低負荷下車用重型柴油機排放與熱效率的規(guī)律研究

吳松林，韓志強，戰(zhàn) 強，吳學舜，蘇萬華

（天津大學內燃機燃燒學國家重點實驗室，天津 300072）

低溫燃燒（LTC）作為一種新興的燃燒策略，能實現(xiàn)柴油機的超低排放，因此，LTC被認為是目前最具應用前景的燃燒控制策略之一，受到了廣泛關注［1－3］。就重型柴油機而言，在低負荷條件下，有兩種燃燒策略可以實現(xiàn)低溫燃燒：第一種是Shimazaki等在上止點后噴油的策略［2］，采取在上止點后噴油并配合大EGR率方案達到同時降低NOx和炭煙排放的目的，MK燃燒系統(tǒng)就是這種方式的成功應用；第二種是Frank［4］等在缸內壓縮沖程早期噴射的方案，這種方案是通過大的噴油提前角并配合大EGR率［5－6］（一般超過45%）來實現(xiàn)。

單次噴射配合大EGR率來實現(xiàn)低溫燃燒的方式僅限于低負荷工況使用，為了擴展低溫燃燒技術的負荷瓶頸，國內外開展了大量的研究工作并取得了一定進展。Nicolas Dronniou［7］等對多次噴射技術進行了研究，證明該技術能顯著改善微粒物的排放，同時顯著改善單次早噴方案的燃油濕壁問題；蘇萬華［8］提出的運用多脈沖調制噴射并配合較大EGR率的方式在顯著降低NOx和炭煙排放的同時，將低溫燃燒擴展到了中等負荷［9］，后續(xù)研究通過采用高增壓、進氣門晚關相結合的技術實現(xiàn)了重型柴油發(fā)動機在大負荷乃至全負荷的高密度低溫燃燒［10］，并獲得了高的熱效率以及低的NOx和炭煙排放。

本研究在1臺配備了兩級渦輪增壓系統(tǒng)的重型柴油發(fā)動機上，通過單次早噴方案實現(xiàn)了低負荷下的低溫燃燒策略，研究了該方案中EGR率對排放以及熱效率的影響規(guī)律，并探究了兩級渦輪增壓發(fā)動機在高轉速時出現(xiàn)的有效熱效率低的原因。

1 試驗裝置

研究對象是WP12直列6缸重型發(fā)動機，該發(fā)動機在原產品發(fā)動機基礎上（滿足國Ⅲ排放）重新配備了兩級廢氣渦輪增壓（常規(guī)的廢氣渦輪增壓器）系統(tǒng)、高低壓EGR回路、背壓調節(jié)閥、IVCA（進氣門晚關）系統(tǒng)、電子控制單元等。該發(fā)動機的主要性能參數(shù)見表1，試驗臺架示意見圖1。

表1 發(fā)動機主要參數(shù)

2 試驗結果分析

本研究采用增設背壓閥以增加排氣背壓并結合EGR回路的方式來滿足系統(tǒng)低負荷下對大EGR率的需求，為了驗證該EGR系統(tǒng)是否能夠滿足系統(tǒng)不同EGR率的要求，在發(fā)動機上作了大量相關試驗。如在低負荷條件下采用壓縮沖程早期單次噴油并配合大EGR率來實現(xiàn)低溫燃燒，試驗結果證明，采用電控EGR閥和背壓閥進行協(xié)同控制的方式，可以滿足系統(tǒng)低負荷條件下對高EGR率（超過50%）的需求，并實現(xiàn)了發(fā)動機的超低排放。下面進一步分析EGR率對低負荷條件下重型柴油發(fā)動機排放以及有效熱效率的影響規(guī)律。

2.1 EGR率對發(fā)動機排放以及熱效率的影響

以轉速1 600r／min，噴油定時－25°ATDC，進氣門晚關角－146°ATDC，循環(huán)油量69mg為研究工況點，來探究低負荷條件下EGR率對發(fā)動機排放以及有效熱效率的影響規(guī)律，其具體的試驗參數(shù)見表2。

圖2示出EGR率對發(fā)動機排放的影響規(guī)律。圖3示出EGR率對發(fā)動機有效熱效率、燃油消耗率等參數(shù)的影響。從圖2中可以看出，隨著EGR率的增加，NOx排放逐漸降低，炭煙排放呈現(xiàn)先降低后升高的趨勢。這是由于隨著EGR率的增加，進氣氧濃度降低而且缸內平均溫度也下降，EGR很好地抑制了NOx的生成；EGR率的增加在前期會延長滯燃期，為油氣混合贏得了更長的時間，混合也將更為均勻，故開始階段炭煙排放會呈現(xiàn)下降的趨勢，但當EGR率再進一步增加時，氧濃度下降過多，導致缸內燃氧當量比上升，這不利于炭煙排放降低，故炭煙排放此時會呈現(xiàn)再次上升的趨勢。在－25°ATDC噴油定時的情況下，EGR率為53%時（S2），NOx和炭煙已經達到了很低的折中排放，分別為0.4g／（kW·h）和0.003g／（kW·h）。

