试验在一台电控、多点喷射、6缸、重型天然气发动机(CA6SE)上进行, 发动机的主要参数如下:缸径× 行程为106 mm× 125 mm; 总排量为6.618 L; 压缩比为12; 标定功率为155 kW(2300 r· min^-1); 最大转矩为700 (N· m)(1400/r· min^-1); 燃料喷射方式为进气道多点顺序喷射; 发动机型式为直列六缸四冲程增压。该发动机是在CA6DE柴油机的基础上开发的。在开发过程中, 保持原机基本结构不变, 并与原机保持最大限度的零部件通用性。

在试验中所使用的电控系统具有实现多点电子控制喷射、稀燃、节气门控制、错误诊断及通信等功能。发动机以压缩天然气作为燃料。天然气在压缩瓶中的压力为20 MPa, 通过减压阀将压力减小到0.8 MPa, 之后通过一个计量装置进入到进气歧管内。为了防止天然气在减压过程中由于体积膨胀而引起“ 结冰” 现象, 在减压阀上安装了一个热交换器。天然气的喷射时刻及火花塞点火时刻都通过控制发动机运行状态的电脑控制。天然气的流量通过一个质量流量计(MFM)测量。图1给出了发动机的本体、电控系统以及各测试仪器。

图1

Fig.1

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	图1 试验平台示意图Fig.1 Schematic diagram of engine testing bench

试验中使用的N₂和CO₂的纯度为99.9%。N₂和CO₂的压力通过稳压装置控制并稳定在0.2 MPa左右, 之后稀释气体在进气总管中与空气混合, 并随空气进入缸内。稀释气体的流量直接通过质量流量计(MFM)测量。表1给出了N₂、CO₂、空气和CH₄主要理化性质的比较^[11]。

表1

Table 1

表1(Table 1)

表1 稀释气体、空气及燃料的性质(0.1 MPa, 25 ℃) Table 1 Properties of dilution gases, air and fuel (0.1 MPa, 25 ℃) 气体 摩尔质量 M/(kg· kmol-1) 标准态密度 ρ /(kg· m-3) 定压比热容cp /[kJ· (kg· K)-1] 比热比 N2 28.016 1.025 0.714 1.400 CO2 44.010 1.977 0.661 1.285 空气 28.970 1.293 0.716 1.400 CH4 16.040 0.717 1.687 1.320

表1 稀释气体、空气及燃料的性质(0.1 MPa, 25 ℃) Table 1 Properties of dilution gases, air and fuel (0.1 MPa, 25 ℃)

试验在转速为1450 r· min^-1、节气门开度为23.7%下进行, 天然气的流量为12.44 kg· h^-1, 天然气的喷射时刻为315° CA BTDC, 火花塞点火时刻为20° CA BTDC。在试验中, 以A50(1450 r/min, 50%负荷)工况作为基准点, 保持边界条件(转速、燃料喷射时刻及脉宽、点火时刻、节气门开度等)不变, 在进气中分别添加CO₂和N₂, 直到发动机转矩下降超过5%为止, 如表2所示。N₂和CO₂的质量流量分别通过质量流量控制装置进行调节。

表2

Table 2

表2(Table 2)

表2 试验工况点 Table 2 Test cases examined 稀释 气体 稀释气体流量 /(kg· h-1) 空气流量 /(kg· h-1) 稀释比 /% 过量空 气系数 输出转矩 /(N· m) N2 0 220 0 1.02 350.8 8 216 3.4 1.00 352.4 16 211 6.7 0.97 351.5 24 208 9.8 0.96 350.2 32 204 12.9 0.94 346.9 40 202 15.7 0.93 342.9 48 199 18.5 0.92 332.8 CO2 0 220 0 1.02 350.8 8 219 3.3 1.01 349.2 16 218 6.5 1.01 347.7 24 217 9.5 1.00 342.7 32 216 12.3 1.00 336.7 40 215 15.0 0.99 327.7 48 214 17.5 0.99 313.1

