胡志林 史艷彬 宋濤
(中國第一汽車集團有限公司解放事業(yè)本部,長春 130011)
柴油機缸內(nèi)燃燒組織對柴油機性能具有重要影響,燃燒室結(jié)構(gòu)和噴油器匹配是燃燒系統(tǒng)選型的重點。國內(nèi)研究學者針對燃燒室結(jié)構(gòu)和噴油器參數(shù)對柴油機性能的影響進行了深入研究[[11--44]]。
本文以一臺高壓共軌中型國Ⅴ柴油機為研究機型,重點圍繞采用不同壓縮比的燃燒室和不同孔數(shù)油嘴進行匹配試驗,研究其對柴油機經(jīng)濟性和排放性能的影響。這一研究能為現(xiàn)代柴油機經(jīng)濟性能改進提供工程支持。
試驗機型為一臺直列6缸4沖程、增壓中冷、電控高壓共軌中型柴油機,采用單體泵高壓共軌燃油噴射系統(tǒng)。柴油機主要技術參數(shù)詳見表1。試驗邊界條件按照GB 17691—2005進行控制,表2列出了主要的試驗儀器設備。
表1 柴油機主要技術參數(shù)
表2 主要試驗儀器設備
本試驗原機燃燒室壓縮比為17,為了改善柴油機經(jīng)濟性,引入壓縮比為18的燃燒室,同時為了控制爆發(fā)壓力和NOx排放,在原7孔油嘴基礎上引入6孔油嘴,弱化柴油機缸內(nèi)混合,實現(xiàn)燃燒系統(tǒng)的優(yōu)化匹配。
研究采用該柴油機實現(xiàn)國Ⅴ法規(guī)的ESC測試循環(huán)的三個代表轉(zhuǎn)速1 460 r/min、1 860 r/min和2 220 r/min,在不同負荷下,對不同燃燒配置進行軌壓和提前角的調(diào)節(jié)試驗,并以1 460 r/min,100%和50%負荷為重點研究工況,研究其對柴油機油耗和排放的影響,最終進行ESC循環(huán)驗證。ESC循環(huán)工況如表3所示。
表3 ESC循環(huán)工況
圖1所示為兩種燃燒室在相同燃燒配置下,NOx和煙度排放對比,從試驗結(jié)果可以看出,隨著噴油正時推后,缸內(nèi)滯燃期縮短,發(fā)動機預混燃燒過程減少,缸內(nèi)最大燃燒溫度降低,NOx排放減少,但油氣混合受到影響,前期煙度生成量增大,導致最終煙度上升。在A100工況,當噴油正時處在上止點以后時,煙度大幅度增長,這是由于噴油過于靠后,導致部分油束在活塞下行階段噴到活塞上端面,而在100%負荷工況,空燃比相對較小,局部過濃區(qū)對煙度影響較為明顯。而A50工況由于空燃比較大,煙度隨提前角的變化相對較為平緩。
新燃燒室由于壓縮比較大,在壓縮上止點,缸內(nèi)壓力和溫度較高,缸內(nèi)燃燒較為劇烈,NOx排放升高。尤其在部分負荷工況,空燃比較高,氧氣含量較為充足,在缸內(nèi)燃燒溫度上升的情況下,NOx增長表現(xiàn)更為明顯。而煙度排放在原燃燒室方案基礎上略有上升,分析認為,新燃燒室方案采用大的壓縮比,燃燒后期膨脹比增大,發(fā)動機對微粒的氧化作用減弱,同時新燃燒室采用原始噴油嘴墊片,噴射角度和燃燒室形狀配合相對不是最優(yōu)組合,對煙度排放也有一定負面影響。
圖1 不同燃燒室的NOx和煙度排放對比
圖2所示為兩種燃燒室對發(fā)動機比油耗和缸內(nèi)爆發(fā)壓力的影響。從試驗結(jié)果可以看出,新的燃燒室方案對比油耗均有一定改善,同時發(fā)動機缸內(nèi)爆發(fā)壓力也相應提升。在大負荷工況,功率密度較大,壓縮比上升一方面導致壓縮終了燃燒室容積變小,另一方面有利于燃油快速燃燒。進而導致缸內(nèi)爆發(fā)壓力顯著提升,整體提升1 MPa左右,增大了燃燒熱效率。比油耗在大的噴油正時下改善1~2 g/kWh,隨著噴油的推遲,大壓縮比對油耗的改善幅度降低,這是因為在上止點后噴油,燃燒處于下行階段,大壓縮比對燃油能量利用的促進作用相對較小。在部分負荷工況,缸內(nèi)燃油能量密度相對較低,大壓縮比對缸壓的提升幅度相對較小,燃燒熱效率的改善使得比油耗整體下降2 g/kWh左右。
兩燃燒室對發(fā)動機缸內(nèi)燃燒的影響如圖3所示。從圖3可以看出,壓縮比增大,發(fā)動機壓縮上止點燃燒室容積減小,燃燒初始壓力升高。從放熱率上看,壓縮比增大有助于發(fā)動機缸內(nèi)前期放熱,放熱率峰值增大,后期放熱減小,縮短發(fā)動機的燃燒持續(xù)期,減少發(fā)動機膨脹過程的缸內(nèi)放熱,有利于提升發(fā)動機經(jīng)濟性,同時對發(fā)動機爆壓的提升具有促進作用。部分負荷由于燃油能量密度低,燃燒對爆壓的提升作用相對減弱。
圖2 不同燃燒室的比油耗和爆壓對比
圖3 不同燃燒室的缸壓和放熱率對比
