基于燃燒室與增壓器匹配的柴油機(jī)熱效率優(yōu)化設(shè)計(jì)及仿真研究

劉明超，堯命發(fā)，王 滸，鄭尊清，梁和平，束銘宇

(1.天津大學(xué) 內(nèi)燃機(jī)燃燒學(xué)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，天津 300072；2.玉柴聯(lián)合動(dòng)力股份有限公司，蕪湖 241080)

0 概述

柴油機(jī)由于具有熱效率高、輸出轉(zhuǎn)矩高等優(yōu)勢(shì)，廣泛應(yīng)用于重型汽車、工程機(jī)械、農(nóng)業(yè)機(jī)械、船舶和發(fā)電等領(lǐng)域，在國(guó)民經(jīng)濟(jì)和社會(huì)生活中發(fā)揮著重要作用，但同時(shí)重型柴油機(jī)也消耗了大量的石油資源。如何進(jìn)一步提高重型柴油機(jī)熱效率從而降低油耗對(duì)于減少石油消耗和二氧化碳排放有重要的意義。

除了熱效率外，柴油機(jī)常用工況的不同也是影響柴油機(jī)實(shí)際使用油耗的重要因素。對(duì)于同一型號(hào)的柴油機(jī)，其最低油耗區(qū)一般在某一固定工況區(qū)間，但是在不同的應(yīng)用場(chǎng)景，柴油機(jī)的常用工況有很大的不同，如：城市道路車輛的常用工況為低速中低負(fù)荷，重載自卸車和發(fā)電機(jī)組的常用工況為中等轉(zhuǎn)速中高負(fù)荷，重型工程機(jī)械的常用工況為高速中高負(fù)荷。探究如何通過(guò)燃燒系統(tǒng)的優(yōu)化匹配提高熱效率并使柴油機(jī)的最低油耗區(qū)間落入其使用頻率最高的工況區(qū)間，滿足不同應(yīng)用場(chǎng)景的需求，對(duì)降低柴油機(jī)實(shí)際使用油耗有重要意義。

提高壓縮比是提高熱效率的有效手段之一[1-3]。文獻(xiàn)[4]中研究表明，在一定范圍內(nèi)適當(dāng)增大壓縮比有利于改善柴油機(jī)經(jīng)濟(jì)性能。文獻(xiàn)[5]中研究表明，將壓縮比由18提高到26時(shí)，指示熱效率可提高約5%。合理匹配渦輪增壓器是改善柴油機(jī)油耗的另一有效手段。文獻(xiàn)[6]中研究表明，采用渦輪增壓后發(fā)動(dòng)機(jī)燃油經(jīng)濟(jì)性可以改善10%左右。文獻(xiàn)[7-10]中研究表明，相比于自然吸氣發(fā)動(dòng)機(jī)，渦輪增壓發(fā)動(dòng)機(jī)更高的進(jìn)氣密度可改善缸內(nèi)的燃燒，從而改善發(fā)動(dòng)機(jī)的燃油經(jīng)濟(jì)性。此外，進(jìn)氣增壓技術(shù)可以降低摩擦損失、泵氣損失及柴油機(jī)壁面散熱，利用廢氣中的部分能量，從而改善柴油機(jī)的燃油經(jīng)濟(jì)性。柴油機(jī)優(yōu)化增壓器匹配對(duì)不同工況的油耗改善效果不同[11-13]，文獻(xiàn)[14]中指出優(yōu)化增壓系統(tǒng)后發(fā)動(dòng)機(jī)整體油耗有所改善，其中高速高負(fù)荷工況的改善幅度最大。文獻(xiàn)[15]中研究了不同增壓器當(dāng)量流通截面積對(duì)不同負(fù)荷油耗的影響，結(jié)果顯示在一定范圍內(nèi)隨著當(dāng)量流通截面積的增大，高負(fù)荷工況油耗降低，低負(fù)荷工況油耗升高，通過(guò)改變?cè)鰤浩鲄?shù)可以改善特定工況的油耗。綜上，增壓器的匹配優(yōu)化對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)不同工況的油耗改善幅度不同，但目前大多數(shù)研究?jī)H關(guān)注增壓器匹配對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)性能的影響，具有一定的局限性。本研究以匹配不同使用工況為目標(biāo)，對(duì)通過(guò)燃燒室和增壓器的匹配優(yōu)化實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)最低油耗區(qū)間與常用工況的匹配潛力進(jìn)行了探索。

