重型單缸柴油機燃燒過程強化研究

蔡忠周， 李耀宗， 李云廣， 張曉琴， 黃云亮， 李玉峰

(中國北方發(fā)動機研究所(天津)， 天津 300400)

重型單缸柴油機燃燒過程強化研究

蔡忠周， 李耀宗， 李云廣， 張曉琴， 黃云亮， 李玉峰

(中國北方發(fā)動機研究所(天津)， 天津 300400)

在1臺排量為2.8 L的單缸柴油機上，通過燃燒過程不斷強化，將輸出功率從73 kW提高到150 kW。研究分為兩個階段：第一階段通過提高進氣壓力、降低進氣阻力、優(yōu)化配氣相位、優(yōu)化噴油系統(tǒng)參數(shù)，將輸出功率從73 kW提高到92 kW；第二階段采用了電控單體泵供油系統(tǒng)，并優(yōu)化噴孔參數(shù)、進一步提高進氣壓力、降低進氣溫度、提高發(fā)動機轉速，將輸出功率提高到150 kW。放熱率分析結果表明：對于高強化燃燒過程，雖然預混和擴散燃燒階段的放熱速率大幅度增加，但其放熱量占總放熱量的比率下降，后燃階段的放熱比率顯著增加。因此加強擴散燃燒階段的放熱速率仍然是高強化燃燒過程面臨的主要問題。

柴油機； 燃燒過程； 優(yōu)化設計

近年來，車用柴油機的強化程度越來越高，采用更高壓力的噴油系統(tǒng)和增壓系統(tǒng)來優(yōu)化燃燒過程，是提高功率密度的主要途徑。大眾2010年開發(fā)的4缸2.0 L商用車TDI柴油機[1]，采用二級渦輪增壓和180 MPa共軌燃油噴射系統(tǒng)，在最高燃燒壓力18 MPa和4 000 r/min轉速下，實現(xiàn)了升功率66 kW/L；隨后又于2015年進行了包括增壓和噴油在內(nèi)的燃燒技術優(yōu)化，開發(fā)了升功率為88 kW/L的強化機型[2]。寶馬BMW740D 6缸3.0 L柴油機，采用二級渦輪增壓，200 MPa噴油壓力，在轉速4 500 r/min時升功率達到75 kW/L[3]。MTU公司開發(fā)的890系列柴油機(單缸排量1 L)，平均有效壓力達2.6 MPa，在轉速4 250 r/min時升功率達到了92 kW/L[4]。法國IFP公司在1臺單缸排量為0.5 L的單缸柴油機上，運用250 MPa的噴油壓力，在最高燃燒壓力20 MPa和轉速4 000 r/min下，實現(xiàn)了升功率90 kW/L[5-6]。FEV在單缸排量為0.4 L的柴油機上開發(fā)了高效燃燒系統(tǒng)(HECS)，在轉速4 800 r/min時，實現(xiàn)了升功率105 kW/L[7]。

在當前材料和結構所允許的最高燃燒壓力18～20 MPa條件下，柴油機強化所能達到的升功率與排量有密切的關系，上述單缸排量為0.5 L左右柴油機升功率能強化到80～110 kW/L，而單缸排量2.0 L以上的柴油機強化所能達到的升功率很難突破60 kW/L。為了研究高強化柴油機的燃燒過程，滿足未來重型車輛的裝備需求，在1臺排量為2.8 L的單缸柴油機上，通過燃燒過程強化，將功率輸出從目前的73 kW提高到150 kW，升功率達到53 kW/L，成為我國同等排量下升功率最高的燃燒系統(tǒng)，滿足專用特種柴油機在不同時期對燃燒過程的需求。本研究詳細地論述了燃燒過程強化的技術措施和放熱率分析。

