曹志成　何邦全

天津大學(xué)內(nèi)燃機燃燒學(xué)國家重點實驗室，天津，300072

直接起動階段直噴汽油機運動特性的模擬

曹志成何邦全

天津大學(xué)內(nèi)燃機燃燒學(xué)國家重點實驗室，天津，300072

建立了直噴汽油機的三維數(shù)值模型和運動學(xué)模型，并進行了試驗驗證。模擬了直噴汽油機在直接起動過程中不同噴油策略和點火時刻下的燃燒特性、反轉(zhuǎn)和正轉(zhuǎn)過程的運動特性。結(jié)果表明：與單次噴油相比，采用兩次噴油策略時，首個著火氣缸內(nèi)混合氣燃燒后的最大氣缸壓力較大，而且其大小受到點火時刻的影響；首個著火氣缸內(nèi)混合氣燃燒后的最大氣缸壓力較大，則直噴汽油機反轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)過的最大角度較大；在各種噴油條件下，第2個著火氣缸在反轉(zhuǎn)到其最大轉(zhuǎn)角前2°左右點火，正轉(zhuǎn)過程轉(zhuǎn)速較高，有利于直噴汽油機的直接起動。

汽油機; 直接起動; 運動學(xué); 模擬

0　引言

起動-停止(start-stop)技術(shù)，即汽車在交通路口遇到紅燈時熄火，綠燈亮?xí)r直接起動，可以有效地避免汽車在怠速工況下的燃油消耗和尾氣排放[1-4]。傳統(tǒng)汽油機依靠起動機來驅(qū)動曲軸轉(zhuǎn)動，同時噴油和點火，實現(xiàn)起動。日本馬自達公司2005年開發(fā)出的直噴汽油機智能怠速停止系統(tǒng)能在停機的情況下，將燃油直接噴入處于壓縮或膨脹沖程的氣缸，然后進行點火以實現(xiàn)混合氣的著火和燃燒，從而實現(xiàn)直接起動[5]。

為了揭示直噴汽油機直接起動過程中噴油和點火策略對首個著火氣缸燃燒后運動規(guī)律的影響，本文使用三維CFD數(shù)值模擬和一維運動學(xué)模擬相結(jié)合的方法，模擬了直噴汽油機在直接起動階段的運動學(xué)特性。

1　數(shù)值模型的建立與驗證

1.1CFD模型的建立和驗證

直噴汽油機的基本參數(shù)見表1。采用靜態(tài)網(wǎng)格計算直噴汽油機直接起動階段首個著火氣缸內(nèi)噴霧和燃燒過程，靜態(tài)網(wǎng)格由Fire軟件自帶的Fame Advanced Hybrid自動網(wǎng)格生成器得到。采用移動網(wǎng)格計算直噴汽油機整個循環(huán)，移動網(wǎng)格由Fire軟件自帶的FAME Engine Plus得到。網(wǎng)格為六面體結(jié)構(gòu)，近壁區(qū)域采用非結(jié)構(gòu)化貼體網(wǎng)格。網(wǎng)格大小為2 mm，但在火花塞間隙及進排氣門與氣門座區(qū)域進行局部細化，以保證網(wǎng)格質(zhì)量。

表1　直噴汽油機參數(shù)

模擬時，選用k-ξ-f湍流模型計算缸內(nèi)氣體的湍流運動；采用離散液滴模型計算噴霧，包括噴霧粒子的蒸發(fā)、破碎、粒子相互作用、湍流擴散和碰壁等子模型，其中液滴破碎采用KH-RT模型，液滴蒸發(fā)采用Dukowicz模型，液滴撞壁采用Bai-Gosman模型，液滴相互作用采用Schimidt-O’Rouke模型。液滴的湍流擴散依據(jù)Gosman和Ioannidis提出的隨機擴散方法進行計算，燃燒模型采用ECFM模型。

