進氣流態對天然氣發動機性能影響的試驗研究

唐志剛，潘永傳，李 衛，李 哲，李 亮，劉洪哲

(1.濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊 261061；2.濰柴西港新能源動力股份有限公司，山東 濰坊 261041)

天然氣儲量豐富、排放清潔、使用成本低以及存儲安全等優點，使得天然氣發動機成為商用車領域的重要發展方向[1].目前，天然氣發動機多采用當量燃燒＋廢氣再循環(EGR)＋三元催化器(TWC)的技術路線，以應對國Ⅵ排放法規要求，由于天然氣不易著火、燃燒速度慢的特征，導致國Ⅵ天然氣發動機出現燃燒不穩定、氣耗高和排溫高等問題[2].

解決上述問題，改善天然氣發動機的點火與燃燒過程是關鍵.摻混氫氣，采用離子體點火、激光誘導點火和電暈點火等新型點火系方式可改善天然氣的著火過程[3-6]，改善燃燒過程重點則在于進氣流的組織和利用[7].進氣強滾流運動，壓縮沖程存在滾流崩塌效應，可提高點火時刻缸內的湍流強度，強化火焰傳播速度[8-9]，因而點燃式發動機組織合適的滾流是關鍵.李浩冉等[10]和張曉彬等[11]研究了可變滾流系統對燃燒的影響；為了獲得最優的滾流進氣道，文獻[12—14]分析了不同進氣結構參數下的滾流組織；為改善當量天然氣發動機的燃燒，王獻澤[15]采用仿真手段對進氣道和燃燒室結構進行了協同優化，韓志[16]仿真分析了燃燒室頂部起脊，并匹配切向氣道實現高滾流的方式.這些研究都表明，進氣道優化對于組織滾流運動的重要作用.商用車天然氣發動機大都由柴油機改制而來，進氣通常具有明顯的渦流特征，通過對進氣道進行適當改制，提高滾流比，可兼顧改善燃燒和控制開發成本的要求.

鑒于目前缺乏改制氣道相關的性能試驗，筆者展開對某天然氣發動機匹配渦流進氣道和改制滾流進氣道的性能試驗，探究進氣流態對天然氣發動機性能的影響規律.相關研究結論對重型天然氣發動機燃燒性能提升具有理論指導意義.

1 進氣道設計

為實現滾流進氣，對原渦流進氣道進行了改制，改制前、后進氣道特征對比如圖1所示.通過弱化渦流進氣道的螺旋特征(虛線處)，并將進氣口改成了漸縮形式(實線處)，同時增加了魚肚形設計(點線處)，以此增加進氣滾流強度.通過渦流比測試臺架進行進氣道穩流試驗，對比了不同流態進氣道差異，渦流比通過AVL方法予以評價[17]，試驗結果見表1.可以看出，采用滾流進氣道設計后，渦流強度減弱，并且伴隨流量系數的降低.

表1 渦流比與流量系數對比Tab.1 Comparison of swirl ratio and flow coefficient

圖1 不同流態進氣道設計對比Fig.1 Comparison of intake port design for different flow patterns

由于缺乏滾流比測試設備，采用了Converge軟件對不同進氣道進行了流動分析，湍流模型選用燃燒仿真推薦模型RNG k-epsilon，基礎網格尺寸為2mm，氣門錐角附近設置有兩層加密網格，網格尺寸為0.5mm，并添加了基于溫度和速度的網格自適應策略，最小網格尺寸為0.5mm.不同進氣道采用相同的溫度邊界，轉速設為1200r/min，進氣溫度和壓力(采用絕對壓力)分別設為50℃和178kPa，工質為空氣.圖2為不同進氣道流動特征對比.渦流比和滾流比定義分別為渦流角速度(繞Z軸旋轉)和滾流角速度(繞X或Y軸旋轉)與曲軸角速度的比值，通用公式見式(1).X方向為主滾流方向(Y方向不同氣道滾流比差別小，不予討論)，方向正、負基于右手定則判定.與渦流進氣道相比，滾流進氣道渦流比有所下降，趨勢與穩流試驗結果一致，同時X方向滾流比增加，進氣初期最大滾流比接近1.3(0°CA為壓縮上止點)，而渦流進氣道不足0.5.隨著進氣的進行，滾流進氣道滾流衰減明顯，但仍保持一定滾流優勢，直至壓縮行程在60°CA BTDC左右，進一步壓縮時，滾流形態開始破碎，滾流比降低，上止點時兩種進氣道滾流比趨于一致.整體上，設計的滾流進氣道滿足預期要求.

圖2 不同進氣道流動特征Fig.2 Flow characteristics for different intake ports

式中：ε為渦流(滾流)比；Ωflow、Ωcran分別為繞坐標軸旋轉的流動角速度和曲軸角速度.

