天然气混氢发动机稀燃极限影响因素试验研究

王欣，张红光，姚宝峰，3，孙晓娜，雷艳，王道静，白小磊，葛蕴珊

(1.北京工业大学 环境与能源工程学院，北京100124;2.北京理工大学 机械与车辆学院，北京100081;3.北京交通大学机械与电子控制工程学院，北京100044)

0 引言

目前，我国的石油对外依存度已经达到54%，能源形势十分严峻。发展新型代用燃料是化解我国能源对外依赖的一条有效途径。天然气和氢气被认为是最有潜力的内燃机代用燃料［1］，而且我国天然气储量丰富，分布较广，天然气发动机技术也较为成熟。但是，由于天然气点火能量高、火焰传播慢等特点，使其不易实现稀燃。此前的研究表明，在天然气中掺入一定比例的氢气，形成HCNG，作为燃料使用，可以有效地降低点火能量，提高火焰速度，拓展稀燃极限［2-4］。本文在一台改装为天然气燃料的JL465Q5 发动机上燃用HCNG 进行了台架试验，以研究点火提前角、掺氢比、节气门开度、发动机转速以及机油和冷却水温度对HCNG 发动机的稀燃极限的影响。

1 稀燃极限的定义方法

多年以来，国内外学者已经从各个角度对稀燃极限进行了比较深入的研究，并且提出了多种对稀燃极限的定义方法。Quader 对发动机在稀燃极限附近的燃烧现象进行了研究和解释，并对失火极限进行了定义［5］。Heywood 推荐使用平均指示压力的循环变动率(COVimep)达到10%时的过量空气系数作为稀燃极限［6］。而John T.Kubesh 在此基础上还依据发动机的HC 排放来进行稀燃极限的判定［7］。此外，Tokuta Inoue 等学者利用缸间变动来研究稀燃极限［8］。而近年来国内也对各种燃料发动机的稀燃极限开展了很多研究，姚宝峰等曾开展对CNG 发动机的稀燃极限的试验研究，并认为转速变动系数、扭矩变动系数、HC 排放等参数适合作为稀燃极限的判据，并给出了相应的评价指标［9］。王振锁等对LPG 发动机的稀限判据也进行了深入的研究［10］。根据文献［6］推荐的方法，在本文中，稀燃极限被定义为发动机连续200 循环平均指示压力的循环变动率达到10%时的过量空气系数。在实际试验过程中，受精度所限，难以使COVimep刚好为10%，则以COVimep使最为接近10%的工况点的过量空气系数为该条件下的稀燃极限。

2 试验条件和方法

2.1 试验条件

试验使用的原机为重庆江陵发动机有限公司生产的JL465Q5 型汽油机，单顶置凸轮轴，每缸两气门，基本参数在表1中列出。

表1 JL465Q5 型发动机原机参数Tab.1 Specifications of engine type JL465Q5

在原机基础上，通过自行加装燃气供给系统并开发了电控单元，使其适合燃用气体燃料。改装后的发动机为电控节气门体喷射。燃气供给系统包括气瓶、减压阀、燃气喷射阀等。试验所用的HCNG，为预混合气，贮存在专用钢瓶内，燃气供给系统如图1所示。电控系统为多片式设计，使用ATmega128 和ATmega8 两种8 位单片机，分别用于控制燃气喷射、点火提前角和与上位机的通讯;通过与上位机的通讯，可以实现对喷气脉宽、点火提前角等发动机运行参数实时在线调整。试验所用的天然气为北京市市售天然气，所用氢气的纯度为99.9%。

图1 燃气供给系统示意图Fig.1 Sketch map of fuel supply subsystem

发动机测控系统采用湘仪动力测试仪器有限公司生产的普联FC2000 发动机测控系统，主要包括GW160 型电涡流测功机，FC2010 发动机测控仪，FC2110 油门励磁加载单元等，可以实现发动机定节气门开度、定转速等控制。试验中，过量空气系数的测量使用日本HORIBA 公司生产的MEXA-700λⅡ型空燃比分析仪，本文中的试验基本在过量空气系数Φa＞1.4 的条件下进行，该设备在1.376Φa到2.062Φa间的测量精度为±0.048Φa.缸压信号通过安装在发动机第一缸上的Kistler 6117BFD 型火花塞式压电晶体缸压传感器进行采集。曲轴转角信号由长春禹衡AFL-A 型光电编码仪检测，分辨率为0.2°CA.试验的测控系统在图2中给出。

图2 试验测控系统示意图Fig.2 Sketch map of experiment system

2.2 试验方法

试验中所采用的各项参数均在表2中给出。

表2 试验所包含的工况点Tab.2 Testing parameters in this present paper

研究点火提前角对稀燃极限的影响时，首先通过上位机通讯设定目标点火提前角，然后在该点火提前角条件下，通过调节喷气脉宽来改变过量空气系数，待发动机运转稳定后，使用自行编写的程序采集缸压信号并计算COVimep，当COVimep达到10%时，认为此时的过量空气系数为该工况下的稀燃极限。而后，调整点火提前角至下一工况，继续试验，点火提前角的步长为2°CA.

