基于冷卻液溫度的內燃機能量流試驗研究

鄭寶均，劉敬平，鄒鵬，劉琦，胡濤

(1.湖南大學先進動力總成技術研究中心，湖南 長沙 410082； 2.湖南大學汽車車身先進設計制造國家重點實驗室，湖南 長沙 410082)

全球變暖和能源危機是當今世界的兩大難題。在內燃機領域，日益嚴格的排放法規(guī)和日漸枯竭的石油資源，對內燃機性能、油耗和排放等方面提出了更高的要求。通過內燃機能量流試驗，研究內燃機的能量轉換和傳遞過程，得出能量流分布規(guī)律，從而識別燃油的化學能流向，避免無必要的熱損失，是評估某控制策略和附件布置下內燃機性能(如冷卻、潤滑、燃燒、傳熱和機械損失等)的重要手段。

在內燃機熱平衡方面，國內外研究人員開展了一些工作：提出智能化的能量流管理策略[1]，分析柴油機外特性下系統(tǒng)的能質分布與損耗[2]；研究低傳熱發(fā)動機的能量平衡以減少缸內傳熱[3]，采用低黏度的潤滑油[4]和活塞涂料[5]來減少摩擦；建立冷卻液溫度模型用于發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的故障診斷[6]。但是，大多數(shù)研究都集中在柴油機的部分負荷條件下，很少涉及冷卻液溫度的研究。

本研究基于熱力學第一定律，建立簡單的熱力學模型，詳細討論了內燃機能量平衡理論。基于冷卻液溫度在AVL臺架上展開汽油機能量流試驗，以測試的性能、燃燒試驗數(shù)據(jù)以及運行參數(shù)為基礎，研究冷卻液溫度對發(fā)動機性能的影響。

1 內燃機能量流試驗研究

1.1 試驗臺架搭建

主要試驗內容為對樣機(帶整車冷卻系統(tǒng))進行不同冷卻液溫度下的發(fā)動機能量流測試。一方面是評定冷卻液溫度對發(fā)動機在車用狀態(tài)(帶全套附件)下性能的影響，另一方面用以評定發(fā)動機的能量分布與能量耗散。可以評估成本效益，并進一步改進替代方案，對實現(xiàn)節(jié)能減排具有重要意義。主要試驗設備見表1，發(fā)動機參數(shù)見表2。

表1 主要試驗儀器和設備

表2 發(fā)動機主要參數(shù)

1.2 試驗方案設計和數(shù)據(jù)處理

在發(fā)動機出水溫度分別為43 ℃，65 ℃，88 ℃，102 ℃和110 ℃下進行臺架測試，待工況穩(wěn)定后記錄參數(shù)，燃燒數(shù)據(jù)記錄200個循環(huán)。

運用Concerto軟件建立燃燒數(shù)據(jù)處理模型，該模型可以計算出主要燃燒特性參數(shù)(燃燒始點，50%燃燒點，10%～90%燃燒持續(xù)期等)以及每個工況點對應的200個循環(huán)的平均缸壓數(shù)據(jù)。同時還可以利用該模型計算出每個工況點對應的累積放熱量以及燃燒放熱率。

2 發(fā)動機能量流熱力學模型和計算方法

將內燃機看成一個熱力學的開口系統(tǒng)，并被一個通常稱為“邊界”的假想表面包圍[7]。一旦確定了進出該系統(tǒng)的所有質量和能量流量，就可根據(jù)熱力學第一定律得出流入和流出這個系統(tǒng)的各能量平衡項之間的關系。這種能量平衡分析方法在發(fā)動機及其冷卻系統(tǒng)、潤滑油系統(tǒng)、通風等子系統(tǒng)設計的早期階段非常有用。

如果把內燃機看作是一個控制體積(由邊界包圍)，那么來自發(fā)動機的能量流量如圖1所示。

圖1 發(fā)動機能量流系統(tǒng)

