趙自慶，蔡開源，王 志

(清華大學(xué) 車輛與運(yùn)載學(xué)院，北京 100084)

當(dāng)前，油耗及排放法規(guī)的不斷加嚴(yán)促使內(nèi)燃機(jī)需要不斷革新[1]．為了實(shí)現(xiàn)內(nèi)燃機(jī)的節(jié)能減排，熱效率需要進(jìn)一步提升．稀燃是提升內(nèi)燃機(jī)熱效率的有效技術(shù)途徑．此外，從燃料角度考慮，在當(dāng)前廣泛應(yīng)用的化石燃料中，天然氣是一種相對(duì)清潔的燃料，具有低碳?xì)浔戎担尫畔嗤瑹崃繒r(shí)，CO2的排放更少[2]．因此，采用天然氣為燃料、稀燃運(yùn)行的內(nèi)燃機(jī)具有更大的節(jié)能減排優(yōu)勢(shì)，值得研究和探索．隨著稀薄程度加深，內(nèi)燃機(jī)點(diǎn)火能量需要不斷提高．新型點(diǎn)火技術(shù)中，射流點(diǎn)火是更為成熟的點(diǎn)火技術(shù)[3]．在基礎(chǔ)燃燒研究方面研究發(fā)現(xiàn)，射流點(diǎn)火較普通火花塞點(diǎn)火顯著提高了燃燒速度[4]；射流的孔徑是射流室的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)，對(duì)射流速度[5]、稀燃特性等[6]有重要影響．此外，不同的孔徑也會(huì)導(dǎo)致不同的點(diǎn)火模式[7-9]．基于數(shù)值模擬采用文獻(xiàn)[10—11]方法進(jìn)一步揭示了射流火焰?zhèn)鞑ゼ叭紵裏嵝?、溫度?chǎng)和濃度場(chǎng)等分布，辨識(shí)了射流燃燒過程中的關(guān)鍵自由基．

以上射流點(diǎn)火及燃燒特性的研究基于基礎(chǔ)燃燒平臺(tái)，這豐富了射流點(diǎn)火的基礎(chǔ)研究理論，為射流點(diǎn)火的工程應(yīng)用奠定了基礎(chǔ)．為了進(jìn)一步拓展其實(shí)際應(yīng)用價(jià)值，結(jié)合內(nèi)燃機(jī)應(yīng)用平臺(tái)，組織新型的點(diǎn)火及高效清潔的燃燒模式，成為其重要的研究方向．

在內(nèi)燃機(jī)應(yīng)用研究方面，文獻(xiàn)[12]利用Mahle TJI點(diǎn)火裝置研究了射流點(diǎn)火汽油機(jī)的燃燒及排放特性，研究發(fā)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)的過量空氣系數(shù)可拓展至2.2，NOx的排放低于10×10-6．Mahle多缸機(jī)分別采用被動(dòng)式射流點(diǎn)火和主動(dòng)式射流點(diǎn)火實(shí)現(xiàn)了40.3%和42%的有效熱效率[13-14]．Shah等[15]研究發(fā)現(xiàn)射流室體積為主燃室體積的2.4%時(shí)可以取得最好的燃燒效果以及較低的NOx排放，實(shí)現(xiàn)了50%指示熱效率．Vedula等[16]在射流室內(nèi)部采用空氣輔助噴射的方式提高了燃燒穩(wěn)定性，取得了46.8%指示熱效率．Noritaka 等[17]通過優(yōu)化射流室的結(jié)構(gòu)、采用絕熱技術(shù)等在單缸汽油機(jī)上實(shí)現(xiàn)了47.2%的有效熱效率．李樹生 等[18]基于天然氣發(fā)動(dòng)機(jī)研究發(fā)現(xiàn)，更大的射流角度具有更好的抗爆性及排放性能．張強(qiáng)等[19]基于單缸柴油機(jī)研究了不同負(fù)荷下液化石油氣(LPG)射流控制柴油壓燃，發(fā)現(xiàn)通過控制點(diǎn)火角可以進(jìn)行壓燃時(shí)刻的有效控制．鄭尊清等[20]基于數(shù)值模擬研究了射流點(diǎn)火發(fā)動(dòng)機(jī)的高效清潔燃燒策略，通過控制氣門定時(shí)與EGR耦合實(shí)現(xiàn)了超低NOx排放，采用12.5的壓縮比結(jié)合延遲預(yù)噴顯著提高原機(jī)熱效率．趙自慶等[21]基于射流點(diǎn)火天然氣發(fā)動(dòng)機(jī)研究了適用射流點(diǎn)火的燃燒策略，發(fā)現(xiàn)稀燃下引入廢氣再循環(huán)(EGR)可以實(shí)現(xiàn)更好的燃燒效率和熱效率．

