鄭寶均，劉敬平，鄒鵬，劉琦，胡濤

(1.湖南大學(xué)先進(jìn)動(dòng)力總成技術(shù)研究中心，湖南 長(zhǎng)沙 410082； 2.湖南大學(xué)汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖南 長(zhǎng)沙 410082)

全球變暖和能源危機(jī)是當(dāng)今世界的兩大難題。在內(nèi)燃機(jī)領(lǐng)域，日益嚴(yán)格的排放法規(guī)和日漸枯竭的石油資源，對(duì)內(nèi)燃機(jī)性能、油耗和排放等方面提出了更高的要求。通過(guò)內(nèi)燃機(jī)能量流試驗(yàn)，研究?jī)?nèi)燃機(jī)的能量轉(zhuǎn)換和傳遞過(guò)程，得出能量流分布規(guī)律，從而識(shí)別燃油的化學(xué)能流向，避免無(wú)必要的熱損失，是評(píng)估某控制策略和附件布置下內(nèi)燃機(jī)性能(如冷卻、潤(rùn)滑、燃燒、傳熱和機(jī)械損失等)的重要手段。

在內(nèi)燃機(jī)熱平衡方面，國(guó)內(nèi)外研究人員開(kāi)展了一些工作：提出智能化的能量流管理策略[1]，分析柴油機(jī)外特性下系統(tǒng)的能質(zhì)分布與損耗[2]；研究低傳熱發(fā)動(dòng)機(jī)的能量平衡以減少缸內(nèi)傳熱[3]，采用低黏度的潤(rùn)滑油[4]和活塞涂料[5]來(lái)減少摩擦；建立冷卻液溫度模型用于發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的故障診斷[6]。但是，大多數(shù)研究都集中在柴油機(jī)的部分負(fù)荷條件下，很少涉及冷卻液溫度的研究。

本研究基于熱力學(xué)第一定律，建立簡(jiǎn)單的熱力學(xué)模型，詳細(xì)討論了內(nèi)燃機(jī)能量平衡理論?；诶鋮s液溫度在AVL臺(tái)架上展開(kāi)汽油機(jī)能量流試驗(yàn)，以測(cè)試的性能、燃燒試驗(yàn)數(shù)據(jù)以及運(yùn)行參數(shù)為基礎(chǔ)，研究冷卻液溫度對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)性能的影響。

1 內(nèi)燃機(jī)能量流試驗(yàn)研究

1.1 試驗(yàn)臺(tái)架搭建

主要試驗(yàn)內(nèi)容為對(duì)樣機(jī)(帶整車?yán)鋮s系統(tǒng))進(jìn)行不同冷卻液溫度下的發(fā)動(dòng)機(jī)能量流測(cè)試。一方面是評(píng)定冷卻液溫度對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)在車用狀態(tài)(帶全套附件)下性能的影響，另一方面用以評(píng)定發(fā)動(dòng)機(jī)的能量分布與能量耗散?？梢栽u(píng)估成本效益，并進(jìn)一步改進(jìn)替代方案，對(duì)實(shí)現(xiàn)節(jié)能減排具有重要意義。主要試驗(yàn)設(shè)備見(jiàn)表1，發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)見(jiàn)表2。

表1 主要試驗(yàn)儀器和設(shè)備

表2 發(fā)動(dòng)機(jī)主要參數(shù)

1.2 試驗(yàn)方案設(shè)計(jì)和數(shù)據(jù)處理

在發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度分別為43 ℃，65 ℃，88 ℃，102 ℃和110 ℃下進(jìn)行臺(tái)架測(cè)試，待工況穩(wěn)定后記錄參數(shù)，燃燒數(shù)據(jù)記錄200個(gè)循環(huán)。

運(yùn)用Concerto軟件建立燃燒數(shù)據(jù)處理模型，該模型可以計(jì)算出主要燃燒特性參數(shù)(燃燒始點(diǎn)，50%燃燒點(diǎn)，10%～90%燃燒持續(xù)期等)以及每個(gè)工況點(diǎn)對(duì)應(yīng)的200個(gè)循環(huán)的平均缸壓數(shù)據(jù)。同時(shí)還可以利用該模型計(jì)算出每個(gè)工況點(diǎn)對(duì)應(yīng)的累積放熱量以及燃燒放熱率。

