PODEn引燃天然氣發動機燃燒特性研究

陳書郅,張光德,張鼎成

(武漢科技大學汽車與交通工程學院,湖北 武漢,430065)

降低內燃機污染物排放量以及減少對石油基燃料的依賴一直是內燃機相關領域的研究熱點。天然氣具有環保性好、儲量豐富、使用成本低、辛烷值較高等優點,因而被廣泛作為汽車代用燃料。與其他種類發動機相比較,天然氣雙燃料發動機的優點是使用燃料靈活、碳煙顆粒物和NOx排放有所減少、熱效率較高以及燃燒噪聲小,但它在中低負荷時也存在THC及CO排放高的問題[1-3]。雖然通過優化噴射正時[4-5]、噴射壓力[6-7]、廢氣再循環(EGR)[8-9]和天然氣替代率[10-11]等策略可以改善雙燃料發動機的燃燒特性,但上述問題仍限制了天然氣替代率的提高。中低負荷時,天然氣雙燃料發動機中混合氣過稀,甲烷較低的層流燃燒速度和擴散率使得燃燒穩定性變差,導致THC及CO排放升高。Ogawa等[12]研究了當量比對一臺由單缸柴油機改裝成的天然氣/柴油雙燃料發動機的燃燒及排放的影響,結果表明:低負荷時,增大天然氣當量比到0.5左右可以降低THC及CO排放量,提高熱效率;高負荷時,增大進氣壓力可以延緩燃燒速率,降低NOx排放量,但會增加THC及CO排放量。Shim等[13]研究發現,通過節氣門節流和進氣加熱來提高當量比和進氣溫度,不但可以改善雙燃料發動機的燃燒效率及燃燒穩定性,還可以將THC和CO排放量分別降低38.3%和34.7%,但同時會使NOx排放量略微升高。Li等[14]通過試驗研究了當量比對天然氣發動機燃燒和排放的影響,結果表明,隨著當量比的升高,CA10遠離上止點,THC排放量顯著減少,NOx排放量先增加后減少。

發動機引燃燃料的著火性能對提高天然氣替代率起著關鍵作用。聚甲氧基二甲醚(polyoxymethylene dimethyl ethers, PODEn)是一種新型的柴油代用燃料,PODEn較高的十六烷值使得采用極少的引燃燃料就可以控制燃燒相位,從而緩解天然氣雙燃料發動機的失火傾向。Song等[15]進行了PODEn與柴油分別作為天然氣雙燃料發動機引燃燃料的對比研究,發現與柴油相比,PODEn實現了更低的THC、CO、NOx和碳煙排放以及更高的熱效率,這說明PODEn是一種很有前途的天然氣引燃燃料。

目前國內外研究新型燃料引燃天然氣發動機燃燒特性的相關文獻較少。當量比和引燃燃料的噴油時刻對天然氣發動機低負荷時的燃燒過程、熱效率及排放特性有很大影響,為此,針對天然氣雙燃料發動機在低負荷時THC及CO排放高、燃燒效率低和燃油經濟性差等問題,本文將高活性引燃燃料PODEn作為天然氣發動機的直噴燃料,通過調整進氣壓力來調節缸內的總當量比,利用仿真軟件CONVERGE分析不同當量比和PODEn噴射時刻對低負荷工況下天然氣雙燃料發動機燃燒和排放的影響。

1 模型的建立與驗證

1.1 模型的建立

本文以東風DCI11發動機為建模對象,發動機的基本技術參數如表1所示[15]。該發動機的噴油器為8孔等間距設計,燃燒室是軸對稱結構。為了提高計算效率,本文以燃燒室的1/8為基準建立模型,計算區域采用45°的扇形區域,計算中忽略進排氣過程,只模擬進氣門關閉時刻至排氣門開啟時刻。燃燒室模型如圖1所示。

表1 發動機技術參數

圖1 燃燒室模型

發動機工作過程中,混合氣在缸內會進行強烈且復雜的湍流運動,因此選擇合適的數理模型對計算結果的準確性十分重要。本文湍流模型選用RNGκ-ε模型,液滴破碎模型選用KH-RT模型,液滴相互碰撞和聚集模型選用NTC模型,碰壁模型選用Rebound/Slide模型,碳煙模型選用Hiroyasu Soot模型,燃燒模型選用SAGE模型。文中用甲烷(CH4)表征天然氣,用PODE3表征聚甲氧基二甲醚。計算時缸內燃燒采用Huang等[16]開發的PODE3/NG化學反應機理,包含了124種組分及650步反應。網格的基本尺寸設為4 mm,氣缸蓋、活塞以及噴霧區域采用2級嵌入式加密,在整個模擬過程中對氣缸內部溫度和流速進行2級自適應加密,運行到上止點時的氣缸網格如圖2所示。

圖2 上止點時的氣缸網格

1.2 模型的驗證

模型驗證采用的數據為Song等[15]提供的實驗數據,模擬工況參數設置保持和實驗一致,發動機轉速為1 000 r/min,平均指示壓力(IMEP)約為0.4 MPa。模擬實驗中天然氣由進氣道噴射進入燃燒室,PODEn噴射壓力固定在100 MPa,通過噴油器直接噴射到燃燒室內,具體的工況參數如表2所示。

