壓縮空氣-燃油混合動力排氣能量回收利用

徐煥祥,俞小莉,王　雷,樊之鵬,竇文博,魏　巍,李道飛

(浙江大學 動力機械及車輛工程研究所,浙江 杭州 310027)

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壓縮空氣-燃油混合動力排氣能量回收利用

徐煥祥,俞小莉,王雷,樊之鵬,竇文博,魏巍,李道飛

(浙江大學 動力機械及車輛工程研究所,浙江 杭州 310027)

摘要:提出基于工質混合的壓縮空氣-燃油混合動力,利用文丘里管混合內燃機排氣和壓縮空氣,回收利用內燃機排氣能量.建立混合動力熱力學模型,分析壓縮空氣發動機轉速、壓縮空氣壓力和質量流量以及內燃機轉速和負荷對混合動力有效效率的影響規律.研究結果表明：壓縮空氣發動機轉速越低,混合動力有效效率越高；內燃機轉速和負荷對混合動力有效效率的影響規律與原內燃機的變化趨勢一致；內燃機排氣提前角存在一個最佳值,最佳排氣提前角受內燃機排氣壓力和壓縮空氣壓力的共同影響,內燃機排氣壓力升高,最佳排氣提前角減小；壓縮空氣壓力升高,最佳排氣提前角增大.

關鍵詞：內燃機；壓縮空氣-燃油混合動力；排氣能量回收；文丘里管；熱力學模型

內燃機熱平衡試驗表明,動力輸出只占燃料燃燒釋放總熱量的30%～45%(柴油機)或20%～30%(汽油機),約30%的能量被內燃機排氣帶走[1].若能夠有效地回收利用內燃機排氣能量,對于提高內燃機能量利用效率,降低污染排放具有重大的戰略意義.

壓縮空氣發動機是利用壓縮空氣直接膨脹做功的綠色發動機[2].已有研究表明,將壓縮空氣發動機和內燃機結合形成混合動力,可以回收利用內燃機排氣能量,提高整機能量利用效率.Huang等[3-4]提出 “串聯式”混合動力,利用Y型管混合內燃機排氣和壓縮空氣,混合氣推動壓縮空氣發動機做功,同時內燃機運行于高效區域.該混合動力能量轉化效率最高可達40%.Scuderi公司[5]研制了“分離式”混合動力,在壓縮空氣發動機和內燃機之間增加儲氣罐.儲氣罐內壓縮空氣作為內燃機進氣,與少量燃料混合燃燒,充分吸收燃料釋放熱量.Heat2Power公司[6]研制了采用冷熱回路回收利用內燃機排氣能量的混合動力.氣體在熱回路中通過內燃機排氣加熱膨脹,在冷回路中冷卻收縮以產生推力.該混合動力在NEDC駕駛循環燃油消耗率可以降低12%.Ibrahim等[7]利用壓縮空氣發動機驅動內燃機輔助增壓器,實現內燃機“小型化”.為了提高壓縮空氣做功能力,采用熱交換器將內燃機排氣能量傳遞給壓縮空氣.胡軍強等[8-9]利用熱交換器將內燃機排氣能量傳遞給壓縮空氣發動機進氣,可以使總能轉化效率體提升0.55%～2.56%.徐煥祥等[10-11]將內燃機排氣和壓縮空氣在壓縮空氣發動機缸內混合膨脹做功.與單獨工作的內燃機相比,該混合動力總能轉化效率提升3%～6%,但該混合動力控制策略復雜,難以推廣.

綜上所述,壓縮空氣-燃油混合動力排氣能量回收主要通過熱交換方式將內燃機排氣能量傳遞給壓縮空氣發動機進氣.內燃機排氣與壓縮空氣發動機進氣之間的溫差較大,熱交換器換熱損失嚴重；受限于熱交換器尺寸,排氣余熱回收效果有限；此外,采用熱交換方式不能回收內燃機排氣中蘊含的壓力能.

本文提出基于工質混合的混合動力.利用文丘里管混合內燃機排氣和壓縮空氣,將混合氣引入壓縮空氣發動機膨脹做功,回收利用內燃機排氣能量,建立混合動力模型并進行仿真分析.