2 發(fā)動(dòng)機(jī)能量流熱力學(xué)模型和計(jì)算方法

將內(nèi)燃機(jī)看成一個(gè)熱力學(xué)的開(kāi)口系統(tǒng)，并被一個(gè)通常稱為“邊界”的假想表面包圍[7]。一旦確定了進(jìn)出該系統(tǒng)的所有質(zhì)量和能量流量，就可根據(jù)熱力學(xué)第一定律得出流入和流出這個(gè)系統(tǒng)的各能量平衡項(xiàng)之間的關(guān)系。這種能量平衡分析方法在發(fā)動(dòng)機(jī)及其冷卻系統(tǒng)、潤(rùn)滑油系統(tǒng)、通風(fēng)等子系統(tǒng)設(shè)計(jì)的早期階段非常有用。

如果把內(nèi)燃機(jī)看作是一個(gè)控制體積(由邊界包圍)，那么來(lái)自發(fā)動(dòng)機(jī)的能量流量如圖1所示。

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)能量流系統(tǒng)

流入系統(tǒng)的能量：燃油和空氣。流出系統(tǒng)的能量：有效功，排氣損失，冷卻介質(zhì)損失以及對(duì)周圍環(huán)境的輻射(未計(jì)入的熱損失)。

于是得出發(fā)動(dòng)機(jī)能量平衡方程：

Qf=Po+Qw+Qexh+Qc+Qun+Qic。

(1)

能量平衡方程中各項(xiàng)的計(jì)算公式如下：

(2)

(3)

式中：Po為發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率，即有效功率；Ttq為扭矩。

(4)

(5)

(6)

式中：Qc為燃燒損失，ηc為燃燒效率。

(7)

Qun=Qf-(Po+Qexh+Qw+Qc+Qic)。

(8)

能量平衡方程中的各項(xiàng)，用占燃料燃燒產(chǎn)生的總熱量Qf的百分比表示，則有：

ηe+ηw+ηexh+ηc+ηun+ηic=100%。

(9)

式中：ηe，ηw，ηexh，ηc，ηun，ηic分別為有效功、冷卻液能量流、排氣能量流、燃燒損失、未計(jì)入損失和中冷損失占燃料燃燒產(chǎn)生的總熱量Qf的百分比。因中冷損失占比很小，在0.02%～0.09%之間，故在涉及能量分布時(shí)并未提及。

3 基于冷卻液溫度的發(fā)動(dòng)機(jī)性能分析

有數(shù)據(jù)表明，車輛瞬變工況的比例達(dá)到40%～75%。在市區(qū)工況的行駛條件下，其比例可以達(dá)到50%～80%[8]，需要不停起動(dòng)、加減速，發(fā)動(dòng)機(jī)也會(huì)運(yùn)行在不同的工況下，進(jìn)而使冷卻液溫度出現(xiàn)波動(dòng)。例如冷起動(dòng)工況時(shí)冷卻液溫度較低，長(zhǎng)時(shí)間加速、爬坡時(shí)會(huì)造成冷卻液溫度過(guò)高。下面從發(fā)動(dòng)機(jī)的經(jīng)濟(jì)性、燃燒過(guò)程和排放三方面研究冷卻液溫度的影響。

3.1 經(jīng)濟(jì)性分析

發(fā)動(dòng)機(jī)的經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)主要是燃油消耗率(be)：

(10)

式中：Hu為燃油低熱值；ηi為指示熱效率；ηm為機(jī)械效率[9]。

在點(diǎn)火提前角基本不變的前提下，低負(fù)荷時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)燃油消耗率隨著冷卻液溫度(除110 ℃外)的升高而降低(見(jiàn)圖2)。燃油消耗率峰值(冷卻液溫度為43 ℃)和谷值(冷卻液溫度為102 ℃)相差5%～8%。

