排氣再循環(huán)與燃燒邊界條件耦合對(duì)增壓汽油機(jī)有效熱效率的影響

胡鵬,王偉,鄧康耀,王孟軻

(1.奇瑞汽車股份有限公司前瞻院/發(fā)動(dòng)機(jī)工程研究院,241009,安徽蕪湖;2.上海交通大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力學(xué)院,200240,上海)

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排氣再循環(huán)與燃燒邊界條件耦合對(duì)增壓汽油機(jī)有效熱效率的影響

胡鵬1,2,王偉1,鄧康耀2,王孟軻1

(1.奇瑞汽車股份有限公司前瞻院/發(fā)動(dòng)機(jī)工程研究院,241009,安徽蕪湖;2.上海交通大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力學(xué)院,200240,上海)

在一臺(tái)小型增壓進(jìn)氣道噴射汽油機(jī)上開展了排氣再循環(huán)技術(shù)與關(guān)鍵燃燒邊界協(xié)同性對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)燃油經(jīng)濟(jì)性和燃燒循環(huán)波動(dòng)影響的試驗(yàn)研究。結(jié)果表明:增壓技術(shù)、排氣再循環(huán)技術(shù)和壓縮比協(xié)同控制較為重要,協(xié)同性明顯影響燃油經(jīng)濟(jì)性和燃燒循環(huán)波動(dòng);轉(zhuǎn)速為2 000 r/min、負(fù)荷為0.2～0.4 MPa時(shí)排氣再循環(huán)對(duì)燃油經(jīng)濟(jì)性改善不明顯;轉(zhuǎn)速為1 500～2 500 r/min、負(fù)荷為0.6～1.0 MPa時(shí)排氣再循環(huán)率對(duì)汽油機(jī)燃油經(jīng)濟(jì)性改善明顯,燃油消耗率降幅為2%～7%;考慮高能點(diǎn)火系統(tǒng)本身能耗,轉(zhuǎn)速為2 000 r/min、負(fù)荷為0.2～1.0 MPa時(shí)多重火花電容放電的高能點(diǎn)火系統(tǒng)對(duì)燃油經(jīng)濟(jì)性改善不明顯,但循環(huán)波動(dòng)得到了改善;對(duì)于上市整車匹配1.6 L進(jìn)氣道噴射汽油機(jī),采取集增壓技術(shù)、排氣再循環(huán)技術(shù)、高滾流進(jìn)氣道和1.3 L排量措施后的進(jìn)氣道噴射汽油機(jī)的整車循環(huán)油耗降低了8.86%,整車具備達(dá)到相應(yīng)油耗水平的潛力。

進(jìn)氣道噴射汽油機(jī);排氣再循環(huán);燃燒邊界;燃油消耗率;燃燒循環(huán)波動(dòng)

伴隨著國內(nèi)宏觀經(jīng)濟(jì)形勢進(jìn)入了經(jīng)濟(jì)發(fā)展新常態(tài),家用型轎車便處于家庭購置的高峰階段,轎車在改善生活便捷的同時(shí),帶來了能源緊張和環(huán)境危機(jī)的問題。針對(duì)該問題,我國于2015年1月1日頒布了第4階段油耗法規(guī),面對(duì)國家油耗和排放法規(guī),研究機(jī)構(gòu)和企業(yè)催生出一系列新的汽油機(jī)技術(shù),其中增壓小型化汽油機(jī)逐漸成為新一代發(fā)動(dòng)機(jī)的發(fā)展方向之一[1-2]。

增壓高滾流進(jìn)氣道汽油機(jī)的燃燒過程具有以下特點(diǎn)[3-4]:①熱負(fù)荷和爆震傾向較高;②更規(guī)則的大尺度旋渦形成,缸內(nèi)瞬態(tài)滾流比更高,缸內(nèi)油氣分布更均勻,湍流燃燒速率提高[5-6];③在保持相同動(dòng)力性的前提下汽油機(jī)排量降低、泵氣損失減小,中小負(fù)荷時(shí)燃燒的穩(wěn)定性和循環(huán)波動(dòng)得以改善。增壓高滾流進(jìn)氣道噴射汽油機(jī)的燃燒特點(diǎn)與排氣再循環(huán)(EGR)技術(shù)[7-8]相互補(bǔ)充,能改善汽油機(jī)燃燒過程,提高熱效率。