本文模擬了轉(zhuǎn)速為1500 r/min、平均指示壓力(IMEP)為0.14 MPa時直噴汽油機的工作過程，以驗證模擬結(jié)果的準(zhǔn)確性。圖1給出了氣缸壓力變化曲線的試驗值和模擬結(jié)果對比。可以看出，模擬計算得到的氣缸壓力曲線與試驗結(jié)果吻合較好，說明本文建立的直噴汽油機模型可以較準(zhǔn)確地預(yù)測其工作過程。

圖1　氣缸壓力的試驗值與模擬結(jié)果對比

1.2運動學(xué)模型的建立和驗證

空載運轉(zhuǎn)時，直噴汽油機的運動學(xué)方程為

(1)

ε=dω/dt=d2φ/dt2

式中，z為直噴汽油機氣缸數(shù)；Tgi為第i缸內(nèi)氣體產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩；Tj為活塞連桿等產(chǎn)生的往復(fù)慣性轉(zhuǎn)矩；Tm為平均摩擦力矩；J為直噴汽油機的總轉(zhuǎn)動慣量；ε為曲軸轉(zhuǎn)動角加速度；ω為直噴汽油機運轉(zhuǎn)的角速度；φ為曲軸轉(zhuǎn)角。

式(1)中，Tgi由各氣缸內(nèi)壓力來計算，Tj由直噴汽油機的轉(zhuǎn)速決定。J和Tm通過附加轉(zhuǎn)動慣量法[6]來確定。其計算公式分別為

J=-(JaΔωa-JbΔωb)/(Δωa-Δωb)

(2)

Tm=-(J+Ja)Δωa/T

(3)

式中，Ja、Jb分別為直噴汽油機在飛輪端分別安裝的不同附加質(zhì)量塊的轉(zhuǎn)動慣量；Δωa、Δωb分別為不同附加質(zhì)量塊下停機過程中一個工作循環(huán)前后的角速度減小值；T為該工作循環(huán)的周期。

具體的測試過程如下：在飛輪端裝有一定附加質(zhì)量塊時，起動直噴汽油機使其在怠速條件下運轉(zhuǎn)，然后關(guān)掉點火開關(guān)，在轉(zhuǎn)動慣性力的作用下，直噴汽油機減速運轉(zhuǎn)，同時用數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)記錄曲軸角標(biāo)信號傳感器輸出的高低電平。為了便于分辨，圖2給出了一個工作循環(huán)中采集到的部分?jǐn)?shù)據(jù)。數(shù)據(jù)采集頻率為100 kHz，設(shè)第1個采集點對應(yīng)的時刻為0，則第k個采集點對應(yīng)的時刻為(k-1)/105s；角標(biāo)信號傳感器的分辨率為0.5°，設(shè)第1個下降沿對應(yīng)的角度為0,則第j個下降沿對應(yīng)的角度為0.5(j-1)°，這樣就得到了直噴汽油機曲軸轉(zhuǎn)角隨時間t的變化歷程。

圖2　減速過程中角標(biāo)傳感器的輸出電壓信號

對圖2中第k個離散點(θk,tk)值進行差分計算，即可求得直噴汽油機瞬時轉(zhuǎn)速隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化歷程，如圖3所示。

圖3　直噴汽油機瞬時轉(zhuǎn)速隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化歷程

在此基礎(chǔ)上，選取平均轉(zhuǎn)速一定的一個工作循環(huán),在附加質(zhì)量塊的轉(zhuǎn)動慣量為Ja的情況下,得到該工作循環(huán)前后的角速度ωa(0)和ωa(T)，計算出該附加質(zhì)量塊下停機過程一個工作循環(huán)前后的角速度減小值Δωa。為了減小試驗過程中的隨機誤差，Δωa取幾次試驗的平均值。同理,在附加質(zhì)量塊的轉(zhuǎn)動慣量為Jb的情況下,通過試驗得到停機過程一個工作循環(huán)前后的角速度減小值Δωb。

表2給出了在飛輪端分別安裝轉(zhuǎn)動慣量為0.076 77 kg·m2和0.1167 kg·m2的附加質(zhì)量塊時，在一個工作循環(huán)前后直噴汽油機角速度及其變化情況。

