高压废气再循环对柴油机燃烧性能和排放的影响

高压废气再循环对柴油机燃烧性能和排放的影响

0两级增压增加排放严格的排放规则对降低no和pm排放提出了更高的要求。因此,如何在保持良好经济性的同时降低PM和NOｘ排放,实现柴油机高效清洁燃烧以满足日益严格的排放法规已成为柴油机燃烧技术所面临的共同难题与挑战［１］。废气再循环(EGR)是现代柴油机降低NOｘ排放最有效的手段之一［２－４］。EGR通过将一部分废气重新引入气缸参与燃烧,降低缸内氧浓度和最高燃烧温度,达到降低NOｘ排放的效果。EGR是柴油机满足国-IV及之后排放法规的重要技术手段之一［５］。根据在增压柴油机上取气位置的不同,EGR可以分为高压EGR(HP-EGR)和低压EGR(LP-EGR)两种形式。其中HP-EGR在涡轮前引出废气,重新引入到压气机后进气管;LP-EGR则在涡轮后引出排气,重新引入到压气机前。不管是HP-EGR还是LP-EGR都对柴油机的进气增压系统提出新的要求。传统单级增压器采用EGR通常会造成空燃比降低,导致烟度、CO和HC排放升高,燃油经济性变差。而采用两级增压能实现较高的增压比,增加进气流量,提高柴油机功率密度,并减小由于采用EGR带来的不利影响［６－９］。本文在一台匹配了两级增压的高压共轨柴油机上,对采用高压和低压两种EGR系统对两级增压柴油机燃烧、性能和排放的影响进行了试验研究。该研究为两级增压柴油机EGR系统优化匹配提供依据,具有一定工程应用价值。1hp-egr特性试验发动机为一台电控高压共轨重型柴油机,采用BOSCH高压共轨燃油喷射系统。柴油机主要技术参数详见表1,图1为试验台架的示意图,表2为主要试验仪器设备。本文研究是在进气增压系统、燃烧系统优化和喷油控制参数优化基础上进行的。柴油机采用8孔带锥度(KS)的喷油器,最高燃油喷射压力为160MPa。高压级增压器为传统带废气旁通阀式增压器,与流量范围较宽的低压级增压器组建二级增压系统。试验研究中,建立了一套电控高压冷却EGR系统(HP-EGR)和一套电控低压冷却EGR系统(LP-EGR)。其中HP-EGR主要由EGR冷却器、单向阀、电控EGR阀及电控节气门四部分组成。废气从涡轮前直接引入EGR冷却器,经单向阀和电控EGR阀流入进气管路。HP-EGR率的控制首先通过改变电控EGR阀开度来实现。若改变电控EGR阀开度仍不能满足所需最大EGR率要求,则在EGR阀全开时调节安装在进气管路上的电控节气门开度进一步增大EGR率。柴油机在部分工况下进气压力会高于涡前压力引起新鲜空气倒流［１０］,所以在EGR回路中安装了单向阀。LP-EGR主要由EGR冷却器、EGR阀和排气背压阀组成。废气从涡轮后直接引入EGR冷却器,经EGR阀流入进气管路。低压EGR率的控制首先通过改变EGR阀开度来实现,若全开依然不能满足EGR率的需求,则保持EGR阀全开调节排气背压阀使排气压力升高,增强排气引入能力。由HoribaMEXA-7100DEGR排气分析仪测量进气与排气中CO２体积分数计算得到EGR率,计算公式如下:碳烟比排放(Sｓｏｏｔ)通过AVL公司的415S烟度计测量烟度计算得到,碳烟和烟度的换算公式为式中,FＦＳＮ为实测烟度值;mａｉｒ为进气流量,kg/h;mｆｕｅｌ为柴油机的小时油耗量;Pｅ为有效功率;e≈2.7183。再循环废气中含一定比例的氧气,为更准确描述不同增压方式下燃料与着火前缸内的真实氧含量之间的关系,采用氧气与燃油化学当量比的表示方法。