低温环境下柴油机冷起动的热力过程研究

赵立艳，雷基林，刘 懿，邓 伟，邓晰文

（昆明理工大学云南省内燃机重点实验室，昆明650500）

0 概述

柴油机因其良好的动力性和环境适应性而被广泛应用于各种特殊领域。中国地域辽阔，南方地区冬季温度普遍在0 ℃以下，北方地区冬季气温最低可以达到-53 ℃。低温环境下柴油机冷起动困难的问题一直未得到妥善解决，导致中国在物资运送、应急救援与国防军事等领域的发展处于被动局面［1］，因此开展低温环境下柴油机冷起动性能的研究已成为无法回避的重要问题。同时，2020年9月中国政府在第七十五届联合国大会上提出“碳达峰、碳中和”的减排目标，预示着未来降低包括内燃机在内的产品的碳排放物将成为国家重点工作和行业发展的重要趋势。美国加州已经开始采用低温起动测试循环，中国的该项工作也将陆续展开。

冷起动性能是现代柴油机的重要评价指标，而热力过程是决定柴油机能否冷起动成功及排放性能优劣的最根本因素，因此对柴油机冷起动工况的热力过程开展深入研究尤为重要。冷起动是一个瞬态过程［2］，气缸内的热力状态实时变化，这对研究工作造成了很大的困难。国内外学者对影响冷起动的因素开展了大量的研究［3］。控制策略方面，文献［4］中利用高原环境模拟试验台研究了环境温度对冷起动的起动时间和怠速转速的循环变动率的影响；文献［5］中研究了预热时间、起动电压、起动时间对冷起动性能的影响；文献［6］中研究了燃料温度、环境密度、喷油压力对燃烧延迟角的影响；文献［7］中的研究表明燃烧室内燃料的积存增大了实际压缩比，可以促进冷起动成功；文献［8］中分析了降低压缩比后柴油机冷起动性能的变化，证实了通过优化喷油可以保证低压缩比时获得与原机同等的冷起动性能；文献［9］中通过对单缸可视化发动机试验研究发现调控进气涡流涡流比可以促进冷起动燃烧；文献［10］中研究了低压缩比单缸柴油机冷起动怠速阶段采用多种喷油策略时的燃烧行为。在辅助措施方面的研究有：文献［11］中通过试验验证了采用冷却液预热装置可以提高压缩终了时气缸内的温度，但在-35 ℃需对冷却液预热40 min 才能使柴油达到着火条件，预热时间过长，实用性价比不高；文献［12］中采用废气热量加热油底壳的方式改善了冷起动的燃油经济性和排放性；文献［13］中通过光学发动机试验研究了预热塞的安装位置和温度对冷起动燃烧的影响；文献［14］中对比研究了喷起动液、酒精喷灯、曲轴箱空气加热器、进气预热器、电热塞这几种辅助冷起动的措施和装置之间组合对冷起动的改善作用；另有一些学者的研究也表明在进气歧管内加装预热装置［15］、提高混合气的温度和均匀性［16］等措施可以有效改善冷起动性能。在热力学计算方面，文献［17］中考虑漏气率、传热损失、余隙容积因素，建立了冷起动过程的热力学数值计算模型。综上所述，现有研究大多是定性地讨论影响冷起动的各种因素，尚缺乏对冷起动工况的热力过程的深入研究，而热力过程才是决定冷起动性能的根本所在。

由于目前柴油机冷起动问题并没有相应的试验标准，柴油机在开发设计过程中对冷起动性能的考核不足。普通柴油机对低温环境的适应能力差，工程技术人员在进行该测试时只能凭借经验进行反复尝试，周期长，成本高，排放差。为此，运用仿真技术与试验结合的方法，详细分析了常温和最低-25 ℃冷起动的热力过程，并建立热力过程边界条件，为现代柴油机的性能开发设计及改善低温环境下柴油机冷起动性能提供依据。