由表2計算得到直噴汽油機的總轉(zhuǎn)動慣量為0.154 kg·m2，平均摩擦轉(zhuǎn)矩為11.2 N·m。

表2　不同附加質(zhì)量塊下直噴汽油機在一個工作循環(huán)起止點的角速度　rad/s

根據(jù)式(1)，用MATLAB建立了直噴汽油機的一維運動學(xué)模型，并通過該模型計算得到直噴汽油機在停機過程中的轉(zhuǎn)速曲線。圖4所示為開始停油時刻發(fā)動機轉(zhuǎn)速為800 r/min時停機過程中直噴汽油機轉(zhuǎn)速變化的試驗值和計算值的對比曲線?？梢钥闯觯梢痪S運動學(xué)模型計算得到的直噴汽油機瞬時轉(zhuǎn)速與實測值很接近。這說明所建立的一維運動學(xué)模型可以用來計算直噴汽油機的瞬時轉(zhuǎn)速。

圖4　停機過程直噴汽油機轉(zhuǎn)速的試驗值與計算值對比

2　首個著火氣缸的燃燒及反轉(zhuǎn)過程中的運動特性

2.1直接起動時首個著火氣缸初始參數(shù)的設(shè)置

在停機過程中，直噴汽油機壓縮缸中活塞停止在壓縮上止點前60°～ 120°的概率較大[7-8]。在直接起動過程中，為了使第2個著火氣缸里有盡可能多的空氣，以便其缸內(nèi)混合氣著火后實現(xiàn)正轉(zhuǎn)，首個著火氣缸活塞應(yīng)盡量靠近上止點。選取壓縮缸活塞停止在上止點前(BTDC)60°。

模擬時假設(shè)油軌中的燃油壓力為5 MPa，且缸內(nèi)空氣壓力與大氣壓力相等，設(shè)為0.1 MPa。此時，活塞頂、燃燒室頂和氣缸壁的溫度均為450 K。缸內(nèi)空氣在停機過程中因為燃燒室壁面的加熱作用而使溫度上升，初始溫度設(shè)為400 K。

直接起動時，第1個著火氣缸開始燃燒后，燃氣產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩大于直噴汽油機的靜摩擦轉(zhuǎn)矩時，直噴汽油機才開始發(fā)生反轉(zhuǎn)。根據(jù)缸內(nèi)空氣的初始狀態(tài)，缸內(nèi)混合氣燃燒放出約45 J的熱量就能滿足反轉(zhuǎn)的條件。而在上述停機位置下，燃空當(dāng)量比為1的混合氣完全燃燒放熱量為400 J，遠大于使直噴汽油機發(fā)生反轉(zhuǎn)的最小能量。因此，在本文所假設(shè)的停機位置下，直噴汽油機可以實現(xiàn)直接起動反轉(zhuǎn)。

根據(jù)各缸氣體壓力和阻力關(guān)系，采用運動學(xué)方法可以得到直噴汽油機反轉(zhuǎn)過程中的運動規(guī)律。在著火燃燒的初始階段，由于直噴汽油機的反轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速很低，轉(zhuǎn)動的角度小于2°，氣缸容積由189.9 mL變化到197.8 mL，氣缸容積變化小于5%，為簡化計算，近似認(rèn)為在第1個著火氣缸內(nèi)壓力達到最大值前的燃燒過程為定容燃燒。循環(huán)噴油量按平均過量空氣系數(shù)為1進行設(shè)定。

2.2噴油策略和點火時刻對燃燒的影響

為了研究噴油策略對首個著火氣缸內(nèi)混合氣的形成和燃燒過程的影響，模擬了單次噴射和兩次噴射兩種噴油策略。各算例設(shè)置見表3。

表3　噴油策略

圖5給出了算例1～算例6情況下噴油后火花塞附近燃空當(dāng)量比隨時間的變化曲線。為便于比較，兩次噴油策略下，噴油后的時間是指第2次噴油后的時間。在各種噴油策略下，為使缸內(nèi)混合氣能被可靠地點著，分別選取火花塞附近混合氣的燃空當(dāng)量比在0.8～1.2范圍內(nèi)的幾個時刻作為點火時刻，以比較首個著火氣缸中的燃燒過程特點。點火時刻的選取范圍如圖5所示。

