甲醇直噴及高壓縮比對點燃式發動機性能的影響

馮 浩 ，吳 翔，林思聰，鄭尊清，韋靜思，李鈺懷

(1. 天津大學 先進內燃動力全國重點實驗室，天津 300350；2. 廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣東 廣州 511434)

減碳已成為各行各業的最重要任務和目標之一．交通運輸是支撐我國實現碳中和目標的關鍵領域，2019 年，交通運輸領域的CO2排放約占中國全社會CO2總排放的11%[1]，而內燃機是當今世界交通工具的主要動力，內燃機低碳化對實現我國雙碳戰略至關重要．內燃機低碳化的主要途徑包括燃燒高效化和燃料低碳化，甲醇燃料特別是合成甲醇可同時提高點燃式內燃機有效熱效率(BTE)和實現燃料低碳化．合成甲醇是指采用綠氫與直接空氣碳捕集(DAC)獲得的CO2合成得到電力合成液體燃料(e-fuel)，目前已得到產業應用[2-3]．

甲醇具有高辛烷值、汽化潛熱大的特性，甲醇缸內直噴能有效降低壓縮溫度，減弱點燃式發動機爆震傾向[4]．Celik 等[5]通過一臺可變壓縮比單缸汽油發動機研究了甲醇和汽油爆震特性，結果表明：燃用汽油在壓縮比為8 時出現爆震，而燃用甲醇在壓縮比為10 時全負荷均無爆震，同時，甲醇可大幅降低CO、CO2和NOx排放．Duan 等[6]通過一臺由壓燃式柴油機改制的點燃式單缸機研究了甲醇的爆震特性，結果表明：甲醇氣道噴射在平均有效指示壓力(IMEP)為0.7 MPa 時出現爆震，而甲醇直噴在外特性(IMEP 為1.05 MPa)時仍可通過噴射策略優化，將燃燒重心控制在12°CA ATDC 而不引起爆震．

綜上可知，發動機燃用甲醇燃料可以采用高壓縮比．Balki 等[7]研究了甲醇、乙醇與汽油在壓縮比為8.0～9.5 范圍內對發動機性能的影響，結果表明：甲醇燃料在壓縮比為9.5 下達到最高有效熱效率，同時，未燃CO、HC 排放大幅降低．Gong 等[8]研究發現，小負荷工況下，壓縮比為14.0 時有效熱效率較壓縮比為16.0 時高16%，而大負荷工況，壓縮比為16.0時有效熱效率較壓縮比為14.0 時高6%．Vancoillie等[9]通過一臺1.9 L 壓燃式柴油機改制的點燃式氣道噴射甲醇發動機(壓縮比為19.5)，實現了42%有效熱效率．為進一步提高甲醇發動機有效熱效率，常使用廢氣再循環(EGR)或空氣稀釋(lean burn)的方法．李小平等[10]通過一臺柴油機改裝的高壓縮比(17.5)進氣道噴射點燃式甲醇發動機，研究了EGR 和過量空氣系數協同控制對甲醇發動機部分負荷經濟性和排放性能的影響，結果表明：廢氣和空氣稀釋協同控制在小負荷下最大可降低13.1%的甲醇消耗率．黃震等[11]通過一臺缸內直噴增壓汽油發動機，研究了稀燃條件下不同甲醇、汽油混合燃料的燃燒特性，結果表明：甲醇摻混比例為0～20%(M0～M20)燃料均在過量空氣系數為1.2 時實現最低燃油消耗率．

可知，現有研究主要是將壓燃式柴油機改制成點燃式甲醇發動機，或將甲醇與汽油進行摻混燃燒，利用醇類燃料的優點改善發動機的燃燒和排放性能．實際上，甲醇與汽油有接近的密度、運動黏度和表面張力，二者的噴霧貫穿距離接近[12]，不用對發動機燃燒系統進行較大改動即可將缸內直噴汽油機改制成甲醇發動機．傳統直噴汽油機壓縮比范圍通常為9.5～11.5[13]，甲醇由于具有更好的抗爆性，燃用甲醇可適當提高壓縮比，有利于有效熱效率提升．基于此，筆者通過更換活塞，將一臺壓縮比為11.5 的1.5 L 直噴增壓米勒循環汽油機改制成壓縮比為13.8 的直噴點燃式甲醇發動機，在轉速為2 750 r/min、不同負荷下對比甲醇和汽油的燃燒和排放特性，并分析甲醇直噴和高壓縮比對發動機有效熱效率的影響，以期為內燃動力燃料多元化及低碳發動機開發提供參考．

