满足EPA排放法规要求的非道路用气体机产品开发

孔龙，李军银，王景丽，游凯，王迎迎，李连升

(1.内燃机可靠性国家重点实验室,山东 潍坊 261061；2.潍柴动力股份有限公司，山东 潍坊 261061)

以天然气为清洁能源的气体机，具备污染小、运行灵活、系统经济性好等优势，在世界上获得了广泛的应用，我国也非常重视天然气能源的利用[1]。随着气体机技术的发展，研究人员研究和探索了各种提升气体机性能的相关技术[2-4]，这些研究对于推动气体机的应用有着重要的意义[5]。随着世界各国对环境污染治理的重视，更为严格的排放法规也相继面世。美国环境保护署(U.S environmental protection agency, EPA)排放法规是当前世界最为严格的排放法规之一，尤其是针对非道路发动机产品的排放要求相当严格，这对产品开发提出了新的挑战。我国虽然对提升气体机排放性能进行了许多研究[6-8]，但是针对满足EPA排放法规的发动机技术研究相对较少，现有研究主要集中在柴油机或移动式非道路气体机[9-12]，缺乏对固定发电用气体机的研究,因此，研究满足EPA排放法规的非道路用气体机技术具有重要的意义。

1 美国EPA排放法规分析

针对非道路发动机产品，EPA详细规定了相关排放污染物的指标[13-14]，相应的排放指标如表1所示。

表1 EPA排放法规排放污染物指标 g·(kW·h)-1

表1中工程指标是通过考虑EPA限值、劣化系数以及产品试验技术条件造成的数据差别而得到。在进行排放认证中，只有排放试验排放污染物小于工程指标才能通过认证。

2 满足EPA排放要求的非道路用气体机产品开发方案

2.1 技术路线

当前的气体机开发中主要采用稀薄燃烧和当量燃烧两种技术路线。稀薄燃烧的技术路线，主要采用开式火花塞点火的方式，若结合采用高能点火和米勒循环，过量空气系数λ最大可达1.8左右，超过该限制就很难保证发动机稳定运行了。当过量空气系数λ为1.8左右时，相应的NOx的极限排放约为0.65 g/kW·h[15-16]。很显然采用稀薄燃烧技术NOx最低限值不能满足EPA的NOx排放限值要求，还需要采用后处理装置降低NOx排放。

当前降低NOx排放的后处理技术路线主要有两种：选择性催化还原(selective catalytic reduction，SCR)催化器和三元催化器(three way catalyst，TWC)。SCR仅能处理NOx，并且还需要使用尿素，选择SCR还需要柴油机氧化型催化器(diesel oxidation catalyst, DOC)处理CO和HC类污染物，而选择TWC则可以同时处理CO、HC和NOx，因此TWC更适合满足EPA法规的气体机开发。

图1 TWC转化效率与空燃比关系图

TWC的处理效率与空燃比有着密切的关系，如图1所示，只有在理论空燃比附近很窄的范围内TWC才能达到最高的处理效率，因此，满足EPA排放要求的非道路用气体机需要采用当量燃烧和三元催化器技术路线。

2.2 开发方案

在当量燃烧气体机开发中需要做针对性的改进设计，具体内容如下。

1)增压器的要求

相对于稀薄燃烧气体机，当量燃烧的气体机当量比为1，通常稀薄燃烧的气体机空燃比在1.4以上，这就要求重新选配增压器，需要减小压气机的规格，满足当量燃烧进气量和增压的要求。

2)缸内热负荷的变化

传统的汽、柴油液体燃料，燃油在进气过程中的蒸发和汽化会吸收热量，天然气作为气体燃料无此作用，相对于柴油机气体机的热负荷会更高，采用稀薄燃烧，过量的空气会增加缸内参与燃烧的工质，比热容也会增加，就能够降低缸内温度，降低热负荷。而当量燃烧气体机过量空气系数为1，会导致热负荷更高，因此，在气体机开发中就需要考虑热负荷的影响，通过设计改进相应的部件满足应用要求。