以某重型柴油機(jī)為研究對(duì)象，針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的不同使用場(chǎng)景要求，通過(guò)數(shù)值模擬方法對(duì)不同工況特征的燃燒室及進(jìn)氣增壓方案優(yōu)化進(jìn)行了研究，提出改善燃油經(jīng)濟(jì)性及最低油耗區(qū)間與常用工況匹配更合理的技術(shù)方案，從而實(shí)現(xiàn)基于一臺(tái)發(fā)動(dòng)機(jī)通過(guò)調(diào)整較少的參數(shù)或配置滿足不同應(yīng)用場(chǎng)景的使用需求，有效改善發(fā)動(dòng)機(jī)的實(shí)際使用油耗。

1 仿真模型及研究方法

1.1 柴油機(jī)仿真建模及標(biāo)定

以某重型柴油機(jī)為研究對(duì)象，該柴油機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)如表1所示?；谠摬裼蜋C(jī)建立了GT-Power一維模型和CONVERGE三維模型，進(jìn)行數(shù)值模擬計(jì)算研究。

表1 柴油機(jī)主要技術(shù)參數(shù)

選取了如表2所示的工程上常用的低、中、高3個(gè)不同轉(zhuǎn)速下的不同負(fù)荷的6個(gè)工況點(diǎn)以探究燃燒室及增壓系統(tǒng)參數(shù)對(duì)柴油機(jī)燃油經(jīng)濟(jì)性的改善及最低油耗工況區(qū)間的影響。選取工況的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩、平均指示壓力(indicated mean effective pressure, IMEP)情況如圖1所示，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)廠家提供的信息，A2工況為柴油機(jī)應(yīng)用于載貨車輛等道路車輛時(shí)的常用工況，B2、B3工況為應(yīng)用于發(fā)電機(jī)組時(shí)的常用工況，C3工況為應(yīng)用于寬體礦用車等工程機(jī)械時(shí)的常用工況。

表2 關(guān)鍵工況

圖1 關(guān)鍵工況點(diǎn)所處位置

發(fā)動(dòng)機(jī)一維計(jì)算的燃燒模型采用DIPulse模型，三維計(jì)算的燃燒模型采用CTC模型，湍流模型采用RNGk-ε湍流模型，噴霧模型采用KH-RT長(zhǎng)度破碎模型。A2工況三維仿真計(jì)算設(shè)置的邊界條件如表3所示。根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)仿真模型進(jìn)行了標(biāo)定，一維仿真部分參數(shù)的仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比如圖2所示。一維和三維仿真計(jì)算得到的缸壓和放熱率與試驗(yàn)數(shù)據(jù)的對(duì)比如圖3所示，其中V/Vmax為當(dāng)前氣缸容積與發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸有效容積的比值。A2工況三維仿真部分性能參數(shù)與試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比如表4所示。雖然三維仿真計(jì)算在10°曲軸轉(zhuǎn)角附近放熱率高于試驗(yàn)值，缸壓上升速率快于試驗(yàn)值，但二者相差不大。仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果吻合較好，模型可以較好地反映發(fā)動(dòng)機(jī)的運(yùn)行狀態(tài)，后續(xù)將以此開(kāi)展相關(guān)研究工作。