1 試驗設備及方法

1.1 試驗設備

筆者選取廣汽集團自主研發并量產的1.5 L、4缸、渦輪增壓米勒循環汽油機開展試驗，原機通過小進氣門升程及進氣門早關實現米勒循環，在原機的基礎上通過更換活塞將壓縮比從11.5 調整為13.8．圖1 為改制前、后的活塞剖面示意，改制后活塞頂面突出高度從0 增加到1.9 mm，凹坑球面半徑從98.5 mm增大為225.0 mm．試驗發動機基本參數見表1，試驗用發動機示意見圖2．試驗中使用AVL 7351CST 瞬態油耗儀測量發動機燃料消耗量，過量空氣系數通過過量空氣系數分析儀測量，缸內壓力通過Kistler 6115B型傳感器測量，采用AVL IndiCom 燃燒分析儀進行缸內壓力采集和燃燒分析．進/排氣道瞬態壓力分別通過Kistler4007/4049 壓力傳感器測量，發動機原始氣體排放(CO、HC 和NOx等)通過Horiba MEXA-7100D EGR 氣體分析儀測量．

表1 發動機技術參數Tab.1 Engine specifications

圖1 原機及改制后活塞剖面示意Fig.1 Schematic of piston profile of original and modified engine

圖2 試驗發動機臺架示意Fig.2 Schematic of test engine layout

試驗用燃料為市售92 號汽油及干基純度為100.000%(濕基純度為99.985%)的甲醇，燃料性質見表2，汽油燃料成分及熱值等性質參數取自廣州海關技術中心檢測報告，甲醇性質參見文獻[14—15]．

表2 試驗用燃料特性Tab.2 Properties of test fuel

1.2 研究方案及數據分析方法

筆者選取發動機典型轉速(2 750 r/min)，在平均有效壓力(BMEP)為0.2～1.9 MPa 的不同負荷工況開展試驗，試驗工況、試驗方案及氣門正時(進氣門開啟(IVO)正時和排氣門關閉(EVC)正時)控制參數如表3 所示．方案1 為低壓縮比(原機汽油)，方案2為高壓縮比汽油(壓縮比CR 為13.8)，方案3 和4 均為高壓縮比甲醇(CR 為13.8)，其中方案3 控制其氣門正時參數及燃燒重心與方案2 相同，以單獨分析甲醇燃料特性對發動機性能的影響；方案4 則為燃燒相位優化后高壓縮比甲醇方案．試驗過程中控制所有工況的過量空氣系數為1，關閉EGR 閥．由于甲醇熱值低，相同工況下甲醇的燃油消耗率大于汽油，為方便對比二者燃油消耗率，引入折合燃油消耗率(BSFCcor)，計算式為

式中：LHVf為燃料的低熱值；LHVs為標準燃料低熱值，取值為42.5 MJ/kg；BSFC 為燃油消耗率．

試驗過程中點火角控制主要依據燃燒重心CA 50、爆震邊界以及缸內最大爆發壓力確定，對于非爆震限制工況，為了方便對比各方案燃燒及排放，通過調節點火角使燃燒重心CA 50 達到(8±2)°CA ATDC；對于受爆震限制而CA 50 無法達到目標的工況，調節點火時刻使發動機工作在爆震邊界．爆震判斷基于最大缸內壓力波動量(MAPO)，壓力波動通過對缸壓曲線進行濾波獲取最大幅值[16]；對于爆發壓力超限工況，為保護發動機，需推遲點火角使最大爆發壓力控制為(12±0.2)MPa，最大爆發壓力使用統計學壓力p3S，有

式中：pmax,std為最大爆發壓力標準差；pmax,i為第i循環缸內最大爆發壓力；m為總循環數，取值為200；為m循環平均缸內最大爆發壓力；p3S為統計學最大爆發壓力．

定義滯燃期為火花塞點火時刻到10%放熱量的曲軸轉角間隔，燃燒持續期定義為10%到90%放熱量的曲軸轉角間隔，燃燒重心CA 50 定義為50%放熱量對應的曲軸轉角．

數據處理時還使用了燃料能量平衡分析，即將燃料低熱能量分為有效功、排氣能量、傳熱量、摩擦功及未燃能量5 部分，具體計算方法參見文獻[17]，有

傳熱能量由于無法直接測量，通過總能量與其他能量的差值計算，即

式中：Qf為燃料總化學能；為燃料質量流量；Qexh為排氣能量；為排氣質量流量；cp,exh和cp,0分別為排氣定壓比熱容和環境大氣定壓比熱容；Texh和T0分別為排氣溫度與環境溫度；Qun為未燃能量損失；和分別為排氣中未燃HC 和CO 的質量流量；HHC和HCO分別為HC 和CO 的熱值；Qm為摩擦能量；Pe和Pi分別為有效功率和指示功率；Qc為傳熱能量．

