較高壓縮比對柴油機性能影響的研究

工作過程

較高壓縮比對柴油機性能影響的研究

【日】 Y.Funayama H.Nakajima K.Shimokawa

為了提高發動機的有效熱效率，必須盡量減少各種損失，例如理論熱效率中的冷卻損失和摩擦損失。然而，除了減少各種損失外還必須提高理論熱效率。在努力提高商用車用大型柴油機有效熱效率的工作中，重點研究關注了影響發動機理論熱效率的2個重要因素： 壓縮比和比熱比。根據這2個因素所起的作用而進行理論熱力學循環分析，預計將壓縮比從基本發動機的17提高到26，并增加比熱比，使理論熱效率得到顯著的提高。利用1臺單缸發動機研究了上述2個因素對指示熱效率和有效熱效率的影響。通過改變燃燒室容積來改變幾何壓縮比，通過外部供氣系統調節過量空氣和EGR率來控制缸內氣體的比熱比。由初步理論分析得知，理論熱效率可提高8%(較高壓縮比和較高比熱比相結合時)，指示熱效率和有效熱效率分別可提高6%和4%。

燃燒室 壓燃 燃燒過程

0 前言

由于需要減少CO2的排放和降低汽車運輸的成本，市場對提高柴油機燃油經濟性的需求不斷增長，并對進一步提高燃油效率提出要求。

發動機的燃油耗是由有效熱效率決定的。提高指示熱效率和減少摩擦損失，就可以提高有效熱效率，如圖1所示。由于指示熱效率是由理論熱效率減去冷卻損失和泵氣損失計算出來的，因而可以從理論上求得上述各項作功量，在保持這些損失最少的情況下，提高指示熱效率是獲得更高有效熱效率的關鍵。

圖1 大型柴油機的熱平衡

近年來，許多有關提高發動機熱效率的研究都是以熱力學循環理論為基礎的。Kitabatake等人[1]報道了在平均有效壓力(BMEP)≤0.9MPa的寬廣范圍內提高指示熱效率的結果，他們是通過將發動機的幾何壓縮比由16.5增加到20.0，并在保持膨脹比不變的情況下，用可變氣門執行機構改變有效壓縮比來實現的。Uchida等人[2]通過增加膨脹比獲得了指示熱效率的改善。這是通過將幾何壓縮比進一步提高到22.0，并利用可變氣門執行機構調節有效壓縮比，同時保持膨脹比不變來實現的。然而，根據有關報道，因為需要靠更高的增壓來保持過量空氣系數，且較高的缸內壓力導致了摩擦損失的增加，所以有效熱效率并沒有得到改善。Akihisa等人[3]在汽油機中進行了高膨脹比循環的研究，確認在這些發動機中采用較高膨脹比時能使熱效率得以改善。還有報道稱[4]，通過采用高膨脹比，以及優化缸徑/行程比的可變氣門執行機構，并通過進一步改進燃燒，能使汽油機的有效熱效率達到與柴油機相似的水平。

由于柴油機的特征是柴油直噴壓縮著火，提高幾何壓縮比相當容易，這就能直接產生較高的膨脹比。因此，柴油機通常具有較高的熱效率。然而，為了滿足減少燃油耗的需求，必須使熱效率進一步提高。

在本研究中，為了提高商用車大型柴油機的有效熱效率，重點關注了壓縮比和比熱比這兩個決定發動機指示熱效率的關鍵因素，并研究了這些因素顯著改變時對熱效率改善的作用。

1 熱效率的理論分析

公式(1)是狄塞爾循環的指示熱效率的表達式。由公式(1)可知，狄塞爾循環的指示熱效率(ηth)由壓縮比(ε)、比熱比(κ)和定壓預脹比(σ)表達。壓縮比與氣缸的幾何壓縮比相關，比熱比受到EGR率和過量空氣系數的影響，定壓預脹比相當于燃燒期。因此，它們是決定發動機基本性能的重要因素。

(1)

