王子玉， 張巖， 王雷， 劉金龍， 白洪林， 李玉峰

(中國北方發(fā)動機(jī)研究所， 天津 300400)

0 引言

在日益嚴(yán)格的排放法規(guī)推動下，車用柴油機(jī)正朝著小型強(qiáng)化方向發(fā)展，升功率不斷提高。目前，單缸排量為0.4～0.5 L轎車和輕型卡車用柴油機(jī)的功率密度已經(jīng)強(qiáng)化到60～90 kW/L[1-4]，某些研究中的機(jī)型甚至超過了100 kW/L[5-6]；在單缸排量超過1 L的重型柴油機(jī)中，雖然大多數(shù)機(jī)型的升功率仍低于40 kW/L，但特種車輛高強(qiáng)化柴油機(jī)的升功率已達(dá)到90 kW/L[7].

為了研究高強(qiáng)化柴油機(jī)的燃燒過程，Zhang等[8]開發(fā)了一個高強(qiáng)化單缸柴油機(jī)試驗(yàn)平臺，其最高轉(zhuǎn)速可達(dá)4 500 r/min，允許最大爆發(fā)壓力達(dá)25 MPa，通過組織快速燃燒過程獲得了超過80 kW/L的有效升功率。但是，由于高強(qiáng)化柴油機(jī)循環(huán)進(jìn)氣量和循環(huán)噴油量都很大，燃燒放熱速率和累計放熱量都很高，熱流密度大，造成機(jī)械負(fù)荷和熱負(fù)荷問題突出，成為制約高強(qiáng)化柴油機(jī)發(fā)展的重要瓶頸之一。

近年來，米勒循環(huán)因其在減少NOx排放、提高熱效率等方面的優(yōu)越性受到了廣泛關(guān)注，并得到大量的研究和開發(fā)[9-14]，它通過進(jìn)氣門早關(guān)或晚關(guān)方式，形成高膨脹比、低壓縮比工作循環(huán)，對于降低缸內(nèi)燃燒壓力和溫度有明顯作用。Nevin等[15]在1臺4氣門直噴單缸柴油機(jī)上開展了進(jìn)氣門關(guān)閉(IVC)時刻對發(fā)動機(jī)性能影響的研究，發(fā)現(xiàn)在保持一定進(jìn)氣壓力的前提下，隨著IVC時刻的推遲，活塞位于上止點(diǎn)時缸內(nèi)壓力和溫度明顯下降。Millo等[16]針對一款2級增壓重型柴油機(jī)進(jìn)行了仿真研究，發(fā)現(xiàn)采用米勒循環(huán)后抑制了燃燒溫度和燃燒壓力，使發(fā)動機(jī)功率可以進(jìn)一步強(qiáng)化；在維持相同最高燃燒壓力的前提下，性能計算的結(jié)果表明，發(fā)動機(jī)功率有大約5%的提升潛力，油耗也有一定程度的改善(約2%)。Kovacs等[17]系統(tǒng)地闡述了重型柴油機(jī)應(yīng)用米勒循環(huán)后性能和排放方面的改善潛力，并對1臺中等負(fù)荷高壓共軌柴油機(jī)進(jìn)行了米勒循環(huán)試驗(yàn)研究，結(jié)果表明：采用米勒循環(huán)后發(fā)動機(jī)的排放明顯改善；與此同時，由于最高燃燒壓力下降，可以帶來近10%的功率收益(燃油消耗率僅增加0.5%)。

迄今為止，雖然關(guān)于米勒循環(huán)對柴油機(jī)燃燒和性能影響的研究已經(jīng)非常廣泛，但這些研究主要集中在中低轉(zhuǎn)速和部分負(fù)荷工況下降低NOx排放和提高熱效率，應(yīng)用于高強(qiáng)化柴油機(jī)在高轉(zhuǎn)速和大負(fù)荷工況下，探索米勒循環(huán)技術(shù)對于燃燒和換氣過程影響的研究還很少。為了抑制過高的機(jī)械負(fù)荷和熱負(fù)荷，為米勒循環(huán)用于高強(qiáng)化柴油機(jī)提供技術(shù)支持，本文開展了進(jìn)氣門晚關(guān)的米勒循環(huán)對燃燒過程和換氣過程影響的研究，在1臺高強(qiáng)化單缸柴油機(jī)上對米勒循環(huán)開展研究，著重分析米勒循環(huán)對燃燒壓力、燃燒溫度、泵氣損失、米勒損失、充量系數(shù)等參數(shù)的影響規(guī)律。

1 試驗(yàn)系統(tǒng)和數(shù)值仿真模型

1.1 試驗(yàn)系統(tǒng)及方法

試驗(yàn)在1臺高強(qiáng)化單缸柴油機(jī)上進(jìn)行，其主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。該單缸機(jī)是為研究高強(qiáng)化燃燒過程專門設(shè)計的，其承受的最大爆發(fā)壓力可達(dá)25 MPa，最高轉(zhuǎn)速可達(dá)4 500 r/min.

