汽油機部分負荷應用熱廢氣再循環實現臨界爆震的性能優化

韓林沛,洪偉,王建軍,蘇巖,解方喜

(1.吉林大學汽車仿真與控制國家重點實驗室, 130025, 長春; 2.保定長城內燃機制造有限公司, 072650, 河北保定)

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汽油機部分負荷應用熱廢氣再循環實現臨界爆震的性能優化

韓林沛1,洪偉1,王建軍2,蘇巖1,解方喜1

(1.吉林大學汽車仿真與控制國家重點實驗室, 130025, 長春; 2.保定長城內燃機制造有限公司, 072650, 河北保定)

以某款1.4 L缸內直噴汽油機為研究對象,結合其標定參數和實驗結果,利用三維仿真軟件Fire研究了熱廢氣再循環對汽油機部分負荷的影響規律。結果表明:當進氣壓力為68 kPa和24 kPa時,在低于爆震限值的熱廢氣再循環率(ηhot)范圍內,隨著ηhot的增大,混合氣的爆震指數均呈現逐漸增大的趨勢,且顯著低于相同進氣溫度下的無廢氣再循環工況;熱廢氣能夠起到強化燃燒和降低進氣泵氣損失的雙重效果,相比常溫進氣工況,在進氣壓力為68 kPa、ηhot=10%工況下的指示功增幅為4.6%,在進氣壓力為24 kPa、ηhot=17.5%工況下的指示功增幅可達65.8%;進氣壓力為24 kPa、ηhot=12.5%工況與常溫進氣工況的火焰傳播速度幾乎相當,缸壓峰值可提高約1/4,而且還能降低52%的CO排放量和78.3%的NO排放量;通過耦合進氣加熱或者廢氣中冷,可以進一步拓展熱廢氣再循環的應用潛力,并且負荷越小耦合進氣加熱以后的改善效果越顯著。

汽油機;熱廢氣再循環;強化燃燒;泵氣損失

汽油機部分負荷時的節流損失一直是制約其經濟性進一步提高的固有缺陷,雖然汽油直噴分層稀燃以及均質充量壓燃兩種燃燒模式均可以取消節氣門實現柴油機式的無節流進氣[1],但由于存在油品和稀燃NOx后處理器問題,因此分層稀燃并沒有引入到國內,而均質充量壓燃也因其負荷擴展困難至今沒有成熟的應用機型。

廢氣再循環被認為是能進一步改善直噴汽油機經濟性的有效技術手段[2],按廢氣是否經過中冷器冷卻,可分為冷廢氣再循環和熱廢氣再循環兩種方式。在中小負荷引入廢氣,可以減小部分負荷時的泵氣損失;在大負荷引入廢氣,可以抑制爆震,提高循環熱效率。吉林大學解方喜等人利用甲醇燃料燃燒速度快、辛烷值高抗爆性好的優點以柴油機為基礎開發了一款用廢氣量控制負荷的甲醇發動機,在不影響發動機燃油經濟性的情況下最大廢氣再循環率可達50%[3]。美國西南研究院Terry ALGER等人通過引入氫氣的方式提高了汽油機燃燒的廢氣容忍度,以缸內燃燒壓力循環變動量低于5%為限,引入質量分數為1%的氫氣,廢氣容忍度可提高到48%[4]。雖然通過燃用含氧燃料和額外添加速燃成分能夠實現高廢氣再循環率,但這并不是汽油機廢氣再循環的最終目的,汽油機部分負荷引入廢氣是為了填補本需要節氣門節流限制的燃燒室體積空間,降低進氣泵氣損失[5]。因此,汽油機降低進氣泵氣損失的根本是保持進氣體積流量不被節流,而采用熱廢氣再循環可以充分利用廢氣的熱量加熱進氣,增大進氣的定質量流量下的體積流量,即填補相同的進氣節流體積,采用熱廢氣再循環方式可以降低引入廢氣的質量分數,減少廢氣對燃燒的惡化。

