低温燃烧（精选三篇）
低温燃烧 篇1
传统柴油机燃料在压缩行程的上止点附近被直接喷入缸内,燃料与空气的混合时间很短,缸内存在混合气分布不均匀的浓区或稀区,这意味着燃油将在不同的空燃比下燃烧。为了能够同时减少发动机氮氧化物(NOx)和颗粒物(PM)排放,降低对后处理器的依赖,研究者们提出了新的燃烧理念,通过延长混合气的滞燃期、促进燃油与空气的混合和降低燃烧温度来实现的低温均质燃烧(low temperature combustion,LTC)。而实现缸内预混燃烧,燃空预混合期是一个关键因素,需要在燃烧前提供足够长的预混过程,以使燃油在燃烧前与空气充分混合,即长的滞燃期和快的混合速率,是一种同时降低柴油机碳烟和NOx排放的重要手段。不同的实现方式产生了不同的低温燃烧模式,如均质充量压燃(homogeneous charge compression ignition,HCCI)[1,2,3]、预混充量压燃(premixed charge compression ignition,PCCI)[4,5]、分层充量压燃[6]、MK(modulated kinetics)燃烧系统[7,8]、可控自燃(controlled auto ignition,CAI)等。随着这些模式的不断发展和扩展且相互交叠,它们之间的差别已变得越来越小。从预混合程度而言,实现低温燃烧的喷油策略一般采用单次喷射[9,10]和多次喷射[11,12]。文献[3]提出了开放的预混燃烧(premixed compression ignition,PCI)系统,采用早喷策略实现预混稀燃。文献[7,8]采用晚喷燃烧模式,通过将喷油正时推迟至上止点后,同时采用高EGR率,延长了滞燃期,实现了柴油机的预混合压燃PCCI。文献[14,15]采用多脉冲喷射策略和BUMP燃烧室,实现了预混稀薄扩散燃烧,开发了一种新的燃烧系统,即MULINBUMP(multi-injection and BUMP combustion chamber),基于可变增压技术和可变进气门晚关技术的高密度-低温燃烧概念,实现了全负荷高效清洁燃烧,为燃烧过程路径控制提供了新的技术途径。
本文中在一台轻载涡轮增压柴油机上采用不同的喷油正时和喷油压力结合高EGR率,研究实现低温预混合燃烧及其特性,分析不同低温预混合燃烧模式的燃烧放热、排放特性和经济性,影响控制混合期与滞燃期的因素等,以及喷油正时、喷油压力、负荷等对这些特性的影响规律,研究在轻载车用柴油机上实现低温预混合燃烧模式的特征规律。
1 试验装置与试验方案
试验用机为四缸涡轮增压、电控高压共轨柴油机。表1为柴油机的主要技术参数。试验台架系统装置如图1所示。发动机采用BOSCH电控高压共轨喷射系统,可以根据需要灵活调节喷油始点、喷射压力和喷油持续期等。采用加热型氢火焰离子化分析仪(heated flame ionization detector,HFID)测量HC排放,不分光红外分析仪(non-dispersive infrared red,NDIR)测量CO排放,化学发光分析仪(heated chemi-luminescent detector,HCLD)测量NO排放,碳烟排放采用消光式烟度计(AVL DISMOKE)测量。
表2为试验方案。高负荷工况下,受缸内最高压力升高率的限制,喷油正时(start of injection,SOI)不能早于上止点前曲轴转角为20°,最晚的SOI是上止点前曲轴转角为-5°,这主要是燃烧稳定性的限制。试验中同一运行工况时喷油持续期和喷射压力保持不变,从而保持转速和循环喷油量基本不变,各运转工况下以获得最佳燃油经济性为调整策略,所有运行工况保证冷却水温、进气温度一致。滞燃期通过CA10(累计放热量达到10%对应的曲轴转角)与喷油始点的差值计算得到;预混燃烧期定义为燃烧始点到瞬时放热率曲线两个峰值间谷点所对应的曲轴转角间隔。
2 试验结果