表1 發(fā)動機(jī)技術(shù)參數(shù)

高強(qiáng)化單缸機(jī)試驗(yàn)系統(tǒng)布置如圖1所示。由圖1可見，在進(jìn)氣過程中，空氣首先被1臺空壓機(jī)壓縮，經(jīng)過1個帶有冷卻裝置的穩(wěn)壓箱后進(jìn)入單缸機(jī)試驗(yàn)室，構(gòu)成一個模擬增壓系統(tǒng)。在單缸試驗(yàn)室中，壓縮空氣再經(jīng)過2級穩(wěn)壓箱后進(jìn)入氣缸。進(jìn)氣溫度和進(jìn)氣壓力均可根據(jù)所設(shè)定的數(shù)值進(jìn)行調(diào)節(jié)和反饋控制。

如圖1所示，進(jìn)氣流量由安裝在第1級穩(wěn)壓箱后的層流空氣流量計測量；進(jìn)氣管和排氣管的瞬態(tài)壓力通過安裝在進(jìn)氣管和排氣管上的兩支壓阻式壓力傳感器測量。

關(guān)于模擬增壓的單缸柴油機(jī)排氣系統(tǒng)，按照文獻(xiàn)[18-19]的方法，首先，在排氣道與排氣穩(wěn)壓箱之間的排氣管上安裝1個雙級錐形背壓調(diào)節(jié)閥，該調(diào)節(jié)閥能夠較好地模擬廢氣渦輪的焓降過程，并容易根據(jù)工況需求來調(diào)節(jié)排氣背壓；然后，廢氣經(jīng)過1個排氣穩(wěn)壓箱，以穩(wěn)定排氣氣流波動；最后，在穩(wěn)壓箱出口安裝1個壓力調(diào)節(jié)閥，以調(diào)節(jié)排氣穩(wěn)壓箱中的壓力。正如文獻(xiàn)[19]所指出的，單缸機(jī)排氣過程很難同時在多個工況點(diǎn)完全模擬多缸機(jī)排氣過程，但是筆者經(jīng)過多年大量單缸機(jī)試驗(yàn)數(shù)據(jù)和對應(yīng)工況多缸機(jī)試驗(yàn)數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)，對于所研究的高強(qiáng)化運(yùn)行工況點(diǎn)，當(dāng)單缸機(jī)排氣背壓設(shè)置為進(jìn)氣壓力的1/3值時(平均表壓)，單缸機(jī)指示燃燒參數(shù)和指示性能參數(shù)與相應(yīng)工況的多缸機(jī)指示參數(shù)比較接近，二者誤差值在5%以內(nèi)。因此，在原機(jī)燃燒試驗(yàn)時，排氣背壓設(shè)置為進(jìn)氣壓力的1/3(表壓)；在進(jìn)行米勒試驗(yàn)時，由于發(fā)動機(jī)工況不變且進(jìn)氣壓力的增加幅度較小，米勒試驗(yàn)過程中的背壓調(diào)節(jié)閥開度保持不變。

本文設(shè)計了3個IVC時刻，分別為：上止點(diǎn)后-110°CA(原機(jī))、-86°CA和-70°CA，并在該高強(qiáng)化單缸柴油機(jī)上，在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為3 600 r/min、指示升功率77 kW/L和過量空氣系數(shù)1.6工況下開展IVC時刻對燃燒過程和換氣參數(shù)的影響研究，并建立了試驗(yàn)平臺的一維熱力學(xué)計算模型，對換氣過程參數(shù)進(jìn)行進(jìn)一步分析。高壓共軌燃油系統(tǒng)通過1臺附加電機(jī)單獨(dú)驅(qū)動，電磁閥式噴油器垂直布置在燃燒室中心，軌壓設(shè)定為180 MPa. 通過安裝在油箱和高壓油泵之間的油耗儀來測量燃油消耗量。

