采用非同步進氣正時和增壓器匹配提升天然氣發(fā)動機的低速性能

郭喆晨,黃勇成,施永生,劉偉,韓志玉

(1.西安交通大學能源與動力工程學院,710049,西安;2.江蘇上淮動力有限公司,223005,江蘇淮安;3.同濟大學汽車學院,201804,上海)

天然氣作為一種清潔的替代燃料,與傳統(tǒng)化石燃料相比,成分相對簡單,同時常溫下呈氣態(tài),與空氣易均勻混合,產生的污染物非常少[1-2]。由于天然氣呈氣態(tài),導致進氣時占用了部分體積,使得發(fā)動機的充氣效率下降10%～15%,天然氣的化學計量比混合氣熱值相對于汽油低約10%[3]。

目前,多數(shù)天然氣發(fā)動機是在原有汽油機基礎上加裝了一套天然氣供氣系統(tǒng),但是未對發(fā)動機進排氣相位等進行優(yōu)化,使得發(fā)動機性能下降。廢氣渦輪增壓可有效增加進氣量,但是在低速時由于廢氣能量不足,增壓壓力較低,導致進氣量不足,使發(fā)動機的低速扭矩減弱。有研究人員對天然氣發(fā)動機增壓器進行匹配,并對點火提前角、壓縮比和過量空氣系數(shù)進行優(yōu)化,提升了發(fā)動機的動力性能和熱效率,但扭矩最大僅提升了9.3%,提升幅度不明顯[4]。通過減小進氣凸輪升程和包角來提升汽油機低速動力性能,但高速性能有所下降[5]。文獻[6-7]方法可運用于天然氣發(fā)動機低速性能的優(yōu)化,研究表明,非同步進氣正時可使缸內渦流得到較大提升,改善了缸內混合氣的流動情況。渦流增大使得壓縮結束時缸內的湍流強度增大,進而使缸內混合氣更加均勻,提高了發(fā)動機熱效率,并對經濟性有所改善。

本文針對一臺由汽油機改造的增壓天然氣發(fā)動機,采取不同進氣正時方案進行試驗研究并匹配不同的渦輪增壓器,確定了一種非同步進氣正時方案,可使發(fā)動機低速動力性能得到較大提升,且能保持高速動力性能。

1 發(fā)動機試驗裝置與儀器設備

試驗所用發(fā)動機為2.4 L增壓點燃式天然氣發(fā)動機,基本參數(shù)如表1所示。

發(fā)動機試驗裝置示意圖如圖1所示,利用湘儀CAC160型交流電力測功機測量發(fā)動機的轉速和輸出扭矩,采用上海同圓ToCeil20N100型質量流量計測量進氣流量,利用首科實華DMF-1-2-A型氣耗儀測量天然氣消耗量。試驗中采用KISTLER公司生產的缸壓傳感器、電荷放大器和角標儀,并利用該公司生產的KiBox燃燒分析儀采集示功圖,獲得燃燒放熱率等相關數(shù)據(jù)。

表1 2.4 L增壓點燃式天然氣發(fā)動機基本參數(shù)

圖1 發(fā)動機試驗裝置示意圖

2 進氣系統(tǒng)優(yōu)化方案設計

在保持原汽油機結構參數(shù)不變的情況下將燃料改為天然氣,對發(fā)動機進行外特性試驗,得到汽油機和天然氣發(fā)動機扭矩對比,如圖2所示。由圖2可知,發(fā)動機扭矩整體下降,尤其是在低速時下降更為明顯,這主要是因為天然氣占據(jù)了一部分進氣體積導致發(fā)動機進氣流量減小,而且原汽油機的增壓器用于發(fā)動機燃用天然氣時偏大導致低速增壓效果變差,因此需要通過重新匹配增壓器和優(yōu)化進氣方案來提升天然氣發(fā)動機的低速性能。

圖2 汽油機與天然氣發(fā)動機扭矩對比

對發(fā)動機進氣過程進行考查,方案1為原機進氣方案,原汽油機的渦輪增壓器偏大,不適用于天然氣發(fā)動機,低速增壓比小、進氣流量少。方案2重新匹配了增壓器,并重新設計了進氣凸輪,提出同步和非同步兩種進氣正時方案,設計了不同進氣持續(xù)角和配氣相位的進氣凸輪軸替換原機進氣凸輪軸來改變氣門升程和配氣相位,最終采用一個小流量的渦輪增壓器能夠提高低速時的廢氣能量利用率,進而提升低速時的進氣量。

原機進氣方案兩進氣門開啟持續(xù)角和最大升程都較大,在方案2的基礎上,方案3將進氣門開啟持續(xù)角減小且進氣相位提前,目的是減小低速時進氣末期的進氣倒流、增加缸內進氣量,從而提高低速輸出扭矩。方案4在方案3的基礎上改為非同步進氣,其中一個進氣門開啟持續(xù)角和最大氣門升程進一步減小,另一進氣門與方案3相同,同時兩進氣門進氣提前角不變,這樣使得低速時壓縮過程中其中一個進氣門更早關閉,進一步減小新鮮工質倒流,同時保留了一個大的進氣門開啟持續(xù)角以保持高速時的進氣量。4種方案性能的對比如表2所示[8]。