2 性能測試臺架配置

試驗樣機為天然氣發動機，基本參數見表2.發動機測控系統為湘儀普聯FC2000，主要包括Siemens KTY84-130型交流電力測功機、艾默生公司CMF010科里奧利燃氣質量流量計、ABB公司FMT700熱膜式空氣質量流量計、同圓進氣中冷器以及湘儀普聯FC2110B油門控制儀等，可以實現發動機定油門、定轉速和定轉矩等控制.缸內壓力由Kistler 6118CF傳感器進行測量，并通過Kistler燃燒分析儀KiBox 2893B121對6個缸的缸內壓力信號進行監測，曲軸轉角信號由Kistler 2614C型角標儀進行采集，精度為0.1°CA.選用HORIBA MEXA-ONE對EGR率進行測量，EGR率ηEGR由式(2)進行計算.試驗測控系統見圖3.

表2 發動機配置參數Tab.2 Engine specifications

圖3 試驗測控系統示意Fig.3 Schematic diagram of test and control system

式中：φCO2,in、φCO2,ex和φCO2,Bkg分別為進氣CO2體積分數、排氣CO2體積分數以及大氣CO2體積分數.

3 試驗結果與分析

3.1 基本性能對比

為分析不同流態進氣道發動機在常用工況區的表現，基于實際路譜選擇了工況1(1100r/min，1000 N·m)、工況2(1100r/min，1600N·m)、工況3(1200r/min，1400N·m)和工況4(1300r/min，1200N·m)進行研究，進氣中冷后溫度控制為50℃，發動機出水溫度控制為95℃.在發動機轉速、轉矩、點火角度和EGR率等基礎運行數據基本一致的情況下，不同流態進氣道發動機性能見表3，滾流進氣道與渦流進氣道性能參數差值見圖4.可以看出，采用滾流進氣道后，渦前溫度(各缸排溫均值)降低近6℃，渦前壓力降低4～9kPa，而燃氣消耗率降低1～2g/(kW·h).

表3 不同流態進氣道發動機性能對比Tab.3 Performance comparison under different intake ports

圖4 滾流進氣道與渦流進氣道性能參數的差值Fig.4 Difference of performance parameters between tumble intake port and swirl intake port

3.2 燃燒性能對比

進行3.1節試驗的同時，對6個缸的缸內壓力數據進行了采集，每個工況采集燃燒循環110個.燃燒分析時，采用6個缸平均值進行對比，這種方式可以有效反映不同流態進氣道的燃燒表現.燃燒放熱率由熱力學第一定律推導得出，不計泄露和傳熱損失，公式參見文獻[18].圖5為所選4個工況缸內壓力與燃燒放熱率對比.顯然，在相同的點火角下，采用滾流進氣道以后，缸內壓力更高，缸內壓力最大值比渦流進氣道的高0.5～1.2MPa.從燃燒放熱率上看，滾流進氣道下著火更早，但燃燒放熱率曲線形狀卻與渦流進氣道的相當，并且30°CA ATDC以后，燃燒放熱率比渦流進氣道的略高，表明滾流進氣道加速燃燒效果不明顯，并且后期燃燒較慢.不同進氣流態下，燃燒特征參數對比見圖6.AI 05、AI 10、AI 50和AI 90分別表示燃燒放熱5%、10%、50%和90%時所對應的曲軸轉角，其中AI 05為燃燒始點，AI 50為燃燒中心，AI 50與AI 10的差值(AI 50-10)為燃燒前半段持續期，AI 90與AI 50的差值(AI 90-50)為燃燒后半段持續期，AI 90與AI 10的差值(AI 90-10)為燃燒持續期.CoVIMEP表示平均指示壓力(IMEP)的循環變動率，CoVIMEP計算參見文獻[19].KFRQ為爆震發生頻率，即一定數量燃燒循環內爆震發生次數，其中燃燒循環選取50次，爆震事件采用Siemens VDO算法進行判別[20]，爆震閾值設置為1.5，參考窗口和爆震窗口分別取缸內壓力最大值前、后各30°CA，為提高爆震判別精度，設置偏置角度為4°CA，即缸內壓力最大值前、后4°CA不參與能量積分運算.圖6a顯示，采用滾流進氣道以后，燃燒始點AI 05明顯提前，整體提前2°～3°CA，而AI 10和AI 50也整體提前2°～3°CA，但AI 90卻表現出滯后，整體滯后3°～4°CA.由圖6b可以看出，滾流進氣道燃燒前半段持續期與渦流進氣道的相當，但燃燒后半段持續期卻更長，滾流進氣道的這種燃燒特征分布導致其燃燒持續更長，整體長5°～7°CA，這與滾流進氣道后期燃燒較慢有關.圖6c顯示滾流進氣道CoVIMEP更低，4個工況下CoVIMEP都在1%以下，而滾流進氣道的爆震傾向更嚴重，在工況2運行時，滾流進氣道爆震傾向遠高于同工況下的渦流進氣道，滾流進氣道對應的KFRQ為35.4%.