圖5　不同噴油策略下火花塞附近燃空當(dāng)量比隨噴油后時間的變化趨勢

直接起動時，首個著火氣缸內(nèi)混合氣的燃燒情況直接影響直噴汽油機的反轉(zhuǎn)過程，其主要的影響因素是缸內(nèi)混合氣燃燒后的最大氣缸壓力。圖6給出了不同噴油策略和點火時刻所對應(yīng)的缸內(nèi)混合氣燃燒后的最大氣缸壓力。圖6與圖5中各噴油策略下的點火時刻一一對應(yīng)。

圖6　噴油策略和點火時刻對燃燒的影響

最大氣缸壓力的大小受到點火時缸內(nèi)混合氣濃度分布及可燃混合氣量的影響，而混合氣的分布及可燃混合氣量又受到噴油策略和點火時刻的控制。

從圖6可以看出，無論是單次噴油策略還是兩次噴油策略，在同一噴油策略下，不同點火時刻下所對應(yīng)的最大氣缸壓力均隨點火時刻的推遲而增大。這是因為，一方面隨著點火時刻推遲，噴油后燃油有更多的時間與空氣混合；另一方面，燃油從缸壁的吸熱量也在增加，有利于混合氣的形成，同時點火時刻缸內(nèi)可燃混合氣量增加，這樣缸內(nèi)混合氣燃燒過程的累積放熱量增大，這對增大最大氣缸壓力有利。

與算例1相比，采用兩次噴油后，在各點火時刻所對應(yīng)的最大氣缸壓力均較大，采用兩次噴油，燃油有更多的機會與缸內(nèi)空氣混合，在點火時刻處于可燃范圍內(nèi)的混合氣量較大，可提高燃燒速率。在算例2～算例6下，兩次噴油時間間隔對最大氣缸壓力大小的影響趨勢如下：隨著兩次噴油時間間隔的增大，最大氣缸壓力先增大后減小，兩次噴油時間間隔為40 ms的算例5下最大氣缸壓力最大。與算例5相比，算例6的兩次噴油時間間隔更長，但混合氣著火后的最大氣缸壓力較小，這是因為算例6下混合氣分布不合理，使得缸內(nèi)混合氣燃燒速率減小。

2.3反轉(zhuǎn)過程的一維運動學(xué)模型設(shè)置

直噴汽油機直接起動時，直接向壓縮氣缸內(nèi)噴油與點火，當(dāng)混合氣燃燒后氣缸壓力所產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩大于靜摩擦轉(zhuǎn)矩后，直噴汽油機開始反轉(zhuǎn)。在反轉(zhuǎn)過程中，直噴汽油機的轉(zhuǎn)速可以通過一維運動學(xué)模型進行計算。

在進行直噴汽油機的一維運動學(xué)計算時，假定1缸停于壓縮行程。根據(jù)發(fā)火順序，在反轉(zhuǎn)過程中，直噴汽油機1、2、3、4缸分別處于膨脹、壓縮、排氣、進氣行程，各氣缸內(nèi)的壓力分別用p1、p2、p3、p4表示。

2缸處于壓縮行程，起動時的初始壓力為0.1MPa，在起動過程中可認(rèn)為缸內(nèi)的空氣處于多變壓縮過程，多變指數(shù)γ取1.35。

3缸在反轉(zhuǎn)過程中處于進氣門打開的排氣過程，由于節(jié)氣門的節(jié)流作用，可以認(rèn)為p3=0.12MPa。

4缸在反轉(zhuǎn)過程中處于排氣門打開的進氣過程，可以認(rèn)為p4=0.1 MPa。

根據(jù)上述參數(shù)設(shè)定和計算，即可得到反轉(zhuǎn)過程中直噴汽油機的瞬時轉(zhuǎn)速。

2.4反轉(zhuǎn)過程中的運動特性

直接起動時，首個著火氣缸著火后直噴汽油機開始反轉(zhuǎn)，反轉(zhuǎn)過程轉(zhuǎn)過的角度將在很大程度上決定直接起動能否實現(xiàn)。若反轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)過的角度太大，直噴汽油機連續(xù)反轉(zhuǎn)而無法直接起動；若反轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)過的角度太小，則第2個著火氣缸燃燒后的氣缸壓力較小，正轉(zhuǎn)能量較小，也不能實現(xiàn)直接起動。

