2021, Vol. 41
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2. 安徽全柴动力股份有限公司, 全椒 239500
2. Anhui Quanchai Engine Co., Ltd, Quanjiao 239500
自2021年7月1日起, 针对所有生产、进口、销售和注册登记的重型柴油车, 我国将严格实施《重型柴油车污染物排放限值及测量方法(中国第六阶段)》, 法规规定WHSC测试循环下NOx排放限值由国Ⅴ阶段的2 g·kW-1·h-1降至0.4 g·kW-1·h-1, PM排放限值降至0.01 g·kW-1·h-1(中华人民共和国生态环境部, 2018；凌建群等, 2020).通过观察WHSC稳态测试循环工况点及其权重占比不难看出, 国Ⅵ阶段的排放法规对小负荷下的排放给予了足够的重视, 该工况点的加权系数达到了47.22%, 法规的关注重点无疑给出了排放控制的重要方向(赵国斌等, 2015).
当前柴油机减排的技术方案主要有3种, 一是借助先进的内燃机燃烧技术, 包括均质压燃技术(Homogeneous Charge Compression Ignition, HCCI)及在此基础上发展而来的低温燃烧技术(Low Temperature Combustion, LTC), 该方案一直是领域内的研究热点, 也是推动内燃机技术进步的关键所在, 但这方面的研究依旧处于实验阶段, 形成产品尚待时日(李思远, 2016; Niklawy et al., 2020；Akhilendra et al., 2020)；二是依赖诸如尿素选择性催化还原(Selective Catalytic Reduction, SCR)、柴油氧化催化器(Diesel Oxidation Catalyst, DOC)的后处理系统, 该方案目前已被各生产厂商广泛采用, 但在使用过程中会导致发动机可靠性降低, 以及大幅增加安装成本和使用成本, 并且给监管带来了较大的困难(王国仰, 2020；闫安等, 2020)；三是替代燃料, 目前天然气燃料已被广泛应用于商用车上, 甲醇燃料因其良好的低排放特性也因此受到高度关注(Yao et al., 2017；Sebastian Verhelst et al., 2019；李力, 2020).
柴油机的主要排放之一是氮氧化物(NOx), 而EGR是有效降低柴油机缸内NOx生成的重要技术途径.发动机NOx排放主要受缸内O2浓度和温度影响, EGR作为一种控制NOx排放的有效技术手段, 其影响可归结于3个方面: ①稀释效应: 发动机废气中O2浓度较低, 将其引入缸内可显著降低缸内O2浓度, 提升缸内当量比, 减小过量空气系数, 减少局部富氧区生成；②热效应: 发动机废气中含有大比例的三原子分子, 循环后会提升进气的比热, 燃烧后吸收部分热量, 使升温幅度降低, 从而降低缸内最高燃烧温度；③化学效应: 废气中CO2、H2O等组分高温裂解吸热, 也会降低最高燃烧温度.研究表明, 稀释效应和热效应为NOx降低的主要原因, 化学效应对NOx、碳烟排放的影响很小(张韦等, 2012；赵昌普等, 2014；马天一等, 2019).
还有研究显示, 应用EGR时, 当其比例高时会导致碳烟激增, 目前高EGR率下PM激增、经济性变差的问题是阻碍EGR技术应用的最大难题(薛光远, 2016；王俊乐, 2019).而甲醇作为一种替代燃料, 其分子仅有一个碳且含50%的氧, 对碳烟的生成有抑制作用(耿培林等, 2017；龙腾, 2019).天津大学姚春德教授团队于2004年提出柴油甲醇组合燃烧(DMCC)技术, 即发动机完成热机后, 在进气总管喷射甲醇, 而后由喷射入缸内的柴油引燃甲醇和空气的均质混合气.甲醇喷入柴油机后, 可大幅降低进气温度和缸内平均温度、延长滞燃期并且增加混合气中预混比例, 配合高比例EGR, 实现低温燃烧, 使NOx、碳烟排放同时大幅度降低(姚春德等, 2005).