表2 模型驗證的工況參數

將模擬得到的氣缸平均壓力和放熱率與實驗數據進行對比,如圖3所示。從圖3可以看出,氣缸平均壓力模擬值和實驗值的一致性比較好,同時,模型準確地預測了燃燒放熱階段的相位和放熱率峰值,放熱率曲線與實驗值的整體吻合度也較高。以上結果驗證了仿真模型的準確性。

圖3 模型驗證結果

2 結果與分析

2.1 當量比對發動機燃燒與排放的影響

天然氣發動機在低負荷工況下運行時通常是處于稀薄燃燒狀態,總燃空當量比則決定了稀薄燃燒的效果。初始缸內狀態影響缸內混合氣的濃度分布,還影響缸內燃料的著火時刻、燃燒速率和污染物的生成。下面通過模擬計算來研究燃空當量比對發動機燃燒與排放的影響。在RCCI燃燒模式下,天然氣混合氣在缸內均勻分布,缸內初始壓力與進氣壓力相近,缸內初始壓力和初始溫度共同決定了進氣量,通過調節進氣壓力來改變燃空當量比。在低負荷工況下,設置天然氣替代率為80%,發動機轉速為1 000 r/min,IMEP為0.4 MPa,調節進氣壓力使PODEn和天然氣總當量比從0.38變化到0.70,對天然氣發動機燃燒和排放性能進行對比研究。

當量比對缸內壓力、放熱率、滯燃期和燃燒持續期的影響如圖4～圖6所示。由圖4可知,隨著當量比的升高,缸內壓力整體降低,燃燒相位推遲。由圖5可知,隨著當量比的升高,放熱率峰值先升高后降低,缸內著火時刻推遲。這是因為當量比升高意味著燃燒室內混合氣濃度升高,從而使混合氣燃燒做功增加,放熱率峰值升高;而在當量比從0.50增加到0.70時,缸內較低的初始壓力導致燃燒相位遠離上止點,放熱率峰值反而下降。由圖6可知,隨著當量比的升高,滯燃期延長,著火時刻推遲,當量比升高到0.63時,燃燒持續期降低較多,這是因為缸內總燃空當量比明顯升高,滯燃期延長使得天然氣與空氣混合更加均勻,天然氣預混燃燒的比例增加,燃燒速率加快導致燃燒持續期減少;當量比升高到0.70時,雖然缸內油氣混合更加均勻,但缸內初始壓力較低,滯燃期明顯延長,著火時刻滯后,天然氣后期燃燒速率變慢,燃燒持續期也在延長。

圖4 不同當量比下的缸內壓力曲線

圖5 不同當量比下的放熱率曲線

圖6 當量比對滯燃期和燃燒持續期的影響

圖7是不同當量比下位于不同曲軸轉角時的缸內溫度分布云圖。隨著當量比從0.38增至0.63,PODEn周圍更多的混合氣參與了燃燒,15°CA ATDC時缸內產生更多的燃燒高溫區域。當量比從0.63增至0.70時,由10°CA ATDC到15°CA ATDC的缸內溫度變化可以看出,燃燒室高溫分布區域面積減少,缸內燃燒持續期變長,缸內溫度降低。當量比為0.70時,燃燒室內的低溫區域較多,且主要集中在燃燒室中心。

圖7 不同當量比下的缸內溫度分布

圖8、圖9為不同當量比下的缸內平均溫度和累計放熱量變化曲線。隨著當量比的升高,缸內平均溫度峰值呈現先升高后降低的變化趨勢,總燃空當量比為0.63時,缸內平均溫度最高。總燃空當量比升高越快,缸內平均溫度升高也越快,這是因為當量比越高,混合氣就越濃,滯燃期增加,燃燒時火焰傳播速率升高,天然氣燃燒更完全,使得溫度峰值更高。當量比為0.70時,缸內初始壓力較小,燃燒持續期變長,化學反應速率較慢,放熱緩慢,缸內溫度下降。隨著當量比的升高,總放熱量增加,當量比從0.63增至0.70時,累計放熱量沒有明顯變化,燃燒效率接近,這是因為燃燒放熱遠離上止點,燃燒速率降低,放熱速率減慢,缸溫上升也減慢。

圖8 不同當量比下的缸內平均溫度變化曲線

圖9 不同當量比下的累計放熱量曲線

圖10為不同當量比下的發動機指示熱效率。由圖10可知,指示熱效率隨著當量比的增加整體呈現上升趨勢;當量比為0.63時,發動機指示熱效率最高;當量比由0.38增加到0.43時,指示熱效率增加約13%,上升速率最快。這是因為,隨著缸內總燃空當量比的增大,缸內局部高當量比區域增多,著火點增多,天然氣初期預混合燃燒量增大。同時,進氣量的減少導致缸內空氣熱容降低,缸內平均溫度有所升高,有助于火焰的傳播,使得未完全燃燒產物減少,燃燒效率進一步升高,指示熱效率隨之升高。當量比從0.63增加到0.70時,指示熱效率反而下降,這是由于初始缸壓較低,滯燃期延長,發動機做功不均勻,導致指示熱效率降低。

