不同噴油模式下柴油機(jī)可用能分析的試驗(yàn)研究

于書海， 馬興興， 劉瑞， 王崇， 崔亞彬， 宋東先， 高定偉

(1. 長城汽車股份有限公司技術(shù)中心， 河北 保定 071000； 2. 河北省汽車工程技術(shù)研究中心， 河北 保定 071000)

不同噴油模式下柴油機(jī)可用能分析的試驗(yàn)研究

于書海1,2， 馬興興1,2， 劉瑞1,2， 王崇1,2， 崔亞彬1, 2， 宋東先1,2， 高定偉1,2

(1. 長城汽車股份有限公司技術(shù)中心， 河北 保定 071000； 2. 河北省汽車工程技術(shù)研究中心， 河北 保定 071000)

通過臺架試驗(yàn)的方法，對1臺0.5 L單缸柴油機(jī)進(jìn)行了熱力學(xué)分析，將缸內(nèi)燃燒所釋放能量的熱量分布和可用能分布進(jìn)行計(jì)算和比較，在此基礎(chǔ)之上比較了噴油規(guī)律相關(guān)參數(shù)對熱平衡的影響，提出了相應(yīng)減少不可逆損失、提升熱效率的解決途徑。試驗(yàn)結(jié)果表明：在相同工況下，對于不同的噴油模式，燃燒不可逆損失差異不大，差異主要體現(xiàn)在排氣損失和其他部分損失；預(yù)噴參數(shù)和后噴參數(shù)對熱量分布影響較小，而噴油壓力和主噴正時(shí)的影響較為明顯。隨著噴油壓力的增大或主噴正時(shí)的提前，燃燒不可逆程度降低，排氣可用能損失減少，熱力循環(huán)的熱效率得以提升。而對于余熱能回收，排氣中流失的可用能回收的潛力和價(jià)值較大，將這一部分能量妥善地利用可對整機(jī)性能起到明顯的改善效果，若排氣溫度從750 K降至500 K，通過排氣余熱能的利用可提升指示功20.91%，達(dá)到提升動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性的目的。

柴油機(jī)； 熱平衡； 余熱利用； 不可逆損失

柴油機(jī)的高壓共軌系統(tǒng)可對噴油模式進(jìn)行靈活調(diào)節(jié)及優(yōu)化，達(dá)到降低燃油消耗率、改善排放的目的?，F(xiàn)階段關(guān)于噴油模式對柴油機(jī)性能影響的研究大都集中于噴油規(guī)律對排放性能的影響[1-3]，而噴油規(guī)律對柴油機(jī)內(nèi)部可用能分布的影響還鮮有相關(guān)研究。

Ghazikhani等[5]在不同工況下進(jìn)行了柴油機(jī)可用能的分析，重點(diǎn)評價(jià)了該方法的節(jié)油效果；Taghavifar等[6]選用了不同理化性質(zhì)的燃料，并對壓燃式發(fā)動機(jī)進(jìn)行了熱力學(xué)分析；呂鋒等[7]建立了車用柴油機(jī)的平衡分析模型，分析了系統(tǒng)的能量分布與損耗。

噴油規(guī)律是發(fā)動機(jī)的重要控制參數(shù)，現(xiàn)階段，基于噴油參數(shù)的可用能分析還少有研究，開展這方面研究有助于理解不同噴油模式下，內(nèi)燃機(jī)內(nèi)部的熱量分布和可用能分布，有助于深入探求內(nèi)燃機(jī)熱效率提升的途徑。本研究選取了3種典型的噴油模式，通過試驗(yàn)的手段進(jìn)行熱力學(xué)分析，將缸內(nèi)燃燒所釋放能量的熱量分布和可用能分布進(jìn)行計(jì)算和比較，在此基礎(chǔ)之上比較了噴油規(guī)律相關(guān)參數(shù)對熱平衡的影響，并對減少不可逆損失、提升熱效率提出了相應(yīng)的解決途徑。

1 熱平衡分析

基于熱力學(xué)第一定律對整機(jī)進(jìn)行熱平衡分析，熱平衡方程為

Qf=Qw+Qex+Qcw+Qoth。

(1)

