外部EGR技术在高压缩比米勒循环发动机上的试验研究_吴学松

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高压缩比米勒循环汽油机气门策略优化

高压缩比米勒循环汽油机气门策略优化

高压缩比米勒循环汽油机气门策略优化吴中浪;陈韬;谢辉;石皓天;杨志伟;赵华【摘要】在一台几何压缩比为13.4的增压直喷汽油机上,通过实验探索了米勒循环在中小负荷对高压缩比汽油机热效率提升规律以及实际应用效果,结合仿真揭示了米勒循环对进气道废气重吸的影响.研究表明:由于废气重吸现象的存在,米勒循环在小负荷工况能促进SI-HCCI混合燃烧,固定循环喷油量下的小负荷工况通过气门相位优化,热效率提升幅度可达12%,在中等负荷工况指示热效率可进一步提升至40%.由于不同工况进气道废气重吸程度的不同,通过米勒循环降低发动机有效压缩比在中小负荷并不一定能导致缸内温度降低.【期刊名称】《燃烧科学与技术》【年(卷),期】2019(025)004【总页数】9页(P331-339)【关键词】混合燃烧;高压缩比;米勒循环;废气重吸;气门策略【作者】吴中浪;陈韬;谢辉;石皓天;杨志伟;赵华【作者单位】天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室,天津 300072;天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室,天津 300072;天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室,天津 300072;天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室,天津 300072;天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室,天津 300072;天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室,天津300072;布鲁内尔大学先进动力和燃油研究中心,伦敦UB83PH【正文语种】中文【中图分类】TK11国家第 4阶段油耗法规的出台对车用发动机的燃油经济性提出了更为严苛的要求.而根据美国能源部数据预测显示,至 2040年点燃式内燃机仍将占据90%的轻型车市场[1],汽油机热效率的进一步提升不仅对社会的可持续发展具有重大意义,也是当前汽车行业的迫切需求.在乘用车汽油机小型强化的发展趋势下,现代汽油机压缩比一般限制在 10左右,而提高几何压缩比是提升汽油机热效率的强有力手段,赵华等[2]指出当压缩比从 10增加至 14时,比油耗减少可达10%.丰田公司量产的第4代Prius混合动力轿车所搭载的 1.8L排量自然吸气发动机ESTEC2ZR-FXE,压缩比提升至 13,在 Atkinson循环和外部 EGR以及高能点火等技术的辅助下,实现了最高40%的有效热效率[3].本田公司为雅阁混合动力轿车所研发的下一代 2.0L发动机同样采用了 13压缩比,最高有效热效率接近 39%,其最低有效燃油消耗率降至214g/(kW·h),相较上一代10.6压缩比发动机平台进一步降低10%[4].马自达公司在提升压缩比的道路上更为激进,其创驰蓝天发动机Skyactiv-G系列采用 14压缩比设计(北美市场为 13压缩比),较上一代11.2压缩比汽油机平台在NEDC循环下油耗改善15%[5].然而提高汽油机压缩比会导致大负荷时爆震倾向加剧.这将导致点火时刻的推迟以及大负荷燃油加浓现象的加剧,反而不利于经济性的改善.因此,在高压缩比直喷增压汽油机上采用米勒循环降低有效压缩比,维持高膨胀比来抑制爆震有利于进一步提升其经济性.米勒循环技术一般使用较短持续期的进气凸轮轴,通过实现进气门早关来降低有效压缩比,力争降低压缩终了缸内温度,抑制大负荷爆震和优化燃烧相位.米勒循环还可以改善部分负荷下的泵气损失[6],其与增压的协同优化可以在较为宽广的工况范围内实现热效率的提升[7].但对于使用进气门早关策略的米勒循环来说,米勒循环程度增大会不可避免地导致进气门开启时刻(IVO时刻)提前,而进气门早开则会导致缸内废气前回流的问题,前回流的缸内废气对进气充量起到加热作用[8],这一作用有可能抵消有效压缩比减小带来缸内温度降低的效果.因此,需要优化气门策略以进一步提升高压缩比米勒循环汽油机的经济性.1 研究方法本研究采用的实验平台是基于某车企量产的一台 2.0L双 VVT增压直喷汽油机,出于研究目的对其进行了改装,重新安装的米勒循环进气凸轮轴最大升程为6mm,开启持续期为160°CA,用于替换原机9mm 升程,200°CA持续期的凸轮轴(气门开闭时刻均以0.5mm升程为准).进排气侧VVT的可调节范围为50°CA.2种进气凸轮轴型线对比如图1所示,排气仍采用原机凸轮轴,实验中通过调节 IVO时刻来实现不同程度的米勒循环.此外将原机9.6压缩比平顶活塞更换为本课题组重新设计的 13.4几何压缩比活塞.发动机改装后具体参数如表1所示.图1 米勒循环凸轮轴与原机凸轮轴型线对比Fig.1 Comparison of intake cam profile between Miller cycle engine and the original engine表1 发动机技术参数Tab.1 Engine specifications参数指标缸径/mm 82.5行程/mm 92排量/L 2.0压缩比 13.4喷油方式缸内直喷+进气道喷射进气升程/mm 6排气升程/mm 8.5进气持续期/°CA 160排气持续期/°CA 200进气门开启时刻/(°CA ATDC) 325~373排气门关闭时刻/(°CA ATDC) 336~386实验台架的控制系统采用 dSPACE公司的MicroAutobox和 RapidPro快速原型控制系统.缸内压力信号采用Kistler公司的6053C压电晶体传感器进行测量,Lambda则采用ETAS公司的LA4线性氧传感器进行实时测量.具体实验系统如图2所示.研究在原机常用标定工况点所对应的循环喷油量下进行,固定发动机转速2000r/min,分别选取原机平均有效压力(brake mean effective pressure,BMEP)分别约为 0.3MPa、0.5MPa和 0.65MPa这 3种负荷所对应的单缸循环喷油量作为实验循环喷油量的固定基准.每缸基准循环喷油量分别为 11.8mg、19.3mg和23.7mg.每档循环喷油量下进气门开启时刻在325~370°CA ATDC范围内以15°CA 间隔调节,排气门关闭时刻在340~385°CA ATDC范围内同样以15°CA间隔调节,在所有正气门重叠角策略下可能的气门相位组合下进行实验,实验过程中节气门开度配合气门相位变化进行调节,以保证燃空当量比 1,点火提前角均在爆震限制下优化至 MBT点,爆震边界标准为缸内压升率不超过0.5MPa/(°CA).实验油温和冷却水温均保持在85℃.其中进排气门相位所对应的有效压缩比和有效膨胀比如表 2所示.热平衡分析计算中,燃烧过程传热损失率定义为传热损失与单缸循环喷油量低热值的比值,燃烧过程传热损失为燃料实际燃烧释放的热量和净放热量的差[9],即:式中:θ1为燃烧始点;θ2为燃烧终点;mcycle为单缸每循环喷油量;QLHV为汽油低热值;cη为燃烧效率.mcycle、QLHV和cη的乘积为燃料实际燃烧释放热量,由于排放数据未测量,这里燃烧效率采用经验公式[10]计算.QHRR为通过对缸压曲线处理得到的瞬时放热率曲线,其积分区间均定为点火上止点前50°CA 至点火上止点后100°CA,积分项为净放热量.热功转化损失Qexh定义为净放热量减去毛指示功,即图2 实验台架示意Fig.2 Schematic of experimental bench表2 进排气门相位对应的有效压缩比和有效膨胀比Tab.2 Effective compression ratio and effective expansion ratio corresponding to different valve timingI V O时刻/(°C A A T D C) 有效压缩比 E V C时刻/(°C A A T D C) 有效膨胀比3 2 5 1 1.4 3 4 0 1 2.4 3 4 0 1 2.4 3 5 5 1 3.0 3 5 5 1 3.0 3 7 0 1 3.3 3 7 0 1 3.3 3 8 5 1 3.42 实验结果及分析2.1 米勒循环对高压缩比汽油机热效率提升的效果图3(a)~(c)分别给出了发动机 2000r/min时,3种循环喷油量(11.8mg、19.3mg和 23.7mg)下,不同有效膨胀比对热效率的影响规律.从图3可以看出,在有效压缩比可调范围内,对于这 3种循环喷油量,指示热效率在各有效膨胀比下总体都随有效压缩比RECR的降低而升高.针对3组循环喷油量实验,其最优热效率点分别在有效膨胀比 REER为 13.4、13.3和 13.3情况下达到.在循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况下,相同有效压缩比RECR下的指示热效率随有效膨胀比的增大而升高,这主要是由于小负荷工况泵气损失在一定范围内会随排气门关闭时刻 EVC的推迟而减小.