表2 4種方案的性能對比

3 結果與分析

3.1 進氣過程分析

3.1.1 增壓器匹配分析 原增壓器和小流量增壓器所采用的渦輪流通特性與發(fā)動機聯(lián)合運行工況如圖3所示。方案2改用小流量渦輪后,轉速n為1 200、1 600 r/min時,廢氣旁通閥基本未開啟,廢氣驅動渦輪后再排出。采用小流量渦輪膨脹比較大,從而使得渦輪的功率更大,廢氣利用率更高。改用方案4后相似流量增加,進一步提高了低速時的膨脹比。

圖3 渦輪流通特性對比

渦輪在低速時功率對比如圖4所示,可知小流量渦輪功率高于原機渦輪,方案4渦輪在低速時功率提升較大,特別是在n為1 600 r/min時,相對于原機渦輪功率提升了接近一倍。

圖4 渦輪在低速時功率對比

方案1、方案4壓氣機與天然氣發(fā)動機外特性的聯(lián)合運行圖如圖5、圖6所示。由圖5、6可知:兩種方案中發(fā)動機低速運行點均離壓氣機喘振線較遠,高速運行點均在壓氣機阻塞線以內,符合匹配要求;原汽油機所采用的壓氣機偏大,低速時在相同流量的情況下無法得到更高的增壓比,因此方案4所采用的壓氣機更有利于增壓比的提高;由于方案4在低速時渦輪功率較大、轉速更高,因此帶動壓氣機做功增加,與方案1相比,n為1 200、1 600 r/min時,增壓比分別提升了24%、33%,可知采用小流量的增壓器可提高低速時的增壓比。

圖6 小流量增壓器壓氣機匹配圖

3.1.2 進氣流量分析 不同方案下發(fā)動機外特性進氣質量流量的對比如圖7所示。在n為2 000 r/min以下的低速段,與原機方案相比,其他3種方案進氣流量均有所增加,其中方案4改為非同步進氣后流量增加最大,n為1 600 r/min時,相對原機方案1增量達到46%。非同步氣門正時對低速的進氣流量有較大改善,而在高速時流量并未明顯下降。

圖7 不同方案下發(fā)動機進氣流量對比

為了分析低速進氣流量提升的原因,利用一維模擬計算獲得了1 200 r/min全負荷時進氣過程缸內工質質量隨曲軸轉角變化的曲線,如圖8所示。由圖8可知:4種方案的進氣回流百分比分別為14.6%、14.9%、3%、2%;原機方案1的進氣門開啟持續(xù)角和進氣遲閉角過大,使得低速時進氣末期回流量較大,從而導致進氣總量較低;方案2進氣回流依然很大,但改用小流量增壓器后低速增壓比提高,進氣流量有所提高;方案3通過減小進氣門開啟持續(xù)角和遲閉角,使進氣回流量減小,參與燃燒的工質增多,廢氣能量增大,增壓器的功率提升,進氣壓力增大,從而使回流前缸內充量大幅增加,在進氣結束時,由于進氣回流減少,最終缸內質量較方案2增加;方案4改為非同步進氣后,進氣回流進一步減少,缸內捕獲的充量增加,進氣流量增加。在高速時,由于非同步進氣正時仍有一個進氣門具有較大的開啟持續(xù)角和進氣遲閉角,因此非同步進氣方案在高速時流量并未下降。

圖8 1 200 r/min時缸內工質質量對比

3.1.3 缸內流動狀況分析 通過三維CFD數(shù)值模擬可得缸內的流動情況。n為2 000 r/min時,同步進氣方案1、非同步進氣方案4缸內平均滾流比、渦流比、湍動能隨曲軸轉角變化曲線如圖9所示。由圖9可知:在進氣過程中,缸內滾流強度變化趨勢較為接近,在壓縮沖程末期方案4略有增加;缸內湍動能的變化也相差不大,方案4的湍動能有所增加;非同步方案的渦流強度在進氣沖程后期和壓縮沖程要明顯高于原機,在壓縮上止點附近,渦流強度明顯高于其余兩種方案。這是因為,對于同步進氣方案,在進氣過程中始終會在氣缸中心區(qū)域形成氣流對沖,也就是形成氣流交匯面,這樣在缸內就很難形成較為穩(wěn)定的渦流,實際進氣過程中,進氣道和氣缸兩側并不會完全對稱,加上缸內流動狀況比較復雜,因此還是有一定強度的渦流存在。采用非同步進氣方案后,兩個進氣門進氣時會有一定的交錯,缸內渦流有較明顯的提升,從而改善了缸內的流動狀況[9-10]。