2.1 低温预混合燃烧的燃烧放热分析
图2为0.43MPa和0.86MPa时早喷(上止点后曲轴转角为-18°)、晚喷(上止点后曲轴转角为5°)和常规喷射正时(上止点后曲轴转角为-3°)三种较有代表性的缸压和放热率的变化情况。由图2可见,中、低负荷下,早喷预混模式的预混合燃烧很明显,大部分热量都是在预混合燃烧下释放的;但当负荷提高时,即使采用早喷方式,扩散燃烧也显著大于预混合燃烧,滞燃期相应缩短,不利于油气的混合。两种负荷下预混燃烧放热峰值均高于常规喷射正时,有利于获得良好的指示效率。在常规喷油正时,由于滞燃期很短,预混过程明显减少,放热主要是通过扩散燃烧过程,虽然燃烧相位也接近于上止点,但是放热率峰值相对并不高。
上止点后喷射(上止点前曲轴转角为-5°)的晚喷预混模式,混合过程是在活塞下行的膨胀行程进行,容积膨胀效应和缸壁对流散热量增大的因素已占主导作用,燃烧相位总体推迟,导致缸内压力和温度进一步降低,减弱了着火反应的活化条件,此时会有很长的滞燃期,使得油气混合更加均匀而且很稀薄。这种晚喷燃烧模式属于预混合化燃烧,尤其是在低负荷下基本上没有扩散燃烧部分,缸内最高燃烧压力值与早喷油燃烧方式相比下降约为33%;在高负荷下,虽然扩散燃烧比例增加,预混合燃烧比例有所降低,但依然高于早喷和常规燃烧模式的预混合燃烧比例。如图2所示,晚喷预混合燃烧模式的放热峰值显著高于常规喷射和早喷射,这一点在低负荷时尤为明显,主要是因为预混合燃烧模式为化学反应动力学控制的燃烧,一旦开始着火,全预混燃烧十分迅速,导致燃烧速率和放热率较高;但是,也不能过于推迟喷射,这会导致燃烧始点波动加剧,由于膨胀引起局部冷区燃烧猝熄,导致局部失火,加剧IMEP的波动,使得燃烧相位控制变得更复杂。
图3为不同喷油正时下滞燃期、燃烧持续期随喷油始点的变化。由图3可见,无论早喷或是晚喷预混燃烧模式,都具有比常规喷射正时燃烧模式更长的滞燃期。早喷预混模式的滞燃期处在压力和温度迅速升高的压缩过程中,更加有效地促进了燃料的雾化与蒸发过程,滞燃期内可燃混合气的形成快速且数量充分,因而整个燃烧过程依然以预混燃烧为主。而当喷油正时从上止点后曲轴转角为-3°逐渐向后推迟进入晚喷预混模式时,混合过程是在膨胀行程进行,相对于早喷预混模式而言,是处于温度逐渐降低状态下的预混合,滞燃期增大更加明显,预混合燃烧增多,燃烧持续期呈现明显减小。在上止点后曲轴转角为-8°~-3°常规喷油正时下,滞燃期最短。这是因为着火时刻发生在燃油喷射完成之前或刚刚结束附近,预混燃烧很短,燃烧主要是以非均匀的扩散燃烧为主。
由于EGR能降低混合气中氧浓度和燃烧温度,使燃烧速度降低,无论是早喷或是晚喷喷油正时模式,采用EGR条件下均延长了预混合期和滞燃期,有利于形成较为稀薄的预混合气,延缓燃烧。各喷油正时下燃烧持续期都比无EGR时的长,由于低负荷工况下喷油量少,喷雾液滴碰壁附着量很少,绝大部分燃料以空间混合为主,在燃烧前已基本完成充分的全预混,形成较为稀薄的可燃混合气,因而滞燃期延长。而随着负荷增大,循环喷油量增大,不足以使全部燃油完成预混合,在各喷射正时下滞燃期均减小。高负荷工况下,趋向于单阶段扩散燃烧,已非预混燃烧模式为主,因此滞燃期缩短,燃烧持效期相比于在低负荷时有较大的增加。
2.2 低温预混合燃烧模式的排放与经济性
图4为排放随着喷油正时和EGR率的变化。由图4可见,当采用早喷预混方式时,随着喷油始点的提前,虽然以预混燃烧模式为主,但是燃烧过程主要发生在压缩行程,处于高温状态下时间较长,因此NOx排放升高,并且在上止点前曲轴转角为18°时达到最大值。在晚喷预混燃烧模式下,虽然具有长的滞燃期,但燃烧相位远离上止点,并处于膨胀行程,燃烧温度逐渐降低,因而NOx排放逐渐降低。无论是早喷还是晚喷预混模式,都能获得长预混合期,因而缸内可燃混合气分布更加均匀,减少了易于诱发碳烟生成的缸内浓混合气团,抑制了碳烟的生成率;反观上止点后曲轴转角为-8°~-3°的常规喷油正时,无论高或低负荷下,由于以扩散燃烧为主,相比早喷或晚喷预混模式,具有更高的碳烟排放。