1 發(fā)動機參數(shù)和技術路線

研究用發(fā)動機為1臺單缸4沖程水冷直噴柴油機，基本參數(shù)見表1。進氣道為雙螺旋進氣道，在最大氣門升程為13 mm時渦流比為2.2；高壓油泵為ZW機械泵，噴油速率為10 mm3/(°)，最大噴油壓力為75 MPa；噴油器噴孔直徑0.5 mm，噴孔數(shù)5個，噴油持續(xù)期為31°曲軸轉角；燃燒室形狀為淺ω型。由于產(chǎn)品發(fā)動機沒有采用增壓中冷，所以進氣溫度為100 ℃。

表1 發(fā)動機基本參數(shù)

從原機輸出功率73 kW提高到150 kW，功率跨度很大，因此根據(jù)整機的發(fā)展需求和相應的燃燒過程設計邊界，燃燒過程強化分兩個階段實施，分別應用于不同時期和用途的柴油機。兩個強化階段見圖1。第一階段，在保持發(fā)動機轉速、進氣溫度、排氣溫度不變的條件下，通過降低進氣渦流、增加進氣壓力、采用噴射壓力較高的P型噴油泵、優(yōu)化噴孔參數(shù)、提高最高燃燒壓力限值等方法將輸出功率提高到92 kW；第二階段，進一步提高最高燃燒壓力和排氣溫度限值，提高進氣壓力、降低進氣溫度、提高發(fā)動機轉速、采用噴油壓力更高的電控單體泵等方法將功率輸出從92 kW提高到目標值150 kW。兩個階段的主要參量和邊界限值見表2。

圖1 功率強化的技術路線

功率/kW7392150轉速/r·min-1220022002500最高燃燒壓力/MPa≤13≤15≤19進氣溫度/℃10010060排氣溫度/℃≤650≤650≤700噴油系統(tǒng)ZWP型電控燃油消耗率/g·(kW·h)-1≤230≤225≤235

2 發(fā)動機試驗與計算

試驗在表1所示的單缸柴油機上進行，單缸機試驗平臺見圖2。該試驗平臺包括1臺空氣壓縮機，可以將進氣壓力壓縮到0.6 MPa；在進、排氣管系統(tǒng)中均有一個容積足夠大的穩(wěn)壓箱用來平抑進排氣壓力脈動；在進氣穩(wěn)壓箱上方安裝了電加熱器，可以將進氣溫度提高到100 ℃；在排氣管上有一個錐形閥，用來調節(jié)排氣背壓，模擬實際多缸發(fā)動機渦輪增壓產(chǎn)生的排氣背壓。

氣缸壓力由安裝在氣缸蓋的Kistler壓力傳感器來測量，采用AVL657燃燒分析儀采集和分析氣缸壓力。在放熱率分析中，著火延遲期是指從開始噴油到10%質量燃燒率所掃過的曲軸轉角；主燃燒期是指10%質量燃燒率到90%質量燃燒率所掃過的曲軸轉角；后燃期是指從90%質量燃燒率到排氣門打開掃過的曲軸轉角。

為了優(yōu)化燃燒系統(tǒng)參數(shù)，本研究中運用了AVL準維熱力學計算軟件Boost和三維燃燒計算軟件Fire，對進排氣流動過程和缸內(nèi)燃燒過程進行了仿真計算。對于每一階段燃燒參數(shù)的優(yōu)化，先用一維和三維仿真計算初步確定進、排氣邊界條件和優(yōu)化方案，然后在單缸機臺架上進行試驗優(yōu)化和分析。

