張朝輝，黃琳，任培恩，尹叢勃

（1.201805 上海市 上汽大眾汽車有限公司；2.200093 上海市 上海理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院）

0 引言

隨著乘用車節(jié)能減排法規(guī)越發(fā)嚴(yán)格，實(shí)現(xiàn)內(nèi)燃機(jī)高效燃燒和清潔排放已經(jīng)成為全世界內(nèi)燃機(jī)科研工作者共同關(guān)注的熱點(diǎn)問題。根據(jù)目前內(nèi)燃機(jī)技術(shù)的發(fā)展，可變氣門正時（VVT）[1]、渦輪增壓[2]、可變進(jìn)氣滾流[3]等進(jìn)氣控制手段被認(rèn)為是降低汽油機(jī)燃油消耗率的核心技術(shù)。通過VVT 與渦輪增壓技術(shù)結(jié)合，不同行駛工況下發(fā)動機(jī)都能獲得最佳的充氣效率，結(jié)合可變進(jìn)氣滾流，彌補(bǔ)了低小負(fù)荷下缸內(nèi)混合氣湍動能差、燃燒持續(xù)期長的問題，很大程度上提升了發(fā)動機(jī)熱效率。

然而高負(fù)荷時的過高的充氣效率增加了爆震傾向。為進(jìn)一步提高發(fā)動機(jī)熱效率，降低汽油機(jī)燃油消耗率，廢氣再循環(huán)（Exhaust Gas Recirculation，EGR）技術(shù)應(yīng)運(yùn)而生。EGR 技術(shù)應(yīng)用于缸內(nèi)直噴式發(fā)動機(jī)上能起到抑制爆震、降低油耗、減少NOX排放的效果，但同時廢氣的熱容效應(yīng)和稀釋作用又會影響發(fā)動機(jī)工作穩(wěn)定性和排放[4-7]。過高的EGR 率不僅會導(dǎo)致燃燒效率降低，燃油消耗率增大，CO 和HC 排放上升還會帶來燃燒速度緩慢、燃燒循環(huán)變動過大和排放惡化等問題[8-9]。

對于點(diǎn)燃式發(fā)動機(jī)，點(diǎn)火時刻是影響其燃燒過程以及燃燒特性的重要因素。本文擬在上述技術(shù)基礎(chǔ)之上，探索EGR 優(yōu)化發(fā)動機(jī)性能的潛力。本文與已有研究不同之處在于，研究對象為前期標(biāo)定好的商用缸內(nèi)直噴汽油機(jī)，原機(jī)性能指標(biāo)已經(jīng)達(dá)到較高水平。在動力性邊界條件以及不增加燃燒惡化（較大循環(huán)變動、過長燃燒持續(xù)期）的前提下，通過點(diǎn)火時刻與EGR 率的匹配，尋求EGR 改善發(fā)動機(jī)經(jīng)濟(jì)性及排放的最優(yōu)解，為現(xiàn)有成熟商業(yè)化發(fā)動機(jī)的性能提升提供技術(shù)參考。

1 實(shí)驗(yàn)設(shè)備及方法

1.1 實(shí)驗(yàn)用發(fā)動機(jī)及測控系統(tǒng)

為了探究低壓EGR 系統(tǒng)對發(fā)動機(jī)綜合性能的影響規(guī)律，本發(fā)動機(jī)臺架試驗(yàn)設(shè)備采用的是2.0 L 4缸缸內(nèi)直噴渦輪增壓SI 發(fā)動機(jī)。發(fā)動機(jī)基本的規(guī)格參數(shù)見表1，發(fā)動機(jī)搭載低壓EGR 系統(tǒng)的總體布置示意圖如圖1 所示。

表1 發(fā)動機(jī)參數(shù)Tab.1 Engine parameters

圖1 臺架示意圖Fig.1 Schematic diagram of bench

1.2 研究方案

本文選用在乘用車常用轉(zhuǎn)速2 000 r/min 下的涵蓋由小到大具有代表性的6 個負(fù)荷（BMEP=0.2，0.5，0.8，1.1，1.4，1.8 MPa）進(jìn)行實(shí)驗(yàn)。BMEP=1.8 MPa為2 000 r/min 全負(fù)荷工況。實(shí)驗(yàn)分2 步進(jìn)行：（1）通過正交實(shí)驗(yàn)法研究單一負(fù)荷下EGR 率與點(diǎn)火提前對發(fā)動機(jī)性能的影響；（2）在2 000 r/min 具有代表性的6 個負(fù)荷下，隨EGR 率的增加配合最佳點(diǎn)火時刻提前來彌補(bǔ)扭矩下降，找到能維持動力性不變情況下廢氣稀釋上限。

其中計算EGR 率的公式為

式中：CO2（air）、CO2(in)、CO2(exh)——由排放試驗(yàn)設(shè)備（信號）測量的環(huán)境、進(jìn)氣和排氣中的二氧化碳濃度。

