基于排放特性的小型風(fēng)冷柴油機(jī)燃燒過程研究

劉勝吉， 趙宇超， 劉榮利， 王建， 孫永福

(1.江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013； 2.隆鑫通用動(dòng)力股份有限公司， 重慶 400052)

基于排放特性的小型風(fēng)冷柴油機(jī)燃燒過程研究

劉勝吉1， 趙宇超1， 劉榮利2， 王建1， 孫永福1

(1.江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013； 2.隆鑫通用動(dòng)力股份有限公司， 重慶 400052)

小型風(fēng)冷柴油機(jī)受結(jié)構(gòu)限制，中小負(fù)荷冷卻強(qiáng)度偏大，使柴油機(jī)CO、HC的比排放偏高。為了探索CO、HC的生成機(jī)理，達(dá)到中國非道路柴油機(jī)第3階段排放標(biāo)準(zhǔn)，以186F風(fēng)冷柴油機(jī)為研究對象，研究了不同壓縮比、有無排氣再循環(huán)(EGR)試驗(yàn)條件下的污染物排放特性。結(jié)果表明，不同方案的NOx比排放變化率不超過4%，兩種壓縮比對比結(jié)果為：CO、HC的排放分別變化了41.1%和53.9%；有無EGR方案CO、HC的排放分別變化了19.5%和22.5%。通過示功圖分析得出結(jié)論：CO、HC的生成量主要與滯燃期內(nèi)的壓縮溫度有關(guān)，在10%負(fù)荷工況下壓縮終了溫度達(dá)860 K以上，可有效降低CO、HC的排放；通過不同技術(shù)方案協(xié)同優(yōu)化燃燒過程，可使柴油機(jī)整機(jī)比排放低于中國非道路柴油機(jī)第3階段排放限值。

動(dòng)力機(jī)械工程； 小型風(fēng)冷柴油機(jī)； 燃燒； 排放； 溫度

0 引言

中國小功率非道路柴油機(jī)多為單缸柴油機(jī)，具有結(jié)構(gòu)簡單、配套靈活、便于維修的特點(diǎn)，常用于小型農(nóng)業(yè)機(jī)械、工程機(jī)械、發(fā)電機(jī)組等[1]。我國是農(nóng)業(yè)大國，且基礎(chǔ)建設(shè)任務(wù)重，單缸柴油機(jī)使用較為普遍，因此生產(chǎn)、使用量都較大。據(jù)相關(guān)統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)，中國單缸柴油機(jī)年產(chǎn)量已經(jīng)達(dá)到世界年產(chǎn)量的80%以上[2]。20世紀(jì)90年代初國外風(fēng)冷單缸柴油機(jī)機(jī)型不斷出新，到90年代末我國也開始生產(chǎn)，年產(chǎn)量不斷增加[3-4]，至今單缸風(fēng)冷柴油機(jī)年產(chǎn)已達(dá)近200萬臺，國內(nèi)和國外市場都有增長的趨勢。特別是美國、歐盟等高端市場，單缸柴油機(jī)多以小型風(fēng)冷機(jī)型為主。如美國環(huán)境保護(hù)署公布的通過第4階段排放認(rèn)證的單缸柴油機(jī)，包括日本久保田、洋馬以及德國赫茲和美國科勒公司的產(chǎn)品，都為風(fēng)冷機(jī)型[5]。

