高速公路長途運輸卡車專用重型柴油機的燃油耗改善研究

【日】　M.Ishii　K.Shimokawa　K.Machida　H.Nakajima

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發展動向

高速公路長途運輸卡車專用重型柴油機的燃油耗改善研究

【日】M.IshiiK.ShimokawaK.MachidaH.Nakajima

對高效率柴油機、混合動力系統、廢熱回收系統、后處理系統，以及先進傳動系統等能夠改善高速公路長途運輸重型卡車燃油耗的可能途徑進行了研究。介紹了改善柴油機本身燃油耗性能所用策略及實際發動機的試驗評價結果。獨立發動機的試驗評價結果表明，當卡車在高速公路上行駛時，采用高制動平均有效壓力、兩級渦輪增壓系統、雙循環廢氣再循環(高壓循環和低壓循環)系統、新型燃燒室和新型噴嘴噴油系統的小型化柴油機，可大幅降低發動機常用工況的燃油耗。

燃油耗柴油機重型卡車長途運輸

0　前言

每當新的排放法規生效時，就會有一些重型商用車柴油機新技術應運而生，柴油卡車排放超標問題得到了有效解決。此外，柴油機由于其熱效率高，現在不僅用于重型卡車，而且還用于小型轎車。這種變化將有助于減少CO2排放量，改善全球環境。

另一方面，由于在長期的使用過程中已經對柴油機各方面技術進行了全面的研究，現在僅憑單項新技術的開發很難實現燃油耗的大幅改善。所以，進一步降低柴油機燃油耗的關鍵技術將集中于動力總成各個組成部分相互取長補短的技術(如發動機組件、混合動力系統、廢熱回收(WHR)系統、后處理裝置、傳動系統等)。具體來說，柴油機排量將大幅減小，以充分減少發動機本身的摩擦損失量，獲得高的熱效率[1-2]，然后采用混合動力系統補充和輔助加速性能[3]。重型長途運輸卡車主要在高速公路上行駛，車速幾乎沒有變化，因此，在這些駕駛工況下的廢熱和減速能量可作為能量源加以回收利用[4]。在冷態時，采用低溫高性能的后處理系統有助于提升發動機性能，反之，柴油機的空間速度低和排氣溫度高，又可以輔助后處理系統。

有助于降低柴油機本身燃油耗的主要技術是減少摩擦損失和泵氣損失。因此，現在急需綜合采用多項技術，如高平均有效壓力(BMEP)小型化發動機、渦輪增壓器在高效區內運行、在抑制泵氣損失的同時將廢氣引入氣缸[5-7]、在低空燃比條件下實現充分燃燒[8-9]。

本文對高BMEP小型化柴油機、高壓比渦輪增壓系統，以及優化燃燒等有助于極大改善燃油耗，同時又對滿足1.0g/(kW·h)(日本2016排放法規限值)穩態氮氧化物(NOx)排放要求的技術進行了研究，并針對日本國內高速公路重型長途運輸卡車駕駛工況等技術進行了設計和評價。

1　柴油機實現高熱效率的策略

1.1熱平衡改善方法

圖1所示為重型卡車在日本高速公路上以80km/h行駛時柴油機熱平衡的典型實例[10]。制動輸出功僅占輸入總能量的約40%，而剩余60%的能量卻以冷卻損失、排氣損失、摩擦損失和泵氣損失的形式散失掉。很明顯，改善熱平衡有助于降低燃油耗。對于柴油機本身，必須改善制動輸出功、減少各種損失，以及回收廢熱。

圖1　高速公路駕駛工況下重型柴油機的熱平衡

1.1.1高BMEP小型化柴油機

直至20世紀90年代，主流商用車重型柴油機仍舊采用大排量自然吸氣式發動機。但是，在21世紀出現了采用渦輪增壓器的較小排量柴油機，不僅與大排量發動機具有相同的功率輸出、扭矩和排放特性，同時燃油耗較低。因此，進一步改善這些柴油機性能的有效方法是進一步減小排量、采用高BMEP，以及減小摩擦損失。此外，減小發動機排量還對發動機減重有正面作用。