这与图4中传热损失随有效膨胀比增大而减小的趋势在热效率优化方向上一致.图3 3种循环喷油量下指示热效率随有效压缩比的变化规律Fig.3 Effects of effective compression ratio on indicated thermal efficiency at three cyclic fueling rates而在循环喷油量m为19.3mg和23.7mg的中等负荷工况下,各有效压缩比指示热效率最优点的有效膨胀比并不相同,这主要是由于负荷增大后,推迟排气门开启将不利于推出损失减小,所以泵气损失在一定范围内反而会随有效膨胀比的增大而增大,这与图4中燃烧过程传热损失随有效膨胀比增大而减小的趋势在热效率优化上存在“trade-off”关系.因此中等负荷水平下,不同有效压缩比下的最佳有效膨胀比并不一致.传热损失随有效膨胀比的增大而减小主要是由于推迟排气门关闭有利于排气道重吸废气,提升缸内工质比热容降低燃烧温度.图4 燃烧过程传热损失和泵气损失随有效膨胀比的变化规律Fig.4 Effects of effective expansion ratio on heat transfer loss and pumping loss in the combustion process取这3组循环喷油量实验最优热效率点的有效膨胀比(分别为13.4、13.3和 13.3),其排气门关闭时刻(EVC 时刻)(分别为385°CA ATDC、370°CA ATDC和370°CA ATDC)固定为后文所有分析的基准.图5显示在最优有效膨胀比下,米勒循环对小负荷热效率的改善效果更为显著,在循环喷油量为11.8mg的小负荷工况附近指示热效率最高为37.4%,相较该循环喷油量下原机 32.5%的指示热效率提升约15%,相较于有效压缩比为 13.3(即几乎没有米勒循环效果的点)提升约 12%.而在循环喷油量为 19.3mg和 27.3mg的工况下,最高指示热效率分别达到 40%和40.4%,相较原机水平均提高 11%左右,相较于有效压缩比为 13.3,即几乎没有米勒循环效果的点分别提升约8%和10%.对于图5中循环喷油量为 27.3mg的工况,其指示热效率在有效压缩比较高的阶段低于循环喷油量为 19.3mg的工况,但随着有效压缩比的降低,前者指示热效率迅速赶上并超过后者,这主要是米勒循环对前者的爆震倾向起到了良好的抑制,优化了燃烧相位所致.图5 最优有效膨胀比下有效压缩比对指示热效率的影响Fig.5 Effects of effective compression ratio on indicated thermal efficiency at optimized effective expansion ratio2.2 米勒循环对高压缩比汽油机燃烧过程的影响将3种循环喷油量的排气门关闭时刻EVC分别固定为上文中的最佳值,即385°CA ATDC、370°CA ATDC和370°CA A TDC,考察这3种循环喷油量下米勒循环程度对燃烧过程的影响规律.图6显示米勒循环在一定程度上可以降低排气温度,排气温度的高低反映了废气所带走焓的多少.从图6可以看出,中小负荷水平下排气温度总体上都随米勒循环程度的增大而降低,在循环喷油量为11.8mg的小负荷工况效果最为明显,排气温度最大降幅51K,而循环喷油量为19.3mg和23.7mg的中等负荷工况排温降低略有降低但总体变化幅度较小.图6 排气温度随有效压缩比的变化规律Fig.6 Effects of effective compression ratio on exhaust gas temperature米勒循环在降低排气温度的同时,还能显著降低中等负荷传热损失,图7显示3种循环喷油量下,米勒循环对传热损失的改善效果,其中循环喷油量为19.3mg和 23.7mg的中等负荷工况效果较为明显,传热损失最大分别降低 33J和 22J,减少约 26%和18%.这主要是由于米勒循环带来的进气道废气重吸效应提升了缸内工质的比热容所致.而在循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况,米勒循环对传热损失改善效果稍小,最大相对减小约14%.图7 传热损失随有效压缩比的变化规律Fig.7 Effects of effective compression ratio on heat transfer loss图8 燃烧特征参数随有效压缩比的变化规律Fig.8 Effects of effective compression ratio on combustion characteristic parameters图8给出了3循环喷油量下,燃烧相位CA50、燃烧持续期CA10~90以及热功转化损失率随有效压缩比的变化规律.随着IVO时刻的提前,米勒循环程度在不断增大,但在可调范围内,有效压缩比的降低并没有对循环喷油量为11.8mg和19.3mg的工况的燃烧相位起到明显优化作用,这主要是由于进气道废气重吸对缸内工质的加热作用与有效压缩比减小带来的降温作用存在相互竞争的关系,因此在各自最优点火时刻下,CA50随着米勒循环程度的增大反而先推迟后提前至初始水平,这说明在此时米勒循环的引入并没有降低缸内压缩终了热状态;而对于循环喷油量为 23.7mg的工况,由于负荷水平升高,缸内残余废气率整体下降,米勒循环对CA50的优化效果开始体现出来,有效压缩比从13.3降低至11.4的过程中,CA50提前了5.3°CA,但有效压缩比降低的初期对CA50影响并不大,直到有效压缩比小于12.4后,米勒循环对 CA50的优化作用才变得十分明显,这说明在循环喷油量为 23.7mg的负荷水平下,有效压缩比降低至一定程度后,其降低缸内温度效果才能抵消掉进气道废气重吸的加热影响.对于循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况,米勒循环程度的增大使燃烧持续期CA10~90也出现了先增大后减小至初始水平的规律.对于循环喷油量为 19.3mg的工况,其燃烧持续期随着米勒循环程度的增大而被拉长,有效压缩比为11.4时的CA10~90相比有效压缩比13.3的点延长了3.7°CA.而负荷水平进一步增大到循环喷油量为 23.7mg的工况后,米勒循环对 CA10~90的影响较小,各有效压缩比下 CA10~90基本相同.CA50和CA10~90的变化对热效率的影响可以由图8中热功转化损失率的变化规律上反映出来,由于在循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况 CA50和CA10~90均先增大后减小,所以热功转化损失率也呈现出相同的趋势.对于循环喷油量为19.3mg 的中等负荷工况,由于其 CA10~90随着有效压缩比的减小而延长,热功转化损失率也在不断提高.2.3 米勒循环促进高压缩比汽油机小负荷SI-HCCI混合燃烧对于高压缩比汽油机而言,其较高的压缩终了温度很容易在残余废气率较高的小负荷工况发生 SIHCCI混合燃烧.SI-HCCI混合燃烧以SI燃烧开始,中后期在较高的热氛围下以HCCI压燃结束,属于一种可控自燃,SI燃烧中适当引入自燃有利于加速燃烧并提高热效率.而米勒循环程度的增大同时意味着 IVO时刻的提前,导致更多缸内炽热废气在正气门重叠角阶段被推入进气道并在进气行程中重新被吸回.米勒循环带来的这种进气道废气重吸现象加热了新鲜充量,废气重吸加热作用与米勒循环降低缸内温度的作用相互竞争,二者耦合对缸内热状态的调控存在“trade-off”关系.这里判别SI-HCCI混合燃烧发生的标准是对放热率求二阶导数,判断主放热阶段前放热率二阶导是否存在极大值点,用于判断是否产生燃烧速度的突增,二阶导数极大值点即对应 HCCI发生的始点.图9给出了汽油机转速为2000r/min,循环喷油量为 11.8 mg的小负荷工况下,有效膨胀比为 13.4时,4种有效压缩比的百循环放热率曲线.结果可以发现 4种米勒循环程度下都发生了不同程度的 SIHCCI混合燃烧.其中有效压缩比为12.4和11.4工况混合燃烧较为明显,有效压缩比为 13.3工况下混合燃烧程度较轻微,存在后期自燃的循环数较少,后期自燃峰值较低,而当有效压缩比降低至13.0时,混合燃烧现象基本消失.图9 小负荷工况下4种米勒循环程度下的百循环放热率Fig.9 Heat release rate trace of 100 consecutive cycles in four Miller cycles under small load这主要是由于此时进气道重吸废气量对工质的加热作用超过了有效压缩比降低的降温效果,较高的缸内热氛围在废气量不足、稀释度不足的情况下会导致较为剧烈的自燃,此时为了避免爆震,点火时刻无法进一步提前,这在一定程度上也导致了图8中有效压缩比为13工况点CA50的推迟.而随着IVO时刻继续提前,废气重吸量增大,此时缸内废气稀释度上升可以有效地将后期自燃控制在合理的水平,形成可控自燃.点火时刻也得以再度提前,促进了图9(c)和图9(d)中更为明显的SI-HCCI混合燃烧.如图10所示,放热率连续百循环中,SI-HCCI混合燃烧发生的概率随有效压缩比的减小先减小后增大至70%.对于 11.4有效压缩比下存在后期自燃的循环,如图11所示,其部分循环放热率峰值达到了40J/(°,CA)以上.