圖2 低負(fù)荷下冷卻液溫度對(duì)燃油消耗率的影響

活塞環(huán)與氣缸之間的最小油膜厚度隨著氣缸壁溫度的升高而減小[10]，而缸壁溫度的變化與冷卻劑溫度的變化在數(shù)量級(jí)上是相同的[11]。當(dāng)溫度較低時(shí)，最小油膜厚度較大，流體摩擦占主要地位；溫度逐漸升高，流體摩擦因機(jī)油黏度的減小而逐漸減小，邊界摩擦逐漸增大，但總摩擦仍繼續(xù)減??；當(dāng)溫度升高到一定程度時(shí)，流體摩擦的減小不能補(bǔ)償邊界摩擦的增大，總摩擦開(kāi)始隨溫度的升高而增大(見(jiàn)圖3)。

圖3 低負(fù)荷下冷卻液溫度對(duì)摩擦平均有效壓力的影響

總摩擦減小，機(jī)械損失減小，機(jī)械效率ηm增大，燃油消耗率降低。ηm表達(dá)式如下：

(11)

式中：pi為指示平均有效壓力；pf為摩擦平均有效壓力。

中高負(fù)荷時(shí)，隨冷卻液溫度(除110 ℃外)升高，發(fā)動(dòng)機(jī)燃油消耗率下降的趨勢(shì)較緩(見(jiàn)圖4)。冷卻液溫度從43 ℃升到65 ℃時(shí)，燃油消耗率下降幅度最大；而在65～102 ℃之間，燃油消耗率的波動(dòng)不大。這主要是由于中高負(fù)荷時(shí)缸內(nèi)溫度較高，使得缸壁溫度迅速上升，削弱了冷卻液溫度對(duì)缸內(nèi)熱功轉(zhuǎn)換過(guò)程的影響。

對(duì)比圖2和圖4可發(fā)現(xiàn)：全工況下，在冷卻液溫度為110 ℃時(shí)，燃油消耗率增大。這是因?yàn)槔鋮s液溫度過(guò)高會(huì)影響油膜的厚度，總摩擦增大，導(dǎo)致機(jī)械效率降低。此外，冷卻液溫度過(guò)高會(huì)使進(jìn)氣溫度升高，降低充氣效率。兩者共同作用，使得在冷卻液溫度為110 ℃時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的燃油消耗率升高。由此可見(jiàn)，冷卻液溫度過(guò)高(110 ℃)或過(guò)低(43 ℃)均會(huì)使燃油消耗率增大。因此，控制冷卻液溫度在合理的范圍內(nèi)顯得尤為重要。

圖4 中高負(fù)荷下冷卻液溫度對(duì)燃油消耗率的影響

3.2 燃燒過(guò)程分析

燃燒放熱規(guī)律可以反映缸內(nèi)燃燒放熱過(guò)程，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)一定時(shí)，燃油的燃燒放熱率決定了缸內(nèi)的熱力循環(huán)形態(tài)，從而影響燃油的化學(xué)能向熱能轉(zhuǎn)化再向機(jī)械能轉(zhuǎn)換的效果。50%燃燒點(diǎn)位置是指燃燒釋放混合氣總熱量的50%所對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角。它與上止點(diǎn)的相對(duì)關(guān)系，可以間接反映出燃燒放熱的相位(燃燒放熱過(guò)程發(fā)生的“早”與“晚”)。

從圖5可發(fā)現(xiàn)，當(dāng)點(diǎn)火角波動(dòng)不大時(shí)，低負(fù)荷下冷卻液溫度(除110 ℃外)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的50%燃燒點(diǎn)位置有一定影響：50%燃燒點(diǎn)位置隨冷卻液溫度的升高而略有提前。如在轉(zhuǎn)速1 500 r/min，平均有效壓力0.2 MPa工況下，冷卻液溫度為102 ℃時(shí)的50%燃燒點(diǎn)的位置相比43 ℃提前了近3°曲軸轉(zhuǎn)角。

這是由于冷卻液溫度通過(guò)影響缸壁的溫度來(lái)影響缸內(nèi)燃燒過(guò)程，較高的冷卻液溫度有助于燃油更好地蒸發(fā)與燃燒[12]。

圖5 冷卻液溫度對(duì)50%燃燒點(diǎn)位置的影響

在低負(fù)荷時(shí)，冷卻液溫度越高，氣缸傳熱損失越低，最高燃燒壓力也相對(duì)越高，滯燃期縮短，燃燒始點(diǎn)提前，同時(shí)燃燒速率也加快，50%燃燒點(diǎn)的位置更靠近上止點(diǎn)。由圖6可看出，43 ℃冷卻液溫度下的最高燃燒壓力和在上止點(diǎn)前的缸內(nèi)溫度均較低,最高燃燒溫度所對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角也較后。但冷卻液溫度對(duì)缸內(nèi)最高燃燒溫度影響并不大。