對總能量進行歸一化處理，得

式中：ηe、ηexh、ηc、ηm和ηun分別為有效熱效率、排氣損失、傳熱損失、摩擦損失及未燃損失．

2 試驗結果及分析

2.1 甲醇直噴和高壓縮比對發動機燃燒的影響

圖3 示出BMEP 為0.2 MPa 和1.1 MPa 時不同方案的缸內壓力和瞬時放熱率．為更好分析甲醇燃料特性，保證方案2、方案3 的噴油、氣門正時及燃燒重心CA 50 一致．對于非爆震限制工況，以BMEP=0.2 MPa 為例，各方案的燃燒重心基本相同，方案1 燃燒速度和放熱率峰值均高于高壓縮比方案(方案2～4)，而方案2 和方案3 放熱率差異較小．盡管甲醇層流燃燒速度快，但基于進氣量控制的當量比燃燒點燃式發動機在小負荷時缸內殘余廢氣大、最高燃燒溫度低，且甲醇由于汽化潛熱大，缸內直噴導致甲醇燃燒溫度更低，不利于火焰傳播．對于爆震限制工況，以BMEP=1.1 MPa 為例，方案3 相比方案2 峰值燃燒速度更大，方案4 燃燒相位提前、峰值燃燒速度增加，但燃燒速度仍低于方案1．高壓縮比導致燃燒速度低的主要原因是活塞頂突出高度增加、凹坑縮小，不利于壓縮階段缸內滾流的保持，導致缸內湍動能減弱．

圖3 甲醇直噴和高壓縮比對缸內壓力及瞬時放熱率的影響Fig.3 Effects of MDI and high compression ratio on incylinder pressure and instantaneous heat release rate

圖4示出BMEP 分別為0.2 MPa 和1.1 MPa 時不同方案的缸內平均溫度．方案3 和方案4 相比方案1 和方案2，有更低的缸內壓縮溫度及更低的燃燒后膨脹沖程氣體溫度．圖5 為-30°CA ATDC(燃燒開始前)時方案2 和方案3 的缸內平均溫度．隨發動機負荷增加，-30°CA ATDC 時刻缸內平均溫度逐漸降低，這主要是因為負荷增加后缸內殘余的高溫廢氣減少．方案3 與方案2 相比，在BMEP 為0.2～1.9 MPa的負荷范圍內缸內平均溫度下降138～158 K，壓縮行程溫度更低的直接原因是甲醇的汽化潛熱為汽油的3.14～6.11倍．低缸內平均溫度以及甲醇高辛烷值特性，均有利于降低末端氣體自燃傾向，改善大負荷燃燒相位．同時，低壓縮溫度結合大負荷較早燃燒相位可降低膨脹沖程缸內溫度，降低傳熱損失．

圖5 甲醇直噴和高壓縮比對-30°CA ATDC 時缸內平均溫度的影響Fig.5 Effects of MDI and high compression ratio on average temperature of in-cylinder at -30°CA ATDC

圖6 為甲醇直噴和高壓縮比對不同負荷燃燒重心、滯燃期及燃燒持續期的影響．方案1 在BMEP 為1.1 MPa 時受爆震限制，燃燒重心無法提前到8°CA BTDC．壓縮比提高到13.8 后，燃燒受爆震限制的負荷降低到0.8 MPa 以下．高壓縮比甲醇直噴優化(方案4)后，在各個負荷下燃燒相位均不受爆震限制，但BMEP 為1.9 MPa 時因爆發壓力超限，燃燒重心推遲到13°CA BTDC．甲醇直噴改善高壓縮比發動機爆震傾向的主要原因是圖4、圖5 中所示的低壓縮溫度及燃料高辛烷值．對比圖6b 中方案2、方案3 的滯燃期，甲醇直噴的滯燃期低于汽油(0.8 MPa 以下)或與汽油相當(0.8 MPa 及以上)．由于點燃式發動機初始火焰傳播主要是來自火花塞點火火核的準層流火焰發展[18]，甲醇同時具有層流火焰速度快和壓縮溫度低的特點．對于小負荷工況，缸內殘余廢氣多，甲醇在廢氣稀釋環境下層流火焰速度快的特點起主要作用，導致甲醇直噴滯燃期較短．圖6c 中，方案3 的燃燒持續期在負荷為0.8～1.9 MPa 下均短于方案2，且隨負荷增加，燃燒持續期縮短更多，然而二者在負荷為0.2～0.5 MPa 下差異僅為1°CA 左右．為提高甲醇在小負荷的燃燒速度，方案4 在0.2～0.8 MPa 下應用了較晚的噴射策略來改善流動，使得0.2～0.5 MPa工況燃燒速度得到改善．0.8～1.9 MPa 工況燃燒相位優化后燃燒溫度升高、燃燒速度加快，進一步縮短了甲醇在大負荷時的燃燒持續期．