围绕以上技术, 科研人员在不同的柴油机上进行了大量实验研究.例如, 卢晗等(2017)在一台满足国Ⅲ排放的直列四缸增压中冷电控单体泵柴油机上加装进气道喷醇系统及简单的后处理系统(DOC+POC), 在不使用SCR的情况下, 实现了发动机排放满足国Ⅴ排放限值.但针对更严苛的国Ⅵ排放限值, 则要将DMCC技术与EGR技术充分结合.王斌等(2018)在一台增压中冷电控单体泵柴油机上进行了高压废气再循环(HP-EGR)对柴油/甲醇二元燃料燃烧特征分析研究, 实现了HP-EGR在进气道喷醇式柴油甲醇双燃料发动机上的成功应用, 但单纯使用HP-EGR在进一步降低NOx上受到EGR率不足的限制, 能否将HP-EGR和低压废气再循环(LP-EGR)结合到DMCC发动机上以获得更高的EGR率, 来进一步降低NOx, 同时比较两种不同类型EGR的效果的研究工作还从未涉及.因此, 本研究基于进气道喷醇式的DMCC双燃料发动机, 对比研究不同负荷下不同EGR循环方式对排放、进排气参数、燃烧、经济性的影响, 旨在找到EGR氛围下柴油甲醇二元燃料(DMDF)发动机满足国Ⅵ排放要求的方法.
2 试验装置(Experiment)本研究在一台型号为Q28-130E60的增压中冷高压共轨直喷柴油机上进行, 其主要技术参数见表 1.
| 表 1 试验发动机主要参数 Table 1 Main parameters of the test engine |
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试验前对原机进行改造, 在发动机上加装一套进气道喷醇系统, 试验装置总体布置如图 1所示.具体方案包括在中冷器后、进气歧管前的发动机进气总管上加装包含3个甲醇喷嘴的喷醇器总成, 并配备相应的甲醇供给系统, 负责将甲醇由甲醇箱泵出并加压至0.4 MPa后送至喷醇器进端, 另加装自行开发的甲醇电子控制单元(ECU)从发动机原机柴油ECU读取实时转速和油门, 并以此为依据控制甲醇的喷射时刻和喷射脉宽.进气道喷醇系统工作原理是, 甲醇经加压后喷入进气总管, 雾化并同空气充分混合形成均质混合气, 在进气冲程进入气缸, 由直喷入气缸的着火温度较低的柴油引燃, 实现柴油甲醇组合燃烧(DMCC).
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| 图 1 试验台架示意图 Fig. 1 Schematic diagram of test bench |
发动机原机自带高压EGR系统, 循环的废气被送至节气门后的进气总管上, 由于再循环废气过于靠近进气歧管, 不利于废气与新气混合, 高EGR率时容易造成各缸分配不均匀, 因而将其改造为取气自涡轮机前端, 冷却后送至进气总管.低压EGR系统及背压阀BPV为自行开发, 为防止废气中的碳烟颗粒、液滴冲击压气机叶轮, 故取气自后处理器(DOC+CDPF)后, 冷却后送至压气机前端.
试验所用的主要设备包括: 奕科SG400水力测功机及FST2E测控系统控制发动机扭矩和转速等参数；两台FCM03油耗仪分别测取柴油和甲醇消耗量；ToCeil20N150热膜式流量计(上海同圆公司)测量进气量；BWK753型进气温控系统配合冷却器、进气加热器实现进气温度精确控制；Horiba MEXA-7100DEGR五组分排气分析仪测量测取CO、CO2、THC、O2、NOx浓度并完成EGR率计算；AVL 415SL烟度计测量干碳烟烟度；MEXA-6000FT FTIR气体分析仪(Horiba公司)测量非常规气体排放, 如甲醇、甲醛.试验燃料采用10#国Ⅵ超低硫柴油及纯度99.99%的工业甲醇.
3 试验方法(Methods)本试验旨在研究DMCC技术同EGR技术的契合性, 探索进气道喷醇式柴油甲醇双燃料发动机满足国Ⅵ限值的方法.减排思路是进气道喷射甲醇结合大比例EGR, 从而达到减少NOx生成的目标.同时借助甲醇燃料的高含氧特性抑制大比例EGR下碳烟激增现象, 再配合燃油预喷策略抑制局部浓混合区的形成, 控制PM保持在较低水平.