目前已有眾多研究者開展了通過排氣再循環(huán)改善汽油機(jī)性能與排放的研究,但研究機(jī)型卻不能代表最近2～3 a汽油機(jī)的發(fā)展水平,而排氣再循環(huán)與汽油機(jī)本體密切相關(guān)。鑒于此,本文選擇具有代表進(jìn)氣道噴射汽油機(jī)(PFI)發(fā)展水平的1.3 L增壓汽油機(jī),來研究排氣再循環(huán)與關(guān)鍵燃燒邊界(轉(zhuǎn)速、負(fù)荷、點(diǎn)火能量和壓縮比)的協(xié)同性,同時(shí)探討了1.3 L增壓汽油機(jī)在改善熱效率和整車油耗方面的潛力。

1 試 驗(yàn)

1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)基本參數(shù)

以1.3 L排量的進(jìn)氣道噴射增壓汽油機(jī)為對(duì)象進(jìn)行了試驗(yàn),該汽油機(jī)采用了高滾流進(jìn)氣道技術(shù),增壓器為三菱增壓器,氣缸點(diǎn)火順序?yàn)闅飧?—?dú)飧?—?dú)飧?—?dú)飧?,具體結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。

1.2 排氣再循環(huán)結(jié)構(gòu)

圖1為排氣再循環(huán)系統(tǒng)原理圖。在部分負(fù)荷工況下廢氣經(jīng)過排氣再循環(huán)中冷器后分別引入氣缸的進(jìn)氣歧管和進(jìn)氣道的交接處,并由排氣再循環(huán)閥控制缸內(nèi)的廢氣量。排氣再循環(huán)系統(tǒng)由Valeo公司提供,排氣再循環(huán)冷卻采用臺(tái)架冷卻水直接冷卻,排氣再循環(huán)控制采用臺(tái)架手動(dòng)開環(huán)控制。圖2為帶排氣再循環(huán)系統(tǒng)的發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架系統(tǒng)。

表1 試驗(yàn)汽油機(jī)的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)

圖1 排氣再循環(huán)系統(tǒng)原理圖

圖2 帶排氣再循環(huán)系統(tǒng)的發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架

排氣再循環(huán)率φEGR通過測得的進(jìn)、排氣中CO2體積分?jǐn)?shù)計(jì)算得出,計(jì)算式為

%

(1)

式中:φ(CO2)in、φ(CO2)ex為進(jìn)、排氣中CO2質(zhì)量分?jǐn)?shù);φ(CO2)air為大氣中CO2質(zhì)量分?jǐn)?shù)。

1.3 高能點(diǎn)火系統(tǒng)

原機(jī)為傳統(tǒng)的電感式點(diǎn)火系統(tǒng),其點(diǎn)火能量為50 mJ。試驗(yàn)中采用美國BKC公司的電容放電點(diǎn)火系統(tǒng),即BK-3200半獨(dú)立點(diǎn)火系統(tǒng),單個(gè)火花能量達(dá)115 mJ。

1.4 不同壓縮比下的活塞

壓縮比從10.5提高到12是通過修改活塞頂部形狀實(shí)現(xiàn)的。圖3為2種壓縮比下的活塞數(shù)模。

(a)壓縮比為10.5 (b)壓縮比為12圖3 2種壓縮比下的活塞數(shù)模

1.5 試驗(yàn)方案

本文選取轉(zhuǎn)速為2 000、2 500、3 000 r/min在部分負(fù)荷下的排氣再循環(huán)協(xié)同關(guān)鍵燃燒邊界,來研究燃油經(jīng)濟(jì)性和燃燒循環(huán)波動(dòng),同時(shí)研究適用于家庭經(jīng)濟(jì)型轎車(1 500、2 500 r/min)的排氣再循環(huán)率對(duì)燃油消耗率的影響。