1.1.2渦輪增壓系統與廢氣再循環(EGR)系統

對于相同排量的柴油機，當BMEP增大時，進氣量和EGR量也隨之增大，因此必須采用高壓比渦輪增壓系統。假設渦輪增壓效率相同，由于高壓比渦輪增壓系統使排氣壓力升高，進而導致泵氣損失增大，燃油耗惡化。所以，當采用高壓比渦輪增壓系統時，大幅提高渦輪增壓器效率和抑制泵氣損失增加也是至關重要的。

在發動機工作的轉速和負荷范圍內，單級渦輪增壓器的高效區較窄，因此，很難在發動機的所有工況區域內同時獲得高壓比和高效率。所以，對于高BMEP小型化柴油機必須重新考慮采用渦輪增壓系統，一般認為兩級渦輪增壓系統是1項更加有效的技術。兩級渦輪增壓系統的特點是渦輪增壓器在扭矩點附近具有較高的效率，并且更易實現燃油耗的降低。這種系統非常適合經常在大扭矩工況點附近工作的重型卡車。因為增壓做功負荷均分給2個渦輪增壓器，所以這種兩級渦輪增壓系統還具有比單級渦輪增壓器更加可靠的優點。

另一方面，由于兩級渦輪增壓系統在寬廣的發動機工作轉速和負荷范圍內具有較高的渦輪增壓效率，因此有利于產生泵氣功。高壓循環EGR(HPL-EGR)無法在泵氣功條件下向氣缸供給廢氣。因此，為了向氣缸供給廢氣，必須采用關閉可變幾何截面渦輪增壓器噴嘴的方法來保持具有較高背壓的泵氣損失。但是，采用這種方法會導致燃油耗惡化。因此，能夠同時抑制泵氣損失和確保EGR的技術是非常有必要。即使在泵氣功條件下，低壓循環EGR(LPL-EGR)也能向氣缸供給廢氣。因此，研究了將HPL-EGR和LPL-EGR集成到高效率渦輪增壓系統中的雙循環EGR(DL-EGR)系統的應用。

1.1.3燃燒系統

減少進氣量是減少泵氣損失的有效方法，同時還可以降低燃油耗。但是，在高EGR率條件(NOx排放低于1.0g/(kW·h))下減少進氣量會增加碳煙排放的風險。因此，必須改善空氣與噴入燃油的混合情況，實現充分燃燒，從而減少低空燃比條件下的碳煙排放量。對燃燒室形狀和噴嘴幾何結構等能夠改善空燃混合狀態的可能途徑進行了研究。

接著，重點研究發動機的熱損失。從壓縮沖程中期開始，直至排氣沖程結束期間，氣缸內氣體的溫度高于氣缸套壁面溫度、氣缸蓋表面溫度和活塞表面溫度。熱量從氣缸內氣體傳遞給各氣缸壁，導致進入發動機冷卻液的熱量損失。這表明減少氣缸內燃氣向冷卻液的傳熱損失非常重要。采用具有較高隔熱度的活塞和氣缸蓋等零部件是減少這樣傳熱的1種有效方法。

2　試驗用發動機

2.1試驗用發動機技術規格

采用1款排量9L發動機作為試驗發動機。為了獲得與13L發動機相同的功率和扭矩，對其進行了技術開發。表1列出了該發動機的技術規格，圖2所示為試驗發動機系統的結構示意圖。

表1　發動機主要技術規格

圖2　試驗用發動機系統結構示意圖

2.2燃油耗評價點

改善柴油機常用工況范圍內的燃油耗是減少不同種類和用途柴油機CO2排放量的有效途徑。圖3所示為重型卡車在東京至名古屋Tomei高速公路上以80km/h行駛時的燃油使用頻率分布情況。由于道路坡度的變化導致分布較為分散，但是發動機轉速集中在1000r/min附近。分析了1000r/min發動機轉速下每種負荷的燃油消耗量，結果表明最大燃油消耗量出現在35%扭矩負載。根據這些結果，將1000r/min發動機轉速和35%扭矩負載選作改善燃油耗的評價點。然后，研究了能夠在該點實現最大燃油耗改善的柴油機系統。