美國是最早對19 kW以下非道路柴油機(jī)實(shí)施排放要求的國家，目前也是排放限值和實(shí)施最嚴(yán)的國家[6]。我國2007年開始對非道路柴油機(jī)實(shí)施排放標(biāo)準(zhǔn)，并計(jì)劃于2015年10月1日實(shí)施非道路柴油機(jī)排放第3階段標(biāo)準(zhǔn)[7]，對19 kW以下柴油機(jī)HC+NOx的排放與美國限值相同，但顆粒物(PM)限值寬于美國(由于兩國非道路柴油機(jī)的燃料成分不同等多種原因，同一機(jī)器美國實(shí)驗(yàn)室的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)低于中國，PM達(dá)標(biāo)的難度相當(dāng)[8-9])，但標(biāo)準(zhǔn)中CO的排放限值嚴(yán)于美國，其中小于8 kW功率段柴油機(jī)的CO排放限值是5.5 g/(kW·h)，比美國的限值8.0 g/(kW·h)低很多，因此中國第3階段排放標(biāo)準(zhǔn)對小功率柴油機(jī)的排放限值已是世界最嚴(yán)的排放法規(guī)之一?？v觀國內(nèi)外對柴油機(jī)排放的研究，大多圍繞NOx和PM展開，對CO、HC的研究報(bào)道相對較少。小型風(fēng)冷柴油機(jī)缸徑小、燃燒室面容比相對較大，因此散熱量大，特別是受結(jié)構(gòu)的限制，中小負(fù)荷工況下的冷卻強(qiáng)度過大、散熱量更大，使缸內(nèi)溫度低，中小負(fù)荷工況下CO、HC等排放物濃度較大，使得柴油機(jī)CO、HC的排放高，達(dá)到中國第3階段排放標(biāo)準(zhǔn)特別困難。本文以186F柴油機(jī)為試驗(yàn)對象，基于不同試驗(yàn)方案下的排放特性，通過對缸內(nèi)燃燒過程進(jìn)行分析，探索中小負(fù)荷工況下CO、HC的生成機(jī)理，研究整機(jī)排放量值與燃燒過程的關(guān)系及低排放的燃燒條件，以期為小型風(fēng)冷柴油機(jī)的低排放研究提供理論參考依據(jù)和技術(shù)支撐。

1 試驗(yàn)內(nèi)容

1.1 試驗(yàn)樣機(jī)與研究方案

本文的試驗(yàn)樣機(jī)為某企業(yè)新研發(fā)的186F柴油機(jī)，其基本參數(shù)如表1所示。試驗(yàn)設(shè)備采用CWF-9電渦流測功機(jī)、MCS-960燃油耗儀、MEXA-7200D氣體分析儀、AVL-472顆粒采樣系統(tǒng)、6052C缸壓傳感器及DEWE-800燃燒分析儀，試驗(yàn)臺架示意圖如圖1所示。

進(jìn)行不同燃燒室凹坑容積、壓縮比等參數(shù)及有無排氣再循環(huán)(EGR)的試驗(yàn)對比，具體結(jié)構(gòu)和參數(shù)如表2所示。由于本文重點(diǎn)研究不同排放特性下的缸內(nèi)燃燒情況，選取多個(gè)方案中的3種典型方案參數(shù)進(jìn)行研究，使其排放特性具有代表性。其中：方案1是原機(jī)；方案2是縮小活塞頂面的凹坑容積，同時(shí)通過改變進(jìn)排氣門的下沉量、減小余隙來減小燃燒室容積，從而提高柴油機(jī)壓縮比；方案3是在方案2的基礎(chǔ)上，在原機(jī)罩殼的壁上加工出聯(lián)接通道(鑄造有加工的通道結(jié)構(gòu))以實(shí)現(xiàn)EGR，將少量排氣道內(nèi)的廢氣通過通道引入進(jìn)氣道中，EGR不帶冷卻且EGR率通過通道孔的直徑大小來控制，方案3中孔的直徑為5 mm. 在保證以上3種方案的動(dòng)力性能一致的情況下，進(jìn)行柴油機(jī)排放試驗(yàn)和氣缸壓力采集試驗(yàn)，并通過油耗儀測取不同工況下的比油耗。排放試驗(yàn)按國家標(biāo)準(zhǔn)GB 20891—2014規(guī)定的八工況循環(huán)進(jìn)行測試，分別在標(biāo)定轉(zhuǎn)速3 60 0r/min下100%、75%、50%、10%負(fù)荷，最大扭矩轉(zhuǎn)速2 750 r/min下100%、75%、50%負(fù)荷和怠速工況(工況號依次記為1～8)時(shí)測取CO、HC和NOx氣體排放和顆粒濃度，并計(jì)算整機(jī)氣體和顆粒的比排放。