由图4还可见,随着推迟喷油正时直至上止点后曲轴转角为-3°以后,NOx排放基本不再降低。采用高EGR率后,缸内混合气变稀薄化,燃烧相比于无EGR时不那么剧烈,NOx排放在各种工况下均显著降低,此条件下采用EGR对NOx排放的降低程度强于调节喷油正时的影响。由此可知,晚喷虽然可以促进混合气混合的均匀化,但是并不能有效地降低缸内燃烧温度,仅有均匀化没有低温化无法有效降低NOx排放。缸内部分预混结合高EGR率的燃烧模式,兼具低温和预混燃烧特征,可以同时降低NOx和碳烟排放。在高负荷时,NOx和碳烟排放与低负荷时的趋势相同,但是由于喷油量增多,缸内燃烧温度增加,导致NOx排放增加,同时燃空当量比分布不均匀程度增大,导致碳烟排放比中低负荷时增大。
由图4还可见,低负荷晚喷预混燃烧模式下CO和HC排放急剧增大,主要是由于膨胀行程中长的燃烧持续期导致燃烧后期缸内温度降低,并引起局部冷区燃烧猝熄或局部失火,这种燃烧模式虽然兼具低温和预混燃烧特征,但燃烧不充分是CO和HC排放增大的重要因素。特别是在有EGR条件下,燃烧空间中有大量的缺氧、低温区,造成反应物在燃烧区停留时间短,HC和CO排放大幅增加。但在高负荷时,缸内燃烧温度高于低负荷,尤其是在上止点附近,因此即使在晚喷射时,也不会因为处在膨胀过程而使CO和HC排放显著增加。
图5为燃油耗值、燃烧相位和热效率随着喷油始点的变化关系。由图5可见,早喷预混燃烧模式时具有较好的燃油经济性,喷油始点为上止点后曲轴转角-12.5°附近时,燃烧相位CA50(燃烧50%累计放热量时的曲轴转角)靠近上止点。CA50是表征柴油机燃烧状态的重要参数,其值对指示效率有非常显著的影响,CA50靠近上止点时发动机的热效率最高。喷油正时提前时,发动机热效率增大,表明燃烧主要在燃烧凹坑内进行,散热损失减少,高温高压促进了HC和CO进一步氧化;晚喷预混燃烧时,虽然NOx排放和碳烟排放得到改善,但是发动机的燃油消耗率增大显著,晚喷模式的热效率比早喷模式的更低一些,一个主要原因是晚喷模式的燃烧相位更加远离上止点,等容度明显降低。前文所述表明:喷油推迟较晚时的低温燃烧和稀薄的混合气易于导致燃烧不完全,引起HC和CO排放显著增加,由于HC和CO进一步氧化反应并释放大量热能的过程被阻止,导致燃烧效率的降低[16]。所以,不能仅为降低排放而牺牲效率,依然要结合EGR率、高压喷射、进气中冷和多次喷射等先进技术来共同降低排放,实现理想的低温预混合燃烧。
2.3 喷油压力对低温预混合燃烧特性的影响
喷油压力对柴油机的油气混合过程有很大的影响,提高喷射压力促进了燃料雾化、蒸发与油气混合,同时卷吸更多的空气进入喷雾核心[17],缩短喷油持续期,油气混合程度提升,这对于以缸内部分预混燃烧为主的燃烧模式至关重要。本文中进行了喷油压力分别为100、120、140MPa时,不同喷油正时的对比试验。
如图6和图7所示,平均有效压力0.43MPa、25%EGR工况下增大喷油压力,供油速率提高,加快并改善了油气混合质量,滞燃期相应缩短,燃烧速率升高而引起燃烧始点提前,这种现象在晚喷预混燃烧时更加明显,着火滞燃期缩短,放热率随之提高。由此可知,除了采用EGR率方式外,还可以通过改变燃油喷射压力来调节燃烧始点和燃烧速率;随着喷油正时逐渐提前,这些燃烧特征参数的改变逐渐减小,放热状态的差异减小。在上止点后曲轴转角为-18°喷油始点时,燃烧压力和放热率峰值显著增大,燃烧始点几乎没有变化,因此早喷预混模式下尽管提高燃油喷射压力促进了燃空混合,但对充量混合持续时间几乎没有影响,对充量预混合效果的影响作用不明显,对燃烧始点的调节作用也有限。