式中，ηth為理論熱效率，ε為壓縮比，κ為比熱比，σ為定壓預脹比。

以公式(1)為基礎，研究了通過改變壓縮比和比熱比來進一步提高熱效率的可能性。

圖2 柴油機實現高熱效率的策略

本研究主要適用于在公路上行駛的重型長途商用卡車柴油機。圖3所示為長途重型卡車在日本東名高速公路上以80km/h的車速巡航行駛時，柴油機燃油耗特性曲線圖與扭矩曲線的關系，以及本研究中使用的評價點。

圖3 公路上行駛時的燃油耗范圍和評價點

圖4所示為在不同比熱比時狄塞爾循環的理論熱效率與壓縮比的關系。理論熱效率分析時采用的定壓預脹比與圖3中評價點的數值相同。在本分析中，假設定壓預脹比與壓縮比或比熱比無關，并采用恒定的定壓預脹比，其數值與圖3中評價點的相同。

本分析中所用的比熱比由25℃進氣空氣與噴入燃油完全燃燒所產生的氣體成分計算而得。比熱比1.29表示過量空氣系數為1.5和EGR率為30%，而比熱比1.34表示過量空氣系數為2.9和EGR率為0%。

圖4 壓縮比和比熱比對理論熱效率的影響

由圖4的結果預測，當壓縮比從17提高到26時，理論熱效率增加約5%，當缸內氣體的比熱比從1.29提高到1.34時，理論熱效率會增加約3%。這表明,改變這兩個因素的組合有可能使熱效率實現高達8%的改善。

2 通過三維模擬的燃燒分析

在直噴式柴油機中，對壓縮比超過26的高壓縮比發動機很少進行研究。因此，人們對發動機在這樣高的壓縮比下的性能很不了解。

為了實現高壓縮比，需要采用容積相對較小的燃燒室。因此，火焰容易與燃燒室壁相互作用。此外，由于缸內氣體的溫度和濃度高，柴油的燃燒很可能與傳統燃燒有顯著不同。因此，利用三維燃燒模擬研究了較高壓縮比對燃燒現象和排放的影響，然后對燃燒室的形狀進行了研究，以確定哪種燃燒室形狀適合于高壓縮比。

本研究中使用的計算程序是Wakisaka等人開發的GTT程序[5]?？紤]到碳煙生成物對溫度的依賴性，對作為燃燒模塊基準的Foster等人的模型[6]，進行了專門修改。

計算中使用的燃燒室形狀列于表1。在相同的高壓縮比條件下，為了研究火焰進入燃燒室凹坑時與壁面相互作用的差異，對深碗形和淺盤形兩種燃燒室形狀進行了分析。計算所用的發動機運轉條件(λ、EGR率、噴油量、噴油壓力和噴油正時)與圖3中所示的評估點的運轉條件相同。

表1 燃燒室形狀

圖5所示為燃燒模擬獲得的缸內碳煙量的變化曲線。結果表明，淺盤形燃燒室缸內的碳煙氧化要比深碗形燃燒室的更快，因此，可以認為淺盤形燃燒室有可能使發動機的煙度降低。

圖5 缸內平均碳煙量的變化曲線

該研究分析僅局限于低速、低負荷工況。這些結果表明，在壓縮比為26的高壓縮比下，通過優化燃燒有可能使發動機達到更高的熱效率。此外，如果能在相同的空氣量下減少排氣的煙度，就有可能減少燃燒所需的空氣量，以及減少由高增壓引起的泵氣損失。相信這對于改善發動機的燃油耗將是有效的。

3 發動機試驗

3.1 試驗發動機技術規格

采用1臺基于重型卡車發動機的單缸研究柴油機作為試驗發動機。發動機的技術規格列于表2。該單缸發動機為1臺排量1478mL的4氣門直噴柴油機。它裝有共軌噴油系統，并采用電磁閥驅動的噴油器?；钊牧喜捎脙炔可a的重型發動機用球墨鑄鐵(FCD)。