1.2 試驗(yàn)結(jié)果及排放特性分析

圖2為樣機(jī)在3種不同試驗(yàn)方案下8個(gè)不同工況點(diǎn)的CO 、HC、NOx排放濃度變化情況。從圖2中可以看出，3種方案下的CO和HC濃度在大負(fù)荷(100%、75%，工況1、工況2和工況5、工況6)及最大扭矩點(diǎn)中等負(fù)荷(工況7)時(shí)較小，在怠速(工況8)下CO有所升高且差異增加，而在標(biāo)定轉(zhuǎn)速、中小負(fù)荷(50%、10%，工況3、工況4)時(shí)CO和HC急劇增加且相差較為明顯。

在10%負(fù)荷下，方案2和方案1相比、方案3和方案2相比，CO濃度的下降率分別為41%和15%，HC濃度的下降率分別為63%和23%，因此標(biāo)定轉(zhuǎn)速、中小負(fù)荷工況下CO、HC濃度的差異性在很大程度上決定了整機(jī)的比排放。而NOx的排放特性不同于CO、HC，其主要在大負(fù)荷工況下產(chǎn)生，且在不同方案下的排放濃度變化率集中在10%以內(nèi)，由于單缸柴油機(jī)供油提前角的各工況都是定值，不同負(fù)荷的最大扭矩轉(zhuǎn)速工況的NOx排放都高于標(biāo)定轉(zhuǎn)速工況的數(shù)值。

從圖3可以看出，方案2和方案3下各工況點(diǎn)的比油耗均小于方案1，其中10%負(fù)荷下的油耗最高，但變化率僅為2.3%和1.8%，說明壓縮比及使用EGR對柴油機(jī)經(jīng)濟(jì)性的影響較小，但排放性能的差異明顯。

表3是不同方案的柴油機(jī)排放物的整機(jī)比排放值(八工況循環(huán)試驗(yàn))。由表3可見，3個(gè)方案下的NOx比排放基本相同，最大變化率不超過4%，而CO、HC的比排放差別較大，主要是由中小負(fù)荷工況下的排放濃度所決定的，PM比排放的趨勢與HC一致。對于方案1、方案2、方案3，后者相比于前者，CO比排放的下降率分別為41.1%和19.5%，HC比排放的下降率分別為53.9%和22.5%.

2 燃燒過程分析

2.1 缸內(nèi)壓力分析

圖4是不同方案在不同負(fù)荷工況的缸內(nèi)壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化情況。從圖4中可以看出，在標(biāo)定轉(zhuǎn)速下，3種方案的100%負(fù)荷時(shí)缸內(nèi)壓力除壓縮比不同使壓縮壓力有差異外，曲線走勢、峰值、谷值均較為接近，對比于10%、50%負(fù)荷時(shí)的缸內(nèi)壓力曲線，壓縮比的變化及有無EGR對大負(fù)荷下的缸內(nèi)燃燒情況影響較小。由于NOx主要在大負(fù)荷下產(chǎn)生，從而決定了標(biāo)定工況下NOx的排放濃度相差不大，而CO、HC主要在中小負(fù)荷下產(chǎn)生，圖中10%、50%負(fù)荷時(shí)的缸內(nèi)壓力曲線差別較大，形成的CO、HC排放量值差異也較大。方案2、方案3相對于方案1，由于燃燒室的容積減小、壓縮比增加，缸內(nèi)壓縮壓力明顯提高，從而減少了中小負(fù)荷下過稀混合氣難以著火的區(qū)域，有利于減少未燃HC的排放[10]。

另外，在中小負(fù)荷工況下，方案2相比于方案1，圖4中曲線上壓力突然上升的拐點(diǎn)所對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角較為提前，這是缸內(nèi)較早燃燒在缸壓曲線上的直觀反映，說明在供油提前角相同情況下缸內(nèi)工質(zhì)的著火滯燃期縮短，較早地著火燃燒，這不僅有利于預(yù)混燃料的有效燃燒、降低未燃HC的排放，而且有利于擴(kuò)散燃燒、減少燃料后燃的概率以及CO氧化和燃料完全燃燒，從而降低CO、HC排放。