通過固定進(jìn)排氣氣門正時(shí)、調(diào)節(jié)排氣再循環(huán)率、配合優(yōu)化點(diǎn)火時(shí)刻、選擇最低油耗進(jìn)行最優(yōu)化處理。試驗(yàn)中測功機(jī)型號(hào)為DynoRoad 202/12SL,測速精度為≤±0.5%,扭矩精度為±0.3%;油耗儀型號(hào)為AVL735S,密度測量不確定性滿足≤0.000 5 g/cm3;燃燒分析儀型號(hào)為AVL Indicom 621;機(jī)油溫控儀型號(hào)為AVL 753C;冷卻液溫控儀的型號(hào)為AVL 554;燃油溫控儀型號(hào)為AVL 553。使用燃燒分析儀采集信號(hào)并計(jì)算燃燒特征參數(shù),其中采樣循環(huán)數(shù)為100,采樣間隔為0.5°。排氣再循環(huán)率通過調(diào)節(jié)排氣再循環(huán)閥的開度來控制;冷卻水溫控制在85 ℃,機(jī)油溫度控制在(90±5) ℃,燃油溫度為25 ℃;環(huán)境大氣溫度為298 K,壓力為0.1 MPa,相對(duì)濕度在40%左右。

2 結(jié)果與討論

2.1 排氣相位/增壓器對(duì)油耗的影響

圖4為排氣再循環(huán)與排氣相位/增壓器耦合對(duì)有效燃油消耗率η的影響,其中轉(zhuǎn)速為2 000 r/min,負(fù)荷為0.2、0.8 MPa,點(diǎn)火系統(tǒng)為BKC高能點(diǎn)火系統(tǒng),試驗(yàn)時(shí)關(guān)閉增壓器系統(tǒng)。

(a)負(fù)荷為0.2 MPa

(b)負(fù)荷為0.8 MPa圖4 排氣相位/增壓器對(duì)有效燃油消耗率的影響

由圖4可知,在相同工況下,提高燃油經(jīng)濟(jì)性與采用增壓器系統(tǒng)有關(guān),與排氣相位密切相關(guān)。通過推遲排氣正時(shí)可降低增壓器對(duì)燃油經(jīng)濟(jì)性的影響程度,這是由于增壓器系統(tǒng)會(huì)增加排氣背壓,而增壓器管路會(huì)通過進(jìn)排氣系統(tǒng)影響進(jìn)排氣歧管氣體壓力的峰值和相位,使得原有的最優(yōu)進(jìn)排氣相位發(fā)生改變,雖然通過優(yōu)化排氣相位可以緩解,但并不能徹底解決。在2 000 r/min、0.2 MPa工況下,排氣凸輪正時(shí)為21°、24°、27°時(shí)由增壓器系統(tǒng)增加的有效燃油消耗率分別為5.83、4.11、4.99 g/(kW·h),相對(duì)應(yīng)的有效熱效率降幅為0.34%、0.24%、0.29%。由圖4b可知,增壓與排氣再循環(huán)技術(shù)協(xié)同控制更有利于提高燃油經(jīng)濟(jì)性和汽油機(jī)的有效熱效率。當(dāng)無增壓系統(tǒng)時(shí),排氣再循環(huán)率的容忍度為10%,此時(shí)有效燃油消耗率從251.81 g/(kW·h)降低至247.71 g/(kW·h),降幅為1.63%,有效熱效率為0.54%;當(dāng)采用增壓系統(tǒng)時(shí),排氣再循環(huán)率的容忍度為20%,仍可穩(wěn)定燃燒,此時(shí)有效燃油消耗率從251.81 g/(kW·h)降低至240.62 g/(kW·h),降幅為4.44%,有效熱效率增幅為1.51%。在相同的工況和排氣再循環(huán)率下,從增壓器系統(tǒng)工作和不工作的燃油經(jīng)濟(jì)性來看,外部排氣再循環(huán)氣體的溫度會(huì)影響汽油機(jī)熱效率。相同排氣再循環(huán)率下缸內(nèi)燃燒過程的差異來自缸內(nèi)氣體溫度,高溫氣體會(huì)產(chǎn)生2個(gè)效果:①減小不可逆燃燒損失;②增加氣體熱傳導(dǎo)損失。不同溫度下,二者影響程度不同[9]。對(duì)于0.8 MPa、2 000 r/min工況,缸內(nèi)氣體溫度較高,此時(shí)通過進(jìn)一步增加氣體溫度來減小不可逆燃燒損失很有限,而增加氣體溫度會(huì)使得氣體傳熱損失快速增大。也就是說,該工況下外部排氣再循環(huán)協(xié)同控制(協(xié)同性影響燃燒和泵氣損失,繼而影響燃油經(jīng)濟(jì)性)或者排氣再循環(huán)對(duì)中冷器出口溫度影響較大。