式中：Qf為柴油機(jī)燃料燃燒所產(chǎn)生的總熱量；Qw為轉(zhuǎn)化為指示功的熱量；Qex為排氣帶走的熱量；Qcw為冷卻水帶走的熱量；Qoth為其他熱量損失，這部分熱量包括機(jī)體與環(huán)境的散熱、排氣帶走的動能、未被冷卻介質(zhì)帶走的摩擦熱損、驅(qū)動輔助機(jī)械所消耗的熱量等。

Qf=mfHu。

(2)

式中：mf為燃料的質(zhì)量流量；Hu為燃料的低熱值，柴油的低熱值為42.5 MJ/kg。燃料燃燒轉(zhuǎn)化為指示功的熱量為

Qw=3.6×103Pi。

(3)

其中，Pi是內(nèi)燃機(jī)的指示功率。排氣損失的熱量為

Qex=mexcp,ex(Tex-Tair,in)。

(4)

式中：Tair,in和Tex分別表示進(jìn)、排氣的溫度；mex和cp,ex分別為排氣的質(zhì)量流量和平均比定壓熱容。冷卻水損失的熱量為

Qcw=mcwcp,cw(Tcw,in-Tcw,out)。

(5)

式中：mcw和cp,cw分別為冷卻水的質(zhì)量流量和平均比熱容；Tcw,in和Tcw,out分別為冷卻水的進(jìn)、出口溫度。其他熱量損失為

Qoth=Qf-Qw-Qex-Qcw。

(6)

基于熱力學(xué)第二定律進(jìn)行可用能分析，整機(jī)的可用能平衡方程為

Ef=Ew+Eex+Ecw+Eoth+Eir。

(7)

式中：Ef為進(jìn)入燃燒室的燃料可用能；Ew為整機(jī)功率可用能；Eex為排氣產(chǎn)生的可用能損失；Ecw為冷卻水產(chǎn)生的可用能損失；Eoth為其他可用能損失，包括機(jī)體與環(huán)境的散熱、排氣帶走的動能、未被冷卻介質(zhì)帶走的摩擦熱損、驅(qū)動輔助機(jī)械等造成的可用能損失；Eir為燃燒過程的不可逆損失。

燃料蘊(yùn)含的可用能由其熱力學(xué)可用能和化學(xué)可用能組成。

(8)

(9)

(10)

式中的h, c, o, s分別表示燃料中氫、碳、氧、硫的摩爾質(zhì)量分?jǐn)?shù)。對于柴油燃料，一般h為24.8，c為14。整機(jī)功率可用能與整機(jī)指示功相等：

Ew=Qw=3.6×103Pi。

(11)

排氣可用能損失可計(jì)算如下：

Eex=mex[(hex-hair,in)-Tair,in(sex-sair,in)]=
mex[cp,ex(Tex-Tair,in)-Tair,incp,exln(Tex/Tair,in)]。

(12)

式中：hair,in和hex分別表示進(jìn)、排氣的焓值；sair,in和sex分別表示進(jìn)、排氣的熵值。這一可用能損失是排氣余熱造成的能量耗散，本質(zhì)上即是這部分排氣所具有的熱量可用能。

冷卻水的熱損失包含兩部分：一是由于內(nèi)燃機(jī)向冷卻水傳熱造成的損失，這是對內(nèi)燃機(jī)高溫部件進(jìn)行冷卻所必需的，以Ecw1表示；二是由于冷卻水對環(huán)境散熱而造成的損失，這一部分有回收再利用的潛力，以Ecw2表示：

Ecw1=Qcw(1-Tw/Ta)，

(13)

Ecw2=Qcw(1-T0/Tw)。

(14)

式中：Tw和Ta分別表示冷卻水平均溫度和缸內(nèi)燃燒過程平均溫度。

冷卻水總的可用能損失為這兩部分的和：

Ecw=Ecw1+Ecw2。

(15)

燃料燃燒產(chǎn)生的可用能值為Egene：

(16)

燃燒過程的不可逆損失為燃料蘊(yùn)含的可用能與燃燒產(chǎn)生的可用能之差：

Eir=Ef-Egene。

(17)

