燃烧与排放

燃烧与排放（精选8篇）

燃烧与排放 篇1

0概述

迄今为止,国际上已经公布了许多直喷式柴油机燃烧系统,这些燃烧系统都各具特色,如:丰田公司的稀薄预混合燃烧系统(UNIBUS燃烧系统)、日产公司的低温预混合燃烧系统(MK燃烧系统)、预混合压燃(PCI)燃烧系统及超高压小孔径燃烧系统等[1,2,3,4]。而传统柴油机油束具有以下缺点[3,5,6]:(1)油束中心区域燃油浓度大,容易生成碳烟。而在油束外层区域形成理想配比的混合气,产生高浓度的NOx;(2)燃油喷到已燃区域,与火焰的相互作用会生成大量碳烟;(3)喷束尖端与周围空气的冲突使喷束尖端的动量降低,混合扩散强度也随之降低,导致依靠周围气体来稀释燃烧气体的混合能力下降,高温气体滞留在喷束尖端附近,在此区域生成大量的NOx。

综上所述,本文设计了一种基于喷束壁面引导、分层技术和空间分散思想的直喷式柴油机“双壁面射流”燃烧系统。所谓“双壁面射流”技术,就是在燃烧室壁面周向上设有导向凸弧和小台阶,多孔喷油器喷出的液态油束撞击到燃烧室壁面上,经壁面上导向凸弧和小台阶的反射,形成分层壁面射流,简称“双壁面射流”,如图1所示。“双壁面射流”燃烧系统优势的具体表现[7]为:反射后的油束同时分布在挤流区和凹坑区,并向周围区域扩散,使油气混合更趋近于均质化与稀薄化;在有限的滞燃期内能形成更多的可燃混合气,产生多个着火点,能实现快速混合和快速燃烧;采用空间分散的方式避免了液态油束喷射到已燃区域形成大量的碳烟,而且油束碰壁反射后形成分层结构,上下两层之间能辐射吸收热量;“双壁面射流”燃烧系统通过壁面反射后的油束液滴较细,易于气化和快速混合。

1试验装置与方法

本文进行了直喷式柴油机“双壁面射流”燃烧系统燃烧与排放的试验研究。所有的试验过程都是在发动机台架上进行。原机的结构参数如表1中所示,试验过程中主要采用的试验设备和仪器有:启东DW250电涡流测功机,FGA-4100汽车排气分析仪,FBY-3波许烟度计,AVL Indiset 620燃烧分析仪等。为了进行“双壁面射流”燃烧系统的试验研究,在原机的基础上进行改造,重新设计了燃烧室形状(图1),将几何压缩比ε降低到16.5,重新设计喷油器的喷孔结构分布,使用6孔、孔径为0.21 mm、喷孔夹角为158°的多孔喷油器,简记为6-21-158。进气涡流比与喷油压力在本文中保持不变,与原机相同。本文主要研究了原机与“双壁面射流”柴油机在低速1 400 r/min、中等转速2 100 r/min和标定转速3 000 r/min的燃烧特性与排放性能,通过对比体现了双壁面射流燃烧系统在柴油机上应用的可行性。

2试验结果与讨论

2.1原机与“双壁面射流”柴油机燃烧特性分析

在测功机定转速、定扭矩的模式下,保持发动机的动力性不变,比较了原机与“双壁面射流”柴油机的燃烧特性。

图2为原机与“双壁面射流”柴油机在低速、中速与标定转速最大负荷的示功图对比。其中,原机12 °CA表示原机的静态供油提前角为12 °CA;双壁面射流12 °CA、14 °CA分别表示双壁面射流柴油机的静态供油提前角分别为12 °CA和14 °CA。从图2中可以看出,无论低速、中速还是标定转速“双壁面射流”柴油机的缸压峰值和纯压缩压力都低于原机,这主要是由于“双壁面射流”柴油机的压缩比低于原机的压缩比。从图2中还可以看出,“双壁面射流”柴油机的着火点向后推迟。随着“双壁面射流”柴油机喷油时刻的提前,缸压峰值有所增加,这主要是由于预混合燃烧比例增加所引起的。随着转速的增加,“双壁面射流”柴油机着火点向后推迟,这主要是两方面的因素共同作用的结果:转速增加,导致单位时间内曲轴转过的角度增加,使着火点向后推迟;转速增加,使进气量增多,导致压缩终了时刻的温度升高,着火点提前。综合两方面的因素,第一种因素占主导作用。

图3为原机与“双壁面射流”柴油机在低速、中速与标定转速最大负荷的瞬时放热率dQ/dφ对比。从图3中可以看出,“双壁面射流”柴油机燃烧相位向后推迟,并且原机与“双壁面射流”柴油机的放热率曲线在中、高速呈单峰趋势,原机与“双壁面射流”柴油机的扩散燃烧部分提前,在预混合燃烧没有结束前扩散燃烧已经开始,说明这两种柴油机都能实现快速燃烧。放热率的峰值随着转速的增加呈降低的趋势,这主要是因为转速增加后预混合燃烧量减少造成的。

图4～图6分别为原机与“双壁面射流”柴油机的缸内平均温度T、累计放热量Q和压力升高比dp/dφ的对比。从图5中累计放热量曲线可以看出,原机在30 °CA ATDC放热量已基本结束,而“双壁面射流”柴油机在30 °CA ATDC后仍然继续放热,所以导致图4中燃烧后期缸内平均温度高于原机。图6中原机与“双壁面射流”柴油机的压力升高比峰值相差不大。

2.2原机与“双壁面射流”柴油机累计放热率分析

图7为原机与“双壁面射流”柴油机累计放热率所对应的曲轴转角位置对比。其中,θ0、θ10、θ30、θ50、θ70、θ90分别表示累计放热率为0、10 %、30 %、50 %、70 %、90 %时所对应的曲轴转角。θ90～θ0可作为燃烧持续期来考虑。

从图7中可以得出:(1)在低速与中速时,原机与“双壁面射流”柴油机的着火点随负荷增加而提前,这是因为随负荷的增加,进气量增加,压缩终了时的温度升高;另外,负荷增加后气缸内的残余废气温度也随之升高,使着火点提前。在高速时,原机与“双壁面射流”柴油机着火点随负荷变化不大;(2)对于“双壁面射流”柴油机,随着喷油时刻的提前,低速时燃烧后期的燃烧速率变得缓慢,这是因为喷油提前,油束在气缸中所受到的阻力减弱,增加了油束的贯穿度,导致油束碰壁后在燃烧室壁面上形成的油膜量增多,低速时气缸内的气流运动减弱,油膜不能立刻蒸发参与燃烧,使燃烧后期的燃烧持续期变长。而高速时,随着气流运动速率的加快,加速了油膜的蒸发,燃烧速率有所改善;(3)通过原机与“双壁面射流”柴油机燃烧速率的对比可以看出,由于原机的压缩比较大,属于快速燃烧系统,而“双壁面射流”柴油机的压缩比较低,在燃烧初期与原机一样具有较高的燃烧速率。随着活塞的下移,“双壁面射流”柴油机的燃烧室容积大于原机燃烧室,并且着火点向后推迟,使燃烧温度和燃烧速率降低,尤其在θ70～θ90燃烧阶段,燃烧速率相对于原机变得缓慢。另外,负荷增大后,随着喷油持续期变长和喷油量的增加,壁面上生成的油膜量也增加,壁面油膜不能吸收足够的热量迅速蒸发。

2.3原机与“双壁面射流”柴油机燃烧特性参数对比

本文中所指的燃烧参数包括燃烧始点、滞燃期、缸压峰值、放热率峰值、缸内燃烧温度峰值及所对应的曲轴转角、放热率的重心、指示热效率等。图8～图12为原机与“双壁面射流”柴油机2 100 r/min负荷特性的燃烧参数对比。

图8为燃烧始点的比较。燃烧始点的定义为:瞬时放热率由负值变为正值时所对应的曲轴转角。从图8中可以看出,“双壁面射流”柴油机由于压缩比的降低,压缩终了时的燃烧温度低于原机,燃烧始点向后推迟。随着负荷的增加,进气量的增加,“双壁面射流”柴油机与原机燃烧始点都提前,而且“双壁面射流”柴油机着火滞后的时间缩短。

图9为滞燃期的比较。图9a中滞燃期定义为:从喷油始点到燃烧始点曲轴所转过的角度,即:燃烧始点所对应的曲轴转角与喷油始点所对应的曲轴转角的差值。图9b中滞燃期定义为:从喷油始点到燃料被消耗总质量的5 %(MBF5 %)时曲轴转过的角度,即:MBF5 %所对应的曲轴转角与喷油始点所对应的曲轴转角的差值。由于“双壁面射流”柴油机燃烧始点向后推迟,所以滞燃期要长于原机。随着喷油时刻的提前,“双壁面射流”柴油机的滞燃期略微延长。

图10为缸压峰值、放热率峰值、缸内平均温度峰值及所对应的曲轴转角的对比。从图10中可以看出,采用低压缩比的“双壁面射流”柴油机各负荷的压力峰值都低于原机,随着喷油时刻的提前,滞燃期延长,预混合燃烧量增加,缸内压力峰值有所增加。瞬时放热率峰值主要取决于预混合燃烧量的多少,随着“双壁面射流”柴油机低负荷滞燃期的延长,瞬时放热率峰值高于原机,高负荷时,由于滞燃期相差不大,“双壁面射流”柴油机放热率峰值与原机没有太大差别。在相同的喷射时刻时,“双壁面射流”柴油机的缸内平均燃烧温度低于原机,随着喷射时刻的提前,缸内平均燃烧温度升高,与原机相同。

随着负荷的增加,喷油量增多,燃烧持续期变长,缸压、放热率和缸内平均温度峰值都向后推迟。低负荷属于预混合燃烧,能实现快速燃烧;但是中等负荷伴随着扩散燃烧,预混合燃烧量减少,放热率的峰值为预混合燃烧的峰值,所以中等负荷放热率峰值的出现要早于低负荷;高负荷放热率峰值为扩散燃烧的峰值,随着燃烧的持续进行,出现的较晚。同一负荷下,瞬时放热率最早达到峰值,其次是缸压,最后是缸内平均温度。在上止点附近,活塞的运动速率很低,燃烧室的体积变化率很小,即使放热率已经降低,但是随着燃烧的继续进行,缸压还是继续升高,缸内平均温度也升高。随着活塞的继续下行,燃烧室的容积加大,缸压达到峰值后降低,但是燃烧仍继续进行,热量损失较少,缸内工质的燃烧温度继续升高直至达到峰值。

原机与“双壁面射流”柴油机瞬时放热率的重心位置对比如图11所示。无论“双壁面射流”柴油机还是原机,随着负荷的增大,喷油持续期与燃烧持续期都增加,放热率的重心向后推迟,即燃烧相位向后推迟。在相同的喷油时刻,由于压缩比的降低,“双壁面射流”柴油机的燃烧相位向后推迟3～4 °CA,将“双壁面射流”柴油机的喷油时刻提前,其燃烧相位有所改善。