表2 试验工况点 Table 2 Test cases examined

在发动机运行一段时间并达到稳定状态后展开试验。在试验中, 进气中冷后温度保持在(40± 1.5)° C, 发动机冷却水温度保持在(80± 2)° C, 机油温度保持在(95± 2)° C。另外, 由图1可知, 稀释气体在中冷器前进入进气管内并与空气混合, 因此其温度保持在(40± 1.5)° C。

在本研究中用稀释比表征稀释气体对混合气的稀释程度, 其定义如下:

DR= m·稀释气体m·空气+m·天然气+m·稀释气体× 100%(1)

式中: m·为气体的质量流量。

图2

Fig.2

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	图2 NOx排放随着稀释比的变化Fig.2 Variation of NOx emissions vs.DR

图2给出了不同稀释比时NO_x排放的变化情况。无论是使用N₂还是CO₂, 随着稀释比增加, NO_x排放都明显降低。由泽尔多维奇定理可知, 影响NO_x生成的因素主要有缸内氧浓度、最高燃烧温度和燃气在高温、富氧环境中的停留时间^[12]。一般而言, 只有很少一部分NO产生于很薄的火焰反应带中, 大部分NO在火焰离开后的已燃气体中生成^[12]。试验中, 发动机节气门开度、燃料喷射时刻及脉宽不变, 随着稀释气体增加, 由于其稀释效应, 部分空气被稀释气体取代, 缸内氧浓度降低, 从而抑制了NO_x的生成, 如图3(a)所示; 稀释气体的热效应使缸内混合气热容增加, 当上升相同的温度时混合气需要吸收更多的热量, 因此最高燃烧温度降低^[8], 如图4(a)和图5(a)所示。在稀释效应和热效应的共同作用下, NO_x排放随着稀释比增加而急剧下降^{[5, 6, 7, 8]}。

由图3(a)和图4(a)可知, 当稀释比相同时, CO₂和N₂稀释所对应的缸内氧浓度几乎相同, 而CO₂稀释对应的缸内混合气热容较高, 这说明就降低NO_x排放而言, 相比之下, 两者的稀释效应几乎相同, 但CO₂的热效应明显较大, 所以其最高燃烧温度较低, 如图5(a)所示。因此, 当稀释比相同时, N₂降低NO_x的能力低于CO₂, 其所对应的NO_x排放相对更高。相同条件下, 为达到相同NO_x排放水平, 与CO₂稀释相比, N₂的稀释比更高。

由图3(b)、图4(b)和图5(b)可知, 当NO_x排放降低到相同水平时, 与CO₂稀释相比, N₂稀释对应的氧浓度较低, 而混合气热容较高, 这说明相比之下, 就降低NO_x排放而言, 虽然稀释气体的

图3

Fig.3

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	图3 不同稀释比和不同NOx排放时点火前缸内平均氧浓度的变化Fig.3 Variation of in-cylinder O2 concentration before sparking timing vs.DR and NOx emissions

图4

Fig.4

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	图4 不同稀释比和不同NOx排放时混合气热容的变化Fig.4 Variation of heat capacity of mixture in cylinder vs. DR and NOx emissions

图5

Fig.5

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	图5 不同稀释比和不同NOx排放时缸内最高平均燃烧温度的变化Fig.5 Variation of maximum mean combustion temperature in cylinder vs.DR and NOx emissions

稀释效应和热效应都会降低NO_x排放, 但N₂稀释抑制NO_x生成的主要因素是较低的缸内氧浓度, 即N₂的稀释效应; 而CO₂稀释抑制NO_x生成的主要因素是较低的缸内最高燃烧温度, 即CO₂的热效应。由于两者降低NO_x排放的原因不同, 因此其对发动机燃烧过程的影响也有所不同。

