天然氣發動機EGR系統優化研究

郭立新，李康寧，施東曉，劉陽，馬立

(中國一汽無錫油泵油嘴研究所，江蘇 無錫 214063)

隨著能源的日益枯竭和排放法規的日趨嚴格，尋找清潔的發動機替代能源已迫在眉睫。天然氣燃燒產物主要是H2O和CO2，CO和HC排放量很少，天然氣發動機尾氣排放量和溫室氣體生成量與燃用汽油或柴油的同類機型相比下降很多[1-2]，因此天然氣作為替代燃料己廣泛用于汽車、發電機組、船舶等多種行業。同時以其燃燒清潔度高、儲量大、成本低等特點一直受到國內外發動機行業的廣泛關注，而裝配氣體發動機的各種車輛市場占有率越來越高[3-6]。

目前中重型天然氣發動機選擇當量燃燒路線達到國Ⅵ排放限值，當量燃燒與稀薄燃燒相比，發動機缸內熱負荷和爆震風險顯著增加，有效功的油耗量高于稀燃。采用高壓冷卻EGR可以降低熱負荷和爆震傾向，降低有效功的耗油量，EGR對發動機缸內燃燒的影響也遠大于稀薄燃燒。各缸EGR率不一致會導致各缸燃燒差異加大，不利于發動機可靠耐久運行和排放標定，這就對發動機各缸的EGR 均勻性提出了更高的要求。

本研究利用CFD方法對某重型天然氣發動機出現的各缸EGR率不均勻問題進行了仿真分析，根據進氣歧管內的EGR混合及分布計算結果對EGR系統進行了改進，驗證試驗表明各缸均勻性相對原方案有很大改善，改進后能滿足設計要求。

1 EGR系統

重型天然氣發動機使用了高壓EGR的方法，把渦輪前的高壓廢氣引入中冷后的進氣充量中。在發動機工作的大多數工況，渦輪前的排氣壓力要大于中冷后的進氣壓力，可實現較高的EGR率。但增壓發動機高負荷工況下進氣平均壓力高于排氣平均壓力，EGR實現起來具有一定難度，即使能實現一定量的EGR排氣和進氣間的壓差，但難以實現高的EGR率。為了提高EGR率，可采取對引入的廢氣進行冷卻的方法，也可利用排氣的脈沖增加引入進氣管路的EGR量。本研究中重型天然氣發動機EGR系統見圖1。

1—壓氣機；2—雙流道渦輪機；3—EGR管路在排氣歧管上的取氣口；4—EGR冷卻器；5—EGR閥；6—EGR混合器；7—進氣中冷器；8—天然氣混合器；9—4，5，6缸排氣歧管；10—1，2，3缸排氣歧管；11—旋流片。圖1 重型天然氣發動機EGR系統示意

為了更好地利用排氣脈沖增加EGR率，廢氣從1—2—3缸排氣歧管引出，首先經過 EGR 冷卻器流向 EGR 閥，再引入到EGR混合器后與空氣、燃氣進行混合，然后經過旋流片進入發動機進氣總管流向發動機進氣歧管，最后經進氣歧管流向發動機氣缸。

2 各缸EGR率均勻性試驗及仿真建模

2.1 開發中的問題

在開發中對該款重型天然氣發動機各缸 EGR率進行了測量，由于廢氣引入進氣管，導致進氣管中的CO2體積分數增加，而進氣管中的CO2體積分數越大，EGR率越大。

(1)

式中：[CO2]man為進氣管中CO2體積分數；[CO2]bkg為背景氣體中的CO2體積分數；[CO2]exh為排氣管中的CO2體積分數。

一般情況下，[CO2]bkg=0，無EGR時，[CO2]man=[CO2]bkg，EGR率為0，其他情況下使用CO2傳感器測量出CO2體積分數，可以根據式(1)求得EGR率。受傳感器布置限制，只對發動機1缸、6缸和進氣總管的EGR率進行測量，試驗結果見圖2。

圖2 各缸EGR率測量結果

工況1為1 200 r/min中高負荷時的工況點，工況2至工況5分別為1 200 r/min，1 500 r/min，1 700 r/min，1 900 r/min外特性上的工況點。在1 200 r/min時，工況1總管中測得EGR率可達12.2%，高于工況2的7.8%。這是因為負荷減小時，排氣能量相對減小，渦輪增壓器提供的增壓壓力相對較小，燃燒廢氣和進氣總管的相對壓差更大，所以工況1能引入的EGR大于外特性工況2。試驗測試表明，1缸和6缸間EGR率絕對誤差較大，最大扭矩轉速1 200 r/min的EGR率絕對誤差達到2.96%，相對誤差為41.9%；最大功率轉速1 900 r/min時1缸和6缸間EGR率絕對誤差為1.45%，相對誤差為8.24%。1缸、6缸和總管EGR率也有很大的差別，工況2時6缸和總管的EGR率相對誤差為-9.78%，1缸和總管相對誤差高達到28.02%；工況6時，6缸和總管的EGR率相對誤差為-6.14%，1缸和總管相對誤差為1.59%。

