不同米勒循環(huán)對沼氣機燃燒性能影響及優(yōu)化研究

蘇展望, 黃永仲, 趙華, 裴毅強, 曾志龍, 莫員, 王家祥, 祝傳艮

(1. 天津大學 機械工程學院,天津 300072; 2. 廣西玉柴機器股份有限公司,廣西玉林 537005;3. 中國北方發(fā)動機研究所,天津 300400)

隨著排放法規(guī)日益嚴峻和能效利用不斷提升,分布式能源發(fā)電用沼氣發(fā)動機正朝著大功率、高效率、低排放等高性能方向努力發(fā)展。當前,國外顏巴赫陸用發(fā)電用的J920型單燃料天然氣發(fā)電機組,其單臺最大功率已達到9.5 MW,發(fā)電效率48.7%(發(fā)電機效率按97%計算,其發(fā)動機熱效率已達到50.2%),其熱、電、冷三聯(lián)供的綜合效率為90%,氮氧化物排放≤250 mg/Nm3(排氣中氧氣含量5 %),該高性能大功率沼氣發(fā)動機關(guān)鍵核心技術(shù)主要包括米勒循環(huán)技術(shù)在內(nèi)的高效稀薄燃燒、燃氣氣道噴射、兩級增壓等先進技術(shù)[1-4]。

米勒循環(huán)技術(shù)以其降低NOx排放和提高熱效率等優(yōu)點已在柴油機和汽油機上得到了廣泛的開發(fā)、研究和應用[5-9]。米勒循環(huán)用于沼氣發(fā)動機上還可以大大降低缸壓、燃燒溫度、提高爆震裕度,因此越來越受到國際社會內(nèi)燃機同行的關(guān)注。米勒循環(huán)通過控制進氣門實際的關(guān)閉正時角(早關(guān)或晚關(guān)),實現(xiàn)有效壓縮比減小,進而實現(xiàn)膨脹比大于有效壓縮比的高效工作循環(huán),再通過高壓進氣的方式實現(xiàn)足夠進氣充量,可以達到相同功率下缸內(nèi)燃燒壓力、溫度及氮氧化物的有效降低。米勒循環(huán)還可以提高沼氣發(fā)動機幾何壓縮比,進而增加實際膨脹比,確保有效壓縮比降低,促使更多的燃燒熱能轉(zhuǎn)化為有效功率,最終實現(xiàn)較高的熱效率[10-14]。Zaccardi 等在一臺小型汽油機上開展了不同負荷下進氣門早關(guān)和晚關(guān)對發(fā)動機的性能對比研究,實驗表明在小功率工況下早米勒優(yōu)于晚米勒,在大功率工況下晚米勒可以有效率的降低爆震,早米勒表現(xiàn)出功率不足的現(xiàn)象[15]。Millo等在一臺高壓比柴油機上進行米勒循環(huán)試驗,結(jié)果表明采用米勒循環(huán)其最大爆壓和燃燒溫度降低,在一定的缸內(nèi)壓力條件下,其柴油機輸出功率提升約有5 %的能力,效率提升約2 %的效果[16]。

當前,國內(nèi)外內(nèi)燃機研究者關(guān)于米勒循環(huán)技術(shù)的研究雖然已經(jīng)相當深入,但這些研究主要針對小功率部分負荷的工況下對柴油機或汽油機降低排放和提高效率。但對于高性能大功率沼氣發(fā)動機在高功率和高爆壓的工況下,研究米勒循環(huán)技術(shù)對燃燒、充氣及性能的影響非常少。本文基于一臺大功率沼氣發(fā)動機,通過改變進氣米勒的正時和型線,對其開展不同米勒循環(huán)的技術(shù)研究,重點探索不同米勒循環(huán)對沼氣發(fā)動機額定工況下的燃燒、充氣及性能等指標的影響分析。

1 研究樣機米勒循環(huán)方案和仿真模型建立

1.1 研究對象及米勒循環(huán)方案

本文研究的對象是一款四沖程中速12缸雙增壓預混沼氣發(fā)動機,排量為79 L,轉(zhuǎn)速1 000 r/min,標定功率1 150 kW,運行最大燃燒壓力限值14 MPa。