此外,熱廢氣再循環對進氣溫度的提高還可以改善燃燒,提高循環熱效率。對于汽油機來說,最容易發生爆震的工況是大負荷,而小負荷由于燃燒放熱量少,點火以后壓力波對末端未燃混合氣的壓縮程度低,不會發生爆震。雖然爆震會影響發動機工作的穩定性和機械強度,但研究表明,臨界爆震對發動機不但沒有危害,而且可以相對提高發動機的動力性和經濟性[6]。借用廢氣熱量加熱進氣,可以提高部分負荷的爆震指數,進而控制燃燒過程達到或接近臨界爆震狀態,以提高汽油機部分負荷的燃油經濟性。然而,通過實驗探索發動機不同運行工況的臨界爆震點,往往需要發動機工作在爆震或重度爆震狀態,這對發動機的損害是非常大的[7]。針對上述問題,參照已有的實驗數據,本文利用商業軟件AVL-fire研究了熱廢氣再循環對發動機部分負荷燃燒和排放性能的影響,并獲得了較優的經濟性改善效果,為課題進一步的實驗研究做出可行性指導。

1 計算平臺搭建及方案設計

1.1 計算平臺搭建

以一款1.4 L的增壓直噴汽油機為研究對象,建立了其動態網格模型,汽油機原機的基本參數如表1所示。

表1 汽油機基本參數

幾何實體模型通過硅膠倒模逆向處理的方法獲得,本計算模型將排氣上止點所對應的曲軸轉角記為0°,從進氣門開啟時刻-28°到排氣門打開時刻516°劃分動網格,全局最大網格尺寸為1 mm,最小網格尺寸為0.5 mm。計算模型缸內初始壓力為98 kPa,初始溫度為850 K,噴油參數和點火正時均按計算工況點對應的實驗數據設置。模型及邊界條件如圖1所示。

圖1 計算模型及邊界條件

1.2 計算方案

為說明熱廢氣再循環對發動機爆震指數和泵氣損失的影響,計算轉速選擇了易發生爆震的最大扭矩點附近的較低轉速1 800 r/min,計算負荷選擇20 N·m和60 N·m部分負荷工況點,其所對應的發動機實際運行參數如表2所示。

表2 計算工況點發動機運行參數

參照表2兩個工況點的發動機運行參數對計算模型的初始條件進行設置,以進氣壓力68 kPa和24 kPa工況為基礎計算了相同進氣壓力不同熱廢氣再循環率對發動機性能的影響規律,熱廢氣再循環率ηhot的定義如下

(1)

式中:ηhot為熱廢氣再循環率;megr為再循環廢氣質量;mmix為廢氣與新鮮空氣混合氣的質量。Fire軟件中的再循環廢氣成分為質量分數19.53%的二氧化碳、質量分數71.98%的氮氣和質量分數8.49%的水蒸氣,不同ηhot所對應的混合氣溫度按下式計算得到

(2)

式中:mCO2、mH2O、mN2分別為廢氣成分中二氧化碳、氮氣、水蒸氣的質量;mair為新鮮空氣質量;cCO2、cN2、cH2O、cair分別為CO2、N2、H2O和空氣的比定壓熱容;Δt為廢氣與新鮮空氣混合后的溫降;Δt′為新鮮空氣和廢氣混合后的溫升[8]。

發動機的轉速和負荷不同,排氣溫度也不同,圖2是實驗測得的計算用樣機的排氣溫度萬有特性曲線,可以看出,即使在低轉速小負荷工況汽油機的排溫也能達到較高的溫度值,采用不經冷卻的廢氣直接引入到進氣管,能夠最大程度地提高再循環廢氣與新鮮空氣的混合氣溫度。

根據式(2)和圖2的排溫數據,計算得到不同ηhot下的混合進氣溫度,如表3所示。

1.3 計算模型驗證

計算過程中的湍流模型選用k-zela-f模型,燃燒模型選用擴展的相關火焰ECFM模型,噴霧模型

圖2 渦前排溫萬有特性曲線

ηhot/%混合氣溫度/K進氣24kPa進氣68kPaηhot/%混合氣溫度/K(進氣24kPa)2.5304.0307.015.0359.25.0315.0321.417.5369.87.5326.5335.420.0380.410.0337.5349.322.5390.912.5348.4363.0

