儲利民，李濤濤

（上海柴油機股份有限公司，上海200438）

0 引言

天然氣由于其具有儲量豐富，辛烷值高，著火范圍較寬，形成均質混合氣容易及燃燒清潔特點，目前已成為汽車、工業(yè)內燃機廣泛使用的代用燃料。天然氣發(fā)動機采用稀薄燃燒可以更加有效地降低排放，提高發(fā)動機可靠性和壽命，并降低使用成本。由于天然氣具有活化能較高、火焰?zhèn)鞑ニ俣嚷男再|，因而天然氣發(fā)動機的燃燒持續(xù)期較長，后燃傾向嚴重，排氣溫度較高，熱效率提高困難，稀薄燃燒會使這種趨勢更加明顯[1-2]。因此，稀薄燃燒更需要提高燃燒速度，以改善其對燃燒循環(huán)變動的不利影響[3]。深入地研究燃燒室結構對發(fā)動機性能的影響，可進一步獲得最有利于組織天然氣稀薄燃燒的燃燒室結構。

本項目在簡單分析缸內氣體流動起因、性質及對燃燒過程的作用，壓縮比對發(fā)動機的影響的基礎上，針對某款發(fā)動機設計了幾種不同燃燒室，并就燃燒室形狀和壓縮比大小對發(fā)動機工作過程和性能的影響進行試驗研究，選出一種最適合的燃燒室形狀和壓縮比。

1 燃燒室形狀對發(fā)動機工作過程的影響

燃燒室設計主要考慮的是如何保證進入氣缸的混合氣能快速完全地燃燒，同時生成的排氣污染物盡可能地少。天然氣的性質使天然氣發(fā)動機的燃燒持續(xù)期比柴油機長，熱效率比柴油機低。為了實現天然氣發(fā)動機在混合氣很稀的條件下燃燒，最大限度地發(fā)揮稀薄燃燒的優(yōu)勢，必須保證燃燒速度足夠快。燃燒速度與湍流火焰向未燃混合氣傳播的速度成正比，而湍流火焰的傳播速度又主要取決于燃燒室內的湍流強度。因此，作為稀薄燃燒的燃燒室應能夠產生足夠強的湍流，但是，增加湍流強度會增加向氣缸壁面的傳熱損失而降低發(fā)動機的熱效率，還可能吹熄火核而失火，使HC排放增加。盡管隨著可燃混合氣變稀，其熱容量會增加，同時也可以通過提高壓縮比來對傳熱損失的增加進行補償，但是，湍流強度的大小對于稀燃天然氣發(fā)動機的燃燒過程總是具有雙面作用的。缸內氣體運動是異常復雜的，除進氣過程和燃燒室結構對其有很大影響外，其他很多因素如排氣過程、發(fā)動機運轉速度和負荷、進排氣溫度和背壓等均會對缸內氣體運動產生影響，所以把湍流的成因歸結為任何單一因素都是不合適的。缸內湍流運動有2種含義：與渦流、滾流和擠流共同存在的湍流；由進氣渦流、滾流、擠流等完全蛻變轉化的湍流。不管缸內湍流是如何產生的，燃燒室形狀對缸內湍流的影響是明顯的，它決定了各種量在缸內的輸運及其空間分布，它對火焰?zhèn)鞑ニ俾屎腿紵焚|，缸壁的傳熱及污染物的形成等都具有直接的影響。

點燃式發(fā)動機燃燒室設計有2個關鍵點。首先，火花塞到整個燃燒室范圍內的距離應盡可能均衡，以保證火焰?zhèn)鞑ゾ嚯x盡可能短；其次，燃燒室結構形狀應使混合氣在缸內形成合適的湍流強度，從而優(yōu)化燃燒，有利于提高發(fā)動機的動力性、經濟性，有利于降低污染物排放。

2 壓縮比對發(fā)動機工作過程和性能的影響

壓縮比對發(fā)動機性能有多方面的影響。壓縮比越高，缸內最高壓力越高，充氣效率越高，熱效率也越高。壓縮比增加到一定數值后，熱效率隨壓縮比的增加幅度會越來越小。壓縮比增高使壓縮壓力和最高燃燒壓力均升高，導致內燃機機械效率下降[4]。壓縮比對發(fā)動機的動力性、經濟性和排放影響很大，適當提高天然氣發(fā)動機壓縮比，可以有效改善發(fā)動機的燃燒特性，從而提高發(fā)動機的功率、扭矩，并降低燃氣消耗率；但是，由于點燃式天然氣發(fā)動機在高壓縮比下會出現爆燃現象，會損壞發(fā)動機，故設計合適的壓縮比，使天然氣發(fā)動機發(fā)揮最佳性能，尤為重要。