图8为不同喷油压力和喷油正时下最大压力升高率的变化。由图8可见,平均有效压力0.43MPa下,在喷油压力100MPa以上进一步提高喷射压力,油气混合得到加强,燃烧过程中预混合燃烧的比例增加,燃烧速率加大,会使缸内最大压力升高率迅速上升,造成燃烧噪声恶化。尤其是采用早喷预混方式时,预混阶段集中放热更加明显,虽然可以将CA50控制在上止点附近,有利于提高燃料的热效率,但此时最大压升率升高,导致缸内工作粗暴,不利于发动机的可靠工作,甚至带来危险,这对发动机结构的机械强度提出了更高的要求。而采用晚喷预混合燃烧模式时,由于燃烧主要发生在膨胀行程,最大压升率基本没有变化。
图9为不同喷油压力下排放的变化。由图9可见,平均有效压力0.43MPa、25%EGR工况下,对于早喷预混模式,当喷油压力增加时,燃油空气混合的加强,预混合燃烧比例进一步增加,燃烧更加充分,缸内温度增加,导致NOx排放增加。对于碳烟排放,不论采用早喷或晚喷预混合燃烧模式,提高喷射压力改善混合气均匀性,总体上可以降低碳烟排放,但影响作用随着喷油逐渐提前而变得并不敏感,这与图7中滞燃期随着喷油提前并没有增大是相关联的。提高喷油压力同时增加EGR率,可以改善NOx与碳烟排放的折中关系,但对于传统燃烧方式(喷射定时为上止点后曲轴转角-8°~-3°),仅仅采用高压喷射就可明显降低碳烟排放。
由图9还可见,不论采用早喷或是晚喷预混合燃烧模式,提高喷油压力后,改善了油气混合及促进燃烧,有利于CO和HC的氧化,均会降低CO和HC排放。提高喷射压力对CO和HC排放影响的总体规律是一致的,但早喷预混合燃烧对CO和HC排放的影响不明显,晚喷预混模式虽然燃烧期内缸内温度相对较低,易于引起局部冷区燃烧猝熄或局部失火。但如前所述,提高喷油压力所获得的改善油气混合、缩短滞燃期、燃烧充分的有利条件,对降低CO和HC排放的作用变得更加重要,促进了CO和HC的氧化,因此该工况下CO和HC的排放降低。
图10为不同喷油始点下喷油压力对发动机效率和燃油耗的影响。由图10可见,平均有效压力0.43MPa、25%EGR工况下增大喷油压力虽然有助于改善燃烧,但是燃油泵耗功相应增大,降低了发动机的热效率,每种喷射压力下均存在最低燃油耗率对应的喷油始点。由此可知,喷油始点与喷射压力的相互依存关系中存在一个最佳喷油状态。所以,对这种低温预混燃烧模式而言,单纯增大喷油压力并不能获得性能的全面提高。
3 结论
(1)中低负荷时,早喷或晚喷预混模式结合高EGR率,滞燃期增大,均具有长预混合期,以预混燃烧为主,扩散燃烧过程很短,兼具预混燃烧和低温燃烧的特征,但高负荷下扩散燃烧比例增大。
(2)无论是早喷或是晚喷预混模式,均有利于形成均匀且较为稀薄的预混合气,碳烟排放显著降低。早喷预混模式处于压缩行程,燃烧温度较高,NOx排放增大;晚喷预混模式则获得NOx和碳烟排放同时降低,但喷油推迟较晚时引起HC和CO排放显著增加,并引起燃油消耗率增大。
(3)在晚喷预混模式下,改变喷油压力可调节燃烧始点和燃烧速率。但在早喷预混模式下提高喷油压力对燃烧始点和燃烧速率的调节作用不明显。
(4)增加喷油压力可以同时改善烟度、CO和HC排放,但是NOx排放略有增大,从改善发动机的排放和经济性来看,单纯提高喷油压力对发动机性能的改善是有限的。
摘要：在一台电控高压共轨涡轮增压柴油机上研究了低温预混合燃烧模式对柴油机燃烧及排放的影响。采用早喷或晚喷预混方式,结合高废气再循环(EGR)率实现低温预混合燃烧,并研究了喷油正时、EGR、喷油压力和负荷率变化对预混燃烧模式的放热规律、排放特性和经济性的影响。研究结果表明:长的燃空预混合期是实现缸内预混燃烧的一个关键因素,中低负荷时,无论是早喷或晚喷预混模式,均具有长预混合期,短的扩散燃烧过程,兼具预混燃烧和低温燃烧的特征,高负荷下扩散燃烧比例增大;晚喷预混燃烧模式下,碳烟和氮氧化物(NOx)排放同时获得降低,但低温燃烧和稀薄的混合气易导致燃烧不完全,喷油推迟较晚时引起HC和CO排放显著增加,并导致燃油消耗率增大;增加喷油压力可以同时改善碳烟、CO和HC排放,但是NOx排放增加,单纯提高喷射压力并不能获得性能的全面提高。