表2 試驗發動機技術規格

試驗發動機系統的示意圖如圖6所示。該發動機系統采用外部增壓器來實現高增壓和高EGR率,EGR閥和排氣壓力控制閥位于排氣穩壓箱后，調節這些閥門能夠獨立地控制過量空氣系數和EGR率。

圖6 試驗發動機系統示意圖

EGR率由進氣和排氣中的CO2濃度比計算而得。通過控制EGR流路中的EGR冷卻器和進氣穩壓箱中的加熱器，可以使進氣溫度設置成任何溫度。試驗用的燃油為JIS2號成品柴油。

發動機的冷卻損失由冷卻水的流量和發動機進、出水的溫度差計算而得。此外，EGR冷卻器的熱損失由氣體流量和EGR冷卻器出、入口之間的氣體溫度差計算而得。潤滑油和冷卻液的溫度控制在80℃，并采用外部機油泵和水泵進行強制循環。

3.2 試驗條件

為了比較采用不同的壓縮比、燃燒室形狀和比熱比時的發動機性能，對表3所示的4種試驗條件進行了研究。

采用了17和26 2種壓縮比。壓縮比為26時，采用2種不同的燃燒室形狀(深碗形和淺盤形)來研究燃燒室形狀的影響。

以1.29的比熱比作為基準條件。它與研究理論熱效率時的比熱比相同(過量空氣系數為1.5，EGR率為30%)。對于較高的比熱比(1.34)，它是通過關閉EGR和采用高增壓來實現的(過量空氣系數為2.9，EGR率為0%)。

因為本研究是探索壓縮比和比熱比對熱效率影響的初步可行性研究，所以沒有對噴嘴規格和噴油條件進行優化。在試驗中，所有噴油器噴嘴都采用相同的規格(噴孔直徑、噴孔數量、噴霧角度)，并且噴油量(105mm3/循環)、噴油壓力(160MPa)、噴油正時(0°CA ATDC)、預噴油量(2.5mm3/循環)和其他噴油條件也完全相同。

發動機運轉工況與計算理論熱效率時所用的評價點的運轉工況相同(圖3)。

表3 試驗條件

注： κ=1.29過量空氣系數為1.5和EGR率為30%;κ=1.34過量空氣系數為2.9和EGR率為0%。

4 試驗結果與討論

4.1 熱效率的比較

4.1.1 較高壓縮比的影響

為了分析較高壓縮比的影響因素，首先對表3中的方案1和方案2在評價點工況下進行了比較。盡管通過理論熱效率計算時預測在較高的壓縮比下能使理論熱效率提高大約5%，但試驗結果為指示熱效率和有效熱效率分別提高了3.0%和1.5%(圖7)。

圖7較高壓縮比對熱效率的影響

理論熱效率與指示熱效率和有效熱效率之間有差異的原因是，雖然較高的壓縮比能增加指示功，如圖7中的p-V圖所示，但較高的缸內壓力會導致較高的冷卻損失和摩擦損失。

此外，為了了解由壓縮比導致的燃燒特性的差異，對方案1和方案2的放熱率進行了比較。如圖8所示，確認方案2的放熱率峰值比方案1的小。

因此，雖然在方案2中較高的壓縮比使熱效率得到了提高，但不完全燃燒會使熱效率與理論值明顯不同。換言之，如果能使方案2的燃燒得到改善，那么，熱效率也有可能進一步提高。

為了改善方案2的燃燒，采用了三維模擬中已被證實的碳煙排放較低的淺盤形燃燒室。

圖8 方案1和方案2的放熱率比較

4.1.2 不同燃燒室形狀的影響

在壓縮比26的相同壓縮比下，對方案2和方案3進行了比較，將深碗形燃燒室換成淺盤形燃燒室，以評估燃燒室形狀的影響。雖然在分析理論熱效率中沒有考慮燃燒室形狀的影響，但發動機的試驗結果表明，指示熱效率和有效熱效率都提高了2%。

