高压缩比射流点火天然气发动机燃烧及排放特性

赵自庆，蔡开源，王 志

(清华大学 车辆与运载学院，北京 100084)

当前，油耗及排放法规的不断加严促使内燃机需要不断革新[1]．为了实现内燃机的节能减排，热效率需要进一步提升．稀燃是提升内燃机热效率的有效技术途径．此外，从燃料角度考虑，在当前广泛应用的化石燃料中，天然气是一种相对清洁的燃料，具有低碳氢比值，释放相同热量时，CO2的排放更少[2]．因此，采用天然气为燃料、稀燃运行的内燃机具有更大的节能减排优势，值得研究和探索．随着稀薄程度加深，内燃机点火能量需要不断提高．新型点火技术中，射流点火是更为成熟的点火技术[3]．在基础燃烧研究方面研究发现，射流点火较普通火花塞点火显著提高了燃烧速度[4]；射流的孔径是射流室的关键结构参数，对射流速度[5]、稀燃特性等[6]有重要影响．此外，不同的孔径也会导致不同的点火模式[7-9]．基于数值模拟采用文献[10—11]方法进一步揭示了射流火焰传播及燃烧热性、温度场和浓度场等分布，辨识了射流燃烧过程中的关键自由基．

以上射流点火及燃烧特性的研究基于基础燃烧平台，这丰富了射流点火的基础研究理论，为射流点火的工程应用奠定了基础．为了进一步拓展其实际应用价值，结合内燃机应用平台，组织新型的点火及高效清洁的燃烧模式，成为其重要的研究方向．

在内燃机应用研究方面，文献[12]利用Mahle TJI点火装置研究了射流点火汽油机的燃烧及排放特性，研究发现发动机的过量空气系数可拓展至2.2，NOx的排放低于10×10-6．Mahle多缸机分别采用被动式射流点火和主动式射流点火实现了40.3%和42%的有效热效率[13-14]．Shah等[15]研究发现射流室体积为主燃室体积的2.4%时可以取得最好的燃烧效果以及较低的NOx排放，实现了50%指示热效率．Vedula等[16]在射流室内部采用空气辅助喷射的方式提高了燃烧稳定性，取得了46.8%指示热效率．Noritaka 等[17]通过优化射流室的结构、采用绝热技术等在单缸汽油机上实现了47.2%的有效热效率．李树生 等[18]基于天然气发动机研究发现，更大的射流角度具有更好的抗爆性及排放性能．张强等[19]基于单缸柴油机研究了不同负荷下液化石油气(LPG)射流控制柴油压燃，发现通过控制点火角可以进行压燃时刻的有效控制．郑尊清等[20]基于数值模拟研究了射流点火发动机的高效清洁燃烧策略，通过控制气门定时与EGR耦合实现了超低NOx排放，采用12.5的压缩比结合延迟预喷显著提高原机热效率．赵自庆等[21]基于射流点火天然气发动机研究了适用射流点火的燃烧策略，发现稀燃下引入废气再循环(EGR)可以实现更好的燃烧效率和热效率．

以上在发动机的应用研究中，Mahle TJI单缸机的压缩比为10[12]，其多缸样机的压缩比为14[13]．Shah等[15]采用的发动机压缩比为13，Noritaka等[17]采用的单缸机的有效压缩比为12.5．文献[18—20]所采用的单缸发动机的压缩比均小于13．以上的研究大多基于传统火花点火方式的改进形成射流点火发动机，这使射流点火发动机的研究受限于已有的发动机几何结构．当前的研究所采用的发动机压缩比普遍小于15，针对高压缩比下射流点火发动机燃烧及排放特性的研究相对较少．

基于此，笔者针对不同压缩比下天然气射流点火发动机燃烧及排放特性开展了试验．通过单缸天然气发动机试验台架，进行了不同压缩比下纯空气稀释燃烧及排放特性的研究．为了探究射流点火发动机更加高效清洁的燃烧，进一步引入EGR，研究了EGR稀释稀燃下的燃烧及排放特性．

