EGR率对阿特金森发动机稀薄燃烧及排放的影响

武晓琦，付建勤，袁硕，刘琦

(1. 湖南大学 机械与运载工程学院，湖南 长沙，410082；2. 湖南大学 重庆研究院，重庆，401120)

近年来，随着全球排放法规的实施以及大众环保意识的日益增强，国内外越来越多的研究者致力于节能减排及新能源汽车研究。同时，在我国“碳达峰、碳中和”等一系列节能减排政策的实施，新能源汽车因其绿色环保的特点呈现出迅猛的发展趋势[1]。截至2022年3月，我国新能源汽车的保有量已达891.5 万辆。在国务院印发的《新能源汽车产业发展规划(2021—2035)》[2]中也提到，要以纯电动汽车、插电式混合动力(含增程式)汽车、燃料电池汽车为“三纵”，布局整车技术创新链。混合动力汽车作为传统内燃机汽车向纯电动汽车过渡的交通工具，兼顾了两者的优点，得到了广泛的认可和应用。阿特金森循环(Atkinson cycle)是混合动力发动机的典型特征。与奥托循环[3]不同，阿特金森循环的膨胀行程长，进气和压缩行程短，通常通过一套复杂的多连杆运动机构来实现[4]。因此，额外的膨胀行程可以增加实际功率输出，进而显著提高发动机的热效率，进一步减少有害气体的排放。

为了方便阿特金森循环的应用，避免复杂的连杆机构，大多数阿特金森循环发动机采用了可变配气正时机构(variable valve timing, VVT)，通过调节进排气阀门的开闭时间实现过膨胀[5]。本文所采用的发动机也是通过该方法实现阿特金森循环。稀薄燃烧是指发动机运行在空燃比(一般可高达20)高于当量比(14.7)时[6-7]，提高进气量使缸内可燃混合气体燃烧更充分，更多的一氧化碳(CO)和碳氢化合物(HC)得到氧化，因此，可以在降低排放的同时显著提高发动机热效率[8-9]。稀薄燃烧以其在高效节油、降低排放方面所具有的潜力而被广泛应用于发动机上。但较大的空燃比不可避免地生成氮氧化物(nitrogen oxide, NOx)，为解决这一问题，李钰怀等[10]针对1台涡轮增压汽油机，采用不同的三效催化反应器组合，以验证在稀薄燃烧下不同催化器对NOx的净化效果。结果表明，稀薄燃烧能够显著降低燃油消耗率，在部分负荷下可减少3.1%～10.1%。同时，在稀薄燃烧模式下，三元催化反应器对NOx的转换能力降低。另外，在相同稀释率下，当循环变动率小于3%时，EGR稀释相较于空气稀释在燃油经济性上效果更佳[11]。林佳眉[12]研究了废气再循环(exhaust gas recirculation,EGR)耦合稀薄燃烧对汽油机的综合影响，利用一维仿真建立了汽油机的油路和气路模型并进行标定，随后采用三步非线性控制器实现了对空燃比的精准控制，这使得在稀薄燃烧中应用EGR 成为可能。BENAJES等[13]对引入EGR后的阿特金森柴油机性能进行了试验研究，发现点火延迟时间明显延长，NOx排放显著下降，而碳烟排放略有增加。类似的研究发现汽油机引入EGR后，NOx大幅降低(高达57.5%)，CO和颗粒数基本不变，燃油消耗率最多可降低4 g/(kW∙h)[14]。综上所述，EGR在控制排放方面具有良好的潜力，特别是在抑制NOx的生成上。这是因为残余废气中大多为比热容较高的三原子气体，废气和新鲜空气混合使得缸内的热容量升高，继而显著降低缸内温度。因此，即便是稀薄燃烧下氧气量过于充足导致的NOx排放过高，也可通过引入EGR 降低缸内温度，实现对NOx排放的控制。通过引入EGR 来调控过量空气系数较大时所存在的排放问题是可行的。为此，本文作者针对一款混合动力用阿特金森循环发动机开展EGR 率对阿特金森发动机稀薄燃烧的影响研究，以实现混合动力发动机高效率、低排放的双重目的。