原机与“双壁面射流”柴油机指示热效率对比如图12所示。指示热效率分为总指示热效率和净指示热效率。净指示热效率忽略了压气机对换气过程的影响。高负荷“双壁面射流”柴油机的指示热效率略有降低,这是因为压缩比降低后,燃烧室容积增大,负荷增加使燃烧持续期变长,活塞继续下行,能量利用率下降。

2.4不同转速原机与“双壁面射流”柴油机性能对比

图13为1 400、2 100、3 000 r/min时原机与“双壁面射流”柴油机的油耗率、NOx和碳烟排放的对比。从图13中可以看出,低速时“双壁面射流”柴油机的油耗率与原机相差不大,在中速、高速大负荷略高于原机,主要是由于“双壁面射流”柴油机压缩比降低,导致指示热效率降低。

NOx排放主要受氧含量与燃烧最高温度两个因素决定。在低速时,原机气流运动速度降低,混合不均匀,燃烧室的某些空间产生富油区,导致燃烧不充分,降低NOx排放;原机的压缩比较高,燃烧最高温度升高,增加NOx排放。综上所述,原机的NOx排放与“双壁面射流”柴油机相当。在中速与高速,“双壁面射流”柴油机压缩比降低后,着火始点向后推迟,降低了最高燃烧温度,降低NOx排放。“双壁面射流”柴油机的碳烟排放略微增加,主要是由于降低压缩比后,燃烧后期的燃烧速率降低,碳烟的氧化能力受到抑制;随着燃烧的进行,活塞下行,燃烧温度降低,附着在燃烧室侧壁上的油膜不能吸收足够的热量而迅速蒸发,从而产生碳烟。

3结论

(1) 本文设计的基于壁面喷束引导、分层与空间分散思想的“双壁面射流”燃烧系统具有低压缩比概念、快速燃烧的特征。

(2) “双壁面射流”柴油机的缸压峰值低于原机,并且燃烧始点向后推迟。在中高速工况“双壁面射流”柴油机具有单峰放热率趋势。

(3) “双壁面射流”柴油机在θ0～θ70燃烧阶段具有较高的燃烧速率,只是在θ70～θ90燃烧阶段,燃烧速率相对于原机变得缓慢。

(4) “双壁面射流”柴油机的燃烧始点向后推迟,滞燃期要长于原机(对应的曲轴转角)。采用低压缩比的“双壁面射流”柴油机各负荷缸压峰值都低于原机。低负荷滞燃期延长,瞬时放热率峰值高于原机;高负荷时,由于滞燃期相差不大,瞬时放热率差别不明显。在相同的喷射定时条件下,“双壁面射流”柴油机的最高缸内平均温度低于原机;放热率重心向后推迟,即燃烧相位向后推迟3～4 °CA。

(5) 在保持发动机动力性不变的情况下,“双壁面射流”燃烧系统降低了NOx排放,在2 100 r/min全负荷时NOx排放从原机的731×10-6降低到523×10-6,在3 000 r/min全负荷时NOx排放从原机的523×10-6降低到383×10-6;降低了低速烟度,在1 400 r/min全负荷时烟度从原机的3.3 BSU降低到2.1 BSU,中、高速由于碳烟在燃烧后期的氧化能力受到抑制,烟度略有增加。

参考文献

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燃烧与排放 篇2

黑液水煤浆燃烧过程中氟排放特性

在0.25MW燃烧试验台上进行黑液水煤浆燃烧过程中氟的排放特性研究,并和普通水煤浆进行对比,分析了影响排放过程的各因素.试验表明水煤浆中的.氟含量较低,一般小于30mg/kg,普通水煤浆燃烧氟排放率为70%～90%,排放浓度为2.0～2.6 mg/m3;黑液水煤浆氟排放率明显低于普通水煤浆,为45%～80%,排放浓度为1.7～3.0 mg/m3.炉膛温度和水煤浆成分对氟排放浓度有一定的影响.

作 者：任强 刘建忠 盛军杰 叶琳 曹欣玉 周俊虎 岑可法 REN Qiang LIU Jian-zhong SHENG Jun-jie YE Lin CAO Xin-yu ZHOU Jun-hu CEN Ke-fa  作者单位：浙江大学热能工程研究所,能源洁净利用与环境工程教育部重点实验室,杭州,310027 刊 名：环境科学  ISTIC PKU英文刊名：ENVIRONMENTAL SCIENCE 年，卷(期)：2005 26(1) 分类号：X701 TQ534 关键词：氟   水煤浆   黑液水煤浆   燃烧  

燃烧与排放 篇3

内燃机燃烧与排放数值模拟是当今研究发动机性能的有效手段。数值模拟不但可以避免极为费时耗力的发动机台架试验,而且可以获得难以或者无法通过试验得到的结果。由于生物柴油的理化特性与柴油有明显的区别,因而两种燃料的喷雾和燃烧存在较大差别。因此,为了进一步加深了解生物柴油的喷雾和燃烧过程以及排放特性,有必要进行生物柴油发动机燃烧与排放数值模拟。

1 工作过程计算模型及试验

目前已经有许多CFD软件可以用来进行内燃机燃烧与排放数值模拟,笔者选择FIRE软件来进行模拟计算。FIRE是一款适用于内燃机工作过程中,活塞不断移动时缸内流动、喷油和燃烧模拟计算的专业软件。

1.1 试验用燃料和发动机

试验用燃料以及发动机主要参数分别见表1和表2。发动机喷油器喷孔数目是5,孔径为0.25 mm。活塞ω凹坑和余隙容积生成的计算网格见图1。

1.2 模型验证

验证就是要确定所要使用的模型在多大程度上精确代表真实世界的过程[1]。

1.2.1 网格收敛性

数值模拟需要合适的网格数目和形状。网格数目太少,对于湍流的模拟精度不够。而数目太多不仅会加大计算量,而且对于喷雾模拟来说,当网格尺寸小于油滴直径时,计算将无法进行。燃烧室网格中部运用立方体的建模方式,网格分布较规则,收敛也较好。

1.2.2 时间步长收敛性

计算的初始步长若选得太小,会使总的计算时间增加,而且增加计算的累积误差;太大容易使喷雾模拟失真。经反复试验,并结合内燃机的喷雾特点,选取10-5s数量级作为初始时间步长较为合适[2]。

1.2.3 迭代收敛性

采用AVL FIRE 8.2中收敛准则和迭代数目,默认分别为1.0×10-4和1 000[3]。

2 生物柴油喷雾和燃烧模型参数调整

通过发动机台架试验数据来验证内燃机模拟计算结果是一种常用和有效的方法。试验数据不仅可以作为模拟计算的初始条件和边界条件,而且通过已知的试验数据来调节模型参数,可以获得有意义的预期仿真结果。

生物柴油和柴油在粘度、十六烷值和含氧量这三个燃料指标上显著不同,它们对喷雾和燃烧均有很大的影响,所以用FIRE进行生物柴油喷雾和燃烧数值模拟时,需要对模型参数进行调整和验证。

2.1 喷雾模型

在FIRE喷雾模型WAVE中,燃料粘度的影响反映在模型参数C2选择上。因此,在对喷雾模型验证时,令其它条件不变,设置了一组不同的C2值,考察其对计算结果的影响。C2值越小,破碎时间和破碎长度就越短。1 400 r/min全负荷时,使用B100燃料,随着C2的减小,气缸压力逐渐增大。与此同时,放热率面心也跟着左移而向坐标原点靠近,如图2和图3所示。这意味着C2影响破碎时间,从而影响随之而来的预混燃烧。根据实测气缸压力数据进行调整,对不同的燃料,选择C2在10~15之间进行数值模拟。

2.2 燃烧模型

2.2.1 十六烷值的影响

在FIRE燃料自着火模型中,反应系数RC用来表征中间产物生成速率。默认值RC=1e+7(1×107),每增加或减少一个数量级,着火滞燃期就缩短或延长0.1~0.3 ms。由于生物柴油十六烷值较高,因此,生物柴油发动机数值计算时,模型的RC值需作调整。当RC从1e+7增加到1e+8时,滞燃期明显缩短,燃烧提前。当RC大于1e+9,RC的继续增加对结果影响就不大了,见图4和图5。根据不同燃料,分别选择RC为1e+9,1e+8和5e+7。

2.2.2 燃料含氧影响。

FIRE软件设置了燃料的C,H和O的输入界面,为了进行不同燃料的模拟计算,需要知道燃料的分子式,柴油和生物柴油燃料分子式可以分别表达为C16H34[4]和C19H36O2[5]。从图6可以看出,模拟计算输出的气缸压力曲线随着燃料含氧的增加而下降,但影响不大,两者的放热率曲线差别也不大,只是在燃烧后期略有不同,如图7所示。造成这种差别的主要原因是生物柴油燃料热值较低。

3 仿真结果与分析

3.1 实测与计算气缸压力对比

图8和图9示出了发动机燃用B100全负荷时计算与实测的气缸压力曲线对比。从这些图可以看出,计算曲线着火较晚以致初期压力上升缓慢。所以计算值与实测值有差异,但是,总体上,两者吻合较好。这也进一步说明了前面所述的模型验证和模型参数调整是可行和可信的。

3.2 性能预测

喷油参数对柴油机性能影响极大,在试验研究中,像喷油器喷孔尺寸等这些原机参数很难改变,而模拟计算恰恰可以有效地预测这些参数变化带来的性能变化。

在改变参数的性能预测模拟计算方案中,方案1是把喷油器喷孔直径φ由原机的0.25 mm减小为φ2=0.23 mm,方案2是在φ2基础上,将原机的喷油时刻推迟3℃A。

图10和图11分别示出了B100气缸压力和缸内气体温度随喷油参数改变而变化的数值模拟结果。采用方案1,即直径φ2的喷孔,气缸最高压力增加了4.1%;而采用方案2时,由于推迟了喷油,最高压力较原机下降了8.5%,见图10所示。由此可见,这两个参数对于气缸最高压力都有很大的影响,但对于气体温度却影响不大,如图11所示。

图12示出了放热率随喷油参数改变而变化的关系。当喷孔变小后燃烧始点并没有提前,但放热率曲线“变瘦”,这意味着整个燃烧过程定容度增加,这也印证了图11的结果,即放热更加集中,从而使气缸最高压力明显升高;而推迟喷油则明显推迟燃烧过程,即方案2的曲线较方案1向右平移,见图13。

如我们所知,推迟喷油可以降低NOX排放,但会增加颗粒物排放。如果喷油器喷孔变小,由于改善了雾化,则颗粒物排放下降,但改善雾化和燃烧的同时,NOX排放则上升。

采用方案1计算,与原机相比,缸内“冻结”的NO增加了21.8%,但缸内颗粒物生成峰值下降了24.2%;而采用方案2时,由于推迟了喷油,NO较原机下降了9.7%,与此同时,颗粒物生成峰值较原机仍然下降了9.5%,但两者颗粒物后期曲线几乎重合,如图13和图14所示。

4 结论

a.计算模型能够适应生物柴油和柴油这两种不同理化特性的燃料,计算结果表明:与含氧量相比,燃料的十六烷值和粘度对放热率大小及形态影响较大。

b.通过测试数据对FIRE的喷雾和燃烧模型进行选择和参数调整,模拟计算得出的曲线与实测结果吻合较好。

c.发动机燃用B100时,喷孔直径减少0.02 mm,气缸最高压力增加4.1%;若推迟喷油3℃A,最高压力则下降8.5%。

d.喷孔直径减少,缸内“冻结”的NO增加21.8%,但缸内颗粒物生成峰值下降了24.2%;若推迟喷油,NO较原机下降了9.7%,颗粒物生成较原机仍可下降9.5%。

