歐Ⅵ天然氣發(fā)動機關(guān)鍵技術(shù)研究

馬義, 王曉輝, 李紅洲, 竇慧莉

(中國第一汽車股份有限公司技術(shù)中心， 吉林 長春 130011)

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歐Ⅵ天然氣發(fā)動機關(guān)鍵技術(shù)研究

馬義, 王曉輝, 李紅洲, 竇慧莉

(中國第一汽車股份有限公司技術(shù)中心， 吉林 長春 130011)

利用GT-SUITE軟件建立天然氣發(fā)動機湍流火焰預(yù)測燃燒模型，結(jié)合試驗數(shù)據(jù)驗證了模型的計算精度，基于該模型對實現(xiàn)歐Ⅵ排放的當(dāng)量燃燒路線關(guān)鍵技術(shù)，包括增壓器匹配、米勒循環(huán)、瞬態(tài)參數(shù)優(yōu)化進行了分析。研究表明：非對稱流道增壓器在實現(xiàn)相同EGR率前提下泵氣損失最??；米勒循環(huán)可以抑制爆震，提升發(fā)動機經(jīng)濟性和可靠性，適當(dāng)減小油門響應(yīng)速度和增加放氣閥響應(yīng)速度可以降低發(fā)動機瞬態(tài)超負(fù)荷率。研究結(jié)果對歐VI天然氣發(fā)動機開發(fā)具有一定指導(dǎo)意義。

天然氣發(fā)動機； 燃燒模型； 渦輪增壓； 米勒循環(huán)

隨著能源的日益枯竭和排放法規(guī)的日趨嚴(yán)格，天然氣作為一種替代燃料成為近年來國內(nèi)外發(fā)動機行業(yè)的研究熱點[1-4]。目前中重型天然氣發(fā)動機采用稀薄燃燒路線達(dá)到歐Ⅴ排放標(biāo)準(zhǔn)，通過機內(nèi)燃燒組織及標(biāo)定優(yōu)化降低NOx排放，通過DOC催化轉(zhuǎn)化降低THC排放。歐Ⅵ的NOx及THC排放限值在歐Ⅴ基礎(chǔ)上分別下降了77%和55%，稀薄燃燒模式下無法通過機內(nèi)優(yōu)化在歐Ⅴ基礎(chǔ)上進一步降低NOx排放，而采用SCR系統(tǒng)轉(zhuǎn)化NOx會大大增加發(fā)動機成本和整車使用成本。因此國外大多數(shù)廠家在開發(fā)歐Ⅵ天然氣發(fā)動機時都選擇了當(dāng)量燃燒路線，使用TWC同時轉(zhuǎn)化NOx和THC等排放物，發(fā)動機成本遠(yuǎn)低于稀薄燃燒路線。當(dāng)量燃燒與稀薄燃燒相比，發(fā)動機缸內(nèi)熱負(fù)荷和爆震風(fēng)險大大增加，燃?xì)庀穆?be)也差于后者。采用高壓冷卻EGR可以降低熱負(fù)荷和爆震傾向，同時降低燃?xì)庀穆?，而EGR壓差驅(qū)動的關(guān)鍵在于增壓器匹配；米勒循環(huán)則可以進一步降低發(fā)動機爆震傾向和泵氣損失；瞬態(tài)響應(yīng)又是天然氣發(fā)動機標(biāo)定的關(guān)鍵。因此，本研究采用GT-SUITE一維計算軟件建立了天然氣發(fā)動機當(dāng)量燃燒湍流火焰預(yù)測燃燒模型，從增壓器匹配、米勒循環(huán)、瞬態(tài)參數(shù)優(yōu)化這幾個方面展開深入研究。

1 模型建立

GT-SUITE湍流火焰模型采用雙區(qū)燃燒模型[5-6]，充分考慮燃燒室形狀、點火位置及點火時刻、缸內(nèi)氣流運動、燃料屬性對燃燒過程的影響，可預(yù)測均質(zhì)點燃式發(fā)動機燃燒放熱過程?；鹧媲颁h的燃料卷吸率及燃燒放熱率計算公式如下:

dMe/dt=ρu·Ae·(ST+SL)，

(1)

dMb/dt=(Me-Mb)/τ，

(2)

τ=λ/SL。

(3)

式中:Me為未燃混合氣質(zhì)量；t為時間；ρu為未燃混合氣密度；Ae為火焰前鋒邊緣卷吸面積；ST為湍流火焰燃燒速度；SL為層流火焰燃燒速度；Mb為已燃混合氣質(zhì)量；τ為時間常數(shù)；λ為泰勒微尺度長度。