為了實現(xiàn)不同米勒度的進氣關(guān)閉正時及型線設計,本文是在原有的奧拓循環(huán)進氣關(guān)閉時刻基礎上,通過進氣門提前關(guān)閉和推后關(guān)閉實現(xiàn)不同的米勒正時(或米勒度),凸輪型線基于多項式高次方函數(shù)進行設計,保證氣門間隙及對應角度不變的前提下,控制工作段凸輪型線加速度不大于原凸輪型線的要求下,計算出不同米勒度的凸輪型線,其進氣早米勒和進氣晚米勒型線分別如圖1和圖2所示。分別標記為“ML±米勒度”,其中“ML”表示米勒循環(huán)符號,“±”表示在原進氣關(guān)閉角基礎上提前關(guān)閉(用“-” 表示)或推遲關(guān)閉(用“+”表示),“米勒度”表示在原進氣關(guān)閉角基礎上推遲關(guān)閉或提前關(guān)閉的角度差值,例如:“ML-40”表示相對于原進氣關(guān)閉正時提前關(guān)閉40 °CA的米勒循環(huán),相對米勒度為負40 °CA。

圖1 進氣門早關(guān)氣門升程Fig.1 Lift of early closing intake valve

圖2 進氣門晚關(guān)氣門升程Fig.2 Lift of late closing intake valve

1.2 沼氣發(fā)動機GT-POWER仿真模型標定驗證

為了實現(xiàn)不同米勒循環(huán)對高性能大功率沼氣發(fā)動機的燃燒及性能等參數(shù)的影響研究,通過GT-POWER性能仿真軟件,根據(jù)該沼氣發(fā)動機的燃燒系統(tǒng)、曲軸箱系統(tǒng)及增壓中冷進排氣系統(tǒng)等結(jié)構(gòu)參數(shù),建立該發(fā)動機的仿真模擬模型,如圖3所示。

圖3 沼氣發(fā)動機GT-POWER仿真模型Fig.3 GT-POWER simulation model of biogas engine

通過試驗數(shù)據(jù)與模擬結(jié)果的對比,并標定仿真模型的燃燒模型、傳熱模型和增壓匹配等設置參數(shù),其模擬計算結(jié)果與試驗值的相對誤差小于3 %(見表1所示)。

表1 實驗數(shù)據(jù)與仿真結(jié)果誤差率Tab.1 Error rate between experimental data and simulation results

兩者一致性較好,滿足仿真分析的精度和一致性要求,因此該模型可以作為燃燒及性能等參數(shù)研究的對標虛擬樣機。

2 不同米勒循環(huán)仿真結(jié)果對比分析

為了研究不同米勒正時對燃燒、充氣及性能的影響,本文是在沼氣發(fā)動機輸出功率相同的條件下進行模擬分析,即發(fā)動機的目標功率、燃燒模型、過量空氣系數(shù)、節(jié)氣門開度等主要參數(shù)不變的條件下,單一改變增壓器的壓氣機和渦輪機的參數(shù)提高增壓壓力來進行仿真計算,在此結(jié)果基礎上研究不同米勒正時對燃燒、充氣及性能的變化規(guī)律。

2.1 不同米勒循環(huán)對燃燒影響

2.1.1 不同米勒循環(huán)對缸壓的影響

沼氣發(fā)動機缸內(nèi)燃燒壓力是衡量發(fā)動機機械負荷的主要指標之一。圖4展示了不同米勒循環(huán)下的缸內(nèi)燃燒壓力隨進氣門關(guān)閉正時變化的對比情況。圖5為不同米勒循環(huán)下的最大缸內(nèi)壓力變化趨勢圖。

圖4 不同米勒循環(huán)下的缸內(nèi)燃燒瞬態(tài)壓力Fig.4 Transient pressure of in-cylinder combustion under different Miller cycles

圖5 不同米勒循環(huán)下的最大缸內(nèi)壓力變化趨勢Fig.5 Variation trend of maximum in-cylinder pressure under different Miller cycles