2 試驗(yàn)裝置和試驗(yàn)方法

試驗(yàn)在1臺0.5L單缸柴油機(jī)上進(jìn)行，圖1示出了單缸機(jī)臺架示意，表1示出了該發(fā)動機(jī)的技術(shù)參數(shù)。本研究分析所需的進(jìn)排氣溫度和流量，以及冷卻水溫度和流量均在此臺架測得。臺架基于整套AVL性能臺架進(jìn)行搭建，測控系統(tǒng)為AVLPUMA。采用直流電力測功機(jī)控制發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速與負(fù)荷。利用進(jìn)氣調(diào)節(jié)系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)單缸機(jī)進(jìn)氣溫度、濕度及壓力的控制。AVLGH15DK獨(dú)立式缸壓傳感器采集缸壓后，通過D2T燃燒分析儀軟件進(jìn)行數(shù)據(jù)處理及分析。采用HORIBAMEXA-7500EGR排放分析儀從排氣背壓閥后取氣測量分析發(fā)動機(jī)的原始排放。

單缸機(jī)的控制系統(tǒng)基于NI的CRIO虛擬儀器平臺進(jìn)行開發(fā)，可根據(jù)不同的試驗(yàn)?zāi)康膶墘汉蛧娪湍Ｊ降扰c噴油規(guī)律相關(guān)的參數(shù)進(jìn)行精確控制。

圖1 臺架示意

噴油器型式中置6孔電磁式噴油器缸數(shù)1缸徑/mm83．1行程/mm92幾何壓縮比15∶1最高燃燒壓力/MPa16

3 結(jié)果和討論

3.1 3種典型噴油模式的能量分布和可用能分布

本研究選取了3種典型的噴油模式，對其進(jìn)行熱力學(xué)分析，圖2示出了這3種模式的示意。噴油模式1為預(yù)噴+主噴模式(預(yù)噴正時(shí)32°BTDC，主噴正時(shí)6°BTDC，預(yù)噴油量1.6mg/cyc)；在此基礎(chǔ)之上，噴油模式2推遲了主噴正時(shí)(預(yù)噴正時(shí)32°BTDC，主噴正時(shí)-4°BTDC，預(yù)噴油量1.6mg/cyc)；噴油模式3加入了后噴(預(yù)噴正時(shí)32°BTDC，主噴正時(shí)6°BTDC，后噴正時(shí)-12°BTDC，預(yù)噴油量1.6mg/cyc，后噴油量3.0mg/cyc)。表2示出了這3種噴油模式的性能數(shù)據(jù)，保證在工況與動力輸出一致的條件下，對不同模式的熱力學(xué)特征進(jìn)行比較。

圖2 3種噴油模式示意

序號轉(zhuǎn)速/r·min-1pme/MPaPi/kW燃油消耗率/g·(kW·h)-1噴油模式120001．0008．317188．76噴油模式220001．0008．321212．95噴油模式320001．0028．351186．31

圖3示出了3種典型的噴油模式下的燃燒特征。相對于噴油模式1，模式2為晚噴模式，在圖中可看出較為明顯的差異——燃燒相位與噴油正時(shí)呈現(xiàn)正比例的變化，而活塞下行期間噴入燃油，大幅降低了模式2的缸內(nèi)壓力峰值；模式1和模式3的區(qū)別是有無后噴，加入后噴，可以小幅提升缸內(nèi)壓力和溫度，但對于燃燒特征整體趨勢的影響不是很大。

圖3 3種噴油模式的缸內(nèi)燃燒特征曲線

圖4a至圖4c分別示出了上述3種噴油模式下的能量分布和可用能分布的柱狀圖，以此分析內(nèi)燃機(jī)工作過程中的能量分布的變化。

圖4 3種噴油模式的缸內(nèi)能量分布曲線

以圖4a的噴油模式1為例，燃料化學(xué)能的43.84%轉(zhuǎn)化為指示功對外輸出，此為該工況下內(nèi)燃機(jī)的指示熱效率，燃料化學(xué)可用能的41.75%轉(zhuǎn)化為指示功，此即為該工況下內(nèi)燃機(jī)的可用能效率?？梢姡瑹嵝矢哂诳捎媚苄?。