圖6 甲醇直噴和高壓縮比對不同負荷下燃燒重心、滯燃期及燃燒持續期的影響Fig.6 Effects of MDI and high compression ratio on CA 50，ignition delay，and combustion duration

圖7為甲醇直噴和高壓縮比(方案2～方案4)對爆發壓力的影響．對于非爆震限制工況，高壓縮比各方案爆發壓力差異較小，均高于方案1．對于受爆震限制工況，最大爆發壓力同時受壓縮比和燃燒影響，方案2 由于燃燒相位滯后，BMEP 為1.5 MPa 和1.9 MPa 時均明顯低于方案1．在相同燃燒相位下，方案3 由于燃燒持續期較短，爆發壓力在BMEP 大于1.1 MPa 工況會高于方案2．方案4 中，由于不同負荷下燃燒均不受爆震限制，較早的燃燒相位及高壓縮比導致甲醇發動機爆發壓力明顯增大，BMEP 為1.9 MPa 時爆發壓力超發動機設計限值，需推遲點火角以降低爆發壓力．

圖7 甲醇直噴和高壓縮比對最大爆發壓力的影響Fig.7 Effects of MDI and high compression ratio on maximum in-cylinder firing pressure

圖8 為甲醇直噴和高壓縮比對不同負荷排氣溫度及排氣損失的影響．方案2 相比方案1，在非爆震限制工況(0.8 MPa 及以下)，由于壓縮比增大，排氣溫度降低；在爆震受制工況(1.1 MPa 及以上)，由于燃燒相位推遲，排氣溫度相當或增加．對比方案2 和方案3，由于較低的壓縮溫度，方案3 的排氣溫度在不同負荷下降低32～61 ℃，但二者的排氣損失相差較小．這主要是因為甲醇當量比燃燒下，燃燒產物中的三原子分子增加，特別是燃燒產物中水分子比例明顯增加，完全燃燒產物中水分子體積分數相比汽油由約15%增加到約25%，水分子比例增加導致排氣定壓比熱容明顯增加．方案4(高壓縮比甲醇燃燒優化后)由于燃燒相位早、缸內膨脹沖程溫度低，其排氣溫度及排氣損失均最低．

圖8 甲醇直噴和高壓縮比對排氣溫度及排氣損失的影響Fig.8 Effects of MDI and high compression ratio on exhaust temperature and exhaust heat loss

2.2 甲醇直噴和高壓縮比對發動機排放的影響

圖9為甲醇直噴和高壓縮比對不同負荷NOx、HC 及CO 排放的影響．方案1 中，不同負荷下由于燃燒溫度最高，NOx排放均高于其他方案．方案2中，中、大負荷燃燒推遲、燃燒速度下降，中、小負荷同樣燃燒速度變慢，導致各負荷下燃燒溫度均降低，使得NOx排放較原機低．對比方案2 和方案3，甲醇直噴降低燃燒溫度對NOx排放起決定性影響，各負荷下NOx排放均顯著降低．方案4 中，中、大負荷燃燒相位明顯提前，但燃燒溫度與汽油相比仍較低或相當，因而NOx排放總體仍低于方案1，但高于方案3．