低温燃烧 篇2
关键词：柴油机；EGR；高密度—低温燃烧；数值模拟
中图分类号：TK421+.2 文献标志码：A 文章编号：1005-2550（2012）01-0016-04
Numerical Simulation with Low Temperature Diesel
Combustion of Different EGR on High Density
ZHAO Er-li，ZHANG Yu
(School of Traffic and Transport,Chongqing Jiaotong University，Chongqing 400074,China)
Abstract：To actually 4100 diesel engines as the research object，analysis into the EGR on the high density - low temperature diesel combustion and performance using FIRE.The results show that EGR effectively reduces the NOx emissions at the same time engine FSN rises to a certain extent. The increase of the EGR rate brings negative impacts to engine power，fuel economization and FSN emission，furthermore，as a result of drop of both the maximum explosive pressure and the peak value of the heat release rate.
Key words: diesel engine EGR；high density-low temperature combustion；numerical simulation
柴油机在HC和CO排放上具有汽油机无法比拟的优势。然而，由于柴油机NOx和碳烟排放存在“此消彼长”关系的缘故［1］，同时降低这两种排放物非常困难。尽管柴油机后处理技术取得一些进展［2］，但这种技术付诸实用尚待时日。柴油机越来越向高强化、高功率密度方向发展。为了满足日益严格的排放法规要求，柴油机需要一种有效的技术途径在降低排放物的同时提高热效率。而废气再循环（Exhaust Gas Recirculation，简称EGR)是在诸多降低NOx排放方案中操作简单又有效的方法，因此得到了广泛的应用［3］。本文应用fire软件就不同EGR率对高密度—低温柴油机燃烧、排放、动力性、经济性的影响进行了研究。
1 计算模型
1.1 建立模型
本研究以4100柴油发动机为研究对象，其基本参数及边界条件见表1。本研究中，初始条件中进气温度为313.3 K，进气压力设置为0.29 MPa，EGR率分别设置为0、0.1、0.2、0.3，缸内的气体流动模拟通过根据质量守恒、动量守恒和能量守恒求解平均运输方程实现，为使方程组封闭，必须建立模型。本文采用了标准方程。燃烧模型采用Coherent Flame Model，NOx模型选用Extend Zeldovich，Soot模型选用Lund Flamelet Model，喷油子模型采用Turbulent dispersion model，蒸发模型采用Dukowicz，破碎模型选用Wave。
1.2 模型验证
为验证所选用的模型参数设置的正确性，通过台架实验得出该发动机的示功图，再将计算所得示功图与实测示功图进行对比，如图1所示。