為了研究首個著火氣缸噴油策略和點火時刻對反轉(zhuǎn)過程的影響，本文通過一維運動學(xué)模型計算了算例1～算例6不同點火時刻下所對應(yīng)的反轉(zhuǎn)過程中直噴汽油機的轉(zhuǎn)速。

圖7a給出了在不同噴油策略和點火時刻下首個著火氣缸燃燒后反轉(zhuǎn)過程中直噴汽油機的轉(zhuǎn)速和1缸氣缸壓力變化曲線。圖7a中，算例1(17 ms)表示在算例1情況下噴油后17 ms(ASOI 17 ms，由圖6確定)點火，算例5(38 ms)表示算例5情況下第2次噴油后38 ms(ASOI238 ms)點火?？梢钥闯?，著火后1缸內(nèi)的壓力很快增大到最大值，這是因為缸內(nèi)混合氣著火后，直噴汽油機并未馬上轉(zhuǎn)動，只有當(dāng)氣缸內(nèi)的壓力所產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩大于阻力矩后，它才開始轉(zhuǎn)動，此時轉(zhuǎn)速很低，缸內(nèi)混合氣燃燒過程中直噴汽油機轉(zhuǎn)過的角度很小。還可以看出，與算例1情況下ASOI 17 ms時點火相比，算例5情況下ASOI250 ms時點火在反轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)過的最大角度更大，原因如下：一方面，算例5定容燃燒時燃燒后達到的最大氣缸壓力更大(圖6)；另一方面，算例5情況下缸內(nèi)混合氣燃燒速率較大，在燃燒過程中直噴汽油機轉(zhuǎn)過的角度較小，缸內(nèi)混合氣膨脹做功的能力較強。

圖7b給出了不同噴油策略和點火時刻下所對應(yīng)的直噴汽油機在反轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)過的最大角度。可以看出，無論采用單次噴油還是兩次噴油，直噴汽油機在反轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)過的最大角度都不超過120°，即不會反轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)過1缸下止點而發(fā)生連續(xù)反轉(zhuǎn)。在這種情況下，反轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)過的角度越大，2缸被壓縮的程度就越大，直噴汽油機就越容易由反轉(zhuǎn)變?yōu)檎D(zhuǎn)，實現(xiàn)直接起動[8]。

(a)反轉(zhuǎn)過程中的轉(zhuǎn)速和氣缸壓力變化曲線

(b)反轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)過的最大角度圖7　不同噴油策略和點火時刻下的反轉(zhuǎn)過程

直噴汽油機在反轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)過的最大角度主要受1缸混合氣著火后的最大氣缸壓力和1缸中的燃燒速率這兩個因素的影響。顯然，最大氣缸壓力越大，反轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)過的最大角度越大；而當(dāng)最大氣缸壓力一定時，燃燒速率越大，燃燒過程中膨脹的角度越小，則缸內(nèi)混合氣膨脹做功的能力越強，反轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)過的最大角度也越大。

由圖7b還可以看出，噴油策略和點火時刻影響直噴汽油機反轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)過的最大角度的大體趨勢如下：在同一噴油策略下，隨著點火時刻的推遲，反轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)過的最大角度增大；噴油策略不同時，兩次噴油比單次噴油時直噴汽油機在反轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)過的最大角度更大，且隨著兩次噴油時間間隔的增大，反轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)過的最大角度增大，這與噴油策略和點火時刻對最大氣缸壓力的影響趨勢是一致的。但在算例3下，點火時刻為ASOI250 ms時最大氣缸壓力比點火時刻為ASOI230 ms時更大，而反轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)過的最大角度更小。這是點火時刻為ASOI250 ms時缸內(nèi)混合氣的燃燒速率較小造成的。