圖6 1 500 r/min，0.2 MPa時(shí)缸內(nèi)溫度和壓力

如圖7所示，冷卻液溫度對(duì)燃燒放熱率有較大影響。發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液溫度較高時(shí)，燃燒初期放熱快、放熱量多，壓力升高率大。也從另一方面印證了圖5的50%燃燒點(diǎn)位置的變化規(guī)律。

當(dāng)冷卻液溫度為110 ℃時(shí)，冷卻液因溫度過(guò)高出現(xiàn)局部沸騰現(xiàn)象，影響了流經(jīng)水套的冷卻液流量，降低了高溫氣體向冷卻液的傳熱量，進(jìn)一步增大了爆燃傾向。為抑制發(fā)動(dòng)機(jī)爆燃，將點(diǎn)火角推遲，使得50%燃燒點(diǎn)位置推后，遠(yuǎn)離上止點(diǎn)。

圖7 1 500 r/min，0.2 MPa時(shí)的燃燒放熱率

總的來(lái)說(shuō)，低負(fù)荷下，隨著冷卻液溫度不斷升高，缸內(nèi)最高燃燒壓力不斷上升，滯燃期縮短，燃燒始點(diǎn)提前，燃燒持續(xù)期縮短，放熱集中，50%燃燒點(diǎn)位置向上止點(diǎn)靠近。

3.3 排放分析

在低負(fù)荷時(shí)，NOx排放量隨發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液溫度的升高而增大(見(jiàn)圖8)。這是因?yàn)榘l(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液溫度高時(shí)50%燃燒點(diǎn)位置更靠近上止點(diǎn)，使得大部分燃料在壓縮上止點(diǎn)前燃燒，增大了最高燃燒壓力，從而導(dǎo)致較高的燃燒溫度，并且已燃?xì)怏w在高溫下停留的時(shí)間較長(zhǎng)，NOx排放量增大。

圖8 NOx排放隨冷卻液溫度的變化趨勢(shì)

從圖9可看出，HC排放量隨發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液溫度的升高而減小，并隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的增大而減小。這是由于發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液溫度低時(shí)，散熱損失增加，燃燒室壁面溫度也相對(duì)低一些，形成的淬熄層較厚，同時(shí)已燃?xì)怏w溫度較低，HC排放量增大。在高轉(zhuǎn)速下，缸內(nèi)氣體的擾流混合、渦流擴(kuò)散效應(yīng)增強(qiáng)，改善了混合氣的燃燒過(guò)程，促進(jìn)了激冷層的后氧化，減少了HC排放量。

由圖10可知，CO排放量幾乎不受平均有效壓力和冷卻液溫度的影響。CO的生成與混合氣的氧濃度有很大關(guān)系，在濃混合氣燃燒過(guò)程中更易生成，CO排放量幾乎完全取決于可燃混合氣的過(guò)量空氣系數(shù)[13]。

圖9 HC排放隨冷卻液溫度的變化趨勢(shì)

圖10 CO排放和過(guò)量空氣系數(shù)變化趨勢(shì)

由圖11可知，平均有效壓力和冷卻液溫度對(duì)CO2排放量幾乎沒(méi)有影響。過(guò)量空氣系數(shù)越小，表明混合氣中氧濃度越低，燃料不完全燃燒所生成的CO越多，CO2濃度也就越低。

圖11 CO2排放和過(guò)量空氣系數(shù)變化趨勢(shì)

3.4 基于冷卻液溫度的能量分布分析

前文已提及，可將內(nèi)燃機(jī)的能量平衡項(xiàng)分為五大項(xiàng)：有效功、燃燒損失、冷卻液損失、排氣損失和通過(guò)對(duì)流和輻射傳熱而產(chǎn)生的未計(jì)入的熱損失。下面逐一分析冷卻液溫度、轉(zhuǎn)速和負(fù)荷對(duì)各能量平衡項(xiàng)的影響。