这种 SI-HCCI混合燃烧由于燃烧中后期的快速自燃,在一定程度上很好地弥补了由于废气稀释燃烧所导致的燃烧速度减慢,因此对于图8中循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况,除了没有发生明显混合燃烧的有效压缩比为13.0的工况点,其燃烧持续期都没有因重吸废气量的增多而出现明显的延长,而是保持在大致相同的水平.图10 不同有效压缩比下百循环SI-HCCI发生率Fig.10 Probability of SI-HCCI in 100 consecutive cycles at different effective compression ratios图11 小负荷工况某循环 SI-HCCI混合燃烧缸内压力及放热率Fig.11 Cylinder pressure and heat release rate of certain SI-HCCI hybrid combustion cycleunder small load虽然米勒循环促进了小负荷的 SI-HCCI混合燃烧并改善了热效率,但导致了循环波动一定程度的增大,图12中可以看到循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况,随着有效压缩比的降低,循环波动先增大后减小,RC OV,IMEP 峰值达到 4.29%,这主要是由于 SIHCCI混合燃烧本身对边界条件的敏感度高以及缸内较高的残余废气率所致.而随着负荷的升高,残余废气量整体降低,循环波动变大的趋势不再明显,在循环喷油量为 23.7mg的中等负荷工况反而降低,这主要是米勒循环使该负荷水平的燃烧相位得到了较好的优化所致.图12 米勒循环对循环波动的影响Fig.12 Effects of Miller cycle on cyclic variation2.4 米勒循环对各项损失占比影响分析米勒循环带来的进气道废气重吸现象不仅可以降低传热损失并促进小负荷下的 SI-HCCI混合燃烧,对泵气损失的降低也有较好的效果.由于被推入进气道的废气将挤占进入缸内新鲜充量的体积,为了保证过量空气系数λ=1,在固定循环喷油量的情况下节气门开度需要增大来配合米勒循环程度的增大(即IVO时刻的提前),进而大大降低了泵气损失.图13给出了米勒循环对3种循环喷油量下泵气损失的优化能力,随着有效压缩比的降低,节气门开度不断增大,3种循环喷油量工况泵气损失均不断减小,其中循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况最为明显,泵气损失最高改善达 40%.综合统计分析各项损失占总燃料热量的比值,可得到 3种循环喷油量下,米勒循环对热效率改善的关键途径.图13 中小负荷工况米勒循环对泵气损失的优化能力Fig.13 Effects of Miller cycle on reducing pumping loss under small and medium loads图14 循环喷油量为11.8 mg小负荷工况热平衡Fig.14 Heat balance in small-load operation at cyclic fueling rate of 11.8 mg图15 循环喷油量为19.3 mg中负荷工况热平衡Fig.15 Heat balance in medium-load operation at cyclic fueling rate of 19.3 mg图16 循环喷油量为23.7 mg中负荷工况热平衡Fig.16 Heat balance in medium-load operation at cyclic fueling rate of 23.7 mg从图14~图16中可以得到,在循环喷油量为11.8mg的小负荷工况,米勒循环改善热效率的途径主要依靠泵气损失的减小.米勒循环程度增大,其最大泵气损失收益为最大传热损失收益1.4倍.而随着循环喷油量的增大,泵气损失占所有损失总比例整体减小,此时米勒循环优化热效率的途径主要通过燃烧过程传热损失的改善,在有效压缩比降低的过程中,循环喷油量为19.3mg和23.7mg工况最大传热损失收益分别为最大泵气损失收益的3倍和2.5倍.由于负荷增大后米勒循环对CA50的优化作用开始体现,循环喷油量为 23.7mg工况下热功转化损失率得到了一定程度的改善.最大热功转化损失率的改善与最大泵气损失的改善相等.3 进气道废气前回流一维仿真分析为了更好地解释以上实验现象和结果并深入了解米勒循环引入的进气道废气重吸现象给燃烧过程带来的影响,笔者基于 GT-POWER平台,利用事先搭建好并标定过的发动机模型以及实验边界条件进行了一维仿真;对米勒循环程度增大,即进气门开启时刻提前的这个过程中进气道废气重吸的流动现象进行了研究分析.模拟发动机转速为 2000r/min,分别固定每缸循环喷油量为 11.8mg、19.3mg和23.7mg 与实验值相同,燃烧模型采用韦伯燃烧模型,所需输入的燃烧相位和燃烧持续期取自实验数据,模型进排气门及节气门流量系数信息由原厂提供.进气门开启时刻θIVO从370°CA ATDC开始提前至325°CA ATDC,间隔取5°CA 进行模拟,排气门关闭时刻 EVC分别固定为385°CA ATDC、370°CA ATDC和370°CA ATDC,与前文基准保持一致.图17(a)给出了转速为 2000r/min、循环喷油量为 11.8mg工况,不同进气门开启时刻下通过单个进气门工质质量流量曲线变化规律,正值代表工质流入气缸,负值代表工质从气缸进入进气道.提取循环喷油量为11.8mg、19.3mg和23.7mg这3种工况下的模拟结果,并分别对推入进气道废气的质量流量曲线进行积分,可以得到图17(b)中各负荷条件下,单个进气门废气重吸质量变化规律.从图中可以发现当米勒循环程度增大,即进气门开启(IVO)时刻逐渐提前于进排气上止点时,每循环被推入进气道的废气在逐步增多,且以循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况和循环喷油量为 19.3mg的中等负荷工况较为明显,但随着负荷进一步的增大,进气道废气重吸的“效率”开始下降,即废气重吸质量随IVO提前而增加的趋势开始放缓.这主要是由于歧管压力随负荷同步增大,正气门重叠角阶段压差逐渐缩小所致.图17 米勒循环对进气道废气重吸的影响Fig.17 Effects of Miller cycle on exhaust gas rebreathing through intake port以点火上止点前50°CA的缸内温度 T50为基准,图18进一步分析了米勒循环对3种循环喷油量下压缩终了缸内热状态的实际影响情况.从图18中可以看出,在循环喷油量为 11.8mg工况下,缸内压缩终了的温度随米勒循环程度的增大出现了先升高后趋平的趋势,这主要是前期废气重吸对缸内的加热作用强于米勒循环有效压缩比减小的降温作用,而后期二者作用基本持平,此阶段米勒循环程度增大的作用是在保证缸内热氛围基本持平的同时,提高了废气稀释度,使得 SI-HCCI混合燃烧的后期自燃部分更易受控制.在循环喷油量为 19.3mg负荷水平下,进气门开启(IVO)时刻提前,即米勒循环程度的增大同样没有能降低压缩终了时的缸内温度,这也很好地解释了该循环喷油量工况燃烧相位随米勒循环程度的增大先推迟后提前至初始水平的现象.而由于废气重吸效果随负荷的增大被削弱,米勒循环在循环喷油量为 23.7mg工况下,其废气重吸的加热效果并不明显,但可以在一定程度上提高缸内废气稀释度,使点火时刻优化提前,进而优化燃烧相位.图18 上止点前50°CA缸内温度随 IVO相对 TDC提前角度的变化规律Fig.18 Effects of advanced timing of intake valve opening with respect to TDC on T504 结论(1) 米勒循环对高压缩比增压汽油机中小负荷热效率均具有较好的改善效果,应用米勒循环在发动机为 2000r/min,单缸循环喷油量为 11.8mg,19.3mg和23.7mg的工况(原机 BMEP为 3MPa、5MPa和0.65MPa工况)下分别达到了最高37.4%、40%和 40.4%的指示热效率.相比中等负荷,米勒循环对循环喷油量为11.8mg的小负荷工况热效率提升效果更为明显,其热效率相比该循环喷油量下几乎没有米勒循环效果的工况点提升达12%.(2) 米勒循环的引入会带来进气道废气重吸现象,由于重吸废气对工质的加热作用与有效压缩比减小带来的降温作用存在竞争关系,米勒循环并不一定能降低压缩终了缸内温度来优化燃烧相位.在废气重吸现象较明显的循环喷油量为 11.8mg小负荷工况以及循环喷油量为 19.3mg的中等负荷工况下,米勒循环对燃烧相位几乎没有优化作用,反而呈现先推迟后提前至初始水平的规律;废气重吸效应随着负荷进一步升高被显著削弱,米勒循环在缸内热氛围基本持平的情况下,其所带来的废气稀释度增加使得循环喷油量为 23.7mg的工况点火时刻得以提前,进而使燃烧相位最高可优化5.3°CA.(3) 高压缩比汽油机在小负荷工况结合米勒循环带来的进气道废气重吸效应,在改善泵气损失的同时,可以促进 SI-HCCI混合燃烧的发生,加速燃烧,维持高废气率下的燃烧等容度.(4) 高压缩比汽油机应用米勒循环能不同程度地改善泵气损失和传热损失.应用米勒循环在小负荷工况提升热效率主要依靠泵气损失的改善,其次是传热损失的改善;。