排放测试方法采用国Ⅵ排放法规规定的WHSC测试循环, 试验工况选择国Ⅵ法规重点关注的WHSC循环加权系数达11.11%的25%转速、25%负荷率工况点, 以及常用工况45%转速、70%负荷率工况点.试验中, 测功机采用n-m/n模式, 保证发动机稳定在试验工况, 同一工况下甲醇喷射MAP相同.前期试验发现LP-EGR系统由于管路较长, EGR率较低, 决定通过增大排气背压阀(BPV)关度来实现更高的LP-EGR循环能力.详细的试验条件见表 2.
| 表 2 试验工况参数 Table 2 Paramete.rs of test conditions |
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首先, 分别在小负荷、大负荷工况下通过改变HP-EGR、LP-EGR阀开度和BPV关度来改变EGR率, 对比研究不同EGR引入方式在不同EGR率下对DMDF发动机的影响.之后, 选取表 3描述的22.5% EGR率、33.4% EGR率、24.7% EGR率3个较为特殊的试验点, 对比研究相同EGR率下不同EGR引入方式对DMDF发动机的影响.
| 表 3 对比试验点描述 Table 3 Description of special test sites |
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本文PM排放(g·kWh-1)由AVL415S烟度计测得的干碳烟烟度(FSN)求出, 算式为AVL经验公式:
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(1) |
式中, mair和mfuel分别为空气质量流量和燃料消耗的质量流量(kg·h-1), Pi为指示功率.
燃烧效率用以表征燃料燃烧实际放热量同进入气缸燃料总热量的比值, 计算公式为式(2).
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(2) |
式中, xi为排气中未燃组分i的质量流量(kg·h-1)；LHVi分别为未燃组分i的低热值(MJ·kg-1)；mM、mD分别为消耗甲醇、柴油的质量流量(kg·h-1)；LHVM和LHVD分别为甲醇、柴油的低热值(MJ·kg-1).
研究设定爆发压力不超过16 MPa、最大压力升高率不超过1.2 MPa·℃A-1、循环变动率(COVIMEP)不超过10%为燃烧边界.为保证数据可靠, 油耗、燃烧、排放等数据全部待发动机稳定运行3 min后开始测量, 数据流稳定1 min后开始采集.
4 结果分析(Results analysis) 4.1 不同EGR循环方式对排放特性的影响对比图 2为不同负荷下不同EGR循环方式对常规排放特性的影响, 从图中可以看出两种负荷下不同EGR方式可实现的废气再循环实现能力差别.由图可知, 不论是大负荷还是小负荷工况, 两种EGR循环方式均可实现NOx排放大幅降低.低EGR率时小负荷的排放水平较高, 可高达10.7 g·kWh-1, 是大负荷下的1.8倍, 但该负荷下HP-EGR或是耦合BPV后的LP-EGR都可实现较高的EGR率, 随着EGR率增大, HP-EGR不需其他任何辅助措施即可将NOx排放降至0.6 g·kWh-1, 降幅达到94.4%, LP-EGR耦合BPV后更是降至了0.42 g·kWh-1, 降幅达96.1%, 十分接近0.4 g·kWh-1的国Ⅵ限值要求, 此时发动机已达失火边界.其原因是EGR的引入降低了缸内O2浓度, 降低了过量空气系数, 且HP-EGR循环下的下降幅度更大.大负荷工况下, HP-EGR实现能力有限, 最高EGR率仅为24.7%, 可将NOx排放降到1.62 g·kWh-1, 而LP-EGR耦合BPV后最高可实现43.8%的EGR率, 将比排放降至低于国Ⅵ限值的0.15 g·kWh-1.上述结果说明对于进气道喷醇式柴油甲醇双燃料发动机来说, EGR技术仍是降低NOx排放的有效措施.
