缸内直喷汽油机热平衡试验和红外热像测量技术研究

高长俊 倪计民 计维斌

（1.同济大学，上海 201804；2.上海汽车集团股份有限公司商用车技术中心，上海 200438）

0 前言

提高发动机热效率，减少污染物排放一直是发动机研究的两大目标。汽油机缸内直喷技术（GDI）被认为是目前最有效的节能减排技术之一，通过提升喷油压力、缸内直喷、分层燃烧等技术改善发动机的冷起动、燃烧组织及废气排放的同时，可大大降低燃油耗并提升功率和扭矩。GDI发动机既具有柴油发动机低油耗的特点，又具有汽油机高输出的优势，在提高燃油经济性和输出功率方面有着巨大的潜力。因此，对GDI汽油机热平衡的研究是目前新型汽车开发的基础，也是中国汽车产业提升自主研发能力的关键环节之一。

在进行发动机热平衡研究时，辐射散热很难直接被测量，随着红外热像仪在工业领域不断广泛应用，为进一步研究热平衡中热辐射的能量提供了测量方法。本文主要研究了GDI发动机热平衡，并结合红外热像仪测量技术进一步分析辐射散热，提出了发动机辐射散热的测试方式。

1 发动机热平衡模型

发动机热平衡试验的目的是确定在不同工况下燃油燃烧释放的总热量在发动机各部分中的分配。根据热力学第一定律，增压中冷发动机工作时燃油燃烧释放的热量主要转化为以下部分：有效功率、冷却液带走的热量、中冷带走的热量、排气带走的热量和余项损失。余项损失包括对流和辐射到周围环境中的热量以及燃料不完全燃烧损失的热量［1－4］。

稳态工况热平衡试验可以在发动机性能试验中确保发动机工况稳定。当发动机冷却系统、润滑系统、进排气系统达到稳定时，测量各系统热量分配情况。发动机热量流动采用集总参数方法分析，如图1所示。

图1 发动机能量流

2 发动机热平衡试验及结果

发动机热平衡试验符合GB／T 18297—2001《汽车发动机性能试验方法》和GB／T 1147.2—2007《中小功率内燃机 第2部分：试验方法》的要求，本课题研究的对象为2.0TGDI发动机，外形如图2所示。

2.1 负荷对热量分配的影响

当转速为5 200r／min时不同负荷下各部分热量损失的变化如图3～图4所示。GDI发动机的油量是通过改变节气门的开度来调整空气的进入量，从而控制喷油量，在转速保持不变时，通过改变节气门开度来调节进入气缸的空气量，以达到不同的负荷要求。对于燃油消耗量来说，当转速一定时，其值的变化取决于每次循环供油量，它随负荷的增加而增加，在中小负荷段近似成线性，在高负荷时，过量空气系数明显下降，导致燃烧恶化，上升的幅度更快一些。因此燃油燃烧释放的总热量表现为在中小负荷段近似成线形，随负荷增大而增加，在高负荷段也呈线形上升，且上升斜率较大。

图2 2.0TGDI发动机外形图

图3 转速5 200r／min时，负荷特性各项热量随扭矩的变化曲线

图4 转速5 200r／min时，负荷特性各项占总燃料释放热量的比例

2.2 转速对热量分配的影响

发动机外特性下的热量分配见图5，外特性上功率占燃料释放总热量的19.7%～32%之间，冷却液带走的热量占12.7%～19.3%，排气带走的热量占20.5%～30.1%，中冷带走的热量占0.4%～2.8%，余项损失的热量占23.5%～38.4%。

图5 外特性上各项热量分配比较

从图5中可以看出，中冷带走的热量最少，而冷却液带走的热量次之且近似线性。在发动机转速3 200 r／min以下，功率、排气、余项损失的热量三者之间变化规律及数值基本一致。而在发动机转速3 200～5 200 r／min时，功率占比逐渐变小，排气带走的热量线性增加，而余项损失占比逐渐升高。在过量空气系数低于0.8时，由于燃料的不完全燃烧程度逐渐加剧，使得余项损失的热量显著升高。

在不同转速下排气带走热量的变化如图6所示。在同样的燃油耗下，不同转速时排气带走的热量接近。

图6 不同转速下排气带走的热量与燃油耗的关系图

在不同转速下余项损失热量的变化如图7所示。在燃油耗较低时，不同转速下排气带走的热量接近，在油耗较大时变化规律一致，随转速增大，曲线右移。

图7 不同转速下余项损失的热量与燃油耗的关系图

3 试验数据分析

3.1 排气温度带走的热量分析

在发动机各温度源中，排气的温度最高，且排气的温度对燃油经济性、排放、动力性都有直接关系，常常在发动机标定过程中为了降低排放而牺牲燃油经济性。由图6可以看出，在4种不同转速（2 000r／min、3 200r／min、3 600r／min、5 200r／min）排气带走的热量随燃油的增大而接近线性增大，燃油耗越大，消耗的空气量也越多，燃油释放总热量增加，发出的功率越大。从4条排气带走的热量与燃油耗的曲线可以看出，4条线接近重合，因此排气带走的热量可以通过一元回归分析得到拟合曲线。对上述4种不同转速采用一元三次多项式拟合曲线，得到曲线方程

y＝ －6×10－5x3－0.009x2＋3.855 8x （1）式中，x代表燃油耗，y代表排气带走的热量。在这4种转速下共有73个数据点。油耗为0时，表示发动机停机状态，排气带走的热量也为0，因此拟合的线性曲线在y轴的截距为0。相关指数R越大说明残差越小，则对应的关系曲线越好。R2＝0.993 2，曲线如图8所示。