1 发动机试验平台

本文研究对象为1 台1.5 L 直列三缸四冲程缸内直喷汽油机。该汽油机通过可变配气正时机构调整进气阀的关闭时间进而实现阿特金森循环。此外，为了避免爆震工况出现，该汽油机采用自然吸气模式，其具体结构参数如表1所示。

表1 阿特金森循环发动机具体参数Table 1 Atkinson cycle engine specific parameters

图1所示为发动机台架试验原理。在发动机上安装了大量的传感器来监测不同测试条件下热力学、燃烧和排放参数的变化。在气缸盖上安装压力传感器，记录气缸内的压力信号，将测量的压力信号先通过电荷放大器传输到燃烧分析仪，进而可以得到放热率变化规律。过量空气系数通过Lambda 测量仪实时调控。通过探头对排气管道中的废气进行采样，然后传输到排放分析仪，在排放分析仪中可以获得发动机排气成分及浓度，包括HC、CO、NOx、CO2、颗粒数(particle number,PN)和颗粒物(particle mass, PM)的浓度。

图1 发动机台架试验原理Fig. 1 Principle of engine bench test

台架试验中所用到的测试仪器与设备参数如表2 所示。为研究不同EGR 率和稀薄燃烧对阿特金森发动机热力学、燃烧和排放特性的耦合影响，在AVL 台架试验的基础上，开展不同EGR 率下的过量空气系数的扫描试验。本文中对于EGR 率的定义如下：

表2 试验设备规格Table 2 Specification of test equipment

式中：ηEGR为EGR 率；VEGR为进气中的残余废气体积；Vintake为进入气缸的进气总量。

试验选择该发动机的常用工况，即转速1 800 r/min、负荷(brake mean effective pressure,BMEP)固定在6×105Pa左右。具体的试验边界条件设置如表3所示。

表3 边界条件设置Table 3 Set up of boundary conditions

试验时通过增大进气压力以增加进气量，进而实现目标过量空气系数。过量空气系数扫描范围为1.0～1.4，以0.05为间隔，共9组数据。台架试验结果表明在确定的转速和负荷下，当EGR 率分别为7%和13%时，过量空气系数均存在相应的极限值(即稀薄燃烧极限)。当EGR 率为7%和13%时，最大过量空气系数分别为1.30和1.20。超过这一极限值，由于稀薄混合气协同残余废气对缸内燃烧有一定负面影响，此时，即使节气门全开也无法使负荷达到6×105Pa，故本研究只考虑极限过量空气系数以内的稀薄燃烧工况。