圖12示出了燃料燃燒釋放的總熱量?？梢钥闯觯鋮s液溫度對(duì)燃料燃燒釋放的總熱量并無(wú)影響。但隨著負(fù)荷的增加，燃燒所需的混合氣量增大，即燃油流量和空氣流量均增大，導(dǎo)致燃料燃燒釋放的總熱量也增大。

圖12 燃料燃燒釋放的總熱量隨負(fù)荷的變化趨勢(shì)

如圖13所示，隨著負(fù)荷的增大，有效功及其占比在增大。由式(3)可得有效功和負(fù)荷呈正比關(guān)系，雖然總熱量隨著負(fù)荷的增大而增大，但有效功的增幅比總熱量的增幅大，故有效功占比隨負(fù)荷的增大而增大，但增速較緩。在全負(fù)荷時(shí)，為了輸出更多的動(dòng)力，使燃油迅速燃燒產(chǎn)生更多的熱量以轉(zhuǎn)化成更多的機(jī)械能，采取加濃混合氣的控制策略，使得總熱量迅速增大，從而超過(guò)了有效功的增幅，故有效功占比減小。在中高負(fù)荷下，有效功占比達(dá)到最大，這與現(xiàn)代發(fā)動(dòng)機(jī)采用增壓、小型化措施使其工作在最高效率區(qū)間的想法不謀而合。冷卻液溫度對(duì)有效功及其占比影響較小。

圖13 有效功占比隨冷卻液溫度和負(fù)荷的變化趨勢(shì)

從圖14可發(fā)現(xiàn)，冷卻液溫度對(duì)排氣損失及其占比的影響很小，負(fù)荷是主要影響因素。隨著負(fù)荷的增大，燃油流量和空氣流量也增大，缸內(nèi)燃燒放出的熱量隨之增加，導(dǎo)致排氣溫度升高，由式(5)可知排氣損失也會(huì)隨之增大。在全負(fù)荷時(shí)，混合氣較濃(過(guò)量空氣系數(shù)小于1)導(dǎo)致排氣溫度下降，排氣能量損失也會(huì)減小。

圖14 排氣損失及其占比隨負(fù)荷的變化趨勢(shì)

雖然隨著負(fù)荷的增大總熱量也在增大，但排氣損失受排氣溫度的影響更大，排氣溫度隨負(fù)荷的增幅遠(yuǎn)比燃油流量隨負(fù)荷的增幅大，故排氣損失占比隨負(fù)荷的增大而增大。但在全負(fù)荷時(shí)，排氣溫度驟降，總熱量急升，此消彼長(zhǎng)，排氣損失占比迅速減小。

此外，轉(zhuǎn)速也是一個(gè)主要影響因素。由圖15可見(jiàn)，排氣損失及其占比隨轉(zhuǎn)速的增大而增大。由于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速越高，單位工作循環(huán)經(jīng)歷的時(shí)間越短，高溫氣體停留在燃燒室的時(shí)間也越短，導(dǎo)致缸內(nèi)氣體通過(guò)缸壁傳給水套的熱量也隨之減少，排氣溫度升高，排氣損失增大；雖然轉(zhuǎn)速越高，燃油流量和空氣流量越大，總熱量也就越大，但排氣溫度升高對(duì)排氣損失的影響更大，故排氣占比增大。

圖15 排氣損失及其占比隨轉(zhuǎn)速和負(fù)荷的變化趨勢(shì)

燃料燃燒產(chǎn)生的熱量通過(guò)對(duì)流(通過(guò)氣缸壁)和輻射(主要在排氣管處)兩種方式傳遞給冷卻液，其中對(duì)流傳熱占絕大部分。分別計(jì)算兩部分熱量的方法較為復(fù)雜，本研究依據(jù)式(4)只需測(cè)得發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)出口處的冷卻液溫度即可綜合考慮兩種傳熱方式下傳遞給冷卻液的熱量(即冷卻液損失)。

綜合圖16和圖17可得：冷卻液損失隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和負(fù)荷的增大而增大，隨冷卻液溫度的升高而減小。

