较高压缩比对柴油机性能影响的研究

工作过程

较高压缩比对柴油机性能影响的研究

【日】 Y.Funayama H.Nakajima K.Shimokawa

为了提高发动机的有效热效率，必须尽量减少各种损失，例如理论热效率中的冷却损失和摩擦损失。然而，除了减少各种损失外还必须提高理论热效率。在努力提高商用车用大型柴油机有效热效率的工作中，重点研究关注了影响发动机理论热效率的2个重要因素： 压缩比和比热比。根据这2个因素所起的作用而进行理论热力学循环分析，预计将压缩比从基本发动机的17提高到26，并增加比热比，使理论热效率得到显著的提高。利用1台单缸发动机研究了上述2个因素对指示热效率和有效热效率的影响。通过改变燃烧室容积来改变几何压缩比，通过外部供气系统调节过量空气和EGR率来控制缸内气体的比热比。由初步理论分析得知，理论热效率可提高8%(较高压缩比和较高比热比相结合时)，指示热效率和有效热效率分别可提高6%和4%。

燃烧室 压燃 燃烧过程

0 前言

由于需要减少CO2的排放和降低汽车运输的成本，市场对提高柴油机燃油经济性的需求不断增长，并对进一步提高燃油效率提出要求。

发动机的燃油耗是由有效热效率决定的。提高指示热效率和减少摩擦损失，就可以提高有效热效率，如图1所示。由于指示热效率是由理论热效率减去冷却损失和泵气损失计算出来的，因而可以从理论上求得上述各项作功量，在保持这些损失最少的情况下，提高指示热效率是获得更高有效热效率的关键。

图1 大型柴油机的热平衡

近年来，许多有关提高发动机热效率的研究都是以热力学循环理论为基础的。Kitabatake等人[1]报道了在平均有效压力(BMEP)≤0.9MPa的宽广范围内提高指示热效率的结果，他们是通过将发动机的几何压缩比由16.5增加到20.0，并在保持膨胀比不变的情况下，用可变气门执行机构改变有效压缩比来实现的。Uchida等人[2]通过增加膨胀比获得了指示热效率的改善。这是通过将几何压缩比进一步提高到22.0，并利用可变气门执行机构调节有效压缩比，同时保持膨胀比不变来实现的。然而，根据有关报道，因为需要靠更高的增压来保持过量空气系数，且较高的缸内压力导致了摩擦损失的增加，所以有效热效率并没有得到改善。Akihisa等人[3]在汽油机中进行了高膨胀比循环的研究，确认在这些发动机中采用较高膨胀比时能使热效率得以改善。还有报道称[4]，通过采用高膨胀比，以及优化缸径/行程比的可变气门执行机构，并通过进一步改进燃烧，能使汽油机的有效热效率达到与柴油机相似的水平。

由于柴油机的特征是柴油直喷压缩着火，提高几何压缩比相当容易，这就能直接产生较高的膨胀比。因此，柴油机通常具有较高的热效率。然而，为了满足减少燃油耗的需求，必须使热效率进一步提高。

在本研究中，为了提高商用车大型柴油机的有效热效率，重点关注了压缩比和比热比这两个决定发动机指示热效率的关键因素，并研究了这些因素显著改变时对热效率改善的作用。

1 热效率的理论分析

公式(1)是狄塞尔循环的指示热效率的表达式。由公式(1)可知，狄塞尔循环的指示热效率(ηth)由压缩比(ε)、比热比(κ)和定压预胀比(σ)表达。压缩比与气缸的几何压缩比相关，比热比受到EGR率和过量空气系数的影响，定压预胀比相当于燃烧期。因此，它们是决定发动机基本性能的重要因素。

(1)