1混合動力原理

混合動力壓縮空氣進氣壓力高于內燃機排氣壓力,可以通過提高內燃機排氣壓力或者降低壓縮空氣壓力,實現兩股氣體順利混合.提高內燃機排氣壓力至壓縮空氣壓力水平,會極大地增加內燃機排氣背壓.在壓縮空氣進氣管路中加裝文丘里管,可以降低喉部位置的壓力,有利于壓縮空氣和內燃機排氣混合.

1.1文丘里管工作原理

文丘里管可以分成3段,分別為收縮段、混合段(喉部)和擴壓段,結構示意圖如圖1所示.文丘里管工作原理如下所述：氣體在收縮段內膨脹,在混合段內形成低壓區；被引射氣流順利地以較低壓力從引射孔進入混合段；隨后,混合氣在擴壓段內被壓縮,壓力和溫度上升.

圖1　文丘里管示意圖Fig.1　Sketch of venturi pipe

1.2混合動力原理

如圖2所示為混合動力原理簡圖.儲氣罐內壓縮空氣經過管路進入文丘里管,并在喉部形成低壓區；內燃機高溫排氣以較低壓力被引射進入喉部；兩股氣體形成混合氣,并經過擴壓段擴壓后進入壓縮空氣發動機氣缸,推動活塞做功；最后,混合氣排入大氣.混合動力內燃機和壓縮空氣發動機分別對外輸出功.

圖2　混合動力原理簡圖Fig.2　Sketch of compressed-air hybrid engine

圖3　混合動力循環p-V圖Fig.3　p-V diagram of hybrid engine cycle

1.3混合動力熱力循環

如圖3所示為簡單的混合動力工作過程熱力循環p-V圖.圖中,p為缸內瞬時壓力,V為氣缸瞬時容積,penv為環境壓力.點2-3-4-5-6-2過程和點11-12-13-15-11過程分別表示單獨工作內燃機熱力循環過程p-V圖和壓縮空氣發動機熱力循環過程p-V圖；點1-2-3-4-5-6-1過程和點11-12-14-15-11過程分別表示混合動力內燃機熱力循環過程p-V圖和壓縮空氣發動機熱力循環過程p-V圖.混合動力內燃機排氣管直接連通文丘里管,排氣過程背壓升高,從點6-2過程變成點6-1-2過程.內燃機排氣與壓縮空氣的混合氣進入壓縮空氣發動機,進氣過程從點11-12-13過程變為點11-12-13-14過程.從圖3可見,混合動力內燃機輸出功量減少Wsub,壓縮空氣發動機輸出功量增加Wadd.需要采用合適的控制策略使Wadd大于Wsub.

2文丘里管熱力學模型

為了研究混合動力性能,分別建立內燃機、壓縮空氣發動機和文丘里管熱力學模型.胡軍強[12]詳細地闡述了內燃機和壓縮空氣發動機實際工作過程的建模過程,本文不再贅述.本文根據氣體動力學理論,忽略文丘里管壓力損失,建立文丘里管等熵模型.

2. 1收縮段內膨脹過程

在文丘里管收縮段,壓縮空氣蘊含的焓轉化為動能.根據質量守恒定律可得

qm1=qm2=qmca.

(1)

式中：qm1為截面1處的氣體質量流量,qm2為截面2處的氣體質量流量,qmca為壓縮空氣質量流量.

根據能量守恒定律可得

(2)

式中：h1為截面1處的氣體比焓,h2為截面2處的氣體比焓,v1為截面1處的氣體速度,v2為截面2處的氣體速度.

將式(2)整理,獲得文丘里管收縮段出口速度：

(3)

式中：T1為截面1處的氣體溫度,T2為截面2處的氣體溫度,cp為氣體比定壓熱容.

壓縮空氣流經文丘里管收縮段為等熵膨脹過程,可得

(4)

式中：p1為截面1處氣體壓力,p2為截面2處氣體壓力,γ為比熱比.

2.2喉部內混合過程

根據質量守恒定律,可得

qm4=qm2+qm3.

(5)

式中：qm3為截面3處的氣體質量流量,qm4為截面4處的氣體質量流量.

