高壓廢氣再循環(huán)對柴油機燃燒性能和排放的影響

高壓廢氣再循環(huán)對柴油機燃燒性能和排放的影響

0兩級增壓增加排放嚴格的排放規(guī)則對降低no和pm排放提出了更高的要求。因此,如何在保持良好經濟性的同時降低PM和NOｘ排放,實現柴油機高效清潔燃燒以滿足日益嚴格的排放法規(guī)已成為柴油機燃燒技術所面臨的共同難題與挑戰(zhàn)［１］。廢氣再循環(huán)(EGR)是現代柴油機降低NOｘ排放最有效的手段之一［２－４］。EGR通過將一部分廢氣重新引入氣缸參與燃燒,降低缸內氧濃度和最高燃燒溫度,達到降低NOｘ排放的效果。EGR是柴油機滿足國-IV及之后排放法規(guī)的重要技術手段之一［５］。根據在增壓柴油機上取氣位置的不同,EGR可以分為高壓EGR(HP-EGR)和低壓EGR(LP-EGR)兩種形式。其中HP-EGR在渦輪前引出廢氣,重新引入到壓氣機后進氣管;LP-EGR則在渦輪后引出排氣,重新引入到壓氣機前。不管是HP-EGR還是LP-EGR都對柴油機的進氣增壓系統提出新的要求。傳統單級增壓器采用EGR通常會造成空燃比降低,導致煙度、CO和HC排放升高,燃油經濟性變差。而采用兩級增壓能實現較高的增壓比,增加進氣流量,提高柴油機功率密度,并減小由于采用EGR帶來的不利影響［６－９］。本文在一臺匹配了兩級增壓的高壓共軌柴油機上,對采用高壓和低壓兩種EGR系統對兩級增壓柴油機燃燒、性能和排放的影響進行了試驗研究。該研究為兩級增壓柴油機EGR系統優(yōu)化匹配提供依據,具有一定工程應用價值。1hp-egr特性試驗發(fā)動機為一臺電控高壓共軌重型柴油機,采用BOSCH高壓共軌燃油噴射系統。柴油機主要技術參數詳見表1,圖1為試驗臺架的示意圖,表2為主要試驗儀器設備。本文研究是在進氣增壓系統、燃燒系統優(yōu)化和噴油控制參數優(yōu)化基礎上進行的。柴油機采用8孔帶錐度(KS)的噴油器,最高燃油噴射壓力為160MPa。高壓級增壓器為傳統帶廢氣旁通閥式增壓器,與流量范圍較寬的低壓級增壓器組建二級增壓系統。試驗研究中,建立了一套電控高壓冷卻EGR系統(HP-EGR)和一套電控低壓冷卻EGR系統(LP-EGR)。其中HP-EGR主要由EGR冷卻器、單向閥、電控EGR閥及電控節(jié)氣門四部分組成。廢氣從渦輪前直接引入EGR冷卻器,經單向閥和電控EGR閥流入進氣管路。HP-EGR率的控制首先通過改變電控EGR閥開度來實現。若改變電控EGR閥開度仍不能滿足所需最大EGR率要求,則在EGR閥全開時調節(jié)安裝在進氣管路上的電控節(jié)氣門開度進一步增大EGR率。柴油機在部分工況下進氣壓力會高于渦前壓力引起新鮮空氣倒流［１０］,所以在EGR回路中安裝了單向閥。LP-EGR主要由EGR冷卻器、EGR閥和排氣背壓閥組成。廢氣從渦輪后直接引入EGR冷卻器,經EGR閥流入進氣管路。低壓EGR率的控制首先通過改變EGR閥開度來實現,若全開依然不能滿足EGR率的需求,則保持EGR閥全開調節(jié)排氣背壓閥使排氣壓力升高,增強排氣引入能力。由HoribaMEXA-7100DEGR排氣分析儀測量進氣與排氣中CO２體積分數計算得到EGR率,計算公式如下:碳煙比排放(Sｓｏｏｔ)通過AVL公司的415S煙度計測量煙度計算得到,碳煙和煙度的換算公式為式中,FＦＳＮ為實測煙度值;mａｉｒ為進氣流量,kg/h;mｆｕｅｌ為柴油機的小時油耗量;Pｅ為有效功率;e≈2.7183。再循環(huán)廢氣中含一定比例的氧氣,為更準確描述不同增壓方式下燃料與著火前缸內的真實氧含量之間的關系,采用氧氣與燃油化學當量比的表示方法。