圖9 燃燒室形狀對熱效率的影響

圖9所示為上止點附近的p-V圖。圖中的壓力曲線表明，在氣缸壓力達到峰值后，方案3的缸內壓力要比方案2的高。這使得方案3的指示功有所增加。

一般來說，摩擦損失與發動機的轉速和最大氣缸壓力[7]密切相關。然而，將燃燒室改成淺盤形時，卻觀察到了氣缸壓力達到峰值之后的燃燒壓力特性有所差異。據悉，使摩擦損失的增加最小，能使指示功有效地轉化為有效功。

如圖10所示，表明方案3的最高放熱率變得較高，且峰值后的放熱率得到了提高。在相同的壓縮比下，方案3的總體燃燒情況比方案2的有所改善。

圖11所示為根據圖10中的計算放熱率得出的累計放熱量曲線。結果表明，方案3燃燒達到90%放熱量時的曲軸轉角要比方案2的約早5°CA，燃燒期縮短約20%?？梢哉J為這種現象與減小定壓預脹比的情況相當，這對于改善理論熱效率是有效的。

圖10 方案2和方案3的放熱率比較

圖11 方案2和方案3累計放熱量的比較

然而，燃燒期縮短(定壓預脹比減小)使得指示熱效率和有效熱效率的改善顯著高于理論熱效率的改善。這表明，除了縮短燃燒期以外，其他因素也有助于提高指示熱效率和有效熱效率。具體來說，方案3中更改的燃燒室形狀就產生了1種不同的燃燒形態，它能抑制柴油燃燒過程中熱損失的增加。這樣就會使燃燒期縮短，并且很可能會對改善指示熱效率作出貢獻。

① 為了符合原著本意，本文仍沿用原著中的非法定單位——編注。

此外，累計放熱量曲線清楚表明，方案3中最高氣缸壓力后的燃燒要比方案2的更為活躍。這意味著指示功是在機械損失沒有增加的情況下轉換成了有效熱效率。

為了比較這幾種不同燃燒室形狀的排放性能，圖12示出了在恒定增壓壓力條件下碳煙排放特性與過量空氣系數(通過改變EGR率)的關系。

圖12表明，與方案2相比，即使在相同的高壓縮比下，方案3的碳煙排放特性可以得到顯著改善，也就是在相同的煙度水平下，可以實現較低的過量空氣系數。這些情況與前面模擬分析估算的趨勢相同。從圖10的放熱率特性來看，這個結果揭示了碳煙氧化得到改善的原因。

圖12 燃燒室形狀對碳煙排放特性的影響(評估測試)

能在較低的過量空氣系數下抑制碳煙排放量，就有可能減少泵氣損失，因為這時可以減少所需的EGR量和增壓壓力。預計有效熱效率還可以得到進一步提高。如第4.1.1節中所述，較高的壓縮比(從17增加到26)能使理論熱效率增加5%。

另一方面，除了較高的壓縮比(方案3)外，將燃燒室的形狀改成淺盤形能使指示熱效率比方案1的提高5%，這與理論熱效率的增加量相同。

根據這些結果可以確認，即使在較高壓縮比引發的缸內條件下，通過抑制碳煙排放量來改善燃燒對提高指示熱效率也是非常重要的。改善有效熱效率的關鍵是要使最高氣缸壓力后的燃燒活躍起來。

4．1.3 較高比熱比的影響

圖13所示為方案3和方案4的熱效率比較。在方案4中，通過切斷EGR和通過較高的增壓來增加過量空氣系數，使氣缸中的比熱比從1.29(方案3)增加到了1.34。如上所述，預計將比熱比增加到1.34，理論上可使理論熱效率增加大約3%。

