孫慧慧 王天友 張海巖

天津大學(xué)內(nèi)燃機(jī)燃燒學(xué)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室

隨著氣體燃料開采量加大，其遠(yuǎn)距離輸送、凈化脫水及儲運(yùn)技術(shù)的提高，以及內(nèi)燃機(jī)排放標(biāo)準(zhǔn)的日益嚴(yán)格，使氣體燃料發(fā)動機(jī)技術(shù)得以迅猛發(fā)展[1－2]。由于天然氣具有熱值高、辛烷值高、污染低等優(yōu)點(diǎn)，目前很多國家和地區(qū)都在發(fā)展天然氣汽車方面展開了重點(diǎn)研究，并且取得了一定的成果。在我國，天然氣儲量十分豐富，價(jià)格相對較低，有利于發(fā)展天然氣發(fā)動機(jī)汽車[3]。車用發(fā)動機(jī)以中小負(fù)荷工況為主，燃油消耗率較高，經(jīng)濟(jì)性差。而天然氣混合氣允許的過量空氣系數(shù)變化范圍為0.6～1.8，采用稀薄燃燒技術(shù)可以降低發(fā)動機(jī)熱負(fù)荷，提高天然氣發(fā)動機(jī)效率，同時(shí)降低污染物排放[4－7]。目前，國內(nèi)外開發(fā)的天然氣發(fā)動機(jī)大多采用理論空燃比與部分工況稀薄燃燒相結(jié)合的燃燒方式。

在稀薄燃燒技術(shù)的基礎(chǔ)上，提高壓縮比可以深入發(fā)掘稀薄燃燒天然氣發(fā)動機(jī)的潛能，進(jìn)一步改善天然氣發(fā)動機(jī)的熱效率[8]。目前國內(nèi)外已發(fā)表的成果中，皆是將稀薄燃燒與提高壓縮比獨(dú)立研究[3－14]，而缺少兩者結(jié)合起來對天然氣發(fā)動機(jī)性能影響的報(bào)道。為此，在一臺進(jìn)氣道噴射天然氣發(fā)動機(jī)上，在不同過量空氣系數(shù)和壓縮比條件下對發(fā)動機(jī)進(jìn)行燃燒及排放特性試驗(yàn)研究，為進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計(jì)天然氣發(fā)動機(jī)提供了理論支持和試驗(yàn)數(shù)據(jù)。

1 試驗(yàn)裝置

1.1 試驗(yàn)樣機(jī)及測試設(shè)備

試驗(yàn)用發(fā)動機(jī)為L4－DOHC型發(fā)動機(jī)，缸徑×沖程為73mm×80mm，連桿長度為129.5mm，總排量為1.339L，壓縮比為10、12。

1.2 試驗(yàn)工況

針對車用發(fā)動機(jī)普遍運(yùn)行于中小負(fù)荷下、經(jīng)濟(jì)性差的特點(diǎn)，分別在2 000r／min和2 800r／min轉(zhuǎn)速下，選取平均有效壓力0.2MPa和0.5MPa為發(fā)動機(jī)運(yùn)行工況，進(jìn)行了壓縮比10和12以及過量空氣系數(shù)1.0、1.1、1.2、1.3、1.4的對比試驗(yàn)。在同一工況下保持噴氣時(shí)刻一致，各工況下均選取最佳點(diǎn)火提前角進(jìn)行試驗(yàn)。各試驗(yàn)點(diǎn)缸壓數(shù)據(jù)連續(xù)采集50個(gè)循環(huán)，取平均值用于計(jì)算各燃燒特性參數(shù)。

2 試驗(yàn)結(jié)果及分析

2.1 燃燒特性

圖1 最高燃燒壓力隨過量空氣系數(shù)與壓縮比的變化圖

圖2 最大壓力升高率隨過量空氣系數(shù)與壓縮比的變化圖

圖1、2為缸內(nèi)最高燃燒壓力與最大壓力升高率隨過量空氣系數(shù)與壓縮比的變化圖。由圖1、2可知，隨著過量空氣系數(shù)的增加，缸內(nèi)最高燃燒壓力與最大壓力升高率略有升高，而在過量空氣系數(shù)達(dá)到1.4時(shí)出現(xiàn)下降。其原因是適當(dāng)提高過量空氣系數(shù)有利于天然氣的充分燃燒；當(dāng)過量空氣系數(shù)進(jìn)一步提高時(shí)，由于天然氣占去一部分進(jìn)氣體積，充量系數(shù)受到限制，導(dǎo)致進(jìn)入缸內(nèi)參與燃燒的燃?xì)饬繙p少，最高燃燒壓力與最大壓力升高率隨之降低。

如圖1、2所示，增加壓縮比可提高缸內(nèi)最高燃燒壓力。壓縮比的增加提高了缸內(nèi)燃燒速率，使壓縮終點(diǎn)壓力和溫度增加，缸內(nèi)壓力峰值和最大壓力升高率提高。

圖3為缸內(nèi)最高燃燒溫度隨過量空氣系數(shù)與壓縮比的變化圖。從圖3可以看出，缸內(nèi)最高燃燒溫度隨過量空氣系數(shù)先升高后降低。由于略稀薄的混合氣更有利于天然氣燃料的充分燃燒，故最高燃燒溫度升高。同時(shí)，隨著壓縮比的增加，一方面點(diǎn)火時(shí)刻混合氣溫度升高，另一方面混合氣湍流速率增加，提高了缸內(nèi)混合氣的燃燒速度，導(dǎo)致缸內(nèi)最高燃燒溫度提高。