3)排气温度的变化

随着热负荷的变化，当量燃烧气体机的排温会进一步增加。由于当量燃烧气体机热效率要比稀薄燃烧热效率更低，这样会进一步增加排气温度，因此，排气系统设计需要满足排气温度增高的要求。

4)燃气供给系统的要求

当量燃烧气体机需要保持总体当量比为1，这就要求保持总体的空气进气量和燃气进气量保持固定比例。同时，三元催化器进行处理时,NOx为还原反应，处理CO和CH为氧化反应，在还原反应中要求微贫氧环境，在氧化反应中要求微富氧环境，这就要求当量比需要在较小的范围内变化，因此，燃气供给系统需要满足当量比的控制要求。

5)呼吸系统的选择

发动机工作过程中，混合气及燃烧产物会通过活塞环进入曲轴箱,根据试验测试曲轴箱的排放物时发现NMHC含量较高,因此需要通过闭式呼吸系统让这部分排放物重新进入发动机内进行燃烧，避免采用开式呼吸系统将废气直接排入空气导致对环境的污染。

3 满足EPA排放要求的非道路用气体机产品开发设计

3.1 增压系统设计

3.1.1 增压器的选配

针对非道路用气体机气源压力较低，需选用增压器前预混的方案，即在增压器前空气与燃气进行混合，再经过增压器压气机增压进入发动机内，因此增压器的性能将会对发动机性能有着重要的影响。

在增压器的选配中，按照发动机功率及进气量预估，从增压器现有的方案中进行选配。通过在AVL Boost软件建立仿真模型，针对3种增压器方案进行计算评估，通过仿真计算发现3种方案性能相差不大,均能满足动力性指标，方案2经济性更优，故选用方案2。

表2 增压器选配仿真计算结果

图2 增压器运行试验结果图

3.1.2 增压器的应用验证

对选配的增压器进行增压器的负荷特性试验，相应的运行点如图2所示(图中标尺为增压器效率)。根据图中运行点可知，仿真计算的200 kW和240 kW工况点的增压器运行效率与实际发动机80%～100%负荷点的增压器效率处于同一区域，发动机运行效率满足匹配要求，可以验证增压器的选配满足应用要求。

3.1.3增压进气旁通阀的应用

图3 进气旁通阀布置设计图

进气旁通阀的作用就是当发动机节气门在短时间关闭或环境温度发生变化时，防止增压器出现喘振损坏增压器压气机叶轮。当节气门前的压力大于进气旁通阀的开启压力，进气旁通阀打开，增压后的混合气回流到增压器压气机进气前，从而实现了压力释放。所选用的进气旁通阀为机械式结构，即内部设置弹簧，当进气压力超出弹簧弹力就会打开旁通口，具体如图3所示。

3.2 缸盖改进设计及验证

3.2.1 缸盖改进设计

针对当量燃烧技术路线，由于为当量比为1，燃烧温度比稀燃更高，这就会导致缸盖的温度更高，甚至超出材料许用温度。因此，针对当量比燃烧的气体机开发需要优化气缸盖。

缸盖底板铣薄技术就是针对缸盖底板高温区域进行铣薄加工，其中高温区域主要集中在排气门及排气门、进气门和排气门的鼻梁区域，需要针对该区域进行铣削。通过铣削减薄缸盖底板，就能够减小缸盖水套至缸盖底板高温区域的距离，增强冷却，提升冷却效果。同时，通过铣薄还可以增大缸盖底板至燃烧室距离，从而降低缸盖的温度。