式中，ηth为理论热效率，ε为压缩比，κ为比热比，σ为定压预胀比。

以公式(1)为基础，研究了通过改变压缩比和比热比来进一步提高热效率的可能性。

图2 柴油机实现高热效率的策略

本研究主要适用于在公路上行驶的重型长途商用卡车柴油机。图3所示为长途重型卡车在日本东名高速公路上以80km/h的车速巡航行驶时，柴油机燃油耗特性曲线图与扭矩曲线的关系，以及本研究中使用的评价点。

图3 公路上行驶时的燃油耗范围和评价点

图4所示为在不同比热比时狄塞尔循环的理论热效率与压缩比的关系。理论热效率分析时采用的定压预胀比与图3中评价点的数值相同。在本分析中，假设定压预胀比与压缩比或比热比无关，并采用恒定的定压预胀比，其数值与图3中评价点的相同。

本分析中所用的比热比由25℃进气空气与喷入燃油完全燃烧所产生的气体成分计算而得。比热比1.29表示过量空气系数为1.5和EGR率为30%，而比热比1.34表示过量空气系数为2.9和EGR率为0%。

图4 压缩比和比热比对理论热效率的影响

由图4的结果预测，当压缩比从17提高到26时，理论热效率增加约5%，当缸内气体的比热比从1.29提高到1.34时，理论热效率会增加约3%。这表明,改变这两个因素的组合有可能使热效率实现高达8%的改善。

2 通过三维模拟的燃烧分析

在直喷式柴油机中，对压缩比超过26的高压缩比发动机很少进行研究。因此，人们对发动机在这样高的压缩比下的性能很不了解。

为了实现高压缩比，需要采用容积相对较小的燃烧室。因此，火焰容易与燃烧室壁相互作用。此外，由于缸内气体的温度和浓度高，柴油的燃烧很可能与传统燃烧有显著不同。因此，利用三维燃烧模拟研究了较高压缩比对燃烧现象和排放的影响，然后对燃烧室的形状进行了研究，以确定哪种燃烧室形状适合于高压缩比。

本研究中使用的计算程序是Wakisaka等人开发的GTT程序[5]。考虑到碳烟生成物对温度的依赖性，对作为燃烧模块基准的Foster等人的模型[6]，进行了专门修改。

计算中使用的燃烧室形状列于表1。在相同的高压缩比条件下，为了研究火焰进入燃烧室凹坑时与壁面相互作用的差异，对深碗形和浅盘形两种燃烧室形状进行了分析。计算所用的发动机运转条件(λ、EGR率、喷油量、喷油压力和喷油正时)与图3中所示的评估点的运转条件相同。

表1 燃烧室形状

图5所示为燃烧模拟获得的缸内碳烟量的变化曲线。结果表明，浅盘形燃烧室缸内的碳烟氧化要比深碗形燃烧室的更快，因此，可以认为浅盘形燃烧室有可能使发动机的烟度降低。

图5 缸内平均碳烟量的变化曲线

该研究分析仅局限于低速、低负荷工况。这些结果表明，在压缩比为26的高压缩比下，通过优化燃烧有可能使发动机达到更高的热效率。此外，如果能在相同的空气量下减少排气的烟度，就有可能减少燃烧所需的空气量，以及减少由高增压引起的泵气损失。相信这对于改善发动机的燃油耗将是有效的。

3 发动机试验

3.1 试验发动机技术规格

采用1台基于重型卡车发动机的单缸研究柴油机作为试验发动机。发动机的技术规格列于表2。该单缸发动机为1台排量1478mL的4气门直喷柴油机。它装有共轨喷油系统，并采用电磁阀驱动的喷油器。活塞材料采用内部生产的重型发动机用球墨铸铁(FCD)。

表2 试验发动机技术规格

试验发动机系统的示意图如图6所示。该发动机系统采用外部增压器来实现高增压和高EGR率,EGR阀和排气压力控制阀位于排气稳压箱后，调节这些阀门能够独立地控制过量空气系数和EGR率。

图6 试验发动机系统示意图

EGR率由进气和排气中的CO2浓度比计算而得。通过控制EGR流路中的EGR冷却器和进气稳压箱中的加热器，可以使进气温度设置成任何温度。试验用的燃油为JIS2号成品柴油。

