涡流比对非单坡屋顶型燃烧室发动机燃烧性能的影响

【美】　M. C. Kocsis　S. Joo　T. Briggs　T. Alger



涡流比对非单坡屋顶型燃烧室发动机燃烧性能的影响

【美】M. C. KocsisS. JooT. BriggsT. Alger

鉴于在中型发动机市场对柴油机排气后处理的费用较为敏感，计划将John Deere 4045柴油机转换成具有较高EGR水平的汽油机。这一转换出现了一些轻型汽油机中从未遇见过的挑战，因为扁平式气缸盖中需要适应柴油机的气道，所以不能产生最佳的缸内紊流。随着气缸尺寸的增加，还容易发生爆燃和不完全燃烧现象。另外，用于减少爆燃的高度稀燃措施会使燃烧速率减缓。为了提高燃烧速率，采用不同的涡流水平进行了试验研究。用1种能实现不同气道遮蔽度的四气门缸盖进行的试验表明，提高涡流比可以缩短燃烧持续时间，但是，为了达到要求的涡流比，所需要的泵气功会相应增加。采用两气门缸盖可以克服四气门缸盖气道遮蔽时中出现的喘气问题。两气门缸盖采用低涡流气道设计可产生类似的涡流比，而采用高涡流气道设计时产生的涡流比是低涡流气道的2倍。试验结果阐明了1种涡流比与传热之间的折衷办法。虽然高涡流气道能稍微提高EGR的裕度和燃烧速率，但会使传热和泵气功显著增加，从而导致总效率下降。存在1个最佳的涡流比，可以通过改善燃烧速率和EGR裕度来克服泵气功和传热损失。

发动机涡流比燃烧性能

0　前言

中型柴油机市场对初始成本和运行成本非常敏感。柴油机必须依靠后处理系统才能满足当前和未来的排放法规。这种依赖于后处理系统来减少尾气排放的做法正在增加中型发动机市场的初始成本。通过将柴油机转换为燃用汽油的发动机，就可以利用三元催化器来进行排放控制。采用带有三元催化器的汽油机要比柴油机具有一些优点，如超低的尾气排放、潜在的功率密度、较低的初始成本、体积较小的后处理系统、低运行噪声，以及改善低温起动性能等。然而，现今汽油机的燃油经济性不如柴油机。试验显示，采用HEDGETM(高效稀燃汽油机)技术和冷却废气再循环(EGR)可以弥补这一差距[1]。

在低速、大缸径汽油机运行过程中的固有问题是燃烧速率低和发动机有爆燃倾向。采用EGR技术有助于减少爆燃倾向，但会使燃烧速率进一步降低。另外，柴油机中大部分缸内流场主要是涡流，它不能达到对滚流所产生的最佳缸内紊流水平。

研究表明，滚流运动在压缩行程的早期阶段形成和发展，并在压缩行程的后期阶段发生变形和分裂。涡流在进气行程结束时建立，并会一直持续到压缩行程结束。滚流的循环变化很大，因此平均速度场并不能代表单个循环的状况。涡流运动的循环变化要小得多，涡流中心的变化约为6%[2]。试验表明，涡流中心的位置和总涡流水平对最佳着火源的位置有影响。研究表明，在最高涡流水平时，着火位置靠近气缸壁可改善燃烧速率[3]。研究人员通过测定平均指示压力(IMEP)的变化率研究了涡流比对燃烧稳定性的影响。在1台单缸风冷发动机采用最高涡流的气道设计时，采用偏心点火位置，可在很高的空气稀释度下达到最好的燃烧稳定性[4]。

反应控制压缩着火(RCCI)研究已证明，提高涡流比可改善汽油或柴油的燃油混合状态，从而提高热效率[5]。研究表明，由于进气道喷油时汽油混合不佳，提高涡流比将有可能使燃油聚集在气缸壁上。可变进气涡流已被用作汽油压缩着火发动机控制燃烧相位的1种主要方法。研究人员采用固定的进气歧管温度和1.5～3.5的涡流比来影响进气温度，进而影响自燃正时。研究发现，提高涡流水平会增加气体向气缸壁的传热，从而导致进气充量温度较低和燃烧相位延迟。然而，这一趋势可能不是始终能观测到的，因为研究人员没有提到所用的冷却液温度。在较高的发动机转速下，容积效率的显著损失会导致采用较高涡流比时的气缸压力降低，因而使燃烧相位延迟。

