賀玉海，王東凱，王勤鵬

（1.武漢理工大學船海與能源動力工程學院，武漢 430063；2.船舶動力工程技術交通行業(yè)重點實驗室，武漢 430063；3.船舶與海洋工程動力系統(tǒng)國家工程實驗室電控分實驗室，武漢 430063）

0 概述

國際海事組織于2018年制定了碳減排初步戰(zhàn)略，其中多條措施對船舶燃料提出了要求，中期候選措施中提出實施低碳或零碳燃料替代燃油項目；長期候選措施中提出開發(fā)和使用零碳燃料［1］。在現(xiàn)階段，作為低碳燃料的天然氣主要應用于雙燃料發(fā)動機，而雙燃料發(fā)動機為了避免發(fā)生爆震，其設計壓縮比較低，導致熱效率損失［2］。此外，氫燃料等零碳燃料也備受關注，將氫燃料應用到船舶發(fā)動機可最大程度地降低碳排放，但存在燃燒循環(huán)變動大及爆震等問題。

為了將低碳、零碳燃料合理地應用到船舶發(fā)動機上，必須采取有效措施來緩解提高熱效率與抑制爆震間的矛盾，并減小燃燒循環(huán)變動。文獻［3］中研究了壓縮比和引燃油噴射角度對柴油-天然氣雙燃料發(fā)動機的影響，發(fā)現(xiàn)采用較高壓縮比可以提高熱效率，結合推遲噴油策略可以有效降低機械負荷和熱負荷；但缸內直噴天然氣船用發(fā)動機在高負荷工況燃燒放熱率過高容易出現(xiàn)壓力振蕩，導致燃燒及排放惡化。文獻［4］中通過數(shù)值計算研究了抑制缸內直噴天然氣船用發(fā)動機壓力振蕩的方法，通過米勒循環(huán)和多次噴射策略可以改善缸內的壓力振蕩，但過度推遲排氣門關閉時刻可能會造成壓力損失。文獻［5］中研究了氫發(fā)動機的燃燒循環(huán)變動，發(fā)現(xiàn)燃燒循環(huán)變動隨壓縮比升高有增加趨勢，這就限制了壓縮比的提高。

可變壓縮比技術是兼顧發(fā)動機低負荷熱效率和高負荷爆燃傾向的理想方法［6］，但可變壓縮比發(fā)動機往往存在結構復雜、制造工藝要求高、成本高、可靠性低等問題。本文中提出的壓力自適應活塞（pressure self-adaptive piston，PSAP）技術具有比肩可變壓縮比性能的優(yōu)勢，通過提高壓縮比改善中低負荷工況的燃油經濟性，并在高負荷工況通過活塞頭部位移抑制過高的氣缸壓力及其振蕩。本文中以船用柴油-天然氣雙燃料發(fā)動機為研究對象，研制一套PSAP，并通過試驗與仿真相結合的方法研究PSAP 的綜合性能，以期為低碳、零碳燃料在內燃機中的推廣應用提供參考。

1 PSAP 的設計

本研究中設計的PSAP 如圖1 所示，主要由活塞頭部、活塞裙部、碟形彈簧、支撐裝置、限位裝置和連接螺栓等部件組成?；钊^部與限位裝置，通過連接螺栓形成剛性連接?；钊共颗c支撐裝置，通過沉頭內六角螺栓形成剛性連接?；钊^部和支撐裝置通過設計的凹槽進行裝配，來保證相對運動的軸向精度?；钊^部沒有改動原有的活塞環(huán)布置，頭部和裙部間的裝配位置處于活塞環(huán)的下方區(qū)域，因此其密封性與原活塞保持一致。通過給碟形彈簧施加預緊力避免碟形彈簧在較低氣缸壓力下的形變。在較高的氣缸壓力作用下，碟形彈簧克服預緊力發(fā)生形變，活塞頭部相對裙部作軸向運動，從而改變活塞高度。支撐裝置可以限制碟形彈簧的變形范圍以避免高負荷工況缸壓的大幅下降。