圖13 比熱比對熱效率的影響

盡管理論分析得知在該條件下(比熱比為1.34)能使理論熱效率獲得約2.0%的改善，但試驗結果表明，指示熱效率和有效熱效率僅分別改善約1.0%和0.5%。

在方案4中，盡管最高氣缸壓力有所升高，有效熱效率依然增加了0.5%。這是因為較高的比熱比引起的指示功增加會超過因最高氣缸壓力升高而導致的摩擦損耗的增加。

如果能在方案4中實現定壓燃燒，預期比熱比還可以進一步提高，因為在缸內壓力的限度之內提高增壓有助于提高比熱比。

理論熱效率的指示熱效率之間出現偏差的原因是，降低EGR率會使燃燒溫度增加，并會導致缸內比熱比減小和冷卻損失增加。

4．2 機械摩擦損失的比較

機械摩擦損失可用指示熱效率和有效熱效率之差來表示。圖14示出了所有方案的機械摩擦損失與最高氣缸壓力的關系?？梢源_認，機械摩擦損失與最高氣缸壓力密切相關，并觀察到方案4的機械摩擦損失大約比基準條件下(方案1)的高2%。

圖14 最高氣缸壓力對機械摩擦損失的影響

在方案4中，機械摩擦損失的增加連同較高的氣缸壓力，也會促使由增壓壓力升高而導致壓縮沖程期間的摩擦損失增加。

4．3 冷卻損失的比較

圖15示出了每種方案的冷卻損失。雖然從方案1到方案2冷卻損失有所增加，但可以確認，在采用淺盤形燃燒室的方案3中冷卻損失有所減少。因為淺盤形燃燒室的凹腔直徑變大，可以認為這種冷卻損失減少是由于避免了火焰與活塞壁相互作用和抑制了缸內氣流運動的緣故。

圖15 冷卻損失的比較

另一方面，盡管方案4中通過切斷EGR消除了EGR冷卻器的散熱，但與方案3相比，其總散熱損失的減少很小。這是因為EGR切斷會導致燃燒溫度上升，進而導致缸內冷卻損失增大。

4.4 熱效率的提高

圖16所示為基準狀態方案1與方案4的熱效率比較，它顯示了較高壓縮比和較高比熱比下的熱效率改善效果。在方案4中，雖然在理論上預計熱效率可以提高8%，但實際上指示熱效率和有效熱效率只能分別提高6%和4%。這些結果表明，較高的壓縮比和較高的比熱比是提高熱效率的方向。

圖16 熱效率的改善

缸內壓力的限制會阻止比熱比到達目標值，這是理論熱效率與指示熱效率之間存在2%偏差的可能原因之一。另一個原因是，為了實現高壓縮比，必須采用容積相當小的燃燒室。

因此，容易引起火焰與燃燒室壁的相互作用，從而可能會使冷卻損失增加。另外，根據上述分析結果，可以認為，指示熱效率與有效熱效率之間存在2%的偏差是由于最高氣缸壓力上升而導致機械摩擦損失增加的緣故。

5 總結

為了探索提高發動機有效熱效率的路徑，利用1臺單缸發動機，研究了通過顯著改變壓縮比和比熱比這兩個發動機基本因素來改善熱效率的效果。將壓縮比從17增加到26，比熱容比從1.29提高到1.34，獲得了以下結果：

(1) 雖然預測理論熱效率改善了8%，但發動機試驗結果是指示熱效率和有效熱效率分別提高了6%和4%。

(2) 試驗證實，在相同的高壓縮比下，優化燃燒能提高熱效率和減少排放量。

(3) 理論熱效率和指示熱效率之間存在2%的差異是由于高壓縮比導致燃燒室較小而引起冷卻損失增加的結果。另一方面，理論熱效率和有效熱效率之間存在2%的差異是由于壓縮比和比熱比較高，導致最高氣缸壓力較高而引起機械摩擦損失增加的結果。

可以確認，采用較高的壓縮比和較高的比熱比對于提高熱效率是有效的。然而，要實現有效熱效率的進一步提高，將需要改善較高壓縮比下的燃燒，并必須采取措施減少冷卻損失和機械摩擦損失。

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張然治 譯自 SAE 2016-01-0722

朱炳全 校

虞 展 編輯

2016-08-03)