带EGR的小型PFI汽油机富氧燃烧特性仿真研究

带EGR的小型PFI汽油机富氧燃烧特性仿真研究

带EGR的小型PFI汽油机富氧燃烧特性仿真研究带EGR的小型PFI汽油机富氧燃烧特性仿真研究引言:氧燃烧特性是研究内燃机性能优化的重要内容之一。

富氧燃烧技术以其高效、环保的特点受到广泛关注。

本文针对小型PFI汽油机的富氧燃烧特性进行了仿真研究。

1. 研究背景随着环境污染和能源稀缺问题的日益突出,汽车工程领域对内燃机的研发和改进提出了更高的要求。

富氧燃烧技术作为发动机优化的一种手段,可以有效提高燃烧效率,减少排放物的生成。

而PFI(端喷雾油射射口喷雾器)系统是小型汽油机常用的喷油系统之一,具有结构简单、质量轻、适应性强等优点。

因此,本研究选择了小型PFI汽油机作为研究对象,结合富氧燃烧技术,旨在通过仿真研究探索其燃烧特性及性能优化方向。

2. 模型建立与验证首先,根据小型PFI汽油机的结构及工作原理,建立了数学模型。

模型涵盖了缸内燃烧、燃油喷射、气缸压力等关键参数。

然后,通过与实际测试数据进行对比验证,模型的准确性得到了确认。

3. 带EGR的富氧燃烧仿真研究在验证模型的基础上,进一步进行带EGR(废气再循环)的富氧燃烧仿真研究。

通过调节废气再循环比例、氧气含量等参数,对比分析了不同工况下的燃烧特性表现。

4. 结果与讨论仿真结果显示,在富氧燃烧条件下,PFI汽油机的燃烧效率明显提高。

同时,在一定范围内,废气再循环对氧燃烧效果产生了一定的影响。

适当增加废气再循环比例可以进一步提高燃烧效率,减少排放物的生成。

然而,当废气再循环比例过大时,会对燃烧特性产生不利影响。

因此,寻求最优废气再循环比例是进一步改进PFI汽油机的关键问题。

5. 总结与展望本文通过数学模型的建立与验证,进一步开展了带EGR的小型PFI汽油机的富氧燃烧特性仿真研究。

研究结果显示,在富氧燃烧条件下,PFI汽油机的燃烧效率得到了明显提升,EGR技术对其燃烧特性有较大影响。

然而,对于最优EGR的选择仍然需要进一步探索。

未来的研究可以在此基础上,结合实验验证,更加深入地研究富氧燃烧技术在小型PFI汽油机上的应用,进一步提高其燃烧效率和环保性能。

米勒循环发动机缸内气体流动与燃烧分析

米勒循环发动机缸内气体流动与燃烧分析

米勒循环发动机缸内气体流动与燃烧分析
李军;向璐;郑建军
【期刊名称】《车用发动机》
【年(卷),期】2016(000)001
【摘要】在某1.6L发动机的基础上进行纵向开发,以此来实现高压缩比米勒循
环发动机。