3　第2個著火循環(huán)時正轉(zhuǎn)過程模擬

直接起動時，首個氣缸著火后直噴汽油機開始反轉(zhuǎn)，當(dāng)?shù)?個著火氣缸燃燒后，在其氣缸內(nèi)壓力產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩作用下，直噴汽油機由反轉(zhuǎn)變?yōu)檎D(zhuǎn)，在正轉(zhuǎn)過程中必須轉(zhuǎn)過第2個著火氣缸的下止點，否則起動失敗。因此，在直接起動過程中，首個著火氣缸的噴油和點火策略合適的情況下，第2個著火氣缸的噴油和點火策略的控制也很重要。

在反轉(zhuǎn)過程中直噴汽油機的轉(zhuǎn)速一直在變化，很難協(xié)同控制噴油和點火時刻從而使第2個著火氣缸內(nèi)形成合適的分層混合氣。因此，在剛開始反轉(zhuǎn)的時刻向第2個著火氣缸噴油，混合氣形成時間較長，可以形成較均勻的混合氣。

由上文可知，在首個著火氣缸采用時間間隔為40 ms的兩次噴油策略、點火時刻為ASOI238 ms的工況下，若在反轉(zhuǎn)過程中第2個著火氣缸不進行噴油和點火，直噴汽油機最大只能反轉(zhuǎn)到第2個著火氣缸上止點前38°。因此，以該工況為對象，研究第2個著火氣缸的點火時刻對直噴汽油機正轉(zhuǎn)的影響。通過CFD模擬計算了第2個著火氣缸噴油時刻為上止點前120°，點火時刻分別為上止點前46°(開始正轉(zhuǎn)前)、上止點前40°(開始正轉(zhuǎn)前)、上止點前38°(即反轉(zhuǎn)到最大角度時)、上止點前40°(開始正轉(zhuǎn)后)以及上止點前42°(開始正轉(zhuǎn)后)時缸內(nèi)混合氣的燃燒過程，并通過一維運動學(xué)模型計算得到在各點火時刻下正轉(zhuǎn)時的轉(zhuǎn)速。

3.1正轉(zhuǎn)過程的一維運動學(xué)模擬

若2缸在反轉(zhuǎn)到上止點前38°之前點火，則2缸內(nèi)混合氣著火后氣缸壓力迅速增大，并使反轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速提前降為零，通過將2缸中的壓力代入反轉(zhuǎn)過程中的一維動力學(xué)模型，可以計算出此時2缸反轉(zhuǎn)變?yōu)檎D(zhuǎn)的曲軸轉(zhuǎn)角。當(dāng)2缸在上止點前38°或之后點火，直噴汽油機正轉(zhuǎn)開始的角度為上止點前38°。

在2缸著火后直噴汽油機由反轉(zhuǎn)變?yōu)檎D(zhuǎn)時，要使其直接起動成功，必須連續(xù)正轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)過2缸下止點和1缸下止點。由于1缸在之前的燃燒過程后未進行換氣，無法實現(xiàn)著火，直噴汽油機必須依靠慣性和各氣缸內(nèi)壓力所產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)過1缸下止點(即3缸上止點)。在此之后3缸內(nèi)混合氣燃燒后產(chǎn)生強大的轉(zhuǎn)矩，才能實現(xiàn)直接起動。

直噴汽油機由反轉(zhuǎn)變?yōu)檎D(zhuǎn)后，在活塞轉(zhuǎn)過2缸下止點前后1缸依次處于壓縮、膨脹行程，則根據(jù)發(fā)火順序可以確定其余各缸所處的行程。各氣缸內(nèi)壓力設(shè)定如下。

