基于排放特性的小型風冷柴油機燃燒過程研究

劉勝吉， 趙宇超， 劉榮利， 王建， 孫永福

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

基于排放特性的小型風冷柴油機燃燒過程研究

劉勝吉1， 趙宇超1， 劉榮利2， 王建1， 孫永福1

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

小型風冷柴油機受結構限制，中小負荷冷卻強度偏大，使柴油機CO、HC的比排放偏高。為了探索CO、HC的生成機理，達到中國非道路柴油機第3階段排放標準，以186F風冷柴油機為研究對象，研究了不同壓縮比、有無排氣再循環(huán)(EGR)試驗條件下的污染物排放特性。結果表明，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論：CO、HC的生成量主要與滯燃期內的壓縮溫度有關，在10%負荷工況下壓縮終了溫度達860 K以上，可有效降低CO、HC的排放；通過不同技術方案協(xié)同優(yōu)化燃燒過程，可使柴油機整機比排放低于中國非道路柴油機第3階段排放限值。

動力機械工程； 小型風冷柴油機； 燃燒； 排放； 溫度

0 引言

中國小功率非道路柴油機多為單缸柴油機，具有結構簡單、配套靈活、便于維修的特點，常用于小型農業(yè)機械、工程機械、發(fā)電機組等[1]。我國是農業(yè)大國，且基礎建設任務重，單缸柴油機使用較為普遍，因此生產、使用量都較大。據(jù)相關統(tǒng)計數(shù)據(jù)，中國單缸柴油機年產量已經達到世界年產量的80%以上[2]。20世紀90年代初國外風冷單缸柴油機機型不斷出新，到90年代末我國也開始生產，年產量不斷增加[3-4]，至今單缸風冷柴油機年產已達近200萬臺，國內和國外市場都有增長的趨勢。特別是美國、歐盟等高端市場，單缸柴油機多以小型風冷機型為主。如美國環(huán)境保護署公布的通過第4階段排放認證的單缸柴油機，包括日本久保田、洋馬以及德國赫茲和美國科勒公司的產品，都為風冷機型[5]。

美國是最早對19 kW以下非道路柴油機實施排放要求的國家，目前也是排放限值和實施最嚴的國家[6]。我國2007年開始對非道路柴油機實施排放標準，并計劃于2015年10月1日實施非道路柴油機排放第3階段標準[7]，對19 kW以下柴油機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的燃料成分不同等多種原因，同一機器美國實驗室的實驗數(shù)據(jù)低于中國，PM達標的難度相當[8-9])，但標準中CO的排放限值嚴于美國，其中小于8 kW功率段柴油機的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階段排放標準對小功率柴油機的排放限值已是世界最嚴的排放法規(guī)之一。縱觀國內外對柴油機排放的研究，大多圍繞NOx和PM展開，對CO、HC的研究報道相對較少。小型風冷柴油機缸徑小、燃燒室面容比相對較大，因此散熱量大，特別是受結構的限制，中小負荷工況下的冷卻強度過大、散熱量更大，使缸內溫度低，中小負荷工況下CO、HC等排放物濃度較大，使得柴油機CO、HC的排放高，達到中國第3階段排放標準特別困難。本文以186F柴油機為試驗對象，基于不同試驗方案下的排放特性，通過對缸內燃燒過程進行分析，探索中小負荷工況下CO、HC的生成機理，研究整機排放量值與燃燒過程的關系及低排放的燃燒條件，以期為小型風冷柴油機的低排放研究提供理論參考依據(jù)和技術支撐。

1 試驗內容

1.1 試驗樣機與研究方案

本文的試驗樣機為某企業(yè)新研發(fā)的186F柴油機，其基本參數(shù)如表1所示。試驗設備采用CWF-9電渦流測功機、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，試驗臺架示意圖如圖1所示。

進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)的試驗對比，具體結構和參數(shù)如表2所示。由于本文重點研究不同排放特性下的缸內燃燒情況，選取多個方案中的3種典型方案參數(shù)進行研究，使其排放特性具有代表性。其中：方案1是原機；方案2是縮小活塞頂面的凹坑容積，同時通過改變進排氣門的下沉量、減小余隙來減小燃燒室容積，從而提高柴油機壓縮比；方案3是在方案2的基礎上，在原機罩殼的壁上加工出聯(lián)接通道(鑄造有加工的通道結構)以實現(xiàn)EGR，將少量排氣道內的廢氣通過通道引入進氣道中，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種方案的動力性能一致的情況下，進行柴油機排放試驗和氣缸壓力采集試驗，并通過油耗儀測取不同工況下的比油耗。排放試驗按國家標準GB 20891—2014規(guī)定的八工況循環(huán)進行測試，分別在標定轉速3 60 0r/min下100%、75%、50%、10%負荷，最大扭矩轉速2 750 r/min下100%、75%、50%負荷和怠速工況(工況號依次記為1～8)時測取CO、HC和NOx氣體排放和顆粒濃度，并計算整機氣體和顆粒的比排放。

