低负荷下车用重型柴油机排放与热效率的规律研究

吴松林，韩志强，战 强，吴学舜，苏万华

（天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室，天津 300072）

低温燃烧（LTC）作为一种新兴的燃烧策略，能实现柴油机的超低排放，因此，LTC被认为是目前最具应用前景的燃烧控制策略之一，受到了广泛关注［1－3］。就重型柴油机而言，在低负荷条件下，有两种燃烧策略可以实现低温燃烧：第一种是Shimazaki等在上止点后喷油的策略［2］，采取在上止点后喷油并配合大EGR率方案达到同时降低NOx和炭烟排放的目的，MK燃烧系统就是这种方式的成功应用；第二种是Frank［4］等在缸内压缩冲程早期喷射的方案，这种方案是通过大的喷油提前角并配合大EGR率［5－6］（一般超过45%）来实现。

单次喷射配合大EGR率来实现低温燃烧的方式仅限于低负荷工况使用，为了扩展低温燃烧技术的负荷瓶颈，国内外开展了大量的研究工作并取得了一定进展。Nicolas Dronniou［7］等对多次喷射技术进行了研究，证明该技术能显著改善微粒物的排放，同时显著改善单次早喷方案的燃油湿壁问题；苏万华［8］提出的运用多脉冲调制喷射并配合较大EGR率的方式在显著降低NOx和炭烟排放的同时，将低温燃烧扩展到了中等负荷［9］，后续研究通过采用高增压、进气门晚关相结合的技术实现了重型柴油发动机在大负荷乃至全负荷的高密度低温燃烧［10］，并获得了高的热效率以及低的NOx和炭烟排放。

本研究在1台配备了两级涡轮增压系统的重型柴油发动机上，通过单次早喷方案实现了低负荷下的低温燃烧策略，研究了该方案中EGR率对排放以及热效率的影响规律，并探究了两级涡轮增压发动机在高转速时出现的有效热效率低的原因。

1 试验装置

研究对象是WP12直列6缸重型发动机，该发动机在原产品发动机基础上（满足国Ⅲ排放）重新配备了两级废气涡轮增压（常规的废气涡轮增压器）系统、高低压EGR回路、背压调节阀、IVCA（进气门晚关）系统、电子控制单元等。该发动机的主要性能参数见表1，试验台架示意见图1。

表1 发动机主要参数

2 试验结果分析

本研究采用增设背压阀以增加排气背压并结合EGR回路的方式来满足系统低负荷下对大EGR率的需求，为了验证该EGR系统是否能够满足系统不同EGR率的要求，在发动机上作了大量相关试验。如在低负荷条件下采用压缩冲程早期单次喷油并配合大EGR率来实现低温燃烧，试验结果证明，采用电控EGR阀和背压阀进行协同控制的方式，可以满足系统低负荷条件下对高EGR率（超过50%）的需求，并实现了发动机的超低排放。下面进一步分析EGR率对低负荷条件下重型柴油发动机排放以及有效热效率的影响规律。

2.1 EGR率对发动机排放以及热效率的影响

以转速1 600r／min，喷油定时－25°ATDC，进气门晚关角－146°ATDC，循环油量69mg为研究工况点，来探究低负荷条件下EGR率对发动机排放以及有效热效率的影响规律，其具体的试验参数见表2。

图2示出EGR率对发动机排放的影响规律。图3示出EGR率对发动机有效热效率、燃油消耗率等参数的影响。从图2中可以看出，随着EGR率的增加，NOx排放逐渐降低，炭烟排放呈现先降低后升高的趋势。这是由于随着EGR率的增加，进气氧浓度降低而且缸内平均温度也下降，EGR很好地抑制了NOx的生成；EGR率的增加在前期会延长滞燃期，为油气混合赢得了更长的时间，混合也将更为均匀，故开始阶段炭烟排放会呈现下降的趋势，但当EGR率再进一步增加时，氧浓度下降过多，导致缸内燃氧当量比上升，这不利于炭烟排放降低，故炭烟排放此时会呈现再次上升的趋势。在－25°ATDC喷油定时的情况下，EGR率为53%时（S2），NOx和炭烟已经达到了很低的折中排放，分别为0.4g／（kW·h）和0.003g／（kW·h）。

表2 发动机1 600 r／min低负荷条件下试验工况点

HC和CO排放均随着EGR率的增加呈现不同程度的上升，这也是由于缸内温度和氧浓度随着EGR率的增加而下降造成的。前期缸内温度的下降不利于未燃燃油的雾化和蒸发，故HC排放有所增加，氧浓度和缸内温度的降低均不利于CO的氧化，故CO排放也上升。图3显示，随着EGR率的上升，发动机的有效热效率上升，燃油消耗率下降，而且在循环油量一定的情况下（均为69mg），随着EGR率从51%增加到55%，其平均有效压力也从S1工况点的0.551MPa增长到S3工况点的0.59MPa左右。

