高速公路长途运输卡车专用重型柴油机的燃油耗改善研究

【日】　M.Ishii　K.Shimokawa　K.Machida　H.Nakajima



发展动向

高速公路长途运输卡车专用重型柴油机的燃油耗改善研究

【日】M.IshiiK.ShimokawaK.MachidaH.Nakajima

对高效率柴油机、混合动力系统、废热回收系统、后处理系统，以及先进传动系统等能够改善高速公路长途运输重型卡车燃油耗的可能途径进行了研究。介绍了改善柴油机本身燃油耗性能所用策略及实际发动机的试验评价结果。独立发动机的试验评价结果表明，当卡车在高速公路上行驶时，采用高制动平均有效压力、两级涡轮增压系统、双循环废气再循环(高压循环和低压循环)系统、新型燃烧室和新型喷嘴喷油系统的小型化柴油机，可大幅降低发动机常用工况的燃油耗。

燃油耗柴油机重型卡车长途运输

0　前言

每当新的排放法规生效时，就会有一些重型商用车柴油机新技术应运而生，柴油卡车排放超标问题得到了有效解决。此外，柴油机由于其热效率高，现在不仅用于重型卡车，而且还用于小型轿车。这种变化将有助于减少CO2排放量，改善全球环境。

另一方面，由于在长期的使用过程中已经对柴油机各方面技术进行了全面的研究，现在仅凭单项新技术的开发很难实现燃油耗的大幅改善。所以，进一步降低柴油机燃油耗的关键技术将集中于动力总成各个组成部分相互取长补短的技术(如发动机组件、混合动力系统、废热回收(WHR)系统、后处理装置、传动系统等)。具体来说，柴油机排量将大幅减小，以充分减少发动机本身的摩擦损失量，获得高的热效率[1-2]，然后采用混合动力系统补充和辅助加速性能[3]。重型长途运输卡车主要在高速公路上行驶，车速几乎没有变化，因此，在这些驾驶工况下的废热和减速能量可作为能量源加以回收利用[4]。在冷态时，采用低温高性能的后处理系统有助于提升发动机性能，反之，柴油机的空间速度低和排气温度高，又可以辅助后处理系统。

有助于降低柴油机本身燃油耗的主要技术是减少摩擦损失和泵气损失。因此，现在急需综合采用多项技术，如高平均有效压力(BMEP)小型化发动机、涡轮增压器在高效区内运行、在抑制泵气损失的同时将废气引入气缸[5-7]、在低空燃比条件下实现充分燃烧[8-9]。

本文对高BMEP小型化柴油机、高压比涡轮增压系统，以及优化燃烧等有助于极大改善燃油耗，同时又对满足1.0g/(kW·h)(日本2016排放法规限值)稳态氮氧化物(NOx)排放要求的技术进行了研究，并针对日本国内高速公路重型长途运输卡车驾驶工况等技术进行了设计和评价。

1　柴油机实现高热效率的策略

1.1热平衡改善方法

图1所示为重型卡车在日本高速公路上以80km/h行驶时柴油机热平衡的典型实例[10]。制动输出功仅占输入总能量的约40%，而剩余60%的能量却以冷却损失、排气损失、摩擦损失和泵气损失的形式散失掉。很明显，改善热平衡有助于降低燃油耗。对于柴油机本身，必须改善制动输出功、减少各种损失，以及回收废热。

图1　高速公路驾驶工况下重型柴油机的热平衡

1.1.1高BMEP小型化柴油机

直至20世纪90年代，主流商用车重型柴油机仍旧采用大排量自然吸气式发动机。但是，在21世纪出现了采用涡轮增压器的较小排量柴油机，不仅与大排量发动机具有相同的功率输出、扭矩和排放特性，同时燃油耗较低。因此，进一步改善这些柴油机性能的有效方法是进一步减小排量、采用高BMEP，以及减小摩擦损失。此外，减小发动机排量还对发动机减重有正面作用。