選用離散液滴模型,爆震模型選用shell模型。為驗證選用模型的準確性,將實驗測得的1 800 r/min、60 N·m工況下的缸壓曲線與相同計算參數下的仿真結果進行對比,如圖3所示。

圖3 實驗值和計算值的缸壓對比

從圖3中可以看出,驗證工況計算得到的缸壓曲線與實驗測得的缸壓曲線具有較好的重合度,滿足示功圖誤差標準,能夠證明計算過程的準確性和合理性。

2 計算結果及分析

2.1 熱廢氣再循環對爆震指數的影響

爆震現象一般認為是由燃燒室末端未燃混合氣在火焰前鋒面未到達之前達到自燃溫度,出現一個或多個自發火焰中心發生自燃的非正常燃燒現象。計算使用的Firev2011版本還不能直接計算出爆震的發生,其爆震評估選用的是shell自燃模型。shell模型是在分枝鏈鎖反應機理基礎上提出的8步鏈鎖反應,包括鏈引發、鏈傳播、線性鏈中斷、二次鏈中斷、退化支鏈等過程,在鏈傳播過程中用Q表示反應過程的活性中間產物,Q的大小用于表征反應的劇烈程度,而Fire輸出結果中的平均反應率Rq即為Q的反應生成速率,Rq越大,反應越劇烈,發生爆震的可能性也就越大[9]。圖4為參照實驗標定數據計算得到的不同負荷在1 800r/min時的Rq值,可以看出:由于小負荷缸內可燃空氣量少,燃燒壓力低,Rq較低;而大負荷的爆震指數明顯較高。圖4中各負荷所對應的點火提前角θ為標定實驗獲得的最佳點火提前角,可以看出發動機標定過程采取了推遲點火降低爆震傾向的方式,計算工況中全負荷的Rq僅為0.02s-1,最大值出現在60%負荷,為0.08s-1,因此本文將0.08s-1作為不發生爆震的最大Rq限值。

圖4 1 800 r/min不同負荷的平均FQ反應率

熱廢氣再循環通過提高進氣溫度可以增大部分負荷時的爆震傾向,但同時廢氣作為惰性氣體,還能起到抑制爆震發生的作用[10-11]。為說明熱廢氣再循環對部分負荷爆震指數的影響,圖5和圖6分別給出了部分負荷進氣壓力分別為68 kPa和24 kPa時不同ηhot工況和無廢氣再循環工況(與各ηhot工況點具有相同的進氣溫度和空氣質量)的Rq變化關系曲線。可以看出:隨著ηhot增大,進氣溫度升高,盡管新鮮空氣質量減少,但Rq仍表現為逐漸升高的趨勢,且有廢氣再循環工況Rq要明顯低于無廢氣再循環工況,ηhot越大這種降低作用也越明顯;在進氣壓力為68 kPa工況下,當ηhot增大到10%時,混合后的進氣溫度和Rq分別為349.3 K、0.054 s-1,比相同進氣溫度和進氣質量無廢氣再循環工況的Rq降低了65.4%,同時也使該工況的Rq降低到0.08 s-1的限值以下;而在進氣壓力為24 kPa工況下,ηhot為20%時,混合氣溫度可升高到380.4 K,此時的Rq僅為0.000 79 s-1,即使對應的無廢氣再循環工況,Rq也只為0.003 81 s-1,遠低于0.08 s-1的限值,說明進氣壓力越小,進氣溫度容忍度越高,擁有更大的熱廢氣再循環應用潛力。