以上在發(fā)動(dòng)機(jī)的應(yīng)用研究中，Mahle TJI單缸機(jī)的壓縮比為10[12]，其多缸樣機(jī)的壓縮比為14[13]．Shah等[15]采用的發(fā)動(dòng)機(jī)壓縮比為13，Noritaka等[17]采用的單缸機(jī)的有效壓縮比為12.5．文獻(xiàn)[18—20]所采用的單缸發(fā)動(dòng)機(jī)的壓縮比均小于13．以上的研究大多基于傳統(tǒng)火花點(diǎn)火方式的改進(jìn)形成射流點(diǎn)火發(fā)動(dòng)機(jī)，這使射流點(diǎn)火發(fā)動(dòng)機(jī)的研究受限于已有的發(fā)動(dòng)機(jī)幾何結(jié)構(gòu)．當(dāng)前的研究所采用的發(fā)動(dòng)機(jī)壓縮比普遍小于15，針對(duì)高壓縮比下射流點(diǎn)火發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒及排放特性的研究相對(duì)較少．

基于此，筆者針對(duì)不同壓縮比下天然氣射流點(diǎn)火發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒及排放特性開展了試驗(yàn)．通過單缸天然氣發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)臺(tái)架，進(jìn)行了不同壓縮比下純空氣稀釋燃燒及排放特性的研究．為了探究射流點(diǎn)火發(fā)動(dòng)機(jī)更加高效清潔的燃燒，進(jìn)一步引入EGR，研究了EGR稀釋稀燃下的燃燒及排放特性．

1 試驗(yàn)設(shè)備及方法

研究所使用的射流點(diǎn)火天然氣發(fā)動(dòng)機(jī)是基于傳統(tǒng)火花點(diǎn)火天然氣發(fā)動(dòng)機(jī)改造而成，主要技術(shù)參數(shù)如表1所示．利用筆者課題組設(shè)計(jì)的射流點(diǎn)火器取代傳統(tǒng)火花塞，實(shí)現(xiàn)了射流點(diǎn)火功能[22]．圖1為射流點(diǎn)火天然氣發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架結(jié)構(gòu)示意．射流點(diǎn)火器集成了傳統(tǒng)的火花塞及微噴噴嘴，利用微噴噴嘴對(duì)射流室內(nèi)部進(jìn)行主動(dòng)加濃，提高射流點(diǎn)火器的射流點(diǎn)火能量，實(shí)現(xiàn)更稀薄混合氣的點(diǎn)火及燃燒．射流室的底部設(shè)置兩種不同的噴孔：底部的中間設(shè)置1個(gè)1mm直徑的中心噴孔；底部的外圍設(shè)置6個(gè)直徑為1.5mm均勻分布的周向噴孔．試驗(yàn)中，發(fā)動(dòng)機(jī)的進(jìn)氣采用壓縮空氣，利用進(jìn)氣管路中設(shè)置的壓力調(diào)節(jié)閥對(duì)進(jìn)氣壓力進(jìn)行調(diào)節(jié)，從而實(shí)現(xiàn)對(duì)進(jìn)氣流量的控制．進(jìn)氣質(zhì)量流量計(jì)對(duì)進(jìn)氣流量進(jìn)行實(shí)時(shí)測(cè)量．壓縮天然氣經(jīng)減壓閥減壓后形成0.5MPa的低壓天然氣，經(jīng)進(jìn)氣道噴嘴(PFI)噴射與進(jìn)氣預(yù)混后形成稀薄混合氣進(jìn)入主燃室．另一路壓力為2MPa的天然氣與射流天然氣噴嘴相連，為射流室提供輔助燃料．天然氣的主要組分(按摩爾分?jǐn)?shù))包括CH4(93.78%)、C2H6(4.91%)、C3H8(0.79%)及其他(0.52%)．在進(jìn)/排氣的管路中，利用穩(wěn)壓罐以保證進(jìn)/排氣的壓力穩(wěn)定．

圖1 射流點(diǎn)火天然氣發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架示意 Fig.1 Bench test of jet ignition natural gas engine

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)主要參數(shù) Tab.1 Engine specifications

試驗(yàn)中使用的壓縮比ε為11.5和17.0，是通過改變活塞的凹坑深度實(shí)現(xiàn)．圖2為兩種不同壓縮比下活塞形狀對(duì)比．發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速穩(wěn)定在1200r/min，在中高負(fù)荷及中度稀燃的工況下熱效率更高[22]．因此，試驗(yàn)中發(fā)動(dòng)機(jī)的平均有效壓力(IMEP)設(shè)為0.8MPa和1.2MPa．發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)過量空氣系數(shù)φa為0.625和0.556．表2為發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)工況參數(shù)．