1.1.2涡轮增压系统与废气再循环(EGR)系统

对于相同排量的柴油机，当BMEP增大时，进气量和EGR量也随之增大，因此必须采用高压比涡轮增压系统。假设涡轮增压效率相同，由于高压比涡轮增压系统使排气压力升高，进而导致泵气损失增大，燃油耗恶化。所以，当采用高压比涡轮增压系统时，大幅提高涡轮增压器效率和抑制泵气损失增加也是至关重要的。

在发动机工作的转速和负荷范围内，单级涡轮增压器的高效区较窄，因此，很难在发动机的所有工况区域内同时获得高压比和高效率。所以，对于高BMEP小型化柴油机必须重新考虑采用涡轮增压系统，一般认为两级涡轮增压系统是1项更加有效的技术。两级涡轮增压系统的特点是涡轮增压器在扭矩点附近具有较高的效率，并且更易实现燃油耗的降低。这种系统非常适合经常在大扭矩工况点附近工作的重型卡车。因为增压做功负荷均分给2个涡轮增压器，所以这种两级涡轮增压系统还具有比单级涡轮增压器更加可靠的优点。

另一方面，由于两级涡轮增压系统在宽广的发动机工作转速和负荷范围内具有较高的涡轮增压效率，因此有利于产生泵气功。高压循环EGR(HPL-EGR)无法在泵气功条件下向气缸供给废气。因此，为了向气缸供给废气，必须采用关闭可变几何截面涡轮增压器喷嘴的方法来保持具有较高背压的泵气损失。但是，采用这种方法会导致燃油耗恶化。因此，能够同时抑制泵气损失和确保EGR的技术是非常有必要。即使在泵气功条件下，低压循环EGR(LPL-EGR)也能向气缸供给废气。因此，研究了将HPL-EGR和LPL-EGR集成到高效率涡轮增压系统中的双循环EGR(DL-EGR)系统的应用。

1.1.3燃烧系统

减少进气量是减少泵气损失的有效方法，同时还可以降低燃油耗。但是，在高EGR率条件(NOx排放低于1.0g/(kW·h))下减少进气量会增加碳烟排放的风险。因此，必须改善空气与喷入燃油的混合情况，实现充分燃烧，从而减少低空燃比条件下的碳烟排放量。对燃烧室形状和喷嘴几何结构等能够改善空燃混合状态的可能途径进行了研究。

接着，重点研究发动机的热损失。从压缩冲程中期开始，直至排气冲程结束期间，气缸内气体的温度高于气缸套壁面温度、气缸盖表面温度和活塞表面温度。热量从气缸内气体传递给各气缸壁，导致进入发动机冷却液的热量损失。这表明减少气缸内燃气向冷却液的传热损失非常重要。采用具有较高隔热度的活塞和气缸盖等零部件是减少这样传热的1种有效方法。

2　试验用发动机

2.1试验用发动机技术规格

采用1款排量9L发动机作为试验发动机。为了获得与13L发动机相同的功率和扭矩，对其进行了技术开发。表1列出了该发动机的技术规格，图2所示为试验发动机系统的结构示意图。

表1　发动机主要技术规格

图2　试验用发动机系统结构示意图

2.2燃油耗评价点

改善柴油机常用工况范围内的燃油耗是减少不同种类和用途柴油机CO2排放量的有效途径。图3所示为重型卡车在东京至名古屋Tomei高速公路上以80km/h行驶时的燃油使用频率分布情况。由于道路坡度的变化导致分布较为分散，但是发动机转速集中在1000r/min附近。分析了1000r/min发动机转速下每种负荷的燃油消耗量，结果表明最大燃油消耗量出现在35%扭矩负载。根据这些结果，将1000r/min发动机转速和35%扭矩负载选作改善燃油耗的评价点。然后，研究了能够在该点实现最大燃油耗改善的柴油机系统。

