車用甲醇燃料發(fā)動機整機性能研究

程 前，劉 延，曾 建，徐 磊，徐 進

（1.中國汽車工程研究院股份有限公司，重慶 401122；2.三峽大學(xué)機械與動力學(xué)院，湖北宜昌 443002；3.重慶交通大學(xué)交通運輸學(xué)院，重慶 400074）

為應(yīng)對石油資源短缺、環(huán)境污染等問題，車用汽油替代燃料成為研究熱點。易點燃不易壓燃、易制取、成本低、抗爆性好、易燃燒完全的甲醇發(fā)動機具有良好的發(fā)展前景。若能結(jié)合當(dāng)下的節(jié)能技術(shù)，進一步改善甲醇發(fā)動機的工作性能，將有利于進一步推廣甲醇燃料在點燃式發(fā)動機上的使用，以緩解石油短缺危機。

Pearson R.J［1］和 Yuen P.K.P［2］等對點燃式甲醇發(fā)動機進行研究，發(fā)現(xiàn)熱效率、整機性能、性能改善程度與甲醇燃料比例相關(guān)。Nakata等［3］在全負(fù)荷工況下研究甲醇發(fā)動機，發(fā)現(xiàn)其熱效率和轉(zhuǎn)矩高于汽油發(fā)動機。Vancoillie［4］、Marriott C.D［5］、Brusstar M.J［6］、Vancoillie J［7］等通過改變壓縮比來研究純甲醇發(fā)動機，發(fā)現(xiàn)甲醇發(fā)動機動力輸出功率和熱效率均提升。紀(jì)常偉等［8］結(jié)合試驗與仿真建立雙區(qū)多維模型來預(yù)測、分析點燃式富氫甲烷發(fā)動機工作性能，發(fā)現(xiàn)隨著氫含量增多，排氣損失減少，有效熱效率得到提升。MAN Diesel［9］、Huang等［10］、Wang Q等［11-12］研究引燃甲醇與空氣的混合氣對甲醇-柴油雙燃料發(fā)動機影響規(guī)律。甲醇燃料作為替代汽油燃料的研究已度過初級階段，取得了一定成果，但針對高壓縮比技術(shù)和整機性能問題，需進一步優(yōu)化來提高甲醇發(fā)動機熱效率。

針對上述問題，本文以仿真計算、理論分析為主，依托GT-Power仿真軟件，基于樣機參數(shù)建立汽油機仿真模型，并通過改變?nèi)剂稀嚎s比和負(fù)荷控制方式將原模型改進為高壓縮比甲醇發(fā)動機模型。在經(jīng)濟工況下（2 000 r／min，60%負(fù)荷），計算分析了2種燃料發(fā)動機運行特性的差別，為推動甲醇燃料作為汽油的替代燃料提供理論參考。研究方案如圖1所示。

圖1 研究方案框圖

1 仿真計算理論及模型建立

研究對象為某型號1.6 L汽油機，主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。根據(jù)結(jié)構(gòu)參數(shù)建立原機模型，并根據(jù)相關(guān)試驗對仿真模型相關(guān)子模型、部件參數(shù)進行標(biāo)定、驗證。基于標(biāo)定后的汽油機仿真模型，改進模型的燃料為甲醇，并調(diào)整相應(yīng)的負(fù)荷調(diào)節(jié)方式和壓縮比，建立甲醇燃料發(fā)動機仿真模型，用于后續(xù)的仿真計算分析，研究甲醇發(fā)動機的性能特點［13］。

表1 原機結(jié)構(gòu)參數(shù)

1.1 仿真計算相關(guān)理論

1.1.1 基本原理

GT-Power主要用于發(fā)動機的性能計算、優(yōu)化，在計算過程中，發(fā)動機模型中各部件內(nèi)部的流體運動、能量傳遞嚴(yán)格遵循相關(guān)物理學(xué)定理和熱力學(xué)規(guī)律。4個基本方程（連續(xù)方程、動量方程、能量方程、焓方程）如下［14］：

