不同峰值压力下压缩比对柴油机热效率的影响

柳佳辰，王 浒，郑尊清，尧命发

(天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室，天津 300072)

近年来，世界各国对车辆燃油消耗的法规越来越严格，提高柴油机的热效率显得尤为迫切.提高压缩比、增加进气充量等方式均是提高柴油机热效率的有效手段，同时发动机缸内峰值压力也随之增加[1].随着技术的不断发展，柴油机的强化程度不断提高，其所能承受的缸内峰值压力也不断提高，从而高压缩比燃烧室及高充量燃烧技术逐渐应用.通过使用高压缩比燃烧室[2-5]及高充量密度燃烧[6-8]可以有效提高柴油机热效率并改善排放水平.

Sangwook 等[9]研究了进气压力对常规柴油机燃烧及低温燃烧的影响，研究结果表明在两种燃烧模式下，随进气压力增加燃烧持续期缩短，热效率逐渐提高.随进气压力的增加，碳烟排放逐渐减小，而NOx排放逐渐升高.Funayama 等[10]通过理论分析和试验的手段研究了柴油机压缩比对热效率的影响.试验结果表明，将压缩比由17 提高到26 时，其指示热效率和有效热效率可分别提高6%和4%.Kenji 等[11]在不同的过量空气系数下对比了压缩比为18、22 和26的3 种燃烧室对热效率的影响.根据文中提出的新型柴油机燃烧模型计算，在较低的过量空气系数下，压缩比为26 的燃烧室时其指示热效率可达60%.而试验结果表明，当过量空气系数较低时，压缩比超过22 后指示热效率没有明显改善.

在进行柴油机燃烧系统优化时，缸内峰值压力是一个重要的影响因素，将其作为限制因素，对柴油机的燃烧系统优化具有一定的指导意义和工程应用价值.本研究通过三维数值模拟的方法分析了提高柴油机压缩比对指示热效率及缸内燃烧和排放的影响.在不同峰值压力限制下，探究了压缩比和过量空气系数两种因素耦合作用对指示热效率提升的潜力，并对其排放结果进行了分析，为后续高强化柴油机燃烧系统的开发工作提供参考.

1 模型设置及验证

1.1 发动机介绍

本研究基于一台直列4 缸直喷式柴油机建立三维模型开展研究，其主要技术参数如表1 所示.在本文中，曲轴转角负值表示上止点前，正值表示上止点后.

1.2 模型设置

图1 所示为搭建好的发动机三维计算几何模型，该发动机采用8 孔喷油器，由于主要进行燃烧室关键结构参数的优化及缸内燃烧过程分析，为提高计算速度，采用1/8 的燃烧室模型，计算区间从进气门关持续到排气门开.对模型进行网格敏感性分析后将基础网格大小设置为2 mm，采用2 级自适应加密并对喷孔附近进行固定加密，最小网格尺寸为0.5 mm，最大网格数约为300 000.表2 为在模拟过程中所使用的模型.其中燃烧模型采用SAGE 化学反应求解器，所用机理为Wang 等[12]构建的PRF 简化机理，用正庚烷(nC7H16)模拟柴油在缸内的燃烧.

表1 发动机主要参数Tab.1 Engine specifications

图1 上止点时计算网格示意Fig.1 Schematic of calculation mesh for simulation at top dead center

表2 计算过程中使用的模型Tab.2 Model useds in the calculation

1.3 模型验证

选择转速1 400 r/min、75%负荷的工况对模型进行标定，根据试验工况设定的数值模拟边界条件见表3.在该工况点下，柴油机具有较高的热效率及较低的排放水平.图2 为该工况点下试验和模拟的缸压与放热率对比，表4 为试验与模拟结果的性能参数比较，本文中的热效率均为从进气门关到排气门开所对应的指示热效率.结果表明，本文建立的模型能够较好地预测试验中的缸内燃烧参数，且试验与模拟的缸内压力变化与瞬时放热率变化趋势较为吻合，模型具有较高的可信度，可以用来进行数值模拟计算.