从图1可以看出，模拟计算的示功图与实际测量的示功图趋势相同，偏差不大，并且在上止点前都有一个小的折点1。折点之前缸内压力增加主要是由于压缩冲程影响，之后缸内压力急剧上升是由于缸内不断喷油、燃油燃烧放热和压缩冲程共同影响的结果。从图1中也可以看出，模拟结果与实际台架试验的结果不尽一致。这一方面可能是由于测量误差，会导致所测压力有所不同；另一方面由于计算初始边界条件的选取来自实际测量值和经验值，并且选取的喷油规律是方形脉冲，这对模拟结果也会产生一定的影响。但是从总体上看来，台架测得值与仿真结果是基本一致的，这样就验证了所建模型的正确性。
2 计算结果及分析
2.1 当量比分析
图2是缸内Φ-T图。从图2(a)、图2(b)可看出，在EGR率为0和0.1时，最靠近污染物主要生成区域的时刻是730 deg；从图2(c)、图2(d)可看出，EGR率为0.2和0.3时，该时刻为732.3 deg。可见，当EGR增大，靠近污染物主要生成区域的时刻推迟并避开压缩上止点。总体上看，随着EGR的增加，燃烧路径逐渐避开了NOx、Soot的主要生成区域。在EGR为0时，因为没有引入废气，缸内燃烧温度高且氧气浓度高，使燃烧路径进入NOx、Soot的主要生成区域。在EGR为0.1和0.2时，由于引入部分废气使燃烧温度下降，氧气浓度下降，使燃烧路径少部分避开了NOx、Soot的主要生成区域。但在EGR为0.3时，温度为2 200 K左右，燃烧路径有少部分进入碳烟的主要生成区域。这是由于高EGR的条件下，用部分废气替代空气，使气缸内的O2浓度降低，阻滞了燃烧反应，导致缸内最高燃烧温度有所降低。尽管此时燃烧持续期有所延长，但由于燃烧温度低，O2浓度降低，因而NOx排放大大降低［4］。
2.2 放热率和累计放热量分析
从图3（a）可看出，随着EGR的提高，放热率下降，这是因为EGR导致柴油机的充气效率降低，过量空气系数下降，从而导致燃烧速率下降。加上废气中CO2和H2O等多原子分子气体较多，使得混合气比热容升高，缸内燃烧温度下降，进一步降低了反应速率［5］。以上因素导致预混燃烧量降低，放热率峰值下降且相位后移。图3（b）可看出随着EGR的提高，累计放热量也相应减慢。这是由于在循环喷油量一定的情况下，EGR越大，废气量越多，则混合气的空燃比越小，混合气中O2浓度降低，阻滞燃烧反应，累计放热量减慢［6］。
2.3 缸内温度和压力分析
从图4（a）可看出随着EGR增加，缸内平均温度在降低。这是由于EGR增加，使放热始点推迟，同时废气中CO2和H2O的比热容比空气高，且不参加燃烧，在相同的放热情况下吸收更多的热量，从而使缸内最高平均温度降低［7］。从图4（b）中得出缸内平均压力随着EGR的增加而降低，这是由于随着EGR率的增加，引入缸内的废气增多，废气中惰性气体对燃烧化学反应的阻滞作用增强，缸内燃烧速度低，所以缸内最大爆发压力和最大压力升高率下降，从而使缸内平均压力降低［7］。
2.4 排放分析
图5中可看出碳烟的质量分数随着EGR的增加呈上升的驱势。由于EGR一方面导致残余废气系数增加，更多残余废气进入发动机循环；另一方面，采用EGR 导致的进气节流会造成进气阻力增加，新鲜充量减少。以上两种因素都导致缸内混合气的过量空气系数降低，从而引起烟度的增加［8］。从图5还看出，NOx质量分数随EGR率增加呈现下降的态势。影响NOx生成的重要因素为高温、富氧及高温富氧的持续时间［9］。在EGR为0.3时NOx质量分数最低，这是因为EGR高，部分废气替代空气，使气缸内的O2浓度降低，阻滞了燃烧反应，使缸内最高燃烧温度有所降低。尽管此时燃烧持续期有所延长，但由于燃烧温度及氧浓度低，因此造成NOx质量分数低。而在EGR为0时，NOx质量分数最高。一是由于氧浓度提高；二是温度高，燃烧反应时间较长（见图3（a）、图4（a））。综上所述，EGR率对NOx排放的影响明显，进一步增大EGR率能有效降低NOx排放。
2.5 动力性和经济性分析