(a)滾流比

(b)渦流比

(c)湍動能圖9 2 000 r/min時缸內流動情況對比

3.2 燃燒過程分析

圖10 1 200 r/min時的示功圖和瞬時放熱率對比

為了探究各方案對低速燃燒過程的影響,給出了試驗所得1 200 r/min時的示功圖和瞬時燃燒放熱率隨曲軸轉角的變化,如圖10所示。由圖10可知:在低轉速下,與原機方案1相比,方案2、3、4的最大爆發(fā)壓力分別增加了3.4%、30%、40%,且最大爆發(fā)壓力所在的相位也略有提前;各方案放熱率的變化趨勢與示功圖的變化趨勢相似,相對于方案1,方案2通過增壓器匹配優(yōu)化后瞬時放熱率峰值略有增加,在此基礎上,方案3的進氣持續(xù)角減小使得瞬時放熱率峰值明顯增加,燃燒相位提前,采用非同步進氣方案4后,瞬時放熱率峰值進一步增加,燃燒相位提前。方案3、方案4瞬時放熱率大幅增加和燃燒相位提前的主要原因是兩方案的進氣流量增加,進入缸內的燃料增多,放熱率增大;工質質量增加使得熱力學狀態(tài)提升,這有利于提高發(fā)動機的熱功轉換效率[11-12]。

不同方案的燃燒持續(xù)期對比如表3所示。由表3可知,相比于方案1,方案2、3、4在低速下的燃燒持續(xù)期都略有縮短,其中方案4在n為1 200、1 600、2 000 r/min時的燃燒持續(xù)期比方案1分別縮短3.5%、2.3%、1.1%。這是因為方案4采取非同步進氣和增壓器匹配進行優(yōu)化后能夠增加低速時進氣流量,同時增強缸內的渦流強度,有利于促進缸內混合氣的均勻性,湍動能的增加有利于促進火焰?zhèn)鞑?提高燃燒速度,進而改善燃燒性能[8]。

表3 不同方案的燃燒持續(xù)期對比

圖11 各方案下發(fā)動機扭矩的對比

3.3 動力性分析

各方案下發(fā)動機扭矩的對比如圖11所示。天然氣發(fā)動機性能經過優(yōu)化后低速扭矩有了較大提升,特別是在n為1 200、1 600 r/min時,扭矩超過了原汽油機,在2 000 r/min以下的低轉速下扭矩分別提高53%、55.6%、15.2%,最大扭矩范圍變寬,同時高速扭矩并未下降。

4種方案下功率的對比如圖12所示。方案4在n為1 200、1 600、2 000 r/min時相對于原機方案功率分別提高了53.2%、50.1%、15%,且高速時功率基本沒有下降。

圖12 4種方案下發(fā)動機功率的對比

3.4 經濟性分析

4種方案燃氣消耗率的對比如圖13所示,可知整體上呈現(xiàn)先減小再增大的趨勢,在n為2 000 r/min附近達到最低值。n為1 200、1 600、2 000 r/min時,3種優(yōu)化方案比原機方案的燃氣消耗率均有所下降,方案4分別降低了8.1%、5.6%、2.7%。n為2 000、4 000 r/min時相同扭矩點處,非同步進氣方案的燃氣消耗率最低。非同步進氣方案的經濟性最好,主要是因為進氣回流減小,進氣量增加且混合氣更加均勻,提高了燃氣的利用率,同時非同步進氣提高了壓縮最終時刻的缸內流動狀況,促進了缸內燃燒,提高動力性的同時經濟性也有所改善[13]。

圖13 4種方案燃氣消耗率的對比

4 結 論

本文研究發(fā)現(xiàn),汽油機改為天然氣發(fā)動機后,保持發(fā)動機參數(shù)不變,低速扭矩性能較差,因此設計了4種不同的優(yōu)化方案,來研究非同步進氣結合增壓器匹配對天然氣發(fā)動機低速性能提升的影響,得到如下主要結論。

(1)原機采用的渦輪增壓器偏大,改用小流量的增壓器后,低速時的廢氣利用率提高,渦輪膨脹比和功率增大,帶動壓氣機做功增加,增壓比提升,進而增加低速時的進氣量。

(2)原機進氣持續(xù)角較大,導致低速時進氣末期有較大的倒流,進氣流量低。采用非同步進氣,其中一個進氣門開啟持續(xù)角較小且相位提前,這使得低速時進氣回流減少,提高進氣量,而另一個進氣門開啟持續(xù)角較大、進氣遲閉角偏大保證了高速時進氣充分。

(3)優(yōu)化后的增壓式天然氣發(fā)動機的低速動力性能有了較大的提升,低速扭矩最大增加了55.6%,超過原汽油機,且高速的動力性能并沒有下降。采用非同步進氣后,增強了缸內流動狀況,進而提高了混合氣均勻性,使得發(fā)動機經濟性也有所改善。