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| 图 2 不同EGR循环方式对常规排放特性的影响 (a.小负荷, b.大负荷) Fig. 2 Effect of different EGR circulation modes on conventional emission characteristics (a.low load, b.high load) |
除去大负荷下43.8%EGR率工况点外, PM排放没有随NOx的降低而出现大幅波动, 且始终低于0.001 g·kWh-1的国Ⅵ限值, 其原因是燃料的预混比例高, 滞燃期也被延长, 燃烧前的油气混合较为充分, 不利于生成PM局部过浓区.而大负荷高EGR率工况下PM排放迅速从0.0011 g·kWh-1恶化到0.0093 g·kWh-1的原因是缸内氧浓度过低, 形成了较高的气缸内部EGR.试验结果表明将EGR技术与甲醇燃料的优势结合, 可成功解决大比例EGR下碳烟激增的问题, 打破了NOx、PM间此消彼长的关系(姚春德, 2015；李澍冉等, 2018).
CO和THC都是不完全燃烧产物, 从图中可以看出, 小负荷工况下CO、THC整体排放水平明显高于大负荷工况.HP-EGR氛围下, CO、THC比排放均呈下降趋势, 其原因都是过量空气系数减小, 甲醇当量比增大, 甲醇燃烧更加充分, 燃烧效率增加.小负荷工况下, 不耦合BPV时, HP-EGR、LP-EGR的CO、THC排放差距很小.但随着BPV关度增大, LP-EGR下缸内温度快速降低, 局部高当量比区域或出现不完全燃烧, CO、THC排放量下降趋势变缓.大负荷工况下CO排放随EGR率增大出现了快速增加的现象, 其原因是缸内氧浓度下降, 气缸平均温度降低, 出现了不完全燃烧现象.结果说明相较于LP-EGR, HP-EGR对CO、THC的降低效果更明显.
对比S1、S2、S3可明显看出, 相同EGR率条件下, 进气道喷醇式柴油甲醇双燃料发动机在HP-EGR循环下可获得更优的排放性能.
图 3为不同负荷下不同EGR循环方式对非常规排放特性的影响.排气中的甲醇绝大多数来自于甲醇燃料的未燃部分, 而甲醛的来源则包括缸内甲醇的不完全燃烧和排气管中未燃甲醇的氧化两部分.由图可知, 小负荷工况的甲醛、甲醇排放水平明显高于大负荷工况, 但不论在大负荷或是小负荷工况, EGR的介入会显著降低非常规污染物的排放, 未燃甲醇和甲醛排放量会快速减少.对比S1、S2、S3, 同样可以得出结论: 相同EGR率时采用HP-EGR循环发动机非常规排放特性优于LP-EGR(冯鲁煜等, 2018).
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| 图 3 不同EGR循环方式对非常规排放特性的影响 (a.小负荷, b.大负荷) Fig. 3 Effect of different EGR cycles on unconventional emission characteristics(a.low load, b. high load) |
图 4为不同负荷下不同EGR循环方式对进排气参数和过量空气系数的影响对比.由图可知, 小负荷、大负荷下的进排气参数和过量空气系数变化趋势相似.HP-EGR循环下随着EGR率增加, 进气总管压力、涡前/进气压差大幅降低, 相较而言, LP-EGR对进气总管压力、压差产生的影响较小, 仅耦合BPV后压差出现小幅上升.原因是HP-EGR循环下随着EGR率增加, 流入涡轮机的排气量减少, 增压器做功能力明显降低, 新鲜空气进气流量明显减少.而LP-EGR循环下废气全部流过涡轮机, 对增压器影响较小, 进气流量降低仅是因为引入压气机的废气挤占了部分新鲜空气.可见, 两种EGR循环方式都可实现过量空气系数的快速降低, 区别在于HP-EGR系统下随着EGR率增加过量空气系数的下降趋势更为显著, 且始终低于LP-EGR系统, 这也是其NOx排放降幅更显著的原因.而LP-EGR结合BPV可实现更高的EGR率和更低的过量空气系数.对比S1、S2、S3可得出, 实现相同EGR率时, LP-EGR系统不论是否耦合BPV, 其过量空气系数都高于HP-EGR, 新鲜空气进气流量和涡前/进气压差较大, 稀释效应较差(付朋飞等, 2016).