圖3　高速公路行駛期間的燃油耗頻率

3　試驗結果

3.1高BMEP小型化發動機的影響

采用高BMEP小型化柴油機是減小摩擦的1種有效方法，而要抑制泵氣損失必須采用兩級渦輪增壓系統。圖4所示為9L試驗發動機和13L基準發動機倒拖摩擦與發動機轉速之間的關系。采用小型化發動機會減小所有發動機轉速范圍內的摩擦損失，在發動機轉速為1000r/min時，摩擦減少約20%，將該點作為燃油耗評價點。結果表明，將柴油機排量從13L減小到9L改善了熱平衡，同時降低了燃油耗。此外，與單級渦輪增壓器相比，采用兩級渦輪增壓系統旨在減少泵氣損失，同時在更為寬廣的發動機工況范圍內獲得更高的渦輪增壓器效率。最終，試驗發動機在評價點的燃油耗降低了1.4%，同時達到了日本2016排放法規限值。

圖4　測得的發動機摩擦量

3.2渦輪增壓系統與EGR系統的影響

3.2.1兩級渦輪增壓系統

圖5(a)所示為裝有單級渦輪增壓器的13L基準發動機的壓氣機運行線。運行線是在全負荷下測得的。圖5(b)所示為裝有單級渦輪增壓器的9L試驗發動機在全負荷下估算的壓氣機運行線。該運行線的估算前提是，假設柴油機排量從13L減小至9L，可以獲得與13L排量發動機相同的扭矩，并且能夠達到日本2016排放法規限值。如圖5(b)所示，根據預測，采用單級渦輪增壓系統的9L試驗發動機由于喘振而無法正常運行。因此，研究采用兩級渦輪增壓系統。對于兩級渦輪增壓系統，每個渦輪增壓器均分負荷，所以是1種獲得高效率和避免喘振的有效方法。同時，對2個渦輪增壓器進行了選擇，考慮到對HPL-EGR的控制能力，高壓級選擇可變幾何截面渦輪增壓器，低壓級選擇定容式渦輪增壓器。在本研究中，每個渦輪增壓器的容積取決于其在標定點保持與13L發動機相同燃油耗，以及在燃油耗評價點獲得更高效率的能力。

圖5(c)所示為裝有兩級渦輪增壓系統的9L試驗發動機的高壓級壓氣機運行線。圖5(d)為兩級渦輪增壓系統的9L試驗發動機的低壓級壓氣機的運行線。

圖6所示為裝有兩級渦輪增壓系統的9L試驗發動機的比油耗特性圖。燃油耗的最佳點出現在1100r/min附近，也臨近燃油耗評價點。因此，認為這兩個渦輪增壓器的容積適用于9L試驗用發動機。這些結果表明，找到每個渦輪增壓器的容積平衡是匹配最佳燃油耗區域和燃油耗評價點的關鍵。

圖5　壓氣機的運行線

圖6　安裝了合適渦輪增壓器的試驗用發動機的比油耗特性圖

3.2.2DL-EGR系統

在DL-EGR系統中，即使在泵氣功條件下廢氣也能通過LPL-EGR進入氣缸，并且，甚至在渦輪增壓器高效區也能減少NOx排放。此外，通過控制HPL-EGR與LPL-EGR的比值，可使渦輪增壓器運行線移動至高效區，這樣做的目的就是同時實現低NOx排放和低燃油耗。

圖7(a)所示為僅采用HPL-EGR時的高壓級壓氣機運行線，圖7(b)所示為采用DL-EGR，以及在HPL-EGR和LPL-EGR經過優化后的運行線。這些運行線表明涵蓋了在每個試驗發動機轉速下測得的負荷工況。通過采用DL-EGR，將圖7(a)中發動機低轉速端的運行線從渦輪增壓器低效區移至圖7(b)中的較高效區。尤其在燃油耗評價點主動采用LPL-EGR會極大改善渦輪增壓器效率。另一方面，在高發動機轉速端僅采用HPL-EGR，因為采用HPL-EGR可使運行線出現在渦輪增壓器高效區。應用這些技術可以使所有發動機轉速下的運行線匯集成高效區內的1條運行線。

圖7　高壓級壓氣機的運行線

3.2.3定容式渦輪增壓器

如上所述，高壓級壓氣機運行線可以自由變化，通過采用DL-EGR可使多條運行線合并成1條單獨的運行線。因此，為了進一步改善燃油耗，采用具有性能高效但流量范圍狹窄的定容式渦輪增壓器取代可變幾何截面渦輪增壓器。當高壓級選用定容式渦輪增壓器時，需重新檢查低壓級所需的適當容積。在高壓級渦輪增壓器上布置了1個旁通閥，以精準控制增壓壓力和背壓。在高渦輪流量時控制旁通閥來減少泵氣損失，這是在燃油耗評價點和標定點獲得良好性能的必要條件。

