基于燃燒室與增壓器匹配的柴油機熱效率優化設計及仿真研究

劉明超，堯命發，王 滸，鄭尊清，梁和平，束銘宇

(1.天津大學 內燃機燃燒學國家重點實驗室，天津 300072；2.玉柴聯合動力股份有限公司，蕪湖 241080)

0 概述

柴油機由于具有熱效率高、輸出轉矩高等優勢，廣泛應用于重型汽車、工程機械、農業機械、船舶和發電等領域，在國民經濟和社會生活中發揮著重要作用，但同時重型柴油機也消耗了大量的石油資源。如何進一步提高重型柴油機熱效率從而降低油耗對于減少石油消耗和二氧化碳排放有重要的意義。

除了熱效率外，柴油機常用工況的不同也是影響柴油機實際使用油耗的重要因素。對于同一型號的柴油機，其最低油耗區一般在某一固定工況區間，但是在不同的應用場景，柴油機的常用工況有很大的不同，如：城市道路車輛的常用工況為低速中低負荷，重載自卸車和發電機組的常用工況為中等轉速中高負荷，重型工程機械的常用工況為高速中高負荷。探究如何通過燃燒系統的優化匹配提高熱效率并使柴油機的最低油耗區間落入其使用頻率最高的工況區間，滿足不同應用場景的需求，對降低柴油機實際使用油耗有重要意義。

提高壓縮比是提高熱效率的有效手段之一[1-3]。文獻[4]中研究表明，在一定范圍內適當增大壓縮比有利于改善柴油機經濟性能。文獻[5]中研究表明，將壓縮比由18提高到26時，指示熱效率可提高約5%。合理匹配渦輪增壓器是改善柴油機油耗的另一有效手段。文獻[6]中研究表明，采用渦輪增壓后發動機燃油經濟性可以改善10%左右。文獻[7-10]中研究表明，相比于自然吸氣發動機，渦輪增壓發動機更高的進氣密度可改善缸內的燃燒，從而改善發動機的燃油經濟性。此外，進氣增壓技術可以降低摩擦損失、泵氣損失及柴油機壁面散熱，利用廢氣中的部分能量，從而改善柴油機的燃油經濟性。柴油機優化增壓器匹配對不同工況的油耗改善效果不同[11-13]，文獻[14]中指出優化增壓系統后發動機整體油耗有所改善，其中高速高負荷工況的改善幅度最大。文獻[15]中研究了不同增壓器當量流通截面積對不同負荷油耗的影響，結果顯示在一定范圍內隨著當量流通截面積的增大，高負荷工況油耗降低，低負荷工況油耗升高，通過改變增壓器參數可以改善特定工況的油耗。綜上，增壓器的匹配優化對發動機不同工況的油耗改善幅度不同，但目前大多數研究僅關注增壓器匹配對發動機性能的影響，具有一定的局限性。本研究以匹配不同使用工況為目標，對通過燃燒室和增壓器的匹配優化實現發動機最低油耗區間與常用工況的匹配潛力進行了探索。

以某重型柴油機為研究對象，針對發動機的不同使用場景要求，通過數值模擬方法對不同工況特征的燃燒室及進氣增壓方案優化進行了研究，提出改善燃油經濟性及最低油耗區間與常用工況匹配更合理的技術方案，從而實現基于一臺發動機通過調整較少的參數或配置滿足不同應用場景的使用需求，有效改善發動機的實際使用油耗。

1 仿真模型及研究方法

1.1 柴油機仿真建模及標定

以某重型柴油機為研究對象，該柴油機的主要技術參數如表1所示。基于該柴油機建立了GT-Power一維模型和CONVERGE三維模型，進行數值模擬計算研究。

表1 柴油機主要技術參數

選取了如表2所示的工程上常用的低、中、高3個不同轉速下的不同負荷的6個工況點以探究燃燒室及增壓系統參數對柴油機燃油經濟性的改善及最低油耗工況區間的影響。選取工況的轉速、轉矩、平均指示壓力(indicated mean effective pressure, IMEP)情況如圖1所示，根據發動機廠家提供的信息，A2工況為柴油機應用于載貨車輛等道路車輛時的常用工況，B2、B3工況為應用于發電機組時的常用工況，C3工況為應用于寬體礦用車等工程機械時的常用工況。

