进气门晚关米勒循环对高强化柴油机燃烧和换气影响的研究

王子玉， 张岩， 王雷， 刘金龙， 白洪林， 李玉峰

(中国北方发动机研究所， 天津 300400)

0 引言

在日益严格的排放法规推动下，车用柴油机正朝着小型强化方向发展，升功率不断提高。目前，单缸排量为0.4～0.5 L轿车和轻型卡车用柴油机的功率密度已经强化到60～90 kW/L[1-4]，某些研究中的机型甚至超过了100 kW/L[5-6]；在单缸排量超过1 L的重型柴油机中，虽然大多数机型的升功率仍低于40 kW/L，但特种车辆高强化柴油机的升功率已达到90 kW/L[7].

为了研究高强化柴油机的燃烧过程，Zhang等[8]开发了一个高强化单缸柴油机试验平台，其最高转速可达4 500 r/min，允许最大爆发压力达25 MPa，通过组织快速燃烧过程获得了超过80 kW/L的有效升功率。但是，由于高强化柴油机循环进气量和循环喷油量都很大，燃烧放热速率和累计放热量都很高，热流密度大，造成机械负荷和热负荷问题突出，成为制约高强化柴油机发展的重要瓶颈之一。

近年来，米勒循环因其在减少NOx排放、提高热效率等方面的优越性受到了广泛关注，并得到大量的研究和开发[9-14]，它通过进气门早关或晚关方式，形成高膨胀比、低压缩比工作循环，对于降低缸内燃烧压力和温度有明显作用。Nevin等[15]在1台4气门直喷单缸柴油机上开展了进气门关闭(IVC)时刻对发动机性能影响的研究，发现在保持一定进气压力的前提下，随着IVC时刻的推迟，活塞位于上止点时缸内压力和温度明显下降。Millo等[16]针对一款2级增压重型柴油机进行了仿真研究，发现采用米勒循环后抑制了燃烧温度和燃烧压力，使发动机功率可以进一步强化；在维持相同最高燃烧压力的前提下，性能计算的结果表明，发动机功率有大约5%的提升潜力，油耗也有一定程度的改善(约2%)。Kovacs等[17]系统地阐述了重型柴油机应用米勒循环后性能和排放方面的改善潜力，并对1台中等负荷高压共轨柴油机进行了米勒循环试验研究，结果表明：采用米勒循环后发动机的排放明显改善；与此同时，由于最高燃烧压力下降，可以带来近10%的功率收益(燃油消耗率仅增加0.5%)。

迄今为止，虽然关于米勒循环对柴油机燃烧和性能影响的研究已经非常广泛，但这些研究主要集中在中低转速和部分负荷工况下降低NOx排放和提高热效率，应用于高强化柴油机在高转速和大负荷工况下，探索米勒循环技术对于燃烧和换气过程影响的研究还很少。为了抑制过高的机械负荷和热负荷，为米勒循环用于高强化柴油机提供技术支持，本文开展了进气门晚关的米勒循环对燃烧过程和换气过程影响的研究，在1台高强化单缸柴油机上对米勒循环开展研究，着重分析米勒循环对燃烧压力、燃烧温度、泵气损失、米勒损失、充量系数等参数的影响规律。

1 试验系统和数值仿真模型

1.1 试验系统及方法

试验在1台高强化单缸柴油机上进行，其主要结构参数如表1所示。该单缸机是为研究高强化燃烧过程专门设计的，其承受的最大爆发压力可达25 MPa，最高转速可达4 500 r/min.