利用大型三维计算流体动力学(CFD)软件STAR‐CD对采用进气门晚关策略的高压缩比米勒循环发动机进行数值模拟,对比分析了采用两种几何形状活塞的米勒循环发动机的缸内气体流动模式及燃烧过程。

计算结果表明:经过结构优化的活塞方案相对于原方案可以获得较优的缸内流动及燃烧特性。

计算结果将为实际开发中的高压缩比米勒循环发动机的活塞选型及燃烧室优化提供理论及数据支撑。

【总页数】6页(P73-77,82)
【作者】李军;向璐;郑建军
【作者单位】重庆交通大学机电与汽车工程学院,重庆 400074;重庆交通大学机
电与汽车工程学院,重庆 400074;长安汽车动力工程研究院,重庆 401120
【正文语种】中文
【中图分类】TK421.2
【相关文献】
1.可变滚流GDI发动机缸内气体流动特性模拟研究 [J], 王利民;张宪会;王天友;刘
大明
2.用于缸内直喷发动机的燃烧分析系统研究 [J], 刘昌文;路绯;张平;杨延相;郗大光
3.基于缸内燃烧分析的发动机金属温度场计算方法 [J], 丁宁;徐政;陈明;张小矛;王玲芳;邬文睿
4.自由活塞发动机进气及压缩终了缸内气体流动特性分析 [J], 尹凝霞;常思勤
5.基于米勒循环发动机的缸内流动优化 [J], 桂佳林;陈钰婷;刘丽华;马冠钦;杨万里;王瑞平
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针对ELR测试循环的重型柴油机喷油策略研究

针对ELR测试循环的重型柴油机喷油策略研究

针对ELR测试循环的重型柴油机喷油策略研究赵雄飞;吴松林;黄东煜;岳彭【摘要】ELR(European load response test)测试循环主要用于测试发动机在突加栽荷时的炭烟排放情况,以重型柴油机为研究对象,探究了针对ELR测试循环的控制策略,并通过试验验证了其效果.结果表明,在动态过程中通过关闭VVT和EGR等方式可实现低的炭烟排放,而分段加油策略则有利于降低重型柴油机动态工况的烟度,先急后缓的加油策略则能达到最佳的炭烟排放效果.但动态过程中加油过急会造成转速超调量过大而无法满足ELR的要求,因此需要兼顾排放和转速超调的问题.【期刊名称】《车用发动机》【年(卷),期】2013(000)002【总页数】5页(P47-51)【关键词】负荷烟度试验;重型柴油机;控制策略;烟度【作者】赵雄飞;吴松林;黄东煜;岳彭【作者单位】海军驻703所军事代表室,黑龙江哈尔滨 150001;天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室,天津300072;海军驻703所军事代表室,黑龙江哈尔滨150001;海军驻703所军事代表室,黑龙江哈尔滨 150001【正文语种】中文【中图分类】TK421.42我国于2005年颁布了GB 17691—2005《车用压燃式、气体燃料点燃式发动机与汽车排气污染物排放限值及测量方法(中国Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ阶段)》[1]国家标准,该标准于2007年开始实施,主要针对车速大于25km/h的 M2,M3,N1,N2和 N3类及总质量大于3 500kg的M1类机动车装用的压燃式(含气体燃料点燃式)发动机及其车辆的型式核准、生产一致性检查和在用车符合性检查。

本标准共由3个基本测试循环组成,分别是稳态测试循环(ESC)、负荷烟度试验(ELR)、瞬态测试循环(ETC)[1-2]。

该标准规定对于满足国Ⅲ及以上排放标准且安装了排气处理装置包括NOx催化器和微粒捕集器的柴油机,都必须进行ELR和ETC 测试,而对于满足国Ⅳ排放法规的柴油机,不管是否安装后处理装置,都必须进行ETC和ELR测试。

某型汽车发动机冷却系统开发试验研究

某型汽车发动机冷却系统开发试验研究

某型汽车发动机冷却系统开发试验研究桂树国;薛飞舞;汪涌;赵超;刘星【期刊名称】《河南工程学院学报(自然科学版)》【年(卷),期】2015(000)004【摘要】为了解决某型2.4 L 国产发动机使用过程中出现的水温较高甚至经常开锅的问题,更好地提升发动机的品质和性能,对该型发动机冷却系统进行了开发试验.用发动机样机匹配2.2 L TCI 冷却系统,用故障发动机匹配原冷却系统,在试验台架上进行了发动机冷却系统开发试验,在进行稳态压力分布试验、气蚀试验和节温器动态试验的过程中,收集了压力、流量和温度等试验数据,得到了相关参数和特征量的变化曲线,测量了发动机的最高工作温度,确定了发动机各个部件的压力损失、发动机膨胀水箱盖开启压力及节温器开启温度与流量的关系,验证了该型发动机匹配2.2 L TCI 冷却系统的可靠性和稳定性.【总页数】6页(P48-53)【作者】桂树国;薛飞舞;汪涌;赵超;刘星【作者单位】安徽职业技术学院机械工程系,安徽合肥 230011;安徽江淮汽车股份有限公司,安徽合肥 230022;安徽职业技术学院机械工程系,安徽合肥230011;安徽江淮汽车股份有限公司,安徽合肥 230022;安徽江淮汽车股份有限公司,安徽合肥 230022【正文语种】中文【中图分类】U467.2【相关文献】1.汽车发动机电控冷却系统的试验研究 [J], 郭新民;高平;吴海荣;傅旭光;刘永进2.汽车发动机电控冷却系统试验研究 [J], 刘元3.汽车发动机冷却系性能试验研究 [J], 刘永照4.有机酸型重负荷汽车发动机冷却液的研制 [J], 姜燕; 蔡淑红; 李占强; 李杰; 谭凯锋; 刘波涛5.汽车发动机电控冷却系统的试验研究 [J], 王先瑞因版权原因,仅展示原文概要,查看原文内容请购买。

低压EGR对混合动力汽车专用发动机性能影响的研究

低压EGR对混合动力汽车专用发动机性能影响的研究

低压EGR对混合动力汽车专用发动机性能影响的研究
杨如枝;满兴家;周正群;梁源飞;李露露
【期刊名称】《小型内燃机与车辆技术》
【年(卷),期】2022(51)1
【摘要】基于一台混合动力汽车专用米勒循环增压发动机,通过试验研究低压EGR 对发动机不同负荷下的燃烧特性和经济性的影响。

研究结果表明,燃烧特性方面,在不同负荷下,随着EGR率的增加,点火提前角增大,燃烧持续期延长;在小负荷工况,燃烧重心CA50随着EGR率的增大而先增加后减小,在其余负荷工况,燃烧重心CA50随着EGR率的增大而减小;气缸压力峰值随着EGR率的增大而增大,且气缸压力峰值出现时刻提前。

经济性方面,在小负荷工况,EGR降低了泵气损失,从而使油耗降低,最大降幅为2%;在中负荷和大负荷工况,EGR降低了爆震倾向,使燃烧重心CA50减小,降低了油耗,最大降幅分别为5.6%和15.9%;在2000 r/min和4000 r/min的外特性工况,EGR降低了混合气浓度,从而降低了油耗,最大降幅分别为8.3%和19%,但会导致转矩分别下降14%和6.7%。