試驗(yàn)采用瑞士Kistler公司生產(chǎn)的Kistler 6052型氣缸壓力傳感器，最大測量壓力為25 MPa. 自制的氣缸壓力采集和燃燒過程分析系統(tǒng)在每個工況下采集100個循環(huán)的氣缸壓力數(shù)據(jù)，并對其進(jìn)行平均和光順處理。燃燒分析儀采樣頻率為0.5°CA. 根據(jù)實(shí)測氣缸壓力，采用熱力學(xué)第一定律可計算出燃燒過程的特征參數(shù)，如燃燒溫度、瞬時放熱速率、循環(huán)指示功率等。排氣測量使用日本HORIBA公司生產(chǎn)的MEXA-584L自動排放分析儀，其中NOx測量范圍是0～5×10-3.

該單缸柴油機(jī)采用進(jìn)氣和排氣雙頂置凸輪軸配氣結(jié)構(gòu)，進(jìn)氣門和排氣門升程曲線如圖2所示，最大氣門升程均為8 mm. 試驗(yàn)過程中排氣門相位保持不變，通過更換不同型線的進(jìn)氣凸輪軸，在保持進(jìn)氣開啟時刻不變的同時，通過推遲IVC時刻以實(shí)現(xiàn)3種不同的米勒進(jìn)氣相位：原機(jī)為上止點(diǎn)后-110°CA，其他兩種米勒循環(huán)分別為上止點(diǎn)后-86°CA和-70°CA. 本文將這3種工況分別標(biāo)記為IVC-110、IVC-86和IVC-70，各IVC時刻的進(jìn)氣溫度和壓力如表2所示。

表2 試驗(yàn)中的進(jìn)氣狀態(tài)

為了探索米勒循環(huán)對高強(qiáng)化柴油機(jī)燃燒與換氣過程的影響，試驗(yàn)在高速、高負(fù)荷工況下進(jìn)行，高強(qiáng)化柴油機(jī)轉(zhuǎn)速為3 600 r/min，平均指示壓力為2.5 MPa(指示升功率為77 kW/L)。在進(jìn)行不同米勒進(jìn)氣相位試驗(yàn)時，為了保持輸出功率不變，將噴油壓力固定在180 MPa，通過調(diào)節(jié)進(jìn)氣壓力補(bǔ)償米勒相位造成的進(jìn)氣量變化(見表2)，將過量空氣系數(shù)維持在1.6附近，此時噴油脈寬可能會稍作調(diào)整；通過對噴油提前角的調(diào)整，使燃燒分?jǐn)?shù)為50%時對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角(即CA50)保持在上止點(diǎn)后18°CA附近。試驗(yàn)中的冷卻水溫度保持為80 ℃.

1.2 數(shù)值仿真模型及模型驗(yàn)證

為了分析米勒循環(huán)對高強(qiáng)化柴油機(jī)換氣過程的影響規(guī)律，利用奧地利AVL公司開發(fā)的熱力學(xué)計算軟件BOOST，建立高強(qiáng)化單缸柴油機(jī)試驗(yàn)系統(tǒng)的計算模型，如圖3所示。

圖3模型中各元件的布置與試驗(yàn)室布置相同，其中氣缸代表發(fā)動機(jī)燃燒室，其相關(guān)參數(shù)按發(fā)動機(jī)實(shí)際參數(shù)設(shè)置；進(jìn)氣邊界和排氣邊界分別代表試驗(yàn)室進(jìn)氣管入口和排氣管出口，進(jìn)氣邊界與模擬增壓用空氣壓縮機(jī)出口相連，排氣邊界與實(shí)驗(yàn)室排氣泵入口相連。圖3中1級進(jìn)氣穩(wěn)壓箱(其中裝有進(jìn)氣加熱系統(tǒng))用于消除進(jìn)氣壓力波動和控制進(jìn)氣溫度，2級進(jìn)氣穩(wěn)壓箱可進(jìn)一步消除進(jìn)氣壓力波動；排氣穩(wěn)壓箱(裝有冷卻水系統(tǒng))用于降低排氣溫度和消除排氣泵帶來的排氣壓力波動。背壓調(diào)節(jié)閥用于調(diào)節(jié)排氣壓力；采用兩支獨(dú)立的進(jìn)氣道和一種Y型并聯(lián)排氣道連接到模型的氣缸中；圖3中的箭頭為氣體流動的方向。