表1 发动机技术参数

高强化单缸机试验系统布置如图1所示。由图1可见，在进气过程中，空气首先被1台空压机压缩，经过1个带有冷却装置的稳压箱后进入单缸机试验室，构成一个模拟增压系统。在单缸试验室中，压缩空气再经过2级稳压箱后进入气缸。进气温度和进气压力均可根据所设定的数值进行调节和反馈控制。

如图1所示，进气流量由安装在第1级稳压箱后的层流空气流量计测量；进气管和排气管的瞬态压力通过安装在进气管和排气管上的两支压阻式压力传感器测量。

关于模拟增压的单缸柴油机排气系统，按照文献[18-19]的方法，首先，在排气道与排气稳压箱之间的排气管上安装1个双级锥形背压调节阀，该调节阀能够较好地模拟废气涡轮的焓降过程，并容易根据工况需求来调节排气背压；然后，废气经过1个排气稳压箱，以稳定排气气流波动；最后，在稳压箱出口安装1个压力调节阀，以调节排气稳压箱中的压力。正如文献[19]所指出的，单缸机排气过程很难同时在多个工况点完全模拟多缸机排气过程，但是笔者经过多年大量单缸机试验数据和对应工况多缸机试验数据发现，对于所研究的高强化运行工况点，当单缸机排气背压设置为进气压力的1/3值时(平均表压)，单缸机指示燃烧参数和指示性能参数与相应工况的多缸机指示参数比较接近，二者误差值在5%以内。因此，在原机燃烧试验时，排气背压设置为进气压力的1/3(表压)；在进行米勒试验时，由于发动机工况不变且进气压力的增加幅度较小，米勒试验过程中的背压调节阀开度保持不变。

本文设计了3个IVC时刻，分别为：上止点后-110°CA(原机)、-86°CA和-70°CA，并在该高强化单缸柴油机上，在发动机转速为3 600 r/min、指示升功率77 kW/L和过量空气系数1.6工况下开展IVC时刻对燃烧过程和换气参数的影响研究，并建立了试验平台的一维热力学计算模型，对换气过程参数进行进一步分析。高压共轨燃油系统通过1台附加电机单独驱动，电磁阀式喷油器垂直布置在燃烧室中心，轨压设定为180 MPa. 通过安装在油箱和高压油泵之间的油耗仪来测量燃油消耗量。

试验采用瑞士Kistler公司生产的Kistler 6052型气缸压力传感器，最大测量压力为25 MPa. 自制的气缸压力采集和燃烧过程分析系统在每个工况下采集100个循环的气缸压力数据，并对其进行平均和光顺处理。燃烧分析仪采样频率为0.5°CA. 根据实测气缸压力，采用热力学第一定律可计算出燃烧过程的特征参数，如燃烧温度、瞬时放热速率、循环指示功率等。排气测量使用日本HORIBA公司生产的MEXA-584L自动排放分析仪，其中NOx测量范围是0～5×10-3.

该单缸柴油机采用进气和排气双顶置凸轮轴配气结构，进气门和排气门升程曲线如图2所示，最大气门升程均为8 mm. 试验过程中排气门相位保持不变，通过更换不同型线的进气凸轮轴，在保持进气开启时刻不变的同时，通过推迟IVC时刻以实现3种不同的米勒进气相位：原机为上止点后-110°CA，其他两种米勒循环分别为上止点后-86°CA和-70°CA. 本文将这3种工况分别标记为IVC-110、IVC-86和IVC-70，各IVC时刻的进气温度和压力如表2所示。

表2 试验中的进气状态

为了探索米勒循环对高强化柴油机燃烧与换气过程的影响，试验在高速、高负荷工况下进行，高强化柴油机转速为3 600 r/min，平均指示压力为2.5 MPa(指示升功率为77 kW/L)。在进行不同米勒进气相位试验时，为了保持输出功率不变，将喷油压力固定在180 MPa，通过调节进气压力补偿米勒相位造成的进气量变化(见表2)，将过量空气系数维持在1.6附近，此时喷油脉宽可能会稍作调整；通过对喷油提前角的调整，使燃烧分数为50%时对应的曲轴转角(即CA50)保持在上止点后18°CA附近。试验中的冷却水温度保持为80 ℃.