表3 A2工況三維仿真計(jì)算邊界條件

圖2 一維模型部分關(guān)鍵參數(shù)驗(yàn)證

圖3 缸壓和放熱率驗(yàn)證

表4 A2工況三維仿真結(jié)果與試驗(yàn)值對(duì)比

1.2 研究方法

進(jìn)行增壓器的匹配計(jì)算時(shí)有簡(jiǎn)單增壓器模型(采用孔板流動(dòng)模型和熱力學(xué)方程計(jì)算增壓器出口氣體狀態(tài)參數(shù)的增壓器模型)和詳細(xì)增壓器模型(根據(jù)脈譜數(shù)據(jù)計(jì)算出口氣體參數(shù)的增壓器模型)兩種模型可供選擇，圖4為基于兩種模型的計(jì)算結(jié)果對(duì)比。由于簡(jiǎn)單增壓器模型對(duì)泵氣損失(pumping mean effective pressure, PMEP)的預(yù)測(cè)稍有不足，因此本研究中在使用簡(jiǎn)單增壓器模型時(shí)假設(shè)PMEP保持原機(jī)水平不變。簡(jiǎn)單增壓器模型的油耗為通過(guò)優(yōu)化噴嘴環(huán)直徑得到的計(jì)算結(jié)果，詳細(xì)增壓器模型的油耗為匹配當(dāng)量流通截面積較小的增壓器得到的計(jì)算結(jié)果。簡(jiǎn)單增壓器模型的參數(shù)難以與實(shí)際增壓器的參數(shù)完全一致，導(dǎo)致數(shù)值上兩個(gè)模型的計(jì)算結(jié)果稍有不同，但在油耗的變化趨勢(shì)上兩個(gè)模型的計(jì)算結(jié)果基本一致。本研究主要探究改善柴油機(jī)不同工況熱效率的優(yōu)化方案，需要提出增壓器的最佳匹配參數(shù)，簡(jiǎn)單增壓器可以在無(wú)需增壓器脈譜的條件下較方便地探究增壓系統(tǒng)參數(shù)變化對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)性能的影響規(guī)律，因此將主要基于簡(jiǎn)單增壓器模型進(jìn)行相關(guān)計(jì)算。

圖4 簡(jiǎn)單增壓器與詳細(xì)增壓器油耗對(duì)比

首先在最高燃燒壓力允許范圍內(nèi)采用三維仿真計(jì)算探究不同工況下不同燃燒室方案對(duì)熱效率的影響，進(jìn)而選出匹配各工況熱效率最佳的燃燒室方案；之后基于確定的燃燒室方案采用一維仿真計(jì)算，基于簡(jiǎn)單增壓器模型，改變渦輪機(jī)噴嘴環(huán)直徑進(jìn)而改變進(jìn)氣壓力與進(jìn)氣量，研究油耗的變化情況；最后以目標(biāo)工況油耗最佳的方案為基準(zhǔn)，調(diào)整其他工況的廢氣旁通閥直徑，實(shí)現(xiàn)最低油耗區(qū)間與常用工況的匹配。

將缸內(nèi)燃燒壓力限制在試驗(yàn)機(jī)型可承受的最高燃燒壓力下，進(jìn)行針對(duì)不同使用工況的匹配研究。當(dāng)前重型柴油機(jī)逐漸向高強(qiáng)化方向發(fā)展，發(fā)動(dòng)機(jī)能承受的最高燃燒壓力不斷提高，為了進(jìn)一步探索提高熱效率的潛力，本研究中將最高燃燒壓力限值提高到25 MPa[16]，以探討提高缸內(nèi)燃燒壓力后提高熱效率的可行性。

2 結(jié)果與討論

2.1 燃燒室方案設(shè)計(jì)

通過(guò)改變?nèi)紵倚螤罘謩e設(shè)計(jì)了壓縮比(compression ratio, CR)為17.5、18.5、19.5及21.5的4個(gè)燃燒室，設(shè)計(jì)時(shí)保持壓縮余隙容積及縮口位置不變，通過(guò)減小凹坑的半徑及深度提高壓縮比，設(shè)計(jì)的燃燒室形狀如圖5所示。在原機(jī)最高缸內(nèi)燃燒壓力限值內(nèi)，從壓縮比為17.5、18.5和19.5的燃燒室中選擇合適的燃燒室方案。提高最高燃燒壓力后，將最低油耗區(qū)間與高轉(zhuǎn)速工況匹配，設(shè)計(jì)了壓縮比為21.5的燃燒室方案。

圖5 燃燒室方案

2.2 不同燃燒室方案對(duì)熱效率的影響

針對(duì)低轉(zhuǎn)速中負(fù)荷工況， 將最高缸內(nèi)燃燒壓力限制在原機(jī)水平，保持噴油時(shí)刻和進(jìn)氣壓力不變，探究不同燃燒室方案對(duì)熱效率的影響。不同燃燒室方案的缸壓和放熱率如圖6所示。壓縮比由17.5提高至19.5，缸內(nèi)峰值壓力升高，滯燃期縮短，燃燒相位提前，前期放熱增多，后期放熱變緩?？偟膩?lái)說(shuō)，隨著壓縮比的提高，燃燒放熱速率加快，缸內(nèi)燃燒壓力增大。

