大型單缸柴油機利用高膨脹比循環(huán)改善熱效率

【日】 福長聡 長田英朗 岡本毅 島田一昭 內(nèi)田登

工作過程

大型單缸柴油機利用高膨脹比循環(huán)改善熱效率

【日】 福長聡 長田英朗 岡本毅 島田一昭 內(nèi)田登

為了說明柴油機通過控制最佳的壓縮比和膨脹比來獲得熱效率改善的效果。使用帶可變氣門正時，并配裝外部增壓系統(tǒng)的大型單缸柴油機進(jìn)行驗證試驗。試驗裝置可組合多種有效的壓縮比與膨脹比，裝備3個不同活塞，以獲得18.0～26.0的幾何壓縮比。研究結(jié)果表明，由于增加有效膨脹比和高的壓縮比，總指示熱效率得到改善，同時，由于急劇增加的機械損失與泵氣損失，制動熱效率降低。另外，驗證了通過擴大膨脹比，過度的排氣損失能夠有效地轉(zhuǎn)換為有效功。

熱機 壓燃式發(fā)動機 熱效率 膨脹比 壓縮比

0 前言

在全球范圍內(nèi)要求削減CO2排放，并且在燃油價格上漲、節(jié)約能源等背景下，大型商用車柴油機將進(jìn)一步改善燃油經(jīng)濟(jì)性列為急待解決的課題。為改善柴油機的燃油經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)該改善其有效熱效率。考慮到柴油機的有效熱效率，循環(huán)熱效率可根據(jù)壓縮比、膨脹比、真實發(fā)熱，以及通過依賴于溫度的工作氣體的熱容比來決定。其次，通過除去冷卻損失(冷卻損失也與冷卻損失導(dǎo)致的工作氣體的比熱變化有關(guān))、泵氣損失、排氣損失、驅(qū)動發(fā)動機運轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的摩擦損失，以決定發(fā)動機的有效熱效率。因此，要改善有效熱效率，必須要提高循環(huán)熱效率，并且降低各種損失。研究小組以降低冷卻損失為基礎(chǔ)，提高循環(huán)熱效率為目標(biāo)，力求改善有效熱效率。以往通過降低冷卻損失來改善熱效率的課題研究[1]中，表明了部分降低的冷卻損失對循環(huán)熱效率改善做出了貢獻(xiàn)，而大部分冷卻損失降低使排氣損失有所增加，有效熱效率只是稍有改善。參考文獻(xiàn)[2]中研究的課題是將增加的排氣損失轉(zhuǎn)換為有效功，根據(jù)薩巴蒂循環(huán)(定容定壓循環(huán))中米勒循環(huán)效應(yīng)，使用大型單缸、帶外部增壓器的發(fā)動機，研究提高理論循環(huán)熱效率的可能性。

本文驗證了在更高的幾何壓縮比條件下，循環(huán)熱效率的提高。如研究結(jié)果所示，當(dāng)冷卻和排氣損失增加的情況下，驗證了擴大膨脹比能夠有效地轉(zhuǎn)換為有效功的可能性。

1 理論熱效率

1.1 循環(huán)熱效率的理論計算公式

[2]中，求出了壓縮比與膨脹比不同的薩巴蒂循環(huán)的熱效率理論計算公式，圖1表示出研究的理想循環(huán)的壓力-容積(p-V)曲線圖。本文中使用開始壓縮容積與膨脹端容積，將開始壓縮容積(v1)與上止點容積之比(v2)設(shè)定為有效壓縮比εc，將膨脹端容積(v5)與上止點容積之比(v2)設(shè)定為有效膨脹比εex。理論熱效率ηth以圖1中的點1為起點，如用εc和εex，熱容比κ，以及爆炸度ρ(P3/P2)，預(yù)脹比σ(v4/v3)，有效壓縮比與有效膨脹比的比例，膨脹比/壓縮比α(εex/εc)，來描述從點1～6的各點的溫度，則可得出式(1)。理論上成為最高效率的條件是p5=p1。也就是說，通過完全膨脹(膨脹達(dá)到膨脹端壓力與開始壓縮壓力相同值)，形成熱效率的極大值的膨脹比/壓縮比率αopt，式(2)中，僅用爆炸度、熱容比和預(yù)脹比來描述。式(2)中，因為爆炸度是 1/κ的乘方運算，所以，相比于預(yù)脹比對于αopt的影響小，爆炸度與預(yù)脹比可如式(3)那樣來描述。這意味著通過工作氣體質(zhì)量與供熱比例取得熱效率的極大值的膨脹比/壓縮比率αopt是變化的。因此，如柴油機那樣，總供熱量相對于工作氣體量的變化，由于燃油噴射壓力及燃油噴射定時導(dǎo)致供熱比例不同情況下，αopt的值會隨之變化。