表2 發(fā)動機1 600 r／min低負荷條件下試驗工況點

HC和CO排放均隨著EGR率的增加呈現(xiàn)不同程度的上升，這也是由于缸內溫度和氧濃度隨著EGR率的增加而下降造成的。前期缸內溫度的下降不利于未燃燃油的霧化和蒸發(fā)，故HC排放有所增加，氧濃度和缸內溫度的降低均不利于CO的氧化，故CO排放也上升。圖3顯示，隨著EGR率的上升，發(fā)動機的有效熱效率上升，燃油消耗率下降，而且在循環(huán)油量一定的情況下（均為69mg），隨著EGR率從51%增加到55%，其平均有效壓力也從S1工況點的0.551MPa增長到S3工況點的0.59MPa左右。

為了解釋上述規(guī)律，圖4至圖7示出在噴油定時為－25°ATDC，進氣門晚關角－146°ATDC時，EGR率對氣缸壓力、放熱率、缸內平均溫度以及累計放熱率的影響。從圖4可以看出，隨著EGR率的增加，缸內的最大燃燒壓力明顯降低，這是由于EGR率增加后燃油的著火時刻明顯后移，峰值放熱率下降（如圖5所示）。而燃燒質心的推遲使得發(fā)動機的摩擦損失和傳熱損失均有所降低，這也就解釋了隨著EGR率的增加發(fā)動機有效熱效率上升的原因。而從圖6可以看出，隨著EGR率的增加，缸內平均溫度略有降低。而圖7則示出隨著EGR率從51%增加到55%，由于燃燒持續(xù)期增加，累計放熱率不斷增加，這就是發(fā)動機的pme會隨著EGR率的增加而上升的原因。

2.2 不同轉速條件下發(fā)動機熱效率變化規(guī)律

本研究在1 300r／min和1 900r／min的25%負荷工況點探究轉速對發(fā)動機熱效率的影響，表3給出了該發(fā)動機在上述工況下具體的控制參數(shù)，其中S表示發(fā)動機轉速，INT表示發(fā)動機的噴油定時。從表3可以看出，通過EGR閥和背壓閥的協(xié)同控制可以滿足系統(tǒng)對高EGR率的要求（＞50%）。

圖8示出不同轉速條件下，排放隨EGR率的變化，圖9示出發(fā)動機熱效率、燃油消耗率等隨EGR率的變化。由圖8可以看出，在1 300r／min和1 900r／min時，發(fā)動機排放隨EGR率的變化規(guī)律與1 600r／min時的變化規(guī)律相同，但1 900r／min時炭煙排放未呈現(xiàn)隨著EGR率先增加后降低然后再增加的趨勢，這是由于在該轉速條件下EGR率的值已經較高，當量比較大，當EGR率進一步增加時當量比快速增加，使得炭煙排放快速惡化。這也說明了在低負荷條件下當EGR率超過一定的值時，炭煙排放會呈現(xiàn)惡化的趨勢。由圖9可以看出，在1 300r／min和1 900r／min的條件下，其熱效率、燃油消耗率、pme隨EGR率增加時的變化規(guī)律同1 600r／min時的規(guī)律是相同的。

表3 不同轉速、低負荷條件下發(fā)動機系統(tǒng)的主要控制參數(shù)

由圖9可以看出，1 900r／min時的有效熱效率要明顯低于1 300r／min時，而燃油消耗率則明顯高于1 300r／min時。為了進一步探究這種趨勢的原因，圖10和圖11示出兩個轉速下25%負荷時發(fā)動機排進氣壓力及相應差值的對比。

對比圖10和圖11可以發(fā)現(xiàn)，發(fā)動機在高轉速（1 900r／min）時由渦前壓力過高，其排進氣壓力差值很高（＞0.12MPa），而1 300r／min時發(fā)動機的排進氣壓力值基本在0.04MPa附近。高轉速下的高排進氣壓力差必然造成發(fā)動機的換氣負功較高，為了從數(shù)量上分析排進氣壓力差對換氣負功的影響，本研究選擇了EGR率相當?shù)腟2和S6工況點作研究。