表1列出某款天然氣發(fā)動機基本參數(shù)。圖1示出采用GT-SUITE軟件建立的天然氣發(fā)動機一維熱力學(xué)詳細(xì)計算模型，模型包含了發(fā)動機主體模塊、高壓EGR模塊、TWC模塊(模擬壓力損失)、增壓器和節(jié)氣門以及 EGR 系統(tǒng)的PID控制模塊。缸內(nèi)燃燒模型為湍流火焰模型，并引入爆震預(yù)測模塊，通過點火角調(diào)整使不同方案的爆震誘導(dǎo)時間積分值計算結(jié)果始終為1，以保證是在相同的爆震邊界下進行對比；缸內(nèi)壁面溫度模型為基于發(fā)動機缸體缸蓋詳細(xì)結(jié)構(gòu)參數(shù)和壁面平均傳熱系數(shù)的壁溫求解模型。

表1 發(fā)動機基本參數(shù)

圖1 GT-SUITE計算模型

2 模型驗證

表2列出1 300 r/min不同負(fù)荷下的計算與試驗結(jié)果對比。工況1和工況2為驗證工況，扭矩、有效燃?xì)庀穆?、最高燃燒壓力、空氣流量計算誤差在5%以內(nèi)；燃燒重心θCA50和燃燒持續(xù)期(θCA10-90)計算誤差在2.0°曲軸轉(zhuǎn)角以內(nèi)。計算與試驗結(jié)果對比證明了該模型具有較好的計算精度。工況3和工況4為預(yù)測工況，從預(yù)測結(jié)果可知，采用試驗用原機增壓器預(yù)測的外特性條件下EGR率為0，導(dǎo)致該工況點爆震傾向較大，燃燒重心后移，燃油經(jīng)濟性變差，排溫達(dá)到788 ℃。因此，在后續(xù)計算時更換為比原機增壓器流通能力更小的增壓器MAP以保證外特性EGR率達(dá)到5%，并以此作為基礎(chǔ)MAP進行優(yōu)化分析。

表2 1 300 r/min計算與試驗結(jié)果對比

3 計算結(jié)果

3.1 增壓器匹配

天然氣發(fā)動機在當(dāng)量燃燒模式下缸內(nèi)熱負(fù)荷及爆震傾向增加，引入高壓冷卻EGR能在很大程度上改善上述情況。EGR率大小由EGR管路進出口驅(qū)動壓差決定，而這主要取決于增壓器匹配，尤其是在中低轉(zhuǎn)速外特性工況，普通增壓器很難實現(xiàn)較高的EGR率。

在普通增壓器基礎(chǔ)上通過減小渦輪流通能力(即渦端流量)、降低渦端效率、采用渦端兩個流道非對稱結(jié)構(gòu)可以增加渦前壓力，提升EGR管路驅(qū)動壓差，增加EGR率。計算時，渦端流量和效率直接在增壓器MAP基礎(chǔ)上修正，渦端非對稱度通過設(shè)定EGR取氣側(cè)渦端流道大小實現(xiàn)，3種增壓器方案調(diào)整范圍為0%～20%。

圖2示出3種增壓器匹配方案計算結(jié)果對比，計算工況為1 300 r/min，1 660 N·m。由圖可知，隨著3種方案調(diào)整比例增加，EGR率增大，be降低，增壓壓力升高，泵氣損失增加，燃燒重心θCA50提前，排溫降低，放氣比例減少。3種方案實現(xiàn)的最大EGR率分別為為13.75%，11.40%，12.65%；減小渦端流量所獲得的EGR率最大，放氣比例也最大，不利于放氣閥設(shè)計；而減小渦端效率所能獲得的EGR率最小，燃燒重心最靠后，燃油經(jīng)濟性最差，但其放氣比例下降最快，有利于放氣閥設(shè)計。采用渦端非對稱結(jié)構(gòu)的增壓壓力最低，泵氣損失最小，be最低，渦前排溫最低，在3種增壓器方案中的綜合使用效果最好。

圖2 3種增壓器匹配方案計算結(jié)果

3.2 米勒循環(huán)計算

米勒循環(huán)[7]是通過進氣門在活塞下止點BDC之前提前關(guān)閉，減小有效壓縮比從而降低缸內(nèi)爆震傾向。計算采用發(fā)動機原機氣門型線，進氣1 mm升程關(guān)閉角為下止點前-10°，在此基礎(chǔ)上分別調(diào)整進氣1 mm升程關(guān)閉角為下止點前20°，30°，40°進行對比研究。圖3示出1 300 r/min不同負(fù)荷下(EGR率保持不變)的米勒循環(huán)計算結(jié)果。由圖可以看出，隨著進氣門提前關(guān)閉，充氣效率下降，所需進氣壓力升高，泵氣損失減小，be和渦前排溫降低，其中大負(fù)荷be降低了5%，渦前排溫降低40 ℃，小負(fù)荷be降低了3%，渦前排溫降低3 ℃。大負(fù)荷時改善效果明顯，這是因為大負(fù)荷工況爆震傾向較大，燃燒重心靠后，米勒循環(huán)能較好地抑制爆震，使燃燒重心提前。小負(fù)荷工況泵氣損失占比較大，米勒循環(huán)降低了充氣效率，使節(jié)氣門開度變大，減小了泵氣損失，從而降低了be。

