高壓縮比射流點火天然氣發動機燃燒及排放特性

趙自慶，蔡開源，王 志

(清華大學 車輛與運載學院，北京 100084)

當前，油耗及排放法規的不斷加嚴促使內燃機需要不斷革新[1]．為了實現內燃機的節能減排，熱效率需要進一步提升．稀燃是提升內燃機熱效率的有效技術途徑．此外，從燃料角度考慮，在當前廣泛應用的化石燃料中，天然氣是一種相對清潔的燃料，具有低碳氫比值，釋放相同熱量時，CO2的排放更少[2]．因此，采用天然氣為燃料、稀燃運行的內燃機具有更大的節能減排優勢，值得研究和探索．隨著稀薄程度加深，內燃機點火能量需要不斷提高．新型點火技術中，射流點火是更為成熟的點火技術[3]．在基礎燃燒研究方面研究發現，射流點火較普通火花塞點火顯著提高了燃燒速度[4]；射流的孔徑是射流室的關鍵結構參數，對射流速度[5]、稀燃特性等[6]有重要影響．此外，不同的孔徑也會導致不同的點火模式[7-9]．基于數值模擬采用文獻[10—11]方法進一步揭示了射流火焰傳播及燃燒熱性、溫度場和濃度場等分布，辨識了射流燃燒過程中的關鍵自由基．

以上射流點火及燃燒特性的研究基于基礎燃燒平臺，這豐富了射流點火的基礎研究理論，為射流點火的工程應用奠定了基礎．為了進一步拓展其實際應用價值，結合內燃機應用平臺，組織新型的點火及高效清潔的燃燒模式，成為其重要的研究方向．

在內燃機應用研究方面，文獻[12]利用Mahle TJI點火裝置研究了射流點火汽油機的燃燒及排放特性，研究發現發動機的過量空氣系數可拓展至2.2，NOx的排放低于10×10-6．Mahle多缸機分別采用被動式射流點火和主動式射流點火實現了40.3%和42%的有效熱效率[13-14]．Shah等[15]研究發現射流室體積為主燃室體積的2.4%時可以取得最好的燃燒效果以及較低的NOx排放，實現了50%指示熱效率．Vedula等[16]在射流室內部采用空氣輔助噴射的方式提高了燃燒穩定性，取得了46.8%指示熱效率．Noritaka 等[17]通過優化射流室的結構、采用絕熱技術等在單缸汽油機上實現了47.2%的有效熱效率．李樹生 等[18]基于天然氣發動機研究發現，更大的射流角度具有更好的抗爆性及排放性能．張強等[19]基于單缸柴油機研究了不同負荷下液化石油氣(LPG)射流控制柴油壓燃，發現通過控制點火角可以進行壓燃時刻的有效控制．鄭尊清等[20]基于數值模擬研究了射流點火發動機的高效清潔燃燒策略，通過控制氣門定時與EGR耦合實現了超低NOx排放，采用12.5的壓縮比結合延遲預噴顯著提高原機熱效率．趙自慶等[21]基于射流點火天然氣發動機研究了適用射流點火的燃燒策略，發現稀燃下引入廢氣再循環(EGR)可以實現更好的燃燒效率和熱效率．

以上在發動機的應用研究中，Mahle TJI單缸機的壓縮比為10[12]，其多缸樣機的壓縮比為14[13]．Shah等[15]采用的發動機壓縮比為13，Noritaka等[17]采用的單缸機的有效壓縮比為12.5．文獻[18—20]所采用的單缸發動機的壓縮比均小于13．以上的研究大多基于傳統火花點火方式的改進形成射流點火發動機，這使射流點火發動機的研究受限于已有的發動機幾何結構．當前的研究所采用的發動機壓縮比普遍小于15，針對高壓縮比下射流點火發動機燃燒及排放特性的研究相對較少．

基于此，筆者針對不同壓縮比下天然氣射流點火發動機燃燒及排放特性開展了試驗．通過單缸天然氣發動機試驗臺架，進行了不同壓縮比下純空氣稀釋燃燒及排放特性的研究．為了探究射流點火發動機更加高效清潔的燃燒，進一步引入EGR，研究了EGR稀釋稀燃下的燃燒及排放特性．