為了保持NOx排放水平在合理范圍內(nèi),在采用大壓縮比燃燒室的情況下,引入新的噴油器方案,油嘴孔數(shù)由原方案的7孔油嘴,調(diào)整為6孔油嘴,弱化缸內(nèi)油氣混合,降低缸內(nèi)燃燒反應速率。
圖4所示為在新的燃燒室方案基礎上,不同油嘴方案對發(fā)動機排放性能的影響。在大負荷工況,6孔油嘴相對于7孔油嘴,NOx排放降低1~3 g/kWh,在部分負荷工況,NOx排放降低1~2 g/kWh。而煙度排放水平惡化也較為明顯,相對于7孔油嘴,6孔油嘴煙度排放整體上升1倍左右。
分析認為,6孔油嘴相對于7孔油嘴,由于弱化了油氣混合,燃燒過程減緩,可有效降低NOx排放水平,而隨著噴油正時推后,缸內(nèi)混合氣流動能量減弱,6孔油嘴相對于7孔油嘴,油氣混合作用大幅度降低,煙度上升明顯。
圖4 不同油嘴的NOx和煙度排放對比
不同油嘴孔數(shù)對發(fā)動機比油耗和爆發(fā)壓力的影響如圖5所示。相對于原7孔油嘴方案,新6孔噴油器的爆壓整體與原7孔油嘴爆壓持平或略有降低。這是因為油嘴孔數(shù)變化影響油氣混合效果,對燃燒有一定影響,但在整體進氣壓力和壓縮比不變的情況下,發(fā)動機壓縮上止點初始壓力基本相當,而油嘴對燃燒速度的影響相對有限,因而發(fā)動機爆壓變化不明顯。
比油耗隨著噴油正時的推后,呈現(xiàn)上升趨勢。相對于7孔油嘴方案,新6孔油嘴方案隨著噴油正時推后,油耗上升趨勢更快。在上止點前噴油,6孔油嘴方案比油耗與7孔方案相當或略好,在上止點后噴油,6孔油嘴方案比油耗明顯差于原7孔油嘴方案。分析認為,在上止點前噴油,缸內(nèi)渦流強度較大,6孔油嘴相對于7孔油嘴可降低油束間的干涉作用,對燃燒有一定程度的改善。而隨著噴油時刻的進一步推后,渦流強度減弱,油束干涉現(xiàn)象不明顯,而6孔油嘴相對于7孔油嘴對油氣的混合作用明顯減弱,導致燃燒效率降低,比油耗也急劇上升。
對發(fā)動機采用不同油嘴孔數(shù)方案的缸內(nèi)燃燒分析如圖6所示。從試驗結(jié)果看,采用6孔油嘴方案,油氣混合作用減弱,但在發(fā)動機燃燒初期,發(fā)動機燃燒速率并未受到明顯影響,燃燒始點基本一致,發(fā)動機峰值爆壓基本相當。但隨著燃燒的進行,在發(fā)動機擴散燃燒階段,6孔油嘴方案缸內(nèi)燃油局部過濃區(qū)相對較多,燃燒放熱率略有下降,燃燒滯后。
圖5 不同油嘴的比油耗和爆壓對比
圖6 不同油嘴的缸壓和放熱率對比
由于采用新的燃燒室方案,幾何參數(shù)與原燃燒室略有差別,為了取得更好的油嘴噴射角度與燃燒室形狀匹配,對油嘴墊片厚度進行了調(diào)整,以優(yōu)化發(fā)動機最終性能。
圖7所示為原燃燒系統(tǒng)與新燃燒系統(tǒng)采用不同油嘴墊片情況下,國ⅤESC循環(huán)結(jié)果。
圖7 不同燃燒系統(tǒng)ESC循環(huán)結(jié)果對比
從ESC試驗循環(huán)結(jié)果可以看出,原燃燒系統(tǒng)在同等加權NOx排放下,碳煙排放加權值較低,但比油耗相對較高;新燃燒系統(tǒng)采用高壓縮比配合小孔數(shù)油嘴,弱化發(fā)動機缸內(nèi)燃燒,在保持同等NOx情況下,碳煙排放加權值相對較高,但仍處于國Ⅴ排放法規(guī)以下,經(jīng)濟性要優(yōu)于原燃燒系統(tǒng)。
綜合考慮不同油嘴墊片的排放、經(jīng)濟性及可靠性風險,最終選定2.0 mm墊片作為新燃燒系統(tǒng)匹配的油嘴墊片。
圖8所示為發(fā)動機最終燃燒方案配置與原燃燒方案的萬有特性比油耗差值對比,圖中,虛線所示為兩燃燒系統(tǒng)經(jīng)濟性相當,虛線上部深色區(qū)域代表比油耗改進后區(qū)域,虛線下部深色區(qū)域代表比油耗改進前區(qū)域。從圖8可以看出,新的燃燒系統(tǒng)可有效改善發(fā)動機中低速經(jīng)濟性1%~2%,有利于整車經(jīng)濟性改善。
圖8 燃燒系統(tǒng)改進前、后萬有特性對比
a.大壓縮比燃燒室可提升柴油機缸內(nèi)燃燒速率,促進經(jīng)濟性改善,尤其在部分負荷工況更為明顯,但會顯著增加NOx排放和爆壓水平;
b.小孔數(shù)油嘴可弱化柴油機缸內(nèi)油氣混合,降低NOx比排放1~3 g/kWh,但煙度惡化明顯,經(jīng)濟性在大噴油正時下影響較?。?/p>
c.新的燃燒室方案配合油嘴墊片調(diào)節(jié),可對油嘴噴射角度進行優(yōu)化,改善柴油機排放性能;
d.大壓縮比配合小孔數(shù)油嘴方案,在滿足排放法規(guī)要求下,可對柴油機燃燒系統(tǒng)進行改進,萬有特性中低速油耗可改進1%~2%。
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