基于燃烧室与增压器匹配的柴油机热效率优化设计及仿真研究

2021-10-19刘明超尧命发郑尊清梁和平束铭宇

内燃机工程 2021年5期

刘明超，尧命发，王浒，郑尊清，梁和平，束铭宇

(1.天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室，天津 300072；2.玉柴联合动力股份有限公司，芜湖 241080)

0 概述

柴油机由于具有热效率高、输出转矩高等优势，广泛应用于重型汽车、工程机械、农业机械、船舶和发电等领域，在国民经济和社会生活中发挥着重要作用，但同时重型柴油机也消耗了大量的石油资源。如何进一步提高重型柴油机热效率从而降低油耗对于减少石油消耗和二氧化碳排放有重要的意义。

除了热效率外，柴油机常用工况的不同也是影响柴油机实际使用油耗的重要因素。对于同一型号的柴油机，其最低油耗区一般在某一固定工况区间，但是在不同的应用场景，柴油机的常用工况有很大的不同，如：城市道路车辆的常用工况为低速中低负荷，重载自卸车和发电机组的常用工况为中等转速中高负荷，重型工程机械的常用工况为高速中高负荷。探究如何通过燃烧系统的优化匹配提高热效率并使柴油机的最低油耗区间落入其使用频率最高的工况区间，满足不同应用场景的需求，对降低柴油机实际使用油耗有重要意义。

提高压缩比是提高热效率的有效手段之一[1-3]。文献[4]中研究表明，在一定范围内适当增大压缩比有利于改善柴油机经济性能。文献[5]中研究表明，将压缩比由18提高到26时，指示热效率可提高约5%。合理匹配涡轮增压器是改善柴油机油耗的另一有效手段。文献[6]中研究表明，采用涡轮增压后发动机燃油经济性可以改善10%左右。文献[7-10]中研究表明，相比于自然吸气发动机，涡轮增压发动机更高的进气密度可改善缸内的燃烧，从而改善发动机的燃油经济性。此外，进气增压技术可以降低摩擦损失、泵气损失及柴油机壁面散热，利用废气中的部分能量，从而改善柴油机的燃油经济性。柴油机优化增压器匹配对不同工况的油耗改善效果不同[11-13]，文献[14]中指出优化增压系统后发动机整体油耗有所改善，其中高速高负荷工况的改善幅度最大。文献[15]中研究了不同增压器当量流通截面积对不同负荷油耗的影响，结果显示在一定范围内随着当量流通截面积的增大，高负荷工况油耗降低，低负荷工况油耗升高，通过改变增压器参数可以改善特定工况的油耗。综上，增压器的匹配优化对发动机不同工况的油耗改善幅度不同，但目前大多数研究仅关注增压器匹配对发动机性能的影响，具有一定的局限性。本研究以匹配不同使用工况为目标，对通过燃烧室和增压器的匹配优化实现发动机最低油耗区间与常用工况的匹配潜力进行了探索。

以某重型柴油机为研究对象，针对发动机的不同使用场景要求，通过数值模拟方法对不同工况特征的燃烧室及进气增压方案优化进行了研究，提出改善燃油经济性及最低油耗区间与常用工况匹配更合理的技术方案，从而实现基于一台发动机通过调整较少的参数或配置满足不同应用场景的使用需求，有效改善发动机的实际使用油耗。

1 仿真模型及研究方法

1.1 柴油机仿真建模及标定

以某重型柴油机为研究对象，该柴油机的主要技术参数如表1所示。基于该柴油机建立了GT-Power一维模型和CONVERGE三维模型，进行数值模拟计算研究。

表1 柴油机主要技术参数

选取了如表2所示的工程上常用的低、中、高3个不同转速下的不同负荷的6个工况点以探究燃烧室及增压系统参数对柴油机燃油经济性的改善及最低油耗工况区间的影响。选取工况的转速、转矩、平均指示压力(indicated mean effective pressure, IMEP)情况如图1所示，根据发动机厂家提供的信息，A2工况为柴油机应用于载货车辆等道路车辆时的常用工况，B2、B3工况为应用于发电机组时的常用工况，C3工况为应用于宽体矿用车等工程机械时的常用工况。

表2 关键工况

图1 关键工况点所处位置

发动机一维计算的燃烧模型采用DIPulse模型，三维计算的燃烧模型采用CTC模型，湍流模型采用RNGk-ε湍流模型，喷雾模型采用KH-RT长度破碎模型。A2工况三维仿真计算设置的边界条件如表3所示。根据试验数据对仿真模型进行了标定，一维仿真部分参数的仿真计算结果与试验结果的对比如图2所示。一维和三维仿真计算得到的缸压和放热率与试验数据的对比如图3所示，其中V/Vmax为当前气缸容积与发动机气缸有效容积的比值。A2工况三维仿真部分性能参数与试验结果的对比如表4所示。虽然三维仿真计算在10°曲轴转角附近放热率高于试验值，缸压上升速率快于试验值，但二者相差不大。仿真计算结果与试验结果吻合较好，模型可以较好地反映发动机的运行状态，后续将以此开展相关研究工作。