1 研究对象与仿真模型的建立

1.1 冷起动试验测试系统

研究对象为某小型两缸增压中冷柴油机。其主要技术参数详见表1。

表1 发动机主要参数

试验开始前，试验机放在温度范围-50 ℃～30 ℃内可调且控制精度±1% 的低温环境舱中静置24 h。图1 是冷起动试验系统原理图。

图1 冷起动试验系统原理图

试验采用某—50 号柴油，表2 为试验用柴油的理化性能指标，表3 为试验过程中喷油策略的控制参数和怠速控制目标转速。试验时，设定低温舱的环境温度分别为293.0 K、268.0 K、262.0 K、258.0 K、248.0 K，而冷却液实测温度分别为293.0 K、269.7 K、262.5 K、256.4 K、248.0 K，设定温度与实测温度误差在1% 以内，认为是可以接受的误差范围。为了结果的准确性，最终选取了冷却液的实测温度作为试验条件，起动机倒拖转速为300 r/min。

表2 试验用—50 号低温柴油的理化性质

表3 冷起动试验关键控制参数

1.2 仿真模型的建立

运用GT-Power 软件对该柴油机冷起动工作过程进行了建模，将不同低温环境下的发动机喷油控制策略、怠速控制策略等输入仿真模型中，并校正了转速曲线。仿真计算时，将机体、管道等零部件的温度初始值保持与环境温度一致。

1.2.1 摩擦力矩计算

在柴油机冷起动过程中，温度越低，机油的黏度越大［18］，摩擦阻力就越大，因此摩擦问题不可忽略。根据文献［19］中的公式计算最大摩擦阻力矩。

式中，Mfmax为最大摩擦阻力矩；pfmax为克服内摩擦力的平均最大压力值；Vh为气缸总容积；i为气缸数量；为润滑油的运动黏度。

试验中使用某品牌5W/30 型号润滑油，根据式（1）计算出最大摩擦阻力矩Mfmax，见表4，表中T为环境温度。将计算出来的摩擦阻力矩输入到模型中，保证模型的准确性。

表4 最大摩擦阻力矩

1.2.2 气缸泄漏计算

由于气缸与活塞间隙导致的泄漏会极大地影响气缸内传热和燃烧质量，是影响起动性能的一个重要因素。在模型搭建过程中，采用与大气直接相连的圆管模拟气缸漏气作用，具体方法是在气缸上连接一个圆管通到大气环境，根据发动机厂家提供的产品尺寸参数及参考文献［20］中冷缩量的计算公式，可以计算得到不同环境温度下的气缸等效漏气面积S，见表5。

表5 不同温度下气缸等效漏气面积

1.2.3 燃油蒸发率计算

在低温环境下，燃油难以蒸发，导致混合气质量差，直接影响燃烧。低温燃油需要吸收足够的热量才能满足蒸发和燃烧的条件。研究冷起动的热力过程涉及到燃油蒸发吸热量的计算，需要计算出燃油的蒸发率。

式中，Revap为蒸发率；Ω为50% 蒸发持续期；ni为发动机的瞬时转速；nref为参考转速；Ti为缸内瞬时温度；Tref为参考温度。

1.2.4 废气再循环率控制

废气再循环（exhaust gas recirculation，EGR）能够明显地促进柴油机冷起动首个循环的燃烧［21］。在成功起动前，气缸内的燃油和空气的混合气没有达到燃烧条件，会被直接排到大气中。为了防止未燃混合气直接排到大气中，及充分利用预热塞的加热能量，在需要预热塞进行预热的低温环境冷起动的过程中通过电控单元（electronic control unit，ECU）控制EGR 率。图2 为EGR 率控制曲线。

