低速提扭对废气涡轮增压柴油机燃烧排放特性的影响＊

2019-05-28程小钢周斌张钊杨燕妮黄祎

汽车技术 2019年5期

程小钢周斌张钊，2 杨燕妮黄祎

（1.西南交通大学，机械工程学院，成都 610031；2.四川托普信息技术职业学院，成都 611743）

主题词：柴油机电动增压器排放特性

1 前言

采用废气涡轮增压技术的柴油机具有较高的动力性和良好的经济性[1-2]，但废气涡轮增压柴油机在转速较低时排气能量不足，导致涡轮增压器综合效率较低，进气量较少，因此无法通过额外喷油来提升低速段扭矩。对于此问题，可采用变喷嘴涡轮增压器、电辅助增压器、复合谐振进气系统、电动增压器[3-8]等来解决，其中可变喷嘴涡轮增压器和电动辅助增压器的结构和控制系统复杂，改装成本较高；复合谐振进气系统体积庞大且在发动机上布置困难；电动增压器结构相对简单，易于控制[9-11]。本文采用电动增压器提供额外进气来提升废气涡轮柴油机低速段的扭矩，并分析了扭矩提升后电动增压器对废气涡轮增压柴油机的经济性、燃烧特性和排放特性的影响，为电动增压器与废气涡轮增压柴油机的匹配提供了理论依据。

2 试验设备和方案

2.1 试验设备

试验选用4JB1T-4A柴油机，其主要参数见表1，图1为试验台架。

表1 4JB1T-4A柴油机主要技术参数

图1 试验台架示意

试验选用的电动增压器由无极变频器控制，调节范围为0～50 Hz，流量特性见图2。根据表1中的参数可计算出该柴油机在额定工况下的理论进气量为654 kg/h，而该电动增压器能提供的最大流量为922 kg/h,远大于发动机的最大理论进气量，故选择此电动增压器为该柴油机提供低速提扭所需的额外空气。

图2 电动增压器流量特性

2.2 试验方案

首先对未加装电动增压器的原机进行外特性试验，测得各转速下的最大爆发压力如图3所示。由图3可看出，最高爆发压力点在柴油机转速为3 000 r/min时达到最大值12.35 MPa，以此爆发压力为扭矩提升的边界条件。然后标定ECU使柴油机在低速段最大喷油量增加，以此提高低速段扭矩至期望值，同时开启电动增压器补气以确保柴油机能够在扭矩提升后正常运行，并且用其控制扭矩提升程度。在此过程中，发现柴油机有转速和扭矩轻微波动的“游车”现象，其原因可能是电动增压器在工作时受到气门间歇性开闭的影响而发生了一定的谐振。发动机是强周期工作的装置，而电动增压器则受外部电源控制稳定工作，当气门按照一定规律启闭时，必然影响传输气路的工作稳定性，因此将各提扭转速的转速波动率小于1%作为另外一个边界条件。由上述两个边界条件确定试验的扭矩值如图4所示，与未加装电动增压器时柴油机外特性扭矩相比，提扭后的扭矩提升了9%～25%。最后以扭矩提升后的4个工况（1 000 r/min、200 N·m，1 200 r/min、210 N·m，1 400 r/min、220 N·m，1 600 r/min、240 N·m）作为试验点，对比分析电动增压器各工作频率对柴油机的经济性、燃烧特性和排放特性的影响。为了便于描述，此后所提到的“原机”均指相应转速下未加装电动增压器的外特性工况点，而“0～50 Hz”指在上述4个工况下不同补气程度的工况点，其中“0 Hz”指提扭后未启动电动增压器补气的工况。

图3 原机外特性上的最大爆发压力

图4 外特性扭矩曲线对比

3 试验结果分析

3.1 过量空气系数

图5为不同电动增压器频率下，缸内过量空气系数随转速的变化曲线。原机扭矩提升前过量空气系数在1.9～2.2之间，且随转速的升高呈下降趋势，这是因为电控单体泵的供油压力随转速的升高而增大，改善了燃油的雾化混合质量，所以高转速工况下的过量空气系数相对较低。

而柴油机提升扭矩后，在未进行电动增压时，过量空气系数降至1.6左右，喷油量的增量大于进气量的增量；在进行电动增压后，过量空气系数随变频器频率的提高而增大，且在30 Hz时过量空气系数超过原机，此时喷油量基本不变而进气量大幅增加。

图5 过量空气系数对比

3.2 燃油消耗率

燃油消耗率随电动增压器频率的变化如图6所示。图6中实线部分为扭矩提升后的燃油消耗率，因为发动机提扭前后不在同一工况，故图中未提扭工况与0～50 Hz之间用虚线连接。由图6可看出，原机的燃油消耗率随转速的升高而降低，这是因为一方面燃油喷射压力随转速升高而增大，缸内气体流动增强，传热损失减小，对混合气形成及燃烧有利；另一方面，机械效率会随转速升高而下降，两者（燃烧改善和机械效率下降）中燃烧的改善占主导作用。而提扭后，喷油量增加，过量空气系数减少，使燃烧恶化，燃油消耗率上升。由图6还可看出，随电动增压器频率的升高，燃油消耗率先上升后下降，这是因为在电动增压器频率为10 Hz时，电动增压器虽对原机做泵气正功，但串联电动增压器后改变了原气动环境，使得电动增压器成为柴油机的负载，增大了柴油机的泵气损失，为了保证功率，需增加喷油量，使得燃油消耗率上升；燃油消耗率后下降是因为随频率的增加，电动增压器的负载作用减弱。总之，提扭后燃油消耗率虽呈先上升后下降的趋势，但其最终略高于原机水平，在电动增压器频率为50 Hz时燃油消耗率相比原机增加1.14%～4.44%。