1 試驗設備及方法

研究所使用的射流點火天然氣發動機是基于傳統火花點火天然氣發動機改造而成，主要技術參數如表1所示．利用筆者課題組設計的射流點火器取代傳統火花塞，實現了射流點火功能[22]．圖1為射流點火天然氣發動機臺架結構示意．射流點火器集成了傳統的火花塞及微噴噴嘴，利用微噴噴嘴對射流室內部進行主動加濃，提高射流點火器的射流點火能量，實現更稀薄混合氣的點火及燃燒．射流室的底部設置兩種不同的噴孔：底部的中間設置1個1mm直徑的中心噴孔；底部的外圍設置6個直徑為1.5mm均勻分布的周向噴孔．試驗中，發動機的進氣采用壓縮空氣，利用進氣管路中設置的壓力調節閥對進氣壓力進行調節，從而實現對進氣流量的控制．進氣質量流量計對進氣流量進行實時測量．壓縮天然氣經減壓閥減壓后形成0.5MPa的低壓天然氣，經進氣道噴嘴(PFI)噴射與進氣預混后形成稀薄混合氣進入主燃室．另一路壓力為2MPa的天然氣與射流天然氣噴嘴相連，為射流室提供輔助燃料．天然氣的主要組分(按摩爾分數)包括CH4(93.78%)、C2H6(4.91%)、C3H8(0.79%)及其他(0.52%)．在進/排氣的管路中，利用穩壓罐以保證進/排氣的壓力穩定．

圖1 射流點火天然氣發動機臺架示意 Fig.1 Bench test of jet ignition natural gas engine

表1 發動機主要參數 Tab.1 Engine specifications

試驗中使用的壓縮比ε為11.5和17.0，是通過改變活塞的凹坑深度實現．圖2為兩種不同壓縮比下活塞形狀對比．發動機的轉速穩定在1200r/min，在中高負荷及中度稀燃的工況下熱效率更高[22]．因此，試驗中發動機的平均有效壓力(IMEP)設為0.8MPa和1.2MPa．發動機缸內過量空氣系數φa為0.625和0.556．表2為發動機試驗工況參數．

表2 運行工況 Tab.2 Operation condition

圖2 活塞對比 Fig.2 Comparison of the pistons

臺架控制系統基于Labview軟件及硬件進行自主搭建．采用Kistler 6125c缸壓傳感器對缸內壓力進行實時測量，采用Horiba MEXA-7200氣體分析儀對氣態排放物進行實時測量．分析中，定義CA10、CA50和CA90分別為累積放熱量達到10%、50%以及90%時的曲軸轉角．滯燃期定義為點火開始至CA10的曲軸轉角．燃燒持續期定義為CA10至CA90的曲軸轉角．EGR率定義為進氣CO2體積分數與排放CO2體積分數的比值．

2 天然氣射流點火發動機數值模擬

為了探究壓縮比對射流點火發動機燃燒特性的影響規律，采用BOOST軟件開展了射流點火發動機燃燒性能預測．圖3給出了不同壓縮比下φa＝0.556、IMEP＝1.2MPa以及相同點火角下的缸壓及放熱率曲線的對比．ε＝11.5時，試驗和模擬的缸壓及放熱率曲線吻合的較好，模擬能夠反映缸內的主體燃燒特性．從仿真結果來看，隨著壓縮比的提高，缸壓峰值越來越高，缸壓的上升速度更快．從放熱率曲線來看，放熱的時刻逐步提前，放熱率的峰值逐步提高，放熱更加集中．壓縮比的提高使壓縮終點的溫度更高，因而更有利于缸內的燃燒放熱．

圖3 數值模擬缸壓及放熱率曲線對比 Fig.3 Comparison of cylinder pressure and heat release rate under different ε using numerical simulation