1 试验设备及方法

研究所使用的射流点火天然气发动机是基于传统火花点火天然气发动机改造而成，主要技术参数如表1所示．利用笔者课题组设计的射流点火器取代传统火花塞，实现了射流点火功能[22]．图1为射流点火天然气发动机台架结构示意．射流点火器集成了传统的火花塞及微喷喷嘴，利用微喷喷嘴对射流室内部进行主动加浓，提高射流点火器的射流点火能量，实现更稀薄混合气的点火及燃烧．射流室的底部设置两种不同的喷孔：底部的中间设置1个1mm直径的中心喷孔；底部的外围设置6个直径为1.5mm均匀分布的周向喷孔．试验中，发动机的进气采用压缩空气，利用进气管路中设置的压力调节阀对进气压力进行调节，从而实现对进气流量的控制．进气质量流量计对进气流量进行实时测量．压缩天然气经减压阀减压后形成0.5MPa的低压天然气，经进气道喷嘴(PFI)喷射与进气预混后形成稀薄混合气进入主燃室．另一路压力为2MPa的天然气与射流天然气喷嘴相连，为射流室提供辅助燃料．天然气的主要组分(按摩尔分数)包括CH4(93.78%)、C2H6(4.91%)、C3H8(0.79%)及其他(0.52%)．在进/排气的管路中，利用稳压罐以保证进/排气的压力稳定．

图1 射流点火天然气发动机台架示意 Fig.1 Bench test of jet ignition natural gas engine

表1 发动机主要参数 Tab.1 Engine specifications

试验中使用的压缩比ε为11.5和17.0，是通过改变活塞的凹坑深度实现．图2为两种不同压缩比下活塞形状对比．发动机的转速稳定在1200r/min，在中高负荷及中度稀燃的工况下热效率更高[22]．因此，试验中发动机的平均有效压力(IMEP)设为0.8MPa和1.2MPa．发动机缸内过量空气系数φa为0.625和0.556．表2为发动机试验工况参数．

表2 运行工况 Tab.2 Operation condition

图2 活塞对比 Fig.2 Comparison of the pistons

台架控制系统基于Labview软件及硬件进行自主搭建．采用Kistler 6125c缸压传感器对缸内压力进行实时测量，采用Horiba MEXA-7200气体分析仪对气态排放物进行实时测量．分析中，定义CA10、CA50和CA90分别为累积放热量达到10%、50%以及90%时的曲轴转角．滞燃期定义为点火开始至CA10的曲轴转角．燃烧持续期定义为CA10至CA90的曲轴转角．EGR率定义为进气CO2体积分数与排放CO2体积分数的比值．

2 天然气射流点火发动机数值模拟

为了探究压缩比对射流点火发动机燃烧特性的影响规律，采用BOOST软件开展了射流点火发动机燃烧性能预测．图3给出了不同压缩比下φa＝0.556、IMEP＝1.2MPa以及相同点火角下的缸压及放热率曲线的对比．ε＝11.5时，试验和模拟的缸压及放热率曲线吻合的较好，模拟能够反映缸内的主体燃烧特性．从仿真结果来看，随着压缩比的提高，缸压峰值越来越高，缸压的上升速度更快．从放热率曲线来看，放热的时刻逐步提前，放热率的峰值逐步提高，放热更加集中．压缩比的提高使压缩终点的温度更高，因而更有利于缸内的燃烧放热．

图3 数值模拟缸压及放热率曲线对比 Fig.3 Comparison of cylinder pressure and heat release rate under different ε using numerical simulation