发动机的冷却损失由冷却水的流量和发动机进、出水的温度差计算而得。此外，EGR冷却器的热损失由气体流量和EGR冷却器出、入口之间的气体温度差计算而得。润滑油和冷却液的温度控制在80℃，并采用外部机油泵和水泵进行强制循环。

3.2 试验条件

为了比较采用不同的压缩比、燃烧室形状和比热比时的发动机性能，对表3所示的4种试验条件进行了研究。

采用了17和26 2种压缩比。压缩比为26时，采用2种不同的燃烧室形状(深碗形和浅盘形)来研究燃烧室形状的影响。

以1.29的比热比作为基准条件。它与研究理论热效率时的比热比相同(过量空气系数为1.5，EGR率为30%)。对于较高的比热比(1.34)，它是通过关闭EGR和采用高增压来实现的(过量空气系数为2.9，EGR率为0%)。

因为本研究是探索压缩比和比热比对热效率影响的初步可行性研究，所以没有对喷嘴规格和喷油条件进行优化。在试验中，所有喷油器喷嘴都采用相同的规格(喷孔直径、喷孔数量、喷雾角度)，并且喷油量(105mm3/循环)、喷油压力(160MPa)、喷油正时(0°CA ATDC)、预喷油量(2.5mm3/循环)和其他喷油条件也完全相同。

发动机运转工况与计算理论热效率时所用的评价点的运转工况相同(图3)。

表3 试验条件

注： κ=1.29过量空气系数为1.5和EGR率为30%;κ=1.34过量空气系数为2.9和EGR率为0%。

4 试验结果与讨论

4.1 热效率的比较

4.1.1 较高压缩比的影响

为了分析较高压缩比的影响因素，首先对表3中的方案1和方案2在评价点工况下进行了比较。尽管通过理论热效率计算时预测在较高的压缩比下能使理论热效率提高大约5%，但试验结果为指示热效率和有效热效率分别提高了3.0%和1.5%(图7)。

图7较高压缩比对热效率的影响

理论热效率与指示热效率和有效热效率之间有差异的原因是，虽然较高的压缩比能增加指示功，如图7中的p-V图所示，但较高的缸内压力会导致较高的冷却损失和摩擦损失。

此外，为了了解由压缩比导致的燃烧特性的差异，对方案1和方案2的放热率进行了比较。如图8所示，确认方案2的放热率峰值比方案1的小。

因此，虽然在方案2中较高的压缩比使热效率得到了提高，但不完全燃烧会使热效率与理论值明显不同。换言之，如果能使方案2的燃烧得到改善，那么，热效率也有可能进一步提高。

为了改善方案2的燃烧，采用了三维模拟中已被证实的碳烟排放较低的浅盘形燃烧室。

图8 方案1和方案2的放热率比较

4.1.2 不同燃烧室形状的影响

在压缩比26的相同压缩比下，对方案2和方案3进行了比较，将深碗形燃烧室换成浅盘形燃烧室，以评估燃烧室形状的影响。虽然在分析理论热效率中没有考虑燃烧室形状的影响，但发动机的试验结果表明，指示热效率和有效热效率都提高了2%。

图9 燃烧室形状对热效率的影响

图9所示为上止点附近的p-V图。图中的压力曲线表明，在气缸压力达到峰值后，方案3的缸内压力要比方案2的高。这使得方案3的指示功有所增加。

一般来说，摩擦损失与发动机的转速和最大气缸压力[7]密切相关。然而，将燃烧室改成浅盘形时，却观察到了气缸压力达到峰值之后的燃烧压力特性有所差异。据悉，使摩擦损失的增加最小，能使指示功有效地转化为有效功。