圖1 理想循環(huán)中的p-V曲線圖

(1)

(2)

(3)

注：q1表示供給熱量，x表示供熱量比例；G表示工作氣體質(zhì)量，Cv表示定容比熱，T1表示開始壓縮溫度。

2 試驗裝置及方法

2.1 試驗用發(fā)動機

表1列出試驗中使用的發(fā)動機技術(shù)規(guī)格；圖2示出了試驗裝置的概況圖。試驗中的發(fā)動機為安裝了渦輪中冷器的大型單缸直噴柴油機，擁有能夠?qū)崿F(xiàn)高增壓、寬范圍、大流量的廢氣再循環(huán)(EGR)系統(tǒng)。對電動機驅(qū)動的外部增壓器進(jìn)行增壓，增壓壓力最大可以升至0.5MPa，能夠分別獨立地設(shè)定進(jìn)氣壓力與排氣壓力及EGR率。試驗中為除去增壓器的消耗，使平均進(jìn)、排氣壓力相同，進(jìn)行了試驗。燃油噴射系統(tǒng)中裝備最大噴油壓力ρinJ為 300MPa 的共軌系統(tǒng)，噴嘴采用了9孔、φ徑為0.181mm的小噴霧腔噴嘴。氣門機構(gòu)使用液壓式無凸輪可變氣門機構(gòu)。燃油使用輕油(JIS 2號柴油，S分9×10-6)，發(fā)動機油使用了JASO，DH2。

表1 試驗用發(fā)動機技術(shù)規(guī)格

圖2 試驗裝置概況

本單缸柴油機使用可適應(yīng)缸內(nèi)最大壓力為 30MPa 的鋼制莫諾西姆活塞。幾何壓縮比分別采用18.0、22.0和26.0。

2.2 計測設(shè)備

各種性能數(shù)據(jù)的計量測試和累計使用明電舍公司制造的測力計及數(shù)據(jù)處理系統(tǒng)(MEIDACS-DY6100P系列)。燃燒分析中，使用了小野測器公司的DS-2000系列，此外，缸內(nèi)壓力傳感器使用了Kiesla公司制造的水冷6043A型。

2.3 發(fā)動機試驗條件及方法

首先，基于擴大薩巴蒂循環(huán)的膨脹比，以提高循環(huán)熱效率為目的，使投入熱量衡定。按照空氣過剩率恒定，在盡可能排除了對熱量損失的影響下進(jìn)行了試驗。在延遲進(jìn)氣門開啟定時的情況下，有效壓縮比越低，進(jìn)氣時的氣缸容積就越少，按照空氣過剩率，在適當(dāng)?shù)靥嵘鰤簤毫χ螅M(jìn)行了試驗。關(guān)于膨脹比擴大效果，在實體發(fā)動機中，最大膨脹比可根據(jù)幾何壓縮比決定，而作為基準(zhǔn)的幾何壓縮比18.0，將會降低有效壓縮比。所以只能變更膨脹比/壓縮比率。試驗證明，有效壓縮比降低了，從而循環(huán)效率降低。因此，本試驗中增加了2種幾何壓縮比的活塞，一方面確保了有效壓縮比，另一方面基準(zhǔn)的幾何壓縮比不能實現(xiàn)膨脹比擴大的效果。進(jìn)入的空氣溫度設(shè)定為50℃，并對燃油噴射定時進(jìn)行變更，設(shè)置燃燒定時為上止點(TDC)，之后進(jìn)行了試驗。表2表示進(jìn)行了提高循環(huán)熱效率的驗證的試驗條件。表3表示驗證了根據(jù)膨脹比擴大方法，將冷卻損失降低量轉(zhuǎn)換為有效功的試驗條件。

表2 試驗條件

表3 試驗條件

3 試驗結(jié)果及考察

3.1 提高循環(huán)熱效率的方法(循環(huán)熱效率改善的潛力與指示熱效率)