该当量比由所测EGR率和废气中氧气体积分数计算得到,计算公式为式中,A为空气流量,kg/h;RＥＧＲ为EGR率,%;φＯ，ＥＶ为废气中O２体积分数,%;φＯ，Ｖ为空气中O２体积分数,为20.95%;Oｍ为1kg柴油完全燃烧所需O２质量,取3.33kg;Bｅ为油耗,kg/h;1.293和1.429分别为标准大气压状态下的空气密度和氧气密度,kg/m３。本研究选取该柴油机欧-IVESC循环的三个转速1330r/min、1660r/min和1990r/min,在不同负荷、不同EGR方式下,进行柴油机燃烧、性能与排放试验。并分别以1330r/min下25%和75%负荷与1660r/min下25%和75%负荷四个典型工况为分析重点,对比研究了HP-EGR和LP-EGR方式对两级增压柴油机的燃烧、性能和排放的影响。2试验结果及分析以下图表中LP和HP分别表示低压EGR和高压EGR。2.1转速对排放控制效果的影响图2为发动机转速为1330、1660、1990r/min条件下,负荷分别为25%、50%、75%和100%时,保持进气节气门和排气背压阀全开条件下,两种EGR方式可实现的最大EGR率对比。图3为各工况在不调节气门和排气背压阀情况下,不同EGR方式下,EGR率最高时对应的NOｘ排放。从图2可看出,负荷相同时,随着转速提高,HP-EGR可实现的最大EGR率增大,LP-EGR可实现的最高EGR率变化较小,且LP-EGR可实现的最大EGR率始终高于HP-EGR。这是由于随着转速的提高,发动机涡轮前与压气机后的压差不断升高,HP-EGR的EGR实现能力相应增强,而涡轮后与压气机前的压差受转速影响较小,因此LP-EGR的最大EGR率变化不大。从图3可看出,在中高转速时仅通过调节EGR阀,HP-EGR和LP-EGR都可以将NOｘ排放控制在3.5g/(kW·h)以内,中高负荷时甚至可将NOｘ排放控制在1.0g/(kW·h)以内。这说明两种EGR方式在中高转速下都能将NOｘ排放控制在较低水平。从图2和图3中还可以看出,当转速一定时,随着负荷的增加,LP-EGR可实现的最高EGR率变化不大,而HP-EGR可实现的最高EGR率减小,在低速时这种情况尤为明显。在1330r/min、高负荷情况下,HP-EGR可实现的最高EGR率很低,以致于NOｘ排放无法控制在3.5g/(kW·h)以内。若要满足国-IV乃至更高的排放法规,则需要依靠其他技术来增强EGR率的循环引入能力,如本文采用的进气节气门,但这导致进气空气量减少,碳烟排放和燃油消耗率升高。而LP-EGR则可以在无需其他辅助技术情况下实现较高EGR率,更有效地控制NOｘ排放。因此,低速高负荷工况更适合采用LP-EGR。2.2egr率对增压效率的影响根据两级增压系统中高压级和低压级两者压气机的MAP图,将1330r/min、75%负荷不同EGR方式下实测的柴油机进气流量转换成折合流量,结合增压比可以在压气机MAP图上得到不同EGR率下增压器与柴油机的联合运行线。图4为1330r/min、75%负荷时,不同EGR方式下的高压级压气机与柴油机的联合运行线。图5为在相同条件下的低压级压气机与柴油机的联合运行线。图中126000、100000等数值表示增压器叶片转速,单位为r/min;0.745、0.712等数值表示压气机效率。由图4和图5可以看出,采用HP-EGR时,随着EGR率的增大,高压级和低压级压气机都由中心高效区向低效区和小流量方向偏移,并向喘振线靠近。这是由于随着EGR率增加,流经涡轮的废气量减少,使得增压器效率下降,新鲜进气流量减少。