圖3 缸內(nèi)最高燃燒溫度隨過量空氣系數(shù)與壓縮比的變化圖

圖4為氣耗率隨過量空氣系數(shù)與壓縮比的變化圖。氣耗率隨過量空氣系數(shù)的增加先降低后升高，這與最高燃燒溫度隨過量空氣系數(shù)變化規(guī)律相反?？梢?，適當(dāng)?shù)南”∪紵欣谶_(dá)到更低的氣耗率。壓縮比的增加可以進(jìn)一步降低發(fā)動機(jī)的氣耗率。

圖5為平均指示壓力循環(huán)變動系數(shù)隨過量空氣系數(shù)與壓縮比的變化圖。循環(huán)變動系數(shù)先降低后升高，最低值出現(xiàn)在過量空氣系數(shù)為1.1～1.2的工況。當(dāng)過量空氣系數(shù)達(dá)到1.4時(shí)，循環(huán)變動系數(shù)開始大幅升高，燃燒趨于不穩(wěn)定?？梢?，在適當(dāng)?shù)姆秶鷥?nèi)對天然氣發(fā)動機(jī)采用稀薄燃燒是可行的，循環(huán)變動系數(shù)滿足發(fā)動機(jī)正常工作要求。隨著壓縮比的升高，缸內(nèi)氣流運(yùn)動加劇，燃燒速率加快，導(dǎo)致循環(huán)變動系數(shù)略有升高，但最高值不超過8%。

圖4 氣耗率隨過量空氣系數(shù)與壓縮比的變化圖

圖5 平均指示壓力循環(huán)變動系數(shù)隨過量空氣系數(shù)與壓縮比的變化圖

2.2 排放特性

圖6為CO排放量隨過量空氣系數(shù)與壓縮比的變化圖。隨著混合氣逐漸變稀，混合氣中O2濃度提高，CO排放量大幅降低。另外，CO排放量隨著壓縮比的增加而降低，這是因?yàn)閴嚎s比的增加使燃燒過程中的溫度提高，后氧化能力提高，使得CO生成量降低。

圖6 CO排放量隨過量空氣系數(shù)與壓縮比的變化圖

圖7為HC排放量隨過量空氣系數(shù)與壓縮比的變化圖。隨著過量空氣系數(shù)的增加，HC排放量先發(fā)生小幅降低，后略微升高，總體變化不大。過量空氣系數(shù)增加，混合氣燃燒變得充分，HC排放略有下降；隨著過量空氣系數(shù)進(jìn)一步增加，燃燒趨于不充分，故HC排放量有所回升。隨著壓縮比的升高，缸內(nèi)壓力提高，狹隙效應(yīng)加劇，且膨脹比提高，導(dǎo)致膨脹后期燃?xì)鉁囟认陆?，減緩了HC的后氧化率，故HC排放增加。

圖8為NOx排放量隨過量空氣系數(shù)與壓縮比的變化圖。隨過量空氣系數(shù)變化，NOx排放量呈先升高后降低趨勢。在普遍富氧稀薄燃燒的環(huán)境下，由于缸內(nèi)燃燒溫度的升高，當(dāng)過量空氣系數(shù)在1.1～1.2時(shí)，NOx排放量增加。壓縮比對NOx排放量影響無明顯變化。

圖7 HC排放量隨過量空氣系數(shù)與壓縮比的變化圖

圖8 NOx排放量隨過量空氣系數(shù)與壓縮比的變化圖

綜上所述，適當(dāng)稀薄燃燒并提高壓縮比可以使天然氣發(fā)動機(jī)缸內(nèi)燃燒更充分，有利于改善發(fā)動機(jī)的經(jīng)濟(jì)性。當(dāng)壓縮比為12、過量空氣系數(shù)為1.1～1.2時(shí)，發(fā)動機(jī)氣耗率最低，CO排放量較低，HC排放量與NOx排放量均有所增加；當(dāng)過量空氣系數(shù)超過1.3時(shí)，發(fā)動機(jī)燃燒開始變得不穩(wěn)定，氣耗率有所升高。因此，綜合考慮天然氣發(fā)動機(jī)的經(jīng)濟(jì)性與排放要求，提高壓縮比并組織適當(dāng)稀薄燃燒是較為合理的選擇。

3 結(jié)論

1）隨著過量空氣系數(shù)的提高，最高燃燒壓力、最大壓力升高率以及缸內(nèi)最高燃燒溫度均呈現(xiàn)先升高后下降的變化趨勢。

2）隨著過量空氣系數(shù)的提高，氣耗率先降低后升高，在過量空氣系數(shù)為1.1～1.2時(shí)達(dá)到最低。

3）平均指示壓力的循環(huán)變動系數(shù)隨著過量空氣系數(shù)的提高先降低后升高，但最高值不超過8%。

4）隨著壓縮比的提高，發(fā)動機(jī)熱負(fù)荷增加，氣耗率降低，平均指示壓力的循環(huán)變動系數(shù)略有升高。

5）隨著過量空氣系數(shù)的增加，CO排放量大幅降低，HC排放量略有降低繼而升高，但整體變化不大，NOx排放量先升高后降低。隨壓縮比的提高，CO排放量降低，HC排放量升高，NOx排放量受壓縮比影響規(guī)律不明顯。

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