距离后与缸壁直接发生碰撞，在大负荷工况下，由于喷油时间长，在碰壁位置处直接形成油膜。旋转喷油器90°后，3束较为集中的喷雾偏向于距离缸壁远的一侧，喷雾与缸壁距离远，容许有更大的贯穿距。

图29和图30分别为旋转喷油器前后碰壁质量及分布结果对比，由图可以看出，旋转喷油器后缸壁碰壁质量有所降低，但由于喷油时刻早，喷雾与活塞的距离没有改善，活塞撞壁量没有明显变化。上止点时刻缸内油气混合效果没有改善，在-截面上一侧的混合气浓度偏浓。

图29 碰壁质量旋转前后对比

图30 旋转喷油器前后分布结果对比

4.2 调整油束角度

文中采用的喷油器的油束较为发散，如图31所示，将油束方向向内收缩，使得油束更加聚集，单个油束与缸壁之间的距离更远。图32为油束方向调整前后的当量比分布对比，可以看出调整前后当量比分布没有改善。

图31 油束方向调整前后示意

图32 油束方向调整前后的当量比分布对比

4.3 调整喷油比例

由于油束2和油束3偏向于远离喷油器安装一侧，而上止点时刻当量比在远离喷油器一侧浓度过高，油束2和油束3的设置可能是导致当量比分布不均的原因。如图33所示，将油束2和油束3的喷油比例缩小，油束1和油束5的喷油比例增大，同时将油束2和油束3的方向往另外3束收缩。图34为油束喷油比例调整前后的当量比分布对比。由图可知，-截面上的当量比分布有所改善。

图33 油束喷油比例调整前后示意

图34 油束喷油比例调整前后的当量比分布对比

4.4 调整喷油器安装位置

通过调整喷油器安装位置，使油束从燃烧室正中间向下喷射。由图35可以看出，油气混合效果有明显改善。图36为喷油器安装位置调整前后的当量比分布对比。针对1 500 r/min@0.5 MPa工况，通过改变喷雾位置、油束方向及喷油比例等方法对油气混合进行了优化，上止点时刻当量比分布有所改善。

图35 喷油器安装位置调整前后示意

图36 喷油器安装位置调整前后的当量比分布对比

5 结论

文中主要基于喷雾标定的结果进行发动机缸内燃烧系统的分析和优化。在喷雾试验数据的基础上建立了喷雾模型，并利用喷雾模型和发动机相关数据进行了缸内燃烧计算，分析了缸内流场和油气混合情况。

缸内流场方面，发现在压缩冲程中不同工况均形成了非常明显的滚流流场，同时滚流比大小的变化存在明显的“双峰”现象，不同工况下均有燃油进入进气道，不同工况下进入进气道的燃油质量占总喷油量的比重各不相同，转速越低，进入进气道的燃油质量占比越大。油气混合方面，由于喷油器选型与缸内气流匹配较差，缸内喷雾与气流在不同工况下混合不均，导致各工况上止点时刻的油气混合效果均不佳。因此需要通过对喷雾角度及喷油器安装位置进行优化实现对燃烧系统的优化。本文采用了旋转喷油器的安装角度、调整油束角度、调整喷油比例和调整喷油器安装位置的方法。针对1 500 r/min@0.5 MPa工况，通过改变喷雾位置、油束方向及喷油比例等方法对油气混合进行了优化，上止点时刻当量比分布有所改善。但是由于每个工况在上止点当量比分布不均的情况各不相同，针对不同的改善需求，需要调整不同的喷雾布置和喷油策略，以达到平衡各工况的油气混合效果，在后续的工作中，需要对喷雾布置及喷油策略进行更深入的优化设计。