跨越升功率100 kW：進一步優化柴油機性能(上)

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0 引言

柴油機用于乘用車的歷史可以追溯到20世紀30年代，直到20世紀70年代，石油危機之后，已占據了較高的市場份額。當時，間接噴射柴油車開始成為用戶追求降低使用成本的自然選擇。按照當前的標準，這些發動機的升功率相當低，在20～30 kW的范圍，當時市場上出現的第一臺渦輪增壓發動機則達到最高值。20世紀80年代中期，隨著電子控制柴油機占據主流市場份額，這種情況逐漸得到改善。20世紀90年代以來，由于引進了乘用車直噴發動機，這種情況持續得到改善。1997年，Fiat公司和Daimler公司共同推出共軌技術，轎車柴油機升功率首次超過40 kW。從那時起，性能提升的步伐不斷加快，如圖1所示。

圖1 柴油機功率密度的演變

近年來，柴油機在歐洲的市場份額已經超過了50%，核心市場為固定幾何截面渦輪(FGT)和可變幾何截面渦輪(VGT)應用領域的升功率增長速率減弱，在55～60 kW之間出現分岔[1]。高級轎車應用領域的VGT市場仍然呈現溫和增長態勢，同類最佳應用接近75 kW。另一方面，由于受到基于雙渦輪、三渦輪、四渦輪的復雜增壓結構以及渦輪驅動和電驅動壓氣機組合的影響，高端市場仍然呈現出向更高功率密度發展的競爭態勢。壓氣機最新公告包括裝有雙渦輪和電動壓氣機(EPC)的新型VW 2.0 L 4缸柴油機，具有100 kW的高升功率(標定功率203 kW)。BMW 3.0 L 6缸、Quadri-Turbo升功率達到98 kW(標定功率294 kW)[2]。

對于量產柴油乘用車，工程界一直在探究升功率是否存在實際限制。根據Thirouard和Lamping等人以往的經驗，于2009年和2010年提出了極高升功率極限的初步指標，最近針對100 kW機型的研究成果再次引起了業內對該問題的探討[3-5]。因此，Thirouard和Pacaud[5]從技術角度分析了這個問題，回顧了柴油功率密度的限制因素和可能克服這些限制的挑戰。

在這些進展中，增壓壓力超過400 kPa(絕對壓力)，燃燒系統設計優化和300 MPa噴射壓力構成了熱力學研究的主要推動因素。考慮到排放、噪聲-振動-平順性(NVH)和燃油經濟性需要符合未來法規限制，最終將其以平衡的方式結合在一起，為下一代乘用車用高性能柴油機提供系統的方案。

1 技術內容

該項目的發展目標包括功率密度在盡可能最寬的轉速范圍內遠超過100 kW，并符合新的全球輕型車測試規程(WLTP)和實際駕駛排放(RDE)法規、高水平的NVH并在部分負荷具有良好的有效燃油消耗率(BSFC)。目前面臨的挑戰是需要將相互沖突的目標加以組合，并將這些技術仔細地整合在一起。

2 基本發動機技術參數

用于單缸演示驗證樣機設置的基礎發動機是由GM公司[6]開發的單缸0.5 L發動機樣機。在表1中列出了發動機的主要技術參數，圖2(a)示出了發動機樣機。

表1 原型柴油機：主要技術參數

圖2 GM公司開發的單缸0.5 L發動機樣機

對于新燃燒系統的定義，首先采用復雜的模擬工具進行設計，并進行廣泛的測試活動。從而得到了燃燒室的最佳形狀、噴射系統和噴嘴規格以及低渦流進氣道的定義[7]。鋁活塞(圖2(b))具有優化的冷卻道，采用直接機油噴射設計，以獲得高冷卻效率。為了進一步提高可靠性，活塞采用燃燒室邊緣重熔工藝。

3 燃燒系統工況

燃燒系統工況的建模的第一步是設置單缸發動機演示驗證樣機裝置。一維建模(GT-Power)被廣泛用于執行燃燒系統架構評估，其中主要對增壓/空氣流量要求、噴入燃油量估計和邊界條件(壓力、溫度)進行分析。

值得注意的是，隨著發動機轉速的增加，泵氣回路擴大。這表明渦輪增壓器運行效率較低，進而導致發動機可提供的制動平均有效壓力(BMEP)大幅收窄，其中GT-Power分析使用了放熱率(HRR)曲線。使用DI-Jet模型對其進行了估算。為了完整性，GT-Power還模擬的一些其他輸出：指示平均有效壓力(IMEP)、BMEP、泵氣平均有效壓力(PMEP)、摩擦平均有效壓力(FMEP)、功率、扭矩、BSFC、燃燒持續期和歧管中的壓力和溫度。值得注意的是，由于PMEP、FMEP和發動機在高轉速時BSFC的增加，在所分析的轉速區間功率維持平移，在發動機超速運行時沒有觀察到顯著的增益。這和其他制造商(OEM)研究結果保持一致[3-5]。

