基于高低压EGR 技术实现高效天然气发动机燃烧

2023-02-03官维盛利王辉林铁坚

内燃机学报 2023年1期

官维，盛利，王辉，林铁坚

(广西玉柴机器股份有限公司，广西玉林 537000)

汽车尾气治理一直是国家节能减排和打赢蓝天保卫战战略的一项艰巨任务，随着国Ⅵ排放法规的加快实施，传统燃油车在满足排放法规方面的压力增大，清洁能源汽车的推广步伐逐步得到加快[1-2].为了应对能源和环境双重挑战，天然气发动机的研究越来越受到国内外发动机行业的关注[3].天然气的主要成份为甲烷(CH4)，具有储量大且来源广泛，燃烧比其他化石燃料更加清洁的优点，已被广泛应用于车用发动机中[4].为满足当前国Ⅵ排放法规对NOx排放的限值要求，国Ⅵ天然气发动机普遍采用当量比燃烧的排放技术路线，同时结合采用三元催化器(three way catalyst，TWC)，后处理成本明显低于稀薄燃烧所需采用的后处理方案，是当前天然气发动机行业采用的主流技术路线[5-6].而采用当量燃烧时发动机燃烧温度较高，导致发动机零部件热负荷大和爆震倾向增强，发动机热效率的提升受到限制且零部件和整机可靠性难以满足开发要求.因此，需要引入外部冷却EGR 技术来降低发动机缸内燃烧温度，以拓宽爆震边界提升发动机经济性和可靠性，同时能控制缸内NOx生成[7].多缸天然气发动机各缸混合气的混合均匀性对发动机的性能有着重要的影响，这对进气歧管截面的混合气均匀性提出了较高要求.EGR 的引入会出现各缸EGR 率分配不均匀现象，特别是采用高压EGR 模式，废气从增压器涡轮机前取废气而从节气门后引入废气，混合管路较短导致混合不充分，从而加大各缸燃烧差异性，导致发动机失火和爆震，造成发动机动力不足或喘振等故障.因而需要对进气系统结构进行优化，以提升发动机缸外混合气的混合均匀性[8-10].

国内外研究者对EGR 不同引入方式和废气均匀性开展了大量试验和仿真计算，郭立新等[11]对重型天然气发动机的EGR 系统优化开展了计算流体力学分析发现，将原有EGR 取气方式更改为进气总管取气，同时对进气腔和混合器间进气总管进行了重新设计，各缸EGR 均匀性得到明显改善，各缸燃烧差异显著减小.施东晓等[12]在一台国Ⅵ天然气发动机上采用模拟计算的方法对各缸EGR 废气均匀性进行了分析表明，进气管路优化能明显改善各缸EGR 率均匀性，EGR 率相对偏差控制在±5%以内.此外，文献[13—14]分析了不同EGR 取气方式对发动机燃烧特征和性能的影响.付朋飞等[15]在一台两级增压高压共轨柴油机上开展了高压、低压及复合EGR 3 种EGR 方式的试验发现，高压EGR 需依赖较高的涡前压力来引入需求的EGR率，且EGR 率引入能力有限；而对高、低压EGR 比例进行优化后的复合EGR方式能够有效降低泵气损失，在更宽广EGR 范围内获得较好的燃油经济性和较低的排放.Simio等[16]分析了不同EGR 引入方式对点燃式天然气发动机性能的影响表明，高、低压EGR 能在更宽广区域内降低节流损失，提升热效率.

虽然国内外针对不同EGR 引入模式对发动机燃烧和性能的影响开展了大量试验和仿真计算，并在汽车上得到了广泛的应用，但主要是针对高压EGR、低压EGR 和复合EGR 模式的研究，且系统性开展不同EGR 技术对气体机燃烧和性能影响的研究还比较欠缺.笔者在一台点燃式当量比燃烧的天然气发动机上特别是基于当前国Ⅵ排放法规背景下，提出高低压EGR 技术(EGR 气体从涡轮机前取气，从压气机前引入)，并对高压EGR 和高低压EGR 模式进行了系统性对比研究.首先分析了进气系统结构优化(包含加装扰流器)对采用高压EGR 取气模式的发动机各缸混合均匀性和燃烧一致性的影响；在此基础上，研究对比了高压EGR 和高低压EGR 两种模式下发动机燃烧及性能的变化规律，探索了基于高低压EGR 技术实现高效天然气发动机燃烧的潜力.