任何有助于提高缸內(nèi)溫度和壓力以及氣流運(yùn)動(dòng)強(qiáng)度的參數(shù)變動(dòng)都會(huì)增大對(duì)流傳熱系數(shù)[14]。提高發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速會(huì)使缸內(nèi)氣體的壓力略有升高，并且缸內(nèi)溫度也會(huì)更高，缸內(nèi)氣體運(yùn)動(dòng)更為劇烈，導(dǎo)致氣缸側(cè)和冷卻液側(cè)的對(duì)流傳熱系數(shù)增大，冷卻液損失隨之增大；而負(fù)荷越高，缸內(nèi)最高燃燒溫度和最高燃燒壓力也越高，氣缸側(cè)和冷卻液側(cè)的對(duì)流傳熱系數(shù)增大，冷卻液損失也會(huì)隨之增大。此外，由于樣機(jī)采用的是機(jī)械水泵，隨著轉(zhuǎn)速的增大，機(jī)械水泵的轉(zhuǎn)速也隨之增加，使得發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液流量不斷增大。而冷卻液溫度越高，依據(jù)對(duì)流傳熱理論，經(jīng)由水套傳遞給冷卻液的熱量越少，冷卻液損失也就越小。

圖16 冷卻液損失及其占比隨負(fù)荷的變化趨勢(shì)

圖17 冷卻液損失及其占比隨冷卻液溫度的變化趨勢(shì)

從圖16和圖17還可發(fā)現(xiàn)，冷卻液溫度、負(fù)荷和轉(zhuǎn)速對(duì)冷卻液損失占比影響較大；隨著負(fù)荷和轉(zhuǎn)速的增大、冷卻液溫度的升高，冷卻液損失占比減小。

由于發(fā)動(dòng)機(jī)的負(fù)荷越高，節(jié)氣門開(kāi)度越大，節(jié)氣門處的節(jié)流損失越小，有效功占比增大，加上排氣損失占比也增大，導(dǎo)致冷卻液損失占比減小(冷卻液損失增幅小于總熱量的增幅)；轉(zhuǎn)速越高，燃料燃燒釋放的總熱量也就越大，冷卻液損失隨轉(zhuǎn)速升高的增幅較小，故冷卻液損失占比減??；冷卻液溫度越高，冷卻液損失越小，而總熱量不受冷卻液溫度的影響，故冷卻液損失占比也就越小。

圖18示出了各項(xiàng)能量流占比隨負(fù)荷的變化趨勢(shì)。由圖可知，低負(fù)荷時(shí)有效功占比較小，僅在0.2左右；冷卻液損失達(dá)到峰值，約為0.14；未計(jì)入熱損失占絕大部分比例，最高可達(dá)0.41。由此可見(jiàn)，發(fā)動(dòng)機(jī)工作在低負(fù)荷時(shí)能量利用率不高，大部分能量散失在排氣損失、冷卻液損失和未計(jì)入熱損失中。其中排氣損失和冷卻液損失可通過(guò)附加裝置回收利用，如余熱回收裝置，而未計(jì)入熱損失在常規(guī)條件下難以回收。

圖18 各項(xiàng)能量流占比隨負(fù)荷的變化趨勢(shì)

在中等負(fù)荷下，排氣能量占比和有效功占比相差不大，始終在0.25～0.32之間。燃燒損失占比始終較小，在0.03～0.08，負(fù)荷對(duì)其影響不大。但在全負(fù)荷時(shí)，因混合氣較濃，燃燒不完全，還有一部分燃油沒(méi)有完全燃燒而隨廢氣被排至大氣中，導(dǎo)致燃燒損失占比增大。

隨著負(fù)荷的增大，冷卻液能量占比逐漸下降，從0.14下降至0.07；未計(jì)入熱損失占比迅速下降，從0.41下降至0.19；而有效功占比逐漸上升，從0.2上升至0.35。能量從冷卻液損失和未計(jì)入熱損失流向有效功?？梢?jiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)的能量流分布間接決定了其有效熱效率，適當(dāng)提高工作負(fù)荷可使能量流向有效功這一能量平衡項(xiàng)，有利于改善發(fā)動(dòng)機(jī)的經(jīng)濟(jì)性。

在全負(fù)荷時(shí)，為了增加最大功率，混合氣加濃，燃燒溫度下降，導(dǎo)致排氣溫度降低，使得燃燒損失占比和未計(jì)入熱損失占比增大，有效功占比和排氣損失占比減小。