图6给出了不同稀释比时CO和THC排放的变化情况。CO是碳氢燃料在燃烧过程中生成的中间产物。当反应气的氧浓度及温度足够高, 化学反应所占有的时间足够长时, CO会氧化成C O212。由表2可知, 随着N₂稀释比增加, 部分空气被N₂取代, 过量空气系数减小, 缺氧引起燃料燃烧不完全, 因此CO排放增加; 另外缸内温度随着稀释比增加而下降, 局部区域温度过低, 使CO失去温度条件而不能继续氧化为CO₂, 也会使CO排放增加。随着CO₂稀释比增加, 由于CO₂的密度较大, 其所替代的空气量较少, 天然气-空气混合气略微变浓, 但由于缸内温度明显下降, 燃烧持续期延长, 这就增加了CO氧化成CO₂的化学反应时间, 因此随着CO₂稀释比增加, CO先略有上升, 后呈下降趋势。另外, 对于这两种稀释气体, 随着稀释比增加, 混合气变浓且缸内温度下降, 大量CH₄未经燃烧便排出缸外, 因而THC排放明显上升。与CO₂稀释相比, 当稀释比相同时, N₂稀释引起的CO和THC排放较高, 这是由于其混合气较浓的缘故, 如表2所示。

图6

Fig.6

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	图6 CO和THC排放随着稀释比的变化Fig.6 Variation of CO and THC emissions vs.DR

图7给出了b_e的变化情况。由图7(a)可知, 随着CO₂稀释比增加, b_e明显升高。在试验中节气门位置不变, 因此影响b_e的因素主要有2个:混合气的比热比和燃烧过程。随着CO₂流量的增加, 一部分空气被CO₂取代, 由于CO₂的比热比较低, 因此缸内混合气的比热比下降, 如图8(a)所示。由内燃机理论循环可知, 混合气的比热比越小, 理论热效率越低, 则b_e越高^[12]。由图9(a)可知, 随着稀释比的增加, CA10(燃料化学能释放10%所对应的曲轴转角)和CA90(燃料化学能释放90%所对应的曲轴转角)后移, 混合气的滞燃期(火花点火时刻与CA10之间的曲轴转角)和燃烧持续期(CA10和CA90之间的曲轴转角)延长, 燃烧定容度降低, 混合气在膨胀行程做功能力下降, 热效率降低, b_e升高。

图7

Fig.7

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	图7 不同稀释比和不同NOx排放时be的变化Fig.7 Variation of be vs.DR and NOx emissions

图8

Fig.8

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	图8 不同稀释比和不同NOx排放时混合气比热比的变化Fig.8 Variation of specific heat ratio of chargemixture vs.DR and NOx emissions

由图7(a)、图8(a)和图9(a)可知, 当稀释比相同时, 与CO₂稀释相比, N₂稀释时可获得较低的b_e, 这是由混合气较高的比热比及较快的燃烧速率(燃烧定容度较高)决定的。

由图7(b)可知, 随着NO_x排放降低, b_e明显升高, b_e-NO_x呈现出“ 此消彼长” 的变化关系。由图7(b)、图8(b)和图9(b)可知, 当NO_x排放降低到相同水平时, 与CO₂稀释相比, N₂稀释时混合气的比热比较高, 滞燃期和燃烧持续期较短, b_e明显较低。随着NO_x排放减少, 与CO₂相比, N₂作为稀释气体时, b_e上升的幅度明显较低, 因此N₂稀释改善了b_e-NO_x“ 此消彼长” 的变化关系。

图9(a)给出CA10和CA90随着稀释比的变化情况。随着CO₂稀释比增加, CA10和CA90明显后移, 滞燃期和燃烧持续期延长。阿雷尼乌斯定律指出,

图9

Fig.9

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	图9 不同稀释比和不同NOx排放时CA10和CA90的变化Fig.9 Variation of CA10 and CA90 vs.DR and NOx emissions

在影响化学反应速率的诸多因素中, 温度对反应速率的影响最为显著^[13]。根据范特荷夫由试验数据归纳的反应速率与温度的近似关系, 当温度升高10 K且其他条件不变的情况下, 化学反应速率将增至2~4倍^[14]。由图10(a)可知, 随着CO₂稀释比的增加, 火花塞点火时(20° CA BTDC)的缸内平均温度明显下降, 这是因为混合气的热容随着稀释比增加而增加, 如图4(a)所示。点火时刻较低的缸内温度不利于天然气早期火焰发展, 使火焰发展初期所需时间延长, 火焰传播速率降低, 因此CA10和CA90后移, 滞燃期和燃烧持续期延长, 燃烧定容度降低。