摘要：对燃用生物柴油的一台增压中冷直喷式柴油机,利用CFD分析软件FIRE建立了喷雾和燃烧计算模型并进行模拟计算,在理论和试验上对模型进行了研究和验证。结果表明,燃料的十六烷值和粘度对放热率影响较大,模拟计算得出的曲线与实测结果吻合较好。并对柴油机喷油参数改变后燃用生物柴油发动机NO和颗粒物排放进行了性能预测。

关键词：生物柴油,数值模拟,试验研究,柴油机

参考文献

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燃烧与排放 篇4

在能源危机和二氧化碳 (CO２) 减排的压力下, 可再生的清洁能源一直是人们关注的热点。相比甲醇乙醇等醇类替代燃料, 丁醇性质更接近烃类, 并具有与汽油和柴油调和的配伍性好、水溶性低、能量密度高等特点, 是一种优良的汽车替代燃料。发动机尤其是汽油机燃用丁醇的研究也成为近年来的研究热点。

目前已经有不少研究机构针对丁醇在点燃式发动机上的应用进行了研究, 如文献[1]在缸内直喷汽油机上研究了丁醇和丁醇汽油混合燃料的常规及非常规排放特性;文献[2-3]在定容燃烧弹上研究了丁醇的喷雾和燃烧特性, 在火花点燃式发动机上研究了丁醇的排放特性;文献[4]通过试验和数值模拟对丁醇的层流火焰进行了研究;文献[5-6]研究了汽油中掺入低比例10%~35%丁醇对燃烧与排放特性的影响, 发现掺入丁醇后改善了燃烧, 降低了排放。

但是, 目前关于丁醇在压燃式发动机上的应用研究还比较少, 且有限的研究集中在燃用丁醇/柴油混合燃料以降低柴油机排放, 如文献[7]研究了丁醇柴油混合燃料在不同的循环工况下, 对轻型车性能的影响, 结果表明:丁醇体积分数含量40%的丁醇柴油可以降低80%的碳烟排放;文献[8]研究了含有10%丁醇的丁醇柴油混合燃料对柴油机排放特性的影响, 结果表明:PM和烟度排放略有降低, NOｘ和CO２排放变化不大;文献[9]对进气道喷射丁醇, 缸内柴油引燃和丁醇柴油混合燃料两种方式进行了初步的对比研究, 结果表明:使用NEDC (new European driving cycle) 工况下, 进气道喷射丁醇的方法可以降低38%的氮氧化物 (NOｘ) 排放, 而混合燃料的方式可降低24%的NOｘ排放;文献[10-11]研究表明:丁醇可以作为甲醇、乙醇等和柴油的乳化剂, 使混合燃料保持稳定;文献[12]研究了正丁醇对柴油机低温燃烧和排放的影响。

从提高能源利用效率和减少CO２排放的角度考虑, 如何在发动机上高效地应用丁醇是一个非常重要的问题。由于丁醇的雾化特性接近汽油, 不易压缩着火燃烧, 因而迄今为止的研究主要是将丁醇应用于火花点燃式发动机, 但这种燃烧方式的热效率要低于采用压燃燃烧方式的柴油机。均质混合气柴油引燃 (homogeneous charge induced ignition, HCII) 工作原理是采用进气道喷射高辛烷值燃料, 形成均质混合气, 然后缸内喷射柴油引燃。与点燃式燃烧方式相比, HCII燃烧方式由于柴油多点大面积自燃, 初期燃烧放热快, 提高了循环等容度, 降低了循环波动, 有利于稀燃, 同时能够选择较高的压缩比而不发生爆震。HCII燃烧方式解决了点燃式发动机热效率不如压燃式发动机的几个关键问题, 可以获得高的热效率。同时, 由于高辛烷值燃料进气道喷射, 降低了扩散燃烧的比例, 可以显著降低碳烟排放。HCII燃烧具有高效率和低排放特性已在清华大学［１３－１５］、天津大学［１６］和西南研究院［１７］的研究工作中得到充分说明。

为了进一步降低HCII燃烧的NOｘ排放, 研究中有必要将HCII燃烧和低温燃烧 (low temperature combustion, LTC) 结合起来。HCII模式燃油与空气混合更为均匀, 在实现低温燃烧上具有优势。文献[18]研究表明:随着废气再循环 (exhaust gas re-cycling, EGR) 率增加, HCII模式的NOｘ和碳烟排放未出现折中关系, 在适度的EGR率 (不超过40%) 条件下实现了低温燃烧。 文献[19-21]研究表明:HCII燃烧模式结合低温燃烧可以同时获得较低的NOｘ和碳烟排放, 有实现高效清洁燃烧的潜力。

由此可以认为, 采用HCII燃烧方式能够获得高效率的丁醇燃料利用率, 同时采用低温燃烧方式可以获得极低的NOｘ和碳烟排放。本文中在一台高压共轨柴油机上对丁醇均质混合气柴油引燃低温燃烧的燃烧特性、排放特性、热效率进行了研究, 主要包括丁醇与柴油的比例和柴油喷油相位对燃烧及有害物生成的影响。

1 试验设备及试验方法

试验用发动机为一台高压共轨四缸柴油机改造而成的单缸机, 发动机主要技术参数见表1。对发动机的第一缸设计了独立的进排气系统, 独立的柴油和丁醇供油系统, 而对其他三缸不供油。

丁醇采用进气道电控喷射方法, 喷射量和喷射时刻均可调。引燃用柴油使用电控高压喷射系统, 柴油的喷射压力、喷油量、喷射时刻、喷射次数均可以灵活调节。

图1为发动机试验系统示意图。燃烧特性分析使用AVL公司的indicom 621型燃烧分析仪来测量缸内燃烧压力并计算出放热率等特征参数;气态排放物CO、HC和NO测量使用HORIBA公司的MEXA-584L型排气分析仪;碳烟排放测量使用佛山分析仪公司的FBY-1滤纸式烟度计。

1.柴油油箱2.柴油油耗仪3.柴油喷油器4.丁醇油箱5.丁醇油耗仪6.丁醇喷油器7.进气流量计8.进气稳压罐9.排气烟度计10.排气分析仪11.排气稳压罐12.排气背压阀13.EGR冷却器14.EGR流量调节15.缸压传感器16.电荷放大器17.曲轴信号传感器18.燃烧分析仪19.测功机

丁醇比例γｂ定义为循环供油量中丁醇热量占总热量的比值, 计算式为

式中, mｂ为丁醇质量;hｂ为丁醇热值;mｄ为柴油质量;hｄ为柴油热值。

通过测量进气和排气中的CO２浓度, 然后求比值得到EGR率。本文中EGR率通过调节排气背压阀和装在排气管及进气管之间的EGR阀来实现, 并通过水冷式废气中冷器对EGR气体进行冷却。

根据排放产物的热值计算燃烧效率［２２］。试验中使用的丁醇及柴油的主要参数见表2。

2 丁醇/柴油比例对HCII燃烧排放特性的影响

进气道喷射的丁醇与缸内喷射的柴油之比对燃烧过程有着重要的影响。本文中首先研究了丁醇/柴油比例对HCII燃烧和排放特性的影响。试验中控制EGR率为40%, 转速为1400r/min, 指示平均有效压力 (indicated mean effective pressure, IMEP) 为0.55MPa。通过调整柴油喷射时刻, 将CA50控制在8°CA ATDC。进气没有采用增压, 柴油喷射压力固定为80MPa。

2.1 丁醇/柴油比例对HCII燃烧特性影响

丁醇比例对示功图和放热率的影响如图2 所示。随着丁醇比例的增加, 缸内压缩压力略有降低, 原因是进气道喷入丁醇后, 丁醇汽化潜热大, 会降低压缩温度;丁醇混合气等熵指数小, 也会导致压缩压力降低。此外, 随丁醇比例增加, 缸内压力峰值和放热率峰值均呈现降低的趋势, 且峰值出现时刻后移, 远离上止点。纯柴油燃烧时, 燃烧明显分为初期的预混合燃烧和后期的扩散燃烧两段;而随着丁醇比例的增加, 预混合燃烧比例逐渐增加, 扩散燃烧比例逐渐减少。需要指出的是, 丁醇比例从0增至0.78过程中, 通过调节柴油喷油时刻, 始终将CA50控制在8°CA ATDC。丁醇比例进一步增至0.88时, 由于引燃柴油量过少, 导致燃烧相位滞后, CA50最靠近上止点时仅为14°CA ATDC。由此可见, 丁醇比例不易过高, 下文中的研究将丁醇比例控制在0.8之内。

本文中着火开始时刻 (start of combustion, SOC) 定义为放热率曲线由负变正的转折点所对应的曲轴转角, 滞燃期定义为喷油时刻与着火时刻与所对应的曲轴转角之差, 燃烧持续期定义为着火时刻与90% 累计放热时刻所对应的曲轴转角之差, SOC~CA50定义为着火时刻与50%累计放热时刻所对应的曲轴转角之差。

丁醇比例对滞燃期和燃烧持续期的影响如图3所示。随着丁醇比例的增加, 滞燃期略有增长, 丁醇比例超过0.7后, 滞燃期增加较为明显, 最大增加了4°CA。滞燃期增加一方面是因为丁醇汽化潜热较大, 喷入丁醇后, 丁醇蒸发吸热, 导致压缩终点温度降低;另一方面是因为引燃柴油量减少, 引燃柴油放热变缓。随着丁醇比例的增加, 燃烧持续期呈明显缩短的趋势, 最大减少了11°CA, 即相比纯柴油时的燃烧持续期缩短了26%。由此可见, 燃烧持续期缩短有利于提高燃烧等容度, 改善热效率。

丁醇比例对最高缸内压力和最大压力升高率的影响如图4所示。随着丁醇比例的增加, 最大缸内压力和最大压力升高率均呈现下降的趋势, 其中最大压力升高率下降明显, 最高降低了50%。纯柴油时压力升高率较高的主要原因是滞燃期内形成较多可燃混合气, 混合气同时着火, 产生较高的放热率峰值, 从而导致了较高的压力升高率;而随着丁醇比例增加, 初期放热率降低, 自燃性能差的丁醇随后被引燃, 因此最大压力升高率降低。由此可见, 最高缸内压力和最大压力升高率降低, 有利于减少发动机燃烧噪声, 降低对发动机机械强度的要求。

2.2 丁醇/柴油比例对HCII排放特性影响

丁醇比例对一氧化氮 (NO) 和碳烟排放的影响如图5所示。随着丁醇比例的增加, NO和碳烟排放呈现同时降低的趋势, NO排放最大降低了62%, 碳烟排放最大降低了95% 以上。丁醇比例超过0.7后, NO排放低于10×10－６, 碳烟排放几乎为0。NO和碳烟排放同时降至极低的现象说明燃烧明显处于低温燃烧状态。将废气引入气缸中, 能够明显降低燃烧温度, 从而有效降低NO排放;但是, 燃用纯柴油时, 由于油气混合不均匀, 局部缺氧更为严重, 从而产生了较高的碳烟排放。通过进气道预混大比例丁醇, 一方面着火前已经形成均匀的丁醇混合气, 同时滞燃期变长, 引燃柴油量大幅度降低, 也促进了柴油与空气混合;另一方面丁醇属于含氧燃料, 含氧燃料在燃烧过程中能提供更多的氧。综合两个方面的因素, 着火前缸内已经形成相对均匀的混合气, 从而大幅度降低了碳烟排放, 实现了低温燃烧。

