直噴氫內燃機實現NO x近零排放的試驗研究

包凌志，孫柏剛，汪 熙

（北京理工大學 機械與車輛學院，北京 100081，中國）

當前，化石燃料的能源危機和排放法規的日益嚴苛是內燃機行業所面臨的巨大挑戰，因此內燃機必須向高效率、低排放，甚至零排放的方向發展[1]。H2燃燒的產物為水，沒有碳排放，所以也被認為是一種未來的、清潔的能源載體[2]。

當前氫能的應用主要有2種方式：氫燃料電池和氫燃料內燃機。氫燃料電池具有高效、無噪音的特點，且生成物只為水。對于另1種方式，H2具有寬廣的可燃范圍、極快的燃燒速度和極低的點火能量，非常適合作為傳統內燃機的替代燃料[3]。相比于燃料電池，氫內燃機成本低、工作范圍廣、可以利用工業廢氫。寶馬、豐田等開發的氫內燃機汽車進一步證明了氫內燃機具有良好的動力性、經濟性和實用性[4]。

氫內燃機的進氣組織方式主要分為缸內直噴 （direct injection， DI）和 缸 外 進 氣 道 噴 射（port fuel injection，PFI）[3]2種。PFI 氫內燃機是實現氫能源應用最簡潔、經濟和可靠的途徑[5]。然而采用進氣道噴射時，H2與空氣在進氣道混合時會占用氣缸容積，在化學當量比下可以達到30%，導致功率下降，同時易發生回火和早燃的問題[6]。DI氫內燃機則能解決以上問題，有效避免異常燃燒，大幅提升動力性（比汽油機高17%），是當前研究的熱點和未來技術發展方向[7]。

由于H2絕熱火焰溫度高，依據澤爾多維奇機理在燃燒的過程中，氫內燃機會產生NOx排放，隨著溫度的升高和氧濃度的增加，NOx生成量將呈指數型增長。在直噴氫內燃機中，由于噴射時刻晚，H2與空氣的混合時間短，混合氣濃度分布不均勻， NOx最高可達8 000 ppm[8]。因此如何控制氮氧排放，使NOx近乎降低為0，是直噴氫內燃機發展亟需解決的問題。

控制NOx排放的方法主要分為缸內凈化和缸外處理2種方法。對直噴氫內燃機，通過調整噴射相位、優化噴霧結構、采用多次噴射[9]的方法，可以有效組織缸內混合氣分布，避免局部過濃區域的出現。同時，采用噴水[10]或者廢氣再循環[11]（exhaust gas recirculation，EGR），可以降低缸內燃燒溫度，從而降低排放。缸外處理方面，在大負荷工況下，利用傳統的三元催化器[12]，或者采用氮氧化物儲存還原系統（NOxstorage-reduction，NSR），可以達到98%的NOx轉化率。

本文基于一臺自然吸氣的2.0 L直噴氫內燃機，以探索其原排（無后處理）近零排放（NOx≤10×10-6，即20 ppm）特性為目標，重點研究了過量空氣系數、轉速和點火角對排放的影響，并通過多參數的耦合調節，得到了樣機的最大動力性下的零排放工作邊界。

1 試驗方法

試驗用直噴氫內燃機是基于一臺2.0 L自然吸氣直列四缸直噴汽油機改造而來，具體參數如表 1所示。改造工作主要包括：對原機缸蓋擴孔、安裝高壓H2噴嘴、搭建高壓供氫系統、更換冷型火花塞、設計加工金屬進氣歧管等。

表1 直噴氫內燃機參數

直噴氫內燃機通常需要在壓縮沖程中將H2噴入缸內，因此噴射壓力選擇為6 ～ 10 MPa，由于H2體驅動方式，文獻[13]對流量和噴霧特性開展了定容試驗分析。

試驗采用的噴嘴是外開軸針式噴嘴，具有90°的軸針錐角和外開式環形噴孔，噴嘴結構示意圖如圖 1所示。

圖1 噴嘴內部結構示意圖

H2從壓力為35 MPa高壓儲氫系統出來后，經過兩級減壓閥，減壓到噴射所需壓力。為解決大流量噴嘴工作過程中，供氫壓力波動的問題，試驗設計了一個容量為250 ml的氫軌，能使壓力波動率小于0.3%，整體試驗臺架布置如圖 2所示。