從圖4和圖5中最大爆壓變化趨勢來看,隨著進氣門關(guān)閉提前,最大爆壓先增大,在ML-20時達到最大值,之后逐漸降低。這是由于進氣門關(guān)閉正時接近下止點,進氣總量不變,而有效壓縮比增大,缸內(nèi)壓力隨之增加;隨著進氣正時門關(guān)閉正時越過下止點后,有效壓縮比隨之降低,最大爆壓逐漸降低;隨著進氣門關(guān)閉推后,有效壓縮比逐漸減小,壓縮終了的溫度降低,最大爆壓逐漸一路走低。這表明:在保持功率不變的條件下,進氣門關(guān)閉正時在下止點時刻提前或推后,即實現(xiàn)早米勒或晚米勒的加深,其缸內(nèi)爆發(fā)壓力是朝著降低的趨勢發(fā)展。

2.1.2 不同米勒循環(huán)對溫度的影響

缸內(nèi)最大燃燒溫度是衡量發(fā)動機熱負荷最主要的參數(shù)之一。圖6和圖7所示為不同米勒循環(huán)時刻缸內(nèi)燃燒溫度瞬態(tài)曲線及最大燃燒溫度變化趨勢規(guī)律。

圖7 不同米勒循環(huán)時刻最大燃燒溫度變化趨勢Fig.7 Variation trend of maximum combustion temperature at different Miller cycles

由圖7可知,隨著早米勒的提前關(guān)閉或者晚米勒的推遲關(guān)閉,其缸內(nèi)最大燃燒溫度顯著降低,最大溫降達90 K。這主要是保證功率不變的條件下,進入的混合氣體一定的條件下,進入的氣體溫度較低,加之隨著早米勒提前和晚米勒推后深入,其壓縮終了的溫度顯著下降,即在點火時刻工質(zhì)的溫度已經(jīng)比原ML0時刻的溫度降低了50 K;隨著燃燒推進,最大缸內(nèi)燃燒溫度相差90 K;最大燃燒溫度在上止點后25 °CA;在之后的做功過程中,高溫燃燒氣體迅速散熱,不同米勒循環(huán)的燃燒溫度迅速降低,其溫差逐漸縮小,在排氣門打開時刻,不同米勒循環(huán)的燃燒溫度溫差減小到40 K。

2.1.3 不同米勒循環(huán)對放熱率的影響

圖8所示為不同米勒循環(huán)時刻的累計放熱率變化。由圖8可知,不同米勒循環(huán)的放熱率并基本保持不變,這是由于沼氣發(fā)動機的功率不變條件下,其混合氣的過量空氣系數(shù)一定,且點火系統(tǒng)的火花塞點火型式也未曾變化,因此在氣體濃度、點火能量和點火時刻不變的條件下,以及在壓縮終了高壓、高溫和高密度的狀態(tài)時,其進氣米勒配氣相位對瞬態(tài)放熱率影響甚微。最大放熱率均出現(xiàn)在上止點后8.5°CA的位置。

圖8 不同米勒循環(huán)時刻的累計放熱率變化Fig.8 Cumulative heat release rate changes at different Miller cycle times

2.2 不同米勒循環(huán)對充氣影響

2.2.1 不同米勒循環(huán)對進氣回流的影響

圖9所示的不同米勒循環(huán)進氣質(zhì)量流量瞬態(tài)圖。

圖9 不同米勒循環(huán)進氣質(zhì)量流量瞬態(tài)圖Fig. 9 Diagram of transient inlet mass flow with different Miller cycles

圖10 不同米勒循環(huán)壓縮終了溫度變化趨勢Fig.10 Temperature change trend at the end of different Miller cycle compression