表2 運(yùn)行工況 Tab.2 Operation condition

圖2 活塞對(duì)比 Fig.2 Comparison of the pistons

臺(tái)架控制系統(tǒng)基于Labview軟件及硬件進(jìn)行自主搭建．采用Kistler 6125c缸壓傳感器對(duì)缸內(nèi)壓力進(jìn)行實(shí)時(shí)測(cè)量，采用Horiba MEXA-7200氣體分析儀對(duì)氣態(tài)排放物進(jìn)行實(shí)時(shí)測(cè)量．分析中，定義CA10、CA50和CA90分別為累積放熱量達(dá)到10%、50%以及90%時(shí)的曲軸轉(zhuǎn)角．滯燃期定義為點(diǎn)火開始至CA10的曲軸轉(zhuǎn)角．燃燒持續(xù)期定義為CA10至CA90的曲軸轉(zhuǎn)角．EGR率定義為進(jìn)氣CO2體積分?jǐn)?shù)與排放CO2體積分?jǐn)?shù)的比值．

2 天然氣射流點(diǎn)火發(fā)動(dòng)機(jī)數(shù)值模擬

為了探究壓縮比對(duì)射流點(diǎn)火發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒特性的影響規(guī)律，采用BOOST軟件開展了射流點(diǎn)火發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒性能預(yù)測(cè)．圖3給出了不同壓縮比下φa＝0.556、IMEP＝1.2MPa以及相同點(diǎn)火角下的缸壓及放熱率曲線的對(duì)比．ε＝11.5時(shí)，試驗(yàn)和模擬的缸壓及放熱率曲線吻合的較好，模擬能夠反映缸內(nèi)的主體燃燒特性．從仿真結(jié)果來看，隨著壓縮比的提高，缸壓峰值越來越高，缸壓的上升速度更快．從放熱率曲線來看，放熱的時(shí)刻逐步提前，放熱率的峰值逐步提高，放熱更加集中．壓縮比的提高使壓縮終點(diǎn)的溫度更高，因而更有利于缸內(nèi)的燃燒放熱．

圖3 數(shù)值模擬缸壓及放熱率曲線對(duì)比 Fig.3 Comparison of cylinder pressure and heat release rate under different ε using numerical simulation

圖4為不同壓縮比下的滯燃期及燃燒持續(xù)期的對(duì)比．模擬中，通過掃略點(diǎn)火角使燃燒相位(CA50)在0至10°CA ATDC變化．點(diǎn)火角與燃燒相位一一對(duì)應(yīng)．點(diǎn)火角越靠前，燃燒相位則越靠前．圖4a所示在同一壓縮比下滯燃期隨著燃燒相位或點(diǎn)火角的后推而逐步降低．點(diǎn)火角越接近上止點(diǎn)時(shí)，缸內(nèi)的溫度更高，混合氣分布更加均勻，同時(shí)射流室內(nèi)部的湍流強(qiáng)度隨著活塞速度的降低而進(jìn)一步減弱，更有利于缸內(nèi)混合氣的點(diǎn)火．隨著壓縮比的提高，滯燃期逐步縮短．壓縮比的提高使缸內(nèi)壓縮過程的整體溫度提高．滯燃期的縮短與缸內(nèi)的溫度息息相關(guān)，缸內(nèi)溫度提高，滯燃期縮短，點(diǎn)火更快．圖4b所示在同一壓縮比下隨著燃燒相位的后推，燃燒持續(xù)期逐漸增加．燃燒相位后推，活塞逐漸下行，缸內(nèi)的燃燒空間逐漸增加．這導(dǎo)致火焰的傳播距離增加，燃燒持續(xù)期增加．隨著壓縮比的提高，燃燒持續(xù)期逐漸縮短．高壓縮比下缸內(nèi)壓縮終點(diǎn)的溫度提高，火焰?zhèn)鞑ニ俣戎饾u提高，缸內(nèi)的燃燒速度更快，因而燃燒持續(xù)期縮短．

圖4 數(shù)值模擬滯燃期和燃燒持續(xù)期對(duì)比 Fig.4 Comparison of ignition delay and combustion duration under different ε using numerical simulation

圖5給出了不同壓縮比下的指示熱效率的對(duì)比．當(dāng)CA50在9°CA ATDC附近時(shí)，熱效率達(dá)到峰值．隨著壓縮比的提高，發(fā)動(dòng)機(jī)的峰值熱效率逐漸提高．高壓縮比下，燃燒的更快，使提高燃燒的等容度提高，有利于熱效率的提升．

圖5 數(shù)值模擬指示熱效率對(duì)比 Fig.5 Comparison of indicated thermal efficiency under different ε using numerical simulation

3 發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)