2 试验结果及分析

2.1 不同EGR率对稀薄燃烧的影响

不同EGR 率下该汽油机稀薄燃烧缸内压力随曲轴转角的变化如图2所示。为了控制变量，选取稀薄燃烧程度最高的过量空气系数，即λ为1.20。由图2 可知：在稀薄燃烧条件下，随着EGR 率增大，峰值压力均有所降低，且峰值压力出现位置也有所变化[15]。不同过量空气系数和EGR 率下缸内峰值压力及其对应的曲轴转角见图3。从图3(a)可知：在不同过量空气系数下，随着EGR率增加，峰值压力均出现明显下降。引入的残余废气在一定程度上会对缸内燃烧产生抑制作用，降低缸内温度，进而影响燃烧压力；随着过量空气系数不断增大，在EGR率为0和7%时均出现了缸压骤降的现象，特别是当EGR 率为0 时，纯空气稀释使得缸压几乎呈线性下降，最大降低了26.8%；而在空气与残余废气的共同稀释作用下(图中红色虚线区域)，随空气稀释程度的增加，峰值压力先缓慢降低后又有所增加。较大的空气稀释程度与残余废气的耦合效果使得缸内峰值压力出现略微上升；当λ为1.20时，过量空气系数的增大几乎可以弥补EGR 引入对缸内压力的负面影响。从图3(b)可知：峰值压力所对应的曲轴转角也发生了明显的变化；当EGR率为0时，随λ的增大，峰值压力出现位置先延迟然后提前；当λ为1.0 时，当量比混合气的燃烧相对较快，此时，峰值压力出现位置较前，这主要是燃烧速度相对较快所致。随着过量空气系数增大，混合气逐渐稀薄，燃烧速度变化逐渐变缓，缸内峰值压力直线下降，峰值压力对应位置也因此出现后移，在λ为1.20～1.25 时，峰值压力出现位置最为滞后。然而，随着过量空气系数的进一步增大，缸内所引入的工质质量增大，压缩终了时的缸内压力较大，后期燃烧压力的增长十分有限，因此，峰值压力出现位置向压缩压力最大值方向移动。此时，由于过量空气系数过大，缸内的燃烧稳定性大幅降低[16]，见图4(a)。当EGR率为7%时，在较小λ下，相应位置没有明显变化，随后随λ的增大而提前。当EGR 率为13%时，最大压力位置随稀薄燃烧程度的增大而提前。总体而言，在不同EGR 率下均存在1 个相对滞后的峰值压力，随EGR 率的增大，滞后的曲轴转角出现工况由稀薄向当量比混合气移动。由图2可知：随着EGR 率的增大，压缩压力不断增大，燃烧压力明显下降，这说明残余废气的引入使得缸内工质增多，但燃烧被抑制。过量空气系数的增大也可使缸内工质增多，因此，在残余废气和空气的双重作用下，缸内峰值压力出现的位置不断前移。

图2 不同EGR率下缸压随曲轴转角的变化Fig. 2 Changes of cylinder pressure with crankshaft angle at different EGR rates

图3 EGR率对稀薄燃烧缸内峰值压力及曲轴转角的影响Fig. 3 Effect of EGR rate on peak pressure and corresponding crankshaft angle in lean burn condition

图4 EGR率对稀薄燃烧循环变动率及油耗的影响Fig. 4 Effect of EGR rate on cycle variation rate of combustion and fuel consumption

式中：RCOV-IMEP为基于IMEP 计算的循环变动率；pi为第i个循环的指示平均有效压力；为连续k个循环的pi的平均值，本文中k=400。

由图4(a)可知：EGR率及过量空气系数的变化与RCOV-IMEP均成正比关系。由于工程上对可靠性的限制，RCOV-IMEP最大不应超过10%，因此，其有效值如图4(a)中红色虚线区域所示。在2种不同稀释手段下，随着缸内可燃混合物逐渐变稀，燃烧循环变动率均显著增加。这是因为随着过量空气系数增大，缸内的可燃混合物较为稀薄，在点火时容易出现局部过稀导致的失火现象，因此，循环变动率较大。而引入EGR 后，指示平均有效压力的平均值降低，且单个循环的指示平均有效压力较为分散，燃烧循环波动较剧烈。在稀薄燃烧工况下，EGR 的引入不仅在一定程度上抑制了缸内的燃烧，同时使得可燃混合气更加稀薄，最终表现为燃烧放热速度变缓，因此，循环变动变大。

由图4(b)可知燃油消耗率受EGR 率和过量空气系数的影响非常明显。总体上，随着EGR 率升高，指示燃油消耗率明显上升，这与RCOV-IMEP的变化趋势类似，说明残余废气的引入对缸内燃烧产生抑制，燃烧速度减慢，燃烧循环波动增大，最终导致油耗增加。在3 种不同工况下，均存在1个最佳的过量空气系数使得燃油经济性最优。当EGR 率为7%和13%时，燃油消耗率先减小后增大，在λ=1.05时分别出现最低油耗257.13 g/(kW∙h)和271.78 g/(kW∙h)。而在EGR 率为0 时，其最小值出现在λ=1.15。与当量比燃烧相比，油耗降低了6.62 g/(kW∙h)。因此，在不同的EGR 率下，适度的稀薄燃烧能在一定程度上降低汽油机油耗，提高燃油经济性。