從圖3還發(fā)現(xiàn)，米勒循環(huán)降低充氣效率的同時，也會降低EGR率，使得EGR閥開度變大，在大負(fù)荷工況，進氣門關(guān)閉角為下止點前40°時，需要減小節(jié)氣門開度以增加節(jié)氣門前后壓差來保持EGR率不變，這樣增加了be，因此米勒循環(huán)的應(yīng)用需要綜合權(quán)衡不同工況來最終確定最佳相位。

圖3 米勒循環(huán)計算結(jié)果

3.3 瞬態(tài)參數(shù)優(yōu)化

天然氣發(fā)動機油門和增壓器放氣閥的響應(yīng)時間直接決定了瞬態(tài)工況扭矩變化快慢，油門大小決定節(jié)氣門開度大小，增壓器放氣閥為膜片彈簧式放氣閥，由外部氣源通過占空比閥調(diào)節(jié)輸出壓力來控制開度，其開度決定增壓壓力的大小。計算時分別設(shè)定油門和放氣閥響應(yīng)時間在1～3 s內(nèi)變化，研究其對瞬態(tài)扭矩變化的影響。計算工況為1 300 r/min，定轉(zhuǎn)增扭，不考慮爆震限制。從圖4可以看出，油門響應(yīng)時間越快，節(jié)氣門開度變化越快，10%～90%扭矩響應(yīng)時間越短，但受限于增壓器機械式放氣閥機構(gòu)的響應(yīng)遲滯，無法及時放掉多余廢氣，出現(xiàn)過增壓，導(dǎo)致發(fā)動機超負(fù)荷，油門響應(yīng)越快，瞬態(tài)發(fā)動機超負(fù)荷率越大。不同放氣閥響應(yīng)時間下的扭矩變化證明了這一點，放氣閥響應(yīng)越快，10%～90%扭矩響應(yīng)時間越短，發(fā)動機超負(fù)荷率越小。

為了使瞬態(tài)工況下扭矩響應(yīng)最快且發(fā)動機超負(fù)荷率最小(小于5%)，將油門和放氣閥響應(yīng)時間進行參數(shù)優(yōu)化，計算結(jié)果見圖5。由圖5可以看出，油門和放氣閥響應(yīng)時間分別為1.5 s，1 s時，10%～90%扭矩響應(yīng)時間最短為2.3 s。

圖4 扭矩瞬態(tài)響應(yīng)計算

圖5 瞬態(tài)參數(shù)優(yōu)化結(jié)果

4 結(jié)論

a) 與減小渦端流通能力和渦端效率相比，采用渦端非對稱結(jié)構(gòu)在相同EGR率下的泵氣損失最小，be最低，渦前排溫最低，在3種增壓器方案中的綜合使用效果最好；

b) 米勒循環(huán)能減小發(fā)動機爆震傾向，降低泵氣損失，降低be3%～5%，降低大負(fù)荷排溫40 ℃，但米勒循環(huán)會降低EGR率，需要綜合權(quán)衡不同工況來確定最佳相位；

c) 天然氣發(fā)動機油門和放氣閥的響應(yīng)時間直接影響瞬態(tài)工況扭矩的變化，適當(dāng)減小油門響應(yīng)速度和增加放氣閥響應(yīng)速度可以降低發(fā)動機瞬態(tài)超負(fù)荷率，當(dāng)油門和放氣閥響應(yīng)時間分別為1.5 s，1 s時，10%～90%扭矩響應(yīng)時間最短為2.3 s。

[1] 蔣德明，黃佐華.內(nèi)燃機替代燃料燃燒學(xué)[M].西安：西安交通大學(xué)出版社，2007.

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[編輯: 李建新]

MA Yi, WANG Xiaohui, LI Hongzhou, DOU Huili

(China FAW Co., Ltd., R&D Center， Changchun 130011， China)

The turbulent flame prediction combustion model of natural gas engine was established with GT-SUITE software and the calculation precision was verified by the test data. The key technologies including turbocharger matching, Miller cycle and transient parameter optimization for equivalent combustion route meeting Euro Ⅵ emission standards were analyzed with the model. The results show that turbocharger with non-symmetrical flow channel has the minimal pumping loss under the same EGR rate. Miller cycle can suppress knock and improve fuel economy and reliability. Properly slowing the throttle response and accelerating the release valve response can reduce transient overloading. Accordingly, the results provide certain guidance for the development of Euro Ⅵ natural gas engine.

natural gas engine； combustion model； turbocharging； Miller cycle

2015-08-12;

2016-03-11

馬義(1986—)，男，碩士，工程師，主要研究方向為天然氣發(fā)動機燃燒與排放控制技術(shù);mayixiajiabin@126.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2016.02.013

TK431

B

1001-2222(2016)02-0071-05