3.1 不同壓縮比下的稀燃特性

試驗(yàn)中，轉(zhuǎn)速穩(wěn)定在1200r/min，選擇IMEP為0.8MPa和1.2MPa、發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)整體過量空氣系數(shù)φa為0.625和0.556兩種稀燃工況．圖6對(duì)比了φa＝0.625且相同點(diǎn)火角(－18°CA ATDC)時(shí)不同壓縮比、不同負(fù)荷工況下發(fā)動(dòng)機(jī)的缸壓及放熱率曲線．缸壓及放熱率曲線為發(fā)動(dòng)機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行時(shí)連續(xù)100個(gè)循環(huán)的平均．在兩種負(fù)荷工況下，高壓縮比缸壓曲線上升更迅速，缸壓峰值更高．從放熱率曲線可以看出，高壓縮比的燃燒放熱時(shí)刻更加提前．這與模擬的趨勢(shì)相同．高壓縮比下，放熱率曲線在燃燒后期存在明顯的拐點(diǎn)，使燃燒持續(xù)期拉長(zhǎng)；高壓縮比的兩種負(fù)荷下，缸內(nèi)存在明顯的后燃現(xiàn)象．

圖6 不同壓縮比和負(fù)荷下缸壓及放熱率曲線對(duì)比 Fig.6 Comparison of cylinder pressure and heat release rate under different ε and load

圖7給出了兩種負(fù)荷工況、不同壓縮比下循環(huán)波動(dòng)隨CA50的變化關(guān)系．循環(huán)波動(dòng)小于5%時(shí)認(rèn)為發(fā)動(dòng)機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行．試驗(yàn)中，掃略點(diǎn)火角使CA50維持在上止點(diǎn)后0至10°CA之間，點(diǎn)火角與CA50呈一一對(duì)應(yīng)關(guān)系．隨著點(diǎn)火角后推，燃燒相位CA50單調(diào)后推．發(fā)動(dòng)機(jī)在兩種壓縮比和兩種負(fù)荷下循環(huán)波動(dòng)隨點(diǎn)火角的掃略均小于5%，可以視為穩(wěn)定的運(yùn)行．高壓縮比下發(fā)動(dòng)機(jī)的循環(huán)波動(dòng)在兩種負(fù)荷下整體大于低壓縮比時(shí)的循環(huán)波動(dòng)．這是由于高壓縮比下，射流室與活塞頂面的距離更近，燃?xì)馍淞鞲菀鬃矒羧紵冶诿婕盎钊斆?，?dǎo)致火焰面淬熄．大面積射流火焰的淬熄導(dǎo)致接下來火焰?zhèn)鞑サ牟环€(wěn)定性增加．在IMEP＝1.2MPa且φa＝0.556的工況下，高壓縮比時(shí)的循環(huán)波動(dòng)在CA50大于6.5時(shí)循環(huán)波動(dòng)超過5%．這是由于隨著燃燒相位后推，燃燒室的體積不斷增加．火焰經(jīng)歷壁面淬熄后的傳播距離進(jìn)一步增加，燃燒不穩(wěn)定性提高，循環(huán)波動(dòng)增加．

圖7 不同壓縮比下循環(huán)波動(dòng)的對(duì)比 Fig.7 Comparison of coefficient of variation under different ε

圖8為不同壓縮比下滯燃期隨CA50的變化關(guān)系．在同一工況、相同壓縮比下，隨著點(diǎn)火角的推遲，滯燃期先降低而后略有增加．滯燃期降低是由于點(diǎn)火越接近上止點(diǎn)缸內(nèi)溫度更高，有利于射流室及缸內(nèi)燃燒．而隨著點(diǎn)火角進(jìn)一步后推，射流的時(shí)刻也更接近上止點(diǎn)，射流火焰容易撞擊活塞頂面發(fā)生淬熄，不利于主燃室內(nèi)混合氣的引燃，導(dǎo)致滯燃期的增加．滯燃期在較晚的點(diǎn)火角時(shí)增加，與模擬的結(jié)果不同．這是由于模型中并未考慮射流火焰撞壁淬熄的影響．在兩種負(fù)荷下，高壓縮比下的滯燃期整體較低壓縮比下的滯燃期更短．這表明高壓縮比下壓縮終點(diǎn)溫度的提高更有利于缸內(nèi)的燃燒放熱，這與射流點(diǎn)火發(fā)動(dòng)機(jī)模擬的趨勢(shì)一致．