为了解释上述规律，图4至图7示出在喷油定时为－25°ATDC，进气门晚关角－146°ATDC时，EGR率对气缸压力、放热率、缸内平均温度以及累计放热率的影响。从图4可以看出，随着EGR率的增加，缸内的最大燃烧压力明显降低，这是由于EGR率增加后燃油的着火时刻明显后移，峰值放热率下降（如图5所示）。而燃烧质心的推迟使得发动机的摩擦损失和传热损失均有所降低，这也就解释了随着EGR率的增加发动机有效热效率上升的原因。而从图6可以看出，随着EGR率的增加，缸内平均温度略有降低。而图7则示出随着EGR率从51%增加到55%，由于燃烧持续期增加，累计放热率不断增加，这就是发动机的pme会随着EGR率的增加而上升的原因。

2.2 不同转速条件下发动机热效率变化规律

本研究在1 300r／min和1 900r／min的25%负荷工况点探究转速对发动机热效率的影响，表3给出了该发动机在上述工况下具体的控制参数，其中S表示发动机转速，INT表示发动机的喷油定时。从表3可以看出，通过EGR阀和背压阀的协同控制可以满足系统对高EGR率的要求（＞50%）。

图8示出不同转速条件下，排放随EGR率的变化，图9示出发动机热效率、燃油消耗率等随EGR率的变化。由图8可以看出，在1 300r／min和1 900r／min时，发动机排放随EGR率的变化规律与1 600r／min时的变化规律相同，但1 900r／min时炭烟排放未呈现随着EGR率先增加后降低然后再增加的趋势，这是由于在该转速条件下EGR率的值已经较高，当量比较大，当EGR率进一步增加时当量比快速增加，使得炭烟排放快速恶化。这也说明了在低负荷条件下当EGR率超过一定的值时，炭烟排放会呈现恶化的趋势。由图9可以看出，在1 300r／min和1 900r／min的条件下，其热效率、燃油消耗率、pme随EGR率增加时的变化规律同1 600r／min时的规律是相同的。

表3 不同转速、低负荷条件下发动机系统的主要控制参数

由图9可以看出，1 900r／min时的有效热效率要明显低于1 300r／min时，而燃油消耗率则明显高于1 300r／min时。为了进一步探究这种趋势的原因，图10和图11示出两个转速下25%负荷时发动机排进气压力及相应差值的对比。

对比图10和图11可以发现，发动机在高转速（1 900r／min）时由涡前压力过高，其排进气压力差值很高（＞0.12MPa），而1 300r／min时发动机的排进气压力值基本在0.04MPa附近。高转速下的高排进气压力差必然造成发动机的换气负功较高，为了从数量上分析排进气压力差对换气负功的影响，本研究选择了EGR率相当的S2和S6工况点作研究。

图12示出由发动机示功图计算得出的不同转速条件下发动机的指示功、泵气功等柱状对比，图13示出泵气损失占有用功的比例。从图12可以看出，1 900r／min时发动机的泵气损失功远大于1 300r／min时，这是排进气压力差高的缘故。而从图13中明显可以看出，1 900r／min时发动机的泵气损失功占有用功的比例高达24.5%（该值远大于1 300r／min的9.42%），这是1 900r／min时发动机热效率偏低的主要原因。高增压提高了发动机的进气压力，但在高转速时会带来排气背压过高的问题，因此高转速时对增压器进行调节是非常有必要的。

图14示出发动机在1 300r／min和1 900r／min时发动机的气缸压力和放热率的对比。由图14可以看出，相比于1 300r／min，1 900r／min时发动机的燃烧质心更为靠前，发动机的燃烧压力也更高，从而使发动机机械损失部分中的摩擦损失功增加，导致了发动机在高转速（1 900r／min）下有效热效率降低。

综合来看，发动机泵气损失和摩擦损失的增加综合导致了发动机在1 900r／min时有效热效率偏低。

3 结论

a）基于降低低负荷下发动机排放同时提升热效率的思路，采用了低温燃烧策略，在低负荷条件下（pme＜0.6MPa），随着 EGR率（＞50%）的增加，NOx和炭烟排放呈现同时下降的趋势，但EGR率过大时（＞54%），炭烟排放会再次急剧恶化；

b）发动机在低负荷条件下采用单次早喷射方案时，EGR率的增加有利于提高发动机的有效热效率并降低发动机的燃油消耗率，同时还能够提高发动机的平均有效压力；EGR率的增加有利于推迟燃油的着火时刻以及燃烧质心，从而降低发动机压缩行程摩擦损失与传热损失，提高有效热效率；而随着EGR率的增长，燃烧持续期增加使得累计放热率的增加更为直接地解释了有效热效率和pme增加的原因；

c）相比于低速（1 300r／min）时，发动机在高转速（1 900r／min）条件下由于其高压级增压器涡轮前压力与进气压力差值过高（＞0.12MPa），使得其换气损失过大（占有效功的24.5%，1 300r／min时仅为9.42%），故高转速时需对增压器进行调节；另外发动机转速及气缸压力的增加使得发动机摩擦损失增加，这二者综合的结果使得发动机在高转速（1 900r／min）时有效热效率偏低（＜35%）。

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