圖6 不同壓縮比的燃燒室方案下缸壓和放熱率對(duì)比

圖7為燃燒相位(即燃燒放熱率達(dá)到10%時(shí)的曲軸轉(zhuǎn)角，記為CA10)和燃燒重心(即燃燒放熱率達(dá)到50%時(shí)的曲軸轉(zhuǎn)角，記為CA50)時(shí)刻不同燃燒室方案下缸內(nèi)混合氣當(dāng)量比分布，圖8為CA50時(shí)刻不同燃燒室方案下缸內(nèi)溫度分布。在3種燃燒室方案下，燃油碰壁位置基本相同，缸內(nèi)當(dāng)量比分布的形狀差異較小，說(shuō)明燃油噴霧發(fā)展和缸內(nèi)流動(dòng)變化不大，因此噴油器參數(shù)保持不變。提高壓縮比后，在相同曲軸轉(zhuǎn)角下缸內(nèi)空間減少，過(guò)稀區(qū)域減少，同時(shí)缸內(nèi)高溫區(qū)域呈現(xiàn)增多的趨勢(shì)。不同壓縮比下發(fā)動(dòng)機(jī)的傳熱損失如表5所示，隨著壓縮比提高，缸內(nèi)溫度升高，發(fā)動(dòng)機(jī)傳熱損失增大。

圖7 不同燃燒室方案下缸內(nèi)當(dāng)量比分布

圖8 不同燃燒室方案下CA50時(shí)刻缸內(nèi)溫度分布

表5 不同壓縮比燃燒室傳熱損失占燃油熱值比例

圖9為不同壓縮比燃燒室的油耗及最高燃燒壓力。隨著壓縮比的升高，熱效率提高，油耗降低，最高燃燒壓力升高但低于限值，壓縮比為19.5時(shí)油耗最低。

圖9 A2工況不同燃燒室油耗和最高燃燒壓力

表6為不同壓縮比燃燒室的NOx排放。隨著壓縮比的升高，NOx排放升高，但升高幅度不大，通過(guò)引入廢氣再循環(huán)及選擇性催化還原技術(shù)有望滿足相關(guān)排放要求。

表6 不同壓縮比燃燒室NOx排放

中高轉(zhuǎn)速工況壓縮比對(duì)油耗和最高燃燒壓力的影響如圖10所示。不同工況最佳壓縮比不同，對(duì)于中轉(zhuǎn)速工況，在最高燃燒壓力限值內(nèi)壓縮比為18.5的燃燒室油耗最低，類似地確定了在原機(jī)最高燃燒壓力限值下不同工況區(qū)間對(duì)應(yīng)的最佳壓縮比，結(jié)果如表7所示。

圖10 中高轉(zhuǎn)速工況不同燃燒室油耗和最高燃燒壓力

表7 燃燒室方案選擇

另一方面，壓縮比提高，缸內(nèi)燃燒溫度升高，傳熱損失增加，不利于熱效率的進(jìn)一步提高。為了進(jìn)一步提高熱效率，需要匹配合適的增壓器，提高進(jìn)氣量，降低缸內(nèi)溫度，減少傳熱損失。

2.3 提高不同工況熱效率的優(yōu)化方案

2.3.1 改善低速中低負(fù)荷工況熱效率的優(yōu)化方案

在最高燃燒壓力限制在原機(jī)最高燃燒限值條件下，通過(guò)適當(dāng)提高壓縮比可以降低低轉(zhuǎn)速中低負(fù)荷工況的油耗。該工況下壓縮比為19.5的燃燒室熱效率最高，在此基礎(chǔ)上以降低低轉(zhuǎn)速中低負(fù)荷工況的油耗為目標(biāo)進(jìn)行增壓器匹配，采用較小當(dāng)量流通截面積的增壓器，得到了低轉(zhuǎn)速中低負(fù)荷工況熱效率提高幅度最大的增壓器方案。采用該增壓器方案的增壓系統(tǒng)部分參數(shù)及油耗改善情況如表8所示。需要指出的是，如前文所述，油耗主要受到壓縮比變化的影響，因此本部分采用一維計(jì)算預(yù)測(cè)油耗變化。結(jié)果表明，當(dāng)以降低低轉(zhuǎn)速中低負(fù)荷工況區(qū)間油耗為目標(biāo)進(jìn)行增壓器的匹配時(shí)， A1、A2工況的過(guò)量空氣系數(shù)升高，增壓壓力提高，油耗相比于原機(jī)有明顯改善，其他工況過(guò)量空氣系數(shù)和進(jìn)氣壓力略有降低，油耗略有升高或變化不大。