圖5是不同方案下缸內(nèi)壓縮終了溫度隨負(fù)荷的變化關(guān)系圖。由圖5可見：方案2相對于方案1，由于壓縮比的提高，各工況點(diǎn)的壓縮終了溫度上升明顯；方案3相對于方案2，由于殘余廢氣的引入提高了壓縮始點(diǎn)的溫度，壓縮終了溫度也有明顯提高。在標(biāo)定轉(zhuǎn)速、中小負(fù)荷下，壓縮終了溫度急劇下降，變化率接近10%，說明隨著負(fù)荷的減小，壓縮終了溫度受機(jī)器缸壁散熱影響愈加嚴(yán)重，是影響CO、HC排放的重要原因。

2.2 缸內(nèi)平均溫度分析

在柴油機(jī)的實(shí)際混合氣的形成和燃燒過程中，影響CO排放濃度的因素是多方面和錯(cuò)綜復(fù)雜的，但是根本因素是溫度、供氧情況和反應(yīng)時(shí)間[11]。對于3種方案而言，在中小負(fù)荷下的燃油消耗基本一致，過量空氣系數(shù)相差不大、影響較小[12]，且相同轉(zhuǎn)速、相同供油提前角決定了混合物反應(yīng)時(shí)間的基本一致，因此溫度是中小負(fù)荷下CO排放濃度差異的決定性因素。由于柴油機(jī)燃燒室內(nèi)的縫隙容積和缸壁附近多為新鮮空氣，縫隙和激冷層對HC的排放影響很小，未燃HC的生成主要是因?yàn)椴裼蜋C(jī)在接近壓縮終了后才噴射燃油，燃油和空氣混合不均，溫度超出富燃極限或稀燃極限，使燃料在空氣中不能燃燒或不能完全燃燒而產(chǎn)生未燃HC[13]。

圖6所示為不同方案在不同負(fù)荷工況下缸內(nèi)平均溫度隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化曲線圖，其中，曲線“第1峰”峰值反映了壓縮終了時(shí)刻的溫度，與柴油機(jī)壓縮比及進(jìn)氣溫度有關(guān)。由于燃油著火前發(fā)生霧化使油粒表面蒸發(fā)、油滴汽化、吸收汽化潛熱，導(dǎo)致缸內(nèi)平均溫度有所下降，使“第1峰”峰值偏離上止點(diǎn)。從圖6中可以看出，3個(gè)不同方案下的壓縮溫度有較大差異，且隨著負(fù)荷率的減小，相差越為明顯，與圖4中缸壓曲線壓縮段的走勢一致。其中：在10%負(fù)荷下，方案2相比于方案1，壓縮終了溫度增加了79 ℃、提高了10.1%，原因是燃燒室容積的減小使柴油機(jī)壓縮比增大、壓縮過程中擠流及紊流運(yùn)動(dòng)加強(qiáng)，導(dǎo)致缸內(nèi)平均溫度提高；方案3相比于方案2，壓縮終了溫度增加了90 ℃、提高了10.5%，原因是方案3采用的氣門罩殼帶有內(nèi)部EGR，使上一循環(huán)的少量廢氣和新鮮空氣一起進(jìn)入缸內(nèi)，增加了氣體初始溫度，使壓縮終了溫度有明顯提高。