圖 2 直噴氫內燃機臺架布置

試驗臺架上安裝有CW250電渦流測功機，可測得輸出扭矩和功率。氫內燃機上安裝了曲軸轉角傳感器和Kistler 6118火花塞式缸內壓力傳感器，并利用Kibox燃燒分析儀實時輸出缸壓、放熱率等燃燒參數。

試驗采用CMF010、CMF025科氏流量計（精度 ± 0.1% FSa）和熱線式空氣流量計（精度± 0.1% FSa）測量試驗H2和空氣流量。采用高精度的排氣分析儀Horiba 7110和AVL DiGas 4000分別測量三元催化器前后的NOx排放。試驗采用Motohawk快速原型控制系統，對發動機的節氣門、噴射、點火等進行電子控制。

試驗過程中，保證冷卻水溫度85℃，機油溫度95℃。在不同噴射壓力下，通過調整噴氫脈寬，調節過量空氣系數λ。待發動機在當前工況穩定運轉2 min后，測量并計算200個循環的試驗數據平均值。

2 試驗結果及分析

2.1 過量空氣系數對NO x排放的影響

試驗條件為發動機轉速n= 2 000 r/min，平均有效壓力 ( brake mean effective pressure, BMEP） = 0.3 MPa，此時發動機的扭矩為48.2 Nm，功率穩定在10 kW。噴氫相位固定在壓縮上止點前曲柄轉角（CA）220°，保證H2-空氣的充分預混，噴射壓力設定為10 MPa，過量空氣系數λ從1掃略到3.1，催化器前NOx隨濃度的變化如圖 3所示。氮氧排放隨著過量空氣系數增加，先增大到3 800×10-6（即3 800 ppm）后減少，在λ＞2.5后逐漸趨于零排放。直噴氫內燃機的排放對過量空氣系數十分敏感，在λ為1.0 ～ 2.2的區間內，NOx排放都很高，因此近零排放的控制策略應避開這一區間，選擇λ≥ 2.5的稀燃區域。

圖3 NO x排放隨過量空氣系數變化

指示熱效率變化如圖4所示，隨著過量空氣系數的增加，均先增加后趨于穩定。這主要因為稀燃后節氣門開度增加，泵氣損失減少。另一方面，排氣溫度隨濃度降低均勻減少，從當量比時的462 ℃減少至λ= 3.1時的296 ℃。這時傳熱損失和排氣能量損失也相對降低，熱效率有所提升，最高指示熱效率可以達到40%。

圖5顯示了50% 燃燒點AI50和燃燒持續期的變化趨勢，可以看出AI50在所有工況中均保持在CA = 8°～11°之間，證明此時點火提前角為最佳扭矩點火角（maximum brake torque timing，MBT）。燃燒持續期在λ＜ 1.6時，基本穩定在曲柄轉角為 20°；當λ= 1.82時，增加至曲柄轉角為25°，最后變為曲柄轉角為 32°。 這個趨勢主要與H2火焰傳播速度有關，稀燃后火焰傳播速度減慢，燃燒持續期增加。

缸壓曲線的變化如圖 6所示，隨著過量空氣系數的減少，節氣門開度變小，進氣量減少，爆發壓力逐漸降低，但最大壓力升高率卻相對增加。λ= 1時，缸壓曲線呈現火花點火發動機明顯的定容燃燒的趨勢，此時火焰傳播速度快，燃燒放熱率高。如圖 7所示，在化學當量比處的瞬時放熱率（ηex）峰值可以達到60 J每度曲柄轉角（CA），遠高于其他混合氣濃度下的放熱率，由于燃燒持續期短，化學當量比工況下的點火提前角應接近上止點點火。