1 试验装置和研究方法

1.1 试验装置

试验在一台直列4 缸、增压中冷当量比燃烧的国Ⅵ天然气发动机上开展，发动机排量为4.2 L，主要用于配套增程式混合动力车辆，常运行于某一设定的发电工况点，因而对EGR 率响应性的要求相比常规车辆要低.发动机采用单点喷射预混合的燃料喷射方式，表1 为该发动机的主要参数.发动机搭配有外部冷却EGR循环系统，可进行高压EGR和高低压EGR运行模式切换.图1 为高压EGR 和高低压EGR 两种模式下的发动机台架示意.当发动机处于高压EGR 运行模式时，EGR 循环气体从增压器涡轮前引出，流经EGR 管路后从压气机后引入；而采用新设计的高低压EGR 模式，EGR 循环气体同样从增压器涡轮前引出，但流经EGR 管路后从压气机前引入.

图1 高压和高低压EGR模式下对应的发动机台架示意Fig.1 Schematic of engine bench for high-pressure and high and low pressure EGR modes

表1 发动机主要技术参数Tab.1 Main parameters of the engine

图2 为发动机的内插扰流器进气管路，扰流器安装在靠近进气弯管处，同时对进气弯管的弯曲幅度进行了优化.图3 为扰流器的形状示意，扰流器内部由6 片扰流片组成，外部通过法兰端面与进气管连接，混合气沿着箭头方向由入口流向出口.

图2 发动机进气系统结构优化Fig.2 Structure optimization of engine intake system

图3 扰流器形状示意Fig.3 Schematic of gas turbulator

1.2 研究方法

表2 为发动机试验运行参数及对应运行条件，发动机研究工况为1 600 r/min、100%负荷，首先通过进气系统结构优化(包含加装进气扰流器)以改善发动机的进气混合均匀性；在此基础上，研究对比了高压EGR 和高低压EGR 技术对发动机燃烧特征和性能的影响规律.试验中保持相同发动机输出转矩，同时点火提前角优化至爆震边界以获得最高发动机热效率.当发动机运行在高压EGR 模式时，由于EGR 引入能力受限，需匹配更小涡端的增压器来提升EGR率；而对于高低压EGR 模式，当高低压EGR 在搭配大涡端增压器并提升高低压EGR 率至17%时，由于增压器增压能力限制发动机转矩无法维持在670 N·m，转矩下降至590 N·m.

表2 发动机测试条件Tab.2 Testing conditions of engine

研究中，定义EGR 率为进、排气中CO2体积分数的比值，计算公式为

基于曲轴转角的缸压数据通过AVL FI 压电式放大器进行记录，并对发动机200 个连续循环取平均值，然后用于计算发动机的主要性能参数和放热率(HRR)，放热率的计算公式为

式中：γ为发动机比热比；V 和p 分别为气缸体积和压力；θ为曲轴转角.

发动机有效热效率(BTE)为

式中：Pe为发动机有效功率；为天然气质量流量；L HVNG为天然气的低热值，取值为49.5 MJ/kg.

研究中定义爆震边界为：应用燃烧分析仪采集发动机缸压曲线并通过滤波频率为5 kHz 的高通滤波后，对应的压力曲线绝对峰值压力值增加至接近0.3 MPa 时认为爆震发生.此外，通过控制指示平均有效压力(IMEP)的循环波动系数CoVIMEP≤3%来确保整个试验过程的燃烧稳定性，整个试验过程的最高涡前温度控制在760 ℃以内.

2 试验结果与分析

2.1 进气系统结构优化提升混合气均匀性

天然气发动机的进气系统对发动机的燃烧和性能有着非常重要的影响，特别是采用当量燃烧的国Ⅵ天然气发动机，EGR 废气的引入对进气系统提出了更高的要求，不仅要维持较高的发动机充量系数，而且要确保进入发动机气缸的混合气混合均匀.如果燃气、空气和EGR 循环废气混合不充分，导致各缸混合浓度不同，影响发动机各缸燃烧过程，易造成失火和爆震等故障，直接影响发动机的性能、经济性和工作稳定性.因此，笔者先对原机进气系统结构进行了优化，通过优化进气管结构和加装扰流器来促进燃料与空气的充分混合，提供尽可能均匀的混合气以减小各缸混合气的不均匀性.

2.1.1 优化后进气系统对缸内燃烧特征影响

图4 为原机和优化后进气系统对应的各缸缸内压力和放热率曲线.其中，EGR 率控制在14%，点火提前角为上止点前20°CA.原机进气系统对应的各缸缸内压力和放热率差异较大，主要是因为原机进气系统的燃气混合均匀性较差，导致进入各缸的混合气浓度存在差异，造成各缸燃烧过程的组织不同，燃烧压力和放热率差异大.

图4b 为通过改变进气弯管结构和加装扰流器进行优化后的进气系统对应的各缸缸内压力和放热率变化情况.发动机各缸燃烧差异得到了显著的改善.这主要是因为优化后的进气系统可以使进气管内的燃气、空气和EGR 气体在流动过程中的流动状态发生改变，从而使进入气缸前混合气的混合均匀性得到很大提升，各缸燃烧一致性得到明显改善.