圖2 單缸機試驗平臺示意

3 第1階段優(yōu)化

3.1 燃燒過程強化

當功率從73 kW提高到92 kW，在空燃比不變的情況下，要求進氣量和燃油噴射量均提高約25%。為此，進行了下列燃燒過程強化措施。

1) 換氣過程

圍繞提高進氣量和充氣效率，減小泵氣損失，開展了下列優(yōu)化：

a) 提高進氣壓力。在進氣溫度保持100 ℃不變的條件下，進氣壓力由0.26 MPa提高到0.30 MPa，由此帶來進氣密度的增加量約為15%。

b) 降低渦流比、減小氣道流動阻力。將原機的雙螺旋進氣道重新進行了優(yōu)化設計。新設計的進氣道為切向氣道與螺旋氣道的組合，在最大氣門升程時的渦流比從原機的2.2降低為1.5。此改進大大降低了氣道流動阻力，提高了充氣效率約8%。圖3示出了進氣道阻力和渦流轉速的對比。

c) 提高進排氣凸輪時面值。將原機的配氣凸輪和相位重新進行了優(yōu)化設計，新設計的進、排氣凸輪時面值豐滿系數(shù)均增加了3.8%(見表3)。此外，排氣門打開時間從下止點前65°推遲到下止點前60°，加長了做功行程，有利于降低燃油消耗，也有利于降低排氣溫度。氣門重疊角從96°增加到100°，以增加掃氣量，降低活塞及燃燒室熱負荷。

圖3 進氣道阻力和渦流轉速對比

機型原機強化后進氣門相位(開)/(°)5860進氣門相位(關)/(°)4640排氣門相位(開)/(°)6560排氣門相位(關)/(°)3840氣門重疊角/(°)96100凸輪時面值豐滿系數(shù)(進)0．5710．593凸輪時面值豐滿系數(shù)(排)0．5710．593

2) 噴油系統(tǒng)

為了增加供油速率和噴油速率，噴油系統(tǒng)進行了如下改進：

a) 采用P型機械噴油泵取代了ZW型機械噴油泵，最大噴射壓力由75 MPa提高至83 MPa，增加了11%。泵的柱塞直徑仍為14 mm，但柱塞行程從12 mm增加到13 mm，改進后的供油速率由原來的10 mm3/(°)提高到14 mm3/(°)。

b) 噴油器的噴孔數(shù)由5個改為8個，噴孔直徑由原來的0.5 mm改為0.42 mm。此改進不僅使噴孔總截面積從原來的0.95 mm2增加到1.11 mm2(增加了17%)，加大了噴油速率，而且由于噴孔直徑變小，提高了霧化質量。此外，8孔噴油器可與前述較低渦流比的進氣道相匹配，提高了氣道的流量系數(shù)。

c) 噴油系統(tǒng)改進后，噴油持續(xù)期由原機的31°縮短到28°。

3) 燃燒系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化

采用準維Boost和三維Fire軟件對燃燒系統(tǒng)參數(shù)進行了優(yōu)化計算。首先確定了上述噴孔參數(shù)(8個，0.42 mm)和渦流比(1.5)；隨后對燃燒室開口直徑D與氣缸直徑B之比(D/B)、噴油器凸出高度、噴油夾角等進行了優(yōu)化計算。結果表明，在原機燃燒室形狀(D/B=0.833)、噴油夾角仍為150°曲軸轉角、噴油器凸出高度由原來的3.6 mm減小為2.5 mm時，可獲得最高的輸出功率。

3.2 燃燒試驗和放熱率分析

在單缸機試驗中調整噴油提前角(由原來30°減小為24°)、循環(huán)噴油量(由原來256 mg增加為314 mg)等參數(shù)，并依據(jù)仿真計算的結果對噴油器凸出高度、噴油夾角等參數(shù)進行臺架試驗優(yōu)化，在2 200 r/min和最高燃燒壓力15 MPa的條件下獲得最佳的功率輸出和燃燒指標(見表4)。

表4 92 kW單缸臺架試驗結果

與原機相比，平均有效壓力增加了30%，燃油消耗率下降了7 g/(kW·h)。由于噴油提前角推遲，造成著火延遲期和主燃燒期相位均推遲了3°～4°，但主燃燒期和最高燃燒壓力相位基本保持不變。盡管燃燒過程推后，但由于排氣門開啟相位由下止點前65°推遲到下止點前60°，所以排氣溫度下降了20 ℃。