圖8 不同壓縮比下滯燃期的對(duì)比 Fig.8 Comparison of ignition delay under different ε

圖9為不同壓縮比下燃燒持續(xù)期隨CA50的變化關(guān)系．相同壓縮比下，隨著點(diǎn)火角的后推，燃燒持續(xù)期逐漸縮短．而模擬結(jié)果表明，隨著燃燒相位后 推，燃燒持續(xù)期增加．這是由于實(shí)際發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)的燃燒環(huán)境較為惡劣．模擬中對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)以及射流室噴孔的壁面淬熄作用考慮不夠完善．在實(shí)際缸內(nèi)燃燒中，射流從射流室射出點(diǎn)燃主燃室混合氣時(shí)發(fā)生在壓縮行程中．射流點(diǎn)火時(shí)刻越靠前，活塞上行速度更高，射流室內(nèi)外壓差更大，因而射流需要克服的內(nèi)外壓差也更大；點(diǎn)火角越提前，射流的出口速度相對(duì)更?。送?，由于距離上止點(diǎn)更遠(yuǎn)，缸內(nèi)的溫度相對(duì)更低，壁面對(duì)射流火焰的淬熄效果更明顯．有效的射流點(diǎn)火面積受到限制，導(dǎo)致燃燒持續(xù)期在較為提前的點(diǎn)火角下更長(zhǎng)．當(dāng)點(diǎn)火角后推時(shí)，射流的速度相對(duì)提高，有效點(diǎn)火區(qū)域更大．缸內(nèi)的溫度也相對(duì)更高，更有利于缸內(nèi)的火焰?zhèn)鞑ゼ叭紵蚨紵掷m(xù)期相對(duì)縮短．隨著燃燒相位后推，雖然燃燒室體積不斷增加，但是與壁面接觸的混合氣增加，火焰在近壁淬熄面積增加．高壓縮比下的燃燒持續(xù)期明顯增加；高壓縮比下存在明顯的后燃現(xiàn)象，雖然燃燒室容積變小使火焰?zhèn)鞑ゾ嚯x縮短，但射流火焰更容易與燃燒室壁面、活塞頂部接觸而淬熄．高壓縮比下的初期燃燒速度更快，但燃燒后期火焰被壁面大量淬熄使放熱減緩．此外，高壓縮比下缸內(nèi)壓縮終點(diǎn)的壓力更高，缸內(nèi)余隙及狹縫中存儲(chǔ)了更多的未燃混合氣．隨著活塞下行，狹縫及余隙中的未燃混合氣逐漸被釋放而且高壓縮比下缸內(nèi)的平均溫度更高，使該部分未燃混合氣緩慢氧化．因而高壓縮下的燃燒持續(xù)期增加．

圖9 不同壓縮比下燃燒持續(xù)期的對(duì)比 Fig.9 Comparison of combustion duration under different ε

圖10對(duì)比了不同壓縮比的燃燒效率．燃燒效率ηc定義為：ηc＝1－(mCO·HCO＋mHC·HHC)/(mf· Hf)，其中：mf為單循環(huán)所噴燃料的總質(zhì)量；mCO、mHC分別為排氣中CO 和HC 質(zhì)量；Hf、HCO和HHC分別為燃料、CO和CH4的熱值．在同一壓縮下，燃燒效率隨燃燒相位的變化基本保持穩(wěn)定．IMEP＝0.8MPa時(shí)，兩種壓縮比的燃燒效率在φa＝0.625時(shí)相當(dāng)，而在φa＝0.556時(shí)，高壓縮比的燃燒效率增加較為明顯．IMEP＝1.2MPa時(shí)，高壓縮比下的燃燒效率提升則在6%以上．這表明大負(fù)荷工況下，高壓縮比對(duì)燃燒效率的提升更加明顯．這是由于高壓縮比、大負(fù)荷工況下缸內(nèi)的燃燒溫度更高，更有利于缸內(nèi)的混合氣燃燒及末端混合氣的氧化放熱．

圖10 不同壓縮比下燃燒效率的對(duì)比 Fig.10 Comparison of combustion efficiency under different ε

圖11為不同壓縮比下指示熱效率對(duì)比．IMEP＝0.8MPa時(shí)的熱效率比IMEP＝1.2MPa時(shí)的熱效率整體更高．由于大負(fù)荷下發(fā)動(dòng)機(jī)熱負(fù)荷更高，散熱損失相對(duì)增加，熱效率整體低于中負(fù)荷工況．IMEP＝0.8MPa時(shí)，低壓縮比的最高熱效率為φa＝0.625時(shí)的43%．高壓縮比同樣在φa＝0.625的熱效率為43.7%，較低壓縮比提升了0.7%的熱效率．在相同壓縮比及相同工況下，φa＝0.556時(shí)的熱效率低于φa＝0.625時(shí)的熱效率．這是由于隨著稀燃程度的加深，混合氣的著火性變差．另外，火焰厚度增加導(dǎo)致火焰在近壁處更容易淬熄，不完全燃燒損失增加．不同壓縮比在IMEP＝1.2MPa時(shí)呈現(xiàn)與IMEP＝0.8MPa相同的趨 勢(shì)．IMEP＝1.2MPa時(shí)，高壓縮比的最高熱效率為42.6%，較低壓縮比提升了0.7%．綜合兩種負(fù)荷下的提升效果來看，實(shí)際試驗(yàn)的最高熱效率提升幅度遠(yuǎn)低于定容循環(huán)的理論預(yù)期．這是由于在實(shí)際燃燒中后燃導(dǎo)致的等容燃燒度變差，不完全燃燒損失增加導(dǎo)致的燃燒效率降低以及散熱損失更多等因素導(dǎo)致．這表明射流點(diǎn)火在高壓縮比下的應(yīng)用需協(xié)同燃燒室的形狀匹配優(yōu)化．