研究其他影响因素时，首先需要确定各工况下的稀燃极限所对应的点火提前角(LLT).所谓LLT，指的是该燃料掺氢比、转速和节气门开度条件下取得稀燃极限最大值时所对应的点火提前角。由于发动机运行参数或燃料成分的改变，固定点火提前角对燃料的燃烧和放热会产生一定的影响，进而对试验结果造成影响。而且在此前的试验中，最大制动转矩所对应的点火提前角在各工况中不完全与LLT重合，因此，在对掺氢比、节气门开度、发动机转速、机油温度和冷却水温度等因素进行研究时，本文采用LLT 角条件。

在对点火提前角、掺氢比、发动机转速和节气门开度4 项因素进行研究时，发动机的机油温度控制在90 ℃～95 ℃，冷却水温度控制在80 ℃～85 ℃.研究机油温度的影响时，冷却水温度控制在80 ℃～85 ℃.而研究冷却水温度的影响时，机油温度控制在90 ℃～95 ℃.

3 试验结果及分析

3.1 点火提前角

图3中给出了点火提前角对稀燃极限影响的关系曲线。图中关系表明，随着点火提前角的增加，发动机的稀燃极限先增大后减小，即过大和过小的点火提前角都会使发动机的稀燃极限减小。产生上述现象的原因主要是由于点火提前角过大时，混合气过早被点燃，燃烧压力的峰值出现过早，从而使得在压缩行程中的负功增加，发动机的动力性和工作稳定性均有所下降，表现为循环变动率增加，稀燃极限减小。同时，过大的点火提前角还使得在燃烧初期火核的稳定性下降，燃烧过程中的爆震趋势增强，这两种因素都使得发动机的工作变得不稳定，从而对拓展稀燃极限产生消极影响。而当点火提前角过小时，混合气的燃烧等容度降低，加之在稀燃极限附近的混合气火焰传播速度大大降低，只有一部分可燃混合气在上止点前进行了燃烧，而在做功行程中燃烧的燃料增加［11］;另外，减小点火提前角还会使得发动机的传热损失增加;这些都会导致发动机的热效率降低，动力性变差，工作稳定性变坏 ，从而降低了稀燃极限。

图3 点火提前角对稀燃极限的影响Fig.3 Influence of ignition timing on lean-combustion limit

3.2 掺氢比

图4给出了掺氢比和稀燃极限的关系曲线。图中的关系表明，使用HCNG 燃料相比于天然气，可以有效地提高发动机的稀燃极限，并且随着混合燃料中掺氢比的增加，发动机的稀燃极限增大。上述现象是由氢气的理化性质所决定的，氢气的火焰传播速度是天然气的8 倍，而其点火能量只有天然气的约1/10，故而在天然气中掺混一定体积分数的氢气，可以使火核形成更加容易，尤其是在稀燃极限附近时，从而减少出现失火循环的可能性，提高了发动机工作的稳定性;此外，在天然气中混入氢气，有助于提高燃料的火焰传播速度，这使得混合气燃烧的着火迟滞期和燃烧持续期都缩短［12］，提高了燃烧的等容度，火焰传播的稳定性增强，从而降低了循环变动率，拓展了发动机的稀燃极限。随着氢气的加入，燃烧化学反应中的OH 基团数量增加，使得化学反应速率增加［2］，对燃烧有促进作用，有助于提高燃烧的稳定性。而随着燃料中氢气体积分数的增加，上述的改善作用将愈加明显，因而随着燃料中掺氢比的增加，发动机的稀燃极限增大。

图4 掺氢比对稀燃极限的影响Fig.4 Influence of hydrogen fraction on lean-combustion limit

3.3 节气门开度

图5给出了节气门开度对稀燃极限影响的曲线。图中关系表明，随着节气门开度的增加，发动机的稀燃极限有上升趋势，但幅度不大。在发动机转速保持恒定的条件下，随着节气门开度的增加，进气在节气门体处的节流损失减少，使得进气歧管内的绝对压力升高，发动机的负荷增加。一方面，负荷的增加提高了发动机的充气效率，使得进入缸内的新鲜充量增加，有利于实现进一步的稀燃。另一方面，负荷增大后，使得发动机燃烧时的总体压力上升，其中排气压力的升高有助于减少残余废气系数，从而减轻了残余废气对新鲜充量的稀释作用，使得混合气燃烧的稳定性增加，有利于拓展发动机的稀燃极限。