【总页数】7页(P1-7)
【作者】杨如枝;满兴家;周正群;梁源飞;李露露
【作者单位】上汽通用五菱汽车股份有限公司
【正文语种】中文
【中图分类】U469.72
【相关文献】
1.EGR对丁醇/柴油混合燃料发动机性能和排放的影响阐述
2.EGR对非标柴油/二甲醚混合燃料发动机性能与排放的影响
3.EGR对丁醇/柴油混合燃料发动机性能和排放的影响阐述
4.增程式混合动力汽车专用高热效率发动机试验研究
5.低压EGR 系统对缸内直喷发动机性能影响的研究
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某汽油机EGR系统设计及优化

某汽油机EGR系统设计及优化

某汽油机EGR系统设计及优化李丹丹; 胡景彦; 宋秀英; 郭如强; 赵尤飞【期刊名称】《《汽车零部件》》【年(卷),期】2019(000)009【总页数】5页(P42-46)【关键词】汽油机; EGR; EGR均匀性; EGR系统流通性【作者】李丹丹; 胡景彦; 宋秀英; 郭如强; 赵尤飞【作者单位】宁波市鄞州德来特技术有限公司浙江宁波315100【正文语种】中文【中图分类】U464.1710 引言传统动力车的燃油经济性仍是目前各大车企着手进行技术改进的重点[1]。

EGR技术以其独特优势备受青睐。

引入EGR可以在高负荷时抑制爆震和减少燃料富集区域从而改善燃烧效率,在部分负荷时可减少泵气损失,从而提高整个发动机的燃油经济性[2,5]。

EGR系统作为引入EGR的通道,其合理的设计尤为重要。

当EGR从进气总管处引入时,各缸EGR的均匀性由EGR混合器来保证,合理的EGR混合气设计可实现较好的EGR均匀性,但该引入形式EGR的瞬态响应速度慢。

此设计中,为提高EGR的瞬态响应速度,由各个进气歧管处引入EGR。

合理的EGR系统设计需考虑两点:(1)各缸EGR均匀性,即每循环引入各缸的EGR量是否一致;(2)该系统是否能提供足够的EGR。

作者首先基于GT-SUIT及STAR-CCM+,通过一维三维耦合计算对所设计的EGR稳压腔及EGR支管进行EGR均匀性分析,得到可以满足各缸EGR均匀性的EGR稳压腔和EGR支管的设计;然后基于STAR-CCM+,对整个EGR系统进行CFD分析,获得具有所要求EGR率能力的EGR系统设计;最终完成了满足性能需求的EGR系统的设计。

1 EGR均匀性设计分析1.1 几何模型各缸EGR均匀性由以下因素决定:(1)EGR稳压腔的形状;(2)EGR各支管孔径。

为此先后做了3个设计方案,如图1所示,Case1为方案一,Case2为方案二,Case3为方案三。

图1 不同设计方案的几何模型图1中,Case1和Case2 EGR各支管孔径相同均为16 mm;Case3的EGR各支管孔径不同,一缸至四缸孔径分别为18.5、16、13.5、14.5 mm。

