發布時間：2022-01-14所屬分類：電工職稱論文瀏覽：1次
摘 要： 摘 要：在 2.0 L 米勒循環發動機上研究了高滾流對米勒循環發動機燃油經濟性及燃燒特性的影響。試驗結果表明，采用高滾流進氣道后，促進了小負荷工況下的缸內氣流運動，油氣預混合充分，油耗降低明顯。在轉速為 2 000 r/min、平均有效壓力為 0.2 MPa 工況，油耗降低了 3
摘 要：在 2.0 L 米勒循環發動機上研究了高滾流對米勒循環發動機燃油經濟性及燃燒特性的影響。試驗結果表明，采用高滾流進氣道后，促進了小負荷工況下的缸內氣流運動，油氣預混合充分，油耗降低明顯。在轉速為 2 000 r/min、平均有效壓力為 0.2 MPa 工況，油耗降低了 3.5%。由于燃燒放熱更加集中，燃燒持續期由原機的 32.6 °CA 縮短到 29.3 °CA，縮短幅度達到 10.1%。同時，小負荷時高滾流進氣道發動機的燃燒穩定性得到改善，循環變動系數降低。但由于燃燒速度加快，后燃減弱，對未燃 HC 的氧化能力降低，導致小負荷工況下 HC 排放增加。采用高滾流進氣道后，混合氣湍動能增加，火焰傳播速度加快，放熱速率升高，瞬時放熱率峰值升高。在轉速為 2 000 r/min、平均有效壓力為 0.2 MPa 工況，瞬時放熱率峰值達到 24.4 kJ/°CA，較原機升高了 4.7%。
關鍵詞：滾流 米勒循環 進氣道 燃燒
引言
不斷嚴格的排放及燃油經濟性法規推動內燃機向更清潔、更高效的方向發展。米勒循環是實現這一目標的技術之一。對于汽油機來說，部分負荷的泵氣損失偏大是影響其熱效率的因素之一。米勒循環技術能有效降低部分負荷的泵氣損失，提高汽油機中低負荷的有效熱效率。同時，米勒循環技術可以利用進氣門晚關來延遲壓縮過程的始點，降低發動機實際壓縮比，減小高負荷爆震傾向，從而使米勒循環發動機可以在更高的幾何壓縮比下工作，提高理論熱效率。高幾何壓縮比的米勒循環發動機在小負荷時燃燒穩定性較差，高滾流進氣系統可以有效地組織缸內氣流運動，增強油氣混合程度，改善發動機燃燒穩定性[1]。
本文在一款 2.0 L 增壓直噴汽油機上探究高滾流進氣系統對米勒循環發動機燃燒特性的影響，為米勒循環發動機進氣道設計提供了依據，也為嚴格的油耗法規下高效率發動機的設計開發提供了工程基礎。
1 高滾流進氣道方案及穩態試驗
1.1 高滾流進氣道方案設計
影響滾流比的進氣道參數主要有氣道出口傾斜角 α、β 和圓弧曲率等。其中，氣道出口傾斜角 α 和 β 對滾流比的影響最為顯著。尤其是 α 的影響更大，α 越小，氣流流向排氣門方向越多，滾流越強[2]。為獲取強滾流，需要增大進氣門與氣門座圈上部的進氣流量及流速，同時減小進氣門與缸壁間的進氣量，從而形成較為強烈的正向滾流[3]。在原機基礎上，通過減小 α，設計了一款高滾流進氣道，如圖 1 所示。氣道出口上部相對燃燒室傾斜布置，引導氣流從上部通過并沿燃燒室屋脊流向排氣側。氣道出口下部向氣道中心抬高，形成縮口，阻止進氣流向下部。上下兩股氣流形成較大的能量差，從而增強進氣滾流。
1.2 氣道穩態試驗
通過 TJUS102 型氣道試驗臺對原機氣道及所設計的高滾流進氣道進行穩態試驗。該穩態氣道試驗臺的風機變頻器可使小氣門升程(≤3 mm)時進出口達到至少 7 kPa 的壓差，大氣門升程(>3 mm)時進出口達到至少 4 kPa 的壓差。圖 2 和圖 3 分別為試驗所測量出的不同氣門升程下原機進氣道和高滾流進氣道流量系數和滾流比對比。
從圖 2 和圖 3 所示的試驗結果可以明顯看出，隨著氣門升程的變化，2 種氣道的流量系數和滾流比呈現出相似的變化趨勢。2 種氣道的流量系數均是先快速增加后趨于平緩。在氣門升程小于 4 mm 時， 2 種氣道的滾流比相差甚小;在氣門升程大于 4 mm 以后，2 種氣道的滾流比出現明顯差異。試驗結果表明，相對于原機進氣道，高滾流進氣道加權平均滾流比提高 12.6%，而加權平均流量系數降低 5.2%。由此可知，相對于原機進氣道，所設計的進氣道滾流比明顯提高，適用于研究滾流比對米勒循環發動機性能的影響。
2 儀器設備及工況選取
2.1 儀器設備
試驗用相關儀器設備見表 1。
2.2 工況選取
本文的研究對象是一臺四氣門缸內直噴渦輪增壓汽油機，其主要參數如表 2 所示。在該發動機上，通過匹配大包角進氣凸輪軸，結合可變氣門正時機構，實現進氣門晚關的米勒循環，進氣凸輪軸包角為 215 °CA。凸輪軸包角定義為從氣門開啟 1 mm 至關閉1 mm 所對應的曲軸轉角。