圖5 進氣壓力68 kPa工況下Rq隨ηhot的變化關系

圖6 進氣壓力24 kPa工況下Rq隨ηhot的變化關系

2.2 指示功改善效果

圖7 進氣壓力68 kPa下循環指示功隨ηhot的變化關系

為說明熱廢氣再循環對發動機性能的影響,將燃燒改善和泵氣損失改善兩部分分開來表示,如圖7所示。燃燒改善在圖中表示為燃燒改善指示功與正常進氣指示功的差值;泵氣損失改善在圖中表示為熱廢氣再循環指示功與燃燒改善指示功的差值。圖中熱廢氣再循環曲線為進氣壓力68 kPa、不同ηhot工況的指示功;正常進氣曲線為與各ηhot工況點具有相同空氣量和噴油量、進氣溫度293 K的無廢氣再循環工況指示功;燃燒改善曲線為正常進氣指示功與熱廢氣再循環所帶來的燃燒改善功之和。對比正常進氣和燃燒改善曲線可以看出:ηhot增大,燃燒改善作用越明顯;當ηhot為10%時,燃燒改善指示功可增大2.3%,主要因為此時的進氣溫度達到了335.4 K,一方面廢氣及其熱量增大了混合氣體積,提高了發動機循環的有效壓縮比,改善了循環熱效率;另一方面,高溫加快了火焰傳播速度,提高了燃燒定容度。對比熱廢氣再循環和燃燒改善曲線可以看出:進氣損失改善功隨著ηhot的增大而增大;當ηhot為10%時,泵氣損失功可以減少4.89 J。熱廢氣再循環對泵氣損失的改善效果也可以從兩方面分析,一是在空氣質量保持恒定時,ηhot越大,節氣門開度隨之增大使得泵氣損失減少;另一方面,較高的混合氣溫度增大了混合氣體積,可以進一步降低節流損失[12]。從圖中指示功增幅曲線可以看出:隨著ηhot增大,熱廢氣再循環對發動機性能的改善效果呈一直增大的趨勢;當ηhot為10%時,指示功增幅達到4.6%;雖然ηhot繼續增大到12.5%的,可比正常進氣工況下的指示功增大5.9%,但ηhot=12.5%工況時的Rq超過了0.08 s-1的限值,有待進一步優化。

圖8 進氣壓力24 kPa循環指示功隨ηhot的變化關系

圖8為進氣壓力為24 kPa工況時指示功隨ηhot的變化曲線,圖中正常進氣、燃燒改善和熱廢氣再循環曲線與圖7具有相同的物理意義。對比燃燒改善曲線和正常進氣曲線可以看出,燃燒改善效果呈現先增大后減小的趨勢,在ηhot為12.5%時達到最大,而繼續增大ηhot,熱廢氣再循環對燃燒的改善作用開始降低,當ηhot為17.5%時,燃燒改善指示功曲線已經開始低于正常進氣指示功曲線,說明ηhot增大到一定程度以后,廢氣對燃燒的惡化作用凸顯出來,燃燒開始受到負面影響。對比熱廢氣再循環和燃燒改善指示功曲線,雖然ηhot的增大會對燃燒產生不利影響,但泵氣損失改善功隨ηhot的增大卻是一直增大的,其改善只受廢氣引入量和混合氣溫度升高的影響,當ηhot達到17.5%時,泵氣損失功可降低2.34 J。在一定范圍內,指示功增幅隨著ηhot的增大而增大,并且ηhot越大增幅越顯著,當ηhot為17.5%時,熱廢氣再循環工況時的指示功增幅可達65.8%。

2.3 燃燒和排放特性

圖9給出了進氣壓力為24 kPa、ηhot為12.5%時的燃燒效果最佳工況與無廢氣再循環時進氣壓力為17.7 kPa常溫進氣工況下缸內壓力對比曲線,兩工況具有相同的空氣質量和噴油量。可以看出,熱廢氣再循環工況比常溫進氣工況缸壓峰值高出很多,達到了429 kPa,而常溫進氣工況下的缸壓峰值僅為340 kPa,相差約1/4,說明熱廢氣對部分負荷時的燃燒改善效果是非常顯著的。熱廢氣對燃燒的促進作用主要歸因于較高的混合氣溫度,雖然廢氣會稀釋混合氣中的氧分子和燃油分子,減小其接觸反應概率,降低火焰傳播速度,但熱廢氣帶來的缸內高溫氛圍又強化了分子間的碰撞反應,促進了火焰傳播,抵消了廢氣稀釋對燃燒的不利影響。還可看出,兩工況下缸壓峰值曲軸轉角僅相差2°,也再次說明了熱廢氣對燃燒的促進作用。