在改善有效熱效率方面，首先，可以考慮提高總指示熱效率(不包括進(jìn)、排氣行程的功)。同時，并不是簡單地改變熱量損失而進(jìn)行試驗， 而是通過降低冷卻損失、提高壓縮比及膨脹比的方法來改善有效熱效率；并利用與其相應(yīng)的熱容比以提高循環(huán)熱效率。本文驗證了利用壓縮比、膨脹比以提高指示熱效率的方法。

3.1.1 利用高幾何壓縮比以提高循環(huán)熱效率的驗證

使幾何壓縮比提高到26.0，驗證了循環(huán)熱效率提高的潛力。圖3表示用作為膨脹比/壓縮比的α(εex/εc=膨脹比/壓縮比)為橫軸時，幾何壓縮比為26.0與22.0時的總指示熱效率(不包括進(jìn)、排氣行程的功)，泵氣損失、有效熱效率、機械損失與等容度的結(jié)果。總的指示熱效率通過從膨脹行程的下止點容積到上止點容積的p-V線圖計算功，用投入燃料的低位放熱量進(jìn)行運算。同樣，泵氣損失由從排氣、進(jìn)氣行程的下止點容積到上止點容積的p-V線圖計算功，用投入燃油的低位放熱量運算求出。有效熱效率由測力計的值計算得出，關(guān)于機械損失，按照指示熱效率(含泵氣損失)減去有效熱效率方式求出。從總的指示熱效率看，確認(rèn)了使幾何壓縮比增加到26.0，相比于幾何壓縮比22.0時有所提高，作為循環(huán)熱效率，有上升趨勢。此外，作為利用膨脹比擴大以提高總指示熱效率的功效，能夠確認(rèn)隨著有效壓縮比的提高，膨脹比擴大的效果如同理論效率公式所證，逐漸減少。可知，伴隨泵氣損失與機械損失的增加，有效熱效率在減少。

圖3 在不同的εc與εex之間的總指示熱效率的比較(1200r/min、q=120mm3/st，λ=4，ε=22.0、26.0)

以往，通過提高幾何壓縮比，驗證了膨脹比擴大的效果，伴隨幾何壓縮比的增加，壓縮端容積減小，有可能導(dǎo)致碳?xì)?HC)及CO的增加。圖4表示在發(fā)動機轉(zhuǎn)速1200r/min，燃油噴射量120mm3/st，空氣過剩率λ=4，上止點(TDC)著火條件下，使幾何壓縮比變更為18.0、22.0和26.0時，根據(jù)缸內(nèi)壓力計算出來的放熱系數(shù)，可知放熱系數(shù)形態(tài)基本上沒有改變。研發(fā)人員擔(dān)心隨著燃燒狀況惡化，碳煙、CO、HC的排放特性惡化(圖5)。不過，因為這次在較高的空氣過剩率條件下進(jìn)行試驗，所以，并未看到排放特性惡化現(xiàn)象。圖6示出了在幾何壓縮比18.0、22.0和26.0，使有效壓縮比恒定為18.0條件下的膨脹比擴大效果的比較結(jié)果。由于膨脹比擴大，總指示熱效率提高，不過，要在幾何壓縮比不同時形成同樣的有效壓縮比，有必要增加幾何壓縮比，并且推遲進(jìn)氣門關(guān)閉正時(IVC)，使得實際吸入氣缸容積減少。由于本試驗在空氣過剩率相同條件下進(jìn)行試驗，所以，使增壓壓力適當(dāng)上升，即便有效壓縮比相同，也會由于缸內(nèi)壓力上升，導(dǎo)致機械損失增加。該機械損失的增加，在極端的情形下，由于增加量超過指示熱效率，所以有效熱效率沒有提高。研究證明，進(jìn)一步增加幾何壓縮比，總指示熱效率隨著膨脹比擴大而提高，顯示出有效熱效率提高的可能性。因此，在不增加損失情況下，要提高有效熱效率，可利用壓縮比、膨脹比以提高指示熱效率。

圖4 同樣的εc條件下，不同的幾何壓縮比之間的放熱系數(shù)的比較(1200r/min，q=120mm3/st，λ=4，ε=18.0、22.0、26.0)

圖5 相同的不同的幾何壓縮比之間CO、HC、碳煙的排放比較(1200r/min，q=120mm3/st，λ=4，ε=18.0、22.0、26.0)

