渦流比對非單坡屋頂型燃燒室發動機燃燒性能的影響

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

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渦流比對非單坡屋頂型燃燒室發動機燃燒性能的影響

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

鑒于在中型發動機市場對柴油機排氣后處理的費用較為敏感，計劃將John Deere 4045柴油機轉換成具有較高EGR水平的汽油機。這一轉換出現了一些輕型汽油機中從未遇見過的挑戰，因為扁平式氣缸蓋中需要適應柴油機的氣道，所以不能產生最佳的缸內紊流。隨著氣缸尺寸的增加，還容易發生爆燃和不完全燃燒現象。另外，用于減少爆燃的高度稀燃措施會使燃燒速率減緩。為了提高燃燒速率，采用不同的渦流水平進行了試驗研究。用1種能實現不同氣道遮蔽度的四氣門缸蓋進行的試驗表明，提高渦流比可以縮短燃燒持續時間，但是，為了達到要求的渦流比，所需要的泵氣功會相應增加。采用兩氣門缸蓋可以克服四氣門缸蓋氣道遮蔽時中出現的喘氣問題。兩氣門缸蓋采用低渦流氣道設計可產生類似的渦流比，而采用高渦流氣道設計時產生的渦流比是低渦流氣道的2倍。試驗結果闡明了1種渦流比與傳熱之間的折衷辦法。雖然高渦流氣道能稍微提高EGR的裕度和燃燒速率，但會使傳熱和泵氣功顯著增加，從而導致總效率下降。存在1個最佳的渦流比，可以通過改善燃燒速率和EGR裕度來克服泵氣功和傳熱損失。

發動機渦流比燃燒性能

0　前言

中型柴油機市場對初始成本和運行成本非常敏感。柴油機必須依靠后處理系統才能滿足當前和未來的排放法規。這種依賴于后處理系統來減少尾氣排放的做法正在增加中型發動機市場的初始成本。通過將柴油機轉換為燃用汽油的發動機，就可以利用三元催化器來進行排放控制。采用帶有三元催化器的汽油機要比柴油機具有一些優點，如超低的尾氣排放、潛在的功率密度、較低的初始成本、體積較小的后處理系統、低運行噪聲，以及改善低溫起動性能等。然而，現今汽油機的燃油經濟性不如柴油機。試驗顯示，采用HEDGETM(高效稀燃汽油機)技術和冷卻廢氣再循環(EGR)可以彌補這一差距[1]。

在低速、大缸徑汽油機運行過程中的固有問題是燃燒速率低和發動機有爆燃傾向。采用EGR技術有助于減少爆燃傾向，但會使燃燒速率進一步降低。另外，柴油機中大部分缸內流場主要是渦流，它不能達到對滾流所產生的最佳缸內紊流水平。

研究表明，滾流運動在壓縮行程的早期階段形成和發展，并在壓縮行程的后期階段發生變形和分裂。渦流在進氣行程結束時建立，并會一直持續到壓縮行程結束。滾流的循環變化很大，因此平均速度場并不能代表單個循環的狀況。渦流運動的循環變化要小得多，渦流中心的變化約為6%[2]。試驗表明，渦流中心的位置和總渦流水平對最佳著火源的位置有影響。研究表明，在最高渦流水平時，著火位置靠近氣缸壁可改善燃燒速率[3]。研究人員通過測定平均指示壓力(IMEP)的變化率研究了渦流比對燃燒穩定性的影響。在1臺單缸風冷發動機采用最高渦流的氣道設計時，采用偏心點火位置，可在很高的空氣稀釋度下達到最好的燃燒穩定性[4]。

反應控制壓縮著火(RCCI)研究已證明，提高渦流比可改善汽油或柴油的燃油混合狀態，從而提高熱效率[5]。研究表明，由于進氣道噴油時汽油混合不佳，提高渦流比將有可能使燃油聚集在氣缸壁上。可變進氣渦流已被用作汽油壓縮著火發動機控制燃燒相位的1種主要方法。研究人員采用固定的進氣歧管溫度和1.5～3.5的渦流比來影響進氣溫度，進而影響自燃正時。研究發現，提高渦流水平會增加氣體向氣缸壁的傳熱，從而導致進氣充量溫度較低和燃燒相位延遲。然而，這一趨勢可能不是始終能觀測到的，因為研究人員沒有提到所用的冷卻液溫度。在較高的發動機轉速下，容積效率的顯著損失會導致采用較高渦流比時的氣缸壓力降低，因而使燃燒相位延遲。