燃燒模型采用Wiebe模型，傳熱模型采用Woschni-1978模型。進(jìn)氣道和排氣道的流量系數(shù)通過穩(wěn)流氣道試驗(yàn)臺測量獲得；循環(huán)油量、進(jìn)氣壓力等參數(shù)按照試驗(yàn)數(shù)據(jù)設(shè)置。

該一維熱力學(xué)模型采用下列參數(shù)進(jìn)行標(biāo)定：通過實(shí)測進(jìn)氣流量和燃油消耗量來標(biāo)定計算模型中的空氣量和循環(huán)油量；通過實(shí)測進(jìn)氣歧管瞬態(tài)壓力來校驗(yàn)計算的進(jìn)氣壓力波；通過實(shí)測示功圖來標(biāo)定氣缸壓力，在保證最高燃燒壓力與試驗(yàn)值一致基礎(chǔ)上，根據(jù)示功圖法計算出該工況下的平均摩擦壓力(0.5 MPa)設(shè)置模型中的參數(shù)，即可獲得與試驗(yàn)結(jié)果一致的平均指示壓力和機(jī)械效率。

標(biāo)定結(jié)果如圖4所示。由圖4(a)可見，在保持一定過量空氣系數(shù)(λ=1.6)的條件下，根據(jù)實(shí)測進(jìn)氣壓力設(shè)定的壓力邊界計算出的進(jìn)氣流量仿真值與試驗(yàn)值有較好的一致性，二者差異在3%以內(nèi)；由圖4(b)可見，由于仿真過程中的進(jìn)氣系統(tǒng)與實(shí)際進(jìn)氣系統(tǒng)存在結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)偏差(如管道形狀、過渡圓角等)，管道、接頭和閥門等處的流動系數(shù)選取也與實(shí)際進(jìn)氣系統(tǒng)略有差別，進(jìn)氣壓力波振幅的仿真值略大于試驗(yàn)值，但壓力波相位吻合良好；由圖4(c)可見，仿真得到的氣缸壓力峰值和相位等特征均與試驗(yàn)值相吻合。綜上所述，仿真計算結(jié)果與試驗(yàn)測試結(jié)果有較好的一致性，表明該模型可以用于燃燒與換氣過程的分析。

2 結(jié)果與分析

2.1 試驗(yàn)結(jié)果分析

2.1.1 米勒循環(huán)對進(jìn)氣壓縮功耗的影響

為了在不同IVC時刻保持相同的功率輸出，試驗(yàn)中隨著IVC時刻的推遲，進(jìn)氣壓力少許增加(見表2)，以彌補(bǔ)米勒相位帶來的進(jìn)氣量損失，因此需要研究米勒進(jìn)氣相位對進(jìn)氣能量的影響。

由于本試驗(yàn)中單缸機(jī)試驗(yàn)采用外部壓縮機(jī)提供進(jìn)氣壓力，可以通過進(jìn)氣口熱力學(xué)狀態(tài)氣體估算出工質(zhì)從大氣狀態(tài)壓縮到進(jìn)氣狀態(tài)所需要的壓縮功耗；由于不同IVC時刻的實(shí)際進(jìn)氣量是變化的(見圖4(a))，采用單位質(zhì)量進(jìn)氣壓縮功耗來評價米勒相位對進(jìn)氣壓縮功耗的影響，如(1)式所示：

(1)

單位質(zhì)量進(jìn)氣壓縮功耗隨IVC時刻的變化規(guī)律如圖5所示。由圖5可見，單位進(jìn)氣質(zhì)量所消耗的壓縮功隨著IVC時刻的推遲而顯著增加，特別是上止點(diǎn)后-70°CA的深度米勒，其進(jìn)氣壓縮功耗比原機(jī)進(jìn)氣功耗增加了2.5%. 采用米勒循環(huán)后，雖然要提高進(jìn)氣壓力以彌補(bǔ)進(jìn)氣量的回流損失，但是從表2看到，進(jìn)氣壓力變化不大。實(shí)際上，發(fā)動機(jī)這部分增加的功耗，能夠通過優(yōu)化燃燒參數(shù)(如噴油提前角、預(yù)噴等)來提高排氣能量，使渦輪增壓器工作在高效工況點(diǎn)，實(shí)現(xiàn)進(jìn)氣壓力的提高，從而使得循環(huán)熱效率不降低。