表8 低轉(zhuǎn)速匹配增壓器參數(shù)及油耗改善

圖11為原機(jī)及燃燒室和增壓器優(yōu)化匹配后的油耗對(duì)比。B2、B3、C3工況優(yōu)化后的油耗與原機(jī)的油耗相差不大，但在1 100 r/min轉(zhuǎn)速下各個(gè)負(fù)荷的油耗均有所改善，中低負(fù)荷對(duì)應(yīng)的兩個(gè)工況點(diǎn)優(yōu)化后的油耗相比于原機(jī)改善幅度明顯，在所選工況點(diǎn)中A2工況的油耗最低。綜上，最低油耗區(qū)實(shí)現(xiàn)了與經(jīng)常在低轉(zhuǎn)速中低負(fù)荷工況運(yùn)行的柴油機(jī)的良好匹配。

圖11 低轉(zhuǎn)速工況匹配方案油耗(壓縮比為19.5)

圖12為增壓器和燃燒室優(yōu)化前后排氣能量和渦輪機(jī)利用的排氣能量對(duì)比。優(yōu)化后各個(gè)工況的排氣能量均有所降低，這是因?yàn)椴捎脡嚎s比為19.5的燃燒室后，熱功轉(zhuǎn)換效率提高，排氣能量降低。增壓器優(yōu)化匹配后，由于匹配時(shí)以降低低轉(zhuǎn)速中低負(fù)荷油耗為目標(biāo)，低轉(zhuǎn)速中低負(fù)荷下增壓器的回收能量明顯提高，A3、B2、B3、C3工況增壓器回收能量有所下降。低轉(zhuǎn)速中低負(fù)荷工況渦輪機(jī)利用了更多的排氣能量，進(jìn)氣壓力和進(jìn)氣量升高，油耗有所降低。此外，優(yōu)化后低轉(zhuǎn)速中等負(fù)荷下渦輪機(jī)利用的排氣能量處于較高水平，說(shuō)明在該工況下增壓器的工作性能較好，廢氣能量利用率高，油耗改善幅度大。

圖12 優(yōu)化匹配前后排氣及渦輪機(jī)利用能量

圖13為原機(jī)、僅提高壓縮比和提高壓縮比同時(shí)優(yōu)化匹配增壓器的傳熱損失的變化情況。提高壓縮比后，由于缸內(nèi)溫度升高，相比原機(jī)傳熱損失增加。增壓器優(yōu)化匹配后，A1、A2工況進(jìn)氣量提高，缸內(nèi)溫度降低，傳熱損失降低，達(dá)到與原機(jī)相當(dāng)?shù)乃?，其他工況由于進(jìn)氣量降低，傳熱損失升高。

圖13 不同方案的傳熱損失

圖14為原機(jī)、僅提高壓縮比和提高壓縮比同時(shí)優(yōu)化匹配增壓器的傳熱損失占燃油熱值比例的變化情況。提高壓縮比后，傳熱損失的占比相比原機(jī)增高，針對(duì)低轉(zhuǎn)速工況對(duì)增壓器優(yōu)化匹配后，A1、A2工況傳熱損失的占比降低，接近原機(jī)水平，其他工況傳熱損失占比升高。因此,從傳熱損失的角度增壓器優(yōu)化匹配后有利于實(shí)現(xiàn)最低油耗區(qū)間與低轉(zhuǎn)速中低負(fù)荷匹配。