1缸在正轉(zhuǎn)開始時刻的缸內(nèi)初始壓力通過反轉(zhuǎn)過程的一維計算可以得到(即反轉(zhuǎn)結(jié)束時刻的1缸氣缸壓力，其大小與2缸點火時刻相關(guān))。在壓縮和膨脹過程中，1缸內(nèi)的壓力可通過多變指數(shù)γ為1.35的壓縮或膨脹過程計算得到。

在活塞轉(zhuǎn)過2缸下止點前后，3缸依次經(jīng)過進氣和壓縮行程，在進氣過程中氣缸壓力設(shè)為p3=0.08MPa，在壓縮過程中按多變指數(shù)γ為1.35的壓縮過程計算得到。

在活塞轉(zhuǎn)過2缸下止點前后，4缸依次經(jīng)過排氣、進氣行程，氣缸壓力分別設(shè)為0.1 MPa和0.08 MPa。

3.2正轉(zhuǎn)過程中的運動特性

圖8給出了1缸采用時間間隔為40 ms的兩次噴油策略、點火時刻為ASOI238 ms時，2缸分別在不同點火時刻下所對應(yīng)的正轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速曲線。圖8中，46°BTDC-正轉(zhuǎn)前表示2缸在上止點前46°(正轉(zhuǎn)開始前)點火。

圖8　正轉(zhuǎn)過程的轉(zhuǎn)速曲線

從圖8可以看出，2缸點火時刻為上止點前38°時，直噴汽油機能連續(xù)轉(zhuǎn)過2缸下止點和1缸下止點，成功實現(xiàn)直接起動。以該點火時刻作為參照，點火時刻略微提前，當(dāng)點火時刻為上止點前40°(開始正轉(zhuǎn)前)時，正轉(zhuǎn)過程轉(zhuǎn)速增大，對直接起動有利；點火時刻繼續(xù)提前，當(dāng)點火時刻為上止點前46°(開始正轉(zhuǎn)前)時，正轉(zhuǎn)過程轉(zhuǎn)速減小，且直噴汽油機不能轉(zhuǎn)過2缸下止點。2缸在開始正轉(zhuǎn)前點火，點火時刻的提前對直接起動有以下兩方面的影響：①在直噴汽油機反轉(zhuǎn)過程中2缸內(nèi)混合氣著火后壓力增大，會使反轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)過的角度減小，這樣活塞離2缸上止點較遠，正轉(zhuǎn)過程做功的曲軸轉(zhuǎn)角范圍減小，對提高正轉(zhuǎn)過程的轉(zhuǎn)速不利；②由于缸內(nèi)混合氣著火提前，剛開始反轉(zhuǎn)時2缸氣缸壓力已經(jīng)增大，直噴汽油機在正轉(zhuǎn)過程的膨脹做功能力增強，對提高正轉(zhuǎn)過程的轉(zhuǎn)速有利。因此，2缸點火時刻有一個最佳點。在反轉(zhuǎn)到接近最大反轉(zhuǎn)角度時點火，直噴汽油機在正轉(zhuǎn)過程中的膨脹做功能力最強，正轉(zhuǎn)過程轉(zhuǎn)速增大。點火時刻提前或推遲，都將導(dǎo)致正轉(zhuǎn)過程中做功能力減弱，正轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速減小。

當(dāng)2缸在開始正轉(zhuǎn)后點火，缸內(nèi)混合氣著火推遲，正轉(zhuǎn)過程做功的曲軸轉(zhuǎn)角范圍減小，剛開始正轉(zhuǎn)時氣缸壓力較小，直噴汽油機的膨脹做功能力也減弱，正轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速減小。當(dāng)2缸點火時刻為上止點前42°(開始正轉(zhuǎn)后)時，直噴汽油機無法轉(zhuǎn)過2缸下止點，故無法實現(xiàn)直接起動。

4　結(jié)論

(1)首個著火氣缸采用兩次噴油策略時，缸內(nèi)混合氣燃燒后的最大氣缸壓力較大。無論是單次噴油還是兩次噴油，較晚的點火時刻對應(yīng)的缸內(nèi)混合氣燃燒后的最大氣缸壓力較大。