圖11 不同壓縮比下指示熱效率的對(duì)比 Fig.11 Comparison of indicated thermal efficiencyunder different ε

圖12對(duì)比了不同壓縮比下的排放特性．在相同負(fù)荷以及相同壓縮比下，NOx的排放隨燃燒相位的后推而減少．這是由于缸內(nèi)放熱平緩，缸內(nèi)燃燒溫度逐步降低．φa＝0.556時(shí)的NOx排放低于φa＝0.625時(shí)的排放水平．這是由于隨著稀燃程度的加深，缸內(nèi)的燃燒溫度降低．相同φa、高壓縮比下的NOx排放高于低壓縮比下的NOx排放，這是由于高壓縮比下前期的放熱更加迅速集中，缸內(nèi)燃燒溫度相對(duì)更高．從HC排放的對(duì)比可知，HC排放對(duì)燃燒相位的變化不敏感，在同一工況下保持相對(duì)穩(wěn)定．高壓縮比時(shí)的HC排放較低壓縮比時(shí)相對(duì)更低．相同負(fù)荷下，高壓縮比的缸內(nèi)燃燒溫度更高，更有利于HC的氧化．另外，在高負(fù)荷下HC排放的下降幅度更加明顯．當(dāng)φa＝0.625時(shí)，高負(fù)荷下HC降幅達(dá)到66%．負(fù)荷提高使缸內(nèi)平均燃燒溫度提高，因而更有利于HC的氧 化．同一壓縮比下，隨著CA50的推遲，CO的排放略有降低但基本保持在相對(duì)穩(wěn)定的范圍．這是由于燃燒放熱更加平緩，缸內(nèi)的燃燒溫度略有降低，不利于缸內(nèi)燃料的氧化燃燒．相同工況下，隨著壓縮比的提高，CO排放相對(duì)更高．高壓縮比下缸內(nèi)存在明顯的后燃現(xiàn)象，燃燒溫度相對(duì)更高，有利于缸內(nèi)燃料的緩慢氧化．隨著活塞下行時(shí)溫度的降低，生成的CO沒有得到進(jìn)一步的氧化，因而排放增加．

圖12 不同壓縮比下排放的對(duì)比 Fig.12 Comparison of emission under different ε

3.2 EGR對(duì)稀燃特性的影響

進(jìn)一步選取更高熱效率負(fù)荷工況IMEP＝0.8MPa時(shí)引入EGR，研究不同比例EGR對(duì)射流燃燒特性及排放的影響．為了明確外部引入對(duì)燃燒的影響效果，根據(jù)計(jì)算[23]缸內(nèi)殘余廢氣系數(shù)在低壓縮比、IMEP＝0.8MPa時(shí)為4%，在高壓縮比、IMEP＝0.8MPa時(shí)為3%．圖13給出了在不同過量空氣系數(shù)下引入不同EGR率ηEGR的缸壓及放熱率曲線對(duì)比．在相同壓縮比以及過量空氣系數(shù)條件下，隨著EGR的提升，缸壓曲線更加平緩，缸壓峰值降低，放熱時(shí)刻逐步后推．這表明EGR的引入使缸內(nèi)的燃燒放緩，燃燒速度降低．相同EGR率下，φa＝0.556時(shí)的缸壓較φa＝0.625時(shí)的缸壓更加平緩，缸壓峰值更低．混合氣的進(jìn)一步稀釋導(dǎo)致其火焰?zhèn)鞑ニ俣冉档?，可燃性惡化．因此，更稀的過量空氣系數(shù)下燃燒放熱更加緩慢．從放熱率曲線的對(duì)比來看，φa＝0.556時(shí)的放熱時(shí)刻更晚，放熱率峰值更低．高壓縮比的缸壓上升更快；高壓縮比的放熱時(shí)刻更提前．但在放熱后期，高壓縮比的放熱率曲線存在明顯的拐點(diǎn)；高壓縮比的燃燒后期放熱緩慢，燃燒持續(xù)期拉長(zhǎng)．隨著EGR率的提高，該拐點(diǎn)逐漸后推．

圖13 不同EGR率下缸壓與放熱率曲線的對(duì)比 Fig.13 Comparison of cylinder pressure andheat release profiles with different EGR ratios