圖1 活塞結構簡圖

2 PSAP 的試驗研究

2.1 試驗臺架

以淄柴Z6170 船用發(fā)動機為研究對象，該機型的主要參數(shù)規(guī)格如表1 所示［7］。

表1 Z6170 發(fā)動機參數(shù)規(guī)格

臺架試驗是在淄柴Z6170 發(fā)動機臺架上進行的，如圖2 所示，主要試驗工作包括拆卸氣缸蓋、拆卸原機活塞、裝配PSAP、裝機運行。

圖2 臺架試驗準備工作

在進行試驗準備工作時，拆卸掉原機活塞后研究了PSAP 的運動干涉問題。為了防止PSAP 碰撞到進、排氣門和噴油器針閥等部件，保證發(fā)動機的安全運行，對活塞高度進行了一定限制，對應壓縮比限制在16.5。

2.2 試驗結果分析

在轉速為1 000 r/min 的工況下，選取發(fā)動機負荷特性下常用的3 個工況點（低負荷、中等負荷、中高負荷，分別記為工況1、工況2、工況3）進行發(fā)動機臺架試驗。受試驗條件限制，試驗工況均為柴油工況，對于PSAP，使用何種燃料不影響活塞的性能，活塞實現(xiàn)的是對缸內壓力的自適應。

2.2.1 缸內壓力

本文中原機模式指的是裝有原機活塞時的運行模式，PSAP 模式指的是裝有PSAP 時的運行模式。圖3 為測錄的缸內壓力試驗數(shù)據(jù)。由圖3 可知兩種模式的燃燒策略保持一致。PSAP 對缸內壓力的影響在3 個工況下有所不同，具體如下：（1）工況1 時，PSAP 模式和原機模式的最高燃燒壓力分別為4.62 MPa 和3.68 MPa。這是因為較低的氣缸壓力使得碟形彈簧無變形或變形量很?。涣硗釶SAP 對應的壓縮比為16.5，而原機活塞對應的壓縮比為14.5，在高壓縮比的作用下缸內壓力得以提升。（2）工況2 時，PSAP 模式和原機模式的最高燃燒壓力分別為5.66 MPa 和5.09 MPa。相較工況1，較高的氣缸壓力使得碟形彈簧發(fā)生壓縮變形，活塞高度降低，燃燒室容積增大，從而降低了缸內壓力。但由于PSAP 對應的壓縮比較高，使得PSAP 模式的燃燒壓力仍然高于原機模式。（3）工況3 時，PSAP 模式和原機模式的最高燃燒壓力分別為7.68 MPa 和8.17 MPa，在此工況下缸內燃燒壓力較高，碟形彈簧發(fā)生較大程度的壓縮變形，缸內壓力相較原機略有降低。

圖3 試驗工況的缸內壓力數(shù)據(jù)

2.2.2 循環(huán)波動

可以用峰值壓力循環(huán)波動系數(shù)γCOV［8］表征發(fā)動機燃燒穩(wěn)定性，其計算式見式（1）。

式中，n 為循環(huán)數(shù)，試驗中每組數(shù)據(jù)采集10 個循環(huán)數(shù)據(jù)。

各工況的峰值壓力循環(huán)波動系數(shù)見圖4。由圖4 可知，在各工況下PSAP 模式的峰值壓力循環(huán)波動系數(shù)均小于原機模式。相較原機模式，PSAP 模式的峰值壓力循環(huán)波動系數(shù)最大降幅為1.11%。PSAP 中的碟形彈簧作為一種儲能元件可以在一定程度上抑制循環(huán)波動，提高燃燒穩(wěn)定性。

圖4 試驗工況的峰值壓力循環(huán)波動系數(shù)數(shù)據(jù)