92 kW和73 kW燃燒系統(tǒng)的瞬時放熱率對比見圖4。按照柴油機擴散燃燒過程的特點，可將瞬時放熱率曲線劃分為三個階段：預混燃燒階段、擴散燃燒階段和后燃階段。預混燃燒階段指從放熱開始到放熱率曲線第一個峰值過后的低谷；擴散燃燒階段指從預混燃燒峰值低谷到燃燒過程中期瞬時放熱率迅速下降的拐點(如圖4所示，通常在20°曲軸轉角左右，此時噴油已經(jīng)結束)；后燃階段為擴散燃燒結束后一直到排氣門打開的階段。理想的柴油機燃燒過程應該是：減小預混燃燒階段的放熱量，以避免壓力升高過快，引起敲缸；增加擴散燃燒階段的放熱速率和放熱量，縮短擴散燃燒階段，以提高燃燒效率和熱效率，增加功率輸出；減小后燃階段放熱量，以避免油耗過大和排氣溫度過高。燃燒放熱分析結果見表5。

圖4 73 kW和92 kW燃燒系統(tǒng)放熱率對比

參數(shù)原機強化后(第1階段)增量功率/kW739226．0%總放熱量/kJ9．612．125．5%預混燃燒階段區(qū)間長度/(°)8．211．53．3平均放熱率/J·(°)-1152．8137．8-9．9%占總放熱量比例/%1313．1—擴散燃燒階段區(qū)間長度/(°)25．824．8-1．0平均放熱率/J·(°)-1241．4307．929．7%占總放熱量比例/%64．363．1-1．2后燃階段占總放熱量比例/%22．423．81．4

由圖4和表5中數(shù)值可知，與原機相比，92 kW燃燒過程延長了預混燃燒階段約3°，平均放熱速率降低了10%，消除了原機預混燃燒階段放熱尖峰，燃燒噪聲明顯改善。92 kW燃燒過程雖然縮短了擴散燃燒階段約1°，擴散階段的放熱量占總放熱量的比例也下降了1個百分點，但該階段的平均放熱速率比原機燃燒系統(tǒng)增加了28%，實現(xiàn)了快速擴散燃燒；放熱速率的增幅高于燃料總放熱量的增幅(25.5%)，這說明從73 kW提高到92 kW增加的燃料量均在擴散燃燒階段燃燒完畢。后燃階段的放熱比例僅增加了1.4個百分點。

4 第2階段優(yōu)化

4.1 燃燒過程強化

當功率從92 kW大幅度提高到150 kW，在空燃比不變的情況下，要求進氣量和噴油量均提高60%以上，為此，燃油系統(tǒng)需要進一步提高供油速率和噴油速率，換氣系統(tǒng)需要進一步提高進氣壓力，在燃燒過程組織上需要加強油氣混合速率和燃燒速率。此外，由于熱流密度的增加，還需要將最高燃燒壓力限值提高到19 MPa，將排氣溫度限值提高到700 ℃。150 kW燃燒過程采取了如下強化措施。

1) 噴油系統(tǒng)

為了進一步增加供油速率和噴油速率，改善霧化質量，采用電控單體泵取代了P型機械直列泵。高壓油泵的柱塞行程從92 kW的13 mm增加到18 mm，使得供油速率增加到18 mm3/(°)。最大噴油壓力從83 MPa大幅度提高到160 MPa，成為改善油氣混合、提高功率密度的主要貢獻之一。高壓油管內(nèi)徑2.5 mm不變，但外徑從92 kW的7.5 mm增大到8 mm，以增強油管剛度。由于進氣道渦流比沒有變化，所以噴孔數(shù)目仍然為8個。由于最大噴油壓力成倍提高，故噴孔直徑從0.42 mm減小到0.40 mm，噴孔總面積從1.11 mm2減小到1.00 mm2。這些噴油參數(shù)的變化造成噴油持續(xù)期變?yōu)?2°。