根據動量守恒定律,可得

qm4v4-qm2v2-qm3v3=p2A2+

(6)

式中：v3為截面3處的氣體速度,v4為截面4處的氣體速度,p3為截面3處的氣體壓力,p4為截面4處的氣體壓力,A2為截面2處的截面積,A3為截面3處的截面積,A4為截面4處的截面積,p為混合段氣體壓力,A為混合段截面積.

假設文丘里管混合段壁面上的靜壓保持不變,即

p2=p3=p4.

(7)

將式(7)代入式(6)并整理,可得

(8)

根據能量守恒定律,可得

(9)

2.3擴壓段內壓縮過程

混合氣在擴壓段內將攜帶的動能轉化為焓.根據質量守恒定律,可得

qm5=qm4.

(10)

式中：qm5為截面5處的氣體質量流量.

根據能量守恒方程,可得

(11)

式中：h5為截面5處的氣體比焓,v5為截面5處的氣體速度.

擴壓段內的氣體壓縮過程為等熵過程,可得

(12)

式中：p5為截面5處的氣體壓力.

聯立式(1)～(12),求解文丘里管內各截面處的氣體質量流量、溫度、壓力和速度.根據氣體動力學理論可知,文丘里管喉部壓力和進口壓力比值最低可達0.528.此時,文丘里管喉部將達到聲速,壓縮空氣壓力降至最低,內燃機排氣背壓最低,工作過程所受的影響最小.

3混合動力性能計算及分析

3.1混合動力性能指標

混合動力經濟性采用有效效率ηh來表示,定義為混合動力總輸出功Wh與所消耗的燃油能量和壓縮空氣能量總和的比值,計算式為

(13)

式中：Wa為壓縮空氣發動機輸出功；Wd為內燃機輸出功；Eh為混合動力總消耗能量,包括壓縮空氣發動機消耗的壓縮空氣能量Eca和內燃機消耗的燃油能量Ed.

所消耗的壓縮空氣能量的計算式為

(14)

式中：mca為壓縮空氣質量,pca為壓縮空氣壓力,Tca為壓縮空氣溫度,penv為環境壓力,Tenv為環境溫度.

內燃機消耗的燃油能量計算式為

Ed=mbqLHV.

(15)

式中：mb為燃油質量,qLHV為燃油低熱值.

3.2混合動力性能計算及分析

采用某S195單缸內燃機和浙江大學自行研發的壓縮空氣發動機作為原型機,主要參數見表1.聯立內燃機模型、壓縮空氣發動機模型以及文丘里管模型,建立完整的混合動力模型,計算壓縮空氣發動機轉速、壓縮空氣質量流量和壓力、內燃機轉速和負荷等參數對混合動力性能的影響.

表1　混合動力主要參數

3.2.1壓縮空氣發動機轉速的影響以內燃機轉速nd=750r/min,滿負荷工況為例,研究混合動力性能隨壓縮空氣發動機轉速的變化關系.此時,內燃機排氣質量流量qme=0.005kg/s,排氣平均溫度Te=850K.假設壓縮空氣壓力pca=0.6MPa,溫度Tca=300K,質量流量qmca=0.01kg/s.

如圖4所示為壓縮空氣發動機有效效率ηa隨壓縮空氣發動機轉速na的變化關系.可見,隨著轉速的升高,壓縮空氣發動機有效效率降低.轉速升高,壓縮空氣發動機進氣過程對應的時間縮短,每循環進氣質量減少,壓縮空氣發動機缸內最高壓力減低,進氣過程上、下游壓差逐漸增大,進氣損失逐漸增加.同時,壓縮空氣發動機排氣過程所對應的時間減少,缸內氣體難以及時排出,排氣損失增大,使壓縮空氣發動機有效效率逐漸降低.

定義采用文丘里管回收利用內燃機排氣能量的混合動力為方案A,未采用排氣能量回收的混合動力為方案B,單獨工作的內燃機為方案C.

如圖5所示為3種方案有效效率ηh隨na變化關系的對比圖.可以看出,壓縮空氣發動機低轉速時,方案A和方案B的有效效率均高于方案C；壓縮空氣發動機高轉速時,方案A和方案B的有效效率均低于方案C.這主要是由于壓縮空氣發動機低轉速時,有效效率高于內燃機；壓縮空氣發動機轉速較高時,有效效率低于內燃機.當壓縮空氣發動機轉速na=300r/min時,方案A有效效率比方案C高約5.5%,方案B比方案C高約3.5%.