丁醇比例对碳氢化合物 (HC) 和一氧化碳 (CO) 排放的影响如图6所示。随着丁醇比例的增加, CO排放呈现降低的趋势, HC排放呈现升高的趋势。CO排放降低主要是因为掺入丁醇后油气混合更为均匀, 且丁醇属于含氧燃料, 含氧燃料在燃烧过程中能提供更多的氧, 改善了燃烧。HC排放升高主要来自丁醇均质混合气的壁面淬熄效应和缝隙效应。

2.3 丁醇/柴油比例对HCII热效率影响

丁醇比例对燃烧效率和指示热效率的影响如图7所示。随着丁醇比例的增加, 燃烧效率略有降低, 指示热效率基本不变。这是因为随丁醇比例的增加, CO排放降低而HC排放升高, 二者综合作用使燃烧效率略降;而指示热效率基本保持不变, 说明这种燃烧方式使丁醇的能量利用率达到了压燃式柴油机的水平, 远高于火花点燃方式。

3 柴油喷油时刻对丁醇/柴油HCII燃烧排放特性的影响

柴油喷油时刻对于控制丁醇/柴油HCII燃烧的着火时刻及初期燃烧放热速率具有重要的影响, 本文中研究了柴油喷油时刻对丁醇/柴油HCII燃烧排放特性的影响。试验中, 控制EGR率为40%, 转速为1400r/min, 循环供油量22.4mg, 供油量中的丁醇质量按照等热值转换成柴油质量。进气没有采用增压, 柴油喷射压力固定在80MPa。

3.1 柴油喷油时刻对丁醇/柴油HCII燃烧特性影响

柴油喷油时刻对滞燃期的影响如图8所示。随着喷油时刻的提前, 滞燃期均呈现增长的趋势, 且丁醇比例越大, 喷射时刻越提前, 滞燃期增加得越明显。由此可见, 滞燃期增长有利于进一步促进燃油与空气混合, 降低碳烟排放。

柴油喷油时刻对SOC和CA50的影响如图9所示。随着喷油时刻的提前, 着火时刻和CA50 位置呈现先提前再迟后的趋势, 原因是喷油时刻越提前, 滞燃期增加越快。丁醇比例越大, 可控的CA50 相位也逐渐偏离上止点, 当丁醇比例超过0.8 后, CA50难以控制在10°CA ATDC之内, 将影响燃烧等容度, 降低热效率, 因此丁醇最高比例应控制在0.8之内。燃用纯柴油时, 柴油喷油时刻不宜过早, 原因是喷射时刻进一步提前将会造成CA50过于提前, 导致过高的最大压力升高率。

柴油喷油时刻对最大压力升高率的影响如图10所示。随着喷油时刻的提前, 最大压力升高率均呈现先升后降的趋势。纯柴油时, 由于滞燃期内形成的可燃混合气多, 初期放热速度快, 且放热中心更为接近上止点, 因此最大压力升高率最高。随着丁醇比例的增加, 最大压力升高率明显降低, 尤其重要的是随喷油时刻提前其上升的幅度明显小于纯柴油。

3.2 柴油喷油时刻对丁醇/柴油HCII排放影响

柴油喷油时刻对NO和碳烟排放影响如图11所示。随着喷油时刻的推迟, 纯柴油的NO排放降低, 碳烟排放升高, 呈现折中关系;而丁醇/柴油HCII燃烧的NO排放呈现先升后降的趋势, 与最大压力升高率变化趋势一致, 同时碳烟排放基本保持不变, 未出现折中关系。由此可见, 通过优化柴油喷油时刻, 可以在保持碳烟排放基本不变的情况下, 进一步降低NO排放。

3.3 柴油喷油时刻对丁醇/柴油HCII热效率影响

柴油喷油时刻对热效率影响如图12 所示。随着喷油时刻的提前, 热效率总体变化不大, 仅在喷油时刻过于提前或过于推后时有所下降。丁醇/柴油HCII热效率相比纯柴油基本不变, 甚至略有提高。

4 结论

(1) 随着进气道预混丁醇比例增加, NO和碳烟排放同时降低, 丁醇比例超过0.7 后, 实现低温燃烧, NO排放低于10×10－６, 碳烟排放几乎为0。

(2) 丁醇/柴油HCII模式的热效率达到甚至略好于原柴油机的水平, 提高了丁醇燃料能量利用率。

(3) 随着进气道预混丁醇比例增加, 滞燃期增长, 燃烧持续期缩短, 且最大压力升高率明显降低。

(4) 随着柴油喷油时刻提前, 丁醇/柴油HCII模式着火时刻和CA50相位均呈现先提前后推迟的变化趋势。丁醇比例越大, 可控的CA50 相位也逐渐偏离上止点, 因此丁醇比例不宜超过0.8, 否则CA50燃烧相位过于滞后, 将影响热效率。

(5) 随着喷油时刻推迟, 丁醇/柴油HCII燃烧的NO排放呈现先升高后降低的趋势, 同时碳烟排放基本保持不变, 未出现传统柴油机NO和碳烟排放的折中关系。

摘要：在一台高压共轨柴油机上对丁醇均质混合气柴油引燃 (homogeneous charge induced ignition, HCII) 的燃烧特性、排放特性和热效率进行了研究。研究结果表明:随着进气道预混丁醇比例的增加, NO和碳烟排放同时显著降低, 结合废气再循环技术, 丁醇比例超过0.7后可以实现低温燃烧, 获得极低的NO和碳烟排放;随着丁醇比例的增加, 滞燃期增长, 燃烧持续期缩短, 最大压力升高率明显降低;随着丁醇比例的增加, 指示热效率达到甚至好于原柴油机的水平, 提高了丁醇燃料的能量利用率。随着着火相位推后, 丁醇/柴油HCII模式的NO和碳烟排放始终未出现折中关系。

燃烧与排放 篇5

天然气掺氢燃料简称HCNG (hydrogen enriched compressed nature gas),是将氢气与天然气按一定比例混合而得到的代用气体燃料。掺氢之后的发动机与纯天然气发动机相比,燃烧速度加快,循环等容度提高。另外由于氢气的着火极限更宽,使得掺氢发动机可以稳定工作在更稀的情况下,这对降低NOx排放及提高热效率均有好处。近年来,国内外学者对燃用HCNG的发动机的各种特性进行了一定研究。文献[1]针对不同掺氢比混合气的点火提前角与动力性关系的研究,在1996年利用掺氢比为0 %～80 %的混合气进行试验,结果显示:当点火提前角为10 °CA和20 °CA时,输出功率随氢气比例的增加而增加,但点火提前角为30 °CA时,情况正好相反。最大输出功率点是在点火提前角为20 °CA时出现。文献[2]在试验中采用含有20 %氢气体积比的HCNG燃料,结果表明在同一过量空气系数下,燃用HCNG相对于CNG发动机效率有所提高,但NOx排放增加,最大扭矩点火提前角(以下简称MBT)减小。文献[3,4]在直喷式发动机上研究不同点火时刻下天然气掺氢燃料的燃烧与排放特性,结果表明:对于给定的喷射时刻和喷射持续期,点火时刻对发动机性能有较大影响;掺氢可降低HC排放,掺氢大于10 %时可降低NOx排放,对CO和CO2排放影响不大。本文通过对缸压和排放数据的分析来研究发动机燃用各种掺氢比例(0 %～50 %)的HCNG混合气在不同点火提前角下的热效率、燃烧和排放特性。

1 试验设备及燃料配置

1.1 试验设备

试验采用东风EQD210N-20发动机作为研究机型,基本参数见表1,该发动机采用DELIPH公司ITMS-6F电控单元,采用单点电控喷射,水冷式涡轮增压中冷,分组高能点火系统,开环空燃比控制。

测功系统为南峰CW260-1800/7500电涡流测功机。排放测量采用MRU公司生产的五气分析仪,测量NOx和CO均采用电化学的方法,精度为±20×10-6,CH4采用NDIR(不分光红外分析)方法,精度为±0.02 %。空燃比测量是利用HORIBA公司生产的MEXA -720NOx空燃比分析仪。缸内压力测量系统为Kistler火花塞式压力传感器,以及配套的电荷放大器和曲轴转角发生器。压力采集的间隔为1 °CA。

1.2 定掺氢比混合气配制系统

试验研究都是基于定掺氢比混合气配制系统。该系统目标是随着发动机工况变化能及时准确提供指定掺氢比的混合气。在天然气供气管路中,系统通过高精度质量流量计测得天然气质量流量,然后将测量结果乘以根据目标掺氢比换算的传递函数得到所需氢气的质量流量,在氢气管路中可通过氢气质量流量控制计来控制需要的氢气量。由于质量流量控制计需要对氢气流量进行反馈控制,为获得高精度的氢气质量计量,在其后系统安装了高精度的氢气质量流量计,以对控制结果进行校准。该系统的原理详见文献[5]。实际系统中天然气质量流量计精度为±0.2 %,对掺氢比的影响并不明显。目标掺氢比为20 %和30 %时,抽取稳压罐中混合气进行光谱测量,测量结果分别为20.38 %和30.68 %,相对误差分别为1.9 %和2.3 %,可见该方法精度较高。

2 试验结果及分析

试验使用燃料为纯天然气以及体积掺氢比为10 %～50 %的天然气掺氢混合气,发动机转速固定在1 600 r/min,微调油门,使进气管绝对压力保持70 kPa,调节喷油脉宽,使每种混合燃料的过量空气系数均稳定在1.2。点火提前角改变步长为2 °CA。

2.1 发动机热效率

图1给出了指示热效率和点火提前角之间的关系,由图1可看出,掺氢比一定时,当点火提前角小于MBT时,指示效率随点火提前角的增大而升高,这是因为燃料燃烧相位合适,使得膨胀冲程燃烧减少,热量利用率提高;当点火提前角大于MBT时,指示热效率随点火提前角的增大而降低,这是由于增大点火提前角会使压缩负功、传热损失增加(见图2)。

图2为30%掺氢时不同点火提前角下的压力示功图,从图2可看出,随着点火提前角的增加,燃烧逐渐提前,使得缸内最高压力升高,并靠近上止点;上止点前的压力曲线也升高,致使压缩负功增大。

掺氢对发动机热效率的影响,首先由图1中可看出:掺氢比越大,MBT越小。这是由于氢气的燃烧速度高于天然气,掺氢比增加使得混合气燃烧速度增加,因此要适当减小点火提前角以达到最佳效率。图1还显示出在比较小的点火提前角下,掺氢可以较大幅度提高热效率,这也是氢气可提高燃烧速度的缘故。因为在较小点火提前角的情况下,燃烧放热将有一部分在温度压力都相对较低膨胀中后期进行,这不利于热量的有效利用。而掺氢可以加速燃烧,使大部分的放热都在膨胀前期上止点附近完成,减少了后燃,使更多热量能有效转换。但如果对燃用各种燃料发动机在MBT点处的效率进行比较,可以发现,掺氢并没有明显提高热效率。这主要是由于掺氢后燃烧温度升高,致使传热损失增加,由此带来的对热效率的不利影响与燃烧速度、燃烧等容度提高带来的有利影响大致抵消。