2.2 排氣再循環(huán)率對(duì)部分負(fù)荷燃油消耗率的影響

圖5是排氣再循環(huán)率對(duì)增壓汽油機(jī)燃油經(jīng)濟(jì)性的影響。工況:轉(zhuǎn)速為2 000 r/min、負(fù)荷為0.2～0.8 MPa;轉(zhuǎn)速為2 500、3 000 r/min,負(fù)荷為1.0 MPa。試驗(yàn)中進(jìn)排氣可變氣門正時(shí)相位不變,調(diào)節(jié)點(diǎn)火提前角保持燃燒重心(燃燒重心為累計(jì)放熱率達(dá)50%時(shí)對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角)處于上止點(diǎn)后8°。排氣再循環(huán)對(duì)缸內(nèi)進(jìn)氣充量存在兩方面影響,其一是廢氣稀釋和比熱容效應(yīng),其二是廢氣對(duì)進(jìn)氣充量的加熱作用。廢氣加熱可產(chǎn)生2個(gè)效果:①促進(jìn)燃油蒸發(fā)、霧化,使油氣混合更加均勻,不可逆燃燒損失減小,缸內(nèi)燃燒得以改善;②氣體熱傳導(dǎo)損失增加。

由圖5可知:在轉(zhuǎn)速為2 000 r/min、負(fù)荷為0.2～0.4 MPa下,采用普通點(diǎn)火系統(tǒng)且在保持穩(wěn)定燃燒時(shí)排氣再循環(huán)的能力有限且對(duì)燃油經(jīng)濟(jì)性無改善作用,甚至產(chǎn)生輕微不利影響。出現(xiàn)這種現(xiàn)象的原因包括:在負(fù)荷為0.2～0.4 MPa下進(jìn)氣量較小,而排氣再循環(huán)的稀釋作用降低了進(jìn)氣充量中氧的濃度,由此降低了氧分子與可燃分子的碰撞機(jī)率;受排氣再循環(huán)的高比熱容效應(yīng)的影響,燃燒室部分能量被吸收,火焰?zhèn)鞑ニ俣葴p緩,盡管通過調(diào)節(jié)點(diǎn)火提前角后燃燒重心未變、燃燒穩(wěn)定、循環(huán)波動(dòng)降低,但是火焰發(fā)展期和快速燃燒期延長,整個(gè)燃燒過程的等容度降低,所以有效熱效率未得到改善。在轉(zhuǎn)速為2 000 r/min、負(fù)荷為0.6～1.0 MPa下,排氣再循環(huán)率對(duì)燃油經(jīng)濟(jì)性的改善效果明顯。當(dāng)調(diào)整點(diǎn)火提前角使得循環(huán)波動(dòng)范圍保持在5%時(shí),在負(fù)荷為0.6、0.8、1.0 MPa下排氣再循環(huán)率容忍度分別為20%、10%、20%,相應(yīng)的有效燃油消耗率降幅為5.13、10.93、18.11 g/(kW·h),有效熱效率提高0.64%、1.48%、2.27%。這是由于負(fù)荷增加,缸內(nèi)進(jìn)氣充量增加,泵氣損失降低,加之排氣再循環(huán)氣體稀釋和高比熱容效應(yīng)降低,通過排氣再循環(huán)高溫加熱來減小不可逆燃燒損失的作用增強(qiáng),所以有效熱效率提高。在轉(zhuǎn)速為2 000 r/min、負(fù)荷為0.6和0.8 MPa下,排氣再循環(huán)率最佳值為15%左右。進(jìn)一步增加排氣再循環(huán)率,有效熱效率增加,但增幅很小。這是因?yàn)榕艢庠傺h(huán)率進(jìn)一步增加,湍流燃燒速率下降,等容度下降,從而抵消了高排氣再循環(huán)率在改善傳熱損失效應(yīng)方面的作用,所以最終有效燃油消耗率未得到改善,這表明在該進(jìn)氣道滾流比下,排氣再循環(huán)率已飽和,無需再增加排氣再循環(huán)率。所以,通過綜合考慮,15%的排氣再循環(huán)率比較合適。轉(zhuǎn)速為2 000、2 500、3 000 r/min,負(fù)荷為1.0 MPa時(shí),排氣再循環(huán)能有效降低燃油經(jīng)濟(jì)性。當(dāng)調(diào)整點(diǎn)火提前角使得循環(huán)波動(dòng)范圍保持5%時(shí),在轉(zhuǎn)速為2 000、2 500、3 000 r/min下排氣再循環(huán)率容忍度分別為10%、5%、15%,相應(yīng)的有效燃油消耗率降幅為18.11、9.87、14.38 g/(kW·h),有效熱效率提高了2.27%、1.27%、1.96%。