圖9 缸壓曲線對比

為深入分析熱廢氣對部分負荷燃燒過程的影響,表4給出了熱廢氣再循環和常溫進氣兩工況下點火后不同曲軸轉角的火焰表面密度切片圖。可以看出,兩工況下的火焰傳播區域和距離幾乎一致,兩者有近乎相同的火焰傳播速度,只是熱廢氣再循環工況的火焰表面密度更大。熱廢氣再循環工況正是憑借其較高的火焰面密度抵消了廢氣作為惰性氣體對火焰傳播的抑制作用,使得兩者的火焰傳播速度相當。

圖10為兩工況下CO質量和NO質量隨曲軸轉角的變化關系。圖中兩工況下CO的質量隨曲軸轉角的變化均呈現先升高后降低的趨勢,并且常溫進氣工況的CO生成量要高于熱廢氣再循環工況,在排氣門開啟時刻常溫進氣工況的CO質量比熱廢

表4 不同工況下火焰表面密度隨曲軸轉角的變化情況

氣再循環工況要高出1倍多。燃油分子周圍氧氣不足時,分子中的C總是先生成CO,再隨著缸內已燃和未燃氣體的交互混合逐漸被氧化生成CO2;而熱廢氣再循環引入缸內的熱氛圍強化了火焰前鋒面的這種交互作用,使得生成的CO很快被氧化,表現出較低的CO生成量。不同于CO先升高后降低的變化趨勢,兩工況在380°～420°的主燃期都表現出較快的NO生成速度,直到排氣門打開時刻NO的質量分數基本沒有變化。對比兩條NO生成曲線,熱廢氣再循環工況的NO生成量同樣要低于常溫進氣工況,排氣門開啟時刻的NO質量為0.077mg,比常溫進氣時降低了78.3%。

圖10 不同工況下CO和NO單循環質量排放量

2.4 耦合策略

雖然單獨采用熱廢氣再循環已能使發動機燃燒、排放及經濟性取得較為顯著的改善,但對于某些熱廢氣引入工況的改善效果并未達到最優,比如,進氣壓力為68kPa、ηhot為10%之前的工況和進氣壓力為24kPa的全部工況,其Rq均未達到爆震限值的平均反應生成率;進氣壓力68kPa、ηhot為10%之后的工況雖然超過了爆震限值,但通過降溫仍有繼續改善發動機性能的潛力,進氣加熱和廢氣冷卻可分別作為進一步優化的耦合策略。低于爆震限值的熱廢氣耦合進氣加熱可進一步提高混合氣溫度,有利于達到臨界爆震狀態以繼續強化燃燒和降低泵氣損失;而超過爆震限值的熱廢氣進行適度冷卻可以降低混合氣溫度,進一步提高廢氣再循環率。