在本试验中，采用能从几个不同方向遮蔽和阻挡气道来增加涡流比的四气门缸盖对各种涡流水平进行了试验研究。另外，还用两气门缸盖进行了试验研究，以克服在气道遮蔽时可能会产生的容积效率损失。低涡流缸盖的涡流比与1个气道完全遮蔽的四气门缸盖的涡流比相同，高涡流缸盖的涡流比是低涡流缸盖的2倍。

1　试验装置

试验用发动机为John Deere 4045柴油机。发动机的火力面平坦，它能配装两气门和四气门缸盖，在燃烧室中产生各种涡流水平。为实现较高的涡流比，对标准结构和有气道遮蔽的四气门缸盖进行了试验。对两气门缸盖，采用标准的高涡流和低涡流气道设计进行了试验。试验装置的详细情况见表1。

发动机在西南研究院进行了更改，以适应火花点火燃烧。具体更改包括： (1) 重新设计了进气道和进气歧管；(2) 更改排气系统；(3) 采用新的增压装置，以便使增压系统与燃烧系统更好地匹配；(4) 增加了低压EGR系统；(5) 增加了具有2个喷油嘴位置的汽油气道喷油系统；(6) 更改了活塞以研究压缩比和燃烧室几何形状的影响；(7) 常规发动机控制器；(8) 采用先进的点火系统，包括DFE+DCO电点火器；(9) 增加2个火花塞。

安装在试验台上的发动机硬件详细示意图如图1所示。

图1　试验装置示意图

采用Horiba5-气体排气分析仪测量未稀释发动机排气中的CO2、CO、O2、总碳氢化合物(THC)和氮氧化物(NOx)。同时，还测量了进气歧管中的CO2。根据进气和排气中的CO2比率计算EGR率)，并按环境中的CO2水平进行修正。

发动机配备了标准的压力、温度和流量测量成套装置。该测量仪器包括4个气缸压力传感器、编码器(分辨率0.5°)和互补式燃油流量计。

根据对安装硬件与西南研究院标准校准公差进行的误差分析，报告的有效燃油消耗率(BSFC)误差为±2.5%。

2　讨论

在宽广的发动机运行工况范围内以各种涡流水平进行了发动机试验。基准气道在稳态流动试验台上进行了试验，测得的涡流比如图2所示。试验表明，两气门缸盖的低涡流气道与1个气道完全遮蔽的四气门缸盖的涡流比大致相同(涡流比约为2)，该涡流比对于汽油机来说已经很高了。由于气道遮蔽会造成容积效率损失，四气门缸盖只在转速1400r/min、平均有效压力(BMEP)为0.8MPa时进行了试验，因为在其他转速和负荷条件下的试验结果不能反映真实的试验结果。四气门缸盖具有2个火花塞，其中1个为中央布置。这种火花塞布置允许活塞采用偏心燃烧室设计，使压缩比为14.3，挤气比为64%。两气门缸盖不能反映真实的试验结果。两气门缸盖不允许中央布置火花塞，要求2个火花塞都靠近气缸壁。因此，设计了1种椭圆形燃烧室活塞来适应火花塞的位置。然而，由于几何因素，挤气比限制在34%。预计发动机在14.3的压缩比下将无法满足负荷目标，因此，将压缩比减小到10.0。

图2　稳态涡流比测定结果

2.1四气门缸盖

四气门缸盖利用气道遮蔽从0.95(无遮蔽)到1.85(1个气道完全遮蔽)来改变涡流比。试验研究了10°和100°之间4个遮蔽方位的情况。采用1个垂直于气道的平面作为基准面(图3)，遮蔽角度较大时，涡流增加很小。当遮蔽角度减小直至1个气道被完全封闭时，涡流比变得更大。由于1个气道完全封闭时容积效率会有损失，安装了1个外部电驱动增压器，根据各种气道遮蔽度的需要，用它来产生所需要的负荷。