3 PSAP 的仿真模型

為了評估PSAP 在發(fā)動機全工況范圍內的性能影響，建立了PSAP 的仿真模型。仿真模型主要包括發(fā)動機工作過程數(shù)值計算模型和爆震模型。

3.1 發(fā)動機工作過程數(shù)值計算模型

發(fā)動機工作過程數(shù)值計算模型主要通過AVL-Boost 軟件建立，并通過缸內壓力試驗數(shù)據(jù)進行驗證，模型如圖5 所示。圖中，E1 為發(fā)動機，TC1 為渦輪增壓器，SB1、SB2 分別為進口邊界和出口邊界，C01 為空氣冷卻器，PL1 為進氣總管，PL2 和PL3 為排氣總管，C1～C6 為氣缸，4～9 為進氣歧管，10～15 為排氣歧管，MP1～MP8 為定義的測量點。

圖5 基于AVL-Boost 的發(fā)動機工作過程數(shù)值計算模型

AVL-Boost 軟件不能同時模擬預混合燃燒和壓燃燃燒。對于柴油-天然氣雙燃料，不能直接在軟件中進行設定，需要采用熱值當量和質量加權的方法進行處理［9］，如式（3）所示。

式中，MLNG為雙燃料發(fā)動機的天然氣燃料量；HDiesel和HLNG分別為柴油和天然氣的低熱值；MDiesel為根據(jù)MLNG等熱值當量對應的柴油量。

3.2 爆震模型

為了評估PSAP 在高負荷工況的爆震抑制性能，建立了PSAP 的爆震模型。發(fā)動機工作過程數(shù)值計算模型是基于AVL-Boost 軟件建立的一維模型，常見爆震模型中的現(xiàn)象學爆震預測模型也是一維模型，兩者可以通過軟件接口實現(xiàn)模型耦合，由此建立了現(xiàn)象學爆震預測模型。爆震模型采用Douaud & Eyzat 爆震模型，該模型是應用最為廣泛的現(xiàn)象學爆震預測模型［10-11］。該模型通過計算誘導時間積分來衡量爆震趨勢，誘導時間積分越大則越有可能發(fā)生爆震。該模型的核心公式見式（4）。

式中，KITI為誘導時間積分，當KITI≥1 時認為混合氣出現(xiàn)自燃；τ 為誘導時間；tIVC為進氣門關閉時刻；tEVO為排氣門開啟時刻。

誘導時間的計算方法見式（5）。

式中，KITM為誘導時間系數(shù)；KAEM為活化能系數(shù)；RON為燃料的辛烷值；p 為缸內工質的瞬時壓力；Tu為未燃區(qū)混合氣的瞬時溫度。

未燃區(qū)混合氣的工作過程可以視作純壓縮過程，根據(jù)理想氣體狀態(tài)方程，未燃區(qū)混合氣溫度可由式（6）計算。

式中，TIVC和pIVC分別為進氣門關閉時刻的混合氣溫度和混合氣壓力；k 為未燃區(qū)混合氣的絕熱指數(shù)。

Douaud&Eyzat 爆震模型需要輸入缸內瞬時壓力、缸內瞬時溫度和曲軸轉角等參數(shù)，這些參數(shù)可由AVL-Boost 計算得出。通過MATLAB/Simulink 建立的爆震模型如圖6 所示，圖中n0為轉速。

圖6 基于MATLAB/Simulink 的爆震模型

3.3 模型驗證

基于臺架試驗測錄的PSAP 模式缸內壓力試驗數(shù)據(jù)，對仿真模型進行驗證，結果如圖7 所示。由圖7 可知，仿真模型與原型機偏差較小，可以準確地模擬發(fā)動機缸內工作過程。

圖7 PSAP 模式缸內壓力仿真數(shù)據(jù)與試驗數(shù)據(jù)對比

4 仿真結果分析

4.1 活塞頭部位移

PSAP 通過活塞頭部位移改變活塞高度，進而改變氣缸容積。但在發(fā)動機運行時測量PSAP 活塞頭部位移非常困難，需要通過模型仿真獲取。本研究中選取25%、50%、75% 和100% 負荷研究各負荷工況下的活塞頭部位移，活塞頭部位移曲線如圖8所示，主要數(shù)據(jù)如表2 所示。

圖8 仿真工況的活塞頭部位移數(shù)據(jù)

