沖程缸徑比對汽油機缸內傳熱影響研究

王立新，孫正，吳楚

(泛亞汽車技術中心有限公司，上海 201206)

0 引言

近年來，為了應對日益嚴格的排放標準，對汽油機的節能減排提出了更高的要求，各汽油機研發企業正在不斷嘗試多種新技術的組合，期望進一步提升汽油機的熱效率，其中長沖程缸徑比(Stroke-To-Bore Ratio，S/B)技術已成為一種趨勢[1-3]。提高S/B的影響主要有兩方面，一是活塞運動速度的增加能夠增強進氣過程中缸內的滾流強度；二是可以減小上止點時燃燒室的面容比。因而對上止點時燃燒室內的湍流強度以及燃燒室形狀設計優化均有改善作用[4,5]。

Alberto等通過1D-CFD耦合仿真方法，研究了S/B對輕型柴油機性能、排放和油耗的影響[6]。Sechul等通過試驗研究了S/B對一款可變氣門正時Atkinson循環汽油機的影響[7]。Seokwon等基于單缸直噴汽油機研究了S/B對熱效率以及爆震的影響規律[8]。高瑩等進行了S/B對汽油機缸內流場的影響研究[9]。

研究S/B對汽油機缸內傳熱影響的論文相對缺乏。Koichi等和Kenichiro等定性地認為由于S/B增加導致燃燒室面容比減小，因此有利于減少缸內傳熱損失[10,11]。但S/B增加也會增強缸內對流換熱，故可能存在此消彼長的關系。Seokwon等的研究已顯示出這種趨勢[8]，但由于研究側重點不同，未進行深入的分析。

本文以一款缸內直噴汽油單缸機為研究對象，為了盡可能減少多余的影響因素，保持缸徑、缸蓋燃燒室形狀、氣門直徑、活塞頭部形狀以及壓縮比等燃燒室關鍵影響因素不變，通過改變沖程實現改變S/B。采用試驗與仿真結合的方法，研究三種不同S/B設計、不同轉速和負荷下的缸內傳熱功率、傳熱損失，分析S/B對缸內傳熱過程以及指示熱效率的影響規律。

1 缸內傳熱計算方法及建模

1.1 缸內工作過程計算

通過一維工作過程軟件GT-Power計算缸內瞬時氣體狀態參數(如壓力、溫度)和發動機宏觀性能參數(如平均指示壓力、有效輸出功率、缸內傳熱功率)，仿真計算結果將采用單缸機臺架試驗采集的數據進行驗證。

1.2 缸內傳熱模型

David Lejsek等[12]基于一臺缸內直噴式單缸汽油機，研究了多種缸內傳熱模型的適用性問題。本文根據其建議采用Hohenberg模型計算缸內傳熱，缸內瞬時換熱系數h(W/(m2K)計算公式見式(1)：

(1)

其中V為氣缸瞬時容積m3；p為缸內瞬時氣體壓力Pa；T為缸內瞬時氣體溫度K；Cm)為活塞平均速度m/s。

1.3 缸內傳熱功率計算方法

缸內氣體對燃燒室壁面的瞬時傳熱率可表示為：

(2)

其中n為發動機轉速r/min、Tw和A分別為燃燒室各部件的表面溫度K和瞬時面積m2，下標i分別代表活塞頂面、缸蓋燃燒室表面及缸套內壁面與燃氣接觸的部分。將式(2)對曲軸轉角積分即可得到一個工作循環內總的缸內傳熱量Q，J。

2 試驗對象及試驗設計

本文基于一臺泛亞汽車技術中心設計的缸內直噴汽油單缸機，通過改變曲柄半徑實現改變S/B值。除此之外保持缸徑、缸蓋燃燒室形狀、氣門直徑、活塞頭部形狀以及壓縮比等燃燒室關鍵影響因素不變。這種處理方法的好處是，可以將對缸內燃燒和傳熱有顯著影響的變量控制到最低。具體參數如表1所示。試驗工況選取如表2所示，平均指示壓力(Indicated Mean Effective Pressure，IMEP)的取值分別能代表大負荷、經濟區、中低負荷三種發動機常用工況。

表1 發動機參數

表2 試驗工況表(IMEP bar)

臺架測控軟件采用AVL公司的PUMA和INCA系統，選用奇石樂(Kistler)6115C型傳感器測量缸內瞬時壓力。

3 計算結果驗證與分析

3.1 缸內工作過程結果驗證

從式(1)中可以看出，缸內瞬時氣體狀態參數不僅是反映燃燒過程的重要指標，同時也是缸內瞬時對流換熱系數的主要影響因素。為了準確計算缸內傳熱過程，將進氣門關閉時的氣體狀態參數以及發動機各項邊界條件輸入給一維工作過程軟件，通過熱力學計算可獲得缸內瞬時壓力曲線，確定邊界條件。如果缸內瞬時壓力的計算值與試驗中采集到的值吻合時，即認為缸內瞬時氣體溫度的計算值可反應缸內實際情況，進而通過氣體狀態參數求得的缸內瞬時換熱系數和其他發動機宏觀參數也是準確的。以發動機轉速2 000 r/min，S/B=1.1，IMEP 15.6 bar和S/B=1.3，IMEP 7.6 bar為例。從圖1可知，仿真得到的最大爆壓的誤差分別為2.36%和2.62%，誤差 <3%，滿足傳熱分析的精度要求。后文使用的所有算例均遵循上述方法，采用缸壓實測值進行了驗證。