圖4為不同壓縮比下的滯燃期及燃燒持續期的對比．模擬中，通過掃略點火角使燃燒相位(CA50)在0至10°CA ATDC變化．點火角與燃燒相位一一對應．點火角越靠前，燃燒相位則越靠前．圖4a所示在同一壓縮比下滯燃期隨著燃燒相位或點火角的后推而逐步降低．點火角越接近上止點時，缸內的溫度更高，混合氣分布更加均勻，同時射流室內部的湍流強度隨著活塞速度的降低而進一步減弱，更有利于缸內混合氣的點火．隨著壓縮比的提高，滯燃期逐步縮短．壓縮比的提高使缸內壓縮過程的整體溫度提高．滯燃期的縮短與缸內的溫度息息相關，缸內溫度提高，滯燃期縮短，點火更快．圖4b所示在同一壓縮比下隨著燃燒相位的后推，燃燒持續期逐漸增加．燃燒相位后推，活塞逐漸下行，缸內的燃燒空間逐漸增加．這導致火焰的傳播距離增加，燃燒持續期增加．隨著壓縮比的提高，燃燒持續期逐漸縮短．高壓縮比下缸內壓縮終點的溫度提高，火焰傳播速度逐漸提高，缸內的燃燒速度更快，因而燃燒持續期縮短．

圖4 數值模擬滯燃期和燃燒持續期對比 Fig.4 Comparison of ignition delay and combustion duration under different ε using numerical simulation

圖5給出了不同壓縮比下的指示熱效率的對比．當CA50在9°CA ATDC附近時，熱效率達到峰值．隨著壓縮比的提高，發動機的峰值熱效率逐漸提高．高壓縮比下，燃燒的更快，使提高燃燒的等容度提高，有利于熱效率的提升．

圖5 數值模擬指示熱效率對比 Fig.5 Comparison of indicated thermal efficiency under different ε using numerical simulation

3 發動機試驗

3.1 不同壓縮比下的稀燃特性

試驗中，轉速穩定在1200r/min，選擇IMEP為0.8MPa和1.2MPa、發動機缸內整體過量空氣系數φa為0.625和0.556兩種稀燃工況．圖6對比了φa＝0.625且相同點火角(－18°CA ATDC)時不同壓縮比、不同負荷工況下發動機的缸壓及放熱率曲線．缸壓及放熱率曲線為發動機穩定運行時連續100個循環的平均．在兩種負荷工況下，高壓縮比缸壓曲線上升更迅速，缸壓峰值更高．從放熱率曲線可以看出，高壓縮比的燃燒放熱時刻更加提前．這與模擬的趨勢相同．高壓縮比下，放熱率曲線在燃燒后期存在明顯的拐點，使燃燒持續期拉長；高壓縮比的兩種負荷下，缸內存在明顯的后燃現象．

圖6 不同壓縮比和負荷下缸壓及放熱率曲線對比 Fig.6 Comparison of cylinder pressure and heat release rate under different ε and load

圖7給出了兩種負荷工況、不同壓縮比下循環波動隨CA50的變化關系．循環波動小于5%時認為發動機穩定運行．試驗中，掃略點火角使CA50維持在上止點后0至10°CA之間，點火角與CA50呈一一對應關系．隨著點火角后推，燃燒相位CA50單調后推．發動機在兩種壓縮比和兩種負荷下循環波動隨點火角的掃略均小于5%，可以視為穩定的運行．高壓縮比下發動機的循環波動在兩種負荷下整體大于低壓縮比時的循環波動．這是由于高壓縮比下，射流室與活塞頂面的距離更近，燃氣射流更容易撞擊燃燒室壁面及活塞頂面，導致火焰面淬熄．大面積射流火焰的淬熄導致接下來火焰傳播的不穩定性增加．在IMEP＝1.2MPa且φa＝0.556的工況下，高壓縮比時的循環波動在CA50大于6.5時循環波動超過5%．這是由于隨著燃燒相位后推，燃燒室的體積不斷增加．火焰經歷壁面淬熄后的傳播距離進一步增加，燃燒不穩定性提高，循環波動增加．