表2 活塞頭部位移主要數(shù)據(jù)

由圖8 和表2 可知，在25% 負荷工況下活塞頭部無位移，即碟形彈簧在整個循環(huán)中沒有發(fā)生變形。隨著負荷增大，活塞頭部位移和最大位移所對應的氣缸容積變動均呈現(xiàn)增大的趨勢。在50%、75% 和100% 負荷工況下活塞頭部位移均發(fā)生在上止點附近，主要集中在燃燒行程，小部分發(fā)生在壓縮行程末期和膨脹行程前期。隨著負荷升高，活塞頭部位移所對應的曲軸轉角范圍也變大。此外，在100%負荷工況下，活塞頭部于曲軸轉角365°～378°范圍內始終保持最大位移3.59 mm，說明在此區(qū)間內，在較高的燃燒壓力的作用下活塞一直保持著最大位移。

4.2 燃油消耗率

圍 繞 25%、50%、75% 和 100%負荷研究PSAP 對發(fā)動機經濟性能的影響，各仿真工況的燃油消耗率如圖9 和表3 所示。

圖9 仿真工況的燃油消耗率數(shù)據(jù)

表3 不同負荷下的燃油消耗率及其變化率

由圖9 和表3 可知，在低負荷工況PSAP 模式下發(fā)動機保持較高的壓縮比，熱效率相較原機有所提高，從而可降低油耗，提高經濟性。在中等負荷工況，原機模式和PSAP 模式的燃油消耗率基本一致。在高負荷工況下，由于缸內壓力較高，PSAP 發(fā)生較大程度的位移，在抑制爆震的同時損失了一部分燃油經濟性。

4.3 爆震抑制性能

柴油-天然氣雙燃料發(fā)動機在天然氣模式、高負荷工況下容易發(fā)生爆震。選取兩個高負荷工況點進行仿真研究，工況參數(shù)詳見表4。各工況點的缸內壓力和缸內溫度如圖10 所示。在90% 負荷和100%負荷，PSAP 模式的缸內壓力均低于原機模式，峰值壓力差值分別為0.49 MPa 和0.72 MPa。高負荷工況的缸內壓力較高，致使碟形彈簧發(fā)生較大程度的形變，從而有效降低高負荷工況的缸內壓力。此外，兩種模式下的缸內溫度狀況基本保持一致。

表4 仿真工況參數(shù)

圖10 高負荷仿真工況的缸內壓力和缸內溫度數(shù)據(jù)

將缸內壓力、缸內溫度和曲軸轉角等數(shù)據(jù)輸入到爆震模型中，經過計算可以得到誘導時間積分的數(shù)據(jù)結果，如圖11 所示。90% 負荷下PSAP 模式和原機模式的誘導時間積分分別為0.90 和0.99。100% 負荷下PSAP 模式和原機模式的誘導時間積分分別為0.96 和1.15。相比原機模式，PSAP 模式的誘導時間積分均有所降低。在高負荷工況，PSAP通過活塞頭部位移降低過高的缸內壓力和壓力升高率，進而有效抑制爆震。

圖11 高負荷仿真工況的誘導時間積分數(shù)據(jù)

5 結論

（1）在較低的氣缸壓力下，PSAP 活塞頭部無位移或位移較小，缸內壓力相較原機有所提升；而在較高的氣缸壓力作用下活塞壓縮量增大，燃燒室容積得以提升，從而可降低過高的缸內壓力。

（2）PSAP 中碟形彈簧作為一種儲能元件，可以在一定程度上抑制燃燒循環(huán)波動，改善燃燒過程。碟形彈簧的形變主要發(fā)生在燃燒行程，小部分形變發(fā)生在壓縮行程末期和膨脹行程前期，最大形變發(fā)生在燃燒壓力峰值處。

（3）PSAP 可以降低低負荷工況的燃油消耗率，改善經濟性能；在高負荷工況PSAP 能夠減弱爆震傾向和循環(huán)波動，但導致燃油經濟性略有損失。