表2 關鍵工況

圖1 關鍵工況點所處位置

發動機一維計算的燃燒模型采用DIPulse模型，三維計算的燃燒模型采用CTC模型，湍流模型采用RNGk-ε湍流模型，噴霧模型采用KH-RT長度破碎模型。A2工況三維仿真計算設置的邊界條件如表3所示。根據試驗數據對仿真模型進行了標定，一維仿真部分參數的仿真計算結果與試驗結果的對比如圖2所示。一維和三維仿真計算得到的缸壓和放熱率與試驗數據的對比如圖3所示，其中V/Vmax為當前氣缸容積與發動機氣缸有效容積的比值。A2工況三維仿真部分性能參數與試驗結果的對比如表4所示。雖然三維仿真計算在10°曲軸轉角附近放熱率高于試驗值，缸壓上升速率快于試驗值，但二者相差不大。仿真計算結果與試驗結果吻合較好，模型可以較好地反映發動機的運行狀態，后續將以此開展相關研究工作。

表3 A2工況三維仿真計算邊界條件

圖2 一維模型部分關鍵參數驗證

圖3 缸壓和放熱率驗證

表4 A2工況三維仿真結果與試驗值對比

1.2 研究方法

進行增壓器的匹配計算時有簡單增壓器模型(采用孔板流動模型和熱力學方程計算增壓器出口氣體狀態參數的增壓器模型)和詳細增壓器模型(根據脈譜數據計算出口氣體參數的增壓器模型)兩種模型可供選擇，圖4為基于兩種模型的計算結果對比。由于簡單增壓器模型對泵氣損失(pumping mean effective pressure, PMEP)的預測稍有不足，因此本研究中在使用簡單增壓器模型時假設PMEP保持原機水平不變。簡單增壓器模型的油耗為通過優化噴嘴環直徑得到的計算結果，詳細增壓器模型的油耗為匹配當量流通截面積較小的增壓器得到的計算結果。簡單增壓器模型的參數難以與實際增壓器的參數完全一致，導致數值上兩個模型的計算結果稍有不同，但在油耗的變化趨勢上兩個模型的計算結果基本一致。本研究主要探究改善柴油機不同工況熱效率的優化方案，需要提出增壓器的最佳匹配參數，簡單增壓器可以在無需增壓器脈譜的條件下較方便地探究增壓系統參數變化對發動機性能的影響規律，因此將主要基于簡單增壓器模型進行相關計算。

圖4 簡單增壓器與詳細增壓器油耗對比

首先在最高燃燒壓力允許范圍內采用三維仿真計算探究不同工況下不同燃燒室方案對熱效率的影響，進而選出匹配各工況熱效率最佳的燃燒室方案；之后基于確定的燃燒室方案采用一維仿真計算，基于簡單增壓器模型，改變渦輪機噴嘴環直徑進而改變進氣壓力與進氣量，研究油耗的變化情況；最后以目標工況油耗最佳的方案為基準，調整其他工況的廢氣旁通閥直徑，實現最低油耗區間與常用工況的匹配。

將缸內燃燒壓力限制在試驗機型可承受的最高燃燒壓力下，進行針對不同使用工況的匹配研究。當前重型柴油機逐漸向高強化方向發展，發動機能承受的最高燃燒壓力不斷提高，為了進一步探索提高熱效率的潛力，本研究中將最高燃燒壓力限值提高到25 MPa[16]，以探討提高缸內燃燒壓力后提高熱效率的可行性。

2 結果與討論

2.1 燃燒室方案設計

通過改變燃燒室形狀分別設計了壓縮比(compression ratio, CR)為17.5、18.5、19.5及21.5的4個燃燒室，設計時保持壓縮余隙容積及縮口位置不變，通過減小凹坑的半徑及深度提高壓縮比，設計的燃燒室形狀如圖5所示。在原機最高缸內燃燒壓力限值內，從壓縮比為17.5、18.5和19.5的燃燒室中選擇合適的燃燒室方案。提高最高燃燒壓力后，將最低油耗區間與高轉速工況匹配，設計了壓縮比為21.5的燃燒室方案。