圖7 不同壓縮比下循環波動的對比 Fig.7 Comparison of coefficient of variation under different ε

圖8為不同壓縮比下滯燃期隨CA50的變化關系．在同一工況、相同壓縮比下，隨著點火角的推遲，滯燃期先降低而后略有增加．滯燃期降低是由于點火越接近上止點缸內溫度更高，有利于射流室及缸內燃燒．而隨著點火角進一步后推，射流的時刻也更接近上止點，射流火焰容易撞擊活塞頂面發生淬熄，不利于主燃室內混合氣的引燃，導致滯燃期的增加．滯燃期在較晚的點火角時增加，與模擬的結果不同．這是由于模型中并未考慮射流火焰撞壁淬熄的影響．在兩種負荷下，高壓縮比下的滯燃期整體較低壓縮比下的滯燃期更短．這表明高壓縮比下壓縮終點溫度的提高更有利于缸內的燃燒放熱，這與射流點火發動機模擬的趨勢一致．

圖8 不同壓縮比下滯燃期的對比 Fig.8 Comparison of ignition delay under different ε

圖9為不同壓縮比下燃燒持續期隨CA50的變化關系．相同壓縮比下，隨著點火角的后推，燃燒持續期逐漸縮短．而模擬結果表明，隨著燃燒相位后 推，燃燒持續期增加．這是由于實際發動機缸內的燃燒環境較為惡劣．模擬中對發動機缸內以及射流室噴孔的壁面淬熄作用考慮不夠完善．在實際缸內燃燒中，射流從射流室射出點燃主燃室混合氣時發生在壓縮行程中．射流點火時刻越靠前，活塞上行速度更高，射流室內外壓差更大，因而射流需要克服的內外壓差也更大；點火角越提前，射流的出口速度相對更小．此外，由于距離上止點更遠，缸內的溫度相對更低，壁面對射流火焰的淬熄效果更明顯．有效的射流點火面積受到限制，導致燃燒持續期在較為提前的點火角下更長．當點火角后推時，射流的速度相對提高，有效點火區域更大．缸內的溫度也相對更高，更有利于缸內的火焰傳播及燃燒．因而燃燒持續期相對縮短．隨著燃燒相位后推，雖然燃燒室體積不斷增加，但是與壁面接觸的混合氣增加，火焰在近壁淬熄面積增加．高壓縮比下的燃燒持續期明顯增加；高壓縮比下存在明顯的后燃現象，雖然燃燒室容積變小使火焰傳播距離縮短，但射流火焰更容易與燃燒室壁面、活塞頂部接觸而淬熄．高壓縮比下的初期燃燒速度更快，但燃燒后期火焰被壁面大量淬熄使放熱減緩．此外，高壓縮比下缸內壓縮終點的壓力更高，缸內余隙及狹縫中存儲了更多的未燃混合氣．隨著活塞下行，狹縫及余隙中的未燃混合氣逐漸被釋放而且高壓縮比下缸內的平均溫度更高，使該部分未燃混合氣緩慢氧化．因而高壓縮下的燃燒持續期增加．

圖9 不同壓縮比下燃燒持續期的對比 Fig.9 Comparison of combustion duration under different ε

圖10對比了不同壓縮比的燃燒效率．燃燒效率ηc定義為：ηc＝1－(mCO·HCO＋mHC·HHC)/(mf· Hf)，其中：mf為單循環所噴燃料的總質量；mCO、mHC分別為排氣中CO 和HC 質量；Hf、HCO和HHC分別為燃料、CO和CH4的熱值．在同一壓縮下，燃燒效率隨燃燒相位的變化基本保持穩定．IMEP＝0.8MPa時，兩種壓縮比的燃燒效率在φa＝0.625時相當，而在φa＝0.556時，高壓縮比的燃燒效率增加較為明顯．IMEP＝1.2MPa時，高壓縮比下的燃燒效率提升則在6%以上．這表明大負荷工況下，高壓縮比對燃燒效率的提升更加明顯．這是由于高壓縮比、大負荷工況下缸內的燃燒溫度更高，更有利于缸內的混合氣燃燒及末端混合氣的氧化放熱．