如图10所示，表明方案3的最高放热率变得较高，且峰值后的放热率得到了提高。在相同的压缩比下，方案3的总体燃烧情况比方案2的有所改善。

图11所示为根据图10中的计算放热率得出的累计放热量曲线。结果表明，方案3燃烧达到90%放热量时的曲轴转角要比方案2的约早5°CA，燃烧期缩短约20%。可以认为这种现象与减小定压预胀比的情况相当，这对于改善理论热效率是有效的。

图10 方案2和方案3的放热率比较

图11 方案2和方案3累计放热量的比较

然而，燃烧期缩短(定压预胀比减小)使得指示热效率和有效热效率的改善显著高于理论热效率的改善。这表明，除了缩短燃烧期以外，其他因素也有助于提高指示热效率和有效热效率。具体来说，方案3中更改的燃烧室形状就产生了1种不同的燃烧形态，它能抑制柴油燃烧过程中热损失的增加。这样就会使燃烧期缩短，并且很可能会对改善指示热效率作出贡献。

① 为了符合原著本意，本文仍沿用原著中的非法定单位——编注。

此外，累计放热量曲线清楚表明，方案3中最高气缸压力后的燃烧要比方案2的更为活跃。这意味着指示功是在机械损失没有增加的情况下转换成了有效热效率。

为了比较这几种不同燃烧室形状的排放性能，图12示出了在恒定增压压力条件下碳烟排放特性与过量空气系数(通过改变EGR率)的关系。

图12表明，与方案2相比，即使在相同的高压缩比下，方案3的碳烟排放特性可以得到显著改善，也就是在相同的烟度水平下，可以实现较低的过量空气系数。这些情况与前面模拟分析估算的趋势相同。从图10的放热率特性来看，这个结果揭示了碳烟氧化得到改善的原因。

图12 燃烧室形状对碳烟排放特性的影响(评估测试)

能在较低的过量空气系数下抑制碳烟排放量，就有可能减少泵气损失，因为这时可以减少所需的EGR量和增压压力。预计有效热效率还可以得到进一步提高。如第4.1.1节中所述，较高的压缩比(从17增加到26)能使理论热效率增加5%。

另一方面，除了较高的压缩比(方案3)外，将燃烧室的形状改成浅盘形能使指示热效率比方案1的提高5%，这与理论热效率的增加量相同。

根据这些结果可以确认，即使在较高压缩比引发的缸内条件下，通过抑制碳烟排放量来改善燃烧对提高指示热效率也是非常重要的。改善有效热效率的关键是要使最高气缸压力后的燃烧活跃起来。

4．1.3 较高比热比的影响

图13所示为方案3和方案4的热效率比较。在方案4中，通过切断EGR和通过较高的增压来增加过量空气系数，使气缸中的比热比从1.29(方案3)增加到了1.34。如上所述，预计将比热比增加到1.34，理论上可使理论热效率增加大约3%。

图13 比热比对热效率的影响

尽管理论分析得知在该条件下(比热比为1.34)能使理论热效率获得约2.0%的改善，但试验结果表明，指示热效率和有效热效率仅分别改善约1.0%和0.5%。

在方案4中，尽管最高气缸压力有所升高，有效热效率依然增加了0.5%。这是因为较高的比热比引起的指示功增加会超过因最高气缸压力升高而导致的摩擦损耗的增加。

如果能在方案4中实现定压燃烧，预期比热比还可以进一步提高，因为在缸内压力的限度之内提高增压有助于提高比热比。

理论热效率的指示热效率之间出现偏差的原因是，降低EGR率会使燃烧温度增加，并会导致缸内比热比减小和冷却损失增加。

4．2 机械摩擦损失的比较

机械摩擦损失可用指示热效率和有效热效率之差来表示。图14示出了所有方案的机械摩擦损失与最高气缸压力的关系。可以确认，机械摩擦损失与最高气缸压力密切相关，并观察到方案4的机械摩擦损失大约比基准条件下(方案1)的高2%。