圖14 不同方案的傳熱損失占燃油熱值比例

2.3.2 改善中轉(zhuǎn)速中高負(fù)荷工況熱效率的優(yōu)化方案

將最低油耗區(qū)與中等轉(zhuǎn)速中高負(fù)荷工況匹配時(shí)，如前文所述宜采用壓縮比為18.5的燃燒室方案。使用該燃燒室，以降低中等轉(zhuǎn)速中高負(fù)荷工況油耗為目標(biāo)進(jìn)行增壓器匹配，采用中等當(dāng)量流通截面積的增壓器，得到的增壓器部分參數(shù)及油耗改善情況如表9所示。結(jié)果表明，A3、B2工況過(guò)量空氣系數(shù)和增壓壓比提高，油耗相比于原機(jī)有所改善，A1和C3工況過(guò)量空氣系數(shù)和增壓壓比降低，油耗變化相對(duì)較小。對(duì)于中等轉(zhuǎn)速高負(fù)荷工況，由于增壓壓力的提高受到最高燃燒壓力的限制，過(guò)量空氣系數(shù)比原機(jī)略有下降，油耗稍有升高。

表9 中等轉(zhuǎn)速匹配增壓器參數(shù)及油耗改善

圖15為原機(jī)及優(yōu)化后的油耗變化。A1、A2、B3和C3工況重新匹配后的油耗與原機(jī)的油耗相差不大，而新燃燒室及新匹配的增壓器優(yōu)化后B2工況的油耗相比于原機(jī)有明顯改善，降低了3 g/(kW·h)。綜上，通過(guò)重新設(shè)計(jì)燃燒室和增壓器優(yōu)化匹配，最低油耗區(qū)間可以實(shí)現(xiàn)與中等轉(zhuǎn)速中等負(fù)荷工況的匹配。

圖15 中轉(zhuǎn)速工況匹配方案油耗(CR為18.5)

研究中針對(duì)這一方案進(jìn)行了初步的試驗(yàn)驗(yàn)證，試驗(yàn)采用壓縮比為18.5的燃燒室方案，增壓器方案暫未實(shí)現(xiàn)與仿真方案相同，試驗(yàn)結(jié)果見(jiàn)圖16。采用壓縮比為18.5的燃燒室方案后，最低油耗區(qū)間有向中轉(zhuǎn)速移動(dòng)的趨勢(shì)，若對(duì)增壓器匹配進(jìn)行進(jìn)一步優(yōu)化，有實(shí)現(xiàn)最低油耗區(qū)間與中等轉(zhuǎn)速工況匹配的潛力。

圖16 中轉(zhuǎn)速工況匹配方案試驗(yàn)驗(yàn)證

2.3.3 最高燃燒壓力不變條件下，提高高轉(zhuǎn)速高負(fù)荷工況熱效率

最低油耗區(qū)間匹配高轉(zhuǎn)速高負(fù)荷工況時(shí)，燃燒室的壓縮比為17.5。使用該燃燒室方案，以降低高轉(zhuǎn)速高負(fù)荷工況油耗為目標(biāo)進(jìn)行增壓器匹配，采用較大流通截面積的增壓器，原機(jī)及優(yōu)化匹配后的油耗變化如圖17所示。其中高轉(zhuǎn)速高負(fù)荷工況的油耗稍有改善，但最高燃燒壓力限制了油耗進(jìn)一步改善，低轉(zhuǎn)速及中等轉(zhuǎn)速中等負(fù)荷工況的油耗明顯升高，最低油耗區(qū)間移動(dòng)效果不明顯，因此若不提高發(fā)動(dòng)機(jī)最高燃燒壓力，難以提高高轉(zhuǎn)速高負(fù)荷工況區(qū)域的熱效率并降低油耗。

圖17 匹配高轉(zhuǎn)速工況油耗(CR為17.5)

2.3.4 25 MPa最高燃燒壓力限值下熱效率改善潛力探索

如前文所述，在將最低油耗區(qū)間匹配高轉(zhuǎn)速高負(fù)荷工況時(shí)，由于受到最高燃燒壓力的限制，燃油消耗沒(méi)有得到明顯改善。為了探究通過(guò)適當(dāng)提高壓縮比及重新匹配增壓器這兩種方法在未來(lái)高強(qiáng)化發(fā)動(dòng)機(jī)平臺(tái)上實(shí)現(xiàn)最低油耗區(qū)間匹配高轉(zhuǎn)速高負(fù)荷工況，進(jìn)而滿足工程機(jī)械等應(yīng)用場(chǎng)景的使用需求的潛力，將最高燃燒壓力提高至目前機(jī)械強(qiáng)度可以承受的 25 MPa，對(duì)最低油耗區(qū)與高轉(zhuǎn)速高負(fù)荷工況匹配的潛力進(jìn)行進(jìn)一步研究。