图3　增、减涡流比的气道遮蔽方位示意图

用四气门缸盖进行了EGR扫气试验。在EGR率为40%时，燃烧速率有实质性的改善，如图4所示。从最初的0～10%燃烧情况可以看到，从基准气道直到1个气道完全被遮蔽，其燃烧持续时间从56°缩短为32°。初始燃烧持续时间的改善还显示，50%～90%燃烧的持续期时间比它减少了50%。由于初始燃烧持续时间缩短，最大EGR的裕度将能提高。这一点可通过观察图5所示的各种EGR率时的燃烧稳定性得到证明。一般情况下，EGR裕度随着气道遮蔽度的增加而提高。然而，最大EGR率之间的差异相对较小。由于精确控制EGR率的比较困难，制造商想以40%以上的EGR率来运行发动机似乎不太可能。

四气门缸盖的试验结果表明，为了在高EGR率下缩短燃烧持时间，需要较高的涡流水平。由于气道遮蔽会引起相关的流动损失，不允许发动机在高负荷条件下运行。因此，生成涡流的方式必须能将这些损失降到最低。

图4　40%EGR时四气门缸盖在各种气道遮蔽度下的燃烧持续时间

图5　采用EGR运行时，四气门缸盖在各种气道遮蔽度下的燃烧稳定性

2.2两气门缸盖

气道遮蔽改善了EGR裕度和燃烧速率，但发动机吸气会变差，且负荷会受到限制。基于四气门缸盖的结果，从John Deere获得了2种涡流配置的两气门缸盖。低涡流缸盖气道的涡流比为2，它与四气门缸盖(1个气道遮蔽)的最高涡流配置水平相同。用该缸盖进行了试验，以确定只用火花点火时发动机在整个发动机工况范围内运行的可行性。从1400r/min到2000r/min的全负荷目标是平均有效压力1.8MPa。由于已经预计发动机在压缩比为14.3时不能满足目标负荷，采用了压缩比为10.0的新的椭圆燃烧室活塞。

试验证明，在压缩比为10.0及最大负荷时，BMEP为1.39MPa(转速1400r/min)，发动机爆燃得到了限制，如图6所示。发动机在30%EGR时能实现更高的负荷，因为在不发生发动机爆燃和燃烧保持稳定的情况下，点火正时可以提前。图7示出了发动机在给定EGR率时的负荷潜力与能避免爆燃和保持燃烧稳定性所需的点火正时之间的关系。对于高EGR发动机，燃烧稳定性和爆燃极限能很快得以满足。稍微减少EGR可能会使最大负荷降低，因为爆燃极限比燃烧稳定性极限下降得更快。发动机的爆燃倾向主要取决于燃烧室设计，这已经由图8所示的2种涡流比都能在最大扭矩的最佳点火提前角(MBT)下达到相似的最大负荷得以证明。

在试验的整个发动机工况范围内，低涡流缸盖的EGR裕度比高涡流缸盖的稍大些，如图9所示。两气门缸盖EGR裕度较小是由于活塞的设计使挤气比和压缩比较低的缘故。

图6　高涡流和低涡流两气门缸盖的最大负荷潜力

图7　在特定的EGR率下和给定的爆燃极限和燃烧稳定性极限下，高涡流和低涡流两气门缸盖的最大负荷潜力与点火正时之间的关系

图8　25%EGR时MBT点火正时下的最大负荷

另一方面的不确定性是火花塞的位置。虽然Witze先生的研究表明，当着火源靠近气缸壁时燃烧速率会随涡流增加而改善，但这种情况可能不适用于所有发动机平台，因为研究指出了涡流中心存在一些循环变动。涡流中心的位置和循环变动的数量在很大程度上取决于气道设计。

对于四气门缸盖，在较高的涡流水平下初始燃烧持续时间能得以改善，如图10所示。这种初始燃烧持续时间的改善还在50%～90%燃烧持续时间中得到反映。燃烧持续期的改善没有延展到燃油消耗方面。图11显示了不同气道设计在各工况下达到的最佳燃油消耗率。低涡流缸盖几乎在每个试验工况点都具有较好的燃油耗，这正好与预期的四气门缸盖的结果相反。