在重疊角區(qū)域,進氣門打開初始所有米勒循環(huán)均未出現(xiàn)進氣倒流現(xiàn)象,表明進氣壓力大于缸內(nèi)壓力,此時進氣門開啟時刻合理;進氣門正時提前打開的ML-90、ML-80、ML-70、ML-60、ML-40的早米勒在進氣門關(guān)閉時刻都未發(fā)生進氣倒流現(xiàn)象,這是由于進氣門均在活塞下止點前提前關(guān)閉,進氣壓力始終大于缸內(nèi)壓力;從ML-20、ML0、ML+20、ML+40、ML+60、ML+70、ML+80、ML+90的米勒循環(huán)都發(fā)生進氣倒流現(xiàn)象,且依次倒流嚴重,這是由于隨著活塞越過下止點后,在壓縮過程缸內(nèi)壓力不斷提升,逐漸大于進氣門壓力時,就發(fā)生進氣倒流現(xiàn)象,且進氣門約晚關(guān),缸內(nèi)壓力上升越快,其倒流現(xiàn)象劇烈,進氣質(zhì)量損失越大。

2.2.2 不同米勒循環(huán)對壓縮終了缸內(nèi)溫度的影響

由于早米勒(或晚米勒)的進氣門關(guān)閉角的提前(或推遲),其有效壓縮比相應減小,其壓縮終了工質(zhì)的溫度和壓力勢必降低。由10圖所示,在ML-20到ML-90有效壓縮比從11.01減小到10.51,壓縮比減小了原來的8.2 %,溫度由412 K降低到375 K,溫度下降了原來的8.8 %,為了滿足輸出相同的功率,其進氣量相同的狀況下,其壓縮終了的工質(zhì)壓力和溫度隨之變小。

2.2.3 不同米勒循環(huán)對充氣效率的影響

圖11所示,在米勒循環(huán)ML-20時充氣效率最大,最大值為0.97,在此時刻進氣門提前關(guān)閉和推后關(guān)閉狀態(tài),其進氣充氣效率逐漸降低,特別是在米勒循環(huán)ML+90處,充氣系數(shù)最小,僅為0.52。

圖11 不同米勒循環(huán)充氣效率變化趨勢Fig.11 Variation trend of charging efficiency of different Miller cycles

這表明,隨著早米勒循環(huán)和晚米勒循環(huán)的米勒度不斷加深,其進氣充氣效率逐漸變差。相應的,為了保證一定的輸出功率的進氣量,就必須在米勒度的增大時其進氣壓力也不斷的提升,圖12為不同米勒度的增壓后進氣壓力變化趨勢圖。

圖12 不同米勒循環(huán)增壓壓力變化趨勢Fig.12 Variation trend of booster pressure in different Miller cycles

2.3 不同米勒循環(huán)對性能影響

2.3.1 不同米勒循環(huán)對燃氣消耗率的影響

圖13所示為不同米勒循環(huán)下的燃氣消耗率的計算對比結(jié)果。

圖13 不同米勒循環(huán)燃氣消耗率變化趨勢Fig.13 Variation trend of gas consumption rate in different Miller cycles

圖13表明:在目標輸出功率相同、點火燃燒一致、過量空氣系數(shù)相同等條件下,在米勒循環(huán)ML-20處的燃氣消耗率最大,最大值為174.5 g/kWh,在米勒循環(huán)ML-20之前或之后,其燃氣消耗率均減小,沼氣發(fā)動機的效率增大。這是由于:

1) 隨著早米勒提前和晚米勒的推遲,其泵氣損失不斷減小;

2) 在膨脹比不變條件下有效壓縮比降低,在PV圖中表現(xiàn)為壓縮過程缸內(nèi)壓力數(shù)值整體變小,而膨脹過程缸內(nèi)壓力基本保持不變,相應的PV圖中膨脹過程與壓縮過程的面積增大,其做正功的增加;

3) 各缸排氣溫度降低(見2.3.2節(jié)),其排氣損失也相應減小。

以上原因也充分表明:隨著早米勒進氣關(guān)閉角提前和晚米勒進氣關(guān)閉角推后其沼氣發(fā)動機的熱效率在不斷增大。

2.3.2 不同米勒循環(huán)對排溫的影響

由圖14所示,在整個仿真計算中,不同米勒循環(huán)都是在不改變點火時刻、點火能量及混合氣體濃度條件下,這相當于瞬態(tài)燃燒基本一致,在此基礎上的排溫,隨著早米勒進氣關(guān)閉角提前和晚米勒進氣關(guān)閉角推后,單缸排溫也隨之減小,單缸排溫在由873 K降低到817 K,最大可降低56 K。