图3为燃用不同燃料时传热损失率与点火提前角的关系。此处的传热损失率是指燃烧过程中缸内气体向壁面传递的总热量与输入的燃料总热量之比,其中的传热量用Woschni传热公式[6,7]计算得到。从图3可看出,随点火提前角的增大,传热损失率增加,这是由缸内最高压力和温度增加所致。另外在相同点火提前角时,掺氢会导致传热损失明显增加。即使在MBT时,掺氢后传热损失也有所增加。

2.2 燃烧放热率

放热率计算采用R-W法[8,9]。文中定义火焰发展期和快速燃烧期分别为点火到10%质量燃烧率和10%至90%质量燃烧率所经曲轴转角。

图4、图5分别为火焰发展期和快速燃烧期与点火提前角的关系。

从图4可看出当掺氢比不变时,随着点火提前角的减小,火焰发展期逐渐缩短。这是因为减小点火提前角意味着推迟混合气的点火时间,这样混合气在点火前经历了更多的压缩过程,致使点火时其温度压力都有所升高,有利于火核的形成和传播。另外从图4还可看出在点火提前角一定时,随掺氢比的增加,火焰发展期逐渐缩短,这是因为氢气的点火能量低,掺氢比的增加使得混合气更容易被点燃。

点火提前角对快速燃烧期的影响与其对火焰发展期的影响有所不同,如图5所示:快速燃烧期随着点火提前角的减小是先缩短后增长。因为点火提前角减小一方面使得混合气在更高的温度和压力下点燃,有利于初期火焰的快速传播;但另一方面也使得一部分燃烧推迟到膨胀冲程中,而膨胀冲程时缸内压力和温度相对较小不利于火焰快速传播[10]。正是由于这两个相反的作用,就存在一个使快速燃烧期最短的点火提前角。另外图5也显示出掺氢能够明显降低快速燃烧期,并且当点火提前角较小时更为明显。这也正是在较小点火提前角时掺氢能显著提高发动机指示热效率的主要原因。

2.3 循环变动

循环变动是影响火花点火发动机性能的重要因素,过大的循环变动不仅会导致发动机工作不稳定,车辆操控性和舒适性降低,而且会使其经济性和排放性变差。试验分析了不同掺氢比时循环变动与点火提前角的关系。主要采用了两种常用表征循环变动的参数:平均指示压力变动率(COVimep)和循环最大压力变动率(COVpmax)。图6、图7分别给出了这两种变动率与点火提前角的关系。

由图6可见,对任一掺氢比COVimep基本在MBT时达到最小值,点火提前角过大或过小都会使COVimep增大,但是点火从MBT推迟要比从MBT提前带来的影响要大。掺氢在较小的点火提前角时能够有效降低COVimep,另外掺氢越多COVimep对点火提前角的变化就越不敏感。最大压力循环变动率,如图7所示,则随着点火提前角的增大而不断减小。这主要是由于点火提前角增大使得缸内最高压力平均值增大,而COVpmax为最大压力标准差与最大压力平均值的比值,点火提前角的增大一般会使最大压力平均值升高比标准差快,因此导致COVpmax降低[11]。在相同的点火提前角下,掺氢可以降低COVpmax。

以上分析说明,在相同工况下,掺氢可以明显降低发动机的循环变动,使得发动机工作更加稳定,这实际上是HCNG发动机相对CNG发动机的重要优势之一。由于燃用HCNG,发动机工作相对稳定,发动机怠速转速可适当降低以降低燃油消耗。

2.4 排放特性

图8为NOx排放与点火提前角的关系,由图8可看出NOx排放的浓度随点火提前角的减小而降低,并且随掺氢比的增加而升高。由于在较稀的情况下NOx的产生主要受高温的影响[7],随点火提前角的增大和掺氢比的增加,缸内最高温度增加,NOx排放浓度也随之增高。

图9为CH4排放与点火提前角的关系,由图9可看出CH4排放浓度随点火提前角的减小而降低。这是因为点火提前角的减小降低了缸内压力,使得缝隙中的未燃混合气密度降低)。另外点火推迟也使排气温度增高,有利于未燃CH4在排气过程进一步氧化。与NOx不同,CH4排放的浓度随掺氢比的增加而降低,这是因为氢气掺入降低了淬熄距离,减少由于淬熄效应而没有燃烧的混合气量;缸内最高燃烧温度有所增高,混合燃料中CH4的含量随掺氢的增加而减少,最终导致CH4排放的降低。这与文献[12]中的结果是一致的。

图10为CO排放与掺氢比的关系。CO排放的浓度随掺氢比的增加而增加,这是因为在高温情况下H2和CO2发生了氧化还原反应[13]

CO2+H2→CO+H2O (1)

反应中H2的来源一部分是水蒸气高温离解生成的H2,另一部分是燃料中未完全燃烧的H2。随着掺氢比的增加,缸内温度增高,缸内的H2量也随之增加,有利于氧化还原反应并生成CO。另外掺氢比的增加使燃烧持续期缩短,后燃减少,排气温度降低,从而减少对CO的氧化。

3 结论

(1) 对本文HCNG发动机,最佳点火提前角随掺氢比增加而减小,在最佳点火提前角时,掺氢比对指示热效率影响不大。

(2) 对于不同掺氢比的HCNG燃料(体积掺氢比为0 %～50 %),火焰发展期随点火提前角增大而增长,快速燃烧期随点火提前角增大先缩短后增长;火焰发展期和快速燃烧期随掺氢比增加而缩短。

(3) 随着点火提前角的增大,平均指示压力变动率先减小后增大,而最大压力变动率则持续减小,两者均随掺氢比的增加而减小。

(4) 随着点火提前角的减小,NOx、CH4、CO排放都降低。

(5) 固定点火提前角和过量空气系数,掺氢比增加,导致NOx和CO排放增加,CH4排放降低。

摘要：在一台火花点火天然气发动机上开展了在不同点火提前角下燃用不同体积掺氢比(0%50%)的天然气掺氢燃料(HCNG)的试验研究,进行热效率、燃烧放热率、循环变动及排放特性的分析。结果表明:与原天然气发动机相比,HCNG发动机的最大扭矩点火提前角(MBT)减小,MBT时指示热效率变化不大;点火提前角增大时,火焰发展期增长,最大压力变动率减小,快速燃烧期和平均指示压力变动率先减小后增大;在相同点火提前角时,以上4个参数均随掺氢比的增加而减小。NOx、CO排放浓度随掺氢比增加而增大,CH4排放则相反。

燃烧与排放 篇6

我国成品油消费市场柴汽比 (柴油消耗量与汽油消耗量之比) 较高, 基本在2:1以上, 远高于欧美发达国家的柴汽比水平。随着中国经济的持续快速发展, 国内对柴油的需求量日益增大, 柴油短缺也更为严重, 甚至出现“柴油荒”。柴油机燃用汽/柴油混合燃料, 能够扩大汽油的使用范围, 缓解柴油和汽油的供需矛盾。

汽油与柴油是物理化学性质截然不同的2种燃料。汽油具有沸点低、挥发性好、辛烷值高、着火困难等特点;而柴油的挥发性差, 且十六烷值高, 容易着火。将物理化学性能差别极大的汽油与柴油燃料混合起来, 可以配制成一种宽馏分的混合燃料。混合燃料中含有沸点低、易挥发的成分, 容易形成相对均匀的混合气, 从而降低碳烟排放;同时含有沸点高、易着火的成分, 能够实现多点压缩着火, 从而提高指示热效率。此外, 汽/柴油混合燃料的途径如果能成功, 将预示着未来内燃机可采用宽馏分燃料, 即原油不必分馏成汽油、煤油和柴油, 这将大幅度降低车用燃料的炼制和运输成本, 具有巨大的社会效益。

迄今已有一些研究机构对汽/柴油混合燃料进行过研究。文献[1-3]在乙醇/柴油混合燃料喷雾特性、燃烧特性和燃烧可视化方面进行了大量研究, 结果表明:燃用乙醇/柴油混合燃料能显著降低柴油机的微粒排放和烟度排放。文献[4]研究了供油提前角对柴油/甲醇混合燃料燃烧排放性能的影响, 结果表明:由于甲醇、乙醇和汽油同属高辛烷值燃料, 其研究结果与汽/柴油混合燃料的燃烧排放特性相近。文献[5, 6]对汽/柴油混合燃料低温燃烧特性进行了研究, 结果表明:汽/柴油混合燃料滞燃期长且挥发性好的特点促进了燃油和空气混合, 能够同时降低NOx和碳烟排放, 可以在相对较小的废气再循环 (exhaust gas recirculation, EGR) 率条件下实现低温燃烧。文献[7]研究了柴油机低温燃烧燃用汽/柴油混合燃料时的燃烧与排放特性, 结果表明:汽/柴油混合燃料可以使碳烟排放大幅度降低, 改善柴油机低温燃烧时发动机的排放和性能。文献[8]对汽/柴油混合燃料的部分预混压燃 (partially premixed compression ignition, PPCI) 燃烧进行了试验研究, 结果表明:汽/柴油混合燃料具有滞燃期长且含有易挥发组分的特点, 能够有效促进燃油和空气的混合。文献[9-12]将汽/柴油混合燃料命名为dieseline, 结果表明:相比纯柴油, dieseline具有滞燃期长和挥发性好的特点, 更有利于实现PPCI燃烧。

目前对汽/柴油混合燃料的研究中, 汽/柴油比例多数固定, 还缺乏不同比例汽/柴油混合燃料对柴油机影响的研究。汽/柴油比例对发动机的燃烧与排放有着重要影响, 汽/柴油比例的优化也是后续研究的基础。本文中系统地研究了不同比例汽/柴油混合燃料对柴油机燃烧与排放特性的影响, 以探究最佳汽/柴油比例。在合适的汽/柴油比例下, 更进一步研究了喷油时刻和废气再循环对燃用柴油和汽/柴油混合燃料柴油机燃烧与排放特性的影响。

1 试验设备及试验方法

试验用机为4缸柴油机改造而成的单缸机, 发动机参数见表1。针对发动机的第1缸设计了独立的进排气系统和供油系统, 而对其他3缸不供油。

发动机台架测试系统如图1所示。缸压采集及放热率分析采用AVL公司的indicom 621型燃烧分析仪。常规气态排放物CO、HC和NO测量采用HORIBA公司的MEXA-584L型排气分析仪。由于NO排放占NOx排放的大部分, NO排放也可以有效地反应出发动机NOx排放水平。碳烟排放测量采用佛山分析仪公司的FBY-1滤纸式烟度计。

试验时进气温度控制在25℃, 水温控制在80℃。EGR率的计算是通过测量进气和排气中的CO2浓度, 然后求比值得到。本研究中, EGR率通过调节排气背压阀和安装在排气管及进气管之间的EGR阀来实现, 并通过水冷式废气中冷器对EGR气体进行冷却。