1.2 数值仿真模型及模型验证

为了分析米勒循环对高强化柴油机换气过程的影响规律，利用奥地利AVL公司开发的热力学计算软件BOOST，建立高强化单缸柴油机试验系统的计算模型，如图3所示。

图3模型中各元件的布置与试验室布置相同，其中气缸代表发动机燃烧室，其相关参数按发动机实际参数设置；进气边界和排气边界分别代表试验室进气管入口和排气管出口，进气边界与模拟增压用空气压缩机出口相连，排气边界与实验室排气泵入口相连。图3中1级进气稳压箱(其中装有进气加热系统)用于消除进气压力波动和控制进气温度，2级进气稳压箱可进一步消除进气压力波动；排气稳压箱(装有冷却水系统)用于降低排气温度和消除排气泵带来的排气压力波动。背压调节阀用于调节排气压力；采用两支独立的进气道和一种Y型并联排气道连接到模型的气缸中；图3中的箭头为气体流动的方向。

燃烧模型采用Wiebe模型，传热模型采用Woschni-1978模型。进气道和排气道的流量系数通过稳流气道试验台测量获得；循环油量、进气压力等参数按照试验数据设置。

该一维热力学模型采用下列参数进行标定：通过实测进气流量和燃油消耗量来标定计算模型中的空气量和循环油量；通过实测进气歧管瞬态压力来校验计算的进气压力波；通过实测示功图来标定气缸压力，在保证最高燃烧压力与试验值一致基础上，根据示功图法计算出该工况下的平均摩擦压力(0.5 MPa)设置模型中的参数，即可获得与试验结果一致的平均指示压力和机械效率。

标定结果如图4所示。由图4(a)可见，在保持一定过量空气系数(λ=1.6)的条件下，根据实测进气压力设定的压力边界计算出的进气流量仿真值与试验值有较好的一致性，二者差异在3%以内；由图4(b)可见，由于仿真过程中的进气系统与实际进气系统存在结构细节偏差(如管道形状、过渡圆角等)，管道、接头和阀门等处的流动系数选取也与实际进气系统略有差别，进气压力波振幅的仿真值略大于试验值，但压力波相位吻合良好；由图4(c)可见，仿真得到的气缸压力峰值和相位等特征均与试验值相吻合。综上所述，仿真计算结果与试验测试结果有较好的一致性，表明该模型可以用于燃烧与换气过程的分析。

2 结果与分析

2.1 试验结果分析

2.1.1 米勒循环对进气压缩功耗的影响

为了在不同IVC时刻保持相同的功率输出，试验中随着IVC时刻的推迟，进气压力少许增加(见表2)，以弥补米勒相位带来的进气量损失，因此需要研究米勒进气相位对进气能量的影响。

由于本试验中单缸机试验采用外部压缩机提供进气压力，可以通过进气口热力学状态气体估算出工质从大气状态压缩到进气状态所需要的压缩功耗；由于不同IVC时刻的实际进气量是变化的(见图4(a))，采用单位质量进气压缩功耗来评价米勒相位对进气压缩功耗的影响，如(1)式所示：

(1)

单位质量进气压缩功耗随IVC时刻的变化规律如图5所示。由图5可见，单位进气质量所消耗的压缩功随着IVC时刻的推迟而显著增加，特别是上止点后-70°CA的深度米勒，其进气压缩功耗比原机进气功耗增加了2.5%. 采用米勒循环后，虽然要提高进气压力以弥补进气量的回流损失，但是从表2看到，进气压力变化不大。实际上，发动机这部分增加的功耗，能够通过优化燃烧参数(如喷油提前角、预喷等)来提高排气能量，使涡轮增压器工作在高效工况点，实现进气压力的提高，从而使得循环热效率不降低。

2.1.2 米勒循环对工质状态的影响

由于米勒循环推迟了IVC时刻，造成了有效压缩比的降低以及压缩终了工质压力和温度的下降。

本试验中单缸机上由米勒进气相位造成的有效压缩比下降如图6所示。由图6可见，当IVC时刻推迟到上止点后-86°CA和-70°CA时，有效压缩比分别减小到8.20和6.28. 由于有效压缩比的下降，在几乎相同的进气量条件下(见图4(a))压缩终了缸内工质温度和压力也相应降低，如表3所示。当IVC时刻推迟到上止点后-86°CA和-70°CA时，压缩终了时刻缸内工质压力和温度分别减小到15.05 MPa、13.51 MPa和1 090.43 K、969.93 K. 但在压力和温度共同变化的情况下，压缩终了时刻工质密度变化不大，其变化幅度在3%之内。