图5 所示为不同EGR 率和过量空气系数下燃烧参数的变化。本文对滞燃期的定义为从点火时(上止点前10°)开始到燃烧5%燃料时所经历的曲轴转角间隔，CA50为50%燃料燃烧结束时所对应的曲轴转角，CA10-90 为10%燃料燃烧开始到90%燃料放热结束时所跨的曲轴转角。图5(a)所示为稀薄燃烧下滞燃期随EGR 率的变化趋势。由图5(a)可知：对于EGR 率越大的工况，其滞燃期都相对较长，其原因主要是：1) 已燃气体的引入会在一定程度上抑制缸内的燃烧放热反应的正向进行；2) 残余废气的引入在降低缸内可燃混合气浓度的同时使得缸内热容量升高，温度降低。以上两点都不利于火焰核的形成与扩散，因此，滞燃期有明显延长。对于过量空气系数而言，随着λ的增大，滞燃期也逐渐延长，这主要是空气稀释所带来的物理效果导致缸内可燃混合气过于稀薄，同时燃烧初始温度降低，使得点火后较难形成稳定的火焰扩散面，最终表现为滞燃期延长。以EGR率为0、λ=1.0 为基本工况点，在两种稀释手段的影响下，滞燃期最大可增加29.73°。

图5 EGR率和过量空气系数对燃烧参数的影响Fig. 5 Effects of EGR rate and excess air coefficient on combustion parameters

图5(b)和图5(c)所示分别为CA50 和CA10-90随过量空气系数和EGR 率的变化。由图5(b)和图5(c)可知：两者的变化趋势十分相似，均随着过量空气系数或者EGR 率的增大而增大。这说明可燃混合气愈稀薄，缸内的燃烧速度愈慢，同时，燃烧过程向远离上止点方向移动，且整个主燃烧期有所延长。由于过量空气系数较好调控，其对燃烧期的影响更为明显。相较于基准工况点，在空气稀释下主燃期至多延长了14.33°，在EGR 稀释作用下，主燃期延长了10.95°。

2.2 不同EGR率协同稀薄燃烧对排放的影响

不同过量空气系数和EGR 率下发动机的污染物(NOx，HC，CO)排放量如图6所示。图6(a)所示为NOx排放量的变化趋势。根据已有理论可知[18]，NOx排放中热NO约占90%，而热NO的生成有3个因素：高温、高温持续时间以及氧含量。由图6(a)可知：在不同EGR率下，NOx均随着λ的增大先增后减，且最大值均出现在λ=1.05 时。这表明在稀薄燃烧条件下(λ≥1)，当λ较小时，由于缸内氧含量增多，在一定程度上促进了NOx的生成。而当λ继续增大时，缸内混合气被过度稀释，缸内燃烧温度下降，燃烧速度受到影响，因此，NOx急剧下降。类似地，随着EGR 率增大，NOx明显下降，下降幅值随EGR 率的增大而变小。由于残余废气的引入导致燃烧速度减缓，缸内温度降低，因此，NOx的生成受到抑制[19]。总体而言，EGR和稀薄燃烧均可有效降低NOx排放，采用EGR 耦合稀薄燃烧与单纯的EGR 或稀薄燃烧所达到的最低NOx排放量相当，但最低值避免出现在稀薄燃烧极限工况。

图6 EGR率和过量空气系数对排放物的影响Fig. 6 Effects of EGR rate and excess air coefficient on emissions