式中：m表示質(zhì)量；˙m表示質(zhì)量流量；˙m＝ρAu，ρ表示密度，A表示流通面積，u表示速度；d x表示流動距離，d p表示流動壓差；Cf表示摩擦系數(shù)；Cp表示壓損系數(shù)；D表示等效直徑；e表示內(nèi)能，H表示焓，p表示壓力，H＝e+p／ρ；V表示體積；h表示傳熱系數(shù)；As表示傳熱表面積；Tf表示流體溫度；Tw表示壁溫。

1.1.2 數(shù)值模型

發(fā)動機仿真模型中包含一些數(shù)值模型，其中傳熱模型、燃燒模型、爆震模型對發(fā)動機的性能影響較大。且研究過程中考慮了傳熱、燃燒、爆振的影響，并建立對應(yīng)的模型。

1）傳熱模型。管道中流體與管壁的傳熱與流體的物理特性、運動速度、壁面光滑程度有關(guān)，而氣缸內(nèi)工質(zhì)與缸壁的傳熱更加復(fù)雜，不僅與上述的情況有關(guān)，還與可燃混合氣的燃燒、缸內(nèi)溫度的變化規(guī)律有關(guān)。本文采用利用無渦流的Woschni相關(guān)關(guān)系的WoschniGT傳熱模型。傳熱由以下公式計算［14］：

式中：Q表示傳熱量；Q·表示瞬時傳熱速率；A表示表面積；T和Tw分別表示缸溫和壁溫；α表示瞬時傳熱系數(shù)；p表示缸壓；D表示缸徑；C1表示氣流速度系數(shù)；Cm表示活塞速度；Vs表示氣缸工作容積；Ta、Pa、Va分別表示壓縮開始時缸溫、缸壓、體積；p0表示氣缸倒拖缸壓。

2）燃燒模型。GT軟件中提供了多個燃燒模型，以模擬不同條件下不同燃料的燃燒放熱規(guī)律，包括多區(qū)燃燒模型、湍流燃燒模型、Wiebe燃燒模型等，本文主要采用汽油機燃燒模擬常用的Wiebe燃燒模型。該燃燒模型在仿真計算之前首先需要根據(jù)相關(guān)試驗數(shù)據(jù)對其進行標(biāo)定，方可準(zhǔn)確地用于后續(xù)的仿真計算與分析。

3）爆震模型。選擇常用的Douaud＆Eyzat，以模擬末端未燃混合氣在火焰前鋒面到達(dá)之前燃燒的情況，通過輸出爆震指數(shù)的值來表征缸內(nèi)是否發(fā)生爆震，具體計算公式如下［14］：

式中：KI表示爆震指數(shù)；M表示爆震指數(shù)乘子；u表示爆震發(fā)生時未燃混合氣質(zhì)量；VTDC表示上止點時氣缸容積；V表示氣缸容積；T表示未燃混合氣瞬時溫度；Φ表示未燃區(qū)域當(dāng)量比；Iave表示誘發(fā)時間積分；I1表示誘發(fā)時間積分參考；I2表示誘發(fā)時間積分相關(guān)系數(shù)。

1.1.3 整機模型

在建立整機模型過程中，需根據(jù)樣機結(jié)構(gòu)參數(shù)、燃料特性、仿真工況及相關(guān)條件對整機模型各組成部件、子模型、求解器、輸出結(jié)果進行相應(yīng)設(shè)置，包括進出口邊界、氣缸、曲軸箱、進排氣門等，設(shè)置完畢后根據(jù)樣機的結(jié)構(gòu)按次序連接，最終得到的整機仿真模型如圖2所示。

圖2 整機仿真模型示意圖

1.2 原機模型的驗證

樣機外特性試驗數(shù)據(jù)與原機整機模型的仿真數(shù)據(jù)如圖3所示，在2 000 r／min、理論空燃比、60%負(fù)荷驗證工況下，試驗和仿真的缸壓曲線如圖4所示。