图4 原机和优化后进气系统对应的各缸缸内压力和放热率曲线Fig.4 Curves of in-cylinder pressure and heat release rate of each cylinder for the original and improved intake systems

图5 所示原机和优化后进气系统在EGR 率分别为7%和14%下的燃烧循环变动系数.与原机进气系统相比，改进后的进气系统由于各缸混合均匀性得到改善，各缸燃烧循环变动明显减小，特别是在较高EGR 率(14%)下，各缸最大燃烧循环波动系数从原机的2.2%降至1.2%.这在更高EGR 率或燃烧条件比较恶劣的工况下，原机进气系统易出现燃烧不稳定情况；而改进后进气系统的发动机工作稳定性将得到更好保障.

图5 原机和优化后进气系统在不同EGR 率下的燃烧循环变动系数Fig.5 Combustion cycle variation coefficient of the original and improved intake systems at different EGR rates

2.1.2 优化后进气系统对发动机性能影响

图6 为优化后进气系统相比原机进气系统在不同EGR 率下对发动机性能的影响.EGR 率分别控制在10%、14%和17%，同时点火提前角优化至爆震边界以获得最低燃气消耗率.内插扰流器的进气弯管会导致进气阻力有所增大，流动损失增加，优化后的进气系统在发动机输出相同有效功时所需的燃气和空气质量下降，因而整体的泵气损失(PMEP)降低.这是由于优化后的进气系统在混合气流经扰流器附近时流向发生改变，使得流体之间的相互碰撞增加，燃料与空气之间相互碰撞的几率增大，有利于促进燃料与空气的充分混合[15]，从而改善了各缸混合气的混合均匀性，使燃烧质量得到改善.

图6 原机和优化后进气系统在不同EGR 率下对发动机性能的影响Fig.6 Engine performance of the original and improved intake systems at different EGR rates

同时，由于所需的增压压比减小，增压器的涡前压力降低；优化后进气系统在引入相同的EGR 率时对应的EGR 阀开度增大.这些因素导致优化后进气系统的换气损失降低.最终，相比原机进气系统，优化后进气系统由于各缸燃烧质量的提升和泵气损失的下降，发动机燃气消耗率降低，最大降幅达2 g/(kW·h).

2.2 高低压EGR技术应用

研究高低压EGR 技术的应用，分析高低压EGR技术对燃烧和性能的影响规律，以探索其对提升发动机燃烧质量和发动机经济性的潜力.

2.2.1 高低压EGR 技术对混合均匀性影响

图7 为原高压和高低压EGR 方案分别在EGR率为7%和14%及相同点火提前角下对应的各缸缸内压力一致性对比.随着EGR 率提高，各缸燃烧差异性增大；而采用高低压EGR 模式后，各缸燃烧一致性得到明显提升.这主要是由于在高低压EGR 方案中EGR 气体从压气机前引入，与原高压EGR 方案中从节气门后引入相比，EGR 气体与新鲜充量在混合时间尺度上明显延长，这有助于提升混合气的混合均匀性，从而减小各缸燃烧循环波动，进一步提高发动机的燃烧稳定性.

图7 原高压和高低压EGR方案对应的各缸缸内压力曲线Fig.7 Curves of corresponding cylinder pressure of each cylinder for the high-pressure and high and low pressure EGR modes

2.2.2 高低压EGR 技术对发动机性能影响

图8为原高压和高低压EGR方案对应的p-V.原高压EGR 模式在大部分扫气区域泵气功为负的，特别是在需要搭配小涡端增压器来提升EGR 率至14%时，泵气功在更大范围的扫气过程均为负值.而采用高低压EGR 模式后，由于EGR 废气的引入对涡前压力依赖很小，在扫气阶段的大部分区域都能实现正的泵气功，泵气损失明显低于原高压EGR 模式.

图9 为原高压和高低压EGR 方案对发动机性能参数的影响对比.由于原高压EGR 方案的EGR 率引入对涡前压力依赖很大，因而在当前较大涡端增压器的配置下，原高压EGR 方案无法实现EGR 率为14%的引入.而高低压EGR 方案从压气机前引入循环废气，对涡前压力依赖非常小，故能在较低涡前压力下引入较高EGR 率.从图9a 可以看到，在引入相同EGR 率为7%时，高低压EGR 的涡前压力明显降低，需求的增压压力也明显减少，可见，发动机输出相同的有效功需求的新鲜进气充量减少.由图9b 和图9c 可知，与原高压EGR 方案相比，高低压EGR方案的进气歧管温度降低，特别是在较高EGR 率为14%时降低约8 ℃.这是因为高低压EGR 方案中的高温EGR 气体从压气机前引入，与新鲜充量混合后经过压气机压缩，之后再经过中冷器冷却降温，二次冷却后混合气温度下降.而PMEP 的降低主要得益于高低压EGR 方案中较低的涡前压力和大部分扫气区域实现了正的泵气功(见图8).在相同点火提前角下，高低压EGR 方案中的涡前温度较原高压EGR 方案的要低.主要原因有：(1)发动机进入缸内参与燃烧的混合气质量减少，缸内平均燃烧温度降低；(2)发动机的混合气混合均匀性提升，燃烧效率得到改善；(3)进气歧管温度下降，充气效率提升.泵气损失的减少、各缸燃烧一致性的改善、燃烧质量的提升以及散热损失的降低使得发动机燃气消耗率得到明显降低.特别是随着高低压EGR 率的提高，燃气消耗率改善更加明显，从原高压EGR 率为7%对应的184.5 g/(kW·h)降至高低压EGR 率为14%对应的179.0 g/(kW·h)，降幅达2.9%.