圖10 不同壓縮比下燃燒效率的對比 Fig.10 Comparison of combustion efficiency under different ε

圖11為不同壓縮比下指示熱效率對比．IMEP＝0.8MPa時的熱效率比IMEP＝1.2MPa時的熱效率整體更高．由于大負荷下發動機熱負荷更高，散熱損失相對增加，熱效率整體低于中負荷工況．IMEP＝0.8MPa時，低壓縮比的最高熱效率為φa＝0.625時的43%．高壓縮比同樣在φa＝0.625的熱效率為43.7%，較低壓縮比提升了0.7%的熱效率．在相同壓縮比及相同工況下，φa＝0.556時的熱效率低于φa＝0.625時的熱效率．這是由于隨著稀燃程度的加深，混合氣的著火性變差．另外，火焰厚度增加導致火焰在近壁處更容易淬熄，不完全燃燒損失增加．不同壓縮比在IMEP＝1.2MPa時呈現與IMEP＝0.8MPa相同的趨 勢．IMEP＝1.2MPa時，高壓縮比的最高熱效率為42.6%，較低壓縮比提升了0.7%．綜合兩種負荷下的提升效果來看，實際試驗的最高熱效率提升幅度遠低于定容循環的理論預期．這是由于在實際燃燒中后燃導致的等容燃燒度變差，不完全燃燒損失增加導致的燃燒效率降低以及散熱損失更多等因素導致．這表明射流點火在高壓縮比下的應用需協同燃燒室的形狀匹配優化．

圖11 不同壓縮比下指示熱效率的對比 Fig.11 Comparison of indicated thermal efficiencyunder different ε

圖12對比了不同壓縮比下的排放特性．在相同負荷以及相同壓縮比下，NOx的排放隨燃燒相位的后推而減少．這是由于缸內放熱平緩，缸內燃燒溫度逐步降低．φa＝0.556時的NOx排放低于φa＝0.625時的排放水平．這是由于隨著稀燃程度的加深，缸內的燃燒溫度降低．相同φa、高壓縮比下的NOx排放高于低壓縮比下的NOx排放，這是由于高壓縮比下前期的放熱更加迅速集中，缸內燃燒溫度相對更高．從HC排放的對比可知，HC排放對燃燒相位的變化不敏感，在同一工況下保持相對穩定．高壓縮比時的HC排放較低壓縮比時相對更低．相同負荷下，高壓縮比的缸內燃燒溫度更高，更有利于HC的氧化．另外，在高負荷下HC排放的下降幅度更加明顯．當φa＝0.625時，高負荷下HC降幅達到66%．負荷提高使缸內平均燃燒溫度提高，因而更有利于HC的氧 化．同一壓縮比下，隨著CA50的推遲，CO的排放略有降低但基本保持在相對穩定的范圍．這是由于燃燒放熱更加平緩，缸內的燃燒溫度略有降低，不利于缸內燃料的氧化燃燒．相同工況下，隨著壓縮比的提高，CO排放相對更高．高壓縮比下缸內存在明顯的后燃現象，燃燒溫度相對更高，有利于缸內燃料的緩慢氧化．隨著活塞下行時溫度的降低，生成的CO沒有得到進一步的氧化，因而排放增加．

圖12 不同壓縮比下排放的對比 Fig.12 Comparison of emission under different ε

3.2 EGR對稀燃特性的影響

進一步選取更高熱效率負荷工況IMEP＝0.8MPa時引入EGR，研究不同比例EGR對射流燃燒特性及排放的影響．為了明確外部引入對燃燒的影響效果，根據計算[23]缸內殘余廢氣系數在低壓縮比、IMEP＝0.8MPa時為4%，在高壓縮比、IMEP＝0.8MPa時為3%．圖13給出了在不同過量空氣系數下引入不同EGR率ηEGR的缸壓及放熱率曲線對比．在相同壓縮比以及過量空氣系數條件下，隨著EGR的提升，缸壓曲線更加平緩，缸壓峰值降低，放熱時刻逐步后推．這表明EGR的引入使缸內的燃燒放緩，燃燒速度降低．相同EGR率下，φa＝0.556時的缸壓較φa＝0.625時的缸壓更加平緩，缸壓峰值更低．混合氣的進一步稀釋導致其火焰傳播速度降低，可燃性惡化．因此，更稀的過量空氣系數下燃燒放熱更加緩慢．從放熱率曲線的對比來看，φa＝0.556時的放熱時刻更晚，放熱率峰值更低．高壓縮比的缸壓上升更快；高壓縮比的放熱時刻更提前．但在放熱后期，高壓縮比的放熱率曲線存在明顯的拐點；高壓縮比的燃燒后期放熱緩慢，燃燒持續期拉長．隨著EGR率的提高，該拐點逐漸后推．