圖14給出了在不同過量空氣系數(shù)下引入不同EGR率的循環(huán)波動(dòng)對(duì)比．在同一壓縮比且相同過量空氣系數(shù)下，隨著EGR率的提高，循環(huán)波動(dòng)整體增加．相同EGR時(shí)，φa＝0.556比φa＝0.625的整體循環(huán)波動(dòng)更高．EGR的引入使缸內(nèi)的混合氣惰性增加，混合氣的火焰?zhèn)鞑ニ俣燃翱扇夹宰儾?，因而缸?nèi)的燃燒穩(wěn)定性變差．在更稀的過量空氣系數(shù)下引入EGR則使缸內(nèi)的燃燒穩(wěn)定性進(jìn)一步惡化．φa＝0.625時(shí)，發(fā)動(dòng) 機(jī)可引入的EGR率可達(dá)到10%，而在φa＝0.556時(shí)可引入的EGR率小于10%．發(fā)動(dòng)機(jī)在φa＝0.556時(shí)可穩(wěn)定運(yùn)行在EGR率為5%下．隨著稀燃程度的加深，可引入的EGR比例降低．相同工況、高壓縮比時(shí)的循環(huán)波動(dòng)高于低壓縮比時(shí)的循環(huán)波動(dòng)，壓縮比的提高使燃燒室容積進(jìn)一步縮?。淞骰鹧娓菀讻_擊活塞頂部以及燃燒室壁面．雖然高壓縮比下初期的燃燒放熱較迅速，但是射流火焰的大面積淬熄不利于燃燒后期的火焰?zhèn)鞑ィ@使缸內(nèi)燃燒的整體不穩(wěn)定性增加，進(jìn)而促使發(fā)動(dòng)機(jī)的循環(huán)波動(dòng)提高．

圖14 不同EGR率下循環(huán)波動(dòng)的對(duì)比 Fig.14 Comparison of coefficient of variation with different EGR ratios

圖15對(duì)比了不同過量空氣系數(shù)下引入不同EGR率的滯燃期和燃燒持續(xù)期．圖15a所示在相同過量空氣系數(shù)下EGR率增加，滯燃期增加．相同EGR率下，φa＝0.556時(shí)滯燃期比φa＝0.625時(shí)的滯燃期更長(zhǎng)．EGR的引入以及過量空氣系數(shù)的進(jìn)一步增加均可使混合氣的火焰?zhèn)鞑ニ俣纫约翱扇夹宰儾?，因而?dǎo)致滯燃期的增加．對(duì)比相同工況下，壓縮比的提高使滯燃期整體縮短．這是由于高壓縮比下，壓縮終點(diǎn)的溫度更高，因而有利于混合氣的點(diǎn)火及燃燒．圖15b對(duì)比了不同過量空氣系數(shù)下引入不同EGR率的燃燒持續(xù)期．在低壓縮比、φa＝0.625時(shí)，隨著EGR率從5%提高至10%，燃燒持續(xù)期平均提高了2°CA左右．相同EGR率下，φa＝0.556時(shí)的燃燒持續(xù)期較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內(nèi)混合氣的惰性提高，燃燒放熱變緩．相同工況、高壓縮比下的燃燒持續(xù)期明顯高于低壓縮比下的燃燒持續(xù)期，高壓縮比下后燃現(xiàn)象嚴(yán)重，使燃燒持續(xù)期拉長(zhǎng)，燃燒持續(xù)期的差異較?。@是由于嚴(yán)重的后燃使燃燒持續(xù)期的變化不再明顯． 圖16給出了不同EGR下的燃燒效率和熱效率的對(duì)比．圖16a所示在相同過量空氣系數(shù)下提高EGR率使缸內(nèi)的燃燒惡化，燃燒效率下降．保持 EGR率不變，稀燃程度的加深使缸內(nèi)的燃燒惡化，燃燒效率下降．相同工況、高壓縮比下的燃燒效率低于低壓縮比下的燃燒效率．與不引入EGR的純稀燃工況相比，引入EGR使高壓縮比下的燃燒效率降低．這表明EGR對(duì)缸內(nèi)燃燒的影響在高壓縮比下更加明顯．由于高壓縮比下存在較為嚴(yán)重的后燃現(xiàn)象，EGR的引入使缸內(nèi)燃燒溫度降低，同時(shí)混合氣的惰性提高．這對(duì)高壓縮比下后期緩慢的放熱燃燒而言不利，導(dǎo)致未燃損失進(jìn)一步增加．因而高壓縮比下的燃燒效率降低的較為明顯．

圖15 不同EGR率下滯燃期和燃燒持續(xù)期的對(duì)比 Fig.15 Comparison of ignition delay and combustion duration with different EGR ratios