2.1.2 米勒循環(huán)對工質(zhì)狀態(tài)的影響

由于米勒循環(huán)推遲了IVC時刻，造成了有效壓縮比的降低以及壓縮終了工質(zhì)壓力和溫度的下降。

本試驗(yàn)中單缸機(jī)上由米勒進(jìn)氣相位造成的有效壓縮比下降如圖6所示。由圖6可見，當(dāng)IVC時刻推遲到上止點(diǎn)后-86°CA和-70°CA時，有效壓縮比分別減小到8.20和6.28. 由于有效壓縮比的下降，在幾乎相同的進(jìn)氣量條件下(見圖4(a))壓縮終了缸內(nèi)工質(zhì)溫度和壓力也相應(yīng)降低，如表3所示。當(dāng)IVC時刻推遲到上止點(diǎn)后-86°CA和-70°CA時，壓縮終了時刻缸內(nèi)工質(zhì)壓力和溫度分別減小到15.05 MPa、13.51 MPa和1 090.43 K、969.93 K. 但在壓力和溫度共同變化的情況下，壓縮終了時刻工質(zhì)密度變化不大，其變化幅度在3%之內(nèi)。

表3 不同IVC壓縮終了時刻缸內(nèi)工質(zhì)狀態(tài)預(yù)測

2.1.3 米勒循環(huán)對米勒損失的影響

內(nèi)燃機(jī)理想循環(huán)的壓縮過程為絕熱壓縮過程，但是由于存在著進(jìn)氣門晚關(guān)現(xiàn)象，壓縮曲線會偏離理想的絕熱過程，形成了壓縮損失。如文獻(xiàn)[17]所述，在進(jìn)氣門晚關(guān)的米勒循環(huán)中，由于壓縮始點(diǎn)被顯著推遲，其造成的壓縮損失就不能被忽視。將從下止點(diǎn)到IVC時刻之間的實(shí)際壓縮線與達(dá)到相同氣缸壓力(在IVC時刻)絕熱壓縮線之間的偏差定義為米勒損失，可根據(jù)(2)式進(jìn)行計算米勒損失功。

(2)

式中：WM為米勒損失功；Vd為活塞位于下止點(diǎn)時刻的氣缸容積；VIVC為IVC時刻的氣缸容積；p(V)為不同氣缸容積下實(shí)際氣缸壓力；ps(V)為不同氣缸容積下絕熱壓縮過程的氣缸壓力；V為氣缸工作容積。

圖7所示為不同IVC時刻壓縮初期階段壓力-容積(p-V)曲線。圖中3條虛線是不同IVC時刻缸內(nèi)壓力的理想絕熱壓縮線。由圖7可以明顯看出，隨著IVC時刻的推遲，實(shí)際氣缸壓力線與理想絕熱壓縮線之間的差距越來越大，即米勒損失增大。

由于這三篇小說通常被論者加入到先鋒寫作的序列中，其經(jīng)典性便也在“先鋒”的闡釋框架內(nèi)獲得。以先鋒精神為內(nèi)核來理解這三篇小說，則其自然而然地被從后現(xiàn)代的理論出發(fā)解讀為是對傳統(tǒng)文體的“戲仿”，無論是在文體、題材、主題乃至價值觀都被全面“解構(gòu)與顛覆”[1]，但僅僅從先鋒精神的角度來解讀顯然是“封鎖”了作品本身所具有的豐富性與復(fù)雜性，本文正是試圖從先鋒所倡導(dǎo)的形式實(shí)驗(yàn)本身出發(fā)，并通過先鋒創(chuàng)作與社會歷史語境的互動，展開這樣一項(xiàng)反思性的工作，重新理解余華的這三篇傳統(tǒng)文體實(shí)驗(yàn)小說。

根據(jù)試驗(yàn)實(shí)測缸壓示功圖計算出的米勒損失功及其相對于循環(huán)指示功的占比如圖8所示。從圖8中可以看出：米勒損失功隨著IVC時刻的推遲而增加；由于本試驗(yàn)中循環(huán)指示功保持不變，米勒損失功相對于指示功的比例也會隨之增大；在原機(jī)IVC時刻為上止點(diǎn)后-110°CA時米勒損失功占循環(huán)指示功的百分比不足0.2%；當(dāng)IVC時刻推遲到上止點(diǎn)后-70°CA時，米勒損失功增加了6倍，占循環(huán)指示功的百分比增大到近1%.