將缸內(nèi)的平均溫度特性與排放特性、缸內(nèi)壓力進(jìn)行對比分析可知，小負(fù)荷工況下不同方案的CO、HC生成量的差異與缸內(nèi)壓縮溫度有著直接關(guān)系，由于壓縮終了的缸內(nèi)溫度直接影響混合氣的滯燃期，也同時(shí)決定了滯燃期內(nèi)噴油量的多少，從而影響燃燒進(jìn)程，進(jìn)而影響排放物CO、HC的生成。一方面，當(dāng)壓縮溫度較低時(shí)滯燃期增大，滯燃期內(nèi)噴油量也會(huì)增加，而由于小負(fù)荷工況下的噴油壓力較低，噴注的尾部和核心部位霧化不良造成較多的混合氣過濃區(qū)域，以及噴注前峰燃油堆積于燃燒室壁面上、來不及與空氣混合形成局部過濃區(qū)域，都會(huì)超過此時(shí)缸內(nèi)的富燃極限，無法著火燃燒，從而產(chǎn)生未燃HC[14-15]；另一方面，小負(fù)荷工況下的過量空氣系數(shù)較大，燃燒室內(nèi)存在相當(dāng)多的混合氣過稀區(qū)域，如活塞的頂隙區(qū)、火力岸圓周側(cè)隙區(qū)、靠近噴孔噴霧錐頂附近的區(qū)域，這些部位燃油較少、容易形成較稀區(qū)，而缸內(nèi)較低的壓縮溫度決定了較大的稀燃下限，這部分混合氣不能燃燒或不能完全燃燒，即產(chǎn)生未燃HC，且這部分HC排放量與滯燃期內(nèi)形成的過稀混合氣的量有關(guān)，滯燃期的增大會(huì)使過稀混合氣增加，HC排放也相應(yīng)地增加，是柴油機(jī)HC排放源相當(dāng)重要的部分[16-17]。此外，較低的壓縮溫度導(dǎo)致滯燃期內(nèi)的噴油量增加，使擴(kuò)散燃燒階段的混合氣中混有較多的預(yù)混燃燒產(chǎn)物，局部缺氧嚴(yán)重，火焰在低溫區(qū)和稀混合區(qū)淬熄的現(xiàn)象增加，CO無法氧化成CO2，最終仍以CO的形式排出。

從圖6中還可以看出，在10%負(fù)荷工況下，方案2和方案3的平均最高燃燒溫度(曲線“第1峰”峰值)高于方案1約90℃，這是由預(yù)混噴油量、滯燃期及缸內(nèi)著火溫度等參數(shù)共同決定的，而由于EGR提高了混合氣的比熱容，抑制了最高燃燒溫度，使得方案3與方案2基本相同。缸內(nèi)燃燒溫度的提高可以加快CO的氧化速度、降低轉(zhuǎn)化時(shí)間、提高轉(zhuǎn)化率，使更多的CO可以在合適的溫度條件下被氧化成CO2[18]。相對于方案1和方案2，方案3在整個(gè)燃燒階段都有較明顯的缸內(nèi)溫度優(yōu)勢，缸內(nèi)低溫區(qū)也會(huì)相對減少較多，降低缸內(nèi)失火及火焰淬熄的概率，且混合氣完全燃燒的濃度范圍較寬，這也是在小負(fù)荷工況下CO排放濃度較低的重要原因[9]。同樣地，燃燒溫度的提高能夠擴(kuò)大稀燃的范圍，促進(jìn)燃燒室壁面處的稀混合氣有效燃燒，同時(shí)又能擴(kuò)大富燃極限范圍，促進(jìn)濃混合氣的提高，在較寬的混合氣濃度范圍內(nèi)使燃料完全燃燒，從而降低HC濃度。

2.3 放熱規(guī)律分析

圖7所示為不同方案在標(biāo)定轉(zhuǎn)速時(shí)10%、50%、100%負(fù)荷工況下的放熱規(guī)律曲線圖，通常，圖中的“第1峰”代表預(yù)混燃燒，其峰值大小反映了缸內(nèi)燃燒速度的快慢。從圖7中可以看出：在100%負(fù)荷工況下，3個(gè)方案下的“第1峰”峰值基本相同；而在10%、50%負(fù)荷下，方案3的峰值明顯小于方案1和方案2. 究其原因，一方面是由于方案3在中小負(fù)荷下的壓縮壓力和壓縮溫度較高、滯燃期短，較早地形成了局部著火，在此期間燃油與空氣的混合數(shù)量較少，導(dǎo)致缸內(nèi)燃燒速率較慢；另一方面是由于進(jìn)氣中引入的廢氣減緩了缸內(nèi)燃燒速度，降低了缸內(nèi)最高爆發(fā)壓力，導(dǎo)致放熱速率的峰值下降。