圖11 進氣壓力為68 kPa時不同模式燃油做功能力對比

圖12 進氣壓力為24 kPa時不同模式燃油做功能力對比

圖11和圖12分別為進氣壓力為68kPa和24kPa工況下分別采用熱廢氣再循環+耦合策略、熱廢氣再循環和常溫進氣3種模式對不同燃油消耗量的做功能力對比曲線(均為化學計量空燃比燃燒)。表5為各工況結合耦合策略達到臨界爆震狀態的混合氣溫度及Rq值。按照進氣壓力為68kPa工況時爆震限值所對應的ηhot分界,ηhot達到10%之前采取耦合進氣加熱策略,繼續增大爆震指數;ηhot在10%之后采取冷卻再循環廢氣策略,防止過高的ηhot使燃燒發生爆震。從圖11可以看出,熱廢氣再循環耦合進氣加熱與單獨熱廢氣再循環模式的燃油做功能力相當,兩條曲線近乎重合,但相比正常進氣工況都有一定的優勢。采取耦合策略維持臨界爆震狀態,即使ηhot達到20%,仍可實現7.7%的指示功增幅,說明臨界爆震燃燒對發動機經濟性具有顯著改善作用。由圖12可以看出,熱廢氣再循環耦合進氣加熱相比單獨熱廢氣在循環和正常進氣的優勢較為明顯,ηhot為2.5%工況時,耦合進氣加熱實現臨界爆震的混合氣溫度達410 K,燃油消耗量為4.3 mg時可獲得30.94 J的指示功,比相同油耗量的熱廢氣再循環模式高出約1.5倍,比正常進氣模式高出約2.3倍;并且在較低燃油消耗量的情況下仍能獲得正的指示功,擴展了汽油機低油量運行下限。與熱廢氣的作用相似,進氣加熱可以繼續增大混合氣的溫度和體積,達到進一步強化燃燒和減小泵氣損失的效果。此外,進氣壓力為24 kPa的較小負荷工況擁有更高的混合氣溫度容忍度,混合氣溫度達到450 K仍不發生爆震,能夠更大程度地發揮出熱進氣優勢。總之,無論是單獨采用熱廢氣再循環或者結合耦合策略,能夠使發動機全工況都達到一種臨界爆震或者亞爆震狀態,可以最大程度地強化汽油機的燃燒效率和降低泵氣損失,實現汽油機節能的最大化。

表5 各工況臨界爆震狀態混合氣溫度

3 結 論

在爆震限值范圍內,利用再循環廢氣熱量加熱混合氣能夠起到提升爆震指數的效果,并且負荷越小爆震指數可提升空間就越大。相比常溫進氣工況,熱廢氣再循環可以在強化燃燒和降低泵氣損失的雙重作用下增大發動機的指示功輸出,但當ηhot過高時,燃燒改善效果會消失,而泵氣損失改善效果會持續增大。合適的ηhot能夠促進火焰傳播,抵消廢氣稀釋對燃燒的不利影響,提高缸內燃燒壓力,并且還能夠降低CO和NO的生成量。采用熱廢氣再循環耦合進氣加熱或者廢氣冷卻策略實現臨界爆震燃燒,可以最大程度地降低燃油消耗,改善發動機性能。

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(編輯 劉楊 苗凌)

Performance Optimization of Partial Load of Gasoline Engine at Critical Knock Status Using Hot Exhaust Gas Recirculation

HAN Linpei1,HONG Wei1,Wang Jianjun2,SU Yan1,XIE Fangxi1

(1. State Key Laboratory of Automobile Simulation and Control, Jilin University, Changchun 130025, China;2. Baoding Changcheng Internal Combustion Engine Manufacturing Co., Ltd., Baoding, Hebei 072650, China)

Effects of hot exhaust gas recirculation (EGR) on partial load performance of a gasoline engine are studied using the software CFD Fire based on a 1.4 L gasoline direct injection (GDI) engine and its calibrated and experimental data. Results show that increasing hot EGR rate increases the knock index when the intake pressure are 68 kPa and 24 kPa within knock limit, but the knock index is significantly below that in same intake temperature conditions without EGR. Both enhancement of combustion and reduction of pumping loss can be acquired by introducing hot EGR. The indicated work increases by 4.6% when the intake pressure is 68 kPa andηhot=10%, and it increases by 65.8% when the intake pressure is 24 kPa andηhot=17.5%, compared with that in normal intake temperature condition. The flame propagation velocity is almost the same as the one under the normal intake condition whenηhotis 12.5% and the intake pressure is 24 kPa, and the peak cylinder pressure increases by about 1/4. Moreover, emissions of CO and NO are reduced by 52% and 78.3%, respectively. Great potential for further application of hot EGR exists by coupling heating intake air or cooling EGR, and more significant improvements can be obtained by coupling heating intake air with lower loads.

gasoline engine; hot exhaust gas recirculation; combustion intensification; pumping loss

2014-12-20。

韓林沛(1988—),男,博士生;解方喜(通信作者),男,講師。

國家自然科學基金資助項目(51206059,51276080);吉林省科技引導計劃青年科研基金資助項目(20140520128JH)。

時間:2015-07-23

10.7652/xjtuxb201510019

TN411.2

A

0253-987X(2015)10-0116-07

網絡出版地址:http://www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20150723.0922.012.html