由图9和图10可知, 当稀释比或NO_x排放相同时, 与CO₂稀释相比, N₂稀释所对应的CA10和CA90前移, 燃烧定容度增加, 这是因为N₂稀释对应的点火时刻缸内温度较高。

图10

Fig.10

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	图10 不同稀释比和不同NOx排放时点火时刻 (20° CA BTDC)缸内平均温度的变化Fig.10 Variation of mean temperature in cylinder at spark timing(20° CA BTDC)vs.DR and NOx emissions

另外, 导温系数对燃烧火焰的传播有非常大的影响。N₂的导温系数明显高于CO₂, 如图11所示。由燃烧学可知, 导温系数高的气体有利于燃烧火焰的传播^[15]。因此, 当NO_x排放相同时, 与CO₂稀释相比, N₂稀释时天然气燃烧速率较高的另外一个原因是N₂具有较高的导温系数。

图11

Fig.11

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	图11 N2和CO2的导温系数随着温度的变化Fig.11 Variation of thermal diffusivities of N2and CO2 vs.temperatures

图12给出了缸内压力、放热率和缸内温度随着曲轴转角的变化情况。随着稀释比增加, 无论是N₂稀释还是CO₂稀释, 缸内压力峰值、放热率峰值和最高平均燃烧温度都明显降低, 放热率重心后移, 燃烧定容度降低, 这是由天然气的滞燃期和燃烧持续期延长引起的。试验结果说明:进气中添加N₂或者CO₂都可以降低缸内的热负荷和压力负荷, 有利于避免早燃、爆燃及表面点火等不正常燃烧现象。

图12

Fig.12

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	图12 缸内压力、放热率及温度随着曲轴转角的变化Fig.12 Variation of pressure, heat release rate and temperature in cylinder vs.crank angle

图13给出了分别使用N₂和CO₂作为稀释气体将NO_x排放降低到相同水平时缸内压力、放热率及温度随曲轴转角的变化情况。由图13可知, 与CO₂稀释相比, N₂稀释时缸压峰值较高, 着火延迟期较短, 放热率重心前移, 缸内温度峰值较高, 这说明当NO_x排放降低到相同水平时, 与CO₂稀释相比, N₂稀释缩短了混合气的滞燃期和燃烧持续期, 增加了天然气的燃烧速率, 提高了燃烧定容度, 从而优化了天然气-空气混合气的燃烧过程。

图14给出了不同稀释比和不同NO_x排放时缸内压力峰值及放热率峰值的变化情况。由图5和图14可知, 当稀释比或NO_x排放相同时, 与CO₂稀释相比, N₂稀释时缸内压力峰值、放热率峰值及温度峰值较高, 这是因为N₂稀释时混合气的滞燃期和燃烧持续期较短, 这是由混合气的较低的热容和较高的导温系数引起的。虽然稀释气体的稀释效应和热效应都会降低NO_x排放, 但由2.1节可知, N₂稀释抑制NO_x生成的主要原因是较低的缸内氧浓度(稀释效应), CO₂稀释抑制NO_x生成的主要原因是较低的缸内温度(热效应)。已有研究表明:与氧浓度相比, 温度对混合气燃烧速率的影响更大^[14]。因此, 当NO_x排放降低到相同水平时, 与CO₂稀释相比, N₂稀释对天然气-空气混合气燃烧速率的影响较小。所以, 当NO_x排放降低到相同水平时, 与CO₂稀释相比, N₂稀释可以优化混合气的燃烧过程。在选择降低NO_x排放的策略时, 同时降低缸内最高燃烧温度和氧浓度的策略(如N₂稀释)优于过多降低最高燃烧温度的策略(如CO₂稀释)。

图13

Fig.13

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	图13 NOx排放降低到相同水平时缸内压力、放热率和温度随曲轴转角的变化Fig.13 Variation of pressure, heat release rate and temperature in cylinder vs.crank angle at the same NOx missions

图14

Fig.14

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	图14 不同稀释比和不同NOx排放时缸内压力 峰值及放热率峰值的变化Fig.14 Variation of pmax and ROHRmax vs.DR and NOx emissions