表3 不同IVC压缩终了时刻缸内工质状态预测

2.1.3 米勒循环对米勒损失的影响

内燃机理想循环的压缩过程为绝热压缩过程，但是由于存在着进气门晚关现象，压缩曲线会偏离理想的绝热过程，形成了压缩损失。如文献[17]所述，在进气门晚关的米勒循环中，由于压缩始点被显著推迟，其造成的压缩损失就不能被忽视。将从下止点到IVC时刻之间的实际压缩线与达到相同气缸压力(在IVC时刻)绝热压缩线之间的偏差定义为米勒损失，可根据(2)式进行计算米勒损失功。

(2)

式中：WM为米勒损失功；Vd为活塞位于下止点时刻的气缸容积；VIVC为IVC时刻的气缸容积；p(V)为不同气缸容积下实际气缸压力；ps(V)为不同气缸容积下绝热压缩过程的气缸压力；V为气缸工作容积。

图7所示为不同IVC时刻压缩初期阶段压力-容积(p-V)曲线。图中3条虚线是不同IVC时刻缸内压力的理想绝热压缩线。由图7可以明显看出，随着IVC时刻的推迟，实际气缸压力线与理想绝热压缩线之间的差距越来越大，即米勒损失增大。

由于这三篇小说通常被论者加入到先锋写作的序列中，其经典性便也在“先锋”的阐释框架内获得。以先锋精神为内核来理解这三篇小说，则其自然而然地被从后现代的理论出发解读为是对传统文体的“戏仿”，无论是在文体、题材、主题乃至价值观都被全面“解构与颠覆”[1]，但仅仅从先锋精神的角度来解读显然是“封锁”了作品本身所具有的丰富性与复杂性，本文正是试图从先锋所倡导的形式实验本身出发，并通过先锋创作与社会历史语境的互动，展开这样一项反思性的工作，重新理解余华的这三篇传统文体实验小说。

根据试验实测缸压示功图计算出的米勒损失功及其相对于循环指示功的占比如图8所示。从图8中可以看出：米勒损失功随着IVC时刻的推迟而增加；由于本试验中循环指示功保持不变，米勒损失功相对于指示功的比例也会随之增大；在原机IVC时刻为上止点后-110°CA时米勒损失功占循环指示功的百分比不足0.2%；当IVC时刻推迟到上止点后-70°CA时，米勒损失功增加了6倍，占循环指示功的百分比增大到近1%.

2.1.4 米勒循环对泵气损失的影响

采用进气门晚关米勒循环后，由于在压缩初期一部分已经进入缸内的新鲜充量又被推回到进气系统，造成了进气充量损失。为了保持循环功不变，需要通过提高进气压力来保持缸内的新鲜充量(见表2)，当IVC时刻从原机的上止点后-110°CA推迟到-70°CA 时，进气压力提高了0.011 MPa.

平均泵气压力与进气和排气压力的变化有关，一般情况下，当进气压力大于排气压力波平均压力时，平均泵气压力为正值；当进气压力小于排气压力波平均压力时，平均泵气压力为负值。在理论上，对于进气门在下止点后关闭的柴油机工作循环，平均泵气压力损失随IVC时刻的推迟而单调变化，但由于泵气损失数值相对较小，且在试验中一些基本参量(如空燃比、喷油提前角等)略有变动，并且存在不可避免的测量误差(如转速、大气环境、气缸压力等)，燃烧状况难以精确控制和测量，使得平均泵气压力会出现非单调性的变化。不过从图9中可以看出，原机相位下平均泵气压力为负值，泵气损失较大，泵气功为负。随着IVC时刻的推迟，进气压力提高，平均泵气压力增加，泵气功大于0，相应地也带来了燃油消耗率的降低。这表明米勒进气相位对于增加平均泵气压力是有帮助的。

另外，采用进气门晚关的米勒循环后，由于压缩线和膨胀线下移(即压缩压力/压缩温度和燃烧压力/温度下降)，再加上泵气功损失减小(见图9)，实际的循环功不会因为进气门晚关而下降(见图10)。即采用米勒循环后功率输出并不下降(3种工况下功率相差不大，IVC-70工况下比IVC-86工况还略有增加)。