采用LP-EGR时,随着EGR率的增加,低压级和高压级压气机的折合流量和压比变化都很小,效率也没有明显变化。这是由于采用LP-EGR时,EGR率的改变对流经涡轮的排气量影响较小,因此对增压器的工作不会产生明显影响。2.3egr率对增压的影响从图6和图7可以看出,采用LP-EGR时,柴油机在四个工况下的进气压力和压差变化都很小。这是由于采用LP-EGR时,所有排气都先流经涡轮做功,再通过LP-EGR回路进入进气管当中。所以EGR率的改变对增压器影响很小,进气压力与压差变化很小。采用HP-EGR时,随着EGR率的增加,进气压力在各工况下出现不同程度的降低,这种降低趋势在低负荷时表现尤为明显。这是由于柴油机在低负荷工况运行时,随着EGR率的加大,采用HP-EGR时EGR的分流效果加大,两级增压系统的高、低压级压气机都从高效运行区移向低效运行区,使得进气压力在低负荷时出现明显降低。而在中速高负荷点时,由于废气能量比较充足,EGR率增大造成的进气压力的降低幅度很小。采用HP-EGR时,涡前与进气压差在各工况下均随EGR率增大呈现先减小后增加的趋势。这是由于随着EGR率的增大,涡前压力迅速下降,超过了进气压力的下降速度,使得涡前与进气压差变小。由图6和图7还可以看出,随着EGR率的增加,两种负荷下HP-EGR和LP-EGR的新鲜进气流量和氧燃当量比都呈降低趋势,但LP-EGR的新鲜进气量和氧燃当量比始终高于HP-EGR,并且随着EGR率的增加,大部分情况下二者的差距进一步增大。这主要是由于LP-EGR方式对增压器工作影响较小,随EGR率增大HP-EGR增压器做工能力减弱。同时可以发现,在1660r/min、75%负荷工况,由于转速和负荷升高,废气能量较大,HP-EGR对增压器做功的影响减小,HP-EGR和LP-EGR在进气方面的差距明显减小。2.4不同的egr模式对燃料和油耗的影响2.4.1不同负荷下lp-egr的燃烧特性图8为1660r/min、25%负荷、EGR率约为31%时,两种EGR方式下缸内压力和瞬时放热率的对比。图9为1660r/min、75%负荷、EGR率约为20%时,两种EGR方式下缸内压力和瞬时放热率的对比。由图8和图9可以看出,25%负荷与75%负荷时LP-EGR的缸内压力较高。这是由于在各工况下,采用LP-EGR时的进气压力和进气流量均较高,尤其是25%负荷,由于HP-EGR对进气量影响更大,因此对缸压的影响更加明显。由图8可以看出,在25%负荷时,由于HP-EGR进气压力和进气流量都较低,降低了压缩压力和温度,使得滞燃期延长,燃烧相位推迟,预混燃烧比例增大,燃烧速度和瞬时放热率峰值升高。由图9可以看出,在75%负荷时,HP-EGR和LP-EGR的放热率曲线基本相同。这是由于在高负荷时,压缩上止点的温度和压力较高,滞燃期较短,并且该工况下HP-EGR和LP-EGR在进气方面差别较小,因此对缸内燃烧的影响不明显。2.4.2型dgr率对油路率的影响图10为25%负荷时,1330r/min和1660r/min转速油耗率随EGR率的变化。由图10可看出,在25%负荷时,LP-EGR的油耗率在EGR率较低时变化很小;当EGR率较高时,油耗率开始随着EGR率的增加而出现较明显升高的趋势。而HP-EGR,随着EGR率的增加油耗率先降低后升高。这是由于采用LP-EGR时,随着EGR率的增加,总进气量变化不明显,在一定EGR率范围内滞燃期变化较小,对油耗率不会产生明显影响,只有当EGR率较大时才会出现燃烧相位较明显后移,油耗率出现升高趋势。