該當量比由所測EGR率和廢氣中氧氣體積分數計算得到,計算公式為式中,A為空氣流量,kg/h;RＥＧＲ為EGR率,%;φＯ，ＥＶ為廢氣中O２體積分數,%;φＯ，Ｖ為空氣中O２體積分數,為20.95%;Oｍ為1kg柴油完全燃燒所需O２質量,取3.33kg;Bｅ為油耗,kg/h;1.293和1.429分別為標準大氣壓狀態(tài)下的空氣密度和氧氣密度,kg/m３。本研究選取該柴油機歐-IVESC循環(huán)的三個轉速1330r/min、1660r/min和1990r/min,在不同負荷、不同EGR方式下,進行柴油機燃燒、性能與排放試驗。并分別以1330r/min下25%和75%負荷與1660r/min下25%和75%負荷四個典型工況為分析重點,對比研究了HP-EGR和LP-EGR方式對兩級增壓柴油機的燃燒、性能和排放的影響。2試驗結果及分析以下圖表中LP和HP分別表示低壓EGR和高壓EGR。2.1轉速對排放控制效果的影響圖2為發(fā)動機轉速為1330、1660、1990r/min條件下,負荷分別為25%、50%、75%和100%時,保持進氣節(jié)氣門和排氣背壓閥全開條件下,兩種EGR方式可實現的最大EGR率對比。圖3為各工況在不調節(jié)氣門和排氣背壓閥情況下,不同EGR方式下,EGR率最高時對應的NOｘ排放。從圖2可看出,負荷相同時,隨著轉速提高,HP-EGR可實現的最大EGR率增大,LP-EGR可實現的最高EGR率變化較小,且LP-EGR可實現的最大EGR率始終高于HP-EGR。這是由于隨著轉速的提高,發(fā)動機渦輪前與壓氣機后的壓差不斷升高,HP-EGR的EGR實現能力相應增強,而渦輪后與壓氣機前的壓差受轉速影響較小,因此LP-EGR的最大EGR率變化不大。從圖3可看出,在中高轉速時僅通過調節(jié)EGR閥,HP-EGR和LP-EGR都可以將NOｘ排放控制在3.5g/(kW·h)以內,中高負荷時甚至可將NOｘ排放控制在1.0g/(kW·h)以內。這說明兩種EGR方式在中高轉速下都能將NOｘ排放控制在較低水平。從圖2和圖3中還可以看出,當轉速一定時,隨著負荷的增加,LP-EGR可實現的最高EGR率變化不大,而HP-EGR可實現的最高EGR率減小,在低速時這種情況尤為明顯。在1330r/min、高負荷情況下,HP-EGR可實現的最高EGR率很低,以致于NOｘ排放無法控制在3.5g/(kW·h)以內。若要滿足國-IV乃至更高的排放法規(guī),則需要依靠其他技術來增強EGR率的循環(huán)引入能力,如本文采用的進氣節(jié)氣門,但這導致進氣空氣量減少,碳煙排放和燃油消耗率升高。而LP-EGR則可以在無需其他輔助技術情況下實現較高EGR率,更有效地控制NOｘ排放。因此,低速高負荷工況更適合采用LP-EGR。2.2egr率對增壓效率的影響根據兩級增壓系統中高壓級和低壓級兩者壓氣機的MAP圖,將1330r/min、75%負荷不同EGR方式下實測的柴油機進氣流量轉換成折合流量,結合增壓比可以在壓氣機MAP圖上得到不同EGR率下增壓器與柴油機的聯合運行線。圖4為1330r/min、75%負荷時,不同EGR方式下的高壓級壓氣機與柴油機的聯合運行線。圖5為在相同條件下的低壓級壓氣機與柴油機的聯合運行線。圖中126000、100000等數值表示增壓器葉片轉速,單位為r/min;0.745、0.712等數值表示壓氣機效率。由圖4和圖5可以看出,采用HP-EGR時,隨著EGR率的增大,高壓級和低壓級壓氣機都由中心高效區(qū)向低效區(qū)和小流量方向偏移,并向喘振線靠近。