试验用燃油为北京市场上购买的国-Ⅳ汽油和柴油。试验中汽/柴油混合燃料中的汽油体积分数分别为0%、20%、40%、60%和80%, 分别记为D100G0、D80G20、D60G40、D40G60和D20G80。试验中发动机转速一直控制在1 400r/min, 没有采用进气增压, 柴油喷射压力固定在80MPa。

2 汽油掺混比对柴油机燃烧排放特性的影响

研究汽油掺混比对柴油机燃烧排放特性的影响时, 2种指示平均压力 (IMEP) 分别为0.55MPa和0.75MPa, 柴油喷射时刻控制在12°CA BTDC。

2.1 汽油掺混比对燃烧特性的影响

燃用不同比例汽/柴油混合燃料时的示功图和放热率如图2所示。从图2可以看出, 总体上随着混合燃料中汽油掺混比例的增加, 缸内最高燃烧压力升高, 缸内峰值压力出现时刻推迟。只有汽油掺混比例较大 (达到80%) 时, 由于燃烧滞后较多, 燃烧偏离上止点, 导致缸内最大压力略有降低。随着混合燃料中汽油掺混比例的增加, 缸内瞬时放热率峰值升高, 燃烧放热区间变窄, 并且峰值出现时刻推迟, 逐渐偏离上止点。

汽油体积掺混比例对滞燃期和燃烧持续期的影响分别如图3和图4所示。滞燃期定义为喷油时刻与瞬时放热率曲线由负变正的转折点所对应的曲轴转角之差。燃烧持续期定义为5%与90%累计放热时刻所对应的曲轴转角之差。

从图3可以看出, 随着汽油掺混比例增加, 滞燃期呈增加趋势, 且滞燃期增加的速率逐渐变快。汽油体积掺混比增至80%时, 滞燃期最大增加了5°CA, 原因是缸内喷入了汽/柴油混合燃料, 其中汽油挥发性好, 且汽化潜热比柴油高20%, 导致着火区域温度下降。此外, 由于汽油自燃性差, 着火区域中柴油比例降低, 导致低温放热阶段变缓, 滞燃期增加。

从图4可以看出, 随着汽油掺混比例增加, 燃烧持续期呈缩短趋势, 燃烧持续期最大缩短约为5°CA, 原因是混合燃料中汽油挥发性好, 促进了燃油和空气的混合, 改善了燃烧。燃烧持续期缩短有助于提高燃烧等容度, 改善热效率。

汽油掺混比对最大压力升高率的影响如图5所示。从图5可以看出, 总体上随着汽油掺混比例增加, 最大压力升高率呈增大趋势, 高负荷时最大压力升高率的增大更为明显。这是因为随着汽油掺混比例增加, 滞燃期延长, 滞燃期内形成的可燃混合气增多, 导致初期燃烧放热率加快。IMEP为0.55MPa、汽油体积掺混比例为80%时, 最大压力升高率有所下降, 原因是此时滞燃期过长, 燃烧相位过于滞后。

2.2 汽油掺混比对排放特性的影响

汽油掺混比对烟度的影响如图6所示。从图6可以看出, 随着汽油掺混比例增加, 烟度呈降低趋势, 高负荷时烟度降低效果更为明显, 最多降低了90%以上。这是因为除汽油和柴油本身物化特性不同之外, 滞燃期较长, 且混合燃料中含有沸点低、易挥发成份, 促进了燃油和空气的混合。

汽油掺混比对NO排放的影响如图7所示。从图7可以看出, 随着汽油掺混比例的增加, NO排放呈升高趋势。NO排放变化趋势与最大压力升高率的变化趋势相似。NO排放升高的主要原因是着火滞后期逐渐变长, 初期燃烧放热速率加快, 燃烧温度升高。

2.3 不同比例汽/柴油混合燃料对热效率的影响

汽油掺混比例对指示热效率的影响如图8所示。从图8可以看出, 随着汽油掺混比例增加, 指示热效率总体上变化不大, 维持了柴油机较高的热效率水平。某些工况点, 指示热效率甚至略有提高, 最多提高了2个百分点。随着汽油比例增加, 燃烧持续期缩短, 最大压力升高率升高, 有助于改善燃烧等容度, 提高热效率。

3 喷油时刻对燃用汽/柴油混合燃料柴油机燃烧特性的影响

研究喷油时刻对燃用汽/柴油混合燃料柴油机燃烧特性的影响时, 2种指示平均压力分别为0.55MPa和0.75MPa, 汽油掺混比例分别为0%、20%、40%、60%、80%。

喷油时刻对最大压力升高率的影响如图9所示。从图9可以看出, 随着喷油时刻的提前, 燃用不同比例汽/柴油混合燃料时, 最大压力升高率均呈升高趋势, 且汽油比例越大, 相应最大压力升高率的增加速率越大。发动机高负荷时, 最大压力升高率的增加也更为明显。汽油混合比例大时, 过高的压力升高率限制了喷油时刻的进一步提前。为了控制发动机的粗暴燃烧, 有必要适当推迟燃油喷射定时, 且汽油比例不宜过高。此外, 采用进气增压、提高混合气过量空气系数和引入废气再循环也是控制粗暴燃烧的有效方法。

燃烧相位对发动机的燃烧和排放有着重要影响。CA50是表征发动机燃烧相位的重要参数, 其定义为50%累计放热时刻所对应的曲轴转角。本文中进一步研究了喷油时刻对CA50的影响, 如图10所示。从图10可以看出, 随着喷油时刻的推后, CA50均呈现出明显推后的趋势, 且汽油比例大时, CA50的推后也更为明显。CA50过于滞后将会影响燃烧等容度, 降低发动机热效率, 燃烧也容易不稳定。汽油掺混比例过大时, 过于滞后的CA50燃烧相位限制了喷油时刻的推后。

从图9和图10可以看出, 汽油比例较大时, 发动机容易出现压力升高率过高和燃烧相位滞后的现象。为进一步分析这一现象, 本文中对不同喷油时刻和汽油比例时的工作区域进行了探讨。为了兼顾发动机燃烧噪声和热效率, 定义了发动机最佳工作区域, 认为最大压力升高率不宜超过0.8MPa/°CA, CA50不宜超过12°CA ATDC。

不同喷油时刻和汽油比例时的工作区域如图11所示。相同喷油时刻下, 随着汽油比例的增加, 最大压力升高率升高, 同时CA50燃烧相位滞后。汽油掺混比例增加后, 发动机最佳工作区域的喷油时刻可变范围变窄, 很难同时兼顾燃烧噪声和热效率。汽油比例超过50%后, 最佳工作区域的可调喷油时刻仅为3°CA左右。结合图6的分析可知, 汽油掺混比例越大, 降低碳烟排放效果越明显。因此, 综合考虑燃烧噪声、热效率和排放后确认, 最佳汽油掺混比例不宜过大或者过小, 应控制在适中的范围内。在本文中工况下, 最佳汽油掺混比例应控制在50%左右。

4 EGR对燃用汽/柴油混合燃料柴油机性能和排放的影响

为进一步降低NOx排放, 本文中深入研究了EGR对燃用汽/柴油混合燃料柴油机性能和排放的影响。试验中IMEP控制在0.45MPa, 汽油体积掺混比例为60%, 调节柴油喷射时刻将燃烧放热控制在-5°CA BTDC。

EGR率对燃用柴油和汽/柴油混合燃料柴油机热效率的影响如图12所示。从图12可以看出, 随着EGR率增加, 指示热效率基本不变。燃用汽/柴油混合燃料时的热效率基本与燃用纯柴油时一致, 这与图8的结论相同。

EGR率对燃用柴油和汽/柴油混合燃料柴油机NO排放的影响如图13所示。从图13可以看出, 随着EGR率增加, NO排放大幅度降低, EGR率达到40%时, NO排放仅30×10-6。这主要是因为引入的废气对进气进行了稀释, 降低了燃烧温度。

EGR率对燃用柴油和汽/柴油混合燃料柴油机烟度的影响如图14所示。从图14可以看出, 随着EGR率增加, 燃用柴油时的烟度呈升高趋势, EGR

率超过30%后, 烟度大幅度升高。而随着EGR率增加, 燃用汽/柴油混合燃料时的烟度则几乎保持不变。这说明在废气再循环的条件下, 与纯柴油相比, 燃用汽/柴油混合燃料能够同时降低烟度和NO排放, 对实现低温燃烧具有优势。

5 结论

(1) 随着汽油比例的增加, 滞燃期增长, 燃烧持续期缩短, 有利于燃烧等容度的提高, 同时最大压力升高率也升高。

(2) 随着汽油比例的增加, 碳烟排放大幅度降低, NO排放有所升高, 同时指示热效率基本不变。

(3) 随着喷油时刻提前, 最大压力升高率均呈升高趋势, 且汽油比例越大, 最大压力升高率的增加速率越大。

(4) 随着喷油时刻推后, CA50燃烧相位均呈现出明显推后的趋势, 且汽油比例大时, CA50的推后也更为明显。

(5) 随着汽油比例的增大, 发动机喷油时刻可变范围变窄。综合考虑燃烧噪声、热效率和排放后确认, 汽油比例应控制在适中的范围内。在本文中工况下, 最佳汽油掺混比例应控制在50%左右。

(6) 在废气再循环的条件下, 与纯柴油相比, 燃用汽/柴油混合燃料能够同时降低烟度和NO排放, 在实现低温燃烧上具有优势。

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燃烧与排放 篇7

近年来,为了减少温室气体和有害污染物的排放,汽油均质 充量压燃 (homogeneouschargecompressionignition, HCCI)成为研究 热点。汽油HCCI的燃烧放热速率和等容度比传统的火花点燃火焰传播方式高,因而指示热效率明显改善。另外,由于采用稀薄均匀混合气低温燃烧,使得氮氧化物(NOx)和碳烟排放很低。然而,由于缺少对燃烧过程的有效控制手段,汽油HCCI的着火始点和放热速率无法直接控 制。此外,受失火和 爆燃的限 制,HCCI发动机的可运行工况范围较窄,只能在低、中负荷较好地运行[1]。

文献[2]提出了一种在传统柴油机上燃用汽油类燃料的燃烧模式。该模式采用在进气冲程和压缩冲程中多次喷入汽油,以形成分层混合气来控制燃烧过程,因而被称 为部分预 混压燃 (partiallypremixedcompressionignition,PPCI)模式。文献[3-8]在不同的发动机上进行了汽油PPCI的试验研究,结果表明:与传统柴油机的扩散压燃模式相比,汽油PPCI模式具备同时降低NOx和碳烟排放且保持较高燃油经济性的潜力。但汽油PPCI模式在高负荷时压力升 高率过高,且由于不 完全燃烧 (高EGR率)所导致的CO和HC排放偏高的问题仍未得到完全解决。