2) 提高發(fā)動機轉速

為了增加單位時間內(nèi)的做功次數(shù)，發(fā)動機轉速從2 200 r/min提高到2 500 r/min，活塞平均速度達到13.3 m/s。如果不考慮機械效率下降的影響，這一轉速增加可最大提高輸出功率約13%。

3) 換氣過程

為了進一步提高循環(huán)進氣量，發(fā)動機進氣壓力由第一階段的0.3 MPa提高到0.39 MPa。為了提高充氣效率，加強了進氣中冷能力，進氣溫度由原來的100 ℃降低到60 ℃。進氣壓力和進氣溫度的變化，引起進氣密度增加量約為46%。

4) 燃燒系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化

在渦流比不變的情況下，運用三維燃燒模擬計算對噴油參數(shù)和燃燒室形狀進行了優(yōu)化，結果表明：原噴油嘴(8個，直徑0.40 mm，噴油夾角150°)與原淺ω型燃燒室仍能獲得良好的燃燒匹配，但是噴油器凸出高度由92 kW時的2.5 mm降低為1.8 mm。

4.2 燃燒試驗和放熱率分析

在轉速2 500 r/min下進行了單缸機燃燒試驗，驗證三維燃燒計算的優(yōu)化結果。通過對噴油參數(shù)進行優(yōu)化調整，在循環(huán)噴油量470 mg、噴油提前角為上止點前25°情況下，功率達到150 kW，最高燃燒壓力為18.9 MPa，燃油消耗率為234 g/(kW·h)(見表6)。

表6 150 kW單缸臺架試驗結果

與92 kW燃燒試驗相比，150 kW燃燒過程中平均有效壓力增加了44%，燃油消耗率增加了11 g/(kW·h)，排氣溫度提高到690 ℃。由于發(fā)動機轉速提高了300 r/min，以曲軸轉角表示的著火延遲期增加，所以10%質量燃燒率相位比92 kW時推遲了約1.5°，50%質量燃燒率相位推遲了3.5°。由于最高燃燒壓力的限制以及循環(huán)油量增加了55%，所以燃燒過程顯著推后，90%質量燃燒率相位由原來的31.6°推遲到45°，主燃燒期也由36°增加到48°。過量空氣系數(shù)進一步降低為1.82。

由圖5和表7可知，150 kW燃燒過程預混燃燒階段縮短了2°，雖然平均放熱速率提高了34%，并出現(xiàn)了顯著的預混放熱尖峰，但預混階段的放熱量占總放熱量的比例卻下降了28%。擴散燃燒階段縮短了約2°，但平均放熱速率增加了約41%，該階段的放熱量占總放熱量的比例下降了16%。由于循環(huán)油量的增加和最高燃燒壓力的限制，后燃階段的放熱量占總放熱量的比例高達38%，比92 kW燃燒過程的后燃放熱比例增加了14個百分點。由圖5可見，后燃階段放熱率曲線波動顯著，這可能與氣缸壓力傳感器的安裝位置與燃燒室之間的通道效應有關系，也可能預示著后燃階段的油氣混合和燃燒過程情形復雜。由于后燃階段放熱量的增加，使得排氣溫度由原來的620 ℃提高到690 ℃。

圖5 150 kW與92 kW燃燒系統(tǒng)放熱率對比

參數(shù)強化后(第1階段)強化后(第2階段)增量功率/kW9215063．1%總放熱量/kJ12．118．855%預混燃燒階段區(qū)間長度/(°)11．59．5-2．0平均放熱率/J·(°)-1137．8190．934．6%占總放熱量比例/%13．19．4-28．2%擴散燃燒階段區(qū)間長度/(°)24．822．8-2．0平均放熱率/J·(°)-1307．9449．641．3%占總放熱量比例/%63．152．9-16．2%后燃階段占總放熱量比例/%23．837．713．9