這是由于隨著EGR率增加,流經渦輪的廢氣量減少,使得增壓器效率下降,新鮮進氣流量減少。采用LP-EGR時,隨著EGR率的增加,低壓級和高壓級壓氣機的折合流量和壓比變化都很小,效率也沒有明顯變化。這是由于采用LP-EGR時,EGR率的改變對流經渦輪的排氣量影響較小,因此對增壓器的工作不會產生明顯影響。2.3egr率對增壓的影響從圖6和圖7可以看出,采用LP-EGR時,柴油機在四個工況下的進氣壓力和壓差變化都很小。這是由于采用LP-EGR時,所有排氣都先流經渦輪做功,再通過LP-EGR回路進入進氣管當中。所以EGR率的改變對增壓器影響很小,進氣壓力與壓差變化很小。采用HP-EGR時,隨著EGR率的增加,進氣壓力在各工況下出現不同程度的降低,這種降低趨勢在低負荷時表現尤為明顯。這是由于柴油機在低負荷工況運行時,隨著EGR率的加大,采用HP-EGR時EGR的分流效果加大,兩級增壓系統的高、低壓級壓氣機都從高效運行區(qū)移向低效運行區(qū),使得進氣壓力在低負荷時出現明顯降低。而在中速高負荷點時,由于廢氣能量比較充足,EGR率增大造成的進氣壓力的降低幅度很小。采用HP-EGR時,渦前與進氣壓差在各工況下均隨EGR率增大呈現先減小后增加的趨勢。這是由于隨著EGR率的增大,渦前壓力迅速下降,超過了進氣壓力的下降速度,使得渦前與進氣壓差變小。由圖6和圖7還可以看出,隨著EGR率的增加,兩種負荷下HP-EGR和LP-EGR的新鮮進氣流量和氧燃當量比都呈降低趨勢,但LP-EGR的新鮮進氣量和氧燃當量比始終高于HP-EGR,并且隨著EGR率的增加,大部分情況下二者的差距進一步增大。這主要是由于LP-EGR方式對增壓器工作影響較小,隨EGR率增大HP-EGR增壓器做工能力減弱。同時可以發(fā)現,在1660r/min、75%負荷工況,由于轉速和負荷升高,廢氣能量較大,HP-EGR對增壓器做功的影響減小,HP-EGR和LP-EGR在進氣方面的差距明顯減小。2.4不同的egr模式對燃料和油耗的影響2.4.1不同負荷下lp-egr的燃燒特性圖8為1660r/min、25%負荷、EGR率約為31%時,兩種EGR方式下缸內壓力和瞬時放熱率的對比。圖9為1660r/min、75%負荷、EGR率約為20%時,兩種EGR方式下缸內壓力和瞬時放熱率的對比。由圖8和圖9可以看出,25%負荷與75%負荷時LP-EGR的缸內壓力較高。這是由于在各工況下,采用LP-EGR時的進氣壓力和進氣流量均較高,尤其是25%負荷,由于HP-EGR對進氣量影響更大,因此對缸壓的影響更加明顯。由圖8可以看出,在25%負荷時,由于HP-EGR進氣壓力和進氣流量都較低,降低了壓縮壓力和溫度,使得滯燃期延長,燃燒相位推遲,預混燃燒比例增大,燃燒速度和瞬時放熱率峰值升高。由圖9可以看出,在75%負荷時,HP-EGR和LP-EGR的放熱率曲線基本相同。這是由于在高負荷時,壓縮上止點的溫度和壓力較高,滯燃期較短,并且該工況下HP-EGR和LP-EGR在進氣方面差別較小,因此對缸內燃燒的影響不明顯。2.4.2型dgr率對油路率的影響圖10為25%負荷時,1330r/min和1660r/min轉速油耗率隨EGR率的變化。由圖10可看出,在25%負荷時,LP-EGR的油耗率在EGR率較低時變化很小;當EGR率較高時,油耗率開始隨著EGR率的增加而出現較明顯升高的趨勢。而HP-EGR,隨著EGR率的增加油耗率先降低后升高。