2.1.4 米勒循環(huán)對泵氣損失的影響

采用進(jìn)氣門晚關(guān)米勒循環(huán)后，由于在壓縮初期一部分已經(jīng)進(jìn)入缸內(nèi)的新鮮充量又被推回到進(jìn)氣系統(tǒng)，造成了進(jìn)氣充量損失。為了保持循環(huán)功不變，需要通過提高進(jìn)氣壓力來保持缸內(nèi)的新鮮充量(見表2)，當(dāng)IVC時刻從原機(jī)的上止點(diǎn)后-110°CA推遲到-70°CA 時，進(jìn)氣壓力提高了0.011 MPa.

平均泵氣壓力與進(jìn)氣和排氣壓力的變化有關(guān)，一般情況下，當(dāng)進(jìn)氣壓力大于排氣壓力波平均壓力時，平均泵氣壓力為正值；當(dāng)進(jìn)氣壓力小于排氣壓力波平均壓力時，平均泵氣壓力為負(fù)值。在理論上，對于進(jìn)氣門在下止點(diǎn)后關(guān)閉的柴油機(jī)工作循環(huán)，平均泵氣壓力損失隨IVC時刻的推遲而單調(diào)變化，但由于泵氣損失數(shù)值相對較小，且在試驗(yàn)中一些基本參量(如空燃比、噴油提前角等)略有變動，并且存在不可避免的測量誤差(如轉(zhuǎn)速、大氣環(huán)境、氣缸壓力等)，燃燒狀況難以精確控制和測量，使得平均泵氣壓力會出現(xiàn)非單調(diào)性的變化。不過從圖9中可以看出，原機(jī)相位下平均泵氣壓力為負(fù)值，泵氣損失較大，泵氣功為負(fù)。隨著IVC時刻的推遲，進(jìn)氣壓力提高，平均泵氣壓力增加，泵氣功大于0，相應(yīng)地也帶來了燃油消耗率的降低。這表明米勒進(jìn)氣相位對于增加平均泵氣壓力是有幫助的。

另外，采用進(jìn)氣門晚關(guān)的米勒循環(huán)后，由于壓縮線和膨脹線下移(即壓縮壓力/壓縮溫度和燃燒壓力/溫度下降)，再加上泵氣功損失減小(見圖9)，實(shí)際的循環(huán)功不會因?yàn)檫M(jìn)氣門晚關(guān)而下降(見圖10)。即采用米勒循環(huán)后功率輸出并不下降(3種工況下功率相差不大，IVC-70工況下比IVC-86工況還略有增加)。

2.1.5 米勒循環(huán)對燃燒壓力的影響

高強(qiáng)化柴油機(jī)的機(jī)械負(fù)荷較高，而缸內(nèi)最高燃燒壓力和最大壓力升高率是衡量機(jī)械負(fù)荷的重要指標(biāo)之一。由圖4(c)可以看到，在壓縮行程開始時(見圖4(c)中-90°CA)，3條壓力曲線并沒有明顯差別。隨著活塞的上行，IVC時刻的推遲導(dǎo)致氣缸壓力上升速率減緩，在壓縮行程后期著火前不同IVC時刻之間的氣缸壓力相差了近2 MPa(見圖4(c)中-15°CA)；隨著燃燒過程的進(jìn)行，氣缸壓力差會進(jìn)一步增大，其中IVC時刻為上止點(diǎn)后-70°CA工況下最高燃燒壓力，比原機(jī)相位時降低了2.34 MPa. 因此，隨著IVC時刻的推遲，最高燃燒壓力顯著下降。

2.1.6 米勒循環(huán)對燃燒溫度的影響

發(fā)動機(jī)的熱負(fù)荷與缸內(nèi)平均燃燒溫度、最高燃燒溫度和排氣溫度都有密切關(guān)系。下面根據(jù)實(shí)測的氣缸壓力曲線，并借助于理想氣體狀態(tài)方程計算缸內(nèi)工質(zhì)平均溫度的變化。

圖12所示為不同IVC時刻缸內(nèi)平均溫度隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。由圖12可知，隨著IVC時刻的推遲，缸內(nèi)工質(zhì)平均溫度下降顯著，這主要是因?yàn)橛行嚎s比降低的緣故。在噴油開始時刻(見圖12中-15°CA)，IVC時刻為上止點(diǎn)后-70°CA時的工質(zhì)溫度已經(jīng)比原機(jī)IVC時刻上止點(diǎn)后-110°CA時降低了150 K；隨著燃燒過程的進(jìn)行，到壓縮上止點(diǎn)時刻，二者缸內(nèi)平均溫度相差達(dá)到175 K；最大燃燒溫度出現(xiàn)在約上止點(diǎn)后30°CA，此時3個進(jìn)氣相位造成的最大燃燒溫度差值約為200 K；在隨后的膨脹過程中，由于高溫氣體散熱量較大，不同IVC時刻的工質(zhì)溫差會略有減小。在排氣門開啟時，不同IVC時刻的溫差已經(jīng)降低到約75 K.