流入系統(tǒng)的能量：燃油和空氣。流出系統(tǒng)的能量：有效功，排氣損失，冷卻介質損失以及對周圍環(huán)境的輻射(未計入的熱損失)。

于是得出發(fā)動機能量平衡方程：

Qf=Po+Qw+Qexh+Qc+Qun+Qic。

(1)

能量平衡方程中各項的計算公式如下：

(2)

(3)

式中：Po為發(fā)動機輸出功率，即有效功率；Ttq為扭矩。

(4)

(5)

(6)

式中：Qc為燃燒損失，ηc為燃燒效率。

(7)

Qun=Qf-(Po+Qexh+Qw+Qc+Qic)。

(8)

能量平衡方程中的各項，用占燃料燃燒產生的總熱量Qf的百分比表示，則有：

ηe+ηw+ηexh+ηc+ηun+ηic=100%。

(9)

式中：ηe，ηw，ηexh，ηc，ηun，ηic分別為有效功、冷卻液能量流、排氣能量流、燃燒損失、未計入損失和中冷損失占燃料燃燒產生的總熱量Qf的百分比。因中冷損失占比很小，在0.02%～0.09%之間，故在涉及能量分布時并未提及。

3 基于冷卻液溫度的發(fā)動機性能分析

有數(shù)據(jù)表明，車輛瞬變工況的比例達到40%～75%。在市區(qū)工況的行駛條件下，其比例可以達到50%～80%[8]，需要不停起動、加減速，發(fā)動機也會運行在不同的工況下，進而使冷卻液溫度出現(xiàn)波動。例如冷起動工況時冷卻液溫度較低，長時間加速、爬坡時會造成冷卻液溫度過高。下面從發(fā)動機的經濟性、燃燒過程和排放三方面研究冷卻液溫度的影響。

3.1 經濟性分析

發(fā)動機的經濟性指標主要是燃油消耗率(be)：

(10)

式中：Hu為燃油低熱值；ηi為指示熱效率；ηm為機械效率[9]。

在點火提前角基本不變的前提下，低負荷時發(fā)動機燃油消耗率隨著冷卻液溫度(除110 ℃外)的升高而降低(見圖2)。燃油消耗率峰值(冷卻液溫度為43 ℃)和谷值(冷卻液溫度為102 ℃)相差5%～8%。

圖2 低負荷下冷卻液溫度對燃油消耗率的影響

活塞環(huán)與氣缸之間的最小油膜厚度隨著氣缸壁溫度的升高而減小[10]，而缸壁溫度的變化與冷卻劑溫度的變化在數(shù)量級上是相同的[11]。當溫度較低時，最小油膜厚度較大，流體摩擦占主要地位；溫度逐漸升高，流體摩擦因機油黏度的減小而逐漸減小，邊界摩擦逐漸增大，但總摩擦仍繼續(xù)減小；當溫度升高到一定程度時，流體摩擦的減小不能補償邊界摩擦的增大，總摩擦開始隨溫度的升高而增大(見圖3)。

圖3 低負荷下冷卻液溫度對摩擦平均有效壓力的影響

總摩擦減小，機械損失減小，機械效率ηm增大，燃油消耗率降低。ηm表達式如下：

(11)

式中：pi為指示平均有效壓力；pf為摩擦平均有效壓力。

中高負荷時，隨冷卻液溫度(除110 ℃外)升高，發(fā)動機燃油消耗率下降的趨勢較緩(見圖4)。冷卻液溫度從43 ℃升到65 ℃時，燃油消耗率下降幅度最大；而在65～102 ℃之間，燃油消耗率的波動不大。這主要是由于中高負荷時缸內溫度較高，使得缸壁溫度迅速上升，削弱了冷卻液溫度對缸內熱功轉換過程的影響。