如前文所述，采用壓縮比為21.5的燃燒室方案。由于原機(jī)在高轉(zhuǎn)速高負(fù)荷工況受最高燃燒壓力限制，燃燒相位有所推遲，因此本研究中提高最高燃燒壓力后適當(dāng)提前噴油，使各工況CA50盡量接近原機(jī)熱效率最高的CA50時(shí)刻，同時(shí)以降低高轉(zhuǎn)速工況油耗為目標(biāo)進(jìn)行增壓器匹配，采用較大流通截面積的增壓器，得到了將最低油耗區(qū)間向高轉(zhuǎn)速區(qū)間移動(dòng)所匹配的增壓器的部分參數(shù)及油耗改善情況，如表10所示。結(jié)果顯示，采用上述方案，高轉(zhuǎn)速工況下的油耗可以得到最大幅度的改善，C3工況油耗降低4.2%。

表10 高轉(zhuǎn)速工況匹配增壓器參數(shù)及油耗改善潛力

圖18為原機(jī)及以高轉(zhuǎn)速為匹配基準(zhǔn)優(yōu)化匹配后的油耗的對(duì)比。結(jié)果顯示，中高轉(zhuǎn)速高負(fù)荷工況油耗有所改善，其他工況油耗變化相對(duì)較小，最低油耗區(qū)間有向高轉(zhuǎn)速區(qū)間移動(dòng)的趨勢(shì)。

圖18 匹配高轉(zhuǎn)速工況潛力(CR為21.5)

2.4 匹配不同工況優(yōu)化方案總結(jié)

根據(jù)前文改善不同使用工況熱效率的方案，計(jì)算了各方案下不同轉(zhuǎn)速和負(fù)荷下的油耗，繪制了最低油耗區(qū)間與不同工況匹配效果的示意圖，見(jiàn)圖19。采用壓縮比為19.5的燃燒室方案和小流量增壓器可以提高低轉(zhuǎn)速工況的熱效率，紅色區(qū)域油耗相比原機(jī)改善3%，最低油耗區(qū)在低轉(zhuǎn)速工況區(qū)域。采用壓縮比為18.5的燃燒室方案和適中流量的增壓器，可以使最低油耗區(qū)在中等轉(zhuǎn)速工況區(qū)域，與原機(jī)相同工況相比，圖中橄欖綠色框內(nèi)區(qū)域油耗改善了1.6%。而將最高燃燒壓力提高至 25 MPa 并采用壓縮比為21.5的燃燒室方案和大流量增壓器時(shí)，最低油耗區(qū)間有向高轉(zhuǎn)速工況移動(dòng)的趨勢(shì)，與原機(jī)相同工況相比，圖中藍(lán)色框內(nèi)區(qū)域油耗改善了3.6%。

圖19 最低油耗區(qū)間移動(dòng)示意圖

3 結(jié)論

(1) 在原機(jī)的最高燃燒壓力限制下，采用壓縮比為19.5的燃燒室方案，同時(shí)采用較小流量的渦輪增壓器，可以實(shí)現(xiàn)最低油耗區(qū)與低轉(zhuǎn)速中低負(fù)荷工況匹配。

(2) 采用壓縮比為18.5的燃燒室方案，同時(shí)以降低中等轉(zhuǎn)速工況油耗為目標(biāo)進(jìn)行增壓器的匹配，可以使最低油耗區(qū)與中等轉(zhuǎn)速工況匹配。

(3) 提高最高燃燒壓力后，采用壓縮比為21.5的燃燒室方案，同時(shí)采用較大流量的渦輪增壓器，最低油耗區(qū)間有向高轉(zhuǎn)速工況移動(dòng)的趨勢(shì)。

(4) 通過(guò)試驗(yàn)對(duì)仿真方案進(jìn)行了初步驗(yàn)證，結(jié)果表明，通過(guò)合理匹配增壓器和燃燒室有實(shí)現(xiàn)柴油機(jī)最低油耗區(qū)間與目標(biāo)工況區(qū)間匹配的潛力。