圖13 不同EGR率下缸壓與放熱率曲線的對比 Fig.13 Comparison of cylinder pressure andheat release profiles with different EGR ratios

圖14給出了在不同過量空氣系數下引入不同EGR率的循環波動對比．在同一壓縮比且相同過量空氣系數下，隨著EGR率的提高，循環波動整體增加．相同EGR時，φa＝0.556比φa＝0.625的整體循環波動更高．EGR的引入使缸內的混合氣惰性增加，混合氣的火焰傳播速度及可燃性變差，因而缸內的燃燒穩定性變差．在更稀的過量空氣系數下引入EGR則使缸內的燃燒穩定性進一步惡化．φa＝0.625時，發動 機可引入的EGR率可達到10%，而在φa＝0.556時可引入的EGR率小于10%．發動機在φa＝0.556時可穩定運行在EGR率為5%下．隨著稀燃程度的加深，可引入的EGR比例降低．相同工況、高壓縮比時的循環波動高于低壓縮比時的循環波動，壓縮比的提高使燃燒室容積進一步縮小．射流火焰更容易沖擊活塞頂部以及燃燒室壁面．雖然高壓縮比下初期的燃燒放熱較迅速，但是射流火焰的大面積淬熄不利于燃燒后期的火焰傳播．這使缸內燃燒的整體不穩定性增加，進而促使發動機的循環波動提高．

圖14 不同EGR率下循環波動的對比 Fig.14 Comparison of coefficient of variation with different EGR ratios

圖15對比了不同過量空氣系數下引入不同EGR率的滯燃期和燃燒持續期．圖15a所示在相同過量空氣系數下EGR率增加，滯燃期增加．相同EGR率下，φa＝0.556時滯燃期比φa＝0.625時的滯燃期更長．EGR的引入以及過量空氣系數的進一步增加均可使混合氣的火焰傳播速度以及可燃性變差，因而導致滯燃期的增加．對比相同工況下，壓縮比的提高使滯燃期整體縮短．這是由于高壓縮比下，壓縮終點的溫度更高，因而有利于混合氣的點火及燃燒．圖15b對比了不同過量空氣系數下引入不同EGR率的燃燒持續期．在低壓縮比、φa＝0.625時，隨著EGR率從5%提高至10%，燃燒持續期平均提高了2°CA左右．相同EGR率下，φa＝0.556時的燃燒持續期較φa＝0.625平均提高了3°CA左右．EGR的引入以及稀燃程度的加深均使缸內混合氣的惰性提高，燃燒放熱變緩．相同工況、高壓縮比下的燃燒持續期明顯高于低壓縮比下的燃燒持續期，高壓縮比下后燃現象嚴重，使燃燒持續期拉長，燃燒持續期的差異較小．這是由于嚴重的后燃使燃燒持續期的變化不再明顯． 圖16給出了不同EGR下的燃燒效率和熱效率的對比．圖16a所示在相同過量空氣系數下提高EGR率使缸內的燃燒惡化，燃燒效率下降．保持 EGR率不變，稀燃程度的加深使缸內的燃燒惡化，燃燒效率下降．相同工況、高壓縮比下的燃燒效率低于低壓縮比下的燃燒效率．與不引入EGR的純稀燃工況相比，引入EGR使高壓縮比下的燃燒效率降低．這表明EGR對缸內燃燒的影響在高壓縮比下更加明顯．由于高壓縮比下存在較為嚴重的后燃現象，EGR的引入使缸內燃燒溫度降低，同時混合氣的惰性提高．這對高壓縮比下后期緩慢的放熱燃燒而言不利，導致未燃損失進一步增加．因而高壓縮比下的燃燒效率降低的較為明顯．

圖15 不同EGR率下滯燃期和燃燒持續期的對比 Fig.15 Comparison of ignition delay and combustion duration with different EGR ratios