為了分析低壓EGR 對增壓GDI 汽油機(jī)性能和燃燒的影響，采用燃燒診斷模型計算了增壓GDI汽油機(jī)的放熱率（HRR）[10-11]，介紹了燃燒診斷模型的假設(shè)，根據(jù)熱力學(xué)第一定律，在相態(tài)條件下，進(jìn)氣門關(guān)閉前后關(guān)閉發(fā)動機(jī)循環(huán)的排氣門開度HRR可定義為

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

圖2 為2 000 r/min 全負(fù)荷下EGR 率與點(diǎn)火角對發(fā)動機(jī)燃油消耗率（Brake Specific Fuel Consumption，BSFC）的影響。由圖2 可見，隨著EGR 率持續(xù)上升，廢氣中的惰性物質(zhì)會抑制燃燒化學(xué)反應(yīng)速率，降低燃燒效率和燃燒穩(wěn)定性，造成燃油消耗增大。在EGR 率區(qū)間為[0，9]、點(diǎn)火角區(qū)間為[-3，-9]時燃油消耗率最低為235 g/(kW·h)，而當(dāng)點(diǎn)火角為4 °CA時，隨EGR 率不斷提升，燃油消耗率幾乎與油耗的增長呈正相關(guān)，最高油耗可達(dá)300 g/(kW·h)較最低燃油消耗率增加27%，可以看出EGR 率與點(diǎn)火角的匹配對發(fā)動機(jī)經(jīng)濟(jì)性的提升有著十分重要的意義。

圖2 DOE 油耗示意圖Fig.2 DOE fuel consumption diagram

圖3 為2 000 r/min 全負(fù)荷下EGR 率與點(diǎn)火角對發(fā)動機(jī)扭矩的影響。由圖3 可見，在點(diǎn)火角一定的情況下，隨EGR 率不斷上升，發(fā)動機(jī)動力性不斷下降。結(jié)合圖4 定點(diǎn)火角隨EGR 率上升缸壓曲線的變化可以看出，EGR 的稀釋和熱容效應(yīng)導(dǎo)致可燃混合氣濃度降低，燃料燃燒所釋放的能量降低，最大爆發(fā)壓力隨EGR 率上升不斷下降，最大下降3 MPa，燃燒持續(xù)期延長，燃燒重心不斷向后偏移，發(fā)動機(jī)熱效率降低。

圖3 DOE 扭矩示意圖Fig.3 DOE torque diagram

圖4 定點(diǎn)火角缸壓曲線Fig.4 Cylinder pressure curve of fixed fire angle

圖5 為不同負(fù)荷下扭矩和點(diǎn)火提前角隨EGR 率的變化關(guān)系?？梢?，在動力性不變的前提下，通過改變點(diǎn)火提前角可使發(fā)動機(jī)獲得更大的廢氣稀釋上限。

圖5 EGR 對動力性影響Fig.5 Effect of EGR on power performance

由圖5 可以看出，不同負(fù)荷下EGR 的耐受性差異很大，全負(fù)荷下（BMEP=1.8 MPa 時）EGR 率的極限為12%，當(dāng)進(jìn)一步增大EGR 率，點(diǎn)火角的提前便不再能夠彌補(bǔ)動力性的損失。中等負(fù)荷下（BMEP=0.8，1.4，1.1，0.8 MPa），EGR 率可提升到20%及以上，主要原因是中負(fù)荷下原機(jī)狀態(tài)節(jié)氣門開度未開到最大，通過提升充氣效率配合點(diǎn)火參數(shù)優(yōu)化可在維持動力性不變的情況下獲得更大的EGR 率。而低小負(fù)荷下（BMEP=0.2 MPa）時，由于低小負(fù)荷下可燃混合氣質(zhì)量小，湍動能低不易點(diǎn)燃，若給與過高的EGR 率會導(dǎo)致缸內(nèi)燃燒惡化，大概率發(fā)生失火。

圖6 為2 000 r/min BMEP=1.8 MPa 優(yōu)化點(diǎn)火參數(shù)后的缸壓曲線。對比圖4 同工況定點(diǎn)火角缸壓曲線可知，EGR 率與點(diǎn)火角進(jìn)行最優(yōu)匹配后隨EGR率的提升缸壓曲線可維持與原機(jī)（EGR 率=0%）相當(dāng)水平，甚至最大爆發(fā)壓力可超過原機(jī)水平（如圖6 所示，當(dāng)EGR 率=3%，6%配合點(diǎn)火角提前缸內(nèi)峰值壓力均超過原機(jī)EGR=0%的狀態(tài)）。

圖6 優(yōu)化點(diǎn)火參數(shù)后的缸壓曲線Fig.6 Cylinder pressure curve after optimizing ignition parameters

由圖7 可以看出，EGR 的稀釋上限隨負(fù)荷增大呈現(xiàn)“先揚(yáng)后抑”的趨勢，具體原因已在前文闡明。EGR 率在中負(fù)荷工況（BMEP=0.8 時）可達(dá)到22.5%，配合點(diǎn)火角對燃燒相位的優(yōu)化，發(fā)動機(jī)動力性可保持與原機(jī)相當(dāng)水平。