2.2 λ = 2.5時的稀燃特性

由前面的結論，在進氣量最大的條件下，混合氣濃度選定為λ= 2.5，就能在保證發動機動力性的同時實現近零排放。為驗證這一結果，稀燃特性試驗的噴氫相位為上止點前曲柄轉角160°，即進氣門關閉時刻，防止進氣回流; 此時H2與空氣混合時間短，在高轉速工況下，混合氣為分層燃燒。保持節氣門開度100%，噴射壓力為6 MPa，進氣可變氣門正時（variable valve timing，VVT）為初始位置，排氣VVT提前曲柄轉角60°，調節噴氫脈寬使得過量空氣系數穩定在2.5，點火提前角取最佳扭矩點火角 （MBT），試驗結果如圖8所示。隨著轉速增加，功率先增加，在4 500 r/min時達到28.2 kW后減少，而扭矩則逐漸下降，扭矩最高為n= 2 000 r/min時的74.3 Nm。

圖4 指示熱效率（ηshow）、排氣溫度（θex） 隨過量空氣系數（λ）變化

圖 6 不同過量空氣系數缸壓隨曲軸轉角變化

圖 7 不同過量空氣系數瞬時放熱率隨曲軸轉角變化

平均有效壓力（BMEP）和NOx排放的變化如圖 9所示，隨著轉速增加，BMEP從0.46 MPa下降到0.18 MPa，而NOx排放在1 500 ～ 4 000 r/min都穩定在100×10-6（即100 ppm）左右，在4 500 r/min急劇增長到793×10-6（即793 ppm），并在之后一直保持較高水平。這里主要是因為不合適的進排氣VVT角度造成的，在高轉速下進氣門關閉時刻過晚，排氣開啟時刻過早，導致進氣量不足，燃燒惡化，排放增加，排氣能量增加，熱效率下降。

平均指示壓力變動系數COVIMEP是氫發動機用于表示燃燒循環變動最常用的參數，計算公式為：

圖8 稀燃工況下功率扭矩隨轉速變化曲線

圖9 稀燃工況下平均有效壓力（BEMP）和NO x隨轉速變化

其中：σIMEP是平均指示壓力的標準偏差，PIMEP是平均指示壓力的平均值， COVIMEP一般以3%為界限，低于3% 時發動機平穩工作。

圖 10顯示了循環變動系數在稀燃工況下的變化曲線。在4 000 r/min 之前，循環變動系數小于3%，發動機工作在穩定狀態；隨著轉速提高，燃燒情況逐漸惡化，導致循環變動系數很高。因此近零排放在保證發動機平穩運轉的前提下，主要探索1 500 ～ 4 000 r/min范圍內的工況。

采用稀燃可以大幅降低NOx排放，當但由于噴氫相位的推遲，混合時間短，在缸內不能形成均質混合氣，并會出現局部濃區，這點在高轉速工況更加明顯，導致λ= 2.5時， NOx大部分在100×10-6（ 即100 ppm）左右，仍然不能達到近零排放。因此需要對其他參數進行調整，進一步控制排放。

2.3 點火提前角對NO x排放的影響

控制點火提前角是調整燃燒相位、控制排放的有效手段。試驗保持λ= 2.5，節氣門全開，噴射相位為上止點前曲柄轉角160°，從圖11中可以看出，在各個轉速工作下，點火角曲柄轉角往后推遲約5°后，NOx排放從原先的90×10-6（即90 ppm）左右，迅速下降至12×10-6（即12 ppm），達到近零排放的目標。指示熱效率的變化如圖12所示，推遲點火角后，雖然排放降低，但犧牲了約1%的熱效率，這主要是因為推遲點火角后，放熱率曲線整體后移，爆發壓力降低，缸內溫度降低。

圖 10 稀燃工況下平均有效壓力變動系數（COVBMEP） 隨轉速變化

圖11 NO x排放推遲點火角前后隨轉速變化

如圖13所示，推遲點火提前角還會帶來循環變動系數的增加，燃燒不穩定性提高，但平均指示壓力變動系數 （COVIMEP）都滿足小于3%穩定運轉的要求。因此，對于直噴氫內燃機，適當調整點火角，可以在滿足工況要求的條件下，進一步降低排放。