对排气带走的热量拟合曲线方程进行验证，选取转速4 400r／min时试验所得的排气带走的热量值与拟合曲线进行比较，如图9所示。通过计算可得，各工况点排气散热拟合值与试验值之间标准差S为3.36，相关指数R为0.993，绝对差值与拟合值间百分比的平均值为4.2%，说明所选取的转速4 400r／min各试验点排气带走的热量符合拟合曲线方程。

3.2 余项损失的热量分析

图8 排气带走的热量与燃油耗的3次拟合曲线图

图9 排气带走的热量拟合曲线与试验曲线比较图

由图7可以看出，在6种不同转速（2 000r／min、2 800r／min、3 200r／min、3 600r／min、4 400r／min、5 200r／min）余项损失的热量与燃油耗及发动机转速相关，都为二元函数。采用Matlab软件对试验数据分析。对107个试验工况得到的余项损失的热量采用二元多项式进行拟合，拟合曲面如图10所示，得到方程为

式中，z代表余项损失的热量，x代表发动机转速，y代表燃油耗。采用转速2 800r／min时的19个试验工况数据对拟合方程进行验证（图10中白色点为验证点），标准差（RMSE）＝3.983 9，符合拟合方程。R2＝0.992，RMSE＝6.103。

4 基于红外热成像仪的发动机表面温度场研究

图10 余项损失的热量与转速和燃油耗拟合曲面图

余项损失中对流及热辐射的散热影响发动机前舱热管理的分析，因此分析这部分的热量对前舱热管理非常重要。但这部分热量无法直接测量得到，往往通过发动机的传热模型进行仿真计算，仿真计算结果的准确性依赖于试验测量的准确边界条件。随着红外热成像技术的广泛应用，为发动机表面温度场的测量提供了更有效、快速、便捷、测量精度更准确的先进测量和分析手段。

4.1 试验装置

试验用红外热像仪为德国InfaTec公司生产的ImageIR 8300测温红外热像仪，采样频率为100Hz／325Hz／850Hz，探测波长为2～5μm。由于红外图像处理软件IRBIS3得到的是温度图像及温度数值，而最终要分析的是发动机表面热辐射值，因此后期借助EXCEL利用辐射理论将软件IRBIS3得到的温度值进行热辐射值计算。试验现场如图11所示。

图11 红外热像仪测量发动机表面温度试验现场

4.2 试验及结果分析

试验在发动机转速1 200r／min时的全负荷稳态工况点进行测量，摄像头分两次布置，第一次在发动机进气侧，热像图如图12所示。第二次在发动机排气侧，热像图如图13所示。试验时由于油底壳表面温度不便测量，机油温度是均匀的，因此油底壳的温度可以认为是均匀的，所以取油底壳侧面点代表油底壳表面温度。由于顶部、前端、后端不便测量，不考虑反射等其他方面的影响，假设温度也均匀，用局部区域温度代表整体温度。

图12 发动机进气侧热像图

图13 发动机排气侧热像图

通过热像仪成像技术得到的是一组图像数据，利用IRBIS 3professional可以将设定区域各像素点的温度值导成EXCEL格式数据，各像素点对应的物体的实际面积可以认为是相等的，因此根据普朗克黑体辐射定律和斯忒藩－波尔兹曼定律得到辐射热量如下

式中，PM为辐射热量，单位为kW；ε为物体发射率；σ为斯忒藩—波尔兹曼常数；Ti为第i个像素点绝对温度，单位为K；n为像素点个数；A为辐射区物体面积，单位为cm2。假定ε为1，不考虑反射等其他因素影响，可得辐射散热量为1.28kW。由热平衡试验得到转速在1 200r／min全负荷工况时余项损失为18.3 kW，因此辐射散热所占余项比例为7.0%。

5 结论

本文主要研究了某款2.0TGDI发动机热平衡，并结合红外热像仪测量技术进一步分析辐射散热，主要研究成果如下：

（1）利用集总参数法对发动机热平衡建立模型；

（2）通过GDI发动机试验及结果分析，得出了外特性时及不同转速时的负荷特性发动机的热平衡数据。用回归分析方法建立了排气带走与油耗间的一元三次曲线拟合公式，利用Matlab软件中余项损失与燃油耗和发动机转速间的相关性进行分析，采用二元多项式的方法得到拟合函数。

（3）通过红外热成像原理，提出了利用红外热像仪计算发动机热辐射，并利用此方式计算了GDI发动机在发动机转速1 200r／min时的热辐射值为1.28kW，占余项损失的7.0%。

通过研究，得到GDI发动机热平衡的基本规律，为GDI发动机后续的研究提供了依据，并引入前沿红外测温技术应用于发动机热辐射的研究，为后续发动机热辐射的研究提供了方案。