表3 A2工况三维仿真计算边界条件

图2 一维模型部分关键参数验证

图3 缸压和放热率验证

表4 A2工况三维仿真结果与试验值对比

1.2 研究方法

进行增压器的匹配计算时有简单增压器模型(采用孔板流动模型和热力学方程计算增压器出口气体状态参数的增压器模型)和详细增压器模型(根据脉谱数据计算出口气体参数的增压器模型)两种模型可供选择，图4为基于两种模型的计算结果对比。由于简单增压器模型对泵气损失(pumping mean effective pressure, PMEP)的预测稍有不足，因此本研究中在使用简单增压器模型时假设PMEP保持原机水平不变。简单增压器模型的油耗为通过优化喷嘴环直径得到的计算结果，详细增压器模型的油耗为匹配当量流通截面积较小的增压器得到的计算结果。简单增压器模型的参数难以与实际增压器的参数完全一致，导致数值上两个模型的计算结果稍有不同，但在油耗的变化趋势上两个模型的计算结果基本一致。本研究主要探究改善柴油机不同工况热效率的优化方案，需要提出增压器的最佳匹配参数，简单增压器可以在无需增压器脉谱的条件下较方便地探究增压系统参数变化对发动机性能的影响规律，因此将主要基于简单增压器模型进行相关计算。

图4 简单增压器与详细增压器油耗对比

首先在最高燃烧压力允许范围内采用三维仿真计算探究不同工况下不同燃烧室方案对热效率的影响，进而选出匹配各工况热效率最佳的燃烧室方案；之后基于确定的燃烧室方案采用一维仿真计算，基于简单增压器模型，改变涡轮机喷嘴环直径进而改变进气压力与进气量，研究油耗的变化情况；最后以目标工况油耗最佳的方案为基准，调整其他工况的废气旁通阀直径，实现最低油耗区间与常用工况的匹配。

将缸内燃烧压力限制在试验机型可承受的最高燃烧压力下，进行针对不同使用工况的匹配研究。当前重型柴油机逐渐向高强化方向发展，发动机能承受的最高燃烧压力不断提高，为了进一步探索提高热效率的潜力，本研究中将最高燃烧压力限值提高到25 MPa[16]，以探讨提高缸内燃烧压力后提高热效率的可行性。

2 结果与讨论

2.1 燃烧室方案设计

通过改变燃烧室形状分别设计了压缩比(compression ratio, CR)为17.5、18.5、19.5及21.5的4个燃烧室，设计时保持压缩余隙容积及缩口位置不变，通过减小凹坑的半径及深度提高压缩比，设计的燃烧室形状如图5所示。在原机最高缸内燃烧压力限值内，从压缩比为17.5、18.5和19.5的燃烧室中选择合适的燃烧室方案。提高最高燃烧压力后，将最低油耗区间与高转速工况匹配，设计了压缩比为21.5的燃烧室方案。

图5 燃烧室方案

2.2 不同燃烧室方案对热效率的影响

针对低转速中负荷工况，将最高缸内燃烧压力限制在原机水平，保持喷油时刻和进气压力不变，探究不同燃烧室方案对热效率的影响。不同燃烧室方案的缸压和放热率如图6所示。压缩比由17.5提高至19.5，缸内峰值压力升高，滞燃期缩短，燃烧相位提前，前期放热增多，后期放热变缓。总的来说，随着压缩比的提高，燃烧放热速率加快，缸内燃烧压力增大。

图6 不同压缩比的燃烧室方案下缸压和放热率对比

图7为燃烧相位(即燃烧放热率达到10%时的曲轴转角，记为CA10)和燃烧重心(即燃烧放热率达到50%时的曲轴转角，记为CA50)时刻不同燃烧室方案下缸内混合气当量比分布，图8为CA50时刻不同燃烧室方案下缸内温度分布。在3种燃烧室方案下，燃油碰壁位置基本相同，缸内当量比分布的形状差异较小，说明燃油喷雾发展和缸内流动变化不大，因此喷油器参数保持不变。提高压缩比后，在相同曲轴转角下缸内空间减少，过稀区域减少，同时缸内高温区域呈现增多的趋势。不同压缩比下发动机的传热损失如表5所示，随着压缩比提高，缸内温度升高，发动机传热损失增大。