排氣和冷卻水造成的熱量損失占總?cè)剂匣瘜W(xué)能的比例分別為33.25%和14.61%，其他部分熱損失為8.40%。排氣和冷卻水造成的可用能損失占總?cè)剂匣瘜W(xué)可用能的比例分別為25.49%和2.15%，其他部分可用能損失為19.83%。

高溫排氣所帶走的熱量來源于缸內(nèi)燃料燃燒所釋放的能量，以排氣作為熱源，在卡諾循環(huán)的限制下，該部分熱量損失分為熱量可用能和熱量不可用能兩部分，而排氣熱損失的量大于排氣可用能損失的量的部分即為熱量不可用能。

可見，排氣和冷卻水的熱損失比例均高于其可用能損失比例，這部分多出的損失是由換熱溫差產(chǎn)生的，由不可逆?zhèn)鳠徇^程導(dǎo)致的可用能損失正比于換熱溫差。這兩部分余熱可利用的量并沒有原本想象的那么大，當(dāng)排氣和冷卻水中的能量品位下降到一定程度之后，便無法被回收利用。

3種噴油模式下，HC和CO的排放控制較為理想，燃燒效率均在99.95%左右，因此由不完全燃燒造成的不可逆損失較小，此處以不可逆過程的可用能損失代表燃燒過程產(chǎn)生的可用能損失。燃燒過程的不可逆可用能損失為19.83%，在燃燒開始前和燃燒結(jié)束后，由不可逆性所造成的可用能損失很??；而在燃燒過程中，由燃料的霧化及與空氣的混合、燃料燃燒和燃燒產(chǎn)生的熱量由高溫火焰向缸內(nèi)溫度較低的工質(zhì)溫差傳熱等不可逆因素造成的損失較大。

而熱量分布和可用能分布中的其他損失主要是由潤滑油損失、機(jī)體與環(huán)境的散熱、排氣帶走的動能、未被冷卻介質(zhì)帶走的摩擦熱損等造成。這部分損失的來源較復(fù)雜且繁多，難以采用集中的途徑進(jìn)行再利用。

圖4b與圖4c為噴油模式2和噴油模式3的熱平衡示意。因?yàn)?種模式的試驗(yàn)工況保持一致，總體分布趨勢與模式1類似，3種模式的燃燒不可逆損失差異不大，它們的能量分布差異主要體現(xiàn)在排氣損失和其他部分損失。

余熱損失主要由排氣、冷卻水和其他損失這3部分組成。對于這3種模式的余熱流失造成的可用能損失，圖5a示出了其在全部余熱可用能損失中的占比，對于冷卻水來說，其可用能損失的量相對較少，為全部余熱的5%左右；而圖5b為可用能在熱量損耗中的占比，可以看出，冷卻水余熱可用能在冷卻水散熱中的比例很小，為15%左右，因此這部分能量回收的難度較大，而且收益較小。對于排氣來說，其可用能損失占全部余熱可用能損失的60%～65%，而排氣可用能損失在排氣散熱中的比例為80%左右，具有較強(qiáng)的再利用潛力，可作為余熱能回收的主要突破點(diǎn)，若能得以充分回收，可對熱效率和燃油消耗率有較明顯的改善。