圖5 燃燒室方案

2.2 不同燃燒室方案對熱效率的影響

針對低轉速中負荷工況， 將最高缸內燃燒壓力限制在原機水平，保持噴油時刻和進氣壓力不變，探究不同燃燒室方案對熱效率的影響。不同燃燒室方案的缸壓和放熱率如圖6所示。壓縮比由17.5提高至19.5，缸內峰值壓力升高，滯燃期縮短，燃燒相位提前，前期放熱增多，后期放熱變緩。總的來說，隨著壓縮比的提高，燃燒放熱速率加快，缸內燃燒壓力增大。

圖6 不同壓縮比的燃燒室方案下缸壓和放熱率對比

圖7為燃燒相位(即燃燒放熱率達到10%時的曲軸轉角，記為CA10)和燃燒重心(即燃燒放熱率達到50%時的曲軸轉角，記為CA50)時刻不同燃燒室方案下缸內混合氣當量比分布，圖8為CA50時刻不同燃燒室方案下缸內溫度分布。在3種燃燒室方案下，燃油碰壁位置基本相同，缸內當量比分布的形狀差異較小，說明燃油噴霧發展和缸內流動變化不大，因此噴油器參數保持不變。提高壓縮比后，在相同曲軸轉角下缸內空間減少，過稀區域減少，同時缸內高溫區域呈現增多的趨勢。不同壓縮比下發動機的傳熱損失如表5所示，隨著壓縮比提高，缸內溫度升高，發動機傳熱損失增大。

圖7 不同燃燒室方案下缸內當量比分布

圖8 不同燃燒室方案下CA50時刻缸內溫度分布

表5 不同壓縮比燃燒室傳熱損失占燃油熱值比例

圖9為不同壓縮比燃燒室的油耗及最高燃燒壓力。隨著壓縮比的升高，熱效率提高，油耗降低，最高燃燒壓力升高但低于限值，壓縮比為19.5時油耗最低。

圖9 A2工況不同燃燒室油耗和最高燃燒壓力

表6為不同壓縮比燃燒室的NOx排放。隨著壓縮比的升高，NOx排放升高，但升高幅度不大，通過引入廢氣再循環及選擇性催化還原技術有望滿足相關排放要求。

表6 不同壓縮比燃燒室NOx排放

中高轉速工況壓縮比對油耗和最高燃燒壓力的影響如圖10所示。不同工況最佳壓縮比不同，對于中轉速工況，在最高燃燒壓力限值內壓縮比為18.5的燃燒室油耗最低，類似地確定了在原機最高燃燒壓力限值下不同工況區間對應的最佳壓縮比，結果如表7所示。

圖10 中高轉速工況不同燃燒室油耗和最高燃燒壓力

表7 燃燒室方案選擇

另一方面，壓縮比提高，缸內燃燒溫度升高，傳熱損失增加，不利于熱效率的進一步提高。為了進一步提高熱效率，需要匹配合適的增壓器，提高進氣量，降低缸內溫度，減少傳熱損失。

2.3 提高不同工況熱效率的優化方案

2.3.1 改善低速中低負荷工況熱效率的優化方案

在最高燃燒壓力限制在原機最高燃燒限值條件下，通過適當提高壓縮比可以降低低轉速中低負荷工況的油耗。該工況下壓縮比為19.5的燃燒室熱效率最高，在此基礎上以降低低轉速中低負荷工況的油耗為目標進行增壓器匹配，采用較小當量流通截面積的增壓器，得到了低轉速中低負荷工況熱效率提高幅度最大的增壓器方案。采用該增壓器方案的增壓系統部分參數及油耗改善情況如表8所示。需要指出的是，如前文所述，油耗主要受到壓縮比變化的影響，因此本部分采用一維計算預測油耗變化。結果表明，當以降低低轉速中低負荷工況區間油耗為目標進行增壓器的匹配時， A1、A2工況的過量空氣系數升高，增壓壓力提高，油耗相比于原機有明顯改善，其他工況過量空氣系數和進氣壓力略有降低，油耗略有升高或變化不大。