(a)轉(zhuǎn)速為2 000 r/min

(b)負(fù)荷為1.0 MPa圖5 排氣再循環(huán)率對(duì)增壓汽油機(jī)燃油經(jīng)濟(jì)性的影響

2.3 壓縮比對(duì)有效燃油消耗率的影響

圖6為不同負(fù)荷下排氣再循環(huán)與壓縮比耦合對(duì)燃油經(jīng)濟(jì)性的影響。由圖6可知:在無排氣再循環(huán)下,轉(zhuǎn)速為2 000 r/min,壓縮比分別為12、10.5,負(fù)荷分別為0.2、0.4 MPa時(shí),燃油經(jīng)濟(jì)性呈降低趨勢,但降幅不大;當(dāng)負(fù)荷為0.6、0.8、1.0 MPa時(shí),增加壓縮比能顯著降低有效燃油消耗率,分別降低了3.99、1.45、14.14 g/(kW·h),降幅為1.54%、0.58%、5.33%,有效熱效率提高了0.49%、0.19%、1.74%。增加壓縮比,最佳排氣再循環(huán)率發(fā)生變化。從表2可知:在2 000 r/min、0.8 MPa下,與單獨(dú)實(shí)施壓縮比為12(方法1)或采用排氣再循環(huán)技術(shù)(方法2)相比,1.3 L增壓汽油機(jī)采用協(xié)同控制(方法3)可使有效燃油消耗率再次降低4.0 g/(kW·h),而在其他工況下3種方法基本持平,表明排氣再循環(huán)與壓縮比協(xié)同對(duì)降低燃油經(jīng)濟(jì)性有著重要影響。

(a)不同的壓縮比下

(b)不同的負(fù)荷下 圖6 不同負(fù)荷下排氣再循環(huán)與壓縮比耦合對(duì)燃油經(jīng)濟(jì)性的影響

表2 不同措施下燃油經(jīng)濟(jì)性對(duì)比

2.4 排氣再循環(huán)與高能點(diǎn)火系統(tǒng)耦合對(duì)有效燃油消耗率的影響

圖7為點(diǎn)火能量與排氣再循環(huán)耦合對(duì)燃油經(jīng)濟(jì)性和燃燒循環(huán)波動(dòng)的影響。由圖7可知:在2 000 r/min、0.2 MPa下,對(duì)比圖6a(發(fā)動(dòng)機(jī)供電+普通點(diǎn)火系統(tǒng)和獨(dú)立供電+BKC高能點(diǎn)火系統(tǒng))發(fā)現(xiàn),高能點(diǎn)火系統(tǒng)本身消耗的能量折算為該工況的有效燃油消耗率約為5.53 g/(kW·h);當(dāng)排氣相位處于最佳狀態(tài)時(shí),采用BKC高能點(diǎn)火系統(tǒng)明顯改善了燃燒穩(wěn)定性,但改善不明顯,隨著排氣相位延遲,該燃油經(jīng)濟(jì)性呈下降趨勢。單純從燃燒角度考慮,相對(duì)于常規(guī)點(diǎn)火系統(tǒng),BKC高能點(diǎn)火使發(fā)動(dòng)機(jī)在排氣相位延遲較大時(shí)仍可穩(wěn)定燃燒,燃油消耗降幅為1.1%。在轉(zhuǎn)速為2 000 r/min、負(fù)荷為0.8 MPa下,BKC高能點(diǎn)火系統(tǒng)在采用高排氣再循環(huán)率時(shí)的燃燒穩(wěn)定性略有改善,但燃油經(jīng)濟(jì)性依舊。