圖16b所示在相同壓縮比和過量空氣系數下隨著EGR率的提高，熱效率降低．相同EGR率下， φa＝0.625時的熱效率高于φa＝0.556時的熱效率．高EGR率以及深度的稀燃使燃燒效率降低，不完全燃燒損失增加，不利于熱效率的提升．因此，更可靠的缸內稀燃才有利于提高熱效率．高壓縮比下，EGR的引入使缸內的燃燒惡化，燃燒效率下降．雖然EGR的引入有利于降低散熱損失，但是EGR對高壓縮比下燃燒惡化的影響使散熱損失的收益降低，導致熱效率提升不明顯．綜上，采用5% EGR稀釋策略后，最高熱效率在低壓縮比、φa＝0.625工況下達到44%．

圖16 不同EGR率下燃燒效率和指示熱效率的對比 Fig.16 Comparison of combustion efficiency and indicated thermal efficiency with different EGR ratios

圖17為不同EGR率下排放的對比．在同一壓縮下，隨著EGR率的提高或稀燃程度的加深，NOx排放逐漸降低．稀釋程度的加深不僅使缸內混合氣的比熱容提高，而且使混合氣的可燃性惡化．缸內的燃燒放熱變緩，未燃損失增加，缸內的燃燒溫度降低，不利于NOx的生成．與純稀燃工況的對比一致，相同過量空氣系數下引入同等比例EGR時，高壓縮比的NOx排放更高．隨著EGR比例的增加以及稀燃程度的加深，HC排放逐漸增加．隨著稀釋程度的加深，混合氣的著火性變差，火焰傳播速度降低，火焰厚度增加，火焰更容易淬熄，不利于缸內的燃燒．近壁處及狹縫中未燃HC增加，導致燃燒效率下降．高壓縮比下缸內的燃燒惡化嚴重，HC排放進一步增加．在不同的壓縮比下，CO的排放呈現不同的趨勢．在低壓縮比下，隨著EGR率的增加或稀燃程度的加深，缸內的燃燒放緩．缸內燃燒溫度降低不利于CO的氧化．因此，CO的排放有逐漸增加的趨勢．在高壓縮比下，隨著EGR率的增加或稀燃程度的加深，CO的排放逐漸降低．這是由于在高壓縮比時存在較長的后燃持續期，后燃發生在活塞下行時，缸內的溫度逐漸下降．缸內的溫度可以使燃料發生緩慢的氧化放熱生成CO，卻不利于CO的進一步氧化．因此，在燃燒相對 較好的情況下，后燃的存在使CO的排放相對較高．

圖17 不同EGR率下排放的對比 Fig.17 Comparison of emissions with different EGR ratios

4 結論

基于臺架試驗結合一維仿真就壓縮比對射流點火燃燒特性進行了預測及分析，結合臺架試驗研究了高壓縮比下射流點火天然氣發動機的稀燃及排放特性，為了實現更加高效清潔燃燒，進一步研究了引入EGR稀釋稀燃下的燃燒及排放特性．具體結論如下：

(1) 壓縮比從11.5提高至17.0，在純空氣稀釋稀燃下有助于熱效率提升，最高指示熱效率達到43.7%；引入EGR稀釋后，高壓縮比下缸內燃燒惡化嚴重，最高指示熱效率在低壓縮比下達到44%．

(2) 高壓縮比下，射流火焰更容易撞擊燃燒室壁面導致大面積淬熄，燃燒初期燃燒放熱迅速，燃燒后期放熱變緩；燃燒室及射流室余隙中存儲的大量未燃碳氫導致后燃現象加劇；燃燒持續期顯著增加．

(3) 純空氣稀釋稀燃時，高壓縮比下HC排放相對降低，而CO、NOx排放相對增加；燃燒溫度的提高有助于HC的氧化以及NOx的生成，嚴重的后燃成為CO的重要來源，引入EGR后，高壓縮比下HC排放相對增加，CO排放與低壓縮比趨勢相反；EGR使缸內溫度降低，不利于后期燃燒中HC氧化，因而 CO來源及排放減少．