图3　高速公路行驶期间的燃油耗频率

3　试验结果

3.1高BMEP小型化发动机的影响

采用高BMEP小型化柴油机是减小摩擦的1种有效方法，而要抑制泵气损失必须采用两级涡轮增压系统。图4所示为9L试验发动机和13L基准发动机倒拖摩擦与发动机转速之间的关系。采用小型化发动机会减小所有发动机转速范围内的摩擦损失，在发动机转速为1000r/min时，摩擦减少约20%，将该点作为燃油耗评价点。结果表明，将柴油机排量从13L减小到9L改善了热平衡，同时降低了燃油耗。此外，与单级涡轮增压器相比，采用两级涡轮增压系统旨在减少泵气损失，同时在更为宽广的发动机工况范围内获得更高的涡轮增压器效率。最终，试验发动机在评价点的燃油耗降低了1.4%，同时达到了日本2016排放法规限值。

图4　测得的发动机摩擦量

3.2涡轮增压系统与EGR系统的影响

3.2.1两级涡轮增压系统

图5(a)所示为装有单级涡轮增压器的13L基准发动机的压气机运行线。运行线是在全负荷下测得的。图5(b)所示为装有单级涡轮增压器的9L试验发动机在全负荷下估算的压气机运行线。该运行线的估算前提是，假设柴油机排量从13L减小至9L，可以获得与13L排量发动机相同的扭矩，并且能够达到日本2016排放法规限值。如图5(b)所示，根据预测，采用单级涡轮增压系统的9L试验发动机由于喘振而无法正常运行。因此，研究采用两级涡轮增压系统。对于两级涡轮增压系统，每个涡轮增压器均分负荷，所以是1种获得高效率和避免喘振的有效方法。同时，对2个涡轮增压器进行了选择，考虑到对HPL-EGR的控制能力，高压级选择可变几何截面涡轮增压器，低压级选择定容式涡轮增压器。在本研究中，每个涡轮增压器的容积取决于其在标定点保持与13L发动机相同燃油耗，以及在燃油耗评价点获得更高效率的能力。

图5(c)所示为装有两级涡轮增压系统的9L试验发动机的高压级压气机运行线。图5(d)为两级涡轮增压系统的9L试验发动机的低压级压气机的运行线。

图6所示为装有两级涡轮增压系统的9L试验发动机的比油耗特性图。燃油耗的最佳点出现在1100r/min附近，也临近燃油耗评价点。因此，认为这两个涡轮增压器的容积适用于9L试验用发动机。这些结果表明，找到每个涡轮增压器的容积平衡是匹配最佳燃油耗区域和燃油耗评价点的关键。

图5　压气机的运行线

图6　安装了合适涡轮增压器的试验用发动机的比油耗特性图

3.2.2DL-EGR系统

在DL-EGR系统中，即使在泵气功条件下废气也能通过LPL-EGR进入气缸，并且，甚至在涡轮增压器高效区也能减少NOx排放。此外，通过控制HPL-EGR与LPL-EGR的比值，可使涡轮增压器运行线移动至高效区，这样做的目的就是同时实现低NOx排放和低燃油耗。

图7(a)所示为仅采用HPL-EGR时的高压级压气机运行线，图7(b)所示为采用DL-EGR，以及在HPL-EGR和LPL-EGR经过优化后的运行线。这些运行线表明涵盖了在每个试验发动机转速下测得的负荷工况。通过采用DL-EGR，将图7(a)中发动机低转速端的运行线从涡轮增压器低效区移至图7(b)中的较高效区。尤其在燃油耗评价点主动采用LPL-EGR会极大改善涡轮增压器效率。另一方面，在高发动机转速端仅采用HPL-EGR，因为采用HPL-EGR可使运行线出现在涡轮增压器高效区。应用这些技术可以使所有发动机转速下的运行线汇集成高效区内的1条运行线。

图7　高压级压气机的运行线

3.2.3定容式涡轮增压器

如上所述，高压级压气机运行线可以自由变化，通过采用DL-EGR可使多条运行线合并成1条单独的运行线。因此，为了进一步改善燃油耗，采用具有性能高效但流量范围狭窄的定容式涡轮增压器取代可变几何截面涡轮增压器。当高压级选用定容式涡轮增压器时，需重新检查低压级所需的适当容积。在高压级涡轮增压器上布置了1个旁通阀，以精准控制增压压力和背压。在高涡轮流量时控制旁通阀来减少泵气损失，这是在燃油耗评价点和标定点获得良好性能的必要条件。