图4为不同压缩比下的滞燃期及燃烧持续期的对比．模拟中，通过扫略点火角使燃烧相位(CA50)在0至10°CA ATDC变化．点火角与燃烧相位一一对应．点火角越靠前，燃烧相位则越靠前．图4a所示在同一压缩比下滞燃期随着燃烧相位或点火角的后推而逐步降低．点火角越接近上止点时，缸内的温度更高，混合气分布更加均匀，同时射流室内部的湍流强度随着活塞速度的降低而进一步减弱，更有利于缸内混合气的点火．随着压缩比的提高，滞燃期逐步缩短．压缩比的提高使缸内压缩过程的整体温度提高．滞燃期的缩短与缸内的温度息息相关，缸内温度提高，滞燃期缩短，点火更快．图4b所示在同一压缩比下随着燃烧相位的后推，燃烧持续期逐渐增加．燃烧相位后推，活塞逐渐下行，缸内的燃烧空间逐渐增加．这导致火焰的传播距离增加，燃烧持续期增加．随着压缩比的提高，燃烧持续期逐渐缩短．高压缩比下缸内压缩终点的温度提高，火焰传播速度逐渐提高，缸内的燃烧速度更快，因而燃烧持续期缩短．

图4 数值模拟滞燃期和燃烧持续期对比 Fig.4 Comparison of ignition delay and combustion duration under different ε using numerical simulation

图5给出了不同压缩比下的指示热效率的对比．当CA50在9°CA ATDC附近时，热效率达到峰值．随着压缩比的提高，发动机的峰值热效率逐渐提高．高压缩比下，燃烧的更快，使提高燃烧的等容度提高，有利于热效率的提升．

图5 数值模拟指示热效率对比 Fig.5 Comparison of indicated thermal efficiency under different ε using numerical simulation

3 发动机试验

3.1 不同压缩比下的稀燃特性

试验中，转速稳定在1200r/min，选择IMEP为0.8MPa和1.2MPa、发动机缸内整体过量空气系数φa为0.625和0.556两种稀燃工况．图6对比了φa＝0.625且相同点火角(－18°CA ATDC)时不同压缩比、不同负荷工况下发动机的缸压及放热率曲线．缸压及放热率曲线为发动机稳定运行时连续100个循环的平均．在两种负荷工况下，高压缩比缸压曲线上升更迅速，缸压峰值更高．从放热率曲线可以看出，高压缩比的燃烧放热时刻更加提前．这与模拟的趋势相同．高压缩比下，放热率曲线在燃烧后期存在明显的拐点，使燃烧持续期拉长；高压缩比的两种负荷下，缸内存在明显的后燃现象．

图6 不同压缩比和负荷下缸压及放热率曲线对比 Fig.6 Comparison of cylinder pressure and heat release rate under different ε and load

图7给出了两种负荷工况、不同压缩比下循环波动随CA50的变化关系．循环波动小于5%时认为发动机稳定运行．试验中，扫略点火角使CA50维持在上止点后0至10°CA之间，点火角与CA50呈一一对应关系．随着点火角后推，燃烧相位CA50单调后推．发动机在两种压缩比和两种负荷下循环波动随点火角的扫略均小于5%，可以视为稳定的运行．高压缩比下发动机的循环波动在两种负荷下整体大于低压缩比时的循环波动．这是由于高压缩比下，射流室与活塞顶面的距离更近，燃气射流更容易撞击燃烧室壁面及活塞顶面，导致火焰面淬熄．大面积射流火焰的淬熄导致接下来火焰传播的不稳定性增加．在IMEP＝1.2MPa且φa＝0.556的工况下，高压缩比时的循环波动在CA50大于6.5时循环波动超过5%．这是由于随着燃烧相位后推，燃烧室的体积不断增加．火焰经历壁面淬熄后的传播距离进一步增加，燃烧不稳定性提高，循环波动增加．