图14 最高气缸压力对机械摩擦损失的影响

在方案4中，机械摩擦损失的增加连同较高的气缸压力，也会促使由增压压力升高而导致压缩冲程期间的摩擦损失增加。

4．3 冷却损失的比较

图15示出了每种方案的冷却损失。虽然从方案1到方案2冷却损失有所增加，但可以确认，在采用浅盘形燃烧室的方案3中冷却损失有所减少。因为浅盘形燃烧室的凹腔直径变大，可以认为这种冷却损失减少是由于避免了火焰与活塞壁相互作用和抑制了缸内气流运动的缘故。

图15 冷却损失的比较

另一方面，尽管方案4中通过切断EGR消除了EGR冷却器的散热，但与方案3相比，其总散热损失的减少很小。这是因为EGR切断会导致燃烧温度上升，进而导致缸内冷却损失增大。

4.4 热效率的提高

图16所示为基准状态方案1与方案4的热效率比较，它显示了较高压缩比和较高比热比下的热效率改善效果。在方案4中，虽然在理论上预计热效率可以提高8%，但实际上指示热效率和有效热效率只能分别提高6%和4%。这些结果表明，较高的压缩比和较高的比热比是提高热效率的方向。

图16 热效率的改善

缸内压力的限制会阻止比热比到达目标值，这是理论热效率与指示热效率之间存在2%偏差的可能原因之一。另一个原因是，为了实现高压缩比，必须采用容积相当小的燃烧室。

因此，容易引起火焰与燃烧室壁的相互作用，从而可能会使冷却损失增加。另外，根据上述分析结果，可以认为，指示热效率与有效热效率之间存在2%的偏差是由于最高气缸压力上升而导致机械摩擦损失增加的缘故。

5 总结

为了探索提高发动机有效热效率的路径，利用1台单缸发动机，研究了通过显著改变压缩比和比热比这两个发动机基本因素来改善热效率的效果。将压缩比从17增加到26，比热容比从1.29提高到1.34，获得了以下结果：

(1) 虽然预测理论热效率改善了8%，但发动机试验结果是指示热效率和有效热效率分别提高了6%和4%。

(2) 试验证实，在相同的高压缩比下，优化燃烧能提高热效率和减少排放量。

(3) 理论热效率和指示热效率之间存在2%的差异是由于高压缩比导致燃烧室较小而引起冷却损失增加的结果。另一方面，理论热效率和有效热效率之间存在2%的差异是由于压缩比和比热比较高，导致最高气缸压力较高而引起机械摩擦损失增加的结果。

可以确认，采用较高的压缩比和较高的比热比对于提高热效率是有效的。然而，要实现有效热效率的进一步提高，将需要改善较高压缩比下的燃烧，并必须采取措施减少冷却损失和机械摩擦损失。

[1] Kitabatake R, Minato A, Inukai N,et al. Simultaneous improvement of fuel consumption and exhaust emissions on a multi-cylinder camless engine[C]. SAE Int. J. Engines 2011-01-0937.

[2] Uchida N， Fukunaga A, Osada H,et al. Further improvement in brake thermal efficiency of a single-cylinder diesel engine by means of independent control of effective compression and expansion ratios[C]. SAE Paper 2014-01-1198.

[3] Akihisa D, Daisaku S. Research on improving thermal efficiency through variable super-high expansion ratio cycle[C]. SAE Paper 2010-01-0174.

[4] Ikeya K, Takazawa M, Yamada T, et al. Thermalefficiency enhancement of a gasoline engine[C]. SAE Int. J. Engines 2015- 01-1263.

[5] Wakisaka T, et al. Numericalprediction of mixture formation and combustion processes in premixed compression ignition engines[C]. COMODIA 2001： 442-449.

[6] Fusco A, Knox-Kelecy A L, Foster D E. Application of a phenomenological soot model to diesel engine combustion[C]. COMODIA 94： 571-576.

[7] Chen S, Flynn P. Development of a single cylinder compression ignition research engine[C]. SAE Paper 650733.

张然治 译自 SAE 2016-01-0722

朱炳全 校

虞 展 编辑

2016-08-03)