圖16b所示在相同壓縮比和過量空氣系數(shù)下隨著EGR率的提高，熱效率降低．相同EGR率下， φa＝0.625時(shí)的熱效率高于φa＝0.556時(shí)的熱效率．高EGR率以及深度的稀燃使燃燒效率降低，不完全燃燒損失增加，不利于熱效率的提升．因此，更可靠的缸內(nèi)稀燃才有利于提高熱效率．高壓縮比下，EGR的引入使缸內(nèi)的燃燒惡化，燃燒效率下降．雖然EGR的引入有利于降低散熱損失，但是EGR對(duì)高壓縮比下燃燒惡化的影響使散熱損失的收益降低，導(dǎo)致熱效率提升不明顯．綜上，采用5% EGR稀釋策略后，最高熱效率在低壓縮比、φa＝0.625工況下達(dá)到44%．

圖16 不同EGR率下燃燒效率和指示熱效率的對(duì)比 Fig.16 Comparison of combustion efficiency and indicated thermal efficiency with different EGR ratios

圖17為不同EGR率下排放的對(duì)比．在同一壓縮下，隨著EGR率的提高或稀燃程度的加深，NOx排放逐漸降低．稀釋程度的加深不僅使缸內(nèi)混合氣的比熱容提高，而且使混合氣的可燃性惡化．缸內(nèi)的燃燒放熱變緩，未燃損失增加，缸內(nèi)的燃燒溫度降低，不利于NOx的生成．與純稀燃工況的對(duì)比一致，相同過量空氣系數(shù)下引入同等比例EGR時(shí)，高壓縮比的NOx排放更高．隨著EGR比例的增加以及稀燃程度的加深，HC排放逐漸增加．隨著稀釋程度的加深，混合氣的著火性變差，火焰?zhèn)鞑ニ俣冉档?，火焰厚度增加，火焰更容易淬熄，不利于缸?nèi)的燃燒．近壁處及狹縫中未燃HC增加，導(dǎo)致燃燒效率下降．高壓縮比下缸內(nèi)的燃燒惡化嚴(yán)重，HC排放進(jìn)一步增加．在不同的壓縮比下，CO的排放呈現(xiàn)不同的趨勢(shì)．在低壓縮比下，隨著EGR率的增加或稀燃程度的加深，缸內(nèi)的燃燒放緩．缸內(nèi)燃燒溫度降低不利于CO的氧化．因此，CO的排放有逐漸增加的趨勢(shì)．在高壓縮比下，隨著EGR率的增加或稀燃程度的加深，CO的排放逐漸降低．這是由于在高壓縮比時(shí)存在較長(zhǎng)的后燃持續(xù)期，后燃發(fā)生在活塞下行時(shí)，缸內(nèi)的溫度逐漸下降．缸內(nèi)的溫度可以使燃料發(fā)生緩慢的氧化放熱生成CO，卻不利于CO的進(jìn)一步氧化．因此，在燃燒相對(duì) 較好的情況下，后燃的存在使CO的排放相對(duì)較高．

圖17 不同EGR率下排放的對(duì)比 Fig.17 Comparison of emissions with different EGR ratios

4 結(jié)論

基于臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)合一維仿真就壓縮比對(duì)射流點(diǎn)火燃燒特性進(jìn)行了預(yù)測(cè)及分析，結(jié)合臺(tái)架試驗(yàn)研究了高壓縮比下射流點(diǎn)火天然氣發(fā)動(dòng)機(jī)的稀燃及排放特性，為了實(shí)現(xiàn)更加高效清潔燃燒，進(jìn)一步研究了引入EGR稀釋稀燃下的燃燒及排放特性．具體結(jié)論如下：

(1) 壓縮比從11.5提高至17.0，在純空氣稀釋稀燃下有助于熱效率提升，最高指示熱效率達(dá)到43.7%；引入EGR稀釋后，高壓縮比下缸內(nèi)燃燒惡化嚴(yán)重，最高指示熱效率在低壓縮比下達(dá)到44%．

(2) 高壓縮比下，射流火焰更容易撞擊燃燒室壁面導(dǎo)致大面積淬熄，燃燒初期燃燒放熱迅速，燃燒后期放熱變緩；燃燒室及射流室余隙中存儲(chǔ)的大量未燃碳?xì)鋵?dǎo)致后燃現(xiàn)象加?。蝗紵掷m(xù)期顯著增加．

(3) 純空氣稀釋稀燃時(shí)，高壓縮比下HC排放相對(duì)降低，而CO、NOx排放相對(duì)增加；燃燒溫度的提高有助于HC的氧化以及NOx的生成，嚴(yán)重的后燃成為CO的重要來源，引入EGR后，高壓縮比下HC排放相對(duì)增加，CO排放與低壓縮比趨勢(shì)相反；EGR使缸內(nèi)溫度降低，不利于后期燃燒中HC氧化，因而 CO來源及排放減少．