3 壓縮比對發(fā)動機工作過程和性能影響的仿真分析

利用GT-Power建立了1維天然氣發(fā)動機整機性能模型，研究分析壓縮比對發(fā)動機工作過程和性能的影響。仿真分析的工況和條件如表1所示。采用2種壓縮比10.5和12，其最佳點火提前角根據經驗分別設定為28°曲軸轉角 （°CA） 和25°CA。

表1 不同壓縮比仿真工況和條件

理論上分析，壓縮比越大，缸內氣體壓縮程度越大。增大壓縮比可以提升發(fā)動機的膨脹比，提高指示熱效率，從而有利于提升發(fā)動機的動力性和經濟性，但是壓力升高率過大不僅會使發(fā)動機振動噪聲增加，而且易出現爆燃現象。因而，點燃式天然氣發(fā)動機的壓力升高是有一定限制的。當壓縮比增加時，需要考慮其最大壓力升高率是否在合理范圍內。2種壓縮比的壓力升高率如圖1所示，示功圖如圖2所示。

圖1 不同壓縮比下壓力升高率

由圖1可知，當壓縮比由10.5提高到12時，壓力升高率的變化趨勢與缸內壓力曲線的改變趨勢相似，同時最大壓力升高率d p/dφ為0.37 MPa/°CA，通常要求d p/dφ＜0.4 MPa/°CA，因此壓縮比增加到12是合理可行的。

由圖2可以看出，隨著壓縮比增加，缸內燃燒速度越快，缸內壓力迅速增高；并且壓縮比越大，缸內最高壓力距離上止點越近，缸內壓力也越大。這是因為壓縮比越大，缸內湍流強度越大，火焰?zhèn)鞑ニ僭娇欤s短了快速燃燒期，指示熱效率得到提高。

圖2 不同壓縮比示功圖

發(fā)動機各性能指標隨壓縮比的變化情況如表2所示。由表2可知，隨著壓縮比增加，指示熱效率由原來的34.76%升高至36.23%，提高4.23%，功率提高2.14%；有效燃料消耗率降低3.1%，由原來的204.7 g/（kW·h）降低至198.5 g/（kW·h）。由此可以得到：壓縮比增加，缸內燃料進一步被壓縮，缸內溫度和壓力都升高，加快了缸內燃料的燃燒速度，整個缸內的燃燒條件較好，從而使得指示熱效率得到提升，燃料消耗量降低。因此，增加壓縮比可在一定程度上既能提升發(fā)動機的動力性，又能使經濟性得到改善。

表2 不同壓縮比的性能參數對比

4 方案設計及驗證

4.1 方案設計

在前面3章分析的基礎上，為某天然氣發(fā)動機優(yōu)化燃燒室?；谠摪l(fā)動機的結構限制和工藝繼承性，為其新設計了2種燃燒室方案。發(fā)動機為直列4缸2氣門增壓中冷天然氣發(fā)動機，燃燒模式是稀薄燃燒。發(fā)動機基本參數見表3，原燃燒室 （原方案）和2種新方案的燃燒室形狀簡圖見圖3。原方案為淺盤形燃燒室，壓縮比為10.5，方案1和方案2采用了深碗形燃燒室，壓縮比分別是12和12.5。對3種燃燒室進行不同燃燒室形狀和壓縮比對發(fā)動機性能影響的臺架對比試驗研究，分別測試3種燃燒室的發(fā)動機，在轉速為800 r/min、1 400 r/min（扭矩點）和2 200 r/min（標定點）時的燃燒數據、外特性及13工況排放。

表3 試驗天然氣發(fā)動機基本參數

圖3 燃燒形狀簡圖

4.2 試驗設備

試驗設備和試驗條件見表4和表5。

表4 試驗設備

表5 試驗條件

4.3 試驗結果與分析

4.3.1 缸內平均溫度、壓力及燃燒放熱速率

800 r/min、1 400 r/min和2 200 r/min時，采用3種燃燒室的發(fā)動機缸內平均壓力和溫度如圖4～6所示，放熱速率如圖7～9所示。從圖4～6可見，無論發(fā)動機在高速還是中速或低速，壓縮比越大，缸內的平均壓力越大，缸內平均溫度越高；而且轉速越高，這種現象越明顯。由此可以判定壓縮比增加，會使壓縮終了時的缸內壓力升高，有利于縮短燃燒著火延遲期，有利于提高燃燒速度，但燃燒室溫度上升較慢。原方案的燃燒室形狀為淺盤型，盤口面積遠大于方案1和方案2的燃燒室盤口面積，燃燒擴散速度慢，從圖3和圖4看，原方案的燃燒室缸內平均溫度明顯高于方案1和方案2，而且燃燒延遲比較嚴重。