4 結(jié)論

a) 當(dāng)冷卻液溫度低于110 ℃時(shí)，隨著冷卻液溫度的升高，發(fā)動(dòng)機(jī)燃油消耗率有所降低；低負(fù)荷時(shí)，隨著冷卻液溫度升高，缸內(nèi)的最高壓力溫度增大，燃燒始點(diǎn)提前，燃燒持續(xù)期縮短，50%燃燒點(diǎn)位置向上止點(diǎn)靠近；

b) HC排放量隨冷卻液溫度升高而減?。坏拓?fù)荷時(shí)，NOx排放量隨冷卻液溫度的升高而增大；CO和CO2排放量與過(guò)量空氣系數(shù)有直接關(guān)系；

c) 隨著負(fù)荷的增大(全負(fù)荷除外)，燃燒釋放的總熱量、有效功、排氣損失和冷卻液損失均增大；隨著轉(zhuǎn)速的增大，排氣損失和冷卻液損失均增大；隨著冷卻液溫度升高，冷卻液損失減??；

d) 隨著負(fù)荷的增大(全負(fù)荷除外)，有效功占比和排氣損失占比均增大，冷卻液損失占比減??；隨著轉(zhuǎn)速的增大，排氣損失占比增大，冷卻液損失占比減?。浑S著冷卻液溫度升高，冷卻液損失占比減小；

e) 發(fā)動(dòng)機(jī)的能量流分布間接決定了其有效熱效率，適當(dāng)提高工作負(fù)荷，可使能量流向有效功這一平衡項(xiàng)，有利于改善發(fā)動(dòng)機(jī)的經(jīng)濟(jì)性。

參考文獻(xiàn)：

[1] CaresanaF,Bilancia M, Bartolini C. Numerical method for assessing the potential of smart engine thermal management: Application to a mediumupper segment passenger car[J].Applied Thermal Engineering,2011,31(16):3559-3568.

[2] 呂鋒,俞小莉,張宇，等.車用柴油機(jī)節(jié)能潛力的能質(zhì)分析方法與試驗(yàn)研究[J].內(nèi)燃機(jī)工程,2012,33(1):61-66.

[3] Taymaz I.An experimental study of energy balance in low heat rejection diesel engine[J].Energy,2006,31(2/3):364-371.

[4] Macian V,Tormos B,Bermúdez V.Assessment of the effect of low viscosity oils usage on a light duty diesel engine fuel consumption in stationary and transient conditions[J].Tribology International,2014,79:132-139.

[5] Morawitz U,Mehring J,Schramm L.Benefits of The-rmal Spray Coatings in Internal Combustion Engines, with Specific View on Friction Reduction and Thermal Management[C].SAE Paper 2013-01-0292.

[6] Robinson K,Campell N,Hawley J.A review of Preci-sion Engine Cooling[C].SAE Paper 1999-01-0578.

[7] 沈維道,蔣智敏,童鈞耕.工程熱力學(xué)[M].3版.北京:高等教育出版社,2001:5-8.

[8] 黎蘇,黎曉鷹,黎志勤.汽車發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)態(tài)過(guò)程及其控制[M].北京:人民交通出版社,2001.

[9] 周龍保,劉忠長(zhǎng),高宗英.內(nèi)燃機(jī)學(xué)[M].3版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2010:18-23.

[10] RahmaniR,Rahnejat H,Fitzsimons B.The effect of cylinder liner operating temperature on frictional loss and engine emissions in piston ring conjunction[J].Applied Energy,2017,191:568-581.

[11] Hidehiko Kajiwara,Yukihiro Fujioka,Tatsuya Suzuki.An analytical approach for prediction of piston temperature distribution in diesel engines[J].JSAE Review,2002,23(4):429-434.

[12] Kim S, Yan Y, Nouri J M.Effects of intake flow and coolant temperature on the spatial fuel distribution in a direct-injection gasoline engine by PLIF technique[J].Fuel,2013,106:737-748.

[13] 龔金科.汽車排放及控制技術(shù)[M].2版.北京:人民交通出版社,2011:8-18.

[14] Karamangil M I,Kaynakli O,Surmen A.Parametric investigation of cylinder and jacket side convective heat transfer coefficients of gasoline engines[J].Energy Conversion and Management,2006,47(6):800-816.