圖3 外特性參數(shù)

由圖3可知，試驗和仿真計算得到的轉(zhuǎn)矩和有效燃料消耗率隨轉(zhuǎn)速的變化曲線趨勢基本一致，數(shù)據(jù)誤差在3%以內(nèi)。

圖4 缸壓曲線

由圖4可知，2條曲線基本一致，峰值及峰值時刻相差不大。由此可證明，原機模型計算可靠，可用于后續(xù)的研究。

1.3 甲醇發(fā)動機模型的建立

將原汽油機改進為甲醇發(fā)動機，需根據(jù)甲醇燃料的特性對模型有關(guān)燃料的模塊進行相應(yīng)改進，物化特性參數(shù)如表2所示。通過進氣晚關(guān)角控制負(fù)荷、提高幾何壓縮比的方式來改進甲醇發(fā)動機的工作性能，選擇2 000 r／min、60%負(fù)荷工況（缸內(nèi)有效平均壓力約為0.53 MPa），研究甲醇發(fā)動機的性能特點。

表2 甲醇與汽油物化特性參數(shù)

1.3.1 負(fù)荷控制方式的改進

原汽油機通過改變節(jié)氣門開度，調(diào)整不同負(fù)荷時的進氣量，在中小負(fù)荷時節(jié)氣門開度較小，存在較多的節(jié)流損失，不利于保證發(fā)動機整機經(jīng)濟性。若取消節(jié)氣門，利用可變氣門正時技術(shù)，改變進氣晚關(guān)角，以匹配不同負(fù)荷工況所需進氣量，可在部分負(fù)荷時減少節(jié)流損失。

為匹配60%負(fù)荷工況，基于原汽油機進氣門升程曲線，利用GT軟件中的VT-design子程序優(yōu)化設(shè)計了合適的新進氣門升程曲線。結(jié)果表明，新設(shè)計的氣門升程曲線需運動學(xué)、動力學(xué)驗證，保證配氣機構(gòu)穩(wěn)定工作。改進前后的進氣凸輪和進氣門相關(guān)重要參數(shù)如表3所示，改進氣門升程曲線后，進氣門的豐滿系數(shù)、落座速度和落座力與原機相差不大，對應(yīng)的凸輪最大躍度和最大接觸應(yīng)力也在合理范圍之內(nèi)。

表3 配氣機構(gòu)重要參數(shù)

1.3.2 幾何壓縮比的匹配

甲醇燃料的抗爆性能較好，故可合理增大甲醇發(fā)動機的壓縮比。此外，通過改變進氣關(guān)閉時刻控制負(fù)荷時，進氣晚關(guān)角較大，有效壓縮比較低，故也可適當(dāng)提高幾何壓縮比。壓縮比對發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩、熱效率等影響較大，在一定范圍內(nèi)，壓縮比越大，熱效率越高，但當(dāng)壓縮比達(dá)到一定值后，熱效率不再明顯增長，且壓縮比過大時的爆燃現(xiàn)象不利于發(fā)動機綜合性能。通過改變活塞頂隙方式以改變仿真模型的壓縮比，并保證一定的活塞頂隙（防止活塞與氣門運動發(fā)生干涉），故以爆震指數(shù)、活塞頂隙、熱效率作為參考指標(biāo)，通過仿真計算匹配甲醇發(fā)動機合適的壓縮比。不同壓縮比下汽油機和甲醇發(fā)動機的工作性能參數(shù)如表4所示。

表4 不同壓縮比下發(fā)動機重要參數(shù)