圖5 可用能損失分布

3.2 噴油規(guī)律相關(guān)參數(shù)對熱平衡的影響

在此基礎(chǔ)之上，對噴油規(guī)律的相關(guān)參數(shù)對于熱平衡的影響進(jìn)行了分析和比較。噴油規(guī)律既關(guān)系著柴油機(jī)的動力性和經(jīng)濟(jì)性，又對其排放特性起著重要的影響。表3示出了試驗(yàn)的控制參數(shù)，發(fā)動機(jī)運(yùn)行工況是1MPa，2 000r/min。調(diào)節(jié)與噴油規(guī)律相關(guān)的控制參數(shù)，包括噴油壓力、噴油正時(shí)參數(shù)(預(yù)噴正時(shí)、主噴正時(shí)、后噴正時(shí))、噴油油量參數(shù)(預(yù)噴油量、后噴油量)，分析這些參數(shù)變化對熱力學(xué)分析的影響，其中預(yù)噴油量調(diào)節(jié)范圍占總噴油量的3%～18%，后噴油量調(diào)節(jié)范圍占總噴油量的7%～22%。根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果，發(fā)現(xiàn)在工況不變的前提下，預(yù)噴正時(shí)、預(yù)噴油量、后噴正時(shí)和后噴油量等參數(shù)，即使作較大調(diào)整，對性能影響的差異也較小，此處不再贅述，重點(diǎn)對差異較為明顯的噴油壓力和主噴正時(shí)這兩個(gè)參數(shù)的影響進(jìn)行分析。

表3 試驗(yàn)控制參數(shù)

圖6示出了不同噴油壓力下缸內(nèi)燃燒特征的變化。上止點(diǎn)前的燃燒特征曲線基本重合，此時(shí)的缸內(nèi)壓力由活塞上行壓縮缸內(nèi)充量產(chǎn)生，上止點(diǎn)后隨噴油壓力的增大，缸內(nèi)最高燃燒壓力提升，著火時(shí)刻提前，燃燒持續(xù)期縮短，放熱速率提升，相應(yīng)的缸內(nèi)燃燒溫度也有所增加，噴油壓力從110MPa增至140MPa，最高燃燒溫度大約提升了55K。

圖6 不同噴油壓力下的缸內(nèi)燃燒特征曲線

圖7示出了不同噴油壓力下的能量分布。圖7a為熱量分布，圖7b為可用能分布，分別比較了指示功、排氣損失、冷卻水損失和燃燒過程不可逆損失的分布變化。對于指示功，噴油壓力從110MPa增至140MPa，促進(jìn)了可燃混合氣的形成，使燃燒更加充分，增大指示功的輸出；對于冷卻水損失，燃燒平均溫度的升高使冷卻水損失呈現(xiàn)增大的趨勢；對于排氣損失，燃燒持續(xù)期的縮短減少了燃燒過程中熱漏的生成，即降低了排氣損失；對于燃燒過程不可逆損失，隨著噴油壓力的增大，更多的燃料在上止點(diǎn)附近燃燒，增大了燃燒的等容度，降低了不可逆程度。

圖7 不同噴油壓力下的熱量和可用能分布

圖8示出了不同主噴正時(shí)下缸內(nèi)燃燒特征的變化。噴油正時(shí)直接影響著燃燒相位，噴油正時(shí)提前，缸內(nèi)壓力和溫度的峰值增大，這是因?yàn)榛旌蠚庵饡r(shí)缸內(nèi)容積會減小；而噴油正時(shí)過于提前會引起燃燒過程粗暴，對柴油機(jī)的耐久性和壽命產(chǎn)生不良影響。

圖8 不同主噴正時(shí)下的缸內(nèi)燃燒特征曲線

發(fā)生在上止點(diǎn)附近的主噴油過程的噴油量占循環(huán)總噴油量的60%～80%，因此其正時(shí)變化對于能量分布影響較為明顯。圖9示出了不同主噴正時(shí)下的能量分布和可用能分布。由此可見，隨噴油正時(shí)提前，排氣熱損失和可用能損失都有明顯降低，這是因?yàn)椋瑖娪驼龝r(shí)提前，燃燒最高溫度會增大(見圖8a)，根據(jù)式(16)與式(17)，這會降低燃燒過程的不可逆損失；而燃燒放熱相位與噴油相位成正相關(guān)，提前噴油，放熱曲線也相應(yīng)提前，反而使排氣門開啟時(shí)的缸內(nèi)溫度降低，導(dǎo)致排氣溫度降低，排氣中的熱損失和可用能損失也隨之降低。以上對燃燒不可逆損失和排氣熱損失的改善，增加了指示功的輸出，提升了熱力循環(huán)的熱效率。而提前噴油會增大缸內(nèi)的平均溫度，根據(jù)式(13)，這會增大冷卻水帶走的熱損失和可用能損失，但這部分損失數(shù)值較小，為2%～3%，不影響整體的熱效率改善趨勢。