圖2b示出不同工況下最高燃燒壓力。由圖可見，1，2，3缸最高燃燒壓力隨轉速的增加變化趨勢一致，4，5，6缸最高燃燒壓力隨轉速的增加變化趨勢一致，1，2，3缸和4，5，6缸間的最大燃燒壓力差值最大達到5.53 MPa。而1，2，3缸最大壓力差值較小，最大僅為1.12 MPa；4，5，6缸之間的最大燃燒壓力差值也較小，最大僅為1.06 MPa。由文獻[7]可知，隨著EGR率的增加，大量的惰性氣體進入缸內，燃燒質量變差，很大程度上抑制了燃燒速度，放熱率曲線后移，后燃現象嚴重，缸壓、放熱率呈下降趨勢，可見EGR率是影響最大燃燒壓力的主要因素之一。由圖2也可以看出，1缸、6缸最高燃燒壓力和其EGR率呈現相關性，不同工況下6缸的EGR率均低于1缸，且6缸最高燃燒壓力高于1缸。因此，一定條件下，通過測量各缸的最高燃燒壓力可以反映各缸的EGR率，下面的方案驗證中將使用各缸的最高燃燒壓力反映各缸EGR率差異。因進入各缸的EGR率差別較大，造成了發動機失火、爆震、各缸均勻性差等一系列問題，進而影響發動機的正常運行和可靠性，鑒于此，需進行改進優化以提高各缸的EGR均勻性。

2.2 計算模型

用于發動機各缸EGR均勻性計算的CAD三維模型見圖3。計算中選擇EGR冷卻器出口作為EGR管道入口，空氣入口選在增壓器后節氣門前，出口設在進氣道出口。計算網格的類型及尺度都會直接影響到CFD 計算結果的精度和穩定性，本研究中網格主要是由多面體單元組成，對天然氣混合器、EGR混合器、旋流片等區域作了網格加密處理，網格模型見圖4。

圖3 CAD模型

圖4 計算網格模型

發動機轉速為1 200 r/min，1 500 r/min，1 900 r/min時，全負荷下EGR管路入口邊界條件見圖5至圖7。

圖5 1 200 r/min時EGR管路入口邊界

圖6 1 500 r/min時EGR管路入口邊界

圖7 1 900 r/min時EGR管路入口邊界

2.3 計算模型驗證

計算模型準確是保證模擬計算成功的關鍵，因此需要對計算模型進行驗證。圖8示出不同工況下1缸、6缸EGR率計算值和試驗值的比較。由圖8可見，在不同工況下，1缸EGR率均高于6缸，這和試驗結論一致。最大扭矩工況點(工況2)，1缸和6缸EGR率絕對誤差為3.75%(試驗值為2.96%)，最大功率工況點(工況5)EGR率絕對誤差為1.93%(試驗值為1.45%)。計算表明，不同工況下1，2，3缸的EGR率均高于4，5，6缸，EGR率計算結果和試驗測量的各缸最大燃燒壓力吻合得很好，可見模型有一定的預測精度，可以用于方案對比分析。由圖8可見， 1 200 r/min和1 900 r/min時，前3缸的EGR率均高于平均值，后3缸EGR率低于平均值，各缸EGR率差別較大，1 200 r/min時相對誤差在-29.43%～25.9%之間，1 900 r/min時相對誤差在-6.96%～3.64%之間，可見，轉速提高后，各缸之間的EGR率的差異減小(和試驗趨勢一致)。

圖8 各缸EGR率計算結果

3 原方案計算分析

分別提取進氣總管出口截面空氣、天然氣和EGR氣體濃度的均勻性系數(見圖9)，對混合效果進行評價，其中均勻性系數(φ)定義為

均勻性系數越接近1.0表明截面上氣體混合得越均勻。

由圖9可見，空氣、天然氣和EGR氣體經過天然氣混合器、EGR混合器充分混合后，在進氣總管出口截面處，不同時刻天然氣均勻系數均在0.97以上，不同時刻EGR均勻系數均在0.90以上。可見EGR混合器本身已滿足要求，并不是因為EGR混合器混合不均勻導致各缸EGR率出現較大偏差。