图2 EGR 率控制曲线

1.3 仿真模型的验证

对比了环境温度为293.0 K、转速2 200 r/min工况下气缸压力的仿真计算结果与试验测试数据［22］，如图3 所示，误差在5.00% 以内。图4 是倒拖转速为300 r/min 冷起动过程的仿真计算的瞬时转速与试验瞬时转速的峰值拟合曲线图。分析可知，仿真模型结果与试验实测结果一致性较好，计算精度可靠。

图3 2 200 r/min 时的缸内压力试验值与仿真值对比

图4 293.0 K环境温度下冷起动过程中瞬时转速峰值拟合曲线

2 冷起动热力过程边界条件计算

冷起动过程主要分为3 个阶段，分别是起动开始到暖机阶段、升速阶段、怠速稳定阶段。研究柴油机在低温环境下的冷起动，可以从柴油机着火前的热力过程入手。无论环境温度多么低，只要预热塞给系统提供的热量及起动机做功、活塞对气体的压缩功之和，大于进气、压缩、喷油过程所有的热量损失，理论上柴油机就可以成功起动。

忽略进气流动损失，建立冷起动的热力过程边界条件的数值模型。

式中，Qheat为辅助加热量；Qcomp为压缩功产生的热量；Wstart为起动机做功；Qair为在不考虑任何热量损失的情况下，压缩终了时进入气缸的气体温度达到自燃温度时所需要的能量；Qfric为摩擦功损失的热量；Qevap为燃油蒸发吸收的热量；Qhtr为缸内工质向燃烧室壁面传热损失的能量；Qblowby为缸内工质向外界泄漏的热量损失。Wstart、Qcomp、Qair、Qevap、Qfric、Qblowby分别如式（5）～式（10）所示，压缩终了温度Tc、摩擦功率Pfric分别如式（11）、式（12）所示。

式中，Pe为起动机功率；t为时间；Mi为进气量；cpi为进气的比定压热容；T1为进气温度，这里等于环境温度；ε为压缩比；k为平均压缩绝热指数，取1.35；T2为预热后的气体温度；Q298-Ta为喷入气缸的燃料从环境吸热使温度升高到298.0 K 时的吸热量；Qfluid-gas为298.0 K 温度时燃油从液态蒸发到气态的吸热量；pav为平均有效摩擦压力；Vs为排量；nav为平均转速；nr为每循环的转数，二冲程发动机取1，四冲程发动机取2；Mb为泄漏气体的质量；cpb为泄漏气体的比定压热容；T5为泄漏气体的温度。

气缸内工质向燃烧室壁面传热Qhtr按照Woschni 经典传热模型计算得到。

3 研究结果

3.1 293.0 K 环境温度下冷起动的热力过程分析

为了讨论冷起动的热力过程边界条件，认为发动机转速上升的时刻就是缸内混合气着火的时刻，以此为临界点研究热力过程。

图5 为293.0 K 温度下柴油机冷起动过程中能量分布。从图5 可以看出，在293.0 K 环境温度下的冷起动过程中，从0.40 s 完成首个循环开始有能量的输出，排气能量为2 463.85 J，缸内工质向燃烧室壁面的传热能量为884.66 J，摩擦功损失热量为679.45 J，缸内工质向外界泄漏的热量为32.31 J。1.61 s 之前一直处于暖机过程，起动机起动并以300 r/min 的转速拖动发动机，此过程中气缸内工质的温度逐渐上升，润滑油黏度随之下降。在1.61 s时混合气开始燃烧，放出的热量驱动曲轴做功使发动机转速开始上升，之后起动机自动脱开发动机。1.61 s 至2.15 s 时间段是转速上升阶段，但此时燃烧不稳定，循环变动很大。2.15 s 以后进入怠速稳定阶段，通过对燃油、进气等的调节，使气缸内能量逐渐稳定，燃烧变动小，在6.30 s 附近气缸内能量分配就已经趋于稳定。