而采用HP-EGR时,随着EGR率的增加,进排气压差变小,新鲜进气量减少,总进气量相应下降,压缩压力和温度降低,滞燃期延长,预混燃烧程度加大。在一定EGR率范围内,泵气损失的减小对燃油经济性起到了主导作用,使油耗率随EGR率增大明显下降。而当EGR率大到一定程度后,进排气压差基本保持不变,而燃烧相位的推迟造成油耗率明显升高。图11为75%负荷时,1330r/min和1660r/min转速时油耗率随EGR率的变化。由图11可以看出,在75%负荷时,随着EGR率的增加,LP-EGR的油耗率都呈升高趋势。这是由于LP-EGR对泵气损失影响不大,但随EGR率增大,燃烧相位推迟,燃烧反应速度减慢。而对于HP-EGR,与25%负荷类似,随EGR率增大油耗率先降低后升高。同样,其影响来自泵气损失和燃烧相位两个方面:在EGR率较小时,泵气损失降低起主要作用,使油耗率下降;在EGR率较大时,泵气损失降低的作用减小,燃烧相位推迟和反应速度减慢使油耗率明显上升,尤其是1330r/min、75%负荷工况,当EGR增大到一定程度时,氧燃当量比也降低到一定的数值,对燃烧反应的影响更明显,油耗率上升的趋势更显著。对于不同转速来说,1660r/min、75%负荷时由于HP-EGR和LP-EGR进气量接近,而随EGR率增大HP-EGR泵气损失明显低于LP-EGR,其油耗率也随EGR升高逐渐低于LP-EGR。而1330r/min、75%负荷工况,随EGR率增大,由于HP-EGR进气量较小造成燃烧相位推迟,以及由于氧含量较低造成反应速度减慢,使其油耗率高于LP-EGR。2.5不同转速条件下排放的碳烟和氧燃分量比图12为1330r/min和1660r/min下25%负荷时,两种EGR方式下的NOｘ和碳烟比排放之间此消彼长的关系。由图12可以看出,在1330r/min、负荷25%时,HP-EGR和LP-EGR的NOｘ和碳烟排放随着EGR率的增加而减少。这是由于在低速低负荷时,氧燃当量比较高,滞燃期较长。随着EGR率的增加,缸内压缩始点的温度升高,进一步延长了滞燃期,促进了混合,在降低NOｘ排放的同时降低了碳烟排放。并且HP-EGR由于滞燃期更长,预混燃烧程度更大,其排放相对LP-EGR更低。随着转速的提高,在1660r/min、25%负荷时,LP-EGR的NOｘ和碳烟排放出现了明显的此消彼长关系。这是由于该工况点燃油从喷入缸内到着火时间间隔较短,混合气不均匀程度较高。采用LP-EGR时,随着EGR率增加,氧燃当量比下降,但滞燃期变化较小,着火前缸内混合气不均匀程度加剧,造成碳烟排放明显恶化。而采用HP-EGR时,随着EGR率的增大,虽然氧燃当量比降低,但滞燃期明显延长,使得着火前的混合气不均匀程度并未出现明显恶化,所以碳烟的排放未随着EGR率的提高而明显恶化。图13为75%负荷下,1330r/min和1660r/min转速时,两种EGR方式下NOｘ比排放和碳烟比排放之间此消彼长的关系。从图13可看出,在1330r/min、75%负荷时,LP-EGR的NOｘ和碳烟排放此消彼长的关系较好。随着转速的提高,在1660r/min、75%负荷时,LP-EGR与HP-EGR的NOｘ和碳烟排放此消彼长的关系非常接近。这是由于在1330r/min、75%负荷时,氧燃当量比较低,新鲜进气量对排放影响较大。相同的EGR率时,LP-EGR新鲜进气量更大,所以能实现更好的NOｘ和碳烟排放此消彼长的关系