胡志林 史艷彬 宋濤

（中國(guó)第一汽車集團(tuán)有限公司解放事業(yè)本部，長(zhǎng)春 130011）

1 前言

柴油機(jī)缸內(nèi)燃燒組織對(duì)柴油機(jī)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(diǎn)。國(guó)內(nèi)研究學(xué)者針對(duì)燃燒室結(jié)構(gòu)和噴油器參數(shù)對(duì)柴油機(jī)性能的影響進(jìn)行了深入研究[[11--44]]。

本文以一臺(tái)高壓共軌中型國(guó)Ⅴ柴油機(jī)為研究機(jī)型，重點(diǎn)圍繞采用不同壓縮比的燃燒室和不同孔數(shù)油嘴進(jìn)行匹配試驗(yàn)，研究其對(duì)柴油機(jī)經(jīng)濟(jì)性和排放性能的影響。這一研究能為現(xiàn)代柴油機(jī)經(jīng)濟(jì)性能改進(jìn)提供工程支持。

2 試驗(yàn)裝置與研究方法

試驗(yàn)機(jī)型為一臺(tái)直列6缸4沖程、增壓中冷、電控高壓共軌中型柴油機(jī)，采用單體泵高壓共軌燃油噴射系統(tǒng)。柴油機(jī)主要技術(shù)參數(shù)詳見表1。試驗(yàn)邊界條件按照GB 17691—2005進(jìn)行控制，表2列出了主要的試驗(yàn)儀器設(shè)備。

表1 柴油機(jī)主要技術(shù)參數(shù)

表2 主要試驗(yàn)儀器設(shè)備

本試驗(yàn)原機(jī)燃燒室壓縮比為17，為了改善柴油機(jī)經(jīng)濟(jì)性，引入壓縮比為18的燃燒室，同時(shí)為了控制爆發(fā)壓力和NOx排放，在原7孔油嘴基礎(chǔ)上引入6孔油嘴，弱化柴油機(jī)缸內(nèi)混合，實(shí)現(xiàn)燃燒系統(tǒng)的優(yōu)化匹配。

研究采用該柴油機(jī)實(shí)現(xiàn)國(guó)Ⅴ法規(guī)的ESC測(cè)試循環(huán)的三個(gè)代表轉(zhuǎn)速1 460 r/min、1 860 r/min和2 220 r/min，在不同負(fù)荷下，對(duì)不同燃燒配置進(jìn)行軌壓和提前角的調(diào)節(jié)試驗(yàn)，并以1 460 r/min，100%和50%負(fù)荷為重點(diǎn)研究工況，研究其對(duì)柴油機(jī)油耗和排放的影響，最終進(jìn)行ESC循環(huán)驗(yàn)證。ESC循環(huán)工況如表3所示。

表3 ESC循環(huán)工況

3 試驗(yàn)結(jié)果及分析

3.1 不同燃燒室對(duì)柴油機(jī)性能的影響

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(duì)比，從試驗(yàn)結(jié)果可以看出，隨著噴油正時(shí)推后，缸內(nèi)滯燃期縮短，發(fā)動(dòng)機(jī)預(yù)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(dǎo)致最終煙度上升。在A100工況，當(dāng)噴油正時(shí)處在上止點(diǎn)以后時(shí)，煙度大幅度增長(zhǎng)，這是由于噴油過于靠后，導(dǎo)致部分油束在活塞下行階段噴到活塞上端面，而在100%負(fù)荷工況，空燃比相對(duì)較小，局部過濃區(qū)對(duì)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(duì)較為平緩。

新燃燒室由于壓縮比較大，在壓縮上止點(diǎn)，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(fù)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(zhǎng)表現(xiàn)更為明顯。而煙度排放在原燃燒室方案基礎(chǔ)上略有上升，分析認(rèn)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(dòng)機(jī)對(duì)微粒的氧化作用減弱，同時(shí)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(duì)不是最優(yōu)組合，對(duì)煙度排放也有一定負(fù)面影響。

圖1 不同燃燒室的NOx和煙度排放對(duì)比

圖2所示為兩種燃燒室對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)比油耗和缸內(nèi)爆發(fā)壓力的影響。從試驗(yàn)結(jié)果可以看出，新的燃燒室方案對(duì)比油耗均有一定改善，同時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)爆發(fā)壓力也相應(yīng)提升。在大負(fù)荷工況，功率密度較大，壓縮比上升一方面導(dǎo)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(jìn)而導(dǎo)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(shí)下改善1~2 g/kWh，隨著噴油的推遲，大壓縮比對(duì)油耗的改善幅度降低，這是因?yàn)樵谏现裹c(diǎn)后噴油，燃燒處于下行階段，大壓縮比對(duì)燃油能量利用的促進(jìn)作用相對(duì)較小。在部分負(fù)荷工況，缸內(nèi)燃油能量密度相對(duì)較低，大壓縮比對(duì)缸壓的提升幅度相對(duì)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(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)壓縮上止點(diǎn)燃燒室容積減小，燃燒初始?jí)毫ι摺姆艧崧噬峡?，壓縮比增大有助于發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)的燃燒持續(xù)期，減少發(fā)動(dòng)機(jī)膨脹過程的缸內(nèi)放熱，有利于提升發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)濟(jì)性，同時(shí)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)爆壓的提升具有促進(jìn)作用。部分負(fù)荷由于燃油能量密度低，燃燒對(duì)爆壓的提升作用相對(duì)減弱。