由表4可知，雖然幾何壓縮比增大使汽油機和甲醇發(fā)動機的熱效率都有所提高，但汽油機壓縮比大于10后易爆震，而甲醇發(fā)動機因甲醇辛烷值高且進氣晚關(guān)角較大、有效壓縮比較小，使壓縮比為13時仍未發(fā)生爆震。此外，增大壓縮比后甲醇發(fā)動機熱效率較高，且不發(fā)生爆震，且在壓縮比為13時活塞頂隙已經(jīng)降低至1.19 mm，再增大幾何壓縮比會使活塞頂隙過小，會導(dǎo)致活塞與氣門發(fā)生運動干涉。因此，選擇甲醇發(fā)動機的壓縮比為13。

2 甲醇發(fā)動機的性能特點

根據(jù)甲醇燃料的特性對甲醇發(fā)動機的負(fù)荷控制方式、幾何壓縮比進行了相應(yīng)的改進，使甲醇發(fā)動機缸內(nèi)的泵氣特性、燃燒放熱規(guī)律與汽油機存在差異，2種燃料的發(fā)動機整機動力性、經(jīng)濟性也有所差別。本節(jié)基于汽油機和甲醇發(fā)動機在2 000 r／min、60%負(fù)荷、理論空燃比、點火提前角為上止點前16°CA工況的仿真計算結(jié)果，探究甲醇發(fā)動機的工作性能。

2.1 泵氣特性

發(fā)動機泵氣特性包括進氣壓力、進氣溫度、排氣壓力、排氣溫度以及每循環(huán)缸內(nèi)進氣量、泵氣損失。進排氣特性決定了缸內(nèi)的換氣過程，影響缸內(nèi)進氣量和泵氣損失，進而影響缸內(nèi)混合氣的濃度分布、燃燒放熱，使發(fā)動機具有不同的動力輸出和油耗水平。

2.1.1 進氣特性

進氣歧管內(nèi)混合氣的壓力將影響混合氣進入缸內(nèi)的過程，進氣特性參數(shù)如圖5所示。

由圖5（a）可知，甲醇發(fā)動機的進氣壓力在整個工作循環(huán)均大于汽油機，甲醇發(fā)動機進氣壓力在0.1 MPa附近小幅波動，與全負(fù)荷時進氣壓力相差不大；而汽油機則在0.074 MPa附近小幅波動，遠(yuǎn)低于全負(fù)荷時進氣壓力。此外，較大進氣晚關(guān)角會使壓縮沖程有更多混合氣被推回進氣歧管，會增大進氣歧管內(nèi)混合氣壓力。由圖5（b）可知，甲醇發(fā)動機在進氣沖程初期進氣溫度先急速下降，后進氣溫度逐漸回升；在壓縮沖程部分混合氣被推回進氣歧管，進氣溫度又有所上升，進氣門關(guān)閉后進氣溫度才趨于穩(wěn)定，直至下一個進氣過程開始時進氣溫度才又有所變化。汽油機與甲醇發(fā)動機在進氣沖程初期進氣溫度變化趨勢有所不同，其進氣溫度先急劇上升，之后隨著進氣過程而逐漸回落，在壓縮沖程開始后汽油機進氣溫度的變化趨勢與甲醇發(fā)動機基本一致。

圖5 進氣特性參數(shù)

綜上，進氣初期甲醇發(fā)動機缸溫低于汽油機，故甲醇發(fā)動機在進氣初期進氣溫度低于汽油機。在進氣門關(guān)閉后，由于甲醇發(fā)動機進氣關(guān)閉時刻較晚，活塞推動混合氣至進氣歧管的時間更長，有更多的混合氣被壓回進氣歧管，故使甲醇發(fā)動機進氣歧管內(nèi)的混合氣溫度增長程度大于汽油機。

2.1.2 排氣特性

排氣歧管中廢氣壓力、溫度既影響排放物生成、催化劑活性、催化器工作性能等排放后處理過程，同時在氣門重疊期廢氣回流對換氣過程影響也較大。甲醇發(fā)動機和汽油機排氣特性參數(shù)如圖6所示。