圖8所示為采用定容式渦輪增壓器條件下1000r/min時渦輪增壓系統的效率改善結果。在所有負荷區域內都獲得了較高的渦輪增壓器效率，在燃油耗評價點效率提高了1.9%。采用該渦輪增壓系統與EGR系統，燃油耗評價點的燃油耗改善了5.2%。

圖8　渦輪增壓系統的效率改善(轉速1000r/min)

3.3燃燒系統的影響

3.3.1新型燃燒室與噴嘴幾何結構優化

為了獲得較低的NOx排放，試驗用發動機在燃油耗評價點需要有約30%的EGR率。這表明改善噴入燃油與空氣的混合和減少碳煙量都非常重要。因此，為了有助于改善這種混合，對1種新的燃燒室形狀及噴嘴結構進行了研究。

圖9(a)所示為所研究的上凸型燃燒室。這種形狀充分利用燃油噴霧動量來改善擠流區的混合情況。圖9(b)為噴霧特性示意圖。首先，噴入的燃油噴霧到達凹坑壁面的凹痕內。然后，噴霧沿著渦流方向旋轉，并沿著凹腔壁面做曲線運動。最后，噴霧廣泛分布在擠流區內。這種噴霧特性會改善燃油與空氣的混合情況，并使當量比向較低的方向移動。

圖9　上凸型燃燒室形狀的詳圖

圖10所示為根據傳統縮口型和新型上凸型燃燒室模擬結果得到的當量比分布情況。然后，比較了擴散燃燒階段上止點后15°CA和20°CA曲軸轉角時的當量比分布情況。比較結果表明，上凸型燃燒室內擠流區的殘余空氣區域減小(當量比不高于0.5的區域)，所以，預期這種新型燃燒室的總當量比會更低。當量比不低于2.0時，擠流區內的燃油會產生大量碳煙，因此，盡可能減少這些區域很重要。為了確保減小這些區域，根據圖10中所示的分布分析了每個當量比下的燃油量(燃油頻率)。圖11所示為上止點后20°CA處擠流區內當量比與燃油頻率的關系。如圖11所示，由于采用了上凸型活塞，當量比不低于2.0時的頻率下降，分布也向低當量比端移動。這些模擬結果表明，空氣與燃油的混合情況得到了改善，并且碳煙量也減少了。

圖10　根據模擬得到的當量比分布

圖11　根據模擬得到的擠流區內當量比頻率

通過模擬獲得空氣與噴入燃油混合改善后，將這種新型燃燒室應用到試驗發動機上進行評價。圖12所示為新型和傳統燃燒室的評價結果。圖中的曲線給出了燃油耗評價點處過量空氣系數與碳煙排放量之間的關系。結果表明，采用新型燃燒室使碳煙量減少。出現這種結果是由于空氣與噴入燃油的混合情況得到了改善，模擬分析結果也具有相同的現象。此外，與傳統縮口型燃燒室相比，新形狀的燃燒室能夠在較低的過量空氣系數條件下獲得目標碳煙排放量。因此，由于空氣量減少，還能減少泵氣損失。

圖12　燃燒室形狀對碳煙特性的影響(評價試驗)

對于噴油系統，采用較小直徑噴孔的噴嘴通常是改善燃油噴霧霧化的有效途徑。在本研究中，采用9孔和10孔噴嘴取代基準8孔噴嘴進行試驗，但噴嘴流量保持相同，確定是否能改善燃油噴霧的霧化(由于噴孔數增加，因此噴孔直徑減小)。此外，噴孔數增多預計還可以改善燃油噴霧在燃燒室內的擴散。

圖13(a)所示為不同噴嘴結構在燃油耗評價點的試驗結果。由于9孔噴嘴最有效地利用了燃油霧束之間的空氣，因此，碳煙量大大減少。但是，對于10孔噴嘴，由于獨立燃油霧束之間相互干擾，從而導致碳煙排放量增大。

圖13(b)和圖13(c)為全負荷下的試驗結果。這些結果表明，在1000r/min工況下，9孔噴嘴的碳煙排放量與8孔噴嘴的水平相等，因此，與在燃油耗

圖13　噴嘴結構對碳煙特性的影響(評價試驗)