图5 293.0 K 温度下柴油机冷起动过程中能量分布

图6 为293.0 K 环境温度下不同阶段能量所占百分比。从图6 可以看出，起动暖机过程中，排气能量占所有能量损失总量的20.06%，摩擦功损失能量占比22.55%，气缸内工质向燃烧室壁面传热损失最大，占比56.32%，气缸内工质向外界泄漏的能量占比1.07%。与起动暖机过程相比，怠速稳定后排气能量占比明显增大，达到24.32%，这是由于怠速稳定的转速明显高于暖机时的转速，气体排出气缸的速率更快，排气的量更大，因此排气所带走的热量也就更多。怠速稳定后气缸内工质向燃烧室壁面传热损失占比显著降低，为38.55%，原因是怠速稳定阶段的燃烧室壁面温度已经较高，而且转速相对较高，每个循环时间很短，因此工质向燃烧室壁面传热的速率降低，传热的时间减少。怠速稳定后摩擦功损失占比为明显增大，达到35.43%。摩擦功损失增大的原因是随着燃烧的逐渐稳定，气缸内压力增大，则平均有效摩擦压力增大，平均转速增大，参考式（10）和式（11）可知，摩擦功损失增大。怠速稳定后缸内工质向外界泄漏的能量损失占比略有增大，达到了1.70%，其原因与排气能量增大的原因一致。

图6 293.0 K 环境温度下不同阶段能量占比

经过分析可知，暖机过程中，气缸内能量消耗的一半以上用于高温工质向低温燃烧室壁面传热，剩余的能量近似于平均分配给摩擦功和排气损失；起动后，进入怠速稳定阶段，约四分之一的能量随着废气排出气缸，余下的能量近似于平均分配给摩擦功损失和气缸内工质向燃烧室壁面传热损失。

3.2 248.0 K 环境温度下冷起动的热力过程分析

在248.0 K 的低温环境下进行柴油机的冷起动时，能量分布如图7 所示。1.61 s 之前是暖机过程，1.61 s 至3.40 s 是升速阶段，3.40 s 以后进入怠速稳定阶段。其升速期比293.0 K 环境温度下冷起动时更长，意味着环境温度越低，冷起动越困难。

图7 248.0 K 温度下柴油机冷起动过程中能量分布

暖机过程中，混合气被预热塞加热，缸内工质的热量向燃烧室壁面传热，因此随着时间的推移，缸内工质向燃烧室壁面的传热量增大，但短时间内仍达不到混合气的自燃条件。根据前面图2 的EGR 率控制曲线可知，首个循环完成后未燃烧的高温混合气的能量中99.20% 经过EGR 系统成为了进气，有一小部分排出气缸外，因此从第2 循环开始（即0.80 s 至3.11 s 的时间段内）排气能量接近0，原本这一时间段的排气重新进入气缸，未燃烧的气体中热量给燃烧室壁加热，相当于排气能量变成了传热量，所以此阶段传热量很大。1.61 s 时缸内局部混合气开始自燃。3.40 s 以后燃烧逐渐稳定，燃料燃烧放出大量的热，此时缸内燃烧室壁面温度较高，因此进入到怠速稳定阶段时缸内工质向燃烧室壁面的传热量逐渐趋于稳定。

暖机和升速阶段，能量主要分布在气缸内工质向燃烧室壁面传热和摩擦功损失。图8 为248.0 K 环境温度下不同阶段能量占比。由图8 可知，暖机阶段能量损失分布为：气缸内工质向燃烧室壁面传热损失的能量占比为67.51%，摩擦功损失占比为26.46%，排气损失能量占比为0（本应是排气能量的那一部分热量被重复利用变成了传热量），气缸内工质向外界泄漏能量占比为 6.03%。 怠速稳定期（即17.00 s 以后，也就是燃烧趋于稳定后），气缸内工质向燃烧室壁面传热损失占比为36.40%，排气能量损失占比为 32.79%，摩擦功损失占比为25.38%，气缸内工质向外界泄漏能量占比为5.43%。