在本試驗中，采用能從幾個不同方向遮蔽和阻擋氣道來增加渦流比的四氣門缸蓋對各種渦流水平進行了試驗研究。另外，還用兩氣門缸蓋進行了試驗研究，以克服在氣道遮蔽時可能會產生的容積效率損失。低渦流缸蓋的渦流比與1個氣道完全遮蔽的四氣門缸蓋的渦流比相同，高渦流缸蓋的渦流比是低渦流缸蓋的2倍。

1　試驗裝置

試驗用發動機為John Deere 4045柴油機。發動機的火力面平坦，它能配裝兩氣門和四氣門缸蓋，在燃燒室中產生各種渦流水平。為實現較高的渦流比，對標準結構和有氣道遮蔽的四氣門缸蓋進行了試驗。對兩氣門缸蓋，采用標準的高渦流和低渦流氣道設計進行了試驗。試驗裝置的詳細情況見表1。

發動機在西南研究院進行了更改，以適應火花點火燃燒。具體更改包括： (1) 重新設計了進氣道和進氣歧管；(2) 更改排氣系統；(3) 采用新的增壓裝置，以便使增壓系統與燃燒系統更好地匹配；(4) 增加了低壓EGR系統；(5) 增加了具有2個噴油嘴位置的汽油氣道噴油系統；(6) 更改了活塞以研究壓縮比和燃燒室幾何形狀的影響；(7) 常規發動機控制器；(8) 采用先進的點火系統，包括DFE+DCO電點火器；(9) 增加2個火花塞。

安裝在試驗臺上的發動機硬件詳細示意圖如圖1所示。

圖1　試驗裝置示意圖

采用Horiba5-氣體排氣分析儀測量未稀釋發動機排氣中的CO2、CO、O2、總碳氫化合物(THC)和氮氧化物(NOx)。同時，還測量了進氣歧管中的CO2。根據進氣和排氣中的CO2比率計算EGR率)，并按環境中的CO2水平進行修正。

發動機配備了標準的壓力、溫度和流量測量成套裝置。該測量儀器包括4個氣缸壓力傳感器、編碼器(分辨率0.5°)和互補式燃油流量計。

根據對安裝硬件與西南研究院標準校準公差進行的誤差分析，報告的有效燃油消耗率(BSFC)誤差為±2.5%。

2　討論

在寬廣的發動機運行工況范圍內以各種渦流水平進行了發動機試驗。基準氣道在穩態流動試驗臺上進行了試驗，測得的渦流比如圖2所示。試驗表明，兩氣門缸蓋的低渦流氣道與1個氣道完全遮蔽的四氣門缸蓋的渦流比大致相同(渦流比約為2)，該渦流比對于汽油機來說已經很高了。由于氣道遮蔽會造成容積效率損失，四氣門缸蓋只在轉速1400r/min、平均有效壓力(BMEP)為0.8MPa時進行了試驗，因為在其他轉速和負荷條件下的試驗結果不能反映真實的試驗結果。四氣門缸蓋具有2個火花塞，其中1個為中央布置。這種火花塞布置允許活塞采用偏心燃燒室設計，使壓縮比為14.3，擠氣比為64%。兩氣門缸蓋不能反映真實的試驗結果。兩氣門缸蓋不允許中央布置火花塞，要求2個火花塞都靠近氣缸壁。因此，設計了1種橢圓形燃燒室活塞來適應火花塞的位置。然而，由于幾何因素，擠氣比限制在34%。預計發動機在14.3的壓縮比下將無法滿足負荷目標，因此，將壓縮比減小到10.0。

圖2　穩態渦流比測定結果

2.1四氣門缸蓋

四氣門缸蓋利用氣道遮蔽從0.95(無遮蔽)到1.85(1個氣道完全遮蔽)來改變渦流比。試驗研究了10°和100°之間4個遮蔽方位的情況。采用1個垂直于氣道的平面作為基準面(圖3)，遮蔽角度較大時，渦流增加很小。當遮蔽角度減小直至1個氣道被完全封閉時，渦流比變得更大。由于1個氣道完全封閉時容積效率會有損失，安裝了1個外部電驅動增壓器，根據各種氣道遮蔽度的需要，用它來產生所需要的負荷。