表3 数值模拟边界条件设置Tab.3 Setting of boundary conditions in numerical simulations

图2 模拟与试验的缸内压力及放热率对比Fig.2 Comparison of in-cylinder pressure and heat release rate between simulation and experiment

表4 模拟与试验关键参数对比Tab.4 Comparison of key parameters between simulation and experiment

2 计算结果及讨论

2.1 提高压缩比对热效率的影响

压缩比是影响柴油机热效率的一个重要参数.随压缩比的升高，其理论循环热效率逐渐升高.几何压缩比增加同时也会使得燃烧室容积减小，对混合气的形成及燃烧过程产生影响.在本节中将柴油机的几何压缩比由17.5 逐渐提高至23.5，研究提高压缩比对缸内燃烧及指示热效率和排放的影响.图3 所示为不同压缩比燃烧室的结构对比，随压缩比的逐渐增加，燃烧室凹坑深度及凹坑直径逐渐减小，缩口位置也逐渐向燃烧室中心变化.

图3 不同压缩比燃烧室结构对比Fig.3 Comparison among combustion chamber structures with different compression ratios

不同压缩比下的缸内压力及放热率曲线如图4所示.压缩比由17.5 逐渐提高至23.5，缸内峰值压力由15.6 MPa 逐渐升高至22 MPa，且缸内峰值压力所对应的曲轴转角逐渐提前.其放热率曲线表明，随着压缩比的提高，滞燃期缩短，燃烧前期的放热略有增加，燃烧后期的放热率逐渐变缓.但总体来看，随压缩比的增加，其放热规律基本保持一致.

图4 不同压缩比下的缸内压力及放热率曲线Fig.4 In-cylinder pressure and heat release rate with different compression ratios

图5 所示为指示热效率及燃烧持续期随压缩比的变化.当压缩比由17.5 逐渐升高至21.5 时，燃烧持续期逐渐缩短，指示热效率逐渐升高；当压缩比由

图5 不同压缩比的指示热效率及燃烧持续期Fig.5 Indicated thermal efficiency and combustion duration with different compression ratios

21.5 逐渐升高至23.5 时，燃烧持续期延长，指示热效率降低.压缩比的提高及燃烧持续期的缩短均有利于提高指示热效率，因而当压缩比由17.5 提高至21.5 时指示热效率升高.而当压缩比由21.5 升高至23.5 时，压缩比的提高有利于热效率的改善，燃烧持续期的延长则降低了燃烧定容度，不利于热效率的改善，在两方面因素的共同影响下，指示热效率随压缩比的提高略有降低.

图6 所示为在不同压缩比下喷油结束时刻的缸内混合气当量比分布及温度分布.由图可知，喷油结束时刻缸内混合气高当量比区域主要集中在燃烧室凹坑上方，随压缩比的提高混合气当量比呈现出先减小后增加的趋势，缸内高温区域则呈现出先增加后减小的趋势.当压缩比由17.5 升高至21.5 时，随压缩比增加，压缩末期缸内温度升高，高温促进了燃油的蒸发，提高了油气混合速率，因而混合气局部当量比降低.而当压缩比由21.5 提高至23.5 时，燃烧室容积的减小阻碍了燃油与空气混合，油气混合速率降低，因而随压缩比增加高当量比区域逐渐增加.可燃混合气形成速率降低使得燃烧速率降低，燃烧持续期随之延长，降低了燃烧定容度，指示热效率也因此降低.