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| 图 4 不同EGR循环方式对过量空气系数和进排气参数的影响 (a.小负荷, b.大负荷) Fig. 4 Effect of different EGR circulation modes on excess air coefficient and inlet/exhaust parameters(a.low load, b. high load) |
图 5为不同负荷下不同EGR循环方式对缸内燃烧压力和放热率的影响.由图 5a、5b可知, 小负荷HP-EGR循环下, 随着EGR率增大缸内压力大幅降低, 压缩段压力明显降低, 压缩冲程上止点处缸压最大差值达0.82 MPa, 原因是增压器做功能力下降导致的新鲜空气进气量及缸内充质密度降低.LP-EGR下则明显不同, 因缸内充质密度无明显变化, 压缩段压力变化不大.不耦合BPV, 即EGR率为0~22.5%时, 燃烧峰值压力略有降低, 燃烧相位略微滞后, 燃烧过程整体变化不大.但随着BPV关度增大, LP-EGR同HP-EGR一样可以显著抑制着火, 降低最大爆发压力和放热率峰值, 推迟压力峰值和放热率峰值对应的曲轴转角, 使放热峰从双峰向单峰转变, 增加预混燃烧占比.分析图 5c和5d可知, 与小负荷工况相似之处在于, 大负荷下HP-EGR循环同样会降低压缩段压力、燃烧压力峰值和放热率峰值, LP-EGR对压缩过程影响较小.差别在于, 大负荷LP-EGR氛围下, EGR率从3%增至24.7%过程中, 第一燃烧放热峰推迟且峰值增大, 这种差异性是不同负荷下差别较大的过量空气系数导致.大负荷下过量空气系数较小, LP-EGR的介入会显著降低缸内O2浓度和温度, 抑制燃烧进程, 而小负荷下LP-EGR的热效应和稀释效应不足以影响燃烧, 缸内燃烧会受到废气置换新气的抑制作用和低温反应前驱物增加的促进作用的叠加影响.另外, 大负荷LP-EGR氛围下随着EGR率增至36.1%以上, 燃烧急剧恶化, 其原因是BPV关闭72%, 缸内氧浓度过低, 形成较高的内部EGR, 这就是该工况点碳烟激增的原因.
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| 图 5 不同EGR循环方式对缸内燃烧压力和放热率的影响 (a.小负荷HP-EGR, b.小负荷LP-EGR、LP-EGR+BPV, c.大负荷HP-EGR, d.大负荷LP-EGR、LP-EGR+BPV, e.S1, f.S2, g. S3) Fig. 5 Effect of different EGR cycles on combustion pressure and heat release rate in cylinder(a.Low load HP-EGR, b.Low load LP-EGR, LP-EGR+BPV, c.High load HP-EGR, d.High load LP-EGR, LP-EGR+BPV, e.S1, f.S2, g.S3) |
图 5e~5g为两种负荷下采用不同EGR循环方式实现相同EGR率时缸内瞬时压力和放热率差异.可见不论有无BPV, LP-EGR氛围下发动机循环压缩压力、燃烧压力峰值、放热率峰值都高于HP-EGR, 燃烧相位也更靠前.说明在DMDF燃烧模式、EGR率相同的条件下, LP-EGR的废气再循环能力要弱于HP-EGR, 即便耦合BPV也是如此.
图 6为不同负荷下不同EGR循环方式对燃烧相位的影响.由图 6a可知, 小负荷下不同EGR循环方式对燃烧相位的影响存在差异.HP-EGR系统下随着EGR率增加, 滞燃期大幅延长, 燃烧重心CA50明显滞后, 燃烧持续期整体呈延长趋势.LP-EGR下EGR率不高时燃烧相位变化很小, 滞燃期小幅延长, CA50无明显变化, 燃烧持续期缩短.但随着BPV逐渐关闭, 燃烧相位的变化与HP-EGR趋于一致, 滞燃期、燃烧持续期延长, 燃烧重心滞后超过4℃A ATDC.大负荷工况燃烧相位的变化趋势(图 6b)与小负荷相似, 故不再赘述.对比S1、S2、S3, HP-EGR下滞燃期、燃烧持续期更久, CA50也更滞后, 更有利于均质混合气的形成, 增加预混燃烧占比, 抑制燃烧的能力大于LP-EGR.