圖12示出由發(fā)動機示功圖計算得出的不同轉速條件下發(fā)動機的指示功、泵氣功等柱狀對比，圖13示出泵氣損失占有用功的比例。從圖12可以看出，1 900r／min時發(fā)動機的泵氣損失功遠大于1 300r／min時，這是排進氣壓力差高的緣故。而從圖13中明顯可以看出，1 900r／min時發(fā)動機的泵氣損失功占有用功的比例高達24.5%（該值遠大于1 300r／min的9.42%），這是1 900r／min時發(fā)動機熱效率偏低的主要原因。高增壓提高了發(fā)動機的進氣壓力，但在高轉速時會帶來排氣背壓過高的問題，因此高轉速時對增壓器進行調節(jié)是非常有必要的。

圖14示出發(fā)動機在1 300r／min和1 900r／min時發(fā)動機的氣缸壓力和放熱率的對比。由圖14可以看出，相比于1 300r／min，1 900r／min時發(fā)動機的燃燒質心更為靠前，發(fā)動機的燃燒壓力也更高，從而使發(fā)動機機械損失部分中的摩擦損失功增加，導致了發(fā)動機在高轉速（1 900r／min）下有效熱效率降低。

綜合來看，發(fā)動機泵氣損失和摩擦損失的增加綜合導致了發(fā)動機在1 900r／min時有效熱效率偏低。

3 結論

a）基于降低低負荷下發(fā)動機排放同時提升熱效率的思路，采用了低溫燃燒策略，在低負荷條件下（pme＜0.6MPa），隨著 EGR率（＞50%）的增加，NOx和炭煙排放呈現(xiàn)同時下降的趨勢，但EGR率過大時（＞54%），炭煙排放會再次急劇惡化；

b）發(fā)動機在低負荷條件下采用單次早噴射方案時，EGR率的增加有利于提高發(fā)動機的有效熱效率并降低發(fā)動機的燃油消耗率，同時還能夠提高發(fā)動機的平均有效壓力；EGR率的增加有利于推遲燃油的著火時刻以及燃燒質心，從而降低發(fā)動機壓縮行程摩擦損失與傳熱損失，提高有效熱效率；而隨著EGR率的增長，燃燒持續(xù)期增加使得累計放熱率的增加更為直接地解釋了有效熱效率和pme增加的原因；

c）相比于低速（1 300r／min）時，發(fā)動機在高轉速（1 900r／min）條件下由于其高壓級增壓器渦輪前壓力與進氣壓力差值過高（＞0.12MPa），使得其換氣損失過大（占有效功的24.5%，1 300r／min時僅為9.42%），故高轉速時需對增壓器進行調節(jié)；另外發(fā)動機轉速及氣缸壓力的增加使得發(fā)動機摩擦損失增加，這二者綜合的結果使得發(fā)動機在高轉速（1 900r／min）時有效熱效率偏低（＜35%）。

［1］ Najt I P M，F(xiàn)oster D E.Compression－Ignited Homogeneous Charge Combustion ［C］.SAE Paper 830264，1983.

［2］ Nakagome K，Shimazaki N，Niimura K，et al.Combustion and Emission Characteristics of Premixed Lean Diesel Combustion Engine ［C］.SAE Paper 970898，1997.

［3］ Akihama K，Takatori Y，Inagaki K，et al.Mechanism of the Smokeless Rich Diesel Combustion by Reducing Temperature［C］.SAE Paper 2001－01－0655.

［4］ Fuquan（Frank）Zhao，Thomas wasmus，Dennis N Assanis，et al.Homogenous Charge Compression Ignition（HCCI）Engine：Key Research and Development Issues［M］.Warrendale：Society of Automotive Engines，Inc.，2002.

［5］ Hanho Yun，Mark Sellnau，Nebojsa Milovanovic，et al.Development of Premixed Low－Temperature Diesel Combustion in a HSDI Diesel Engine［C］.SAE Paper 2008－01－0639.

［6］ Kanda T，Hakozaki T，Uchimoto T，et al.PCCI Operation with Early Injection of Conventional Diesel Fuel［C］.SAE Paper 2005－01－0378.

［7］ Nicolas Dronniou，Marc Lejeune，Iyad Balloul.Combination of High EGR Rates and Multiple Injection Strategies to Reduce Pollutant Emissions［C］.SAE Paper 2005－01－3726.

［8］ 王 輝，蘇萬華，劉 斌.基于調制多脈沖噴油模式的柴油預混合燃燒和排放特性的研究［J］.內燃機學報，2005，23（4）：289－296.

［9］ Wenbin Yu，Bin Liu，Yang Li，et al.A Hybrid Combustion Control Strategy for Heavy Duty Diesel Engines Based on the Technologies of Multi－Pluse Injections，Variable Boost Pressure and Retarded Intake Valve Closing Timing［C］.SAE Paper 2011－01－1382.

［10］ Wanhua Su，Yingying Lu，Yuniang Li，et al.High Density－Low Temperature Comb－ustion in Diesel Engine Based on Technologies of Variable Boost Pressure and Intake Valve Timing［C］.SAE Paper 2009－01－1911.