(a)不同供電方式下(0.2 MPa,2 000 r/min)

(b)負(fù)荷為0.8 MPaC:平均指示壓力變動(dòng)系數(shù)圖7 點(diǎn)火能量與排氣再循環(huán)耦合對(duì)燃油經(jīng)濟(jì)性的影響

2.5 排氣再循環(huán)對(duì)外特性性能的影響

圖8是轉(zhuǎn)速為1 500、2 500 r/min時(shí)排氣再循環(huán)對(duì)外特性燃燒的影響,其中進(jìn)排氣凸輪軸相位和過量空氣系數(shù)保持不變,壓縮比為10.5。

由圖8可知:轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時(shí),通過提高增壓壓力(增壓度從43%提高至56%)可使扭矩保持在139.0～139.59 N·m范圍內(nèi),此時(shí)排氣再循環(huán)率為7%,燃油經(jīng)濟(jì)性趨于穩(wěn)定,燃燒循環(huán)波動(dòng)較大,達(dá)到4.94%,接近汽油機(jī)限值;進(jìn)一步增加排氣再循環(huán)率,燃油經(jīng)濟(jì)性進(jìn)一步降低,降幅非常小,燃燒循環(huán)波動(dòng)降低,這有利于穩(wěn)定燃燒,此時(shí)燃油消耗降幅為5.75%;排氣再循環(huán)率從7%增至8%時(shí),點(diǎn)火提前角提前1.5°,表明排氣再循環(huán)改善了汽油機(jī)抗爆性。隨著轉(zhuǎn)速增加至2 500 r/min,排氣再循環(huán)率容忍度增強(qiáng),相同排氣再循環(huán)率下燃燒循環(huán)波動(dòng)明顯降低,此時(shí)排氣再循環(huán)率從5%增加至為8%,有效燃油消耗率從274.36 g/(kW·h)降低至267.58 g/(kW·h),燃油消耗降幅為2.47%,有效熱效率提高0.76%。

2.6 不同工況下整車循環(huán)油耗預(yù)估對(duì)比

輸入整車質(zhì)量、迎風(fēng)面積、風(fēng)阻系數(shù)、滑行阻力、輪胎滾動(dòng)半徑、主減速比以及變速箱各減速比等信息,根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果、借助AVL CRUISE軟件對(duì)原機(jī)和搭載樣進(jìn)行了對(duì)比,結(jié)果顯示搭載樣機(jī)的整車節(jié)油效果比較明顯,如表3所示,在相同的變速箱變速比下,搭載樣機(jī)的整車比歐洲油耗及排放評(píng)定標(biāo)準(zhǔn)(NEDC)的循環(huán)節(jié)油8.86%,在其他工況下均有不同程度提高,且隨著車速提高,整車節(jié)油效果增強(qiáng)。

3 結(jié) 論

(1)在低負(fù)荷下,增壓器系統(tǒng)會(huì)提高燃油經(jīng)濟(jì)性,該影響與排氣相位密切相關(guān),通過推遲排氣正時(shí)可降低增壓器對(duì)燃油經(jīng)濟(jì)性的影響。增壓技術(shù)與排氣再循環(huán)技術(shù)協(xié)同控制更加有利于提高燃油經(jīng)濟(jì)性。