图7 不同压缩比下循环波动的对比 Fig.7 Comparison of coefficient of variation under different ε

图8为不同压缩比下滞燃期随CA50的变化关系．在同一工况、相同压缩比下，随着点火角的推迟，滞燃期先降低而后略有增加．滞燃期降低是由于点火越接近上止点缸内温度更高，有利于射流室及缸内燃烧．而随着点火角进一步后推，射流的时刻也更接近上止点，射流火焰容易撞击活塞顶面发生淬熄，不利于主燃室内混合气的引燃，导致滞燃期的增加．滞燃期在较晚的点火角时增加，与模拟的结果不同．这是由于模型中并未考虑射流火焰撞壁淬熄的影响．在两种负荷下，高压缩比下的滞燃期整体较低压缩比下的滞燃期更短．这表明高压缩比下压缩终点温度的提高更有利于缸内的燃烧放热，这与射流点火发动机模拟的趋势一致．

图8 不同压缩比下滞燃期的对比 Fig.8 Comparison of ignition delay under different ε

图9为不同压缩比下燃烧持续期随CA50的变化关系．相同压缩比下，随着点火角的后推，燃烧持续期逐渐缩短．而模拟结果表明，随着燃烧相位后 推，燃烧持续期增加．这是由于实际发动机缸内的燃烧环境较为恶劣．模拟中对发动机缸内以及射流室喷孔的壁面淬熄作用考虑不够完善．在实际缸内燃烧中，射流从射流室射出点燃主燃室混合气时发生在压缩行程中．射流点火时刻越靠前，活塞上行速度更高，射流室内外压差更大，因而射流需要克服的内外压差也更大；点火角越提前，射流的出口速度相对更小．此外，由于距离上止点更远，缸内的温度相对更低，壁面对射流火焰的淬熄效果更明显．有效的射流点火面积受到限制，导致燃烧持续期在较为提前的点火角下更长．当点火角后推时，射流的速度相对提高，有效点火区域更大．缸内的温度也相对更高，更有利于缸内的火焰传播及燃烧．因而燃烧持续期相对缩短．随着燃烧相位后推，虽然燃烧室体积不断增加，但是与壁面接触的混合气增加，火焰在近壁淬熄面积增加．高压缩比下的燃烧持续期明显增加；高压缩比下存在明显的后燃现象，虽然燃烧室容积变小使火焰传播距离缩短，但射流火焰更容易与燃烧室壁面、活塞顶部接触而淬熄．高压缩比下的初期燃烧速度更快，但燃烧后期火焰被壁面大量淬熄使放热减缓．此外，高压缩比下缸内压缩终点的压力更高，缸内余隙及狭缝中存储了更多的未燃混合气．随着活塞下行，狭缝及余隙中的未燃混合气逐渐被释放而且高压缩比下缸内的平均温度更高，使该部分未燃混合气缓慢氧化．因而高压缩下的燃烧持续期增加．

图9 不同压缩比下燃烧持续期的对比 Fig.9 Comparison of combustion duration under different ε

图10对比了不同压缩比的燃烧效率．燃烧效率ηc定义为：ηc＝1－(mCO·HCO＋mHC·HHC)/(mf· Hf)，其中：mf为单循环所喷燃料的总质量；mCO、mHC分别为排气中CO 和HC 质量；Hf、HCO和HHC分别为燃料、CO和CH4的热值．在同一压缩下，燃烧效率随燃烧相位的变化基本保持稳定．IMEP＝0.8MPa时，两种压缩比的燃烧效率在φa＝0.625时相当，而在φa＝0.556时，高压缩比的燃烧效率增加较为明显．IMEP＝1.2MPa时，高压缩比下的燃烧效率提升则在6%以上．这表明大负荷工况下，高压缩比对燃烧效率的提升更加明显．这是由于高压缩比、大负荷工况下缸内的燃烧温度更高，更有利于缸内的混合气燃烧及末端混合气的氧化放热．