對比圖2和圖4可發(fā)現(xiàn)：全工況下，在冷卻液溫度為110 ℃時，燃油消耗率增大。這是因為冷卻液溫度過高會影響油膜的厚度，總摩擦增大，導致機械效率降低。此外，冷卻液溫度過高會使進氣溫度升高，降低充氣效率。兩者共同作用，使得在冷卻液溫度為110 ℃時發(fā)動機的燃油消耗率升高。由此可見，冷卻液溫度過高(110 ℃)或過低(43 ℃)均會使燃油消耗率增大。因此，控制冷卻液溫度在合理的范圍內顯得尤為重要。

圖4 中高負荷下冷卻液溫度對燃油消耗率的影響

3.2 燃燒過程分析

燃燒放熱規(guī)律可以反映缸內燃燒放熱過程，當發(fā)動機結構參數(shù)一定時，燃油的燃燒放熱率決定了缸內的熱力循環(huán)形態(tài)，從而影響燃油的化學能向熱能轉化再向機械能轉換的效果。50%燃燒點位置是指燃燒釋放混合氣總熱量的50%所對應的曲軸轉角。它與上止點的相對關系，可以間接反映出燃燒放熱的相位(燃燒放熱過程發(fā)生的“早”與“晚”)。

從圖5可發(fā)現(xiàn)，當點火角波動不大時，低負荷下冷卻液溫度(除110 ℃外)對發(fā)動機的50%燃燒點位置有一定影響：50%燃燒點位置隨冷卻液溫度的升高而略有提前。如在轉速1 500 r/min，平均有效壓力0.2 MPa工況下，冷卻液溫度為102 ℃時的50%燃燒點的位置相比43 ℃提前了近3°曲軸轉角。

這是由于冷卻液溫度通過影響缸壁的溫度來影響缸內燃燒過程，較高的冷卻液溫度有助于燃油更好地蒸發(fā)與燃燒[12]。

圖5 冷卻液溫度對50%燃燒點位置的影響

在低負荷時，冷卻液溫度越高，氣缸傳熱損失越低，最高燃燒壓力也相對越高，滯燃期縮短，燃燒始點提前，同時燃燒速率也加快，50%燃燒點的位置更靠近上止點。由圖6可看出，43 ℃冷卻液溫度下的最高燃燒壓力和在上止點前的缸內溫度均較低,最高燃燒溫度所對應的曲軸轉角也較后。但冷卻液溫度對缸內最高燃燒溫度影響并不大。

圖6 1 500 r/min，0.2 MPa時缸內溫度和壓力

如圖7所示，冷卻液溫度對燃燒放熱率有較大影響。發(fā)動機冷卻液溫度較高時，燃燒初期放熱快、放熱量多，壓力升高率大。也從另一方面印證了圖5的50%燃燒點位置的變化規(guī)律。

當冷卻液溫度為110 ℃時，冷卻液因溫度過高出現(xiàn)局部沸騰現(xiàn)象，影響了流經水套的冷卻液流量，降低了高溫氣體向冷卻液的傳熱量，進一步增大了爆燃傾向。為抑制發(fā)動機爆燃，將點火角推遲，使得50%燃燒點位置推后，遠離上止點。

圖7 1 500 r/min，0.2 MPa時的燃燒放熱率

總的來說，低負荷下，隨著冷卻液溫度不斷升高，缸內最高燃燒壓力不斷上升，滯燃期縮短，燃燒始點提前，燃燒持續(xù)期縮短，放熱集中，50%燃燒點位置向上止點靠近。

3.3 排放分析

在低負荷時，NOx排放量隨發(fā)動機冷卻液溫度的升高而增大(見圖8)。這是因為發(fā)動機冷卻液溫度高時50%燃燒點位置更靠近上止點，使得大部分燃料在壓縮上止點前燃燒，增大了最高燃燒壓力，從而導致較高的燃燒溫度，并且已燃氣體在高溫下停留的時間較長，NOx排放量增大。

圖8 NOx排放隨冷卻液溫度的變化趨勢

從圖9可看出，HC排放量隨發(fā)動機冷卻液溫度的升高而減小，并隨發(fā)動機轉速的增大而減小。這是由于發(fā)動機冷卻液溫度低時，散熱損失增加，燃燒室壁面溫度也相對低一些，形成的淬熄層較厚，同時已燃氣體溫度較低，HC排放量增大。在高轉速下，缸內氣體的擾流混合、渦流擴散效應增強，改善了混合氣的燃燒過程，促進了激冷層的后氧化，減少了HC排放量。