2.1.5 米勒循环对燃烧压力的影响

高强化柴油机的机械负荷较高，而缸内最高燃烧压力和最大压力升高率是衡量机械负荷的重要指标之一。由图4(c)可以看到，在压缩行程开始时(见图4(c)中-90°CA)，3条压力曲线并没有明显差别。随着活塞的上行，IVC时刻的推迟导致气缸压力上升速率减缓，在压缩行程后期着火前不同IVC时刻之间的气缸压力相差了近2 MPa(见图4(c)中-15°CA)；随着燃烧过程的进行，气缸压力差会进一步增大，其中IVC时刻为上止点后-70°CA工况下最高燃烧压力，比原机相位时降低了2.34 MPa. 因此，随着IVC时刻的推迟，最高燃烧压力显著下降。

2.1.6 米勒循环对燃烧温度的影响

发动机的热负荷与缸内平均燃烧温度、最高燃烧温度和排气温度都有密切关系。下面根据实测的气缸压力曲线，并借助于理想气体状态方程计算缸内工质平均温度的变化。

图12所示为不同IVC时刻缸内平均温度随曲轴转角的变化规律。由图12可知，随着IVC时刻的推迟，缸内工质平均温度下降显著，这主要是因为有效压缩比降低的缘故。在喷油开始时刻(见图12中-15°CA)，IVC时刻为上止点后-70°CA时的工质温度已经比原机IVC时刻上止点后-110°CA时降低了150 K；随着燃烧过程的进行，到压缩上止点时刻，二者缸内平均温度相差达到175 K；最大燃烧温度出现在约上止点后30°CA，此时3个进气相位造成的最大燃烧温度差值约为200 K；在随后的膨胀过程中，由于高温气体散热量较大，不同IVC时刻的工质温差会略有减小。在排气门开启时，不同IVC时刻的温差已经降低到约75 K.

图13所示为不同IVC时刻排气温度的变化规律。由图13可知，米勒循环也在一定程度上降低了排气温度。在IVC时刻为上止点后-70°CA下的排气温度比原机上止点后-110°CA的排气温度降低了约40 K. 这对于降低排气系统的热负荷有明显作用。

2.1.7 米勒循环对放热、油耗和排放的影响

图14所示为不同IVC时刻瞬时放热率和累积放热率的变化。由图14可知，采用米勒进气相位后，燃烧瞬时放热速率的上升线随IVC时刻变化不大，这主要是因为本试验工况点的功率密度较高，缸内压缩终了的压力、温度和密度均足够高，由于米勒进气相位引起缸内工质状态的变化并不足以造成滞燃期、喷雾特性和油气混合速率的显著变化。但是，瞬时放热速率峰值以及放热速率下降线随IVC时刻的推迟而减小，这可能是因为在喷油后期或停喷后，油气混合缺乏高速喷雾特性的作用，此时IVC时刻引起的缸内温度和压力下降对扩散燃烧后期的油气混合和燃烧作用得到彰显。

在图14中，以累积放热率为5%时所对应的曲轴转角作为燃烧始点，以累积放热率达95%所对应的曲轴转角作为燃烧终点，燃烧始点到燃烧终点所对应的曲轴转角即为燃烧持续期。如表4所示，由于试验过程中通过改变喷油正时，控制CA50保持在上止点后18°CA左右，因此随着IVC时刻的推迟，燃烧始点变化不大，燃烧终点却略有推迟，从而导致燃烧持续期有所延长。

表4 不同IVC时刻的放热相位

图15所示为不同IVC时刻指示燃油消耗率(ISFC)的试验结果。由图15可见，在过量空气系数一定的前提下，随着IVC时刻的推后，指示燃油消耗率从原机IVC时刻为上止点后-110°CA下的218 g/(kW·h)降低到米勒进气相位上止点后-70°CA 的208 g/(kW·h)，节油大约4.6%. 这是因为一方面采用了米勒进气相位后泵气损失有所减小(见图9)；另一方面，采用米勒进气相位后压缩压力线显著降低(见图10)、而膨胀压力线降低得较少(由于燃烧温度低、壁面的散热量减少)，造成高压循环做功的增加；此外，排气温度降低也减少了整个循环的排气热损失。