图6 燃油消耗率随电动增压器频率的变化

3.3 燃烧特性

对低速扭矩提升的4个工况进行燃烧特性分析后发现，其燃烧特性随电动增压器频率的变化趋势一致，故选取1 400 r/min、220 N·m的数据为代表进行分析。

图7为不同电动增压器频率的缸内压力对比。曲线在362°CA和376°CA左右有两个峰值，这是由于滞燃期的存在使得燃烧始点出现在上止点之后，因而出现了压缩压力峰。缸内压缩压力随频率的增加而增大，这是因为进气量增加而进气温度基本不变，使得压力上升。第2个峰为燃烧压力峰，由图可知其相位基本不变，而峰值随频率增加略有上升，这也是由于进气量增加导致的。

图7 不同电动增压器频率的缸内压力对比

图8为不同电动增压器频率的缸内燃烧温度对比。由图8可看出，随着频率的增大，缸内燃烧温度逐渐下降，其最大值从2 157 K降到了1 170 K，降幅达46%，这是因为进入气缸的大量空气有一定的热容效应，使缸内温度降低。

图8 缸内燃烧温度对比

图9为不同电动增压器频率的放热率对比。由图9可看出，各频率的放热率均出现了3段放热。除了明显的预混燃烧和扩散燃烧阶段，在预混燃烧之前形成了一个强度很低的放热峰，这是由于试验用柴油机采用了双弹簧喷油器，实现了燃油预喷所致。由图9可知，随着频率的增加，3个阶段的放热峰值均有减小的趋势，其受两方面因素影响，一方面，缸内氧含量增多，促进燃烧；另一方面，进气量增多使缸内温度下降，抑制燃烧。在此工况抑制作用占主导。

图9 不同电动增压器频率的放热率对比

本文中燃烧始点定义为在上止点附近压力升高率由减小到突增的相位点，燃烧持续期定义为燃烧始点与90%累计放热量时对应的曲轴转角之差。不同电动增压器频率的燃烧始点和燃烧持续期对比如图10所示。由图10可看出，燃烧始点随频率的增加基本不变，因为燃烧始点主要受压缩温度和压力的影响，在燃烧始点附近缸内压力逐渐上升但缸内温度逐渐降低，两者的作用相互抵消，使燃烧始点基本不变。燃烧持续期随频率的增加有增大的趋势，主要是因为缸内燃烧温度下降，对燃烧有抑制作用，使燃烧持续期延长。

图10 燃烧持续期随电动增压器频率的变化

电动增压器频率对最大爆发压力和最大压力升高率的影响如图11所示。由图11可看出，随频率的增加，最大爆发压力有增大的趋势，而最大压力升高率有逐渐降低的趋势。因为压缩终点压力逐渐升高使得最大爆发压力也相应升高；放热率峰值的不断降低导致了最大压力升高率的降低。

图11 最大爆发压力和最大压力升高率对比

3.4 排放特性

图12为烟度随电动增压器频率的变化，其中实线部分为扭矩提升后的烟度。由图12可看出，原机烟度随转速的升高逐渐下降，因为过量空气系数虽在下降，但其绝对值仍然很大，同时缸内喷油压力增高，最终使得烟度下降。扭矩提升后，各工况下烟度均有所增大，转速越低增大幅度越明显，这是因为转速越低，喷油压力越低，导致燃油雾化质量下降，油气混合的宏观和微观均匀性恶化，致使烟度增大。随电动增压器频率的增加，各转速下的烟度均出现了先上升后下降的趋势，烟度先上升同样是因为串联的电动增压器改变了原气动环境，使得电动增压器成为柴油机的负载，增大了柴油机的泵气损失，为了保证输出功率，需增加喷油量，导致燃烧恶化，烟度上升；而烟度后下降也同样是因为随着频率的增加，电动增压器的负载作用减弱，燃烧改善，烟度降低。在电动增压器频率为50 Hz时，过量空气系数远大于原机，烟度虽没能降到原机以下，但比扭矩提升后未采用电动增压器时大幅下降，降幅为37.4%～44.9%。

图12 烟度随电动增压器频率的变化

NOx排放量随电动增压器频率的变化如图13所示，其中的实线为扭矩提升后的NOx排放量。由图13可看出，在柴油机转速为1 400 r/min时，原机的NOx排放量达到最大，因为在此转速下温度较高，过量空气系数较大，氧含量较高。而转速低于1 400 r/min时的过量空气系数虽较大，但燃烧温度较低；而在转速高于1 400 r/min时的燃烧温度较高，但过量空气系数较小，所以NOx排放量均没有转速为1 400 r/min时高。扭矩提升后，NOx排放均有提高。在未采用电动增压时，虽然过量空气系数均下降，但缸内燃烧温度大幅提高，温升占主导作用，NOx排放提高。采用电动增压后，额外的空气一方面使缸内氧气浓度增加，另一方面使缸内总工质增加，导致燃烧温度下降。而在试验工况下，富氧导致的NOx上升效果和降温导致的NOx降低效果二者相互抵消，因此从结果来看NOx受电动增压器频率的影响甚微。