4 燃油噴射系統

使用了大陸公司軌道壓力高達300 MPa的先進燃油噴射系統。噴油器是由大陸公司開發的先進部件。其與正確設計的噴嘴相結合，以便在300 MPa的壓力下保持穩定性，同時提高總液壓效率。詳細介紹了主噴嘴和噴孔設計參數，以提高噴嘴貫穿性。這樣可以減小噴嘴噴孔直徑，保持噴嘴的液壓流量恒定。

所選噴嘴的液壓流量(HF)為960 L/min。這是實現100 kW升功率目標的最佳折中，并結合上述先進的燃燒室和發動機總體布置，以滿足污染物排放和CO2的未來法規限制。

所用噴嘴的主要特征列于表2。本項目使用的高壓燃油泵是大陸公司的DHP1系列，并進行了適當的修改，以保證在300 MPa時所需的噴射量。本研究獲得的結果已被進一步用于開發大陸公司PCRs5噴射系統，以使其適合于高性能變型機。

表2 噴嘴規格

5 升功率100 kW試驗室裝置

試驗室演示驗證樣機包括“模塊化”單缸研究發動機(SCE)，其主要燃燒系統部件由OEM合作伙伴提供。“模塊化”意味著SCE的燃燒系統部件可以重新設計而不改變曲軸箱結構。其中，缸蓋、活塞和連桿來自GM公司的原機型。整個噴射系統硬件和控制器由大陸公司提供。

對SCE的曲軸和缸套進行了正確設計和加工，以符合在標定功率條件下預期的非常高的熱機械應力。同樣，SCE的所有輔助系統都是專門設計或從市場上選購的，目的是為了滿足所確定的邊界條件，并保證每個參數的精確控制。另外，空氣進氣和排氣系統被設計成滿足如表3所示的工作條件。

獨立的潤滑和冷卻回路也基于基準GM原機型的標定功率條件組裝和安裝。圖3給出了SCE試驗室(a)的布局和發動機照片(b)。圖4給出了主機部件的照片。

表3 空氣充氣和排氣系統的運行規格

圖3 試驗室布局和SCE試驗室環境

圖4 主要部件的試驗室布局

通過安裝在電熱塞孔中的壓電傳感器測量燃燒指標(示功圖)。燃油噴射參數由電壓傳感器和壓阻傳感器進行記錄，傳感器放置在軌道和噴油器之間的高壓油管中。通過安裝在進氣和排氣管中的兩個壓阻傳感器測量氣缸換氣期間的流體動力學參數。在整個試驗室布局中，配置了壓力和溫度傳感器以采集發動機的熱力學狀態參數。

6 試驗計劃

為了確定燃燒系統參數的正確配置，保證實現升功率目標，基于計算流體力學(CFD)模擬結果定義了詳細的試驗矩陣。特別是初步CFD分析表明，增壓壓力(p增壓)400 kPa、噴射壓力(p油軌)270 MPa以上、排氣門溫度(T排氣)880 ℃和峰值燃燒壓力(pfp)高達20 MPa作為主要的促進因素。

因此，如表4所示，對最大運行負荷進行參數化，改變每個發動機在不同水平上的工作系數。由于在p增壓=400 kPa和pfp=18 MPa時壓縮壓力的峰值非常高，極大地限制了缸內燃油輸送，因此沒有進行該工況下的試驗。在所有測試點，廢氣排放煙度值2.5 FSN，被認為是基準多氣缸發動機(MCE)可接受的運行極限。

表4 為最大負荷參數化設定的發動機參數值

選擇表4(參照SCE實際操作)中的T排氣值，假設在轉速4 000～4 500 r/min范圍內的全負荷條件下，T排氣值滿足：T排氣(SCE)=T排氣(MCE)-70 ℃。

基于上述相同的GT-Power模型(考慮到MCE排氣管路結構)，SCE的進氣和排氣室之間的壓差被作為p增壓的函數進行估算。圖5示出了發動機背壓(p背壓)相對于p增壓變化的函數。

為了在達到T排氣和/或pfp的限度之前達到最大負荷，在每個測試點中，對p軌、p增壓、p背壓、供油和噴射開始(SOI)進行了標定。根據GT-Power模擬基于摩擦損失數據與發動機轉速的變化關系計算出的IMEP，對相應的MCE的標稱制動扭矩進行了估算。

圖5 p增壓與p背壓的估算