1.2 試驗結果及排放特性分析

圖2為樣機在3種不同試驗方案下8個不同工況點的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濃度在大負荷(100%、75%，工況1、工況2和工況5、工況6)及最大扭矩點中等負荷(工況7)時較小，在怠速(工況8)下CO有所升高且差異增加，而在標定轉速、中小負荷(50%、10%，工況3、工況4)時CO和HC急劇增加且相差較為明顯。

在10%負荷下，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%，因此標定轉速、中小負荷工況下CO、HC濃度的差異性在很大程度上決定了整機的比排放。而NOx的排放特性不同于CO、HC，其主要在大負荷工況下產生，且在不同方案下的排放濃度變化率集中在10%以內，由于單缸柴油機供油提前角的各工況都是定值，不同負荷的最大扭矩轉速工況的NOx排放都高于標定轉速工況的數(shù)值。

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

表3是不同方案的柴油機排放物的整機比排放值(八工況循環(huán)試驗)。由表3可見，3個方案下的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 缸內壓力分析

圖4是不同方案在不同負荷工況的缸內壓力隨曲軸轉角的變化情況。從圖4中可以看出，在標定轉速下，3種方案的100%負荷時缸內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%負荷時的缸內壓力曲線，壓縮比的變化及有無EGR對大負荷下的缸內燃燒情況影響較小。由于NOx主要在大負荷下產生，從而決定了標定工況下NOx的排放濃度相差不大，而CO、HC主要在中小負荷下產生，圖中10%、50%負荷時的缸內壓力曲線差別較大，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，缸內壓縮壓力明顯提高，從而減少了中小負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所對應的曲軸轉角較為提前，這是缸內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工質的著火滯燃期縮短，較早地著火燃燒，這不僅有利于預混燃料的有效燃燒、降低未燃HC的排放，而且有利于擴散燃燒、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是不同方案下缸內壓縮終了溫度隨負荷的變化關系圖。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的溫度，壓縮終了溫度也有明顯提高。在標定轉速、中小負荷下，壓縮終了溫度急劇下降，變化率接近10%，說明隨著負荷的減小，壓縮終了溫度受機器缸壁散熱影響愈加嚴重，是影響CO、HC排放的重要原因。

2.2 缸內平均溫度分析

在柴油機的實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綜復雜的，但是根本因素是溫度、供氧情況和反應時間[11]。對于3種方案而言，在中小負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]，且相同轉速、相同供油提前角決定了混合物反應時間的基本一致，因此溫度是中小負荷下CO排放濃度差異的決定性因素。由于柴油機燃燒室內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的生成主要是因為柴油機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生未燃HC[13]。

圖6所示為不同方案在不同負荷工況下缸內平均溫度隨曲軸轉角的變化曲線圖，其中，曲線“第1峰”峰值反映了壓縮終了時刻的溫度，與柴油機壓縮比及進氣溫度有關。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，導致缸內平均溫度有所下降，使“第1峰”峰值偏離上止點。從圖6中可以看出，3個不同方案下的壓縮溫度有較大差異，且隨著負荷率的減小，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壓縮比增大、壓縮過程中擠流及紊流運動加強，導致缸內平均溫度提高；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部EGR，使上一循環(huán)的少量廢氣和新鮮空氣一起進入缸內，增加了氣體初始溫度，使壓縮終了溫度有明顯提高。