圖1 缸內瞬時壓力計算值與實測值對比

3.2 S/B對缸內傳熱功率影響分析

如圖 2和圖 3所示，隨著S/B的增加，缸內傳熱功率逐漸增加，這一方面是由于活塞運動速度增加，強化了燃氣與燃燒室壁面的對流換熱系數；另一方面是由于在本文的設置下，當S/B增加時，排量和燃燒室壁面的換熱面積也增加了。為了消除排量的影響，引入單位排量傳熱功率，其結果如圖 4和圖 5所示。在2 000 r/min時，由于面容比和活塞運動速度變化的共同作用，單位排量傳熱功率隨S/B沒有明顯變化，約為1%～3%；當轉速增加至3 200 r/min時，活塞運動速度逐漸占據主導作用，單位排量傳熱功率變化最高達10%。由此可見，S/B變化對缸內傳熱功率的影響，在中低轉速時，面容比減小和活塞運動速度增加的影響大體上相互抵消；在中高轉速時，活塞運動速度增加使缸內對流換熱強化，開始成為主導因素，單位排量傳熱功率逐漸增加。

圖2 2 000 r/min工況下缸內傳熱功率隨S/B變化

圖3 3 200 r/min工況下缸內傳熱功率隨S/B變化

圖4 2 000 r/min工況下單位排量缸內傳熱功率隨S/B變化

圖5 3 200 r/min工況下單位排量缸內傳熱功率隨S/B變化

3.3 S/B對傳熱損失及指示熱效率影響分析

前一節分析了S/B對缸內傳熱功率的影響，但傳熱功率的變化最后是否能轉化為指示熱效率的收益，有待進一步考察。從圖6和圖7可以看出，傳熱損失的變化率與指示熱效率的收益間缺乏聯系，說明S/B變化引起的傳熱損失變化對指示熱效率來說，并不是直接和首要的影響因素。由于S/B變化引起的缸內湍流改變，以及進一步引起的燃燒放熱率曲線的變化，才是指示熱效率變化的首要因素。在發動機前期的架構參數設計過程中，選定S/B參數時，因優先分析和考慮S/B對缸內燃燒的影響，而不應首要考慮其對面容比的影響。

圖6 2 000 r/min工況下指示熱效率及傳熱損失隨S/B變化

圖7 3 200 r/min工況下指示熱效率及傳熱損失隨S/B變化

從圖8和圖9可見，在本文選取的中等轉速、中等至大負荷范圍內，僅發動機轉速3 200 r/min且大負荷時，S/B1.1的指示熱效率更優。這是由于大負荷時，隨著S/B增加，發動機爆震傾向增強而導致延后點火提前角的緣故。其余工況下，S/B取1.2時的指示熱效率最高。綜合來看，對于本文研究的缸內直噴汽油機，S/B的推薦值應取1.2左右。

圖8 2 000 r/min工況下指示熱效率隨S/B變化

圖9 3 200 r/min工況下指示熱效率隨S/B變化

4 結論

本文通過單缸機臺架試驗與一維工作過程仿真相結合的手段，針對一款中小排量缸內直噴汽油機，研究了S/B變化對缸內傳熱功率、傳熱損失以及指示熱效率的影響，獲得的主要結論有：

(1)從缸內傳熱功率的角度看，發動機轉速2 000 r/min時，由于面容比和活塞運動速度變化的共同作用，單位排量傳熱功率隨S/B沒有明顯變化，約為1%～3%。當轉速增加至3 200 r/min時，活塞運動速度逐漸占據主導作用，單位排量傳熱功率變化最高達10%。可見當S/B改變時，影響缸內傳熱功率的影響因素不僅僅只有面容比，也必須同時考慮活塞運動速度變化引起的對流換熱強度變化，尤其在中高轉速工況下，對流強度增強的影響大于面容比的減小。

(2)從傳熱損失的角度來看，傳熱損失的變化率與指示熱效率的收益間缺乏聯系。由于S/B變化引起的缸內湍流改變，以及進一步引起的燃燒放熱率曲線的變化才是指示熱效率變化的首要因素。選定S/B參數時，因優先分析和考慮S/B對缸內燃燒的影響，而不應首要考慮其對面容比的影響。針對本文研究的缸內直噴式汽油機，在發動機常用的中等轉速工況范圍內，S/B的推薦值應取1.2左右。