图6 不同压缩比下缸内当量比分布及温度分布Fig.6 Distribution of in-cylinder equivalent ratio and temperature with different compression ratios

图7 所示为污染物排放随压缩比的变化.从图中可以看出，随压缩比升高，NOx排放呈现出先升高后降低的趋势，碳烟排放呈现出先降低后升高的趋势.当压缩比由17.5 逐渐升高至21.5 时，缸内高温区域增加，促进了NOx的生成，因而NOx排放逐渐增加；而当压缩比超过21.5 后，随压缩比增加缸内高温区域逐渐减少，抑制了NOx的生成，因而NOx排放逐渐降低.压缩比由17.5 升高至21.5 时，缸内混合气浓区逐渐减少，减少了碳烟的生成，因而碳烟排放逐渐降低.而当压缩比由21.5 升高至23.5 时，燃烧室容积过小，燃油与空气混合速率降低，导致混合气局部浓区增加，碳烟生成增多，因而造成碳烟排放升高.

图7 不同压缩比下排放Fig.7 Emissions with different compression ratios

2.2 不同峰值压力下压缩比对燃烧及排放的影响

提高过量空气系数可以加速柴油机缸内的燃油与空气混合，改善缸内燃烧，有利于提高热效率并改善排放水平.然而过量空气系数的提高在改善缸内燃烧过程的同时，也会使缸内峰值压力提高，机械负荷增加.在本节的研究中，以缸内峰值压力为限制条件，探究压缩比耦合过量空气系数对缸内燃烧的影响，并对指示热效率及排放进行了对比.

将缸内峰值压力限制在 20 MPa、25 MPa 和30 MPa 3 个不同水平.保持喷油量相同，通过改变进气压力调整过量空气系数，使不同压缩比下的缸内峰值压力分别到达20 MPa、25 MPa 和30 MPa.图8 为缸内峰值压力分别达到3种不同水平时各压缩比所对应的过量空气系数.在到达相同峰值压力时，随压缩比增加其过量空气系数减小；在同一压缩比下，要到达更高的缸内峰值压力，其过量空气系数相应增加.

为便于比较，选取压缩比分别为17.5、20.5 和23.5 的3 组燃烧室，对其缸内燃烧过程进行分析.图9 为在不同缸内峰值压力下，3 组不同压缩比时燃烧室的缸压及放热率曲线.当达到相同的峰值压力时，其缸压曲线基本相同，但峰值压力所对应的曲轴转角随压缩比增加稍有提前；随压缩比增加，放热率峰值逐渐降低，放热持续期延长.结合图8 进行分析可知，随压缩比的增加，过量空气系数减少，可燃混合气形成速率降低，因此放热峰值逐渐降低，燃烧持续期延长.而在相同压缩比下，随着缸内峰值压力的增加，过量空气系数增加，可燃混合气形成速率加快，因而放热峰值逐渐增加，燃烧持续期逐渐缩短.缩短燃烧持续期可以提高燃烧的定容度，有利于热效率的改善.

图9 不同压缩比的缸内压力及放热率Fig.9 In-cylinder pressure and heat release rate with different compression ratios

图10 所示为3 种压缩比、燃烧室在缸内峰值压力分别为20 MPa、25 MPa 和30 MPa 时的缸内平均燃烧温度曲线.在相同的缸内峰值压力条件下，随着压缩比的增加，缸内平均燃烧温度呈逐渐增加的趋势.这是由于随压缩比的增加，为保证相同的缸内峰值压力，降低了过量空气系数，这使得缸内进气量减少，因而缸内平均燃烧温度升高.在相同压缩比下，随着缸内峰值压力的提高，缸内平均燃烧温度呈下降趋势.这是由于缸内峰值压力的提高通过提高过量空气系数来实现，过量空气系数的提高增加了缸内的进气量，因而降低了缸内燃烧温度.缸内燃烧温度的改变对污染物排放有重要影响，后文将会对此进行具体分析.

图10 不同压缩比下的缸内平均温度Fig.10 In-cylinder average temperature with different compression ratios

图11 为在不同峰值压力下，指示热效率随压缩比的变化.当缸内峰值压力限制在20 MPa 时，随着压缩比的增加，指示热效率逐渐降低，当压缩比为17.5，其指示热效率达 45.0%，相比原机提高2.2%.当缸内峰值压力限制在25 MPa 时，随着压缩比的增加，其指示热效率呈现出先升高后降低的趋势，压缩比为20.5 时其指示热效率可达46.3%，相比原机指示热效率可提高3.5%.当缸内峰值压力达到30 MPa 时，随着压缩比的增加，指示热效率逐渐上升，当压缩比为23.5 时指示热效率达到47.1%，相比于原机，指示热效率可提高4.3%.