圖6 在εc為18.0，加大膨脹比條件下，總指示熱效率改善的結(jié)果(1200r/min，q=120mm3/st，λ=4，ε=22.0、26.0)

3.2 利用降低冷卻損失與擴大膨脹比提高有效功

在文獻(xiàn)[2]中，確認(rèn)了利用膨脹比擴大，有改善循環(huán)熱效率的效果。而本次研究采用實體發(fā)動機來驗證，在冷卻損失降低時，通過擴大膨脹比，將增加的排氣損失轉(zhuǎn)換為有效功的效果。

3.2.1 利用EGR降低冷卻損失的效果

本研究利用EGR以降低冷卻損失為目標(biāo)進(jìn)行了試驗[1]。圖7表示在幾何壓縮比22.0，發(fā)動機轉(zhuǎn)速1200r/min，燃油噴射量120mm3/st條件下，當(dāng)進(jìn)氣氧濃度為20.9%時，由于進(jìn)行廢氣再循環(huán)(EGR)，降低了進(jìn)氣氧濃度時的熱平衡[3]。該結(jié)果確認(rèn)了在大氣條件下的氧氣濃度時，由于進(jìn)行EGR，使進(jìn)氣氧濃度降低，進(jìn)而降低了冷卻損失，增加排氣損失。其次，圖8表示由于氧氣濃度不同，總指示熱效率、泵氣損失、有效熱效率、機械損失與等容度的結(jié)果。比較了氧氣濃度分別為20.9%與15.0%時，總指示熱效率大致相等。另一方面，比較當(dāng)時的等容度，則氧濃度為15.0%相比氧濃度20.9%時的等容度小。因此，兩者的總指示熱效率并無差異，氧濃度較高時冷卻損失降低，其總發(fā)熱量也有所增加。

圖7 有效壓縮比為14.0，對于不同吸入氧濃度時的冷卻損失與排氣損失的比較(1200r/min，q=120mm3/st，Pb=0.273MPa，α=1.53，ε=22.0)

圖8 在有效壓縮比εc為14.0，對于不同氧氣濃度時的總指示熱效率比較(1200r/min,q=120mm3/st,Pb=273KPa,d=1.53,ε=22.0)

3.2.2 降低冷卻損失時的膨脹比擴大效果與排氣損失

圖9表示在有、無EGR條件下擴大膨脹比時的熱平衡結(jié)果。圖9的5個方框中，左邊3個方塊表示沒有降低冷卻損失且吸入氧濃度為20.9%時的膨脹比擴大效果，右邊2個方塊表示氧濃度為15.0時的膨脹比擴大效果。如從左邊3個方塊依次使膨脹比/壓縮比率增加為1.00、1.28和1.53，則由于膨脹比擴大效果，指示熱效率有所改善。此外，同時能夠確認(rèn)的是排氣損失也有所降低。假定帶增壓器的發(fā)動機僅截留排氣損失，并進(jìn)行膨脹比擴大時，面向增壓器的能量將有所減少。因此，為實現(xiàn)同樣的增壓，必須提高增壓器效率。確認(rèn)在不降低冷卻損失的情況下，按照能量計算求出的增壓器效率隨著膨脹比擴大而上升。但在不擴大膨脹比情形下，氧氣濃度為20.9%，與氧氣濃度為15.0%相比較，排氣損失比例沒有降低。同時，驗證了總的指示熱效率的提高。因此，利用膨脹比擴大措施，能夠?qū)GR所降低的冷卻損失能量轉(zhuǎn)換為有效功。并且，能在不減少排氣損失時進(jìn)行上述工作過程，所以無須提高增壓器效率，同時，增壓器效率也不上升。因此，要利用膨脹比擴大以改善循環(huán)熱效率，并通過降低冷卻損失，來改善熱效率是有效的。

圖9 按照膨脹比增加，排氣損失的轉(zhuǎn)換(1200r/min，q=120mm3/st，O2濃度： 20%～ 15%，α=1.00～1.53，ε=22.0)