在单缸机试验中，进气压力由外源压气机提供，与多缸机不同，单缸机在进气增压中不消耗发动机自身的功率。如果将进气压力的压缩功耗折算为单缸机功耗的一部分，则从图15中可以看到，折合计算的燃油消耗率显著增加，但是折合油耗随IVC时刻的推迟而下降的趋势与原始指示油耗一致。需要注意的是，这个折合油耗是将所有进气压缩功耗假定为由发动机的一部分输出功率提供的，与实际机械增压式多缸机油耗相似，比废气涡轮增压式多缸机油耗要高。

由于在发动机排放物分析中，未燃碳氢化合物(HC)和一氧化碳(CO)的排放量相对较小，本文未作比较。

不同IVC时刻的氮氧化合物(NOx)排放量如图16所示。由图16可见，随着IVC时刻的推迟，对降低NOx排放是有明显效果的。这主要是因为米勒循环降低了燃烧温度。在过量空气系数为1.6时，两个米勒进气相位的NOx排放较原机分别降低30%(IVC-86)和58%(IVC-70)。但是燃烧温度降低对于燃料的转换效率是不利的，从而导致烟度排放的增加。试验中通过奥地利AVL公司生产的AVL 415 s烟度计自动采集和读取烟度值。从图16可知，在过量空气系数为1.6时，IVC-70工况的烟度排放比原机和IVC-86工况时高。

2.2 模拟结果分析与讨论

为了进一步分析进气门晚关的米勒循环对进气回流、充量系数等换气过程参数的影响规律，借助于一维BOOST模型进行了数值计算分析。

2.2.1 米勒循环对进气回流的影响

图17所示为进气门阀座处气流平均速度在进气过程中的变化规律。由图17可见：在从上止点到下止点的主要进气阶段，3个IVC时刻的进气流速基本相同；但在上止点前进气门开始开启的阶段和下止点后IVC的过程中，进气流速出现负值，即出现进气回流。上止点前进气门开启时的进气回流主要是由于缸内压力高于进气歧管压力造成的，而且随着IVC时刻的推迟，进气压力提高，此阶段的进气回流减少。而在下止点后进气门关闭过程中的进气回流现象，则主要是因为上行的活塞推动缸内工质，造成缸内工质压力高于进气歧管压力；而且随着IVC时刻的推迟，进气回流量增加。对图17中的进气流速曲线进行积分可以得到下止点后进气回流量与进气量的比值，即进气回流率。由计算结果可知，在上止点后-110°CA(原机)、-86°CA和-70°CA 3种IVC时刻，由于进气门在下止点后关闭所造成的进气回流率分别为0.61%、5.66%和13.33%.

2.2.2 米勒循环对充量系数的影响

图18所示为不同IVC时刻缸内充量系数的变化。由图18可知，随着IVC时刻的推迟，充量系数随之降低，从原机进气相位的94.5%降低到米勒进气相位上止点后-70°CA时的89%.这主要是因为上述进气回流随IVC时刻的推迟而增加的作用引起的。

3 结论

本文在1台高强化单缸柴油机上针对转速3 600 r/min、指示升功率77 kW/L的高强化工况进行了进气门晚关的米勒循环对燃烧过程和换气过程影响的试验和仿真研究，主要得到如下结论：

1) 在功率输出不变的情况下，随着IVC时刻的推迟，最大燃烧压力、最大压力升高率、平均燃烧温度、最高燃烧温度以及排气温度均明显下降，表明米勒循环对于降低高强化柴油机的热力负荷有显著作用。

2) 随着IVC时刻的推迟，压缩过程中米勒损失、进气回流率增加，充量系数、泵气损失下降。

3) 虽然采用米勒进气相位有可能引起烟度的提高，但有降低NOx排放和改善燃油经济性的潜力。