圖14 不同米勒循環(huán)單缸排氣溫度變化趨勢Fig.14 Variation trend of single cylinder exhaust temperature in different Miller cycles

2.3.3 不同米勒循環(huán)對排放的影響

由于當前陸用發(fā)電用沼氣發(fā)動機排放主要控制當氧化物排放,一般以德國排放標準TA-luft為參考標準,要求氮氧化物排放≤500 mg/Nm3(排氣中氧氣含量5 %),因此本文主要對氮氧化物的排放進行對比分析。由圖15所示的不同米勒循環(huán)氮氧化物排放對比圖可知,早米勒進氣關(guān)閉角提前和晚米勒進氣關(guān)閉角推后對氮氧化物排放影響非常明顯。這是由于,米勒循環(huán)可以有效降低有效壓縮比,在壓縮終了其工質(zhì)溫度和壓力也相應降低,在過量空氣系數(shù)一定的狀況下,從火花塞點火到燃燒最大放熱時,其缸內(nèi)燃燒溫度整體降低,進而大大降低了氮氧化物生成。在米勒循環(huán)ML-90和ML+90時刻的氮氧化物分別為148.7 ppm和76.8 ppm,相比原ML0的氮氧化物排放281.9 ppm分別降低了47.2 %和72.7 %。

圖15 不同米勒循環(huán)氮氧化物的排放變化趨勢Fig.15 Variation trend of nitrogen oxide emissions in different Miller cycles

3 基于最佳米勒循環(huán)大功率天然氣機整機性能優(yōu)化提升分析

3.1 基于最佳米勒循優(yōu)選及燃燒性能結(jié)果綜合分析

通過上述不同米勒循環(huán)對沼氣發(fā)動機的燃燒、充氣及性能分析,早米勒和晚米勒都可以對于降低缸內(nèi)燃燒壓力、缸內(nèi)溫度及氮氧化物的排放,但隨著早米勒提前和晚米勒推遲,相同功率下的充氣效率降低,而增壓壓比增大。而隨著晚米勒的加強,其進氣門關(guān)閉前的進氣倒流也隨之嚴重,對于沼氣發(fā)動機來言,進氣倒流會帶來進氣回火的風險,晚米勒如ML-20、ML0、ML+20、ML+40、ML+60、ML+70、ML+80、ML+90均產(chǎn)生進氣倒流,因此這些進氣門關(guān)閉時刻不適合沼氣發(fā)動機的優(yōu)化方向,但是隨著早米勒進氣關(guān)閉角的不斷提前,充氣系數(shù)逐漸降低,相同功率下的增壓壓比也越來越高,且在ML-80處有排溫升高的凸點。

因此綜合考慮米勒循環(huán)ML-70時刻是最佳的進氣門關(guān)閉時刻, ML-70時刻與原ML0時刻的燃燒、充氣及性能參數(shù)對比如表2所示,由表可知,ML-70時刻比原ML0時刻其優(yōu)點是爆發(fā)壓力、燃氣消耗率、氮氧化物排放分別下降3.74 %、2.49 %、23.58 %,達到了降低爆震、提高效率、減小排放的目標。

表2 ML-70與原ML0米勒循環(huán)仿真結(jié)果對比Tab.2 Comparison of simulation results between ML-70 and original ML0 Miller cycles

1.13.2基于最佳米勒循不同壓縮比對整機性能提升分析

由于米勒循環(huán)有效壓縮比降低,減少了爆震傾向,提高了爆震裕度,因此在上述最佳米勒循環(huán)ML-70基礎上,可以在相同功率和最大爆壓不超過限值條件下,通過增加壓縮比和增壓壓力繼續(xù)提高燃燒和熱效率。圖16～圖20分別為在米勒循環(huán)ML-70時刻其它條件不變基礎上僅增大壓縮比的缸內(nèi)燃燒瞬態(tài)壓力、燃燒溫度、單缸排氣溫度、氮氧化物排放和燃氣消耗率變化圖。