图7 不同燃烧室方案下缸内当量比分布

图8 不同燃烧室方案下CA50时刻缸内温度分布

表5 不同压缩比燃烧室传热损失占燃油热值比例

图9为不同压缩比燃烧室的油耗及最高燃烧压力。随着压缩比的升高，热效率提高，油耗降低，最高燃烧压力升高但低于限值，压缩比为19.5时油耗最低。

图9 A2工况不同燃烧室油耗和最高燃烧压力

表6为不同压缩比燃烧室的NOx排放。随着压缩比的升高，NOx排放升高，但升高幅度不大，通过引入废气再循环及选择性催化还原技术有望满足相关排放要求。

表6 不同压缩比燃烧室NOx排放

中高转速工况压缩比对油耗和最高燃烧压力的影响如图10所示。不同工况最佳压缩比不同，对于中转速工况，在最高燃烧压力限值内压缩比为18.5的燃烧室油耗最低，类似地确定了在原机最高燃烧压力限值下不同工况区间对应的最佳压缩比，结果如表7所示。

图10 中高转速工况不同燃烧室油耗和最高燃烧压力

表7 燃烧室方案选择

另一方面，压缩比提高，缸内燃烧温度升高，传热损失增加，不利于热效率的进一步提高。为了进一步提高热效率，需要匹配合适的增压器，提高进气量，降低缸内温度，减少传热损失。

2.3 提高不同工况热效率的优化方案

2.3.1 改善低速中低负荷工况热效率的优化方案

在最高燃烧压力限制在原机最高燃烧限值条件下，通过适当提高压缩比可以降低低转速中低负荷工况的油耗。该工况下压缩比为19.5的燃烧室热效率最高，在此基础上以降低低转速中低负荷工况的油耗为目标进行增压器匹配，采用较小当量流通截面积的增压器，得到了低转速中低负荷工况热效率提高幅度最大的增压器方案。采用该增压器方案的增压系统部分参数及油耗改善情况如表8所示。需要指出的是，如前文所述，油耗主要受到压缩比变化的影响，因此本部分采用一维计算预测油耗变化。结果表明，当以降低低转速中低负荷工况区间油耗为目标进行增压器的匹配时， A1、A2工况的过量空气系数升高，增压压力提高，油耗相比于原机有明显改善，其他工况过量空气系数和进气压力略有降低，油耗略有升高或变化不大。

表8 低转速匹配增压器参数及油耗改善

图11为原机及燃烧室和增压器优化匹配后的油耗对比。B2、B3、C3工况优化后的油耗与原机的油耗相差不大，但在1 100 r/min转速下各个负荷的油耗均有所改善，中低负荷对应的两个工况点优化后的油耗相比于原机改善幅度明显，在所选工况点中A2工况的油耗最低。综上，最低油耗区实现了与经常在低转速中低负荷工况运行的柴油机的良好匹配。

图11 低转速工况匹配方案油耗(压缩比为19.5)

图12为增压器和燃烧室优化前后排气能量和涡轮机利用的排气能量对比。优化后各个工况的排气能量均有所降低，这是因为采用压缩比为19.5的燃烧室后，热功转换效率提高，排气能量降低。增压器优化匹配后，由于匹配时以降低低转速中低负荷油耗为目标，低转速中低负荷下增压器的回收能量明显提高，A3、B2、B3、C3工况增压器回收能量有所下降。低转速中低负荷工况涡轮机利用了更多的排气能量，进气压力和进气量升高，油耗有所降低。此外，优化后低转速中等负荷下涡轮机利用的排气能量处于较高水平，说明在该工况下增压器的工作性能较好，废气能量利用率高，油耗改善幅度大。

图12 优化匹配前后排气及涡轮机利用能量

图13为原机、仅提高压缩比和提高压缩比同时优化匹配增压器的传热损失的变化情况。提高压缩比后，由于缸内温度升高，相比原机传热损失增加。增压器优化匹配后，A1、A2工况进气量提高，缸内温度降低，传热损失降低，达到与原机相当的水平，其他工况由于进气量降低，传热损失升高。

图13 不同方案的传热损失

图14为原机、仅提高压缩比和提高压缩比同时优化匹配增压器的传热损失占燃油热值比例的变化情况。提高压缩比后，传热损失的占比相比原机增高，针对低转速工况对增压器优化匹配后，A1、A2工况传热损失的占比降低，接近原机水平，其他工况传热损失占比升高。因此,从传热损失的角度增压器优化匹配后有利于实现最低油耗区间与低转速中低负荷匹配。