图10 不同压缩比下燃烧效率的对比 Fig.10 Comparison of combustion efficiency under different ε

图11为不同压缩比下指示热效率对比．IMEP＝0.8MPa时的热效率比IMEP＝1.2MPa时的热效率整体更高．由于大负荷下发动机热负荷更高，散热损失相对增加，热效率整体低于中负荷工况．IMEP＝0.8MPa时，低压缩比的最高热效率为φa＝0.625时的43%．高压缩比同样在φa＝0.625的热效率为43.7%，较低压缩比提升了0.7%的热效率．在相同压缩比及相同工况下，φa＝0.556时的热效率低于φa＝0.625时的热效率．这是由于随着稀燃程度的加深，混合气的着火性变差．另外，火焰厚度增加导致火焰在近壁处更容易淬熄，不完全燃烧损失增加．不同压缩比在IMEP＝1.2MPa时呈现与IMEP＝0.8MPa相同的趋 势．IMEP＝1.2MPa时，高压缩比的最高热效率为42.6%，较低压缩比提升了0.7%．综合两种负荷下的提升效果来看，实际试验的最高热效率提升幅度远低于定容循环的理论预期．这是由于在实际燃烧中后燃导致的等容燃烧度变差，不完全燃烧损失增加导致的燃烧效率降低以及散热损失更多等因素导致．这表明射流点火在高压缩比下的应用需协同燃烧室的形状匹配优化．

图11 不同压缩比下指示热效率的对比 Fig.11 Comparison of indicated thermal efficiencyunder different ε

图12对比了不同压缩比下的排放特性．在相同负荷以及相同压缩比下，NOx的排放随燃烧相位的后推而减少．这是由于缸内放热平缓，缸内燃烧温度逐步降低．φa＝0.556时的NOx排放低于φa＝0.625时的排放水平．这是由于随着稀燃程度的加深，缸内的燃烧温度降低．相同φa、高压缩比下的NOx排放高于低压缩比下的NOx排放，这是由于高压缩比下前期的放热更加迅速集中，缸内燃烧温度相对更高．从HC排放的对比可知，HC排放对燃烧相位的变化不敏感，在同一工况下保持相对稳定．高压缩比时的HC排放较低压缩比时相对更低．相同负荷下，高压缩比的缸内燃烧温度更高，更有利于HC的氧化．另外，在高负荷下HC排放的下降幅度更加明显．当φa＝0.625时，高负荷下HC降幅达到66%．负荷提高使缸内平均燃烧温度提高，因而更有利于HC的氧 化．同一压缩比下，随着CA50的推迟，CO的排放略有降低但基本保持在相对稳定的范围．这是由于燃烧放热更加平缓，缸内的燃烧温度略有降低，不利于缸内燃料的氧化燃烧．相同工况下，随着压缩比的提高，CO排放相对更高．高压缩比下缸内存在明显的后燃现象，燃烧温度相对更高，有利于缸内燃料的缓慢氧化．随着活塞下行时温度的降低，生成的CO没有得到进一步的氧化，因而排放增加．

图12 不同压缩比下排放的对比 Fig.12 Comparison of emission under different ε

3.2 EGR对稀燃特性的影响

进一步选取更高热效率负荷工况IMEP＝0.8MPa时引入EGR，研究不同比例EGR对射流燃烧特性及排放的影响．为了明确外部引入对燃烧的影响效果，根据计算[23]缸内残余废气系数在低压缩比、IMEP＝0.8MPa时为4%，在高压缩比、IMEP＝0.8MPa时为3%．图13给出了在不同过量空气系数下引入不同EGR率ηEGR的缸压及放热率曲线对比．在相同压缩比以及过量空气系数条件下，随着EGR的提升，缸压曲线更加平缓，缸压峰值降低，放热时刻逐步后推．这表明EGR的引入使缸内的燃烧放缓，燃烧速度降低．相同EGR率下，φa＝0.556时的缸压较φa＝0.625时的缸压更加平缓，缸压峰值更低．混合气的进一步稀释导致其火焰传播速度降低，可燃性恶化．因此，更稀的过量空气系数下燃烧放热更加缓慢．从放热率曲线的对比来看，φa＝0.556时的放热时刻更晚，放热率峰值更低．高压缩比的缸压上升更快；高压缩比的放热时刻更提前．但在放热后期，高压缩比的放热率曲线存在明显的拐点；高压缩比的燃烧后期放热缓慢，燃烧持续期拉长．随着EGR率的提高，该拐点逐渐后推．