(2)轉(zhuǎn)速為2 000 r/min、負(fù)荷為0.2～0.4 MPa時(shí),排氣再循環(huán)對(duì)燃油經(jīng)濟(jì)性的改善不明顯;負(fù)荷為0.6～1.0 MPa時(shí),排氣再循環(huán)率對(duì)燃油經(jīng)濟(jì)性的改善明顯,燃油消耗降幅為2%～7%;負(fù)荷為1.0 MPa、轉(zhuǎn)速為2 000、2 500、3 000 r/min時(shí),排氣再循環(huán)能有效提高燃油經(jīng)濟(jì)性,對(duì)應(yīng)的排氣再循環(huán)率容忍度分別為10%、5%、15%,有效熱效率分別提高2.27%、1.27%、1.96%;轉(zhuǎn)速為1 500、2 500 r/min時(shí),排氣再循環(huán)對(duì)外特性燃油經(jīng)濟(jì)性的改善更大,燃油消耗降幅分別為5.75%和2.47%。

(3)在無排氣再循環(huán)情況下,轉(zhuǎn)速為2 000 r/min、增加壓縮比且在負(fù)荷為0.2～0.4 MPa時(shí),燃油經(jīng)濟(jì)性改善不明顯;負(fù)荷為0.6～1.0 MPa時(shí),增加壓縮比能顯著提高燃油經(jīng)濟(jì)性,有效熱效率分別提高0.49%、0.19%、1.74%。轉(zhuǎn)速為2 000 r/min、負(fù)荷為0.8 MPa時(shí),高壓縮比與排氣再循環(huán)協(xié)同控制有利于改善燃油經(jīng)濟(jì)性。

(4)考慮高能點(diǎn)火系統(tǒng)本身能耗,在2 000 r/min、0.2～1.0 MPa下,BKC高能點(diǎn)火系統(tǒng)對(duì)燃油經(jīng)濟(jì)性改善不明顯,但可改善燃燒循環(huán)波動(dòng)。

(5)采用集增壓、排氣再循環(huán)、高滾流進(jìn)氣道和1.3 L排量措施后汽油機(jī)可有效降低整車NEDC和等速油耗,整車達(dá)到相應(yīng)要求的油耗水平。

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(編輯 苗凌)

Effect of Exhaust Gas Recirculation with Combustion Boundary Conditions on Thermal Efficiency of Turbocharged Port Fuel Injection Gasoline Engine

HU Peng1,2,WANG Wei1,DENG Kangyao2,WANG Mengke1

(1. Academy of Science and Advanced Technology/Engine Engineering Research Institute, Chery Automobile Co., Ltd.,Wuhu, Anhui 241009, China; 2. School of Mechanical Engineering, Shanghai Jiaotong University, Shanghai 200240, China)

The influence of exhaust gas recirculation coupled with various combustion boundary conditions on brake specific fuel consumption and cyclic variations of indicated mean effective pressure is investigated in a 1.3 L turbocharged port fuel injection gasoline engine. Results show that it is important to make supercharging technology, exhaust gas recirculation and high compression ratio control harmoniously, which favors to both brake specific fuel consumption and cyclic variations. Introducing exhaust gas recirculation into gasoline engine can improve the brake specific fuel consumption under medium and high loads (including wide open throttle operation) at 1 500-2 500 r/min, however, it has little improvement on brake specific fuel consumption under the loads of 0.2-0.6 MPa BMEP (brake mean effective pressure) and engine speed of 2 000 r/min. Considering the high energy consumption of the capacitor discharge high-energy ignition system, introducing exhaust gas recirculation into gasoline engine does not effectively improve brake specific fuel consumption but improve cyclic variations under the loads of 0.2-1.0 MPa BMEP and engine speed of at 2 000 r/min. Fuel consumption per 100 km for the vehicle equipped with the turbocharged gasoline engine coupled with supercharging, exhaust gas recirculation, high tumble inlet ports and 1.3 L displacement is estimated 8.86% under NEDC (new European driving cycle) condition, which is lower than that equipped with 1.6 L displacement naturally aspirated engine.

port fuel injection gasoline engine; exhaust gas recirculation; combustion boundary; fuel consumption rate; cyclic variation

2015-03-23。 作者簡介:胡鵬(1986—),男,博士,工程師。 基金項(xiàng)目:國家高技術(shù)研究發(fā)展計(jì)劃資助項(xiàng)目(2012AA11171)。

時(shí)間:2015-10-23

網(wǎng)絡(luò)出版地址:http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20151023.1102.004.html

10.7652/xjtuxb201601006

TK421.5

A

0253-987X(2016)01-0034-07