發動機轉速取為 2 000 r/min，在該轉速下分別取平均有效壓力為 0.2、0.5、0.8、1.1、1.4 MPa。2 臺不同進氣道發動機在相同工況下采取相同的噴油軌壓、噴油時刻，并在各工況下都保證當量比燃燒。連續記錄 100 個循環氣缸壓力數據，進行燃燒放熱計算。
3 試驗結果分析
3.1 油耗和泵氣損失對比
圖 4 為 2 000 r/min 轉速、不同平均有效壓力下的燃油消耗率。
從圖 4 可以看出，采用高滾流進氣道后，在小負荷時油耗顯著下降。平均有效壓力為 0.2 MPa 和 0.5 MPa 時，油耗分別從 388.4 g/(kW·h)和 289.8 g/(kW·h)降低到 374.8 g/(kW·h)和 283.7 g/(kW·h)，降幅分別為 3.5%和2.1%。在中高負荷時，2 種氣道的油耗基本相同。這主要是由于在小負荷時米勒循環發動機的缸內氣流運動較弱，采用高滾流進氣道后，顯著改善了缸內氣流運動、增加了燃油霧化速度[4]，有助于在點火時刻缸內形成濃度均勻的混合氣，改善了缸內燃燒情況。
圖 5 為 2 000 r/min 轉速、不同平均有效壓力下的泵氣損失。由于高滾流進氣道的流量系數相對較小，在中高負荷時泵氣損失有所增加。但是中高負荷泵氣損失總體較小，對油耗影響較小。
3.2 燃燒持續期及循環變動系數對比
圖 6 和圖 7 分別為 2 000 r/min 轉速、不同平均有效壓力下 2 種氣道發動機燃燒持續期及循環變動系數對比。
從圖 6 和圖 7 可以看出，改善效果同樣在小負荷時較為顯著。定義燃燒持續期為已燃質量分數 10%~90%經過的曲軸轉角。未發生爆震時控制累積燃燒放熱為 50%的曲軸轉角(CA50)在 8 °CA ATDC 附近，以確保具有較高的燃燒等容度。采用高滾流進氣道時，小負荷工況下，氣流運動明顯增強，預混合更加充分，促進了燃燒集中放熱[5]。在平均有效壓力為 0.2 MPa 工況，高滾流進氣道發動機燃燒持續期由原機的 32.6 °CA 縮短到 29.3 °CA，縮短幅度達到 10.1%。在中高負荷時，缸內氣流運動本就強烈，混合氣混合較為充分，燃燒持續期縮短幅度很小。同樣受益于缸內氣流運動增強，點火時刻缸內湍動能增加，火花塞處混合氣預混合充分[6]，小負荷時高滾流進氣道發動機燃燒穩定性得到改善，循環變動系數降低。
3.3 HC 排放對比
圖 8 為 2 000 r/min 轉速、不同平均有效壓力下的 HC 排放情況。
采用高滾流進氣道后，缸內燃燒速度加快，后燃減弱，對未燃 HC 的氧化能力降低，導致小負荷工況下 HC 排放增加，尤其是 0.2 MPa 時 HC 排放增加尤為明顯，增加了 21.4%。
3.4 2 000 r/min、0.2 MPa 工況放熱率及氣缸壓力對比
圖 9 及圖 10 分別為 2 000 r/min、0.2 MPa 工況放熱率及氣缸壓力對比情況。
從圖 9 和圖 10 可以看出，采用高滾流進氣道后，放熱速率更高，放熱率峰值對應的曲軸轉角比原機減小 3 °CA，并且以更低的油耗達到了更高的瞬時放熱率峰值，瞬時放熱率峰值達到 24.4 KJ/°CA，比原機升高了 4.7%。同時，缸內達到的最高爆發壓力也更高。
4 結論
1)采用高滾流進氣道后，促進了小負荷工況下的缸內氣流運動，油氣預混合充分，油耗降低明顯，平均有效壓力分別為 0.2 MPa 和 0.5 MPa 時，油耗分別降低了 3.5%和 2.1%。在中高負荷時，2 種氣道的油耗基本相同。
2)采用高滾流進氣道后，燃燒放熱更加集中。在平均有效壓力為 0.2 MPa 工況，高滾流進氣道發動機燃燒持續期由原機的 32.6 °CA 縮短到 29.3 °CA，縮短幅度達到 10.1%。同時，小負荷時高滾流進氣道發動機燃燒穩定性得到改善，循環變動系數降低。但由于燃燒速度加快，后燃減弱，對未燃 HC 的氧化能力降低，導致小負荷工況下的 HC 排放增加。
3)采用高滾流進氣道后，缸內氣流運動加劇，混合氣湍動能增加，火焰傳播速度加快，放熱速率升高，同時瞬時放熱率峰值升高，達到 24.4 KJ/°CA，比原機升高了 4.7%。——論文作者：韓 松 盧中軒 張 琳 陳 熊 白鳳月 鄒 林 張 晴
參考文獻
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