废气再循环对某SI缸内直喷发动机性能的影响

废气再循环对某SI缸内直喷发动机性能的影响

废气再循环对某SI缸内直喷发动机性能的影响吴达【摘要】为挖掘废气再循环(Exhaust Gas Recirculation,EGR)技术的潜力,分别用热力学第一定律和热力学第二定律分析中等负荷时EGR对某SI缸内直喷发动机的影响.结果表明在中等负荷时,EGR使缸内传热损失和泵气损失减小,燃烧不可逆损失有所增加.【期刊名称】《计算机辅助工程》【年(卷),期】2013(022)002【总页数】4页(P7-9,50)【关键词】废气再循环;发动机;热力学;热效率;传热损失;泵气损失;GT-Power【作者】吴达【作者单位】上海交通大学汽车电子控制技术国家工程试验室,上海200240【正文语种】中文【中图分类】TK412.20 引言缸内直喷发动机越来越受到重视,其潜力仍待进一步开发.提高发动机功率和转矩,同时进一步降低燃油消耗和排放是缸内直喷汽油机未来发展的必然趋势.废气再循环(Exhaust Gas Recirculation,EGR)技术用于有效降低汽油机和柴油机NOx排放.EGR在改善排放的同时也提高发动机的性能:可以减少泵气损失,同时使缸内燃烧温度降低,减小传热损失.国内外对EGR技术已经进行较多研究[1-4],本文通过GT-SUITE建立某SI缸内直喷汽油机GTPower仿真模型,对其在3 000 r/min,200 N·m的中等负荷工况下进行热力学第一定律和热力学第二定律分析,从而了解EGR改善发动机性能的机理.1 仿真模型和模型验证1.1 仿真模型本文基于GT-Power对发动机的进气、压缩、膨胀和排气等整个工作循环进行仿真模拟,燃烧模型采用SI Wiebe燃烧模型,缸内传热采用WoschniGT模型,通过进气成分考虑EGR的影响.仿真模型包括从压气机之后到涡轮机之前的发动机子模型.1.2 模型验证首先保证进气歧管和排气歧管处的温度压力与试验数据吻合,同时保证空气流量与试验数据在一定的误差范围内,最后依据试验测得的燃烧相位标定燃烧模型,使最终的缸压曲线与试验数据能够吻合.采用的EGR率分别为0,8%,12%和17%,分别调试仿真模型,使模型的缸压曲线与试验数据吻合,不同EGR率下缸内压力对比见图1.2 热力学第一定律与第二定律2.1 热力学第一定律能量守恒与转换定律是自然界的一个基本规律.它指出:自然界中一切物质都具有能量;能量既不可能被创造,也不可能被消灭,只能从一种形式转变为另一种形式;在转换中,能的总量保持不变.热力学第一定律是能量守恒与转换定律在热力学中的应用,它确定热能与其他形式能量相互转换时在数量上的关系.热力学第一定律是热力学的基本定律,适用于一切工质和一切热力过程.基于热力学第一定律,发动机循环满足能量守恒方程式式中:Q为燃油完全燃烧的热量;Qe为转变为有效功的热量;Qw为缸内传热损失;Qr 为废气带走的热量,Qb为不完全燃烧的热量损失;Qp为泵气损失;Qf为摩擦损失.2.2 热力学第二定律热力学第二定律是揭示热力过程方向、条件与限度的定律,自然界的变化过程是不可逆的,显然发动机循环也是一种不可逆的过程.热力学第二定律分析法也称作可用能分析法.基于热力学第二定律,发动机循环过程中,在进、排气门都关闭期间,可以将发动机内工质视为一个孤立的系统,与外界没有物质交换,且满足可用能平衡方程式中:Es为起始时缸内工质的可用能总和;Eq为与外界的传热损失;Ew为指示功;Er 为燃烧结束时缸内工质可用能总和,Eb为不完全燃烧损失部分;I为燃烧不可逆损失.Es包括工质热机械有用能Eth和燃料可用能Ech二部分.[5-8]式中:U为内能;S为熵;V为各曲轴转角对应的工质体积;下标0表示标准环境状态时的对应值.对于燃料 CxHy,燃料的可用能[7-8]为Ech=(1.042 24+0.011 925(y/x)-0.042/x)×mVLH式中:VLH为汽油低热值.对于汽油工质指示功和与外界的传热损失[9-10]为3 结果分析3.1 热力学第一定律分析结果图2 缸内传热损失Fig.2 Cylinder heat transfer loss(1)缸内传热损失结果.如图2所示,缸内传热损失随着EGR率的增加而减小,这也是大量研究所公认的事实,当残余废气引入到缸内燃烧时,尾气中大量的CO2不参与燃烧,却吸收大量的热量,起到稀释燃烧的作用,导致燃烧温度变低,使工质与气缸壁面温差减小,最后导致缸内传热损失大幅减小.(2)泵气损失和摩擦损失结果.发动机泵气损失和摩擦损失见图3.当EGR引入到进气歧管后,为保证一定的负荷,必须有一定量的新鲜空气,所以必须增加节气门的开度,从而保证泵气损失减小.然而,EGR的引入使缸内气体量增多,导致缸内压力增加,从而使摩擦损失增加.二者是竞争关系.图3 泵气损失和摩擦损失Fig.3 Pumping loss and friction loss(3)指示效率和有效效率结果.发动机的热效率见图4,随着EGR率的增加,缸内传热损失减小,泵气损失的减小使发动机的指示效率和有效效率都得到较大改善.这也论证EGR技术可以改善汽油机性能的观点.图4 热效率Fig.4 Thermal efficiency(4)能量守恒结果.发动机循环的热平衡分析结果见图5.热平衡结果是对上述分析的总结,可知,发动机热效率的增加主要是归功于缸内传热损失的减小,在EGR率达到17%时,有效效率提高2.55%,对发动机油耗有比较大的改善.图5 发动机循环的热平衡分析结果Fig.5 Analysis result of thermal equilibrium in engine working cycle3.2 热力学第二定律分析结果发动机可用能平衡分析结果见图6,可知,传热损失随着EGR率的增加而减小,然而随着EGR率的增加,燃烧的不可逆损失随之增加,这主要由于EGR的增加使燃烧温度降低,增加燃烧不可逆损失,这与SHYANI等[11]的研究结果一致.图6 发动机可用能平衡分析结果Fig.6 Analysis result of available engine energy4 结论基于某SI缸内直喷汽油机的GT-Power模型,根据热力学第一和第二定律分析在中等负荷下EGR对发动机性能改善的机理,结果表明:(1)随着EGR率的增加,缸内传热损失减小.(2)随着EGR率的增加,泵气损失减小,然而摩擦损失增加.(3)EGR的引入使燃烧的不可逆损失增加.EGR技术改善该发动机的油耗,当EGR率达到17%时,发动机的热效率提高2.55%.参考文献:【相关文献】[1]CHA J Y,KWON J H,CHO Y J,et al.The effect of exhaust gas recirculation(EGR)on combustion stability,engine performance and exhaust emissions in a gasoline engine [J].KSME Int J,2001,15(10):1442-1450.[2]ALLENBY S,CHANG W C,MEGARITIS A,et al.Hydrogen enrichment:a way to maintain combustion stability in a natural gasfuelled engine with exhaust gas recirculation,the potential of fuel reforming[J].J Automobile Eng,2001,215(3):405-418.[3]HOEPKE B,JANNSEN S,KASSERIS E,et al.EGR effects on boosted SI engine operation and knock integral correlation[J].SAE Int J Engines,2012,5(2):547-559. [4]VÍTEK O,MACEK J,POLÁŠEK M,et parison of different EGR solutions[C]//Proc SAE world congress& exhibition,Detroit,USA,SAE paper 2008-01-0206:SAE Int,2008.[5]REZAPOUR K.Availability analysis of a bi-fuel SI engine model for improvement its performance[J].IJTPE J,2012,4(11):115-121.[6]朱明善,刘颖,林兆庄,等.工程热力学[M].北京:清华大学出版社,1995.[7]毕小平,林德群.汽油机燃烧过程的能量可用性和不可逆性变化率分析[J].内燃机学报,2000,18(1):40-43.BI Xiaoping,LIN Dequn.Analysis of availability and irreversibility rateof combustion process in a gasoline engine[J].Trans Csice,2000,18(1):40-43.[8]SEZER I,BILGIN A.Mathematical analysis of spark ignition engine operation via the combination of the first and second laws of thermodynamics[C]//Proc R Soc A:Math,phys& Eng Sci,2008,464(2100):3107-3128.[9]冯洪庆,杨肖曦,邵长彬,等.基于双区模型的汽油机燃烧过程可用能及不可逆损失分析[J].燃烧科学与技术,2010,16(2):128-132.FENG Hongqing,YANG Xiaoxi,SHAO Changbin,et al.Availability and irreversibility analysis of combustion process for gasoline engine based on two-zone model[J].J Combustion Sci& Technol,2010,16(2):128-132. [10]RAKOPOULOS C D,GIAKOUMIS E G.Second-law analyses applied to internal combustion engines operation[J].Prog Energy& Combustion Sci,2006,32(1):2-47. [11]SHYANI R G,CATON J A.A thermodynamic analysis of the use of exhaust gas recirculation in spark ignition engines including the second law?。

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网络出版时间:2014-03-14 13:49网络出版地址:/kcms/detail/.20140314.1349.001.html外部EGR技术在高压缩比米勒循环发动机上的试验研究吴学松1,詹樟松1,尚宇1,刘斌1,胡铁刚1,裴毅强2(1.重庆长安汽车股份有限公司动力研究院,重庆401120,2.天津大学,天津300072)Experimental study about external EGR technology in a highcompression ratio Miller cycle engineWU Xue-song1,ZHAN Zhang-song1,SHANG Yu1,LIU Bin1,HU Tie-gang1,PEIYi-qiang2(1. Powertrain Engineering R&D Center, Chongqing Changan Automobile co., LTD.,Chongqing401120,China 2.Tianjin University, Tianjin 300072,China)Abstract: Under the same intake air mass, Miller cycle, realized by LIVC and EIVC, can reduce the pumping loss. Meanwhile, more heat energy is converted to mechanical energy because the expansion ratio ishigher than the effective compression ratio. In this way, Miller cycle can improve the fuel economy. Consideredthe power output at the high load, the effective compression ratio should not be too small. Then the fuel economyat the low load is sacrificed by this effect. In order to solve this issue, external Exhaust Gas Recirculation (EGR)technology is introduced in a high compression ratio Miller cycle engine. The exhaust gas is reintroduced into thecylinder to optimize the combustion process in the partial load and improve the fuel economy and emission. In thisstudy, different ratio of EGR is used to explore the effect of EGR technology on the engine performance andemission on a high compression ratio Miller cycle engine. Results show that external EGR can obviously reducethe pumping loss and improve the fuel economy. Vehicle fuel consumption can be reduced by 2.11% . Meanwhile,NOx emission is reduced because of the reduced maximum gas temperature and oxygen content. In some partialload, the NOx emission can be reduced by 88.5%.Key words: Pumping Loss, External EGR, High compression ratio, Miller cycle, NOx摘要:米勒循环通过进气门早关或晚关,在相同进气量的条件下增大节气门开度,降低泵气损失,同时实现膨胀比大于有效压缩比,使更多的热能转换为机械能,改善燃油经济性。