观察在转速1400r/min、平均有效压力(BMEP)为0.8MPa试验点的EGR运行结果有助于发现燃油耗的差异。从图12中可以看出，低涡流缸盖在所有EGR率下的燃油耗改善是一致的。因此，EGR率的稍许差别不会引起有效燃油消耗率的改善。

图9　两气门缸盖采用高、低涡流气道设计时的最大EGR率裕度

图10　25%EGR时各种发动机运转工况下的初始燃烧持续时间

图11　两气门缸盖采用高、低涡流气道设计时的最佳BSFC

图12　在转速1400r/min，BMEP为0.8MPa时燃油消耗率随EGR率的变化

从图13所示的采用高涡流缸盖时的CO排放增加的情况表明，在进气充量中存在潜在的富油区。似乎不太可能会出现由于进气运动而导致的湿壁现象，因为未燃HC排放较低，如图14所示。另外，如图15所示，采用较高的涡流比时使燃烧效率得到了改善。

图13　高、低涡流两气门缸盖的CO比排放量(25%EGR)

图14　高、低涡流两气门缸盖的HC比排放量(25%EGR)

图15　高、低涡流两气门缸盖的燃烧效率差异(25%EGR)

每个关键的燃烧参数似乎表明，较高的涡流比将导致燃油经济性改善。然而，燃油消耗的结果却显示了相反的效果。如图16所示，实测的NOx排放表明，采用低涡流缸盖时会产生较高的总NOx排放。NOx排放的增加表明，低涡流缸盖具有较高的燃烧温度。如图17所示，转速1400r/min、BMEP0.8 MPa时理想循环效率的损失表明，大部分差异是由高涡流缸盖的传热损失较高造成的。高涡流缸盖的传热损失增加抵消了高涡流给燃烧带来的所有好处。

图16　高、低涡流两气门缸盖的NOx比排放量(25%EGR)

图17　转速1400r/min，BMEP为0.8MPa下的效率叠加情况(25%EGR)

3　结论

将1台中型柴油机转换成燃用汽油的发动机，并将它改变为采用2个火花塞的多点气道喷油。采用不同的涡流水平进行了试验，旨在缩短燃烧持续

时间。四气门缸盖采用气道遮蔽的试验结果表明，提高涡流比可使燃烧持续时间改善，但是最终会导致需要用较高的泵气功来产生要求的进气充量运动。为了克服喘气问题和改善负荷潜力，用改型的两气门缸盖进行了试验。结果表明，两气门缸盖采用低涡流气道设计时能提供相似的涡流比，而采用高涡流气道设计时其涡流比是低涡流气道的2倍。

用两气门缸盖进行了试验，以确定发动机只用火花点火运行的可行性。试验证明，压缩比为10.0时，发动机的爆燃非常有限，且无法实现全负荷扭矩目标。另外，虽然燃烧持续时间有改善，但涡流比增加并没有如预期那样使发动机运行状况得到改善，反而由于爆燃倾向增加和传热损失而使发动机性能降低。可能存在1个能使燃烧改善和较高涡流比产生的传热损失得以平衡的最佳涡流比。试验证明，涡流比约为4时显得太高，采用高挤压气活塞设计时，涡流比约为2时可能更接近最佳值。最终结果表明，对本案的大缸径柴油机来说，仅靠火花点燃可能还达不到类似柴油机那样的燃油经济性，若发动机想要燃用低等级汽油，为了实现性能目标，发动机压缩比必须大大减小。

[1]Joo S, Alger T, Chadwell C, et al. A high efficiency, dilute gasoline engine for the heavy-duty market[C]. SAE Paper 2012-01-1979.

[2]Li Y, Zhao H, Peng Z, Ladommatos N. Analysis of tumble and swirl motions in a four-valve SI engine[C]. SAE Paper 2001-01-3555.

[3]Witze P. The effect of spark location on combustion in a variable-swirl engine[C]. SAE Paper 820044.

[4]Patrie M, Martin J, Engman T. Inlet port geometry and flame position, flame stability, and emissions in an SI homogeneous charge engine[C]. SAE Paper 982056.

[5]Curran S, Prikhodko V, Cho K, et al. In-cylinder fuel blending of gasoline/diesel for improved efficiency and lowest possible emissions on a multi-cylinder light-duty diesel engine[C]. SAE Paper 2010-01-2206.

2016-03-08)