圖2 不同燃燒室的比油耗和爆壓對(duì)比

圖3 不同燃燒室的缸壓和放熱率對(duì)比

3.2 不同油嘴孔數(shù)對(duì)柴油機(jī)性能的影響

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(yīng)速率。

圖4所示為在新的燃燒室方案基礎(chǔ)上，不同油嘴方案對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)排放性能的影響。在大負(fù)荷工況，6孔油嘴相對(duì)于7孔油嘴，NOx排放降低1~3 g/kWh，在部分負(fù)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(duì)于7孔油嘴，6孔油嘴煙度排放整體上升1倍左右。

分析認(rèn)為，6孔油嘴相對(duì)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(shí)推后，缸內(nèi)混合氣流動(dòng)能量減弱，6孔油嘴相對(duì)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(duì)比

不同油嘴孔數(shù)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)比油耗和爆發(fā)壓力的影響如圖5所示。相對(duì)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?yàn)橛妥炜讛?shù)變化影響油氣混合效果，對(duì)燃燒有一定影響，但在整體進(jìn)氣壓力和壓縮比不變的情況下，發(fā)動(dòng)機(jī)壓縮上止點(diǎn)初始?jí)毫鞠喈?dāng)，而油嘴對(duì)燃燒速度的影響相對(duì)有限，因而發(fā)動(dòng)機(jī)爆壓變化不明顯。

比油耗隨著噴油正時(shí)的推后，呈現(xiàn)上升趨勢(shì)。相對(duì)于7孔油嘴方案，新6孔油嘴方案隨著噴油正時(shí)推后，油耗上升趨勢(shì)更快。在上止點(diǎn)前噴油，6孔油嘴方案比油耗與7孔方案相當(dāng)或略好，在上止點(diǎn)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(rèn)為，在上止點(diǎn)前噴油，缸內(nèi)渦流強(qiáng)度較大，6孔油嘴相對(duì)于7孔油嘴可降低油束間的干涉作用，對(duì)燃燒有一定程度的改善。而隨著噴油時(shí)刻的進(jìn)一步推后，渦流強(qiáng)度減弱，油束干涉現(xiàn)象不明顯，而6孔油嘴相對(duì)于7孔油嘴對(duì)油氣的混合作用明顯減弱，導(dǎo)致燃燒效率降低，比油耗也急劇上升。

對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)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(yàn)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(dòng)機(jī)燃燒初期，發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒速率并未受到明顯影響，燃燒始點(diǎn)基本一致，發(fā)動(dòng)機(jī)峰值爆壓基本相當(dāng)。但隨著燃燒的進(jìn)行，在發(fā)動(dòng)機(jī)擴(kuò)散燃燒階段，6孔油嘴方案缸內(nèi)燃油局部過濃區(qū)相對(duì)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(duì)比

圖6 不同油嘴的缸壓和放熱率對(duì)比

3.3 新燃燒系統(tǒng)與原燃燒系統(tǒng)試驗(yàn)結(jié)果對(duì)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(duì)油嘴墊片厚度進(jìn)行了調(diào)整，以優(yōu)化發(fā)動(dòng)機(jī)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(guó)ⅤESC循環(huán)結(jié)果。

圖7 不同燃燒系統(tǒng)ESC循環(huán)結(jié)果對(duì)比

從ESC試驗(yàn)循環(huán)結(jié)果可以看出，原燃燒系統(tǒng)在同等加權(quán)NOx排放下，碳煙排放加權(quán)值較低，但比油耗相對(duì)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(dòng)機(jī)缸內(nèi)燃燒，在保持同等NOx情況下，碳煙排放加權(quán)值相對(duì)較高，但仍處于國(guó)Ⅴ排放法規(guī)以下，經(jīng)濟(jì)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(jì)性及可靠性風(fēng)險(xiǎn)，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(dòng)機(jī)最終燃燒方案配置與原燃燒方案的萬(wàn)有特性比油耗差值對(duì)比，圖中，虛線所示為兩燃燒系統(tǒng)經(jīng)濟(jì)性相當(dāng)，虛線上部深色區(qū)域代表比油耗改進(jìn)后區(qū)域，虛線下部深色區(qū)域代表比油耗改進(jìn)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(dòng)機(jī)中低速經(jīng)濟(jì)性1%~2%，有利于整車經(jīng)濟(jì)性改善。

圖8 燃燒系統(tǒng)改進(jìn)前、后萬(wàn)有特性對(duì)比

4 結(jié)束語(yǔ)

a.大壓縮比燃燒室可提升柴油機(jī)缸內(nèi)燃燒速率，促進(jìn)經(jīng)濟(jì)性改善，尤其在部分負(fù)荷工況更為明顯，但會(huì)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(jī)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(jì)性在大噴油正時(shí)下影響較小；

c.新的燃燒室方案配合油嘴墊片調(diào)節(jié)，可對(duì)油嘴噴射角度進(jìn)行優(yōu)化，改善柴油機(jī)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(duì)柴油機(jī)燃燒系統(tǒng)進(jìn)行改進(jìn)，萬(wàn)有特性中低速油耗可改進(jìn)1%~2%。

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