由圖6（a）可知，2種燃料發(fā)動機的排氣歧管廢氣壓力在整個工作循環(huán)的變化趨勢基本一致，廢氣壓力值均在0.1 MPa附近波動。與廢氣壓力不同，甲醇發(fā)動機和汽油機的廢氣溫度存在較大的區(qū)別。由圖6（b）可知，在作功沖程后期排氣門開啟后，缸內(nèi)高溫廢氣經(jīng)排氣門進入排氣歧管，使歧管內(nèi)溫度迅速上升，隨著缸內(nèi)高溫廢氣進入排氣歧管后逐漸冷卻，排氣歧管溫度又逐漸下降到比較穩(wěn)定的范圍。在進氣門開啟后，溫度較低的新鮮充量逐漸進入缸內(nèi)，在氣門重疊期的換氣過程會使排氣歧管內(nèi)廢氣溫度有所下降。在整個排氣過程中，甲醇發(fā)動機排氣歧管內(nèi)的廢氣溫度峰值、穩(wěn)定值都低于汽油機。從進氣上止點到排氣門開啟時刻，2種燃料發(fā)動機的排氣歧管廢氣溫度均呈小幅下降的總趨勢，過程中存在小幅波動。

圖6 排氣特性參數(shù)

2.1.3 每循環(huán)進氣量和泵氣損失

進氣歧管和排氣歧管的溫度和壓力對缸內(nèi)新鮮充量影響較大，甲醇發(fā)動機和汽油機的缸內(nèi)進氣過程如圖7所示。發(fā)動機在換氣過程中的泵氣損失，即克服進排氣道阻力所需的功，常體現(xiàn)于缸壓-體積圖（P-V圖）的進排氣壓差所造成的封閉曲線積分面積，如圖8所示。

圖7 缸內(nèi)進氣量

圖8 P-V圖

由圖7可知，與汽油機相比，甲醇發(fā)動機的進氣壓力較大、進氣溫度較低，進氣速度更快，缸內(nèi)最大進氣量達(dá)到462.6 mg，而汽油機僅有323.7 mg。活塞運行至進氣下止點時刻到進氣門關(guān)閉，上行的活塞將推回一部分缸內(nèi)混合氣至進氣歧管。甲醇發(fā)動機進氣晚關(guān)角較大，故缸內(nèi)進氣量在此階段下降幅度更大、下降時間更長，有更多的混合氣被推回進氣歧管。進氣門關(guān)閉后的缸內(nèi)進氣量穩(wěn)定值為本次工作循環(huán)實際參與燃燒的混合氣質(zhì)量，甲醇發(fā)動機最終缸內(nèi)的混合氣質(zhì)量仍略高于汽油機。

由圖8可知，甲醇發(fā)動機在壓縮上止點附近缸壓峰值更大，P-V圖所圍成面積更大，指示功更多。此外，壓縮沖程后期和作功沖程后期的缸壓略低于汽油機。從進排氣過程局部放大圖也可知，汽油機進排氣壓差更大，有效平均壓損為0.029 MPa，泵氣損失功較多；而甲醇發(fā)動機的進排氣壓差較小，有效平均壓損0.006 MPa，遠(yuǎn)低于汽油機，因此泵氣損失功較少。

2.2 燃燒特性

發(fā)動機缸內(nèi)混合氣的燃燒特性包括缸內(nèi)的壓力、溫度變化，放熱規(guī)律和燃燒過程。缸內(nèi)環(huán)境與燃燒放熱過程相互影響，進而決定發(fā)動機的動力輸出、熱效率和排放特性。通過對比分析甲醇發(fā)動機與汽油機的缸內(nèi)環(huán)境變化規(guī)律、放熱規(guī)律和燃燒過程，可揭示甲醇發(fā)動機的燃燒特性，燃燒特性參數(shù)如圖9所示。

圖9 燃燒特性參數(shù)