3.2.3 有、無EGR條件下的αopt的差異研究

按照前文所述的試驗結(jié)果，利用EGR降低了冷卻損失，并隨著氧氣濃度的降低，等容度也有所降低了。此外，由于增加EGR量，工作氣體的比熱可能會上升。因此要實現(xiàn)完全膨脹的膨脹比/壓縮比率由式(2)及式(3)決定，所以，可預(yù)想達(dá)到完全膨脹的膨脹比會產(chǎn)生差異。同時，也會對總指示熱效率的提高產(chǎn)生影響。

圖10表示關(guān)于吸入氧濃度分別為20.9%和15.0%時，用總發(fā)熱量除以總指示熱效率，用總發(fā)熱量除以總的指示功，并用百分?jǐn)?shù)表示結(jié)果。用總發(fā)熱量除以因膨脹比擴大獲得的總的指示功的值以展示改善的效果。圖10的中、下曲線圖是為了確認(rèn)膨脹比擴大的效果。因為將工作氣體的內(nèi)部能量轉(zhuǎn)換為有效功，所以，相對于現(xiàn)在的總發(fā)熱量，功轉(zhuǎn)換比例的增減。考慮到總發(fā)熱量功轉(zhuǎn)換比例，由于氧氣濃度為20.9%時的冷卻損失較多，所以，總的指示熱效率的絕對值有少量的差異。用總發(fā)熱量除以利用膨脹比擴大獲得的總的指示功的值來表示改善功效。由于吸入氧氣濃度不同，其改善功效有所差異，導(dǎo)致在不同的吸入氧氣的濃度下，其試驗結(jié)果并無太大差異。其次，嘗試了關(guān)于氧氣濃度20.9%與15.0%條件下αopt有無差異的研究。在實體發(fā)動機采用了到達(dá)完全膨脹的膨脹比/壓縮比率αopt的計算方法。由于溫度、壓力致使工作氣體的比熱增加，受到氣缸壁面等的熱量，燃燒導(dǎo)致分子數(shù)變化等各種因素產(chǎn)生的影響。圖11示出了膨脹行程假定為多變(曲線)變化。根據(jù)燃燒解析裝置(DS2000)計算出燃燒結(jié)束時，由圖11中的點3到排氣門開啟時(膨脹結(jié)束時)的點4的壓力、容積，求出乘方近似計算公式，得出指數(shù)n的值。根據(jù)該近似計算式(pVn=const)計算出與p1成為相同值的容積p5，將上止點容積V2與容積V5之比(V2/V5)作為達(dá)到完全膨脹的膨脹比，將壓縮開始容積與上止點容積的比(V1/V2)與有效壓縮比設(shè)定為αopt。表3表示氧氣濃度分別為20.9%與15.0%2種條件下的指數(shù)n及αopt。研究結(jié)果表明，αopt值稍小且?guī)缀醪蛔儭＝窈螅诜艧嵝螒B(tài)改變、工作氣體的組成改變、質(zhì)量改變的實體發(fā)動機運行條件下，對于利用膨脹比擴大致使放熱和指示功的改善，并達(dá)到完全膨脹的膨脹比/壓縮比率。

圖10 借助于膨脹比增加，排氣損失的轉(zhuǎn)換(1200r/min，q=120mm3/st，O2濃度： 20.9%～15.0%，α： 1.00～1.53，ε=22.0)

圖11 說明指數(shù)n與容積V5的曲線圖

表3 指數(shù)n，αopt的計算結(jié)果

4 結(jié)語

降低冷卻損失時，有效功沒有增加，而排氣損失有所增加，驗證了利用高幾何壓縮比以提高循環(huán)熱效率的潛能，以及降低了冷卻損失情況下，擴大膨脹比的效果，獲得了以下研究結(jié)果：

(1) 關(guān)于總的指示熱效率，即便將幾何壓縮比提高到26.0的情況下，總指示熱效率也同樣呈現(xiàn)增加趨勢，為弄清燃燒的極限，有必要進(jìn)行更高幾何壓縮比的研究。

(2) 要提高有效熱效率，必須采取抑制伴隨幾何壓縮比增加而帶來的機械損失的增加。

(3) 隨著燃燒室壁面熱損失降低，排氣損失的增加，由于擴大膨脹比而可以轉(zhuǎn)換為有效功。

參 考 文 獻(xiàn)

[2] 福長聡はか.大型単気筒エンジンを用いた可変バルブ制御の効果[J].自動車技術(shù)會學(xué)術(shù)講演會前刷集，2013,114-13： 1-6.

2016-03-21)