將缸內的平均溫度特性與排放特性、缸內壓力進行對比分析可知，小負荷工況下不同方案的CO、HC生成量的差異與缸內壓縮溫度有著直接關系，由于壓縮終了的缸內溫度直接影響混合氣的滯燃期，也同時決定了滯燃期內噴油量的多少，從而影響燃燒進程，進而影響排放物CO、HC的生成。一方面，當壓縮溫度較低時滯燃期增大，滯燃期內噴油量也會增加，而由于小負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，都會超過此時缸內的富燃極限，無法著火燃燒，從而產生未燃HC[14-15]；另一方面，小負荷工況下的過量空氣系數(shù)較大，燃燒室內存在相當多的混合氣過稀區(qū)域，如活塞的頂隙區(qū)、火力岸圓周側隙區(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，即產生未燃HC，且這部分HC排放量與滯燃期內形成的過稀混合氣的量有關，滯燃期的增大會使過稀混合氣增加，HC排放也相應地增加，是柴油機HC排放源相當重要的部分[16-17]。此外，較低的壓縮溫度導致滯燃期內的噴油量增加，使擴散燃燒階段的混合氣中混有較多的預混燃燒產物，局部缺氧嚴重，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℃，這是由預混噴油量、滯燃期及缸內著火溫度等參數(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。缸內燃燒溫度的提高可以加快CO的氧化速度、降低轉化時間、提高轉化率，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在整個燃燒階段都有較明顯的缸內溫度優(yōu)勢，缸內低溫區(qū)也會相對減少較多，降低缸內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大稀燃的范圍，促進燃燒室壁面處的稀混合氣有效燃燒，同時又能擴大富燃極限范圍，促進濃混合氣的提高，在較寬的混合氣濃度范圍內使燃料完全燃燒，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定轉速時10%、50%、100%負荷工況下的放熱規(guī)律曲線圖，通常，圖中的“第1峰”代表預混燃燒，其峰值大小反映了缸內燃燒速度的快慢。從圖7中可以看出：在100%負荷工況下，3個方案下的“第1峰”峰值基本相同；而在10%、50%負荷下，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，導致缸內燃燒速率較慢；另一方面是由于進氣中引入的廢氣減緩了缸內燃燒速度，降低了缸內最高爆發(fā)壓力，導致放熱速率的峰值下降。

在10%負荷工況下，3個方案的放熱始點分別為7°CA、5°CA和3°CA，其中將放熱始點定義為放熱速率突升時所對應的曲軸轉角，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，噴入氣缸的燃料會發(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生的未燃HC；同時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，而缸內壓縮溫度的提高可以加快先期的氧化反應、加速油膜的蒸發(fā)、減少未燃HC并提高燃燒效率。可見，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，由此可計算得到噴油延遲期、確定噴油始點[19]，進而由放熱規(guī)律的燃燒始點可得出不同方案下各個工況點的著火滯燃期(見表4)。從表4中可以看出，同一方案在同一轉速下的滯燃期隨著負荷的減小而延長，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個工況點上都有較短的滯燃期，對比不同負荷下的放熱規(guī)律可以發(fā)現(xiàn)，隨著負荷的減小，缸內燃燒及排放物的生成量對滯燃期愈加敏感，滯燃期對小負荷工況下的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)定時的曲軸轉角定義為燃燒終點。在10%負荷工況下，3個方案的燃燒終點分別為42°CA、37°CA和38°CA，三者此時對應的缸內平均溫度分別為890 K、993 K和1 027 K. 可見方案1的后燃嚴重，在燃燒末期不能及時放出熱量，缸內的平均溫度偏低，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。此時缸內溫度過低的區(qū)域增加，火焰發(fā)生淬熄的概率也大大增加，進一步增加了CO排放。對于方案3，雖然后燃情況稍嚴重于方案2，但燃燒末期的缸內溫度較高、化學反應較為活躍，提高了反應物之間的有效碰撞和反應速率，實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，其中壓縮溫度重點影響滯燃期內HC的生成，對比各工況下的排放濃度，在標定轉速10%負荷工況下影響較大，對其余工況點基本沒有影響；著火后的缸內燃燒溫度則重點影響CO的生成，且CO對溫度較為敏感，CO排放濃度隨負荷的減小而相差越大，尤其在標定轉速、中小負荷工況下影響最為明顯。對比各方案的整機比排放可知，方案3的 CO、HC排放值低，且各排放污染物的初次試驗結果與排放限值比有較大的劣化余量，參考國內車用柴油機及已通過環(huán)保核準的非道路較大功率柴油機的劣化試驗結果[21]，能夠滿足非道路國家第3階段排放標準的要求。在此方案下，10%負荷下的缸內壓縮終了溫度約為949 K，能夠有效縮短滯燃期、較好地抑制HC的生成，缸內最高燃燒溫度為1 126 K，燃燒終點的溫度為1 027 K，能夠有效提高擴散燃燒后期CO的氧化能力、降低CO排放。

3 結論

1)小型風冷柴油機受結構的限制，中小負荷冷卻強度偏大，使柴油機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柴油機整機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第3階段排放標準限值。

2)提高壓縮比、采用適量的EGR量，能顯著提高柴油機缸內壓縮終了的溫度、減小燃燒的著火滯燃期，也能提高燃燒持續(xù)期內的溫度、改善缸內燃燒條件、有效減少中小負荷下CO、HC的排放量。研究方案的試驗結果表明：當壓縮比提高到19.8、壓縮終了溫度提高到860 K以上時，再采用EGR后壓縮溫度可進一步提升，與壓縮比為18.2的柴油機相比，NOx整機的比排放變化率不超過4%，而CO和HC的整機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)勢學科建設工程項目(蘇證辦發(fā)[2015])； 江蘇省重點研發(fā)計劃項目(BE2015188)

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

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