從圖5可以看出,在壓縮空氣發動機不同轉速工況下,方案A采用文丘里管混合壓縮空氣和內燃機排氣,可以回收利用內燃機排氣能量,一定程度上提高混合動力的能量轉化效率,從而使方案A的有效效率高于方案B,增幅約為2%.

圖4　壓縮空氣發動機有效效率隨轉速的變化關系Fig.4　Braking efficiency of compressed-air engine under different speed

圖5　3種方案有效效率隨壓縮空氣發動機轉速變化關系的對比Fig.5　Braking efficiency of compressed-air engine under different speed in three schemes

3.2.2壓縮空氣質量流量和壓力的影響調節文丘里管進口壓縮空氣質量流量或者壓力可以改變文丘里管出口混合氣狀態,進而改變混合動力運行工況.假設內燃機轉速nd=750r/min、滿負荷運行,壓縮空氣發動機轉速na=300r/min.

如圖6所示為3種方案ηh隨壓縮空氣/內燃機排氣質量流量比α(簡稱為“質量流量比”)的變化關系.可見,壓縮空氣發動機在低轉速時的有效效率高于內燃機,因此,隨著質量流量比的增加,方案A和方案B的有效效率均逐漸增大,且均高于方案C.對比方案A和B可知,方案A采用文丘里管回收利用內燃機排氣能量來提高壓縮空氣發動機的進氣溫度,有效效率高于方案B.

圖6　3種方案有效效率隨質量流量比的變化關系Fig.6　Braking efficiency under different mass flow ratio in three schemes

如圖7所示為內燃機有效效率ηd和最佳排氣提前角φd隨壓縮空氣壓力pca的變化關系.可見,隨著壓縮空氣壓力的升高,內燃機有效效率快速下降,最佳排氣提前角逐漸增大.壓縮空氣壓力升高,內燃機排氣背壓逐漸增大,內燃機輸出功量減少,有效效率快速下降.由于內燃機排氣背壓逐漸增大,過小的排氣提前角將會使內燃機排氣過程泵氣損失過大,影響有效效率.內燃機最佳排氣提前角隨壓縮空氣壓力的升高而逐漸增大.

圖7　內燃機有效效率和最佳排氣提前角隨壓縮空氣壓力的變化關系Fig.7　Braking efficiency and optimal exhaust advanced angle of internal combustion engine under different compressed-air pressure

圖8　3種方案有效效率隨壓縮空氣壓力的變化關系Fig.8　Braking efficiency under different compressed-air pressure in three schemes

如圖8所示為3種方案ηh隨壓縮空氣壓力pca的變化關系.可見,隨著壓縮空氣壓力的升高,方案A的有效效率先增大后減小,方案B的有效效率逐漸增大.當壓縮空氣壓力過低時,例如0.3MPa,壓縮空氣發動機有效效率較低,導致方案A有效效率處于較低值.隨著壓縮空氣壓力的升高,壓縮空氣發動機有效效率增大,使得方案A的有效效率逐漸升高并達到最高值.當壓縮空氣壓力超過一定值時,由于背壓過高,內燃機輸出功量大幅減少,壓縮空氣發動機輸出功的增量難以彌補前者降幅,方案A的混合動力有效效率逐漸下降.在方案B中,隨著壓縮空氣壓力的升高,壓縮空氣發動機有效效率逐漸升高,使方案B的有效效率逐漸增大.

對比方案A和B可以發現,當壓縮空氣超過0.9MPa時,方案A的有效效率甚至低于方案B.這意味著若壓縮空氣壓力高于0.9MPa,應采用方案B運行；若壓縮空氣壓力低于0.9MPa,應采用方案A運行,以獲得較好的能量轉化效率.

3.2.3內燃機負荷的影響內燃機和壓縮空氣發動機轉速分別為nd=750r/min和na=300r/min,壓縮空氣壓力pca=0.6MPa,溫度Tca=300K,質量流量qmca=0.01kg/s.