图8 248.0 K 环境温度下不同阶段能量占比

3.3 冷起动热力过程边界条件分析

由式（4）～式（10）可以计算得到各能量的具体数值。通过式（7）可以反推计算，如果要求压缩终了时气缸内温度不低于混合气可自燃的温度（703.0 K），也就可以计算出实现自燃所需的空气吸热量Qair。

表6 显示了不同环境温度下起动转速为300 r/min时可燃混合气能自燃（即柴油机可以成功冷起动）的热边界条件，可以根据所需要的辅助加热量进行预热措施和辅助加热设备型号的选择。

表6 不同环境温度下可燃混合气能自燃所需的辅助加热量

从表6 中可知，269.7 K 环境温度下的工质向燃烧室壁面传热量略低于293.0 K 下的传热量，原因是环境温度降低且没有预热塞的辅助加热，摩擦阻力增大，再加上燃油雾化变差，燃烧恶化，因此气缸内工质向燃烧室壁面的传热量减少。环境温度在248.0 K 以上时，决定能否成功起动的能量损耗因素中气缸内工质向燃烧室壁面传热量的影响排在首位，最高占总能量的62.63%；燃料蒸发吸收的热量占比居其次地位，最高可达38.68%；克服摩擦功损失的热量占比最高达25.07%；气缸内工质向外界泄漏损失在所有能量中约占比4.00% 以下；能达到自燃温度所需的空气吸热量占比不超过0.50%，几乎可以忽略不计。

在环境温度不低于263.0 K 时，无需辅助加热，起动机工作，缸内活塞压缩功产生的热量足以使混合气自燃，甚至还有多余的热量可以输出做功，因此最小进气加热量为负值。环境温度低于263.0 K 时混合气不能被直接压燃，需要采用辅助加热。在248.0 K 的环境温度下，采用包括进气格栅、燃油预热或者预热塞预热及多种辅助手段结合在内的任何手段，都需要额外为冷起动系统提供不低于1 648.80 J的能量，才可以保证冷起动成功。

3.4 压缩比对冷起动热力过程的影响

压缩比（compression ratio，CR）的大小直接影响缸内压缩终了的温度和压力。以往的研究表明，增大压缩比可以改善冷起动，但压缩比的变化对冷起动热力过程的影响尚无相关报道。通过改变燃烧室的设计尺寸实现改变压缩比的目的，选取了3 个不同压缩比的燃烧室设计方案进行计算，燃烧室的形状参数见图9。

图9 不同压缩比的燃烧室尺寸参数

图10 为燃烧延迟角的曲线。从图10 可以看出，在暖机阶段压缩比增大，燃烧延迟角也增大，这是因为压缩比增大导致气缸内工质向外界泄漏增加，且缩短了可燃混合气在上止点附近完成自燃反应的时间。在升速阶段，转速增加，气缸内工质向外界泄漏损失的能量减小，与增大压缩比的作用抵消，燃烧延迟角逐渐减小，转折点发生在1.90 s，从能量分布图上可以看出该时间段为升速阶段。怠速稳定阶段，随着压缩比增大，压缩温度和压力都提高，气缸内工质向燃烧室壁面传热损失减少，燃油蒸发速率加快，转速升高，导致燃烧延迟角减小［7］。

图10 248.0 K 温度时不同压缩比下燃烧延迟角随时间的变化关系

图11 和图12 分别是不同压缩比情况下冷起动过程的排气能量和摩擦功损失的变化曲线。经分析可知，暖机过程中，随着压缩比增大，排气能量几乎没有变化。这是由于气缸内没有达到着火条件，排出的直接就是未燃烧的混合气，而预热塞加热量与压缩比无关。在升速阶段，压缩比增大，压缩终了的温度和压力更高，混合气燃烧更完全，放出的热量更多，因此排气能量增大。在怠速稳定阶段，压缩比增大，燃烧发生得早，转速升高到目标转速的时间短，也就意味着相同时刻大的压缩比对应的转速高，所以排气时间缩短，排气能量减少。随着压缩比增大，压缩终了温度升高，发动机系统的温度升高速率增大，润滑油黏度降低更迅速，因此摩擦功损失降低。