图8所示为采用定容式涡轮增压器条件下1000r/min时涡轮增压系统的效率改善结果。在所有负荷区域内都获得了较高的涡轮增压器效率，在燃油耗评价点效率提高了1.9%。采用该涡轮增压系统与EGR系统，燃油耗评价点的燃油耗改善了5.2%。

图8　涡轮增压系统的效率改善(转速1000r/min)

3.3燃烧系统的影响

3.3.1新型燃烧室与喷嘴几何结构优化

为了获得较低的NOx排放，试验用发动机在燃油耗评价点需要有约30%的EGR率。这表明改善喷入燃油与空气的混合和减少碳烟量都非常重要。因此，为了有助于改善这种混合，对1种新的燃烧室形状及喷嘴结构进行了研究。

图9(a)所示为所研究的上凸型燃烧室。这种形状充分利用燃油喷雾动量来改善挤流区的混合情况。图9(b)为喷雾特性示意图。首先，喷入的燃油喷雾到达凹坑壁面的凹痕内。然后，喷雾沿着涡流方向旋转，并沿着凹腔壁面做曲线运动。最后，喷雾广泛分布在挤流区内。这种喷雾特性会改善燃油与空气的混合情况，并使当量比向较低的方向移动。

图9　上凸型燃烧室形状的详图

图10所示为根据传统缩口型和新型上凸型燃烧室模拟结果得到的当量比分布情况。然后，比较了扩散燃烧阶段上止点后15°CA和20°CA曲轴转角时的当量比分布情况。比较结果表明，上凸型燃烧室内挤流区的残余空气区域减小(当量比不高于0.5的区域)，所以，预期这种新型燃烧室的总当量比会更低。当量比不低于2.0时，挤流区内的燃油会产生大量碳烟，因此，尽可能减少这些区域很重要。为了确保减小这些区域，根据图10中所示的分布分析了每个当量比下的燃油量(燃油频率)。图11所示为上止点后20°CA处挤流区内当量比与燃油频率的关系。如图11所示，由于采用了上凸型活塞，当量比不低于2.0时的频率下降，分布也向低当量比端移动。这些模拟结果表明，空气与燃油的混合情况得到了改善，并且碳烟量也减少了。

图10　根据模拟得到的当量比分布

图11　根据模拟得到的挤流区内当量比频率

通过模拟获得空气与喷入燃油混合改善后，将这种新型燃烧室应用到试验发动机上进行评价。图12所示为新型和传统燃烧室的评价结果。图中的曲线给出了燃油耗评价点处过量空气系数与碳烟排放量之间的关系。结果表明，采用新型燃烧室使碳烟量减少。出现这种结果是由于空气与喷入燃油的混合情况得到了改善，模拟分析结果也具有相同的现象。此外，与传统缩口型燃烧室相比，新形状的燃烧室能够在较低的过量空气系数条件下获得目标碳烟排放量。因此，由于空气量减少，还能减少泵气损失。

图12　燃烧室形状对碳烟特性的影响(评价试验)

对于喷油系统，采用较小直径喷孔的喷嘴通常是改善燃油喷雾雾化的有效途径。在本研究中，采用9孔和10孔喷嘴取代基准8孔喷嘴进行试验，但喷嘴流量保持相同，确定是否能改善燃油喷雾的雾化(由于喷孔数增加，因此喷孔直径减小)。此外，喷孔数增多预计还可以改善燃油喷雾在燃烧室内的扩散。

图13(a)所示为不同喷嘴结构在燃油耗评价点的试验结果。由于9孔喷嘴最有效地利用了燃油雾束之间的空气，因此，碳烟量大大减少。但是，对于10孔喷嘴，由于独立燃油雾束之间相互干扰，从而导致碳烟排放量增大。

图13(b)和图13(c)为全负荷下的试验结果。这些结果表明，在1000r/min工况下，9孔喷嘴的碳烟排放量与8孔喷嘴的水平相等，因此，与在燃油耗

图13　喷嘴结构对碳烟特性的影响(评价试验)