圖9　內燃機最佳排氣提前角隨負荷率的變化關系Fig.9　Optimal exhaust advanced angle of internal combustion engine under different load rate

如圖9所示為φd隨負荷率β的變化關系.可見,隨著內燃機負荷的增大,內燃機最佳排氣提前角快速減小.當內燃機負荷增加時,循環噴油量增多,缸內壓力升高.內燃機排氣背壓保持不變,若內燃機排氣提前角過大,則內燃機膨脹損失快速升高,內燃機輸出功量減少,混合動力有效效率減低.隨著內燃機負荷的增加,最佳排氣提前角減小.

如圖10所示為3種方案ηh隨β的變化關系.可見,隨著內燃機負荷的增大,3種方案的系統有效效率均逐漸升高.當內燃機負荷較低時,噴油量較少,平均指示壓力較低.當內燃機轉速不變時,摩擦損失變化不大.內燃機低負荷時,有效效率較低,使混合動力有效效率較低.當內燃機負荷增大時,平均指示壓力快速上升,使得混合動力有效效率逐漸增大.內燃機有效效率的變化趨勢主導了混合動力有效效率的變化趨勢.從圖10可以看出,不同內燃機負荷下,由于方案A采用文丘里管回收利用內燃機排氣能量,方案A的有效效率均高于方案B.

圖10　3種方案有效效率隨內燃機負荷率的變化關系Fig.10　Braking efficiency under different internal combustion engine load rate in three schemes

圖11　內燃機最佳排氣提前角隨轉速的變化關系Fig.11　optimal exhaust advanced angle of internal combustion engine under different speed

3.2.4內燃機轉速的影響壓縮空氣發動機轉速na=300r/min,壓縮空氣壓力pca=0.6MPa,溫度Tca=300K,質量流量mca=0.01kg/s.

如圖11所示為φd隨轉速nd的變化關系.可見,隨著內燃機轉速的升高,最佳排氣提前角呈現減小的變化趨勢.內燃機轉速升高,缸內壓力逐漸增大,內燃機排氣背壓保持不變,過大的排氣提前角將會使內燃機膨脹功損失快速增加；因此,內燃機最佳排氣提前角逐漸減小.

如圖12所示為3種方案ηh隨nd的變化關系.可見,隨著內燃機負荷率的增大,方案A和方案B有效效率的變化趨勢和方案C一致,3種方案的有效效率均先增大后減小.隨著內燃機的轉速升高,3種方案的內燃機有效功率均增加,內燃機有效功率占整機有效功率的比重快速增大,因此,內燃機的有效效率變化趨勢主導了整機有效效率的變化趨勢.從圖12可以看出,不同內燃機轉速下,方案A采用文丘里管回收利用內燃機排氣能量,使方案A的有效效率高于方案B.

圖12　3種方案有效效率隨內燃機轉速的變化關系Fig.12　Braking efficiency under different internal combustion engine speed in three schemes

3.3假設條件計算誤差探討

在仿真計算過程中,采用以下2個重要假設.

1)假設文丘里管工作過程為等熵過程.實際上,文丘里管工作過程管壁存在摩擦,導致氣體壓力損失.孫淮清等[13]給出文丘里管壓力損失經驗數值,內壁光滑處理的文丘里管壓力損失約為5%,這將使壓縮空氣發動機有效效率的理論計算值降低1.5%以內,混合動力有效效率理論計算值降低0.5%以內.

2)假設文丘里管和壓縮空氣發動機循環介質均為空氣,比定壓熱容參照空氣取值.實際上,內燃機排氣比定壓熱容與空氣不同.進一步的研究結果表明,相比于比定壓熱容取值為1 004J/(kg·K)(常溫空氣),取值為1 200J/(kg·K)(高溫內燃機排氣)會使壓縮空氣發動機有效效率降低0.5%～1%,混合動力有效效率降低0.2%～0.4%,意味著對混合動力有效效率的影響相對有限.

4混合動力原理性試驗驗證

混合動力由柴油機、壓縮空氣發動機和文丘里管組合而成.因為混合動力正在試制中,分別對混合動力柴油機、壓縮空氣發動機和文丘里管進行試驗驗證.

如圖13所示為柴油機轉速nd=750r/min、滿負荷工況下,仿真模型和臺架試驗實測缸內壓力曲線的對比.如圖14所示為當壓縮空氣發動機進氣壓力pin=0.9MPa,溫度Tin=300K,轉速na=750r/min時,仿真模型和臺架試驗實測缸內壓力pcyl的對比關系.從圖13、14可見,無論是柴油機還是壓縮空氣發動機,仿真結果和試驗結果基本一致.這表明建立的柴油機和壓縮空氣發動機仿真模型具有較高的精確性.