圖13所示為不同IVC時刻排氣溫度的變化規(guī)律。由圖13可知，米勒循環(huán)也在一定程度上降低了排氣溫度。在IVC時刻為上止點(diǎn)后-70°CA下的排氣溫度比原機(jī)上止點(diǎn)后-110°CA的排氣溫度降低了約40 K. 這對于降低排氣系統(tǒng)的熱負(fù)荷有明顯作用。

2.1.7 米勒循環(huán)對放熱、油耗和排放的影響

圖14所示為不同IVC時刻瞬時放熱率和累積放熱率的變化。由圖14可知，采用米勒進(jìn)氣相位后，燃燒瞬時放熱速率的上升線隨IVC時刻變化不大，這主要是因?yàn)楸驹囼?yàn)工況點(diǎn)的功率密度較高，缸內(nèi)壓縮終了的壓力、溫度和密度均足夠高，由于米勒進(jìn)氣相位引起缸內(nèi)工質(zhì)狀態(tài)的變化并不足以造成滯燃期、噴霧特性和油氣混合速率的顯著變化。但是，瞬時放熱速率峰值以及放熱速率下降線隨IVC時刻的推遲而減小，這可能是因?yàn)樵趪娪秃笃诨蛲姾?，油氣混合缺乏高速噴霧特性的作用，此時IVC時刻引起的缸內(nèi)溫度和壓力下降對擴(kuò)散燃燒后期的油氣混合和燃燒作用得到彰顯。

在圖14中，以累積放熱率為5%時所對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角作為燃燒始點(diǎn)，以累積放熱率達(dá)95%所對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角作為燃燒終點(diǎn)，燃燒始點(diǎn)到燃燒終點(diǎn)所對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角即為燃燒持續(xù)期。如表4所示，由于試驗(yàn)過程中通過改變噴油正時，控制CA50保持在上止點(diǎn)后18°CA左右，因此隨著IVC時刻的推遲，燃燒始點(diǎn)變化不大，燃燒終點(diǎn)卻略有推遲，從而導(dǎo)致燃燒持續(xù)期有所延長。

表4 不同IVC時刻的放熱相位

圖15所示為不同IVC時刻指示燃油消耗率(ISFC)的試驗(yàn)結(jié)果。由圖15可見，在過量空氣系數(shù)一定的前提下，隨著IVC時刻的推后，指示燃油消耗率從原機(jī)IVC時刻為上止點(diǎn)后-110°CA下的218 g/(kW·h)降低到米勒進(jìn)氣相位上止點(diǎn)后-70°CA 的208 g/(kW·h)，節(jié)油大約4.6%. 這是因?yàn)橐环矫娌捎昧嗣桌者M(jìn)氣相位后泵氣損失有所減小(見圖9)；另一方面，采用米勒進(jìn)氣相位后壓縮壓力線顯著降低(見圖10)、而膨脹壓力線降低得較少(由于燃燒溫度低、壁面的散熱量減少)，造成高壓循環(huán)做功的增加；此外，排氣溫度降低也減少了整個循環(huán)的排氣熱損失。

在單缸機(jī)試驗(yàn)中，進(jìn)氣壓力由外源壓氣機(jī)提供，與多缸機(jī)不同，單缸機(jī)在進(jìn)氣增壓中不消耗發(fā)動機(jī)自身的功率。如果將進(jìn)氣壓力的壓縮功耗折算為單缸機(jī)功耗的一部分，則從圖15中可以看到，折合計算的燃油消耗率顯著增加，但是折合油耗隨IVC時刻的推遲而下降的趨勢與原始指示油耗一致。需要注意的是，這個折合油耗是將所有進(jìn)氣壓縮功耗假定為由發(fā)動機(jī)的一部分輸出功率提供的，與實(shí)際機(jī)械增壓式多缸機(jī)油耗相似，比廢氣渦輪增壓式多缸機(jī)油耗要高。