表8 低轉速匹配增壓器參數及油耗改善

圖11為原機及燃燒室和增壓器優化匹配后的油耗對比。B2、B3、C3工況優化后的油耗與原機的油耗相差不大，但在1 100 r/min轉速下各個負荷的油耗均有所改善，中低負荷對應的兩個工況點優化后的油耗相比于原機改善幅度明顯，在所選工況點中A2工況的油耗最低。綜上，最低油耗區實現了與經常在低轉速中低負荷工況運行的柴油機的良好匹配。

圖11 低轉速工況匹配方案油耗(壓縮比為19.5)

圖12為增壓器和燃燒室優化前后排氣能量和渦輪機利用的排氣能量對比。優化后各個工況的排氣能量均有所降低，這是因為采用壓縮比為19.5的燃燒室后，熱功轉換效率提高，排氣能量降低。增壓器優化匹配后，由于匹配時以降低低轉速中低負荷油耗為目標，低轉速中低負荷下增壓器的回收能量明顯提高，A3、B2、B3、C3工況增壓器回收能量有所下降。低轉速中低負荷工況渦輪機利用了更多的排氣能量，進氣壓力和進氣量升高，油耗有所降低。此外，優化后低轉速中等負荷下渦輪機利用的排氣能量處于較高水平，說明在該工況下增壓器的工作性能較好，廢氣能量利用率高，油耗改善幅度大。

圖12 優化匹配前后排氣及渦輪機利用能量

圖13為原機、僅提高壓縮比和提高壓縮比同時優化匹配增壓器的傳熱損失的變化情況。提高壓縮比后，由于缸內溫度升高，相比原機傳熱損失增加。增壓器優化匹配后，A1、A2工況進氣量提高，缸內溫度降低，傳熱損失降低，達到與原機相當的水平，其他工況由于進氣量降低，傳熱損失升高。

圖13 不同方案的傳熱損失

圖14為原機、僅提高壓縮比和提高壓縮比同時優化匹配增壓器的傳熱損失占燃油熱值比例的變化情況。提高壓縮比后，傳熱損失的占比相比原機增高，針對低轉速工況對增壓器優化匹配后，A1、A2工況傳熱損失的占比降低，接近原機水平，其他工況傳熱損失占比升高。因此,從傳熱損失的角度增壓器優化匹配后有利于實現最低油耗區間與低轉速中低負荷匹配。

圖14 不同方案的傳熱損失占燃油熱值比例

2.3.2 改善中轉速中高負荷工況熱效率的優化方案

將最低油耗區與中等轉速中高負荷工況匹配時，如前文所述宜采用壓縮比為18.5的燃燒室方案。使用該燃燒室，以降低中等轉速中高負荷工況油耗為目標進行增壓器匹配，采用中等當量流通截面積的增壓器，得到的增壓器部分參數及油耗改善情況如表9所示。結果表明，A3、B2工況過量空氣系數和增壓壓比提高，油耗相比于原機有所改善，A1和C3工況過量空氣系數和增壓壓比降低，油耗變化相對較小。對于中等轉速高負荷工況，由于增壓壓力的提高受到最高燃燒壓力的限制，過量空氣系數比原機略有下降，油耗稍有升高。

表9 中等轉速匹配增壓器參數及油耗改善

圖15為原機及優化后的油耗變化。A1、A2、B3和C3工況重新匹配后的油耗與原機的油耗相差不大，而新燃燒室及新匹配的增壓器優化后B2工況的油耗相比于原機有明顯改善，降低了3 g/(kW·h)。綜上，通過重新設計燃燒室和增壓器優化匹配，最低油耗區間可以實現與中等轉速中等負荷工況的匹配。

圖15 中轉速工況匹配方案油耗(CR為18.5)

研究中針對這一方案進行了初步的試驗驗證，試驗采用壓縮比為18.5的燃燒室方案，增壓器方案暫未實現與仿真方案相同，試驗結果見圖16。采用壓縮比為18.5的燃燒室方案后，最低油耗區間有向中轉速移動的趨勢，若對增壓器匹配進行進一步優化，有實現最低油耗區間與中等轉速工況匹配的潛力。