圖9 不同主噴正時(shí)下的熱量和可用能分布

3.3 提高內(nèi)燃機(jī)可用能效率的途徑

根據(jù)圖4和圖5，為提高內(nèi)燃機(jī)的可用能效率，降低燃燒過程的不可逆損失和對排氣可用能損失進(jìn)行再利用是兩個(gè)可行的途徑。根據(jù)式(16)與式(17)，降低燃燒不可逆損失可從增大冷、熱源的溫差入手。內(nèi)燃機(jī)熱力循環(huán)的冷源一般為大氣環(huán)境，冷源溫度的降低很難實(shí)現(xiàn)，而提升熱源溫度的途徑一般為對燃燒室涂覆低導(dǎo)熱系數(shù)的陶瓷涂層[9]，但性質(zhì)穩(wěn)定的陶瓷涂層價(jià)格較為昂貴，所以該技術(shù)在實(shí)際使用中還有待進(jìn)一步研究。以噴油模式1為例，用缸內(nèi)燃燒過程的最高溫度代表熱力循環(huán)的熱源溫度，對熱源溫度與熱效率的變化關(guān)系進(jìn)行分析。

圖10a示出了最高燃燒溫度對熱效率的影響。Tmax從1 800K增至2 400K，假定此過程中燃燒初始溫度和環(huán)境溫度保持不變，可得到其卡諾效率ηcarnot的變化：

ηcarnot=1-T0/Tmax。

(18)

這個(gè)過程中ηcarnot從84.21%增至89.28%。而卡諾循環(huán)具有其局限性，ηcarnot只有當(dāng)熱機(jī)循環(huán)過程進(jìn)行得無限緩慢且實(shí)現(xiàn)可逆時(shí)才可達(dá)到，此情況下功率輸出為零。CA效率用來考慮卡諾循環(huán)熱機(jī)工作在有限時(shí)間內(nèi)的情況，其可定義為根據(jù)內(nèi)可逆假設(shè)得出卡諾熱機(jī)最大功率輸出下的效率，以ηC,A表示[10]：

(19)

這個(gè)過程中ηC,A的變化范圍為60.26%～67.26%。

相應(yīng)地此過程中燃燒的不可逆損失從20.17%降至17.23%。而原機(jī)的指示熱效率為44.56%，指示熱效率與ηC,A的差值大致為燃燒過程的不可逆損失。圖10b示出了在Tmax的變化過程中，熱效率和不可逆損失的變化幅度，ηcarnot提升了5.00%，ηC,A提升了9.77%，燃燒過程不可逆程度降低了17.23%。

圖10 最高燃燒溫度對熱效率的影響

由前文討論結(jié)果，排氣中流失了大量的能量，排氣能量主要由余熱能、余壓能和余動能組成，這3部分能量的主要影響因素分別是排氣溫度、排氣背壓和排氣速度。余熱能在其中占比最高，而排氣背壓和排氣速度主要受發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的影響[11]，與噴油模式關(guān)系較小，因此以下以排氣溫度為切入點(diǎn)，分析余熱能的回收對性能的影響。

實(shí)際情況下，一定溫度的余熱資源無法全部被利用，剩余的余熱排放于環(huán)境中仍會造成一定程度的不可逆損失。若將排氣溫度由T1降為T2，可回收的熱能為

ΔQ=mexcp,ex(T1-T2)。

(20)

將這部分來自溫差的熱能充分利用，則所減少的不可逆損失(回收的熱量可用能)為

(21)

根據(jù)式(21)，將ΔE/ΔQ定義為熱量的熱質(zhì)系數(shù)，表示熱量最大可轉(zhuǎn)化為功的效率，將能源所具有的可用能和含有的總能量聯(lián)系起來，可認(rèn)為是熱量最大轉(zhuǎn)化為功的效率。