为进一步挖掘汽油压燃模式在内燃机节能减排方面的潜力,本文提出 了汽油多 段预混压 燃(multiplepremixedcompressionignition,MPCI)的新型燃烧模式(图1)。汽油MPCI模式的显著特征是采用一种在压缩上止点附 近按照“喷 油-燃烧-喷油-燃烧”的顺序方式组织燃烧,完全不同于汽油PPCI模式“喷油-喷油-燃烧”的燃烧 组织方式。 理论上,MPCI模式可以重复“喷油-燃烧”组合多次,但为了确保每次喷油之后的燃烧接近预混燃烧,每组的喷油和燃烧过程应尽可能分开,即遵循“喷完再燃,燃完再喷”的原则。因此,实际应用中“喷油-燃烧”组合一般不超过三次。汽油MPCI模式解耦了内燃机缸内压力升高过程和污染物生成过程,有利于实现柔和可控的高效清洁燃烧。

本研究在一台由四缸柴油机改装的排量为0.7L的单缸压燃发动机平台上进行,其压缩比为18.5。研究了进气加 热条件下 首喷定时 和共轨压 力对93RON汽油MPCI模式燃烧和排放特性的影响,并分别与相同运行工况下0# 柴油的两段压燃模式和单次喷射模式进行了对比分析。传统汽油压燃模式具有燃烧放热速率不易控制并且容易出现爆震等不正常燃烧的问题,而汽油MPCI模式采用非均质混合气压燃和分段放热控制策略,能够实现对燃烧放热过程的有效控制,即使在高负荷工况下也能抑制爆震的产生。研究中所有试验工况的最大压力升高率均不超过1.0MPa/°CA。

1试验系统和方案

1.1试验发动机及燃料

采用一台几何压缩比为18.5的四缸柴油机作为93RON汽油MPCI模式的基础研究平台。为了排除各缸进排气之间的相互干扰及各缸不均匀性对试验结果造成的影响,将工作缸以外的另外三个气缸的活塞打孔并将相应的进排气凸轮磨平以实现单缸运行。此外,还重新开发了能够在线调整各种燃油喷射参数的发动机电控模块,以满足对汽油喷油次数、喷油定时、喷油比例等进行实时控制的需求。为确保93RON汽油的可靠压燃,在该自然吸气单缸压燃式发动机平台进气系统中安装了电加热器,调节发动机的进气温度。试验用发动机技术参数如表1所示。

试验用93RON汽油和0#柴油的主要理化特性参数如表2所示。

1.2测试设备及方案

试验所用的燃 烧分析设 备包括AVL公司的GU22C-3型缸压传感 器,KISTLER公司的2614A型曲轴转角编码 器及AVL公司的IndiModul621型燃烧分析仪,且燃烧特性参数为基于连续200个发动机循环的平均缸压计算得到的。对燃油消耗率的测量采用FCM-D型称重式稳态油耗仪;对气态污染物和排气烟度的测量分别采用HORIBA公司的MEXA-584L型汽车尾气分析仪和FBY-1型滤纸式柴油机烟度计。

试验分别研 究了首喷 定时和共 轨压力对93RON汽油两阶段MPCI模式性能的影响规律,并在相同的运行工况下分别进行了0# 柴油两段压燃模式和单次喷射模式的对比研究。变首喷正时和变共轨压力研究的具体试验工况参数分别如表3和表4所示。

试验用柴油机的原型机采用涡轮增压的方式来提高输出功率,而本文为了研究汽油MPCI模式的基础燃烧与排放特性,对原型机进行改装后采用自然吸气工作方式,所以0.8MPa的平均指示压力已是该改装发动机的高负荷范围。另外,由于改装发动机采用一缸工作拖动另外三缸的模式,而所用测功机为电涡流测功机,不具备倒拖功能,因而负荷太小时无法实现稳定的“一拖三”运行,故本文只进行了0.6MPa和0.8MPa平均指示压力的试验。汽油MPCI模式的运行负荷范围有待于将来实现完整四缸运行时做进一步的研究。

2试验结果和讨论

2.1首喷正时的影响

图2和图3分别为93RON汽油MPCI模式和0#柴油两段压燃模式的缸压、平均燃烧温度和瞬时放热率随首喷正时的变化曲线。从图2可看出,第一次喷入汽油燃料的滞燃期随着喷油时刻接近上止点而逐渐变短,并且当首喷定时为45°CA时,汽油的两次喷油过程和燃烧过程基本可以完全分开。与汽油的情况不同,柴油具有良好的自燃特性,因此低温反应放热和第一次高温反应放热开始得比较早,从而使得第二次喷油开始时刻能够很容易地同第一次燃烧结束时刻彻底分开,如图3所示。然而,从柴油第二次燃烧放热曲线上仍能看到明显的扩散燃烧部分,即柴油不易实现多阶段的预混燃烧过程,这是由柴油的高黏度、低挥发性及较短的滞燃期 决定的。综合图2和图3可知,降低汽油燃料的辛烷值可以提前汽油燃料第一次预混合燃烧的开始时刻,从而为第二次预混合燃烧的组织提供更长的有效时间窗口。但是如果辛烷值太低,就会像图3所示的柴油两段压燃一样,使得第二次喷入的燃料没有足够的滞燃期令其与空气混合均匀,导致第二次压燃中扩散燃烧比例过大,无法实现低排放的预混燃烧过程。

图4~图6为93RON汽油MPCI模式和0#柴油两段压燃模式的指示油耗率、指示效率,以及指示NO比排放、波许烟度和指示比THC、CO排放随首喷定时的变化曲线。可以看出,93RON汽油MPCI模式的指示油耗率、指示CO比排放和波许烟度均低于0# 柴油两段压燃模式,而THC的比排放则与柴油两段压燃处于同一水平,但NO的比排放略高。事实上,尽管柴油两段压燃过程喷油和燃烧很容易完全分开,但柴油较高的黏度和较差的挥发性使其对空气的有效利用率偏低,导致较高的碳 烟和CO比排放。而过早的首喷定时所导致的燃油碰壁,则是导致THC比排放偏高的原因。此外,由于柴油第一次压燃过程开始得太早,造成较大的压缩负功,加上第二次压燃中扩散 燃烧所导 致的燃烧 持续期延长,都是柴油两段压燃模式指示效率偏低的原因。

2.2共轨压力的影响

图7和图8分别为93RON汽油MPCI模式和0#柴油单次喷射模式的缸压、平均燃烧温度和瞬时放热率曲线随共轨压力的变化情况。从图中可很明显看出,缸内平均温度与燃烧开始时刻密切相关,并且由于采用了分段燃烧放热过程,汽油MPCI模式的峰值温度低于柴油单次喷射模式。此外,从图7还可看出,由于热量积累的缘故,汽油MPCI模式的第二次预混合燃烧温度可以高于第一次预混合燃烧的温度,这一趋势在高轨压的情况下显得更 明显。另一趋势是,第一次喷射汽油的燃烧开始时刻会随着共轨压力的上升而推后,而柴油的情况则正相反,其滞燃期随着喷射压力的上升而缩短。这是由于燃料的黏度和挥发性不同引起的,即更高的喷射压力有利于柴油同空气混合形成化学计量比混合气,而过高的喷射压力却使得低黏度、高挥发性的汽油类燃料与空气混合过于充分,使混合气过稀,所以滞燃期反而延长。

比较图7和图8发现,在低轨压下,93RON汽油MPCI模式的第一次燃烧滞燃期很短,使得第一次预混压燃刚好发生在上止点前,这导致了较高的瞬时放热率和很高的峰值压力。然而,随着共轨压力的提高,93RON汽油MPCI模式的第一次燃烧正时趋于合理,从而大幅度降低了燃烧过程的最高燃烧压力,使其达到甚至低于0# 柴油单次喷射模式的水平,这有利于缓解汽油压燃模式的燃烧噪声和发动机工作粗暴程度。另外,高轨压下93RON汽油MPCI模式的第二次放热过程速度更快且更加接近于完全预混合燃烧。这对于提高燃烧过程的等容度和降低污染物排放都有好处,因此较高的共轨压力是汽油MPCI模式实现可控的高效清洁燃烧的一个必要手段。

93RON汽油MPCI模式和0# 柴油单次喷射模式的指示油耗率和指示效率随共轨压力的变化曲线如图9所示。由图9可知,93RON汽油两阶段MPCI模式的指示效率随着共轨压力的变化比柴油单次喷射模式要敏感。这是因为共轨压力对93RON汽油MPCI模式燃烧相位的影响比对0# 柴油单次喷射模式燃烧相位的影响更加显著的缘故,这一点可从图7和图8的对比中看出。在共轨压力较低的时候,汽油燃料的第一次预混合燃烧开始得太早,显著增加了压缩负功从而降低了指示效率;而当轨压升高到90MPa时,第一次预混合燃烧合理的燃烧相位及第二次预混 合燃烧较 快的燃烧 放热过程,使得93RON汽油MPCI模式的指示效率开始高于柴油机单次喷射模式。此外,同传统柴油机单阶段扩散燃烧模式相比,汽油两阶段预混合燃烧过程较高的空气利用率及由于燃烧峰值温度低导致的传热损失降低等因素,都是93RON汽油MPCI模式具有更高指示效率的原因。

图10和图11分别为93RON汽油MPCI模式和柴油单次喷射模式的指示NO比排放、波许烟度及指示THC和CO比排放随共轨压力的变化曲线。从图10可看出,与传统柴油机中NO和碳烟的“折中”关系不同,当共轨压力大于80MPa时,汽油MPCI模式同时实现了很低的NO和碳烟排放。而在40MPa的共轨压力下,由于汽油此时的滞燃期很短,从而与空气混合得不够均匀,使得第一次燃烧过程的局部峰值温度较高,导致碳烟排放偏高;且在此轨压下第二次预混合燃烧的缸内平均温度较低,使得碳烟的后期氧化作用较弱,在一定程度上造成了较高烟度的出现。在较高的喷射压力下,汽油燃料的第一次预混合燃烧发生在稀薄且低温的氛围下,抑制了NO和碳烟的生成。然而,93RON汽油MPCI模式较低的峰值燃烧温度,特别是燃烧室壁面附近,因传热导致更低的气体温度,会造成燃料的不完全燃烧,使得THC的比排放高于柴油单次喷射模式。

从图11还可看出,当共轨压 力为40MPa时,93RON汽油MPCI模式产生了极高的CO排放,这与图10中的碳烟排放趋势类似。这说明当共轨压力为40MPa时,由于汽油喷雾雾化不良,贯穿度较大,出现了较严重的喷雾湿壁现象。事实上,为了实现比较充分的预混合压燃,汽油MPCI模式第一次喷油时刻往往较早,此时缸内气体压力较低,故喷雾贯穿度较长,喷雾碰壁现象在所难免。如果采用窄夹角喷油器,使得燃油喷射偏向气缸轴线方向,有可能会缓解喷雾碰壁的发生;但是,更多的燃料集中到气缸中心将不利于空气和燃油的充分混合。所以喷油器夹角的大小应当 通过优化 计算进行 合理的选择。幸运的是,THC和CO可以很容易地通过排气系统中的氧化型催化器(DOC)转化成H2O和CO2排入大气,不会成为影响排放达标的关键因素。

3结论

(1)在1400r/min、IMEP=0.8MPa工况下,93RON汽油MPCI模式的指示油耗率、指示CO比排放和波许烟度均低于相同运行工况下0# 柴油的两段压燃模式,但THC比排放和0# 柴油两段压燃处于同一水平,NO比排放略高于柴油两段压燃模式。