图5 节气门开度对稀燃极限的影响Fig.5 Influence of throttle opening on lean-combustion limit

值得注意的是，当节气门开度由20% 增加至30%时，发动机的稀燃极限几乎保持不变，甚至在高转速条件下，稀燃极限反而有所降低。这是由于高转速条件下，增加节气门开度使得进气的湍流强度增幅较大，从而加剧了燃烧初期火核被吹灭的可能，降低了燃烧稳定性［13］。而在节气门开度为20%到30%的区间，增加开度所能带来的有益影响不足以抵消湍流加强所带来的不利影响，因此出现了图5中的现象。

3.4 发动机转速

图6给出了发动机转速对稀燃极限影响的关系曲线。图中关系表明，随着发动机转速的增加，发动机的稀燃极限减小，这与文献［5］中的结论保持一致。当节气门开度保持恒定时，发动机转速的增加会使得发动机的负荷降低，正如对节气门开度的分析，发动机负荷的降低会导致充气效率的降低以及残余废气系数的升高，进而致使进入发动机的新鲜充量减少，而残余废气的稀释作用却加强，导致混合气燃烧的燃烧持续期延长，燃烧的等容度下降［3，14］，增加了混合气在燃烧过程中的不稳定性，增加了循环变动率。此外，发动机转速的增加还使得进气流速增加，进而导致在进气道内的沿程阻力损失增加，使得进气道内的绝对压力降低，也会降低发动机的充气效率和导致残余废气系数增加，不利于稀燃。并且，随着发动机转速的升高，缸内的流动增强，使得火核在形成初期更容易被吹灭，出现失火循环的可能性增加，进而使得发动机工作不稳定趋势增强。转速增加后，每个循环所对应的绝对时间减少，从而需要燃料有更快的火焰传播速度，而这与进一步稀燃是矛盾的。

图6 发动机转速对稀燃极限的影响Fig.6 Influence of engine speed on lean-combustion limit

3.5 机油温度

图7中给出了发动机机油温度对稀燃极限的影响。图中关系表明，发动机的稀燃极限随着机油温度的升高先减小后增大，在机油温度为80 ℃附近时稀燃极限取得最小值。造成上述现象的原因是由于机油温度升高后，机油的流动性增加，强化了各个摩擦表面的润滑，减小了摩擦阻力，并且发动机的搅油损失也减小，这些因素都使得发动机可以以更少的能量来维持稳定的运行，从而能够实现更稀薄的燃烧，使得稀燃极限增加。但同时，随着机油温度的升高，在活塞环、凸轮轴和曲轴轴承等处的热负荷增加，零件在受热膨胀后会导致在这些运动副中的摩擦阻力增加，不利于发动机进一步稀燃。这两方面的影响都会随着机油温度升高的增强，而始终是相互制约的，所以出现图中的现象，可能是由于在机油温度到达80 ℃以前，活塞环和轴承处的摩擦阻力作用强于润滑油润滑增强作用，使得稀燃极限首先减小，而在80 ℃以后，润滑油的润滑增强作用又占主导地位，从而使得稀燃极限在该温度以后逐渐增大。

3.6 冷却水温度

图8给出了发动机冷却水温度对稀燃极限的影响曲线。图中关系表明，发动机的稀燃极限随冷却水温度的升高而增加。产生上述现象的原因，一方面是由于发动机冷却水温度的升高加热了气缸壁面，使得火焰前锋和气缸壁间的传热损失所有减少，增强了火焰传播的稳定性，有利于实现进一步稀燃。另一方面，冷却水和气缸壁面温度的增加，能够缩短燃料的淬熄距离，从而实现更完全的燃烧，亦有助于提高火焰传播的稳定性，拓展稀燃极限。

图7 机油温度对稀燃极限的影响Fig.7 Influence of lubricant oil temperature on lean-combustion limit

图8 冷却水温度对稀燃极限的影响Fig.8 Influence of coolant temperature on lean-combustion limit

4 结论

1)过大和过小的点火提前角都使HCNG 发动机的稀燃极限减小，对每一工况，存在一相应的最佳点火角，使得该条件下的稀燃极限最大。

2)使用HCNG 作为燃料可以有效地提高发动机的稀燃极限，并且在发动机转速、节气门开度一定条件下，发动机的稀燃极限随掺氢比的增加而增大。

3)在一定的发动机转速和掺氢比条件下，发动机的稀燃极限随着节气门开度的增加，有上升的趋势。

4)在一定的节气门开度和掺氢比条件下，发动机的稀燃极限随着发动机转速的增加而减小。

5)在一定的发动机转速、节气门开度和掺氢比条件下，发动机的稀燃极限随机油温度的升高先减小后增大。

6)在发动机转速、节气门开度和掺氢比均不变的条件下，发动机的稀燃极限随冷却水温度的升高而增加。

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