图6(b)所示为未燃HC 的排放量变化趋势。从图6(b)可以看出：在相同过量空气系数下，EGR率越高，HC排放量越高。这说明惰性气体的引入抑制了HC的进一步氧化，并且缸内温度变低，不足以提供氧化反应所需的活化能，导致不完全燃烧的程度加剧。另外，从图6(b)还可以看出，随过量空气系数增大，HC排放量先减小后增大，这说明随着过量空气系数的增大，缸内氧含量有所上升，对于HC的进一步氧化和燃烧的完全程度起促进作用，因此，HC排放量有一定下降。但随着过量空气系数进一步增大，缸内引入的空气量增多，导致缸内温度降低，混合气过于稀薄，又造成缸内的燃烧较微弱，这双重效果导致缸内温度无法满足HC 的进一步氧化需求。结合EGR 的影响可知，EGR的引入可进一步降低缸内温度，因此，HC排放量最小值所对应的λ随EGR 率增大而减小。当EGR率分别为13%、7%和0时，HC排放量最小值分别出现在λ为1.05、1.15 和1.15，与当量比燃烧相比分别降低146.22×10-6、263.22×10-6和234.31×10-6。就HC 排放量而言，EGR 的引入始终带来负面影响，在EGR 率为7%时的HC 排放量最小值甚至略低于EGR率为0时的HC排放量。因此，适当浓度的稀薄燃烧对控制HC排放具有一定效果，甚至可以抵消EGR所加剧的不完全燃烧程度。

从图6(c)可知：过量空气系数对CO 排放量的影响较大；随着λ增大，3 种EGR 率下的CO 排放量均出现急剧下降；当λ继续增大时，CO 排放量一直维持在一个较低水平。随着缸内氧含量的逐渐增加，为CO氧化反应的进行提供了条件，促进CO 的进一步氧化。因此，稀薄燃烧在控制CO 排放上具有显著的优势。EGR率对CO排放量的影响在当量比燃烧时较为明显，主要表现为随着EGR率增大，CO 排放量有所降低。总体上，从降低CO排放量的角度考虑，稀薄燃烧的效果明显大于EGR 的效果，当EGR 率为0 时，采用稀薄燃烧可使CO 最大下降86.7%(出现在λ=1.1)，此后，继续增加λ对降低CO 的效果不明显。在稀薄燃烧模式下，继续引入EGR对CO几乎没有影响。因此，结合图6可以推断，稀薄燃烧可作为降低综合排放的一个有效手段，在与适量EGR 耦合的情况下，可将效果发挥到最大。

3 结论

1) 当EGR 率为7%和13%时，阿特金森循环发动机的极限过量空气系数λ分别为1.30 和1.20。过量空气系数和EGR 率的增大均会降低缸内峰值压力，并使循环变动参数RCOV-IMEP增大。但在不同EGR 率下，油耗随着λ的增大均存在一个最低值，EGR率为0时的最大降幅可达6.62 g/(kW∙h)。

2) 滞燃期和燃烧持续期随着λ及EGR 率的增大均出现明显延长。以EGR 率为0，λ=1.0 为基准工况点，在稀薄燃烧耦合EGR 的影响下，滞燃期最大可增加29.73°。同样地，CA50 及CA10-90 随着EGR率和λ的增大有所增大，燃烧期向远离上止点方向移动。

3) EGR 可有效降低NOx排放，但会不可避免地引起HC排放增加，采用一定程度的稀薄燃烧可抑制HC 上升。在EGR 率为7%时，HC 排放量最小值略低于EGR率为0、λ=1.0的基准工况点HC排放量。可燃混合气越稀薄，CO排放越低。当EGR率为0 时，相较于当量比燃烧，CO 最大可降低86.7%。

4) 总体来说，从经济性考虑，单纯的稀薄燃烧技术可以实现较好的节油效果，最低油耗出现在λ=1.15 时；单纯从排放考虑，稀薄燃烧耦合EGR (EGR 率为7%)可以在几乎不影响HC 排放的前提下，NOx和CO 排放量出现大幅下降且二者几乎同时接近最低值。