圖16 中轉速工況匹配方案試驗驗證

2.3.3 最高燃燒壓力不變條件下，提高高轉速高負荷工況熱效率

最低油耗區間匹配高轉速高負荷工況時，燃燒室的壓縮比為17.5。使用該燃燒室方案，以降低高轉速高負荷工況油耗為目標進行增壓器匹配，采用較大流通截面積的增壓器，原機及優化匹配后的油耗變化如圖17所示。其中高轉速高負荷工況的油耗稍有改善，但最高燃燒壓力限制了油耗進一步改善，低轉速及中等轉速中等負荷工況的油耗明顯升高，最低油耗區間移動效果不明顯，因此若不提高發動機最高燃燒壓力，難以提高高轉速高負荷工況區域的熱效率并降低油耗。

圖17 匹配高轉速工況油耗(CR為17.5)

2.3.4 25 MPa最高燃燒壓力限值下熱效率改善潛力探索

如前文所述，在將最低油耗區間匹配高轉速高負荷工況時，由于受到最高燃燒壓力的限制，燃油消耗沒有得到明顯改善。為了探究通過適當提高壓縮比及重新匹配增壓器這兩種方法在未來高強化發動機平臺上實現最低油耗區間匹配高轉速高負荷工況，進而滿足工程機械等應用場景的使用需求的潛力，將最高燃燒壓力提高至目前機械強度可以承受的 25 MPa，對最低油耗區與高轉速高負荷工況匹配的潛力進行進一步研究。

如前文所述，采用壓縮比為21.5的燃燒室方案。由于原機在高轉速高負荷工況受最高燃燒壓力限制，燃燒相位有所推遲，因此本研究中提高最高燃燒壓力后適當提前噴油，使各工況CA50盡量接近原機熱效率最高的CA50時刻，同時以降低高轉速工況油耗為目標進行增壓器匹配，采用較大流通截面積的增壓器，得到了將最低油耗區間向高轉速區間移動所匹配的增壓器的部分參數及油耗改善情況，如表10所示。結果顯示，采用上述方案，高轉速工況下的油耗可以得到最大幅度的改善，C3工況油耗降低4.2%。

表10 高轉速工況匹配增壓器參數及油耗改善潛力

圖18為原機及以高轉速為匹配基準優化匹配后的油耗的對比。結果顯示，中高轉速高負荷工況油耗有所改善，其他工況油耗變化相對較小，最低油耗區間有向高轉速區間移動的趨勢。

圖18 匹配高轉速工況潛力(CR為21.5)

2.4 匹配不同工況優化方案總結

根據前文改善不同使用工況熱效率的方案，計算了各方案下不同轉速和負荷下的油耗，繪制了最低油耗區間與不同工況匹配效果的示意圖，見圖19。采用壓縮比為19.5的燃燒室方案和小流量增壓器可以提高低轉速工況的熱效率，紅色區域油耗相比原機改善3%，最低油耗區在低轉速工況區域。采用壓縮比為18.5的燃燒室方案和適中流量的增壓器，可以使最低油耗區在中等轉速工況區域，與原機相同工況相比，圖中橄欖綠色框內區域油耗改善了1.6%。而將最高燃燒壓力提高至 25 MPa 并采用壓縮比為21.5的燃燒室方案和大流量增壓器時，最低油耗區間有向高轉速工況移動的趨勢，與原機相同工況相比，圖中藍色框內區域油耗改善了3.6%。

圖19 最低油耗區間移動示意圖

3 結論

(1) 在原機的最高燃燒壓力限制下，采用壓縮比為19.5的燃燒室方案，同時采用較小流量的渦輪增壓器，可以實現最低油耗區與低轉速中低負荷工況匹配。

(2) 采用壓縮比為18.5的燃燒室方案，同時以降低中等轉速工況油耗為目標進行增壓器的匹配，可以使最低油耗區與中等轉速工況匹配。

(3) 提高最高燃燒壓力后，采用壓縮比為21.5的燃燒室方案，同時采用較大流量的渦輪增壓器，最低油耗區間有向高轉速工況移動的趨勢。

(4) 通過試驗對仿真方案進行了初步驗證，結果表明，通過合理匹配增壓器和燃燒室有實現柴油機最低油耗區間與目標工況區間匹配的潛力。