圖16 不同壓縮比缸內(nèi)燃燒瞬態(tài)壓力Fig.16 Transient pressure of combustion in cylinder at different compression ratios

圖17 不同壓縮比缸內(nèi)燃燒瞬態(tài)溫度Fig.17 Transient combustion temperature in cylinder at different compression ratios

圖18 不同壓縮比單缸排溫變化趨勢Fig.18 Variation trend of single cylinder exhaust temperature at different compression ratios

圖19 不同壓縮比氮氧化物變化趨勢Fig.19 Variation trend of nitrogen oxides at different compression ratios

圖20 不同壓縮比燃氣消耗率變化趨勢Fig.20 Variation trend of gas consumption at different compression ratios

圖16～圖20結(jié)果表明:隨著壓縮比增大,缸內(nèi)燃燒壓力有所增加,在壓縮比為12.5時(對應ML-70-RC12.5曲線)缸內(nèi)燃燒壓力增大到121.6 bar,仍小于最大爆壓限制140 bar,其缸內(nèi)最大燃燒溫度幾乎沒有變化,排氣溫度降低了6.35 K,燃氣消耗率降低了1.82 g/kWh,氮氧化物增加了29 ppm,其排放雖然又增加,但仍滿足氮氧化物排放≤500 mg/Nm3的標準。綜合缸內(nèi)燃燒壓力、排氣溫度、燃氣消耗率及氮氧化物,其壓縮比可提高到12.5其發(fā)動機的燃燒和性能相對較優(yōu)。

表3所示為基于米勒循環(huán)ML-70且12.5壓縮比(簡稱“ML-70-RC12.5”)的性能與ML0技術(shù)參數(shù)相比較,由表可知,ML-70-RC12.5相比ML0整機燃油消耗率降低了3.57%,排溫降低了4.69%,因此高壓比的米勒循環(huán)對發(fā)動機燃燒及效率提升有一定的效果。

表3 ML-70-RC12.5與原ML0米勒循環(huán)仿真結(jié)果對比Tab.3 Comparison of simulation results between ML-70-RC12.5 and original ML0 Miller cycles

4 結(jié)論

通過在大功率沼氣發(fā)動機試驗及仿真驗證模型基礎上開展不同米勒循環(huán)和最佳米勒循環(huán)壓縮比提高的仿真分析研究,主要結(jié)論如下:

1) 在沼氣發(fā)動機輸出目標功率相同的情況下,隨著早米勒的提前和晚米勒的推后,其缸內(nèi)最大燃燒壓力、最高燃燒溫度、單缸排氣溫度、燃油消耗率及氮氧化物排放均降低明顯,這表明早米勒循環(huán)和晚米勒循環(huán)對沼氣發(fā)動機的燃燒和性能提升有較好的效果。

2) 隨著早米勒的提前和晚米勒的推后,為了保證輸出相同的功率,其增壓壓力需要提高,但其充氣效率明顯下降。

3) 隨著晚米勒的加強,進氣門關(guān)閉時刻進氣倒流現(xiàn)象明顯,容易出現(xiàn)進氣回火現(xiàn)象;早米勒在進氣門關(guān)閉時刻未發(fā)生任何進氣倒流現(xiàn)象;相比晚米勒,早米勒更好的適宜預混增壓型沼氣發(fā)動機進氣混合需求。

4) 所研究機型在不同米勒循環(huán)計算結(jié)果表明:ML-70時刻相比比原ML0時刻,其優(yōu)點是爆發(fā)壓力、燃氣消耗率、氮氧化物排放分別下降3.74 %、2.49 %、23.58 %,達到了降低爆震、提高效率、減小排放的目標。

5) 基于米勒循環(huán)ML-70提高壓縮比計算結(jié)果表明:ML-70-RC12.5相比ML0,其整機燃油消耗率降低了3.57 %,排溫降低了4.69 %,高壓比的米勒循環(huán)對沼氣發(fā)動機燃燒及效率提升有顯著的效果。