圖4 800 r/min時3種燃燒室缸內平均壓力和溫度

圖5 1 400 r/min時3種燃燒室的缸內平均壓力和溫度

圖6 2 200 r/min時3種燃燒室的缸內平均壓力和溫度

由圖6可以發(fā)現，隨著壓縮比增加，相同曲軸轉角的缸內溫度越高，缸內溫度峰值也增加。隨著活塞繼續(xù)向上止點運動，缸內溫度隨著壓縮比升高而升高。為了避免發(fā)動機爆震，不同壓縮比選擇的點火提前角不同。當壓縮比為10.5，點火時刻為上止點前30°CA時，從上止點前30°CA至上止點后20°CA，隨著火焰由火核中心向未燃區(qū)域傳播，越來越多的混合氣被點燃，缸內溫度持續(xù)上升。同樣，當壓縮比為12，點火時刻為上止點前26°CA時，因壓縮比增加，缸內溫度上升更快，從上止點前20°CA至上止點后20°CA，缸內溫度不斷升高，而且壓縮比越大，溫度上升得越快。這是因為一方面由于壓縮比越大，點火時刻缸內的溫度和壓力本身就越大；另一方面是由于壓縮比增大而提高了缸內的湍流速度，較大的湍流速度加快了缸內可燃混合氣的燃燒速度，讓燃料完全燃燒完的時刻提前，從而使得氣缸內的溫度升高。然而從上止點后30°CA起，缸內溫度開始下降，且隨著壓縮比的增加，溫度下降速度越快。這是因為當壓縮比增加時，缸內每循環(huán)的殘余廢氣量減小，并且壓縮比拓寬了循環(huán)溫度梯度，使得更多的熱能轉換成有用功，故燃燒結束后缸內溫度更低。

圖7 800 r/min時3種燃燒室的放熱速率

圖8 1 400 r/min時3種燃燒室的放熱速率

圖9 2 200 r/min時3種燃燒室的放熱速率

由圖7～9可知，方案1和方案2的平均放熱速率均高于原方案，低轉速時更明顯；累積放熱率要小于原方案，而方案1與方案2的差別不大。

4.3.2 發(fā)動機外特性

在800 r/min、1 400 r/min和2 200 r/min時，3種燃燒室的發(fā)動機外特性如圖10所示。從圖10可見，采用方案2燃燒室，發(fā)動機的扭矩比較大，方案1次之，原方案扭矩相比最小。壓縮比越高的燃燒室，發(fā)動機燃燒越好，燃氣消耗率越低，排氣溫度也越低，即原方案燃燒室的經濟性相對最差，方案2燃燒室的經濟性相對最佳 （燃氣消耗量比原方案的低8～10 g/（kW·h））。故從經濟性角度考良，提高壓縮比對提高發(fā)動機性能是有利的。

圖10 3種燃燒室的外特性

4.3.3 發(fā)動機排放

在800 r/min、1 400 r/min和2 200 r/min時，3種燃燒室的發(fā)動機原始排放 （不帶后處理）如表6所示。通過對比原始排放數據可知，壓縮比越高，NOx和CH4排放越大，而CO排放越小；隨著壓縮比的增大，NOx排放量也升高，這是由溫度升高造成的。方案2燃燒室的NOx比方案1燃燒室的高出1.61 g/（kW·h）。對稀薄燃燒天然氣發(fā)動機而言，NOx的升高是最不希望看到的結果。

表6 不帶后處理器的排放

5 結論

通過優(yōu)化燃燒室形狀，盡可能增加缸內氣體湍流運動和擠流運動的效果來獲得燃燒優(yōu)化。提高壓縮比，可以使發(fā)動機獲得更高的熱效率和更好的經濟性。高壓縮比能獲得好的動力性指標及經濟性指標，但同時犧牲了部分排放指標。最終的壓縮比選擇需要經過對動力性、經濟性和排放指標綜合分析后才能確定。因此，綜合考慮和分析天然氣發(fā)動機的動力性、經濟性和排放性能后，確定壓縮比為12的盆型的燃燒室是最適合此款天然氣發(fā)動機的。