評價點得到的結果相比，改善量相當小。碳煙改善效果小的原因是在全負荷下的氣缸內壓力高，且噴孔數增加縮短了燃油霧束的貫穿距離。在1800r/min發動機轉速下，噴孔數增加會導致碳煙排放增多。當發動機轉速升高時，氣缸內渦流變強，隨著噴孔數增多，燃油霧束之間的相互干擾變得更強。根據試驗結果和上述分析可得出，9孔噴嘴是改善碳煙排放的最佳噴嘴。

通過采用新形狀燃燒室和優化噴嘴結構的噴油系統使碳煙排放量減少，由于所需的空氣量減少，泵氣損失也隨之減小。這些改進又使燃油耗評價點的燃油耗改善0.9%。

3.3.2隔熱活塞

本研究對隔熱活塞進行了測試，以減少冷卻損失。隔熱方法是改變活塞材料。試驗活塞采用的材料是鑄鋼，與普通鋼或球墨鑄鐵相比，其導熱系數小。首先，將熱電偶安裝在球墨鑄鐵活塞(基準活塞)和鑄鋼活塞上，測量活塞溫度分布情況。然后，根據測得的溫度分布情況計算活塞的散熱量。圖14為發動機轉速1000r/min時的試驗結果。與球墨鑄鐵活塞相比，鑄鋼活塞在燃油耗評價點的散熱量減少了30%。盡管如此，試驗結果表明，這種散熱量減少的代價是發動機的充氣效率下降，同時NOx和碳煙排放量增大。采用較高增壓壓力補償發動機充氣效率的下降、增大EGR率以減少NOx排放，以及增加空氣量以減少碳煙排放都會導致泵氣損失增加，無法實現降低燃油耗的目標。根據上述試驗結果，為了更有效地利用散熱量減少的優勢，必須改善燃燒使其更適用于隔熱活塞。最終，排除了對鑄鋼活塞的使用。

圖14　根據試驗過程中溫度測量結果計算得到的活塞散熱量

3.4燃油耗改善

圖15示出了采用兩級渦輪增壓系統、DL-EGR系統，以及具有新型燃燒室和新型噴嘴結構的燃燒系統的高BMEP小型化柴油機對降低燃油耗的影響。最終，這些改善使燃油耗評價點的燃油耗下降7.5%，同時還能達到日本2016排放法規水平。

圖15　每種發動機系統改造對燃油耗的影響

4　結論

本研究嘗試將改善柴油機本身熱效率作為改善重型長途運輸商用卡車燃油耗的1種方法。為實現這個目標，研究了最適用于在日本高速公路上行駛的柴油卡車，同時還能達到日本2016排放法規水平的發動機系統。研究結果如下：

(1) 通過采用小型化柴油機使摩擦損失減少。通過采用在寬廣發動機轉速和負荷范圍內具有高渦輪增壓效率的兩級渦輪增壓系統減少了泵氣損失，這些改進使燃油耗下降1.4%。

(2) 選擇了適合高速公路行駛工況的渦輪增壓器，采用無噴嘴葉片的定容式渦輪增壓器以提高渦輪增壓器效率，采用DL-EGR系統來優化渦輪增壓器的運行線，這些改進使燃油耗下降5.2%。

(3) 通過采用新形狀的燃燒室和新噴嘴結構減少了碳煙排放量，所需的空氣量減少有助于減少泵氣損失，這些改進使燃油耗下降0.9%。

(4) 采用上述的發動機系統最終可使燃油耗總計下降7.5%。

5　未來計劃

與13L發動機相比，采用9L小型化柴油機減少了摩擦損失。因此，應該研究發動機排量進一步減小對降低燃油耗的影響。比油耗的最佳燃油耗點位于比本研究中評價點更高的負荷，因此，對渦輪增壓器進行深入優化能夠使燃油耗下降得更多。改善燃燒被認為是將隔熱活塞轉化成1種可行技術的關鍵點之一。盡管采用這種隔熱活塞減少了散熱量，但泵氣損失增加，表明燃油耗無法實現降低。如果通過改善燃燒可以減少所需空氣量，那么就可減少泵氣損失，并且通過有效利用散熱量減少的優勢來進一步降低燃油耗。

此外，還應該研究這些技術的可靠性，以及應用于實踐的相關成本。另一方面，燃油耗改善還會使排氣溫度下降，因此，還必須對應用于發動機的后處理系統進行評價。

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