(2)在1400r/min、IMEP=0.6MPa工况下,93RON汽油MPCI模式的指示油耗率、指示NO比排放、波许烟度和指示CO比排放均低于相同运行工况下0# 柴油的单次喷射模式,但THC比排放高于柴油单次喷射模式。

(3)第一次喷油越接近压缩上止点,汽油的滞燃期越短,从而第一次放热开始越早,结果有利于第二次预混合压燃过程的组织。但滞燃期过短,不利于燃油和空气的充分混合,因此MPCI模式的理想燃料应当具备汽油类燃料的高挥发性,但辛烷值不宜过高或过低。

燃烧与排放 篇8

二甲醚的十六烷值为55～60, 高于柴油(40～55)及其他大多数代用燃料的十六烷值,具有非常好的自点燃性能;同时二甲醚沸点低, 能与空气快速形成良好的混合气, 从而缩短着火延迟, 使柴油机具有较好的冷起动性,因此,二甲醚非常适合于压燃式发动机。研究发现:柴油机燃用二甲醚可达到和原机相当的热效率;同时可实现较低的NOx排放、较低的发动机噪声和无烟燃烧[1,2,3],因此,二甲醚被认为是有很大发展潜力和市场前景的新型柴油机代用燃料。

与柴油相比,二甲醚有较高的饱和蒸汽压,较低的黏度、密度以及低热值,因此,柴油机燃用二甲醚要获得较好的燃烧特性,须对其燃烧系统进行重新设计以及对其燃烧过程进行重新组织优化。国内外在自然吸气柴油机上对二甲醚的燃烧和性能进行了大量试验及数值研究[4,5,6,7,8,9],取得了很大的进展,但对增压柴油机燃用二甲醚的研究较少。为深入地了解增压发动机燃用二甲醚燃烧机理,本文针对D6114ZLQB增压柴油机以及由此改造的二甲醚发动机,将二甲醚和柴油详细化学反应机理耦合到KIVA-3V程序,对其缸内燃烧温度分布和NO分布进行数值模拟研究,通过将二者模拟结果与实测气缸压力、燃烧放热率及NOx排放水平进行比较和讨论,揭示了燃用2种不同燃料时发动机缸内温度与NO排放特征,为增压二甲醚发动机燃烧过程的数值模拟和燃烧系统的优化提供借鉴。

1 主要模型与反应机理

射流分裂雾化模型采用K-H和R-T组合模型。油滴蒸发模型为标准的Spalding 模型。燃烧模型采用湍流与化学反应交互的PaSR模型[10,11]。耦合到KIVA-3V中的二甲醚详细化学反应机理,主要参考了文献[12]中的简化模型,包括78个化学组分,336步基元反应。选用正庚烷详细化学动力学反应机理模拟柴油燃烧,包括65个化学组分,248步基元反应[13]。为了模拟燃烧产生的氮氧化物,增加了氮氧化物生成的反应机理[13]。此机理考虑了N2O在低温下的反应,具体如表1所示。其中,A为指前系数,b为温度系数,E为活化能,M为第三体。在包含第三体的第r步基元反应中,组分α的反应速率ωr为

ωr=(υ″α-υ′α)[M](kf∏Kα=1υ′α-kb∏Kα=1υ″α)[M]=(∑Kα=1Cα) (1)

式中,υ′α与υ″α分别为组分α的正向与逆向反应化学计量系数;kf和kb分别为第r步基元反应的正向与逆向反应速度常数;K为第r步基元反应中所涉及的组分总数;Xα为组分α的摩尔浓度;Cα为摩尔浓度加权因子。

2 计算网格与初边界条件

计算选取缸内系统作为研究对象。生成的三维计算网格如图1所示。由于二甲醚发动机喷油器的喷孔数为6,故计算域取为燃烧空间的1/6,以节省计算时间。缸内温度与排放分布的切面经过喷雾的中心线,如图1所示。

本文采用KIVA-3V对增压二甲醚发动机在供油提前角为9 °CA时标定功率点缸内燃烧过程和NO排放进行数值模拟计算。柴油机、二甲醚发动机的喷油器喷孔数均为6,喷孔直径分别为0.24 mm和0.40 mm。用于KIVA-3V计算所需供油规律由AVL公司Hydsim软件计算所得,如图2所示。计算结果表明:柴油机和二甲醚发动机在标定工况时喷油时刻分别为-3.5 °CA ATDC和2.5 °CA ATDC。与柴油相比,二甲醚的喷油延迟要大6 °CA;这主要是由于二甲醚燃料弹性模量较小,燃料更易于压缩,使得高压油管内二甲醚音速比柴油小,导致在相同供油提前角下,二甲醚喷油延迟大。

计算从进气门关闭(-145.5 °CA ATDC)开始到排气门打开(112.5 °CA ATDC)结束。通过Boost软件模拟计算可知:柴油机和二甲醚发动机进气门关闭时刻,缸内压力分别为0.232 MPa和0.248 MPa;温度分别为360 K和380 K;发动机涡流比为2.3。

3 计算结果与分析

3.1 气缸压力和放热率曲线模拟计算结果和实测值比较

图3为柴油机和二甲醚发动机在标定功率点时气缸压力和放热率计算值和实测值。由图3可见:柴油机气缸压力和燃烧放热率的计算值与实测值均吻合较好;二甲醚发动机计算所得的气缸压力膨胀线在扩散燃烧中后期略低于实测结果,燃烧放热率在22 °CA ATDC之前大于实测值。存在差别的主要原因是:缸盖、缸壁、活塞初始平均温度值为估计值;喷油规律为模拟计算而得,与实际存在一定的差异。总体而言,本文选取的柴油和二甲醚详细化学反应机理以及湍流燃烧模型比较符合实际。

3.2 缸内燃烧与NO排放模拟结果

3.2.1 D6114柴油机和二甲醚发动机缸内温度分布

图4为柴油机和二甲醚发动机标定功率点时缸内温度分布随曲轴转角变化的计算结果。图4a为柴油机缸内温度分布。柴油在-3.5 °CA ATDC开始喷入缸内。在-1.0 °CA ATDC左右,在柴油喷雾前端两侧,燃料开始着火燃烧,滞燃期为2.5 °CA左右。2 °CA ATDC时,在喷雾前端形成包围油束的高温火焰区域。随后,缸内气体运动使得喷雾前端被吹偏,使得高温火焰区域位于喷雾较浓侧。随着油束向前运动以及油滴不断地分裂、破碎,缸内最高温度持断升高,在接近10 °CA ATDC时刻,高温火焰碰到壁面;这从2～10 °CA ATDC所对应的温度分布可看出,同时,柴油燃烧的高温区主要分布在喷雾前端一侧,且在缸内气流作用下沿垂直于喷雾方向朝单侧扩散。此后,随着喷雾、燃烧的进行,且在缸内气流作用下,高温区域不断扩大,至22 °CA ATDC后喷油结束。

图4b为二甲醚发动机缸内温度分布。二甲醚燃料在2.5 °CA ATDC开始喷射。从4 °CA ATDC的缸内温度分布来看,二甲醚燃料已着火燃烧,滞燃期约为1.5 °CA;与柴油相比,其着火点更靠近喷嘴;这主要是由于二甲醚燃料具有比柴油更好的雾化特性和更高的十六烷值。随着油束向前运动,至6 °CA ATDC时刻,射流周围温度升高较为明显;与柴油不同的是,此时高温区分布在喷雾两侧。随着油束继续向前运动,在缸内气流运动作用下,喷雾被吹偏,导致高温区主要出现在喷雾浓侧。在12 °CA ATDC时刻,高温火焰碰壁,最高温度相比6 °CA ATDC时有明显上升。与柴油的燃烧特征明显不同的是,二甲醚燃烧高温区从喷嘴附近一直延伸到燃烧室壁面,形成了1条高温带;这主要是因为二甲醚油滴蒸发、油雾扩散及油气混合速度比柴油快的缘故。此后,随着燃料喷射与扩散的进行,燃烧室内高温区域不断扩大,但最高温度变化不大,这从12～22 °CA ATDC所对应的温度分布可看出。至 26 °CA ATDC时,从对应的温度分布可见,喷雾两侧高温区面积变化不大。

计算结果表明:与柴油相比,二甲醚燃烧温度分布较为均匀,且最高温度明显比柴油低。

3.2.2 D6114柴油机和二甲醚发动机缸内NO排放分布

图5为柴油机和二甲醚发动机于标定功率点时缸内NO浓度分布随曲轴转角变化的计算结果。通常氮氧化物主要在缸内高温、富氧区域产生。由于发动机废气中的NO排放占整个NOx排放的90 %以上,因此本文计算得到的NO代表了NOx排放水平。由图5可见:2 °CA ATDC时刻,柴油机缸内高温处有NO生成;6 °CA ATDC时,二甲醚发动机缸内有NO生成。此后,随着两机的火焰区域不断扩散,缸内最高温度不断增加,缸内NO浓度均有明显的上升。不同的是,由于柴油燃烧温度梯度较大,且最高温度高于二甲醚,所以其NO浓度明显高于二甲醚。

图6为柴油机和二甲醚发动机在标定功率点每循环NO生成量随曲轴转角变化的计算结果。由图6可见:在扩散燃烧后期,缸内温度降低时,NO生成总量“冻结”在高温时刻的最高值。柴油机在55 °CA ATDC后,其NO生成总量变化不大,即每循环最终值为0.001 74 g。二甲醚发动机的NO生成总量在60 °CA ATDC后变化不大,最终为0.001 2 g。

图7为柴油机和二甲醚发动机在标定功率点时NOx排放计算值和实测值。由图7可见:柴油机NOx排放计算值为546×10-6,略低于实测值572×10-6,仅有4.5 %的偏差;二甲醚发动机的计算值为357×10-6,略高于实测值340×10-6,存在5 %的偏差。试验结果表明:表1列出的NOx生成机理可较好地预测发动机实际运行中产生的NOx排放水平。

4 结论

(1) 应用Hydsim软件对燃油喷射过程计算结果表明:标定工况下,柴油机和二甲醚发动机供油提前角均为9.0 °CA时,其喷油时刻分别为-4.0 °CA ATDC和2.5 °CA ATDC。Boost软件计算结果表明:柴油机和二甲醚发动机进气门关闭时刻缸内压力分别为0.232 MPa和0.248 MPa, 温度分别为360K和380 K。

(2) 对发动机气缸压力和放热率计算表明:柴油机的计算值均与实测值吻合较好;二甲醚发动机计算的缸内压力膨胀线在扩散燃烧中后期略低于实测值,在燃烧初期,燃烧放热率在22 °CA ATDC前大于实测值。

(3) 对缸内燃烧温度分布计算结果表明:柴油燃烧滞燃期为2.5 °CA左右,二甲醚为1.5 °CA;柴油燃烧初期,其高温区分布在喷雾前端一侧,且在燃烧室内气流作用下沿垂直于喷雾方向扩散;二甲醚的着火点位于喷嘴附近,随喷雾的进行,其燃烧高温区从喷嘴附近一直延伸到燃烧室壁面,呈现狭长的高温带。与柴油相比,二甲醚燃烧温度分布较均匀,且最高温度明显比柴油的低。