圖7 動力性表現(xiàn)Fig.7 Dynamic performance

結(jié)合圖8可以看出，小負(fù)荷工況（BMEP=0.2～0.5 MPa）EGR 對經(jīng)濟(jì)性影響有限。這主要是因?yàn)榈退傩∝?fù)荷工況的發(fā)動機(jī)泵氣損失較大，造成發(fā)動機(jī)油耗偏大，但是EGR 的引入可以降低燃燒溫度，使火焰層流速度減小，進(jìn)而燃燒速度變緩，起到降低爆震的作用。因此實(shí)驗(yàn)過程中引入EGR 后可以對點(diǎn)火提前角適當(dāng)提前，點(diǎn)火角的提前幅度在10°CA左右?？傮w來說低速小負(fù)荷在加載EGR 后，發(fā)動機(jī)整體的油耗經(jīng)濟(jì)性表現(xiàn)并不是很突出。而中高負(fù)荷下（EGR=0.8，1.1，1.4，1.8 MPa），EGR 對發(fā)動機(jī)的經(jīng)濟(jì)性影響顯著，各工況EGR 引入后均帶來了一定程度的燃油消耗率降低，其中燃油消耗率可降低10～20 g/(kW·h)。最佳經(jīng)濟(jì)點(diǎn)（BMEP=1.4 MPa）的燃油消耗率為212 g/(kW·h)（熱效率37%）。

圖8 經(jīng)濟(jì)性表現(xiàn)Fig.8 Economic performance

為有效避免爆震對發(fā)動機(jī)的損壞，原機(jī)在各種工況下的爆震指數(shù)控制在0.5 MPa 以下。由圖9 可知，采用EGR 后，低負(fù)荷工況下的爆震指數(shù)明顯降低。在BMEP ≥1.1 MPa 的中、大載荷工況下，各工況的爆震指數(shù)基本相當(dāng)于原機(jī)，且明顯低于原機(jī)（EGR=0%）。

圖9 爆震指數(shù)與循環(huán)變動Fig.9 Knock index and cycle variation

采用EGR 后，低負(fù)荷工況下的燃燒循環(huán)變化有一定程度的降低，降低增幅為1%。在中等負(fù)荷0.8～1.4 MPa 的BMEP 下，使用EGR 后的燃燒循環(huán)變化沒有明顯的增加趨勢，然而隨負(fù)荷增大，缸內(nèi)循環(huán)變動呈現(xiàn)快速上升趨勢，在中高負(fù)荷（BMEP=1.4 MPa）下EGR 引入后COV 略有降低，全負(fù)荷工況（BMEP=1.8 MPa）時，EGR 引入后會造成過大的循環(huán)變動（COV 達(dá)到3.4%，較原機(jī)增加1%以上），這也是高負(fù)荷下無法進(jìn)一步提升廢氣稀釋上限的主要原因。

為研究優(yōu)化點(diǎn)火參數(shù)后EGR 對直噴式汽油機(jī)排放特性的影響，對引入EGR 前后的NOX、HC 和CO 排放進(jìn)行了分析。圖10 為引入EGR 前后不同工況下的NOX、HC 和CO 排放。從圖10 可知，在動力性不變的前提下，EGR 的引入可顯著降低NOX的污染排放，特別是在中、高負(fù)荷工況（BMEP=0.5～1.4 MPa），NOX下降在60%以上，個別條件的下降率達(dá)80%～90%（BMEP=1.1 MPa，NOX下降83%）。在全負(fù)荷條件下，NOX的降低也很明顯，BMEP=1.8 MPa 時NOX降低了59%。

圖10 排放示意圖Fig.10 Emission diagram

3 結(jié)論

（1）動力性邊界條件下，通過優(yōu)化點(diǎn)火參數(shù)，EGR 的廢氣稀釋上限在中等負(fù)荷（BMEP=0.8～1.4 MPa）明顯高于其他負(fù)荷（BMEP=0.2，0.5，1.8 MPa），最高可以達(dá)到22.5%。

（2）在中、高負(fù)荷（BMEP=0.8，1.1，1.4，1.8 MPa）工況下，EGR 經(jīng)濟(jì)優(yōu)勢開始顯現(xiàn)。通過優(yōu)化點(diǎn)火正時，可使AI50 提前2～9°CA，燃油經(jīng)濟(jì)性提高2.6%～10%，最低油耗降低到213 g/(kW·h)（ηe=36.8%）。

（3）動力性邊界條件下，EGR 引入對NOx排放影響顯著，各工況下平均降低60%，個別工況降低80%～90%（BMEP=1.1 MPa，83%）。引入EGR 后HC 排放增加，平均增加32%。與此同時，EGR 的引入可顯著降低CO 排放，各工況下平均降低22%。

（4）限制EGR 在高負(fù)荷下廢氣稀釋上限的主要因素是循環(huán)變動和EGR 出口溫度。高負(fù)荷下COV 對EGR 的引入反應(yīng)敏感，BMEP=1.8 MPa 時EGR 的引入造成COV 顯著增加（COV 達(dá)到3.4%，較原機(jī)增加1%以上）。