仿真计算显示，缸盖底板铣薄后缸盖最高温度可降低18 ℃。确定最优铣薄尺寸，是在满足缸盖强度前提下尽可能铣薄，保证最优的冷却性能，具体如图4所示(图中标尺为温度,单位℃)。

a)缸盖底板铣薄前温度计算结果 b)缸盖底板铣薄后温度计算结果图4 缸盖底板铣薄前后温度计算结果对比图

3.2.2缸盖设计验证

针对缸盖进行测温试验。测温方法主要是在缸盖底平面钻孔，预埋热电偶进行测试，相应的测点位置根据有限元仿真确定，具体如图5所示。

图5 缸盖测温点分布图

在试验前，将试验机1、3、5缸更换为测温缸盖进行试验。发动机运行至标定点，进行各缸温度测试。通过试验发现，铣薄底板后的缸盖最高温度出现在排气门与排气门之间的2#测点，最高温度满足缸盖许用温度，即小于最大许用温度380 ℃。

3.3 排气管设计及验证

3.3.1 排气管设计

稀燃气体机由于排气温度往往低于650 ℃，通常采用干式排气管。而针对当量燃烧的气体机，通过对干式排气管温度仿真计算可知，排气管出气温度已达到877 ℃，排气管最高温度已达到860 ℃，在高温状态下，排气管材料力学性能会大幅下降，这就对排气管提出了更高的要求。同时，若排气管出气温度达到877 ℃，将会对增压器的蜗壳耐温提出更高要求，具体计算如图6、7所示(图中标尺为温度,单位 ℃)。

图6 干式排气管出气温度 图7 排气管温度场计算结果

水套排气管能够通过内部冷却液冷却排气，从而降低排气温度和对增压器蜗壳及后续管路耐温要求，降低温度还能够防止由于排气管表面过热引发的着火风险。为了保证水套排气管的冷却能力，选用串联式冷却方式，即发动机所有冷却水流经缸盖后，冷却液都经过水套排气管后流出。

目前的串联方式排气管水套流量为370 L/min，基于流速与对流换热系数的关系预估，预估排气管冷却水套的平均温度为94 ℃，平均换热系数12 000 W/m2·K，按照此水侧边界计算排气管温度如图8所示(图中标尺为温度,单位℃)。可以看出，水套排气管的温度最高区域位于增压器安装法兰处，最高温度为369.9 ℃，明显低于干式排气管的材料温度。

3.3.2 水套排气管的应用验证

通过发动机试验测量发动机水套排气管进水温度和出水温度，可获得水套排气管带走的废气热量，具体计算公式如下(1)所示：

Q1=qm1·C1·(T2-T1)=370×4.2×1.6=2 486.4 kJ/min。

(1)

通过发动机功率及试验测试气耗，可估算废气排量qm2=16.7 kg/min,按照气体机的燃烧产物，可计算求得废气温度比热值，故可计算废气的温度变化ΔT，单位℃。具体如下公式(2)所示。

(2)

可以看出，应用水套排气管可以有效地降低排气温度，从而保证涡轮增压器废气蜗壳的工作气温更低，提升发动机运行的可靠性。

3.4 燃气供给系统设计

3.4.1 燃气供给系统设计

根据燃气供给方式，气体机燃气供给系统可以分为增压前预混式和增压后高压喷射。与车载燃料形式不同，非道路气体机往往直接采用油气田开采气或管道气，燃气压力通常小于增压后进气压力，若采用高压喷射就需要增加额外的设备进行燃料加压，不利于气体机应用，因此，需采用增压器前预混式燃气供给系统。在所开发的发动机中，燃气供给及控制系统主要由燃气稳压器、电控减压阀、比例式混合器、节气门控制组成，具体如图9所示。

电控调压阀内部采用文丘里结构，内部有测量文丘里前后压差的传感器，通过控制提升阀的位置，就可以控制燃气出口压力，进而能够控制燃气的流速。当发动机需求燃料发生变化，ECU通过发出指令就能够调整提升阀的位置，由于燃气入口压力保持不变，通过调整电控调压阀前后压差，就可以改变燃气流速，电控调压阀的原理图如图10所示。