在10%負(fù)荷工況下，3個(gè)方案的放熱始點(diǎn)分別為7°CA、5°CA和3°CA，其中將放熱始點(diǎn)定義為放熱速率突升時(shí)所對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角，說明隨著壓縮溫度的提高、滯燃期逐漸縮短，這有利于減少滯燃期內(nèi)過濃或過稀混合氣的形成，減少未燃HC的生成量。另外，在滯燃期內(nèi)，噴入氣缸的燃料會(huì)發(fā)生蒸發(fā)吸熱，相比于方案1和方案2，方案3在放熱始點(diǎn)前存在一段較為明顯的放熱速率下降過程，說明方案3噴入的燃油蒸發(fā)迅速，燃油蒸氣能夠與空氣較好地混合，減少了混合不均的區(qū)域，有助于減少因超過富燃或稀燃極限不能著火燃燒而產(chǎn)生的未燃HC；同時(shí)燃油噴霧的良好蒸發(fā)有助于減少著壁油膜的累積，由于滯燃期缸內(nèi)溫度較低，冷壁上的油膜蒸發(fā)較慢，極易造成部分燃油來不及參加混合和燃燒，而缸內(nèi)壓縮溫度的提高可以加快先期的氧化反應(yīng)、加速油膜的蒸發(fā)、減少未燃HC并提高燃燒效率?？梢?，壓縮溫度對滯燃期、混合氣的形成影響較大，也間接地對滯燃期內(nèi)HC的生成量有著重要影響。

根據(jù)噴油系統(tǒng)的參數(shù)可得到出油閥緊帽的出油口到噴油器盛油槽的長度，由此可計(jì)算得到噴油延遲期、確定噴油始點(diǎn)[19]，進(jìn)而由放熱規(guī)律的燃燒始點(diǎn)可得出不同方案下各個(gè)工況點(diǎn)的著火滯燃期(見表4)。從表4中可以看出，同一方案在同一轉(zhuǎn)速下的滯燃期隨著負(fù)荷的減小而延長，不同方案在同一工況下的滯燃期也有較明顯的差別。方案3相對于方案1和方案2，在8個(gè)工況點(diǎn)上都有較短的滯燃期，對比不同負(fù)荷下的放熱規(guī)律可以發(fā)現(xiàn)，隨著負(fù)荷的減小，缸內(nèi)燃燒及排放物的生成量對滯燃期愈加敏感，滯燃期對小負(fù)荷工況下的CO、HC生成影響較大。

將燃燒后期放熱速率接近0且趨于穩(wěn)定時(shí)的曲軸轉(zhuǎn)角定義為燃燒終點(diǎn)。在10%負(fù)荷工況下，3個(gè)方案的燃燒終點(diǎn)分別為42°CA、37°CA和38°CA，三者此時(shí)對應(yīng)的缸內(nèi)平均溫度分別為890 K、993 K和1 027 K. 可見方案1的后燃嚴(yán)重，在燃燒末期不能及時(shí)放出熱量，缸內(nèi)的平均溫度偏低，造成了部分燃料無法完全燃燒，未燃HC增加，較多的CO失去溫度條件、無法氧化成CO2而排出。此時(shí)缸內(nèi)溫度過低的區(qū)域增加，火焰發(fā)生淬熄的概率也大大增加，進(jìn)一步增加了CO排放。對于方案3，雖然后燃情況稍嚴(yán)重于方案2，但燃燒末期的缸內(nèi)溫度較高、化學(xué)反應(yīng)較為活躍，提高了反應(yīng)物之間的有效碰撞和反應(yīng)速率，實(shí)際混合氣的形成和燃燒較好，有利于后期燃料的完全燃燒，從而降低HC及CO排放[20]。

綜合以上分析可知：缸內(nèi)溫度對混合氣的形成、燃燒過程及CO、HC的生成有著重要影響，其中壓縮溫度重點(diǎn)影響滯燃期內(nèi)HC的生成，對比各工況下的排放濃度，在標(biāo)定轉(zhuǎn)速10%負(fù)荷工況下影響較大，對其余工況點(diǎn)基本沒有影響；著火后的缸內(nèi)燃燒溫度則重點(diǎn)影響CO的生成，且CO對溫度較為敏感，CO排放濃度隨負(fù)荷的減小而相差越大，尤其在標(biāo)定轉(zhuǎn)速、中小負(fù)荷工況下影響最為明顯。對比各方案的整機(jī)比排放可知，方案3的 CO、HC排放值低，且各排放污染物的初次試驗(yàn)結(jié)果與排放限值比有較大的劣化余量，參考國內(nèi)車用柴油機(jī)及已通過環(huán)保核準(zhǔn)的非道路較大功率柴油機(jī)的劣化試驗(yàn)結(jié)果[21]，能夠滿足非道路國家第3階段排放標(biāo)準(zhǔn)的要求。在此方案下，10%負(fù)荷下的缸內(nèi)壓縮終了溫度約為949 K，能夠有效縮短滯燃期、較好地抑制HC的生成，缸內(nèi)最高燃燒溫度為1 126 K，燃燒終點(diǎn)的溫度為1 027 K，能夠有效提高擴(kuò)散燃燒后期CO的氧化能力、降低CO排放。