圖3　增、減渦流比的氣道遮蔽方位示意圖

用四氣門缸蓋進行了EGR掃氣試驗。在EGR率為40%時，燃燒速率有實質性的改善，如圖4所示。從最初的0～10%燃燒情況可以看到，從基準氣道直到1個氣道完全被遮蔽，其燃燒持續時間從56°縮短為32°。初始燃燒持續時間的改善還顯示，50%～90%燃燒的持續期時間比它減少了50%。由于初始燃燒持續時間縮短，最大EGR的裕度將能提高。這一點可通過觀察圖5所示的各種EGR率時的燃燒穩定性得到證明。一般情況下，EGR裕度隨著氣道遮蔽度的增加而提高。然而，最大EGR率之間的差異相對較小。由于精確控制EGR率的比較困難，制造商想以40%以上的EGR率來運行發動機似乎不太可能。

四氣門缸蓋的試驗結果表明，為了在高EGR率下縮短燃燒持時間，需要較高的渦流水平。由于氣道遮蔽會引起相關的流動損失，不允許發動機在高負荷條件下運行。因此，生成渦流的方式必須能將這些損失降到最低。

圖4　40%EGR時四氣門缸蓋在各種氣道遮蔽度下的燃燒持續時間

圖5　采用EGR運行時，四氣門缸蓋在各種氣道遮蔽度下的燃燒穩定性

2.2兩氣門缸蓋

氣道遮蔽改善了EGR裕度和燃燒速率，但發動機吸氣會變差，且負荷會受到限制。基于四氣門缸蓋的結果，從John Deere獲得了2種渦流配置的兩氣門缸蓋。低渦流缸蓋氣道的渦流比為2，它與四氣門缸蓋(1個氣道遮蔽)的最高渦流配置水平相同。用該缸蓋進行了試驗，以確定只用火花點火時發動機在整個發動機工況范圍內運行的可行性。從1400r/min到2000r/min的全負荷目標是平均有效壓力1.8MPa。由于已經預計發動機在壓縮比為14.3時不能滿足目標負荷，采用了壓縮比為10.0的新的橢圓燃燒室活塞。

試驗證明，在壓縮比為10.0及最大負荷時，BMEP為1.39MPa(轉速1400r/min)，發動機爆燃得到了限制，如圖6所示。發動機在30%EGR時能實現更高的負荷，因為在不發生發動機爆燃和燃燒保持穩定的情況下，點火正時可以提前。圖7示出了發動機在給定EGR率時的負荷潛力與能避免爆燃和保持燃燒穩定性所需的點火正時之間的關系。對于高EGR發動機，燃燒穩定性和爆燃極限能很快得以滿足。稍微減少EGR可能會使最大負荷降低，因為爆燃極限比燃燒穩定性極限下降得更快。發動機的爆燃傾向主要取決于燃燒室設計，這已經由圖8所示的2種渦流比都能在最大扭矩的最佳點火提前角(MBT)下達到相似的最大負荷得以證明。

在試驗的整個發動機工況范圍內，低渦流缸蓋的EGR裕度比高渦流缸蓋的稍大些，如圖9所示。兩氣門缸蓋EGR裕度較小是由于活塞的設計使擠氣比和壓縮比較低的緣故。

圖6　高渦流和低渦流兩氣門缸蓋的最大負荷潛力

圖7　在特定的EGR率下和給定的爆燃極限和燃燒穩定性極限下，高渦流和低渦流兩氣門缸蓋的最大負荷潛力與點火正時之間的關系

圖8　25%EGR時MBT點火正時下的最大負荷

另一方面的不確定性是火花塞的位置。雖然Witze先生的研究表明，當著火源靠近氣缸壁時燃燒速率會隨渦流增加而改善，但這種情況可能不適用于所有發動機平臺，因為研究指出了渦流中心存在一些循環變動。渦流中心的位置和循環變動的數量在很大程度上取決于氣道設計。