比例式混合器内部是膜片式结构，能实现空燃比在一定范围内变化。其中，当燃气入口压力发生变化，作用于弹簧膜片的压力也会发生变化，弹簧膜片位置发生变化，也就能够同时调整空气及燃气流通面积，同步调整空气和燃气进入混合器的流量，具体工作原理如图11所示。

图10 控调压阀原理图 图11 混合器原理

图12 燃气系统空燃比图

节气门是进行控制发动机功率的调控器，能够通过调整蝶阀的位置改变节气门前后的压差，就能够进行调控燃气和空气流量，也就能够实现对进入缸内混合气量的控制。

3.4.2 燃气供给系统验证

通过试验验证，发动机当量比符合开发要求,保持空燃比在0.99～1.01之间稳定波动，满足当量燃烧和三元催化器的工作要求，从而可以验证燃气供给系统满足产品开发要求。

具体试验结果如图12所示。

3.5 呼吸系统设计及应用

3.5.1 呼吸系统设计

图13 呼吸系统布置图

发动机采用闭式呼吸系统，油气分离器的出气接入发动机中。在油气分离器布置设计中，曲轴箱的出气进入油气分离器，经过分离后的油气与空气混合后，进入混合器，再通过增压器最终进入发动机内燃烧，形成闭式曲轴通风系统。在油气分离器的应用中，选用了主动式油气分离器，即利用机油驱动油气分离高速旋转，在离心力的作用下，实现油与气的高效分离，具体布置如图13所示。

3.5.2 油气分离器应用验证

在进行油气分离器分离效率试验中，通过在油气分离器出气口安装专门测试设备，在发动机运行到额定点运行固定时间后，由测试设备收集油气分离器出口的油，通过对比试验前后设备的重量即可计算分离后油的含量。通过试验测试，出气含油量分离效率达99%以上，可以验证主动式油气分离器效率非常高，可满足应用要求。

4 试验验证

在完成发动机标定后，进行发动机性能试验及耐久试验，验证发动机性能及可靠性。

4.1 性能试验

进行台架性能试验，发动机的相关动力性参数如表4。

表4 性能试验结果

由表可知，发动机的动力性和经济指标达到设计开发要求。然而，相对比稀薄燃烧，当量燃烧温度更高，使得传热损失增加，同时当量比空气与燃气燃烧不充分，导致了热效率变低，气耗更高。

4.2 排放试验

在排放耐久试验前进行了无后处理和加后处理后的排放物试验测量，然后对无后处理和加后处理进行了500 h排放耐久试验，具体试验前后的排放物试验结果如表5所示。

表5 排放试验结果

根据表的试验数据可以看出，通过应用TWC后处理，在500 h前后的排放物含量均低于EPA的要求，而根据美国EPA排放认证要求，只要排放认证试验各项排放物指标低于法规要求即视为通过认证，故可完全说明所开发的技术路线能够满足美国EPA的排放法规。

5 结论与展望

1)通过采用当量燃烧+TWC路线开发非道路用气体机，通过排放试验验证排放指标低于EPA排放法规要求，证明所选用技术路线切实可行。

2)通过重新选配增压器，优化缸盖结构，新设计水套排气管和燃气供给系统，选用主动分离式闭式呼吸系统，所开发的产品通过性能验证满足应用要求。

3)采用当量燃烧开发的气体机动力性指标相对较低，主要受限于排气温度较高，这对增压器蜗壳耐温提出了更高要求。因此，在未来产品开发中可采用降低排气温度提升发动机动力性。同时，当量燃烧的气体机燃气消耗率相对更高,提升产品的经济性是未来产品优化的重要方向。

4)应用水套排气管可降低排气温度，但会消耗废气的能量，从而降低了增压器废气涡轮的效率。因此，在水套排气管设计中需要合理设计内部结构与水腔体积，保证在满足降低排气温度要求下尽可能的减小废气能量损失。