(2)首個著火氣缸采用兩次噴油策略，且點火時刻較晚時，直噴汽油機反轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)過的最大角度較大；但若點火時刻太晚，反轉(zhuǎn)過程轉(zhuǎn)過的最大角度將減小。

(3)第2個著火氣缸的點火時刻對正轉(zhuǎn)過程轉(zhuǎn)速有很大影響。在反轉(zhuǎn)到最大角度前2°左右點火，正轉(zhuǎn)過程轉(zhuǎn)速最大，最有利于直噴汽油機的直接起動；提前或推遲點火，均不利于直噴汽油機的直接起動。

[1]Tamai G，Hoang T，Taylor J.Saturn Engine Stop-start System with an Automatic Transmission[J]. SAE Paper，2001-01-0326.

[2]Matsuura M，Korematsu K，Tanaka J.Fuel Consumption Improvement of Vehicles by Idling Stop[J]. SAE Paper，2004-01-1896.

[3]Bishop J，Nedungadi A，Ostrowski G，et al. An Engine Start/stop System for Improved Fuel Economy[J]. SAE Paper，2007-01-1777.

[4]蘇巖，洪偉，韓立偉，等. GDI發(fā)動機怠速停止技術(shù)無起動機起動的試驗研究[J].內(nèi)燃機學(xué)報，2011，29(6)：527-533.

Su Yan，Hong Wei，Han Liwei，et al. Experimental Study of Idling Stop-start without Motor on a Gasoline Direct Injection Engine[J]. Transactions of CSICE，2011，29(6)：527-533.

[5]韓立偉.缸內(nèi)直噴汽油機應(yīng)用起動-停止技術(shù)的研究[D].吉林：吉林大學(xué)，2010.

[6]劉儀，劉巽俊，白翎，等.用附加質(zhì)量法確定發(fā)動機運動件的總轉(zhuǎn)動慣量[J].內(nèi)燃機學(xué)報，1992，10(4)：323-328.

Liu Yi，Liu Xunjun，Bai Ling，et al. Additional Mass Method to Determine the Moment of Inertia of Total Moving Components in a Engine[J]. Transactions of CSICE，1992，10(4)：323-328.

[7]Ueda K，Kaihara K，Kurose K，et al. Idling Stop System Coupled with Quick Start Features of Gasoline Direct Injection[J].SAE Paper，2001-01-0545.

[8]Zuelch C，Kulzer A，Chiodi M，et al. The Directstart: Investigation of Mixture Formation by Means of Optical Measurements and 3D-CFD-Simulation[J]. SAE Paper，2005-01-3686.

(編輯陳勇)

Simulation of Kinematics Characteristics of a Direct Injection Gasoline Engine at Direct Start

Cao ZhichengHe Bangquan

State Key Laboratory of Engines,Tianjin University,Tianjin,300072

A three-dimensional model and a one-dimensional kinematics model for a direct injection gasoline engine were established and validated through engine experiments. The combustion characteristics in the first firing cylinder and the kinematics characteristics of the engine under the conditions of forward and reverse rotation were simulated when different fuel injection methods and spark ignition timings were employed at direct start. The results show that the peak cylinder pressure in the first firing cylinder after combustion in the cases of split injection is higher than that at single injection. But its magnitude is affected by spark ignition timing. Higher peak cylinder pressure increases the crank angles,which the engine can move in the reverse rotation direction. The engine speed in the forward rotation direction is the largest when the sequent cylinder is ignited at about 2° before the biggest reverse crank angles in both single injection and split injection, which is helpful to a successful direct start.

gasoline engine; direct start; kinematics; simulation

2013-09-06

國家高技術(shù)研究發(fā)展計劃(863計劃)資助項目(2006AA110107)

TK412.3DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2015.02.008

曹志成，男，1988年生。天津大學(xué)內(nèi)燃機燃燒學(xué)國家重點實驗室碩士研究生。主要研究方向為火花點火發(fā)動機工作過程數(shù)值模擬。何邦全，男，1964年生。天津大學(xué)內(nèi)燃機燃燒學(xué)國家重點實驗室副教授。