由于在發(fā)動機(jī)排放物分析中，未燃碳?xì)浠衔?HC)和一氧化碳(CO)的排放量相對較小，本文未作比較。

不同IVC時刻的氮氧化合物(NOx)排放量如圖16所示。由圖16可見，隨著IVC時刻的推遲，對降低NOx排放是有明顯效果的。這主要是因?yàn)槊桌昭h(huán)降低了燃燒溫度。在過量空氣系數(shù)為1.6時，兩個米勒進(jìn)氣相位的NOx排放較原機(jī)分別降低30%(IVC-86)和58%(IVC-70)。但是燃燒溫度降低對于燃料的轉(zhuǎn)換效率是不利的，從而導(dǎo)致煙度排放的增加。試驗(yàn)中通過奧地利AVL公司生產(chǎn)的AVL 415 s煙度計自動采集和讀取煙度值。從圖16可知，在過量空氣系數(shù)為1.6時，IVC-70工況的煙度排放比原機(jī)和IVC-86工況時高。

2.2 模擬結(jié)果分析與討論

為了進(jìn)一步分析進(jìn)氣門晚關(guān)的米勒循環(huán)對進(jìn)氣回流、充量系數(shù)等換氣過程參數(shù)的影響規(guī)律，借助于一維BOOST模型進(jìn)行了數(shù)值計算分析。

2.2.1 米勒循環(huán)對進(jìn)氣回流的影響

圖17所示為進(jìn)氣門閥座處氣流平均速度在進(jìn)氣過程中的變化規(guī)律。由圖17可見：在從上止點(diǎn)到下止點(diǎn)的主要進(jìn)氣階段，3個IVC時刻的進(jìn)氣流速基本相同；但在上止點(diǎn)前進(jìn)氣門開始開啟的階段和下止點(diǎn)后IVC的過程中，進(jìn)氣流速出現(xiàn)負(fù)值，即出現(xiàn)進(jìn)氣回流。上止點(diǎn)前進(jìn)氣門開啟時的進(jìn)氣回流主要是由于缸內(nèi)壓力高于進(jìn)氣歧管壓力造成的，而且隨著IVC時刻的推遲，進(jìn)氣壓力提高，此階段的進(jìn)氣回流減少。而在下止點(diǎn)后進(jìn)氣門關(guān)閉過程中的進(jìn)氣回流現(xiàn)象，則主要是因?yàn)樯闲械幕钊苿痈變?nèi)工質(zhì)，造成缸內(nèi)工質(zhì)壓力高于進(jìn)氣歧管壓力；而且隨著IVC時刻的推遲，進(jìn)氣回流量增加。對圖17中的進(jìn)氣流速曲線進(jìn)行積分可以得到下止點(diǎn)后進(jìn)氣回流量與進(jìn)氣量的比值，即進(jìn)氣回流率。由計算結(jié)果可知，在上止點(diǎn)后-110°CA(原機(jī))、-86°CA和-70°CA 3種IVC時刻，由于進(jìn)氣門在下止點(diǎn)后關(guān)閉所造成的進(jìn)氣回流率分別為0.61%、5.66%和13.33%.

2.2.2 米勒循環(huán)對充量系數(shù)的影響

圖18所示為不同IVC時刻缸內(nèi)充量系數(shù)的變化。由圖18可知，隨著IVC時刻的推遲，充量系數(shù)隨之降低，從原機(jī)進(jìn)氣相位的94.5%降低到米勒進(jìn)氣相位上止點(diǎn)后-70°CA時的89%.這主要是因?yàn)樯鲜鲞M(jìn)氣回流隨IVC時刻的推遲而增加的作用引起的。

3 結(jié)論

本文在1臺高強(qiáng)化單缸柴油機(jī)上針對轉(zhuǎn)速3 600 r/min、指示升功率77 kW/L的高強(qiáng)化工況進(jìn)行了進(jìn)氣門晚關(guān)的米勒循環(huán)對燃燒過程和換氣過程影響的試驗(yàn)和仿真研究，主要得到如下結(jié)論：

1) 在功率輸出不變的情況下，隨著IVC時刻的推遲，最大燃燒壓力、最大壓力升高率、平均燃燒溫度、最高燃燒溫度以及排氣溫度均明顯下降，表明米勒循環(huán)對于降低高強(qiáng)化柴油機(jī)的熱力負(fù)荷有顯著作用。

2) 隨著IVC時刻的推遲，壓縮過程中米勒損失、進(jìn)氣回流率增加，充量系數(shù)、泵氣損失下降。

3) 雖然采用米勒進(jìn)氣相位有可能引起煙度的提高，但有降低NOx排放和改善燃油經(jīng)濟(jì)性的潛力。