對于四氣門缸蓋，在較高的渦流水平下初始燃燒持續時間能得以改善，如圖10所示。這種初始燃燒持續時間的改善還在50%～90%燃燒持續時間中得到反映。燃燒持續期的改善沒有延展到燃油消耗方面。圖11顯示了不同氣道設計在各工況下達到的最佳燃油消耗率。低渦流缸蓋幾乎在每個試驗工況點都具有較好的燃油耗，這正好與預期的四氣門缸蓋的結果相反。

觀察在轉速1400r/min、平均有效壓力(BMEP)為0.8MPa試驗點的EGR運行結果有助于發現燃油耗的差異。從圖12中可以看出，低渦流缸蓋在所有EGR率下的燃油耗改善是一致的。因此，EGR率的稍許差別不會引起有效燃油消耗率的改善。

圖9　兩氣門缸蓋采用高、低渦流氣道設計時的最大EGR率裕度

圖10　25%EGR時各種發動機運轉工況下的初始燃燒持續時間

圖11　兩氣門缸蓋采用高、低渦流氣道設計時的最佳BSFC

圖12　在轉速1400r/min，BMEP為0.8MPa時燃油消耗率隨EGR率的變化

從圖13所示的采用高渦流缸蓋時的CO排放增加的情況表明，在進氣充量中存在潛在的富油區。似乎不太可能會出現由于進氣運動而導致的濕壁現象，因為未燃HC排放較低，如圖14所示。另外，如圖15所示，采用較高的渦流比時使燃燒效率得到了改善。

圖13　高、低渦流兩氣門缸蓋的CO比排放量(25%EGR)

圖14　高、低渦流兩氣門缸蓋的HC比排放量(25%EGR)

圖15　高、低渦流兩氣門缸蓋的燃燒效率差異(25%EGR)

每個關鍵的燃燒參數似乎表明，較高的渦流比將導致燃油經濟性改善。然而，燃油消耗的結果卻顯示了相反的效果。如圖16所示，實測的NOx排放表明，采用低渦流缸蓋時會產生較高的總NOx排放。NOx排放的增加表明，低渦流缸蓋具有較高的燃燒溫度。如圖17所示，轉速1400r/min、BMEP0.8 MPa時理想循環效率的損失表明，大部分差異是由高渦流缸蓋的傳熱損失較高造成的。高渦流缸蓋的傳熱損失增加抵消了高渦流給燃燒帶來的所有好處。

圖16　高、低渦流兩氣門缸蓋的NOx比排放量(25%EGR)

圖17　轉速1400r/min，BMEP為0.8MPa下的效率疊加情況(25%EGR)

3　結論

將1臺中型柴油機轉換成燃用汽油的發動機，并將它改變為采用2個火花塞的多點氣道噴油。采用不同的渦流水平進行了試驗，旨在縮短燃燒持續

時間。四氣門缸蓋采用氣道遮蔽的試驗結果表明，提高渦流比可使燃燒持續時間改善，但是最終會導致需要用較高的泵氣功來產生要求的進氣充量運動。為了克服喘氣問題和改善負荷潛力，用改型的兩氣門缸蓋進行了試驗。結果表明，兩氣門缸蓋采用低渦流氣道設計時能提供相似的渦流比，而采用高渦流氣道設計時其渦流比是低渦流氣道的2倍。

用兩氣門缸蓋進行了試驗，以確定發動機只用火花點火運行的可行性。試驗證明，壓縮比為10.0時，發動機的爆燃非常有限，且無法實現全負荷扭矩目標。另外，雖然燃燒持續時間有改善，但渦流比增加并沒有如預期那樣使發動機運行狀況得到改善，反而由于爆燃傾向增加和傳熱損失而使發動機性能降低。可能存在1個能使燃燒改善和較高渦流比產生的傳熱損失得以平衡的最佳渦流比。試驗證明，渦流比約為4時顯得太高，采用高擠壓氣活塞設計時，渦流比約為2時可能更接近最佳值。最終結果表明，對本案的大缸徑柴油機來說，僅靠火花點燃可能還達不到類似柴油機那樣的燃油經濟性，若發動機想要燃用低等級汽油，為了實現性能目標，發動機壓縮比必須大大減小。

[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)