图8 原高压EGR和高低压EGR方案对应的p-VFig.8 Corresponding p-V diagrams for the high-pressure and high and low pressure EGR modes

图9 原高压和高低压EGR方案对发动机性能特征的影响Fig.9 Effect of the high-pressure and high and low pressure EGR modes on engine performance characteristics

2.3 不同最佳技术策略综合对比

为了更清晰地展示基于高低压EGR 技术的燃烧技术方案对当量燃烧天然气发动机性能的影响，以及量化不同燃烧技术方案相对原机配置在经济性方面的改善效果.表3 为各燃烧技术方案下最低燃气消耗率点的综合对比.其中，原机配置采用EGR 率为17%进行对比，主要是因为发动机在高压EGR 率为17%时相比其他EGR 率获得了更低燃气消耗率.

表3 燃烧技术方案综合对比Tab.3 Comparison of various combustion technology schemes

图10 为不同燃烧技术方案在燃气消耗率最低点对应的性能参数.其中，原机进气系统和优化后进气系统在EGR 率为17%时燃气消耗率最优，但需要搭配更小涡端的增压器来实现所需EGR 率.对于高低压EGR 方案，由于对涡前压力依赖较小，因而匹配了比原机配置更大涡端的增压器以降低泵气损失.但原高压EGR 方案在大涡端增压器配置下EGR 率引入受限，导致最高EGR 率引入只能达到7%.此外，高低压EGR 由于增压器做功能力受限，当EGR 率提升至17%时，增压器无法满足需求的增压压力来维持670 N·m的转矩输出，输出转矩降至约590 N·m.相比原高压EGR 方案，高低压EGR 方案对应的进气歧管温度平均降低约8 ℃.随着EGR 率提高，点火提前角明显提前，而高低压EGR 方案由于更低混合气体温度导致对应的点火角度要稍微提前.

图10c 和图10d 为不同燃烧技术方案下最低燃气消耗率点对应的涡前温度、涡前压力、进气流量和燃气消耗率.与原机配置相比，相同EGR 率下大涡端增压器对应的涡前压力明显降低，特别是在采用高低压EGR 方案时.此外，在相同大涡端增压器配置下，随着EGR 率的提高，涡前压力进一步减小，同时涡前温度也逐渐降低.这主要是因为EGR 废气稀释了燃烧和允许更加提前的燃烧相位，导致缸内燃烧温度下降.涡前压力的降低将明显减少发动机泵气损失，而燃烧温度和涡前温度的降低使发动机可靠性得到提升.采用高低压EGR 技术搭配大涡端增压器后对应所需新鲜充量略有减少，这表明缸内燃烧更加高效，在输出相同转矩时所需进气充量减少.最终，通过优化进气系统(包含加装扰流器)、应用高低压EGR 技术和匹配大涡端增压器，由于更均匀的混合气、更高充气效率、更低泵气损失和更高效的燃烧逐步将发动机的燃气消耗率从原机配置的 186 g/(kW·h)降至179 g/(kW·h).而通过提升高低压EGR 率至17%，以进一步降低燃气消耗率受到当前增压器做功能力限制.

图10 不同燃烧技术方案在最低燃气消耗率下对应的性能参数Fig.10 Corresponding performance parameters of different combustion technology schemes at the lowest specific gas consumption

为了更好地展示基于高低压EGR 技术对应的最佳发动机燃烧技术方案所带来的热效率提升能力，图11 对比了不同燃烧技术方案的最低燃气消耗率点对应的热效率水平.发动机热效率从原机配置下的39.12%，通过优化进气系统结构提升至39.33%，再通过高低压EGR 技术结合大涡端增压器的应用最终将发动机热效率水平提升至40.63%，相比原机配置改善了3.9%.可见通过进一步优化匹配更加适合于高低压EGR 技术的增压器，发动机的热效率水平将能提升至更高水平.