图11 248.0 K 温度时不同压缩比下的排气能量

图12 248.0 K 温度时不同压缩比下的摩擦功损失热量

图13 为不同压缩比情况下缸内工质向燃烧室壁面的传热量的变化曲线。从图13 可以看出，气缸内工质向燃烧室壁面传热损失随压缩比的增大而先增大后减小，原因是暖机过程中工质受热膨胀，压缩比增大，缸内压力增大，加剧了热的工质向冷壁面对流传热的强度，相同时间内传热量增多。在升速阶段，1.90 s 时刻发生了转折，随着压缩比增大，工质向燃烧室壁面传热量开始减少。这是因为升速阶段处于局部开始燃烧到全局燃烧的过渡阶段，缸内混合气逐渐燃烧放热，壁面温度升高，工质和燃烧室壁面温差逐渐减小，所以工质向燃烧室壁面的传热量逐渐减小。从1.90 s 开始到怠速稳定及后续的运行过程中，压缩比越大，工质向燃烧室壁面的传热量越小。从图13 还可以看出，压缩比的变化对暖机过程的工质传热量影响最大。这是因为压缩比直接影响燃烧发生前缸内的温度，因此对工质向低温的燃烧室壁面的传热量影响显著。

图13 248.0 K 温度时不同压缩比下缸内工质向燃烧室壁面的传热量

图14 为缸内工质能量泄漏损失与压缩比的关系。由图14 可知，暖机阶段，压缩比越大，压缩终了时缸内压力和温度越高，因而缸内工质能量泄漏损失越大，气体带走的能量也就越多。在升速阶段，缸内工质能量泄漏损失由于燃烧的不稳定而波动，在1.90 s 发生了转折，该时刻以后缸内工质能量泄漏损失随着压缩比增大而减小。这是由于转速升高，进气和压缩的周期变短，泄漏的持续时间也变短，因此整体能量泄漏损失会减小。压缩比变化对缸内工质能量泄漏损失的影响最大的是暖机阶段，这是因为暖机过程本身气缸内热量总量较少，对热量损失比较敏感。

图14 248.0 K 温度时不同压缩比下缸内工质向外界泄漏能量的损失

4 结论

（1）对柴油机冷起动的热力过程耗散的能量进行分析发现：无论环境温度是293.0 K 还是248.0 K，冷起动过程中能量损失最多的都是气缸内工质向燃烧室壁面的传热损失。怠速稳定以后，损失的能量分配趋于稳定，293.0 K 和248.0 K 环境温度下气缸内工质向燃烧室壁面传热损失占比分别为38.55%、36.40%，排气能量损失占比分别为24.32%、32.79%，摩擦功损失占比分别为35.43%、25.38%。环境温度越低，缸内工质能量泄漏损失越多，占比分别约为1.70%、5.43%。

（2）建立冷起动热力过程的模型，低温冷起动时通过辅助加热手段供给的热量与起动机做功、压缩功之和不低于各部分损耗的热量之和，就可以成功起动。在248.0 K 温度下，应给系统提供不低于1 648.80 J 的辅助预热能量才可以保证冷起动成功。可以在发动机开发初期充分考虑冷起动边界条件，从根本上改善冷起动性能。

（3）研究了248.0 K 环境温度下压缩比对冷起动热力过程能量耗散的影响，发现：随着压缩比增大，燃烧延迟角、排气能量、工质向燃烧室壁面传热能量损失、缸内工质能量向外界泄漏损失均先增大后减小，摩擦功损失呈现下降趋势。各种能量趋势变化的转折点都发生在升速阶段的相同时刻。