由圖10可知，CO排放量幾乎不受平均有效壓力和冷卻液溫度的影響。CO的生成與混合氣的氧濃度有很大關系，在濃混合氣燃燒過程中更易生成，CO排放量幾乎完全取決于可燃混合氣的過量空氣系數(shù)[13]。

圖9 HC排放隨冷卻液溫度的變化趨勢

圖10 CO排放和過量空氣系數(shù)變化趨勢

由圖11可知，平均有效壓力和冷卻液溫度對CO2排放量幾乎沒有影響。過量空氣系數(shù)越小，表明混合氣中氧濃度越低，燃料不完全燃燒所生成的CO越多，CO2濃度也就越低。

圖11 CO2排放和過量空氣系數(shù)變化趨勢

3.4 基于冷卻液溫度的能量分布分析

前文已提及，可將內燃機的能量平衡項分為五大項：有效功、燃燒損失、冷卻液損失、排氣損失和通過對流和輻射傳熱而產生的未計入的熱損失。下面逐一分析冷卻液溫度、轉速和負荷對各能量平衡項的影響。

圖12示出了燃料燃燒釋放的總熱量。可以看出，冷卻液溫度對燃料燃燒釋放的總熱量并無影響。但隨著負荷的增加，燃燒所需的混合氣量增大，即燃油流量和空氣流量均增大，導致燃料燃燒釋放的總熱量也增大。

圖12 燃料燃燒釋放的總熱量隨負荷的變化趨勢

如圖13所示，隨著負荷的增大，有效功及其占比在增大。由式(3)可得有效功和負荷呈正比關系，雖然總熱量隨著負荷的增大而增大，但有效功的增幅比總熱量的增幅大，故有效功占比隨負荷的增大而增大，但增速較緩。在全負荷時，為了輸出更多的動力，使燃油迅速燃燒產生更多的熱量以轉化成更多的機械能，采取加濃混合氣的控制策略，使得總熱量迅速增大，從而超過了有效功的增幅，故有效功占比減小。在中高負荷下，有效功占比達到最大，這與現(xiàn)代發(fā)動機采用增壓、小型化措施使其工作在最高效率區(qū)間的想法不謀而合。冷卻液溫度對有效功及其占比影響較小。

圖13 有效功占比隨冷卻液溫度和負荷的變化趨勢

從圖14可發(fā)現(xiàn)，冷卻液溫度對排氣損失及其占比的影響很小，負荷是主要影響因素。隨著負荷的增大，燃油流量和空氣流量也增大，缸內燃燒放出的熱量隨之增加，導致排氣溫度升高，由式(5)可知排氣損失也會隨之增大。在全負荷時，混合氣較濃(過量空氣系數(shù)小于1)導致排氣溫度下降，排氣能量損失也會減小。

圖14 排氣損失及其占比隨負荷的變化趨勢

雖然隨著負荷的增大總熱量也在增大，但排氣損失受排氣溫度的影響更大，排氣溫度隨負荷的增幅遠比燃油流量隨負荷的增幅大，故排氣損失占比隨負荷的增大而增大。但在全負荷時，排氣溫度驟降，總熱量急升，此消彼長，排氣損失占比迅速減小。

此外，轉速也是一個主要影響因素。由圖15可見，排氣損失及其占比隨轉速的增大而增大。由于發(fā)動機轉速越高，單位工作循環(huán)經歷的時間越短，高溫氣體停留在燃燒室的時間也越短，導致缸內氣體通過缸壁傳給水套的熱量也隨之減少，排氣溫度升高，排氣損失增大；雖然轉速越高，燃油流量和空氣流量越大，總熱量也就越大，但排氣溫度升高對排氣損失的影響更大，故排氣占比增大。