這是由于采用LP-EGR時,隨著EGR率的增加,總進氣量變化不明顯,在一定EGR率范圍內滯燃期變化較小,對油耗率不會產生明顯影響,只有當EGR率較大時才會出現燃燒相位較明顯后移,油耗率出現升高趨勢。而采用HP-EGR時,隨著EGR率的增加,進排氣壓差變小,新鮮進氣量減少,總進氣量相應下降,壓縮壓力和溫度降低,滯燃期延長,預混燃燒程度加大。在一定EGR率范圍內,泵氣損失的減小對燃油經濟性起到了主導作用,使油耗率隨EGR率增大明顯下降。而當EGR率大到一定程度后,進排氣壓差基本保持不變,而燃燒相位的推遲造成油耗率明顯升高。圖11為75%負荷時,1330r/min和1660r/min轉速時油耗率隨EGR率的變化。由圖11可以看出,在75%負荷時,隨著EGR率的增加,LP-EGR的油耗率都呈升高趨勢。這是由于LP-EGR對泵氣損失影響不大,但隨EGR率增大,燃燒相位推遲,燃燒反應速度減慢。而對于HP-EGR,與25%負荷類似,隨EGR率增大油耗率先降低后升高。同樣,其影響來自泵氣損失和燃燒相位兩個方面:在EGR率較小時,泵氣損失降低起主要作用,使油耗率下降;在EGR率較大時,泵氣損失降低的作用減小,燃燒相位推遲和反應速度減慢使油耗率明顯上升,尤其是1330r/min、75%負荷工況,當EGR增大到一定程度時,氧燃當量比也降低到一定的數值,對燃燒反應的影響更明顯,油耗率上升的趨勢更顯著。對于不同轉速來說,1660r/min、75%負荷時由于HP-EGR和LP-EGR進氣量接近,而隨EGR率增大HP-EGR泵氣損失明顯低于LP-EGR,其油耗率也隨EGR升高逐漸低于LP-EGR。而1330r/min、75%負荷工況,隨EGR率增大,由于HP-EGR進氣量較小造成燃燒相位推遲,以及由于氧含量較低造成反應速度減慢,使其油耗率高于LP-EGR。2.5不同轉速條件下排放的碳煙和氧燃分量比圖12為1330r/min和1660r/min下25%負荷時,兩種EGR方式下的NOｘ和碳煙比排放之間此消彼長的關系。由圖12可以看出,在1330r/min、負荷25%時,HP-EGR和LP-EGR的NOｘ和碳煙排放隨著EGR率的增加而減少。這是由于在低速低負荷時,氧燃當量比較高,滯燃期較長。隨著EGR率的增加,缸內壓縮始點的溫度升高,進一步延長了滯燃期,促進了混合,在降低NOｘ排放的同時降低了碳煙排放。并且HP-EGR由于滯燃期更長,預混燃燒程度更大,其排放相對LP-EGR更低。隨著轉速的提高,在1660r/min、25%負荷時,LP-EGR的NOｘ和碳煙排放出現了明顯的此消彼長關系。這是由于該工況點燃油從噴入缸內到著火時間間隔較短,混合氣不均勻程度較高。采用LP-EGR時,隨著EGR率增加,氧燃當量比下降,但滯燃期變化較小,著火前缸內混合氣不均勻程度加劇,造成碳煙排放明顯惡化。而采用HP-EGR時,隨著EGR率的增大,雖然氧燃當量比降低,但滯燃期明顯延長,使得著火前的混合氣不均勻程度并未出現明顯惡化,所以碳煙的排放未隨著EGR率的提高而明顯惡化。圖13為75%負荷下,1330r/min和1660r/min轉速時,兩種EGR方式下NOｘ比排放和碳煙比排放之間此消彼長的關系。從圖13可看出,在1330r/min、75%負荷時,LP-EGR的NOｘ和碳煙排放此消彼長的關系較好。隨著轉速的提高,在1660r/min、75%負荷時,LP-EGR與HP-EGR的NOｘ和碳煙排放此消彼長的關系非常接近。這是由于在1330r/min、75%負荷時,氧燃當量比較低,新鮮進氣量對排放影響較大。相同的EGR率時,LP-EGR新鮮進氣量更大,所以能實現更好的NOｘ和碳煙排放此消彼長的關系