圖9 甲醇直噴和高壓縮比對排放的影響Fig.9 Effects of MDI and high compression ratio on emissions

對于HC 排放，壓縮比對HC 排放的影響較小，但方案3、4 表現出明顯低于方案1、2 的HC 排放．盡管甲醇燃燒溫度低對燃料的完全氧化帶來不利影響，但其仍然表現出更低排放，這主要是因為甲醇含氧特性更有利于燃燒反應的進行，以及甲醇純凈物不存在不易蒸發的長碳鏈碳氫化合物．對于CO 排放，相比方案1，方案2 在BMEP 為0.5～1.7 MPa 時均表現出較高的CO 排放，這主要是因為原機壓縮沖程缸壓滾流保持最好，有利于均質混合氣形成，同時，高燃燒溫度利于CO 氧化．而在小負荷工況，由于缸內殘余廢氣多，二者在BMEP 為0.2 MPa 工況差異較小．對比方案2 和方案3，盡管甲醇燃燒溫度低，但甲醇含氧特性使得缸內混合氣不易形成局部過濃區域，而且甲醇高H/C 比同樣不利于CO 生成，造成甲醇直噴在各負荷下CO 排放均有降低．方案4 中，中、大負荷(BMEP 為1.1 MPa 以上)燃燒相位提前、燃燒溫度提高，導致CO 氧化加快、CO 排放降低，但中、低負荷工況(0.5～0.8 MPa)下CO 排放增加，這主要是因為該工況下應用了較晚的噴射策略來加快燃燒，但導致缸內混合氣均質程度下降．

圖10 為甲醇直噴和高壓縮比對不同負荷未燃損失的影響．甲醇直噴可以實現更低的未燃損失，對比方案2 和方案3，甲醇直噴在不同負荷下的未燃損失降低1%以上．

圖10 甲醇直噴和高壓縮比對未燃損失的影響Fig.10 Effects of MDI and high compression ratio on unburned fuel loss

2.3 甲醇直噴對發動機有效熱效率的影響

圖11為甲醇直噴及高壓縮比對不同負荷折合燃油消耗率及CO2排放的影響．對比方案1 和方案2，盡管壓縮比增大導致非爆震限制工況(如 0.2～0.5 MPa)燃油消耗率下降，然而大負荷爆震傾向增強，使得方案2 在BMEP 為1.1～1.9 MPa 工況燃油消耗率增加，最低點對應的BMEP 從原機的1.1 MPa降低到0.9 MPa．對比方案2 和方案3，甲醇在不同負荷的折合燃油消耗率均明顯降低，這主要是由于未燃損失和傳熱損失減少．方案4 中，不同負荷工況燃燒均不受爆震限制，燃燒相位提前可降低排氣損失和傳熱損失．方案4 相比方案1，隨負荷增大，折合燃油消耗率降幅逐漸增加，其最低點出現在1.5 MPa 工況，而限制大負荷工況燃油消耗率進一步降低的因素主要是爆發壓力極限．對比二者的最低點，甲醇直噴和高壓縮比可降低折合燃油消耗率14%，同時，由于甲醇燃料高H/C 比，CO2排放下降約26%．

圖12為不同方案在BMEP 為1.1 MPa 工況點和最低油耗點的能量平衡分析．在方案1 有效熱效率最高的工況點(BMEP 為1.1 MPa)，方案2 燃燒靠后，導致排氣損失增加，同時未燃損失也增加，有效熱效率從原機的37.4%降低到36.8%．甲醇直噴后，排氣損失、傳熱損失和未燃損失均有下降，有效熱效率提升到41.0%．方案4 燃燒不受爆震限制，最低油耗點BMEP 提高到1.5 MPa，傳熱損失進一步降低，有效熱效率達到42.6%．

圖12 能量平衡分析Fig.12 Analysis of energy balance

3 結 論

(1) 相同邊界條件下，甲醇直噴在中、大負荷工況(BMEP≥0.8 MPa)能夠提高燃燒速度、縮短燃燒持續期；高壓縮比結合甲醇直噴在各負荷下燃燒均不受爆震限制，中、大負荷燃燒相位較方案1 和方案2提前的主要原因是燃料高辛烷值及低缸內壓縮溫度．

(2) 高壓縮比結合甲醇直噴能夠改善燃燒相位，并且由于低壓縮溫度和燃燒溫度，其NOx排放也降低；甲醇的含氧特性以及其不存在不易蒸發的長碳鏈組分，使得HC 排放明顯下降；由于甲醇的含氧特性以及燃燒相位提前，高壓縮比甲醇直噴發動機在中、大負荷CO 排放明顯降低；HC 及CO 排放的降低提高了高壓縮比和甲醇直噴發動機的燃燒效率．

(3) 高壓縮比、甲醇直噴發動機最高有效熱效率工況點的BMEP 從原機的1.1 MPa 提升到1.5 MPa，當量比燃燒最高有效熱效率從37.4%提升到42.6%；從能量平衡角度看，有效熱效率提高主要原因是排氣損失、傳熱損失及未完全燃燒損失均降低，而進一步提高有效熱效率主要受爆發壓力限制．