图14 不同方案的传热损失占燃油热值比例

2.3.2 改善中转速中高负荷工况热效率的优化方案

将最低油耗区与中等转速中高负荷工况匹配时，如前文所述宜采用压缩比为18.5的燃烧室方案。使用该燃烧室，以降低中等转速中高负荷工况油耗为目标进行增压器匹配，采用中等当量流通截面积的增压器，得到的增压器部分参数及油耗改善情况如表9所示。结果表明，A3、B2工况过量空气系数和增压压比提高，油耗相比于原机有所改善，A1和C3工况过量空气系数和增压压比降低，油耗变化相对较小。对于中等转速高负荷工况，由于增压压力的提高受到最高燃烧压力的限制，过量空气系数比原机略有下降，油耗稍有升高。

表9 中等转速匹配增压器参数及油耗改善

图15为原机及优化后的油耗变化。A1、A2、B3和C3工况重新匹配后的油耗与原机的油耗相差不大，而新燃烧室及新匹配的增压器优化后B2工况的油耗相比于原机有明显改善，降低了3 g/(kW·h)。综上，通过重新设计燃烧室和增压器优化匹配，最低油耗区间可以实现与中等转速中等负荷工况的匹配。

图15 中转速工况匹配方案油耗(CR为18.5)

研究中针对这一方案进行了初步的试验验证，试验采用压缩比为18.5的燃烧室方案，增压器方案暂未实现与仿真方案相同，试验结果见图16。采用压缩比为18.5的燃烧室方案后，最低油耗区间有向中转速移动的趋势，若对增压器匹配进行进一步优化，有实现最低油耗区间与中等转速工况匹配的潜力。

图16 中转速工况匹配方案试验验证

2.3.3 最高燃烧压力不变条件下，提高高转速高负荷工况热效率

最低油耗区间匹配高转速高负荷工况时，燃烧室的压缩比为17.5。使用该燃烧室方案，以降低高转速高负荷工况油耗为目标进行增压器匹配，采用较大流通截面积的增压器，原机及优化匹配后的油耗变化如图17所示。其中高转速高负荷工况的油耗稍有改善，但最高燃烧压力限制了油耗进一步改善，低转速及中等转速中等负荷工况的油耗明显升高，最低油耗区间移动效果不明显，因此若不提高发动机最高燃烧压力，难以提高高转速高负荷工况区域的热效率并降低油耗。

图17 匹配高转速工况油耗(CR为17.5)

2.3.4 25 MPa最高燃烧压力限值下热效率改善潜力探索

如前文所述，在将最低油耗区间匹配高转速高负荷工况时，由于受到最高燃烧压力的限制，燃油消耗没有得到明显改善。为了探究通过适当提高压缩比及重新匹配增压器这两种方法在未来高强化发动机平台上实现最低油耗区间匹配高转速高负荷工况，进而满足工程机械等应用场景的使用需求的潜力，将最高燃烧压力提高至目前机械强度可以承受的 25 MPa，对最低油耗区与高转速高负荷工况匹配的潜力进行进一步研究。

如前文所述，采用压缩比为21.5的燃烧室方案。由于原机在高转速高负荷工况受最高燃烧压力限制，燃烧相位有所推迟，因此本研究中提高最高燃烧压力后适当提前喷油，使各工况CA50尽量接近原机热效率最高的CA50时刻，同时以降低高转速工况油耗为目标进行增压器匹配，采用较大流通截面积的增压器，得到了将最低油耗区间向高转速区间移动所匹配的增压器的部分参数及油耗改善情况，如表10所示。结果显示，采用上述方案，高转速工况下的油耗可以得到最大幅度的改善，C3工况油耗降低4.2%。

表10 高转速工况匹配增压器参数及油耗改善潜力

图18为原机及以高转速为匹配基准优化匹配后的油耗的对比。结果显示，中高转速高负荷工况油耗有所改善，其他工况油耗变化相对较小，最低油耗区间有向高转速区间移动的趋势。

图18 匹配高转速工况潜力(CR为21.5)

2.4 匹配不同工况优化方案总结

根据前文改善不同使用工况热效率的方案，计算了各方案下不同转速和负荷下的油耗，绘制了最低油耗区间与不同工况匹配效果的示意图，见图19。采用压缩比为19.5的燃烧室方案和小流量增压器可以提高低转速工况的热效率，红色区域油耗相比原机改善3%，最低油耗区在低转速工况区域。采用压缩比为18.5的燃烧室方案和适中流量的增压器，可以使最低油耗区在中等转速工况区域，与原机相同工况相比，图中橄榄绿色框内区域油耗改善了1.6%。而将最高燃烧压力提高至 25 MPa 并采用压缩比为21.5的燃烧室方案和大流量增压器时，最低油耗区间有向高转速工况移动的趋势，与原机相同工况相比，图中蓝色框内区域油耗改善了3.6%。