圖9 進氣總管出口截面均勻性系數

從圖10可以看出，在1，2，3缸進氣時，進氣腔中同進氣道相對應位置均具有較濃的EGR氣體，而在4，5，6缸進氣時，進氣腔中同進氣道相對應的位置均具有較稀的EGR氣體，因此導致1，2，3缸的EGR率均高于4，5，6缸。不同氣缸進氣的時候，進氣總管和進氣腔內EGR氣體濃度不同，即同一位置不同時刻EGR氣體濃度差別較大，表明管路中存在較大EGR率波動。這是因為該發動機從排氣歧管引出EGR的方式為1，2，3缸單側取氣(即只引出3個缸的燃燒廢氣)，3個缸排氣相位相差240°，依次排氣導致排氣歧管中燃燒廢氣出現周期性波動，進而將導致EGR率出現周期性波動。雖然進氣總管出口空間軸向截面上混合氣是均勻的，但燃燒廢氣波動將導致進氣總管不同空間軸向截面上EGR率波動。

1個循環內進氣總管出口截面不同時刻EGR率的變化見圖11。由圖11可見，1個循環內進氣總管出口截面EGR率有3個波峰和波谷的波動，這3個波動是因為1，2，3缸依次排氣導致的。因發動機不同氣缸進氣門開啟和關閉時刻不同，進氣總管中EGR率的波動將導致氣體發動機各缸內EGR率出現較大差異。

圖10 1 200 r/min下各缸進氣時刻EGR率分布

圖11 1 200 r/min時進氣總管出口處EGR率

4 改進措施

根據以上分析可以看出，要改善各缸EGR率的均勻性，需要盡量減小進氣總管出口處EGR率的波動，使不同軸向截面處EGR率更加均勻，進入 6 個氣缸的EGR率累積差別更小。鑒于此，改進EGR取氣方式，同時對進氣腔和混合器間進氣總管進行重新設計，以進一步提高各缸EGR率均勻性。改進前后的排氣歧管結構見圖12。因為排氣歧管由三段歧管連接而成，所以只需要修改排氣歧管中段就可以實現取氣方式的改進。此外，為了和排氣歧管連接方便，原有的雙流道增壓器改為單流道增壓器。

圖12 改進前后的排氣歧管示意

改進后EGR管路中的流量和壓力波動見圖13。由圖13可見，原方案EGR流量及壓力波動為3個波峰和波谷，改進后波動為6個波峰和波谷。新的排氣總管取氣方式相對原取氣方式，EGR流量及壓力波動幅度顯著減小。

圖13 1 200 r/min時改進前后EGR管路流量及壓力波動

由進氣總管不同截面處EGR率變化曲線(見圖14)可知，改進后進氣總管出口截面EGR率隨時間的波動幅度明顯減小，改進后的進氣腔和混合器間進氣總管后B處的EGR率波動明顯小于混合器后A處，該段管路能減小EGR率的波動。

圖14 1 200 r/min時不同截面處EGR率

改進后進氣腔中同各缸進氣道對應位置的EGR率在不同時刻變化較小，因此在不同氣缸進氣門打開時，進入各缸的EGR率差異較小。

改進后1 200 r/min時各缸的EGR率差別較小(見圖15)，相對誤差僅為-1.99%～1.51%(見圖16)，相對原方案獲得顯著改善。

圖15 改進后1 200 r/min時各缸進氣時刻EGR率分布

圖16 改進后各缸EGR率計算結果

5 試驗驗證

針對改進方案進行了試驗驗證，試驗結果見圖17。試驗結果表明，改進方案各缸最大燃燒壓力差值最大僅為1.4 MPa，可見各缸的EGR率分布更加均勻，相對原方案，改進方案能滿足設計要求。

圖17 改進方案試驗測量結果

6 結束語

建立了能夠仿真分析各缸EGR均勻性的CFD仿真模型，該模型計算結果和試驗吻合較好，變化趨勢一致，有一定的預測精度。

由計算分析可知，原方案EGR氣體經混合器進行充分混合后，在進氣總管出口截面不同時刻EGR均勻系數在0.90以上，可見混合器本身已滿足要求，并不是空間截面混合不均勻導致各缸EGR率存在較大差異。原方案不同工況下，進氣總管EGR率波動較大，不同缸在進氣門打開時進入氣缸EGR濃度出現差異，導致各缸的EGR率出現較大差異。

通過計算分析，改進了EGR取氣方式，并對進氣腔和混合器間進氣總管進行重新設計，提高了各缸EGR均勻性；經過CFD計算分析，改進后1 200 r/min時各缸的EGR率差別顯著減小，各缸EGR率更加均勻；試驗驗證也表明，改進方案各缸最大燃燒壓力差值最大僅為1.4 MPa，改進方案能滿足設計要求。