3 結(jié)論

1)小型風(fēng)冷柴油機(jī)受結(jié)構(gòu)的限制，中小負(fù)荷冷卻強(qiáng)度偏大，使柴油機(jī)CO、HC的比排放偏高。通過提高壓縮比和采用EGR等措施協(xié)同優(yōu)化燃燒過程，可使186F柴油機(jī)整機(jī)CO、HC+NOx和PM排放為4.05 g/(kW·h)、6.26 g/(kW·h)和0.48 g/(kW·h)，低于中國非道路柴油機(jī)第3階段排放標(biāo)準(zhǔn)限值。

2)提高壓縮比、采用適量的EGR量，能顯著提高柴油機(jī)缸內(nèi)壓縮終了的溫度、減小燃燒的著火滯燃期，也能提高燃燒持續(xù)期內(nèi)的溫度、改善缸內(nèi)燃燒條件、有效減少中小負(fù)荷下CO、HC的排放量。研究方案的試驗(yàn)結(jié)果表明：當(dāng)壓縮比提高到19.8、壓縮終了溫度提高到860 K以上時(shí)，再采用EGR后壓縮溫度可進(jìn)一步提升，與壓縮比為18.2的柴油機(jī)相比，NOx整機(jī)的比排放變化率不超過4%，而CO和HC的整機(jī)比排放變化率分別為41.1%、19.5%和53.9%、22.5%.

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ResearchonCombustionProcessofSmallAir-cooledDieselEngineBasedonEmissionCharacteristics

LIU Sheng-ji1， ZHAO Yu-chao1， LIU Rong-li2, WANG Jian1， SUN Yong-fu1

(1.School of Automotive and Traffic Engineering，Jiangsu University，Zhenjiang 212013，Jiangsu，China； 2.Loncin Motor Co., Ltd.，Chongqing 400052，China)

Higher CO and HC emissions of small air-cooled diesel engine are due to the compact structure and high cooling intensity at small and medium loads. To explore the generation mechanisms of CO and HC, and meet China Ⅲ emission standard of non-road diesel engines, the emission characteristics of pollutants under different compression ratios and exhaust gas recirculation test conditions are studied for an 186F air-cooled diesel engine. The results show that the change in the specific emission of NOxis less than 4%, but the changes in the specific emissions of CO and HC are 41.1% and 53.9%, respectively, at two different compression ratios, which are 19.5% and 22.5%, respectively, without EGR. Through the analysis of indicator diagrams, it is concluded that the production of CO and HC is mainly related to the compression temperature during ignition delay. CO and HC emissions can be efficiently decreased when the temperature at the end of compression reaches to 860 K under 10% load. The emission values can be lower than the emission limits of CHINA Ⅲ emission standard based on the different technical schemes and the optimization of combustion process.

power machinery engineering; small air-cooled diesel engine; combustion; emission; temperature

TK421+.27

A

1000-1093(2017)12-2480-08

10.3969/j.issn.1000-1093.2017.12.023

2017-05-03

江蘇高校優(yōu)勢學(xué)科建設(shè)工程項(xiàng)目(蘇證辦發(fā)[2015])； 江蘇省重點(diǎn)研發(fā)計(jì)劃項(xiàng)目(BE2015188)

劉勝吉(1958—)， 男， 教授， 博士生導(dǎo)師。 E-mail: liusj@ujs.edu.cn

趙宇超(1993—)， 男， 碩士研究生。 E-mail: 2450483006@qq.com