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| 图 6 不同EGR循环方式对燃烧相位的影响 (a.小负荷, b.大负荷) Fig. 6 Effect of different EGR cycles on combustion phase(a.low load, b. high load) |
图 7为不同负荷下不同EGR循环方式对燃烧效率和有效热效率的影响.由图可知, 大负荷下发动机燃烧效率和热效率更高.两种负荷的HP-EGR模式下, 燃烧效率随着EGR率增加显著提升, 小负荷下增加6.26%, 大负荷下增加2.14%.这是因为进气流量减少, 过量空气系数降低, 甲醇混合气加浓, 使甲醇燃烧更完全, 这也是CO和THC排放降低的原因.而大负荷下的燃烧效率高于小负荷的原因是其升高的缸内平均温度.两种负荷LP-EGR循环下的有效热效率都随EGR率先提升后降低.未进行排气节流时燃烧效率提升也是因为甲醇当量比的升高.但渐关BPV后, O2浓度快速降低, 燃烧重心CA50明显滞后, 燃烧效率提升趋势减缓, 热效率降低.对比S1、S2、S3可基本得出结论: 不同负荷相同EGR率的前提下, HP-EGR循环下发动机经济性优于LP-EGR.
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| 图 7 不同EGR循环方式对燃烧效率和有效热效率的影响 (a.小负荷燃烧效率, b.大负荷燃烧效率, c.小负荷有效热效率, d.大负荷有效热效率) Fig. 7 Effect of different EGR cycles on combustion efficiency and brake thermal efficiency(a.combustion efficiency of low load, b.combustion efficiency of high load, c.brake thermal efficiency of low load, d. brake thermal efficiency of high load) |
1) EGR技术与甲醇燃料的结合, 可显著降低NOx排放并解决大比例EGR下碳烟激增的问题.在采用国Ⅵ排放法规标准规定的WHSC测试方法条件下, 小负荷下DMCC发动机结合HP-EGR技术可将NOx排放降至0.6 g·kWh-1, 降幅为94.4%, LP-EGR耦合BPV后可降至0.42 g·kWh-1, 降幅为96.1%, 十分接近0.4 g·kWh-1的国Ⅵ限值要求.大负荷下HP-EGR循环可减少60%的NOx排放, 降至2.34 g·kWh-1, LP-EGR配合排气节流后降至0.15 g·kWh-1, 低于国Ⅵ限值.同时所有工况点PM的排放都低于0.01 g·kWh-1的国Ⅵ限值, 打破了NOx-PM的trade-off关系.
2) HP-EGR和LP-EGR对进气道喷醇式柴油甲醇双燃料发动机燃烧的影响存在差异.HP-EGR会降低增压器做功能力, 降低缸内充质密度, 降低压缩段压力, 有较强的稀释效应.LP-EGR对增压器影响很小, 燃烧过程变化很小, 但耦合BPV后同HP-EGR一样可以明显抑制着火, 降低最大爆发压力和放热率峰值, 同时推迟压力峰值和放热率峰值对应的曲轴转角, 其热效应更显著.
3) 相同EGR率下, 不论大负荷或是小负荷工况, HP-EGR循环的排放性能和经济特性都要优于LP-EGR.然而受限于高EGR率需求, 采用单一型式EGR策略实现DMCC发动机满足国Ⅵ限值仍存在困难.与HP-EGR相比, 不论是否耦合BPV, LP-EGR循环下NOx、CO、THC、未燃甲醇和甲醛的排放水平相对更高, PM排放水平相差不大, 燃烧效率更低.LP-EGR耦合BPV后可实现更高的EGR率, 这时与HP-EGR相比排放水平差距不大, 但热效率下降明显.
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