图6（a）、（b）是发动机动力性、经济性曲线图。图6（a）表明，动力性指标随EGR率的增加而降低。因平均指示压力与指示功成正比，而指示功的大小可通过p-?椎图中闭合曲线所占有的面积求得［10］，从图4(b)（p-?椎图）可看出，EGR越大，示功图围成的面积越小，指示功就越小，平均指示压力也就随之下降。在发动机转速不变时，EGR率提高，使燃油消耗增加，基于由油耗线法得出的机械效率可得出，增加EGR率会使机械效率下降［11］ ，如图6(b)所示。其原因是：当废气引入量较大且柴油机负荷较高时，引入的废气量会显著影响缸内混合气的空燃比，增加了缸内混合气的浓度，使得混合气的燃烧不完全。而且，引入的废气为惰性气体，抑制了混合气的燃烧速度，使得燃烧滞后，所以柴油机的燃油消耗率有所增加［12］。总之，低EGR率对发动机有利，而高EGR率降低了发动机的动力性和经济性。
3 结论
本文在进气温度为313.3 K，进气压力为0.29 MPa的条件下研究了不同EGR率对高密度—低温柴油机燃烧的影响，得出高密度—低温柴油机燃烧模式在实现NOx的低排放方面具有较大潜力的结论。主要结论如下：
（1）在高密度—低温燃烧模式，引入EGR率，能同时降低NOx和碳烟两种排放物且能提高热效率，且最优的EGR率取值为0.1。
（2）过高的EGR率会对发动机动力性和经济性有负面影响，因此EGR率不能太高。
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低温燃烧 篇3
柴油机在HC和CO排放上具有汽油机无法比拟的优势。然而, 由于柴油机NOx和炭烟排放存在“此消彼长”关系的缘故, 要同时降低这2种排放物非常困难。尽管柴油机后处理技术取得一些进展, 但这种技术距实用化尚待时日。柴油机越来越向高强化、高功率方向发展。为了满足日益严格的排放法规和节能要求, 柴油机需要一种有效的技术途径同时降低排放物和提高热效率。苏万华等[1]提出一种高密度-低温燃烧技术, 在降低充量初始温度的条件下, 可以通过提高进气压力, 提高充量密度和控制EGR的方法来实现降低排放和高热效率。然而, 这些初始条件对燃烧和排放的影响过程有待进一步深入研究。针对这种情况, 本文应用fire软件对不同进气压力对高密度-低温柴油机燃烧和排放以及对动力性、经济性的影响进行了研究。
1 计算模型
1.1 建立模型
使用的发动机为4100柴油发动机, 基本参数及边界条件见表1。初始条件中进气温度为293.3 K, 进气压力分别设置为0.2、0.25、0.3、0.35、0.4 MPa。缸内的气体流动模拟是根据基本的守恒定律, 即质量守恒、动量守恒和能量守恒来求解平均运输方程, 为使方程组封闭, 必须建立模型。本文采用了标准方程。燃烧模型采用Coherent Flame Model, NOx模型选用Extend Zeldovich, Soot模型选用Lund Flamelet Model, 喷油器模型采用Turbulent Dispersion Model, 蒸发模型采用Dukowicz, 破碎模型选用Wave。
1.2 模型验证
为验证所选用的模型参数设置的正确性, 通过台架实验得出该发动机的示功图, 再将计算所得示功图与实测示功图进行对比, 见图1。
2 计算结果及分析
图2是缸内Φ-T图。从图2可见, 在进气压力为0.2 MPa时, 最靠近污染物主要生成区域的时刻是730 ℃A , 在0.25 MPa时为735 ℃A, 在0.3～0.4 MPa时都为725 ℃A 。从这也可看出当进气压力大于0.3 MPa后, 靠近污染物主要生成区域的时刻提前, 并靠近压缩上止点。总体上看, 在不同的进气压力下, 燃烧路径大都避开了NOx、Soot的主要生成区域。这是由于高密度-低温燃烧主要是通过提高进气压力, 降低进气充量的初始温度, 引入EGR等因素来控制燃烧路径[2]。一方面, EGR的作用及较低的进气温度使燃烧温度降低, 从而减少NOx的生成;另一方面, 高进气压力和涡流比的作用促使均质混合气的形成, 减少了局部过浓的区域, 从而减少了碳烟的生成, 同时稀薄的混合气也有利于抑制炭烟的生成[3]。在进气压力为0.2 MPa时, 温度为2000 K左右, 燃烧路径有少部分进入炭烟的主要生成区域。这是由于该进气条件下的当量比相对其它进气条件下的当量比大, 局部过浓区相对严重。炭烟的主要生成条件是高温和缺氧, 烃分子在高温和缺氧的条件下发生部分氧化和裂解, 生成各种不饱和烃类。它们不断脱氢, 聚合成以碳为主的炭烟晶核[3]。