圖13　柴油機缸內壓力仿真和試驗數據對比Fig.13　Comparison between simulation and experiment data of diesel engine in-cylinder pressure

圖14　壓縮空氣發動機缸內壓力仿真和試驗數據對比Fig.14　Comparison between simulation and experiment data of compressed-air engine in-cylinder pressure

初步設計相應的文丘里管,并對文丘里管進行試驗研究.如圖15所示為仿真模型和臺架試驗中文丘里管被引射氣流壓力p隨引射氣流質量流量qm變化的對比關系,其中設定引射氣流壓力為0.4MPa.從圖15可見,隨著引射氣流質量流量的增大,文丘里管的引射效果逐漸增強,仿真模型和臺架試驗中被引射氣流壓力逐漸降低,兩者的變化趨勢保持一致.這一定程度上驗證了文丘里管模型的準確性.

圖15　文丘里管引射效果仿真和試驗數據對比Fig.15　Comparison between simulation and experiment data of venturi pipe ejecting effect

5結論

(1)混合動力采用文丘里管混合壓縮空氣和內燃機排氣,提高內燃機排氣背壓,降低輸出功,但壓縮空氣發動機吸收內燃機排氣能量,提高輸出功,在部分工況下可以提高混合動力的有效效率.

(2)降低壓縮空氣發動機轉速,有助于提高混合動力有效效率.當壓縮空氣壓力超過一定值時,混合動力有效效率降低.

(3)內燃機轉速和負荷對混合動力有效效率的影響規律與原內燃機有效效率的變化趨勢一致.

(4)內燃機存在最佳排氣提前角,使混合動力獲得最高有效效率.該最佳排氣提前角受內燃機排氣壓力和壓縮空氣壓力的共同影響.內燃機排氣壓力升高,最佳排氣提前角減?。粔嚎s空氣壓力升高,最佳排氣提前角增大.

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收稿日期：2015-04-05.浙江大學學報(工學版)網址： www.journals.zju.edu.cn/eng

基金項目：國家“973”重點基礎研究發展規劃資助項目(2011CB707205)；國家自然科學基金資助項目(51476143).

作者簡介：徐煥祥(1988-)，男，博士生，從事內燃機余能利用的研究.ORCID： 0000-0003-4281-5382. E-mail: xuhuanxiang@zju.edu.cn 通信聯系人：李道飛，男，副教授. ORCID：0000-0002-0909-3851. E-mail: dfli@zju.edu.cn

DOI:10.3785/j.issn.1008-973X.2016.07.018

中圖分類號：TK 115

文獻標志碼：A

文章編號：1008-973X(2016)07-1353-07

Compressed-airhybridengineforexhaustenergyrecoverybasedonmediummixing

XUHuan-xiang,YUXiao-li,WANGLei,FANZhi-peng,DOUWen-bo,WEIWei,LIDao-fei

(Institute of Power Machinery and Vehicular Engineering, Zhejiang University, Hangzhou 310027, China)

Abstract:A compressed air hybrid engine concept based on the medium mixing was proposed in order to recover the exhaust energy. A venturi pipe was utilized to mix the exhaust gas and compressed air. Then the thermodynamic model of hybrid engine was conducted. The impact of some technical parameters on the economic performance of hybrid engine was analyzed. The effect of some assumptions on the performance of hybrid engine was discussed. Results showed that the braking efficiency of hybrid engine increased as the compressed air engine speed decreased. The influence of internal combustion engine speed and load to the braking efficiency of hybrid engine was same to the conventional internal combustion engine. There was an optimal exhaust valve open timing of internal combustion engine to achieve a highest braking efficiency of hybrid engine. The optimal exhaust valve open timing was influenced by internal combustion engine exhaust pressure and compressed air pressure. The increase of the internal combustion engine exhaust pressure or the decrease of the compressed air pressure both leaded to a decrease of the optimal exhaust valve open timing．

Key words:internal combustion engine; compressed air hybrid engine; exhaust energy recovery; venturi pipe; thermodynamic model