图13 不同EGR率下缸压与放热率曲线的对比 Fig.13 Comparison of cylinder pressure andheat release profiles with different EGR ratios

图14给出了在不同过量空气系数下引入不同EGR率的循环波动对比．在同一压缩比且相同过量空气系数下，随着EGR率的提高，循环波动整体增加．相同EGR时，φa＝0.556比φa＝0.625的整体循环波动更高．EGR的引入使缸内的混合气惰性增加，混合气的火焰传播速度及可燃性变差，因而缸内的燃烧稳定性变差．在更稀的过量空气系数下引入EGR则使缸内的燃烧稳定性进一步恶化．φa＝0.625时，发动 机可引入的EGR率可达到10%，而在φa＝0.556时可引入的EGR率小于10%．发动机在φa＝0.556时可稳定运行在EGR率为5%下．随着稀燃程度的加深，可引入的EGR比例降低．相同工况、高压缩比时的循环波动高于低压缩比时的循环波动，压缩比的提高使燃烧室容积进一步缩小．射流火焰更容易冲击活塞顶部以及燃烧室壁面．虽然高压缩比下初期的燃烧放热较迅速，但是射流火焰的大面积淬熄不利于燃烧后期的火焰传播．这使缸内燃烧的整体不稳定性增加，进而促使发动机的循环波动提高．

图14 不同EGR率下循环波动的对比 Fig.14 Comparison of coefficient of variation with different EGR ratios

图15对比了不同过量空气系数下引入不同EGR率的滞燃期和燃烧持续期．图15a所示在相同过量空气系数下EGR率增加，滞燃期增加．相同EGR率下，φa＝0.556时滞燃期比φa＝0.625时的滞燃期更长．EGR的引入以及过量空气系数的进一步增加均可使混合气的火焰传播速度以及可燃性变差，因而导致滞燃期的增加．对比相同工况下，压缩比的提高使滞燃期整体缩短．这是由于高压缩比下，压缩终点的温度更高，因而有利于混合气的点火及燃烧．图15b对比了不同过量空气系数下引入不同EGR率的燃烧持续期．在低压缩比、φa＝0.625时，随着EGR率从5%提高至10%，燃烧持续期平均提高了2°CA左右．相同EGR率下，φa＝0.556时的燃烧持续期较φa＝0.625平均提高了3°CA左右．EGR的引入以及稀燃程度的加深均使缸内混合气的惰性提高，燃烧放热变缓．相同工况、高压缩比下的燃烧持续期明显高于低压缩比下的燃烧持续期，高压缩比下后燃现象严重，使燃烧持续期拉长，燃烧持续期的差异较小．这是由于严重的后燃使燃烧持续期的变化不再明显． 图16给出了不同EGR下的燃烧效率和热效率的对比．图16a所示在相同过量空气系数下提高EGR率使缸内的燃烧恶化，燃烧效率下降．保持 EGR率不变，稀燃程度的加深使缸内的燃烧恶化，燃烧效率下降．相同工况、高压缩比下的燃烧效率低于低压缩比下的燃烧效率．与不引入EGR的纯稀燃工况相比，引入EGR使高压缩比下的燃烧效率降低．这表明EGR对缸内燃烧的影响在高压缩比下更加明显．由于高压缩比下存在较为严重的后燃现象，EGR的引入使缸内燃烧温度降低，同时混合气的惰性提高．这对高压缩比下后期缓慢的放热燃烧而言不利，导致未燃损失进一步增加．因而高压缩比下的燃烧效率降低的较为明显．

图15 不同EGR率下滞燃期和燃烧持续期的对比 Fig.15 Comparison of ignition delay and combustion duration with different EGR ratios