5 結束語

本研究在1臺排量為2.8 L的單缸柴油機上，通過燃燒過程強化，分兩個階段將輸出功率從原機的73 kW提高到150 kW。第一階段是在最高燃燒壓力限值提高到15 MPa的條件下，經(jīng)過提高進氣壓力、降低進氣阻力、優(yōu)化配氣相位、優(yōu)化噴油參數(shù)，將輸出功率從73 kW提高到92 kW。第二階段是在最高燃燒壓力限值提高到19 MPa和排氣溫度限值提高到700 ℃的條件下，經(jīng)過進一步提高進氣壓力、降低進氣溫度、提高噴油壓力、提高轉速、優(yōu)化噴油參數(shù)和燃燒室結構，將輸出功率進一步提高到150 kW。放熱率的分析表明：對于高強化燃燒過程，雖然預混和擴散燃燒階段的放熱速率大幅度提高，但是放熱量占總放熱量的比率顯著下降，燃燒過程明顯推后，后燃階段放熱比例顯著增加。因此，高強化燃燒過程面臨的主要問題是加強擴散燃燒階段的燃燒速率和放熱量，減少后燃階段的放熱量。

[1] Bernd Hahne.New Diesel Engines for Volkswagen Commercial Vehicle Applications[J].MTZ,2010,71(1):14-21.

[3] Peter Langen.The New Two-Stage Turbocharged Six-Cylinder Diesel Engine of The BMW 740D[J].MTZ,2010,71(4)：4-11.

[4] Rüdiger Demark.The New Diesel Engine Series 890 by MTU[J].MTZ,2006，67(2)：2-5.

[5] Maria Thirouard.Increasing Power Density in HSDI Engines as an Aproach for Engine Downsizing[C].SAE Paper 2010-01-1472.

[6] Maria Thirouard.Potential to Improve Specific Power Using Very High Injection Pressure in HSDI Diesel Engine[C].SAE Paper 2009-01-1524.

[7] Marek Tatur.Future Directions in Engines and Fuels,Directions in Engine-Efficiency and Emissions Rese-arch Conference(DEER)[C].Detroit：[s.n.]，2010.

[編輯： 潘麗麗]

Intensifying the Combustion Process on a Heavy-duty Single Cylinder Diesel Engine

CAI Zhongzhou, LI Yaozong, LI Yunguang, ZHANG Xiaoqin, HUANG Yunliang, LI Yufeng

(China North Engine Research Institution(Tianjin)， Tianjin 300400， China)

Increasing power density is a promise technical measure for displacement downsize and fuel economy improvement. This paper describes a research into power increase from 73 kW to 150 kW by consecutive combustion process enhancement on a single-cylinder diesel engine with a displacement of 2.8 L. The research was conducted through two steps: The first step was to boost the power output to 92 kW by virtue of increasing intake pressure, reducing intake flow resistance, optimizing cam profile and modifying fuel injection system. The second step was to significantly increase the power to 150 kW by further increasing the intake pressure, raising the engine speed, using an electronic unit pump with a high injection pressure instead of the mechanical pump. The heat release analysis results show that the heat release rate is increased significantly for pre-mixed and diffusion combustion periods. However, the percentage of accumulated heat release during those periods to the total heat release is reduced considerably and hence the percentage of heat release during the late stage of the combustion is obviously increased. How to increase heat release rate during the diffusion combustion period is the main challenge for highly intensified combustion process development.

diesel engine； combustion system； optimum design

2017-03-10；

2017-07-25

國家自然科學基金(51476151)

蔡忠周(1967—)，男，研究員，主要研究方向內(nèi)燃機燃燒過程研究；zhongzhou0213@sina.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2017.04.016

TK411.2

B

1001-2222(2017)04-0078-06