评价点得到的结果相比，改善量相当小。碳烟改善效果小的原因是在全负荷下的气缸内压力高，且喷孔数增加缩短了燃油雾束的贯穿距离。在1800r/min发动机转速下，喷孔数增加会导致碳烟排放增多。当发动机转速升高时，气缸内涡流变强，随着喷孔数增多，燃油雾束之间的相互干扰变得更强。根据试验结果和上述分析可得出，9孔喷嘴是改善碳烟排放的最佳喷嘴。

通过采用新形状燃烧室和优化喷嘴结构的喷油系统使碳烟排放量减少，由于所需的空气量减少，泵气损失也随之减小。这些改进又使燃油耗评价点的燃油耗改善0.9%。

3.3.2隔热活塞

本研究对隔热活塞进行了测试，以减少冷却损失。隔热方法是改变活塞材料。试验活塞采用的材料是铸钢，与普通钢或球墨铸铁相比，其导热系数小。首先，将热电偶安装在球墨铸铁活塞(基准活塞)和铸钢活塞上，测量活塞温度分布情况。然后，根据测得的温度分布情况计算活塞的散热量。图14为发动机转速1000r/min时的试验结果。与球墨铸铁活塞相比，铸钢活塞在燃油耗评价点的散热量减少了30%。尽管如此，试验结果表明，这种散热量减少的代价是发动机的充气效率下降，同时NOx和碳烟排放量增大。采用较高增压压力补偿发动机充气效率的下降、增大EGR率以减少NOx排放，以及增加空气量以减少碳烟排放都会导致泵气损失增加，无法实现降低燃油耗的目标。根据上述试验结果，为了更有效地利用散热量减少的优势，必须改善燃烧使其更适用于隔热活塞。最终，排除了对铸钢活塞的使用。

图14　根据试验过程中温度测量结果计算得到的活塞散热量

3.4燃油耗改善

图15示出了采用两级涡轮增压系统、DL-EGR系统，以及具有新型燃烧室和新型喷嘴结构的燃烧系统的高BMEP小型化柴油机对降低燃油耗的影响。最终，这些改善使燃油耗评价点的燃油耗下降7.5%，同时还能达到日本2016排放法规水平。

图15　每种发动机系统改造对燃油耗的影响

4　结论

本研究尝试将改善柴油机本身热效率作为改善重型长途运输商用卡车燃油耗的1种方法。为实现这个目标，研究了最适用于在日本高速公路上行驶的柴油卡车，同时还能达到日本2016排放法规水平的发动机系统。研究结果如下：

(1) 通过采用小型化柴油机使摩擦损失减少。通过采用在宽广发动机转速和负荷范围内具有高涡轮增压效率的两级涡轮增压系统减少了泵气损失，这些改进使燃油耗下降1.4%。

(2) 选择了适合高速公路行驶工况的涡轮增压器，采用无喷嘴叶片的定容式涡轮增压器以提高涡轮增压器效率，采用DL-EGR系统来优化涡轮增压器的运行线，这些改进使燃油耗下降5.2%。

(3) 通过采用新形状的燃烧室和新喷嘴结构减少了碳烟排放量，所需的空气量减少有助于减少泵气损失，这些改进使燃油耗下降0.9%。

(4) 采用上述的发动机系统最终可使燃油耗总计下降7.5%。

5　未来计划

与13L发动机相比，采用9L小型化柴油机减少了摩擦损失。因此，应该研究发动机排量进一步减小对降低燃油耗的影响。比油耗的最佳燃油耗点位于比本研究中评价点更高的负荷，因此，对涡轮增压器进行深入优化能够使燃油耗下降得更多。改善燃烧被认为是将隔热活塞转化成1种可行技术的关键点之一。尽管采用这种隔热活塞减少了散热量，但泵气损失增加，表明燃油耗无法实现降低。如果通过改善燃烧可以减少所需空气量，那么就可减少泵气损失，并且通过有效利用散热量减少的优势来进一步降低燃油耗。

此外，还应该研究这些技术的可靠性，以及应用于实践的相关成本。另一方面，燃油耗改善还会使排气温度下降，因此，还必须对应用于发动机的后处理系统进行评价。

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2015-07-08)