由圖9（a）可知，在壓縮上止點前16°CA點火之后，甲醇發(fā)動機放熱速率上升速度快，在壓縮上止點后7.8°CA即達(dá)放熱率峰值32.4 J／deg，而汽油機點火后放熱速度較慢，在壓縮上止點后10.2°CA才達(dá)放熱率峰值 25.7 J／deg；在達(dá)峰值后，甲醇發(fā)動機放熱速度急速下降，在大約20°CA ATDC后放熱速度小于汽油機。由此可見，甲醇發(fā)動機缸內(nèi)混合氣燃燒放熱速度更快。由圖9（b）可知，甲醇發(fā)動機累計放熱率略早于汽油機達(dá)到CA10。與汽油機相比，甲醇發(fā)動機的累計放熱率明顯更早達(dá)到CA50和CA90，這與瞬時放熱率曲線得出結(jié)論一致。而甲醇發(fā)動機的著火落后期略短于汽油機，隨著燃燒的持續(xù)進行，甲醇發(fā)動機的速燃期、后燃期明顯短于汽油機，燃燒持續(xù)期也短于汽油機。說明甲醇發(fā)動機缸內(nèi)可燃混合氣燃燒得更快，燃燒也結(jié)束得更早。

2.3 缸內(nèi)環(huán)境

發(fā)動機缸內(nèi)特性參數(shù)主要包括缸壓和缸內(nèi)溫度，如圖10所示。

圖10 缸內(nèi)環(huán)境參數(shù)

由圖10（a）可知，與汽油機相比，甲醇發(fā)動機在壓縮沖程末期的缸壓上升速度更快，更早達(dá)到缸壓峰值4.66 MPa，在作功沖程前期的缸壓仍較高，但下降速度也較快，在后期時2種燃料發(fā)動機的缸壓相差不大。由圖10（b）可知，甲醇發(fā)動機的缸溫峰值比汽油機的低138.3 K，缸溫峰值時刻也更早，且作功沖程和排氣沖程甲醇發(fā)動機的缸溫也遠(yuǎn)低于汽油機，有利于降低NOx排放和缸內(nèi)熱負(fù)荷，故甲醇發(fā)動機的排氣歧管內(nèi)溫度低于汽油機。雖在進氣門開啟前甲醇發(fā)動機的進氣歧管溫度高于汽油機，但進氣門開啟前甲醇發(fā)動機缸溫遠(yuǎn)低于汽油機缸溫，因此進氣行程和壓縮行程甲醇發(fā)動機的缸溫始終低于汽油機的缸溫。

2.4 整機性能

發(fā)動機進排氣特性、缸內(nèi)環(huán)境及混合氣燃燒放熱規(guī)律最終體現(xiàn)在整機的工作性能，在不同運行工況下，發(fā)動機內(nèi)部各系統(tǒng)的工作特點決定發(fā)動機不同動力輸出水平和油耗水平。

2.4.1 經(jīng)濟工況性能

通過分析經(jīng)濟工況下甲醇發(fā)動機和汽油機的泵氣特性和燃燒放熱特性，探究該工況下2種燃料發(fā)動機的整機動力性能指標(biāo)、經(jīng)濟性指標(biāo)和能量分布如表5所示。

表5 整機性能指標(biāo)

由表5可知，在相同經(jīng)濟工況下，與汽油機相比，甲醇發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩提高了21.8%，此外，甲醇發(fā)動機有效燃油消耗率遠(yuǎn)高于汽油機，約增長了89.3%，這是由甲醇和汽油的物化特性決定的。甲醇的低熱值遠(yuǎn)低于汽油的低熱值，甲醇的理論空燃比僅有6.5，遠(yuǎn)低于汽油的理論空燃比14.7，因此，為達(dá)到相當(dāng)動力輸出水平，甲醇發(fā)動機需更多的甲醇燃料。

與汽油機相比，甲醇發(fā)動機排氣能量比例大幅度下降。雖甲醇發(fā)動機缸溫水平低于汽油機，但甲醇發(fā)動機的散熱能量比例略高于汽油機，這是因為甲醇發(fā)動機幾何壓縮比增大，同時增大其燃燒室面容比，增大了燃燒過程中混合氣與燃燒室壁面的傳熱速率，如圖11所示。