考虑到高负荷的动力性,有效压缩比不能太小,因此,部分负荷燃油经济性改善程度受到限制。

为解决这一难题,在高压缩比米勒循环发动机上应用外部EGR技术,通过将发动机的部分废气重新引入气缸,实现对部分负荷燃烧过程的优化控制,改善发动机的燃油经济性和排放性能。

在一台高压缩比米勒循环发动机上,将不同比率的废气重新引入气缸,探究外部EGR技术对高压缩比米勒循环发动机的性能和排放的影响。

结果表明,在高压缩比米勒循环发动机上应用外部EGR技术,可有效降低发动机部分负荷下的泵气损失,改善燃油经济性,整车百公里油耗改善2.11%;同时可降低缸内最高燃烧温度及含氧量,大量减少NOx排放,部分工况点甚至可降低88.5%。

关键词:泵气损失、外部EGR、高压缩比、米勒循环、NOx排放中图文类号:TK411+.7 文献标识码:A收稿日期:2013-07-08收稿日期:2013-07-080 概述近年来能源危机与环境污染愈演愈烈,综合我国严格的三阶段油耗法规和国五排放标准,对动力总成进行技术升级优化,提高燃油经济性,满足节能减排的需求已成为目前汽车行业的当务之急[1,2]。

米勒循环通过进气门早关或晚关,在相同进气量的条件下保持较大的节气门开度,降低部分负荷泵气损失,同时也使发动机膨胀比大于有效压缩比,令其能将更多的热能因此,济性,限制[2,5]排放[8,9]试验过程中为确保缸内燃烧正常稳定,选取EGR 率控制范围为0%到25%进行燃烧开发试验,探究不同EGR 率对高压缩比米勒循环发动机油耗、排放等方面的影响。

1 试验装置及方案和分析方法1.1 试验装置本试验基础机为长安某款1.6L 自然吸气高压缩比米勒循环汽油机,发动机具体参数见表1。

试验过程中,使用A VL 7351CME 型油耗仪测量发动机油耗,原始排放使用HORIBA MEXA-7100DEGR 型排气分析仪测量,气缸压力使用A VL ZI31-Y5S 型缸压传感器测量,空燃比使用ETAS LA4型空燃比仪(保证过量空气系数为1) 测量。

表1 发动机基本参数基础机 缸径/mm 行程/mm 78 83.6图1 发动机台架实物图图2 EGR 流通路径1.2 试验方案选取基础机的一组整车权重点为试验工况点,采用外部EGR 技术,同时优化点火提前角和微调VVT 相位,在保证燃烧稳定性的基础上,对发动机的燃烧及排放特性进行测量与分析,具体试验工况点见表2。

本试验中EGR率为体积比,EGR率=引入气缸的废气体积/(进入气缸的空气体积用外部EGR技术后各试验工况点比油耗均有所改善,且随着EGR率增加,比油耗呈现先下降后上升的趋势[7,10-12]。

图4 整车权重点计算法图7 CO 排放随EGR 率增大的变化曲线本研究基础机为高压缩比米勒循环发动机,上述试验数据表明外部EGR 技术对发动机产生的影响,论证了外部EGR 技术在高压缩比米勒循环发动机上的节能减排潜力,实现整机油耗进一步改善2%左右,同时NOx 、HC 和CO 排放均满足企业标准,不会增加整机排放系统成本。

2.2 分析与讨论上述试验结果表明,在高压缩比米勒循图图多,影响燃烧过程,使其恶化,HC 排放增加,燃烧效率下降,制约了油耗的进一步改善[12,14]。

综合上述分析可得,导致比油耗先减少后增加的变化趋势,是因为在引入较小EGR 率废气时,泵气损失有所改善且燃烧效率变化不大,因此比油耗有所降低;但随着EGR 率的进一步增加,引入气缸的废气增加,燃烧过程恶化程度明显,因此比油耗有所增加[11,15]。

图图图13 2250r/min、0.46MPa HC及CO排放随EGRdiesel engine[J]. Energy, 2008, 33: 22–34.[9] Baert R S G, Beckman D E, Veen A. Efficient EGR Technology for Future HD Diesel Engine Emission Targets[J]. SAE, 1999-01-0837.[10] Nobuki K, Kiyoshi Ni, Toshihiro K, et al. Development of New 1.8-Liter Engine for Hybrid Vehicles[J]. SAE, 2009-01-1061.[11] 李兆文,舒歌群. EGR对直喷式柴油机瞬态工况燃烧噪声影响的试验研究[J]. 内燃机工程, 2010, 31 (3): 17-22.Li Z W, Shu G Q. Experimental Invetigation on Effect of EGR on Combustion Noise in Transient Conditions of DI-Diesel Engine[J]. Chinese Internal Combustion Engine Engineering, 2010, 31 (3): 17-22.[12] Abd-Alla G H. Using exhaust gas recirculation in internal combustion engines: a review. Energy Conversion and Management[J]. 2002, 43:1027-1042.[13] 白云龙, 王志, 王建昕. 利用废气滞留改善缸内直喷汽油机部分负荷性能的研究[J]. 内燃机学报, 2009, 4: 328-332.Bai Y L, WANG Z, Wang J X. Study on Improvement of Part-Load Performance in a GDI Engine Using Exhaust Gas Trap[J]. Transactions of CSICE, 2009, 4: 328-332.[14] 李曙东, 赵新顺, 孙协胜, 等. 废气再循环对四气门火花点火内燃机性能的影响[J]. 拖拉机与农用运输车, 2004, 5:23-26.Li S D, Zhao X S, Sun X S, et al. Effect of EGR on four-stroke S.I.engine performance[J]. Tractor & Farm Transporter, 2004, 5:23-26.[15] 汪映, 周杰. 冷EGR对DME PCCI-DI发动机燃烧和排放特性影响的试验研究[J]. 内燃机工程, 2010, 31 (4): 17-20.Wang Y, Zhou J. Investigation on Effects of Cold EGR on Combustion and Emisson Characteristics in a DME PCCI-DI Engine. Chinese Internal Combustion Engine Engineering, 2010, 31 (4): 17-20.[16] 田永祥, 陈礼璠. 基于Atkinson循环的混合动力汽车用发动机探讨[J]. 上海汽车, 2007, 07:7-12.Tian Y X, Chen L P. Investigation on Atkinson Cycle Engine of Hybrid Vehicle. Shanghai Auto, 2007, 07:7-12.[17] James T, Neil F, Rene D, et al. Benefits of Late Inlet Valve Timing Strategies Afforded Through the Use of Intake Cam In Cam Applied to a Gasoline Turbocharged Downsized Engine[J]. SAE, 2011-01-0360.[18] 姚春德, 敬章超, 傅晓光,等. 冷却废气再循环对发动机性能影响的试验研究[J]. 汽车工程, 2003, 25 (6): 537-541.Yao C D, Jing Z C, Fu X G, et al. Effects of Cooled EGR on NOx Emissions and Performances of Gasoline Engine[J].Automotive Engineering, 2003, 25 (6): 537-541.[19] 刘增勇. 降低汽油机有害排放物NOX的分层废气再循环的研究[M]. 动力机械及工程.2004,天津大学:天津.[20] 林建华, 倪计民. 废气再循环系统在车用发动机上的应用研究[J]. 车用发动机, 2007, 2:1-4.Lin J H, Ni J M. The Application Research of EGR Technology to Vehicle Engine[J]. Vehicle Engine, 2007, 2:1-4.。

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