图16b所示在相同压缩比和过量空气系数下随着EGR率的提高，热效率降低．相同EGR率下， φa＝0.625时的热效率高于φa＝0.556时的热效率．高EGR率以及深度的稀燃使燃烧效率降低，不完全燃烧损失增加，不利于热效率的提升．因此，更可靠的缸内稀燃才有利于提高热效率．高压缩比下，EGR的引入使缸内的燃烧恶化，燃烧效率下降．虽然EGR的引入有利于降低散热损失，但是EGR对高压缩比下燃烧恶化的影响使散热损失的收益降低，导致热效率提升不明显．综上，采用5% EGR稀释策略后，最高热效率在低压缩比、φa＝0.625工况下达到44%．

图16 不同EGR率下燃烧效率和指示热效率的对比 Fig.16 Comparison of combustion efficiency and indicated thermal efficiency with different EGR ratios

图17为不同EGR率下排放的对比．在同一压缩下，随着EGR率的提高或稀燃程度的加深，NOx排放逐渐降低．稀释程度的加深不仅使缸内混合气的比热容提高，而且使混合气的可燃性恶化．缸内的燃烧放热变缓，未燃损失增加，缸内的燃烧温度降低，不利于NOx的生成．与纯稀燃工况的对比一致，相同过量空气系数下引入同等比例EGR时，高压缩比的NOx排放更高．随着EGR比例的增加以及稀燃程度的加深，HC排放逐渐增加．随着稀释程度的加深，混合气的着火性变差，火焰传播速度降低，火焰厚度增加，火焰更容易淬熄，不利于缸内的燃烧．近壁处及狭缝中未燃HC增加，导致燃烧效率下降．高压缩比下缸内的燃烧恶化严重，HC排放进一步增加．在不同的压缩比下，CO的排放呈现不同的趋势．在低压缩比下，随着EGR率的增加或稀燃程度的加深，缸内的燃烧放缓．缸内燃烧温度降低不利于CO的氧化．因此，CO的排放有逐渐增加的趋势．在高压缩比下，随着EGR率的增加或稀燃程度的加深，CO的排放逐渐降低．这是由于在高压缩比时存在较长的后燃持续期，后燃发生在活塞下行时，缸内的温度逐渐下降．缸内的温度可以使燃料发生缓慢的氧化放热生成CO，却不利于CO的进一步氧化．因此，在燃烧相对 较好的情况下，后燃的存在使CO的排放相对较高．

图17 不同EGR率下排放的对比 Fig.17 Comparison of emissions with different EGR ratios

4 结论

基于台架试验结合一维仿真就压缩比对射流点火燃烧特性进行了预测及分析，结合台架试验研究了高压缩比下射流点火天然气发动机的稀燃及排放特性，为了实现更加高效清洁燃烧，进一步研究了引入EGR稀释稀燃下的燃烧及排放特性．具体结论如下：

(1) 压缩比从11.5提高至17.0，在纯空气稀释稀燃下有助于热效率提升，最高指示热效率达到43.7%；引入EGR稀释后，高压缩比下缸内燃烧恶化严重，最高指示热效率在低压缩比下达到44%．

(2) 高压缩比下，射流火焰更容易撞击燃烧室壁面导致大面积淬熄，燃烧初期燃烧放热迅速，燃烧后期放热变缓；燃烧室及射流室余隙中存储的大量未燃碳氢导致后燃现象加剧；燃烧持续期显著增加．

(3) 纯空气稀释稀燃时，高压缩比下HC排放相对降低，而CO、NOx排放相对增加；燃烧温度的提高有助于HC的氧化以及NOx的生成，严重的后燃成为CO的重要来源，引入EGR后，高压缩比下HC排放相对增加，CO排放与低压缩比趋势相反；EGR使缸内温度降低，不利于后期燃烧中HC氧化，因而 CO来源及排放减少．