以噴油模式1為例，排氣溫度是750K左右，若將其中的一部分熱能充分回收利用，會造成排氣溫度的降低。圖11的橫軸是降低后的排氣溫度，該溫度越低，表示余熱能回收的量越大，而縱軸給出了排氣中余熱能和其中的可用能的回收數(shù)值，由圖可見，隨著排氣溫度的降低，余熱能回收和可用能回收均呈線性增大的趨勢。由圖12可見，隨著排溫的降低，能質(zhì)系數(shù)隨之降低，即排氣余熱能中可用能的占比降低，若通過利用排氣的余熱能，將這250K的溫差充分利用，排氣余熱能中的可用能比例可達(dá)33.58%，這部分可用能轉(zhuǎn)化為動力輸出，可提升指示功20.91%。最理想情況下，將排氣溫度從750K降至環(huán)境溫度300K，對此部分的排氣余熱能全部進(jìn)行回收利用，此部分的可用能可提升指示功28.51%，相應(yīng)地此時(shí)能質(zhì)系數(shù)為38.91%。

圖11 排氣溫度對余熱能回收的影響

圖12 排氣溫度對能質(zhì)系數(shù)的影響

相對于提升燃燒溫度，利用排氣余熱能在技術(shù)的實(shí)現(xiàn)上更貼近實(shí)際，在回收的效益上也更加顯著，是未來內(nèi)燃機(jī)技術(shù)發(fā)展的一個(gè)途徑。

4 結(jié)論

a) 燃燒過程中，油氣混合和溫差傳熱等會造成不可逆損失，損失約20%的可用能，在相同工況下，對于不同的噴油模式，可用能分布差異主要體現(xiàn)在排氣損失和其他部分損失；

b) 預(yù)噴參數(shù)和后噴參數(shù)對熱量分布影響較小，而噴油壓力和主噴正時(shí)的影響較為明顯；隨著噴油壓力的增大或主噴正時(shí)的提前，燃燒不可逆程度降低，排氣可用能損失減少，指示功輸出增大，熱力循環(huán)的熱效率得以提升；

c) 提升缸內(nèi)燃燒溫度，增大內(nèi)燃機(jī)熱力循環(huán)的冷熱源溫差，是減少燃燒過程不可逆損失的重要途徑，若最高燃燒溫度從1 800K提升至2 400K，燃燒不可逆程度降低17.23%；

d) 冷卻水余熱回收的潛力和收益較小，排氣中流失的可用能回收的價(jià)值較大，若排氣溫度從750K降至500K，將這250K的溫差充分利用，可提升指示功20.91%。

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[編輯： 姜曉博]

Experimental Investigation on Exergy Analysis of Diesel Engine under Different Injection Modes

YU Shuhai1,2， MA Xingxing1,2， LIU Rui1,2, WANG Chong1,2， CUI Yabin1,2， SONG Dongxian1,2， GAO Dingwei1,2

(1. Technical Center, Great Wall Motor Co.， Ltd., Baoding 071000, China; 2. Hebei Automobile Engineering Technology & Research Center, Baoding 071000, China)

The released heat and exergy distribution of in-cylinder combustion were calculated and compared through the bench test method based on the thermodynamic analysis of a 0.5 L single cylinder diesel engine. The effects of injection related parameters on thermal equilibrium were further analyzed and the solution to improve thermal efficiency and reduce irreversible loss was provided. The results show that the irreversible loss of combustion between different injection modes has little difference except for the loss of exhaust and other parts. The pre-injection and post-injection parameters have little influence on thermal distribution, but the injection pressure and main injection timing have the opposite result. With the increase of injection pressure or the advance of main injection timing, the irreversible loss of combustion process and exhaust gas exergy loss decrease and thermal efficiency improve. As for the recovery of waste heat, the exhaust has such a great potential that the engine performance can improve significantly. The indicated power will improve by 20.91% when the recovered energy of exhaust temperature decreases from 750 to 500 K, achieving the goal of power output and fuel economy improvement.

diesel engine； thermal equilibrium； waste heat utilization； irreversible loss

2016-05-23；

2016-10-17

于書海(1986—)，男，博士，主要研究方向?yàn)榘l(fā)動機(jī)性能開發(fā)；yushuhai@tju.edu.cn。

10.3969/j.issn.1001-2222.2017.01.014

TK421

B

1001-2222(2017)01-0075-08