圖5 不同進氣流態缸內壓力和燃燒放熱率對比Fig.5 Comparison of cylinderpressure and rate of heat release under different intake flow patterns

圖6 不同進氣流態燃燒特征參數對比Fig.6Comparison of combustion characteristic parameters under different intake flow patterns

通過分析不同流態進氣道下的燃燒，結合滾流進氣道下的燃燒表現，可以推斷滾流進氣道有利于火花塞掃氣，能改善火花塞的著火環境，進而縮短點火滯燃期，引起著火提前、缸內壓力升高以及循環變動降低，但由于加速燃燒效果不明顯，著火提前引起爆震傾向增加.圖7示出壓縮行程為60°CA BTDC時不同進氣道下的速度場流動仿真分析.滾流進氣道下，缸蓋頂部X方向的氣流運動趨勢更明顯，并且火花塞處存在-Y方向的氣流運動.因此，無論火花塞電極位置如何，滾流進氣道都有更好的火花塞掃氣，這從流場層面證實了前面的推論.

圖7 60°CA BTDC時不同進氣道下的速度場Fig.7Velocity field under different intake port at 60°CA BTDC

對于滾流進氣道加速燃燒的效果不明顯的原因，可能與滾流強度增加有限而渦流損失較大有關[16].

3.3 DOE試驗性能對比

表4為1200r/min(1400N·m)時不同流態進氣道試驗設計方案(DOE)性能對比.數據表明，相同轉速、轉矩以及EGR率下，一定范圍內，每增加1°CA點火角，渦前溫度降低為2～3℃，進氣歧管壓力降低約0.5kPa，燃氣消耗率降低約0.5g/(kW·h)，但爆震傾向也隨之增加.繼續增大點火角度，由于點火過早，活塞做負功增加，導致燃氣消耗率改善小，甚至變差.增大EGR率，整體上有利于降低渦前溫度、燃氣消耗率以及抑制爆震，但在保證動力性能的情況下，需要增加進氣歧管壓力.不同流態進氣道下，點火角和EGR率對性能的影響并無明顯差別，但通過對比不同流態下的性能發現，采用滾流進氣道后，與渦流進氣道具有相同點火角時，在更大的EGR率下，卻表現出更強的爆震.如渦流進氣道在點火角為32°CA BTDC、EGR率為13%下，KFRQ為10%；而相同點火角下，滾流進氣道在EGR率為14%下，KFRQ為29%.其他EGR率下也存在相同趨勢，這種現象與滾流進氣道加速燃燒效果不明顯以及點火滯燃期短的特性相符.

表4 不同進氣流態DOE性能對比Tab.4 Comparison of performance of DOE under different intake flow patterns

圖8為上述工況不同流態和EGR率下平均指示壓力的循環變動率.隨著EGR率的增加，不同流態進氣道下CoVIMEP都存在增加趨勢，這是由于EGR率增加，燃燒逐漸惡化的結果；從CoVIMEP數值上看，滾流進氣道下的CoVIMEP明顯低于渦流進氣道下的數值，并且在更大的EGR率下表現出燃燒穩定性優勢，滾流進氣道在EGR率為18%下的CoVIMEP仍比渦流進氣道在EGR率為13%下的低，這表明滾流進氣道下的燃燒室對EGR率的耐受度更高，有利于降低排氣溫度.滾流進氣道的這種優勢與滾流改善火花塞掃氣有關.

圖8 不同進氣流態和EGR率下IMEP循環變動率Fig.8 CoVIMEP under different intake flow patternsand EGR rates

工況為1200r/min、1400N·m時點火角對缸內壓力和燃燒放熱率的影響見圖9.不同進氣道下，點火角增加，缸內壓力增加，燃燒相位提前，但放熱率曲線形狀以及最大燃燒放熱率變化不明顯.點火角對缸內壓力和燃燒放熱率的影響與圖5中滾流進氣道相比渦流進氣道表現出的燃燒情況極為相似，這種現象從另一個角度說明，所設計的滾流進氣道對點火過程有明顯影響，能夠縮短點火滯燃期，但整體上對燃燒過程的影響呈較弱的特征.

圖9 點火角對缸內壓力與燃燒放熱率的影響Fig.9Effect of ignition angle on cylinder pressure and rate of heat release

4 結 論

(1) 相同工況和控制參數下，與渦流進氣道相比，滾流進氣道渦前壓力和渦前溫度更低，渦前溫度降低近6℃，同時燃氣消耗率降低1～2g/(kW·h)，并且滾流進氣道缸內壓力更高、循環變動更低，AI 05和AI 50提前2°～3°CA.

(2) 滾流進氣道AI 50-10與渦流進氣道相當，但后期燃燒較慢，導致燃燒持續期整體比渦流進氣道長5°～7°CA.

(3) 滾流進氣道的性能優勢主要得益于對火花塞著火環境的改善，但滾流進氣道加速燃燒的效果不明顯，并且爆震傾向增加明顯，這與其點火滯燃期短和設計滾流強度較弱有關.

(4) 滾流進氣道有利于火花塞掃氣，因而循環變動低、燃燒穩定性好，這種特性使得滾流進氣道對EGR率的耐受度更高，對降低排氣溫度有利.