圖15 排氣損失及其占比隨轉速和負荷的變化趨勢

燃料燃燒產生的熱量通過對流(通過氣缸壁)和輻射(主要在排氣管處)兩種方式傳遞給冷卻液，其中對流傳熱占絕大部分。分別計算兩部分熱量的方法較為復雜，本研究依據(jù)式(4)只需測得發(fā)動機進出口處的冷卻液溫度即可綜合考慮兩種傳熱方式下傳遞給冷卻液的熱量(即冷卻液損失)。

綜合圖16和圖17可得：冷卻液損失隨著發(fā)動機轉速和負荷的增大而增大，隨冷卻液溫度的升高而減小。

任何有助于提高缸內溫度和壓力以及氣流運動強度的參數(shù)變動都會增大對流傳熱系數(shù)[14]。提高發(fā)動機轉速會使缸內氣體的壓力略有升高，并且缸內溫度也會更高，缸內氣體運動更為劇烈，導致氣缸側和冷卻液側的對流傳熱系數(shù)增大，冷卻液損失隨之增大；而負荷越高，缸內最高燃燒溫度和最高燃燒壓力也越高，氣缸側和冷卻液側的對流傳熱系數(shù)增大，冷卻液損失也會隨之增大。此外，由于樣機采用的是機械水泵，隨著轉速的增大，機械水泵的轉速也隨之增加，使得發(fā)動機冷卻液流量不斷增大。而冷卻液溫度越高，依據(jù)對流傳熱理論，經由水套傳遞給冷卻液的熱量越少，冷卻液損失也就越小。

圖16 冷卻液損失及其占比隨負荷的變化趨勢

圖17 冷卻液損失及其占比隨冷卻液溫度的變化趨勢

從圖16和圖17還可發(fā)現(xiàn)，冷卻液溫度、負荷和轉速對冷卻液損失占比影響較大；隨著負荷和轉速的增大、冷卻液溫度的升高，冷卻液損失占比減小。

由于發(fā)動機的負荷越高，節(jié)氣門開度越大，節(jié)氣門處的節(jié)流損失越小，有效功占比增大，加上排氣損失占比也增大，導致冷卻液損失占比減小(冷卻液損失增幅小于總熱量的增幅)；轉速越高，燃料燃燒釋放的總熱量也就越大，冷卻液損失隨轉速升高的增幅較小，故冷卻液損失占比減小；冷卻液溫度越高，冷卻液損失越小，而總熱量不受冷卻液溫度的影響，故冷卻液損失占比也就越小。

圖18示出了各項能量流占比隨負荷的變化趨勢。由圖可知，低負荷時有效功占比較小，僅在0.2左右；冷卻液損失達到峰值，約為0.14；未計入熱損失占絕大部分比例，最高可達0.41。由此可見，發(fā)動機工作在低負荷時能量利用率不高，大部分能量散失在排氣損失、冷卻液損失和未計入熱損失中。其中排氣損失和冷卻液損失可通過附加裝置回收利用，如余熱回收裝置，而未計入熱損失在常規(guī)條件下難以回收。

圖18 各項能量流占比隨負荷的變化趨勢

在中等負荷下，排氣能量占比和有效功占比相差不大，始終在0.25～0.32之間。燃燒損失占比始終較小，在0.03～0.08，負荷對其影響不大。但在全負荷時，因混合氣較濃，燃燒不完全，還有一部分燃油沒有完全燃燒而隨廢氣被排至大氣中，導致燃燒損失占比增大。

隨著負荷的增大，冷卻液能量占比逐漸下降，從0.14下降至0.07；未計入熱損失占比迅速下降，從0.41下降至0.19；而有效功占比逐漸上升，從0.2上升至0.35。能量從冷卻液損失和未計入熱損失流向有效功。可見發(fā)動機的能量流分布間接決定了其有效熱效率，適當提高工作負荷可使能量流向有效功這一能量平衡項，有利于改善發(fā)動機的經濟性。