由圖11可知，甲醇發(fā)動機燃燒過程中的缸內(nèi)傳熱速率明顯較大，而較短的后燃期使燃燒結(jié)束之后甲醇發(fā)動機缸溫水平較低，缸內(nèi)傳熱速率小于汽油機雖散熱損失能量比例略有增長，但排氣能量比例的大幅減少，使有更多的能量用于推動活塞作功，使甲醇發(fā)動機的指示熱效率達(dá)到40.8%，比汽油機高4.2%。

圖11 傳熱速率

2.4.2 外特性性能

為了進一步比較甲醇發(fā)動機和汽油機整機工作性能的區(qū)別，此處對2種燃料發(fā)動機的外特性性能指標(biāo)進行了對比。轉(zhuǎn)矩、有效燃油消耗率、指示熱效率分別如圖12～圖14所示。

圖12 轉(zhuǎn)矩

圖13 有效燃油消耗率

圖14 指示熱效率

由圖12可知，在整個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)甲醇發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩都高于汽油機的，中高轉(zhuǎn)速時甲醇發(fā)動機轉(zhuǎn)矩與汽油機轉(zhuǎn)矩的差距略大于低轉(zhuǎn)速時。由圖13可知，2種燃料發(fā)動機的有效燃油消耗率均先隨轉(zhuǎn)速的升高而降低，在2 500～4 500 r／min范圍內(nèi)有效燃油消耗率都處在較低的水平且變化不大，在轉(zhuǎn)速超過4 500 r／min后，有效燃油消耗率又隨著轉(zhuǎn)速的增大而增多。而在整個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，甲醇發(fā)動機的有效燃油消耗率始終遠(yuǎn)高于汽油機的。由圖14可知，在轉(zhuǎn)速小于3 000 r／min時2種燃料發(fā)動機的指示熱效率隨轉(zhuǎn)速的升高而增大，在3 000～4 500 r／min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)指示熱效率均處于較高的水平且變化不大，當(dāng)轉(zhuǎn)速大于4 500 r／min時，指示熱效率隨轉(zhuǎn)速的升高有所減小。在整個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)甲醇發(fā)動機的熱效率比汽油機高2.6%～4.9%，在中高轉(zhuǎn)速時甲醇發(fā)動機的熱效率與汽油機的差距更明顯。

3 結(jié)論

1）在中小負(fù)荷時，甲醇發(fā)動機進氣壓力、進氣溫度均大于汽油機。但在進氣開始后，甲醇發(fā)動機進氣溫度反而低于汽油機進氣溫度。

2）甲醇發(fā)動機的泵氣損失比汽油機少，且在整個工作循環(huán)甲醇發(fā)動機排氣歧管中廢氣溫度都低于汽油機排氣溫度。

3）甲醇發(fā)動機在進氣門開啟后新鮮混合氣進入缸內(nèi)的速度較快，在進氣下止點時進入缸內(nèi)的最大進氣量比汽油機多138.9 mg。在進氣門關(guān)閉后甲醇發(fā)動機進入氣缸的混合氣質(zhì)量僅比汽油機多18.1 mg。

4）在燃燒過程中，甲醇發(fā)動機的缸壓水平高于汽油機缸壓，甲醇發(fā)動機的缸溫低于汽油機缸溫，降低了缸內(nèi)的熱負(fù)荷。

5）在經(jīng)濟工況和外特性工況下，甲醇發(fā)動機的整機有效燃油消耗率高于汽油機，散熱能量比例比汽油機略高1.7%。在經(jīng)濟工況下，甲醇發(fā)動機的排氣能量比例相對下降11.6%，故指示熱效率相對提高了11.5%，同時輸出轉(zhuǎn)矩相對于汽油機輸出轉(zhuǎn)矩提高了21.8%。在外特性工況下，甲醇發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩和指示熱效率也都優(yōu)于汽油機。