2.4 直噴氫內燃機近零排放邊界探索

結合之前的結論，近零排放試驗固定噴射相位為上止點前曲柄轉角160°，從而給予H2-空氣充足的混合時間，保證發動機工作穩定性。節氣門開度為100%，轉速范圍為1 500 ～ 4 000 r/min，以NOx近零排放（NOx≤20×10-6）為目標條件，噴射壓力為6 MPa和8 MPa，設置初始λ= 2.5，并通過不斷調整噴氫脈寬和點火提起角，得到最大動力性的工作邊界，試驗結果如圖14所示。在起始段，平均有效壓力穩定在0.47 MPa左右，但隨著轉速增加，BMEP逐漸降低，在n= 4 000 r/min時達到0.32 MPa。增大噴射壓力，噴霧流速和貫穿距增加，缸內氣體流速和湍流強度增強，更容易形成均質稀燃混合氣，從而有效降低排放，提升動力。從圖14中可以看出，提高噴射壓力，BMEP在各個工況點下，大約都能提升20 kPa。因此, 不同噴射壓力下，近零排放的控制策略都不相同。后續的試驗還將對更高噴射壓力進行測試，從而拓展零排放的工作范圍。

功率變化如圖15所示，隨轉速逐漸增加，在轉速為2 500 r/min后趨于穩定，噴射壓力為6 MPa時，達到20 kW左右，而噴射壓力為8 MPa時，最大功率為21.5 kW。

圖12 指示熱效率推遲點火角前后隨轉速變化

圖13 推遲點火角前后平均指示壓力變動系數（COVIMEP）隨轉速變化

圖14 不同噴射壓力下近零排放工作區域

圖15 不同噴射壓力下功率隨轉速變化曲線

圖14、圖15曲線下方近零排放區域可以通過控制節氣門開度、控制濃度、調整負荷的方式達到相應的工況點，在此區域內都為近零排放。

過量空氣系數的變化如圖16所示，在6 MPa的噴射壓力下，3 000 r/min之前，λ均控制在2.5左右，而在3 500 r/min時，調整點火角已經無法控制NOx，為保證排放低于20×10-6（即20 ppm），將λ調整至2.84。而噴射壓力為8 MPa時，λ= 2.73就可以滿足排放需求。

如圖17所示，指示熱效率ηshow先增加后減少，在2 000 ～3 000 r/min工作區域，熱效率都在39%左右。但是轉速增加后，在高轉速工況時熱效率急劇降級，這主要是因為這時的混合氣過稀，燃燒不穩定，此時為了實現低排放的目標而損失了大量的燃料經濟性。

圖16 不同噴射壓力下過量空氣系數隨轉速變化

圖17 不同噴射壓力下指示熱效率隨轉速變化曲線

近零排放的平均有效壓力的循環變動系數變化如圖18所示，隨著轉速增加，高轉速下進氣流速加快，同時過量空氣系數也逐漸增大，在稀燃工況下發動機工作不穩定性增加，高噴射壓力有利于混合氣的形成，使用8 MPa噴射壓力后，循環變動系數大約能降低0.5%，在近零排放區域內總體工作穩定。

圖18 不同噴射壓力下平均有效壓力（COVIMEP）隨轉速變化

3 結 論

本文基于一臺自然吸氣的2.0 L直噴氫內燃機，探索了其近零排放的工作邊界，得到如下結論：

1） 噴氫內燃機的NOx排放對過量空氣系數十分敏感，在均質混合氣的前提下，當λ≥2.5時， NOx排放為0。

2） 噴氫時刻設置在進氣門關閉前，會造成進氣回流，內燃機動力性下降。推遲噴H2后，由于混合不均勻短，當λ= 2.5時，NOx排放仍為90×10-6，且轉速增加后排放劇烈惡化。

3） 適當推遲點火角，可以在犧牲少量熱效率和發動機平穩性的同時，實現近零排放（NOx≤20×10-6）。

4） 通過稀燃和推遲點火角，得到了直噴氫內燃機近零排放邊界，最大功率可達21.5 kW，最高指示熱效率為39%，后續采用增壓系統、增大噴射壓力、優化稀燃燃燒參數還可以繼續擴展此區域的工作范圍。

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