图11 不同压缩比下的指示热效率Fig.11 Indicated thermal efficiency with different compression ratios

为进一步了解不同压缩比下的缸内燃烧情况，对其缸内当量比及温度分布进行了分析.图12 为在不同缸内峰值压力下，3 种压缩比的燃烧室在喷油结束时刻的混合气当量比分布及温度分布.

当缸内峰值压力为20 MPa 时，随着压缩比的增加，燃烧后期缸内混合气浓度大幅增加，缸内高温区域也逐渐增加.随压缩比的增加过量空气系数减小，使得油气混合速率降低，因而混合气局部浓区增加，燃烧速率降低，燃烧持续期延长，指示热效率降低.当缸内峰值压力为20 MPa 时，在较高的过量空气系数及较低的压缩比下可获得更高的热效率.当过量空气系数为2.5，压缩比为17.5 时，指示热效率最高.

当缸内峰值压力为25 MPa 时，随压缩比的提高缸内混合气分布区域扩大且混合气局部当量比增加，缸内局部高温区域也随压缩比的提高而增加.随压缩比的提高，为保持峰值压力为25 MPa，降低了过量空气系数.过量空气系数的减小使得缸内气体密度减小，喷雾所受空气阻力随之减小，因而混合气分布区域扩大.当压缩比为17.5 时，混合气燃烧主要集中在燃烧室凹坑内，空气利用率较低，不利于热效率的改善.当压缩比为20.5 时，混合气在空间分布增多且混合气较为均匀，空气利用率增大.当压缩比为23.5时，混合气在燃烧室内分布更为广泛，但由于此时过量空气系数较小，油气混合速率较低，造成混合气局部当量比较高，不利于指示热效率的改善.总体而言，当峰值压力为25 MPa 时，在过量空气系数为2.5，压缩比为20.5 时，可获得最佳指示热效率.

图12 喷油结束时刻缸内当量比及温度分布Fig.12 Distribution of in-cylinder equivalence ratio and temperature at the end of injection

当缸内峰值压力为30 MPa 时，缸内混合气浓度随压缩比的增加略有升高，混合气在空间的分布区域随压缩比增加逐渐扩大.压缩比为17.5 时，可燃混合气主要集中在燃烧室凹坑内的部分区域，压缩比为20.5 时，可燃混合气主要集中在燃烧室凹坑内，而当压缩比为23.5 时，可燃混合气在燃烧室凹坑内分布均匀且向燃烧室中心扩展.当缸内峰值压力为30 MPa 时，各压缩比下过量空气系数均较高，混合气分布均匀，燃烧速率较快，过量空气系数的增加对热效率改善作用不明显，压缩比成为了影响热效率的主要因素.因此随压缩比增加，指示热效率逐渐升高，当过量空气系数为2.5 左右、压缩比23.5 时，其指示热效率最高.

对3 种峰值压力下的缸内燃烧进行分析发现，在不同的峰值压力下，最高指示热效率所对应的过量空气系数均为2.5 左右.当过量空气系数较低时，缸内可燃混合气形成速率较低，在燃烧后期缸内仍有较多的混合气浓区，燃烧持续期较长是造成指示热效率较低的主要原因，此时应将提高过量空气系数作为提高热效率的主要手段.而当过量空气系数到达2.5 左右时，燃油与空气可在缸内迅速混合燃烧，此时继续增加过量空气系数对热效率的改善不明显，应以提高压缩比作为提升热效率的主要手段.

图13 所示为在3 种不同缸内峰值压力限制下，NOx排放随压缩比的变化.在相同峰值压力下，随压缩比的增加，NOx呈现出先升高后降低的趋势；而在相同的压缩比下，随缸内峰值压力的增加，NOx排放逐渐提高.