在全負荷時，為了增加最大功率，混合氣加濃，燃燒溫度下降，導致排氣溫度降低，使得燃燒損失占比和未計入熱損失占比增大，有效功占比和排氣損失占比減小。

4 結論

a) 當冷卻液溫度低于110 ℃時，隨著冷卻液溫度的升高，發(fā)動機燃油消耗率有所降低；低負荷時，隨著冷卻液溫度升高，缸內的最高壓力溫度增大，燃燒始點提前，燃燒持續(xù)期縮短，50%燃燒點位置向上止點靠近；

b) HC排放量隨冷卻液溫度升高而減小；低負荷時，NOx排放量隨冷卻液溫度的升高而增大；CO和CO2排放量與過量空氣系數(shù)有直接關系；

c) 隨著負荷的增大(全負荷除外)，燃燒釋放的總熱量、有效功、排氣損失和冷卻液損失均增大；隨著轉速的增大，排氣損失和冷卻液損失均增大；隨著冷卻液溫度升高，冷卻液損失減小；

d) 隨著負荷的增大(全負荷除外)，有效功占比和排氣損失占比均增大，冷卻液損失占比減小；隨著轉速的增大，排氣損失占比增大，冷卻液損失占比減小；隨著冷卻液溫度升高，冷卻液損失占比減小；

e) 發(fā)動機的能量流分布間接決定了其有效熱效率，適當提高工作負荷，可使能量流向有效功這一平衡項，有利于改善發(fā)動機的經濟性。

參考文獻：

[1] CaresanaF,Bilancia M, Bartolini C. Numerical method for assessing the potential of smart engine thermal management: Application to a mediumupper segment passenger car[J].Applied Thermal Engineering,2011,31(16):3559-3568.

[2] 呂鋒,俞小莉,張宇，等.車用柴油機節(jié)能潛力的能質分析方法與試驗研究[J].內燃機工程,2012,33(1):61-66.

[3] Taymaz I.An experimental study of energy balance in low heat rejection diesel engine[J].Energy,2006,31(2/3):364-371.

[4] Macian V,Tormos B,Bermúdez V.Assessment of the effect of low viscosity oils usage on a light duty diesel engine fuel consumption in stationary and transient conditions[J].Tribology International,2014,79:132-139.

[5] Morawitz U,Mehring J,Schramm L.Benefits of The-rmal Spray Coatings in Internal Combustion Engines, with Specific View on Friction Reduction and Thermal Management[C].SAE Paper 2013-01-0292.

[6] Robinson K,Campell N,Hawley J.A review of Preci-sion Engine Cooling[C].SAE Paper 1999-01-0578.

[7] 沈維道,蔣智敏,童鈞耕.工程熱力學[M].3版.北京:高等教育出版社,2001:5-8.

[8] 黎蘇,黎曉鷹,黎志勤.汽車發(fā)動機動態(tài)過程及其控制[M].北京:人民交通出版社,2001.

[9] 周龍保,劉忠長,高宗英.內燃機學[M].3版.北京:機械工業(yè)出版社,2010:18-23.

[10] RahmaniR,Rahnejat H,Fitzsimons B.The effect of cylinder liner operating temperature on frictional loss and engine emissions in piston ring conjunction[J].Applied Energy,2017,191:568-581.

[11] Hidehiko Kajiwara,Yukihiro Fujioka,Tatsuya Suzuki.An analytical approach for prediction of piston temperature distribution in diesel engines[J].JSAE Review,2002,23(4):429-434.

[12] Kim S, Yan Y, Nouri J M.Effects of intake flow and coolant temperature on the spatial fuel distribution in a direct-injection gasoline engine by PLIF technique[J].Fuel,2013,106:737-748.

[13] 龔金科.汽車排放及控制技術[M].2版.北京:人民交通出版社,2011:8-18.

[14] Karamangil M I,Kaynakli O,Surmen A.Parametric investigation of cylinder and jacket side convective heat transfer coefficients of gasoline engines[J].Energy Conversion and Management,2006,47(6):800-816.