图3是发动机各种参数对比曲线图。从图3 (a) 可看出随着进气压力的提高, 着火时刻提前, 滞燃期和燃烧持续期缩短。这是由于进气压力升高增大压缩后压力及温度, 从而增加了分子之间的碰撞频率, 缩短了分子运动的平均自由程, 加快了燃烧反应速度, 使着火时刻提前。滞燃期和燃烧持续期随进气压力的增加而缩短, 这是因为在循环喷油量一定的情况下, 进气压力越大, 空气量越多, 则混合气的空燃比越大, 混合气形成较为完善, 焰前反应充分, 使滞燃期和燃烧持续期缩短[4]。从图3 (b) 可看出随着进气压力的提高, 累计放热量也相应加快。这是由于在循环喷油量一定的情况下, 进气压力越大, 空气量越多, 则混合气的空燃比越大, 混合气形成较为完善, 燃烧越充分, 累计放热量加快。从图3 (c) 可看出随着进气压力增加, 缸内平均温度在降低。这是由于进气压力增加使进入气缸的空气量增加, 缸内最高平均温度降低。从图3 (d) 中得出缸内平均压力随着进气压力的增加而增加。进气压力对缸内压力的影响最大, 随着进气压力的增加, 缸内的压力的峰值显著的增加。这是由于进气压力提高, 燃烧着火时刻提前, 缸内最大爆发压力增大[5]。图3 (e) 中可看出炭烟的质量分数随着进气压力的增加呈下降态势。因进气压力的提高有助于过量空气系数的提高, 而炭烟生成的根本条件是缺氧和高温, 提高燃烧时的过量空气系数, 则基本上消除了缺氧这一根本条件, 同时, 过量空气系数的提高还在一定程度上降低了燃烧温度, 这也有利于降烟。从图3 (e) 还看出, NOx质量分数是随进气压力的增加先增加后下降。影响NOx生成的重要因素为高温、氧浓度、高温富氧中的滞留时间[6]。在0.2 MPa时NOx质量分数最低, 这是因为氧浓度相对较低的缘故。
而在0.25 MPa时NOx质量分数最高, 一是由于氧浓度提高;二是在温度降低不多情况下燃烧反应时间较长 (图3 (c) 、图3 (a) ) 。从进气压力0.25 MPa到0.4 MPa, NOx的质量分数呈下降态势, 这是温度进一步降低和燃烧反应时间缩短的缘故 (图3 (c) 、图3 (a) ) 。综上所述, 进气压力对排放的影响明显, 进一步增大进气压力能有效降低碳烟和NOx排放。
图3 (f) 、3 (g) 是发动机动力性、经济性曲线图。图3 (f) 表明, 动力性指标随进气压力的增加而提高。因平均指示压力与指示功成正比。而指示功的大小可通过p-φ图中闭合曲线所占有的面积求得[7]。从图3 (d) (p-φ图) 可看出, 进气压力越大, 示功图围成的面积越大, 指示功就越大, 平均指示压力也就随之提高。机械效率的增加是在发动机转速不变时, 由于增压后机械损失功率与非增压时大致相当, 加之进气压力提高, 使指示功提高, 因此增压使机械效率提高[8] , 如图3 (g) 所示。通过图3 (g) 还可看出, 进气压力提高, 油耗降低。这是因为在转速以及循环供油量不变的前提下, 指示燃料消耗率随指示功的提高而降低。
3 结 论
1) 在一定的进气温度和EGR率情况下, 提高发动机进气压力可使燃烧路径避开NOx和Soot的主要生成区域。
2) 当进气压力大于0.25 MPa后, 发动机炭烟和NOx的排放会同时降低。
3) 进气压力增加会明显改善发动机动力性和经济性。
参考文献
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