图13 不同压缩比下的NOx排放Fig.13 NOxemission with different compression ratios

NOx生成的主要条件是高温富氧.由图12 可知，相同峰值压力下随着压缩比的提高，缸内高温区域逐渐增加，对NOx的生成有促进作用；另一方面随压缩比提高，混合气局部当量比升高，富氧区域减少，则抑制了NOx的生成.两种因素的共同影响使NOx排放随压缩比增加呈现出先升高后降低的趋势.而在相同的压缩比下，随着缸内峰值压力限制的提高，混合气局部当量比减小，燃烧区域的氧浓度增加且局部燃烧温度较高，促进了NOx的生成，因此NOx排放逐渐增加.

图14 所示为在3 种不同峰值压力下，碳烟排放随压缩比的变化.在峰值压力为20 MPa 时，随压缩比增加碳烟排放呈现出先降低后升高的趋势.在峰值压力为25 MPa 和30 MPa 时，随压缩比的增加，碳烟排放逐渐降低.在相同的压缩比下，随峰值压力的增加，碳烟排放呈上升趋势.

碳烟的排放量取决于其生成量及氧化量的差值.碳烟主要在高温缺氧的环境中生成，其在高温中存在时间越长，越容易被氧化[13].如图12 所示，在相同缸内峰值压力下，随着压缩比的增加缸内混合气局部当量比增加，促进了碳烟的生成.而由图10 可知，随压缩比的增加缸内平均燃烧温度增加，高温持续时间延长，促进了碳烟的氧化.过量空气系数较高时，混合气浓度变化对碳烟生成影响较小，相对而言，温度的变化对碳烟氧化影响显著.高温持续时间的延长使更多的碳烟被氧化，因此随压缩比增加碳烟排放逐渐降低.在峰值压力为20 MPa，压缩比为22.5 和23.5 时，由于过量空气系数过低导致缸内混合气局部浓区增加，碳烟生成量大幅增加，缸内氧气浓度较低导致燃烧后期碳烟氧化量减少，因此碳烟排放急剧升高.在相同压缩比下，随缸内峰值压力的提高，碳烟排放呈逐渐升高的趋势.这是由于随峰值压力的提高，过量空气系数增加，缸内燃烧温度降低，高温持续时间缩短，燃烧后期碳烟氧化量降低，导致碳烟排放增加.

图14 不同压缩比下的碳烟排放Fig.14 Soot emission with different compression ratios

综合来看，当缸内峰值压力为20 MPa 时，压缩比为17.5 的燃烧室指示热效率最高且NOx排放较低，但碳烟排放较高；当缸内峰值压力为25 MPa 时，压缩比为20.5 的燃烧室指示热效率最高，但同时NOx和碳烟排放水平稍高；当缸内峰值压力为30 MPa 时，压缩比为23.5 的燃烧室指示热效率最高，且NOx和碳烟排放水平较低.

3 结论

(1) 过量空气系数较低时，指示热效率随压缩比的升高呈现出先升高后降低的趋势.在研究工况下，压缩比超过21.5 后指示热效率没有明显改善.

(2) 提高缸内峰值压力可显著改善热效率.与原机相比，当缸内峰值压力为 20 MPa、25 MPa、30 MPa 时，指示热效率分别可提高2.2%、3.5%和4.3%.对热效率改善幅度最明显的压缩比方案分别为17.5、20.5 和23.5.意味着高峰值压力应与高压缩比燃烧室匹配，才能获得更高的热效率提升.

(3) 提高压缩比及过量空气系数均是提高指示热效率的有效方法，当过量空气系数较低时，其对热效率影响较大，应以提高过量空气系作为改善热效率的主要手段；当过量空气系数增加到一定程度时，混合气集中在较小的区域内燃烧，空气利用率降低，继续增加过量空气系数对提升热效率影响较小，应以提高压缩比作为提高热效率的主要手段.