圖10 當量比對指示熱效率的影響

圖11所示為當量比對發動機CO和HC排放的影響,可以看到,隨著當量比的升高,CO和HC排放逐漸降低。當量比由0.38增至0.50時,CO和HC排放大幅減少,這是因為當量比增加使得缸內燃燒溫度升高,促進了缸內油氣分子的化學反應,加快了CO和HC的氧化。這期間缸內的燃燒過程大部分都是在上止點附近完成的,在低負荷工況下,天然氣處于稀薄燃燒狀態,大部分低當量比區域的空氣含量減少,天然氣濃度增加,燃燒速率變快,CO排放減少明顯。同時,缸內溫度增加有利于火焰傳遍整個燃燒室,溫度較低區域的氣缸蓋與氣缸壁面處可燃混合氣淬熄現象減少,使得未燃天然氣和HC排放減少。由此可見,進氣節流可以有效改善HC和CO的排放。

圖11 當量比對HC和CO排放的影響

圖12為當量比對發動機NOx和soot排放的影響。隨著當量比升高,soot排放降低,NOx排放呈現先升高后降低的變化趨勢。這是由于NOx生成的基本條件是高溫、富氧,當量比從0.38增加到0.63時,天然氣仍然是富氧燃燒,缸內溫度上升,進氣節流促進了高溫區域生成,因此NOx生成區域增加。隨著當量比從0.63增加到0.70,缸內溫度降低,NOx排放減少。

圖12 當量比對NOx和soot排放的影響

如圖13為曲軸轉角為30°CA ATDC時不同當量比下缸內CH4分布云圖。當量比從0.38增加到0.63時,缸內剩余CH4的燃燒越來越完全,未燃CH4排放減少,且主要分布在靠近燃燒室喉口處以及活塞與燃燒室壁面的余隙中。當量比越低,燃燒室內溫度越低,燃燒室喉口附近CH4燃燒較慢,存在少量CH4。當量比為0.7時,因為天然氣燃燒持續期延長,CA90出現時刻較晚,CH4由喉口處向燃燒室中心和氣缸壁處擴散燃燒。

圖13 上止點后30°時不同當量比下的CH4分布

2.2 噴射時刻對發動機燃燒與排放的影響

為了優化天然氣的燃燒狀況,下面探究PODEn噴射時刻對天然氣發動機燃燒和排放性能的影響。模擬工況:發動機轉速為1000 r/min,IMEP為0.4 MPa,天然氣替代率為80%,進氣溫度為310 K,進氣壓力為0.1 MPa,PODEn的噴射時刻(start of injection, SOI)從-18°CA ATDC到0°CA ATDC變化。

圖14為PODEn噴射時刻不同時的缸內壓力及放熱率變化情況。隨著SOI的提前,燃料著火時刻提前,燃燒相位前移,缸內壓力和放熱率峰值均先升高后降低,放熱率曲線呈現兩階段放熱現象,第一個階段是PODEn預混合燃燒形成的,第二個階段是由PODEn點燃預混合天然氣燃燒形成的。這是因為,PODEn具有更高的十六烷值,其著火滯燃期較短,引燃燃料的燃燒和CH4的燃燒有明顯的區分。SOI為-10°CA ATDC時,放熱率峰值最高,隨著噴射時刻的進一步提前,放熱率峰值降低,這是因為,在低負荷工況下,發動機缸內溫度較低,噴射時刻過早導致引燃燃料擴散,點火能量較微弱,故而放熱率峰值降低。

圖14 PODEn噴射時刻不同時的缸內壓力和放熱率曲線

圖15為PODEn噴射時刻不同時的缸內平均溫度變化情況。隨著SOI的提前,缸內平均溫度峰值先升高后降低,總體來看與缸壓變化趨勢相同。噴射越早,缸內平均溫度提升越快;噴射時刻為-10°CA ATDC時的缸內平均溫度峰值最高,天然氣燃燒更完全。

圖16所示為PODEn噴射時刻對發動機CO和HC排放的影響。隨著SOI的提前,CO排放增加,HC排放呈現先降低后升高的變化趨勢。CO和HC在SOI=-10°CA ATDC時的排放量均較低,主要原因是,此條件下缸內溫度最高,燃燒狀況最好。過早或推遲噴射PODEn時,燃燒相位推遲,缸內溫度有所下降,使得未燃HC和CO的氧化減弱。引燃燃料適當的晚噴有利于減少HC和CO的排放,噴射過早和過晚都會使缸內殘余燃料過多,HC排放升高,這從一個側面說明燃燒溫度和來自余隙中的殘余燃料是影響HC排放的主要因素。

圖16 SOI對發動機HC和CO排放的影響

圖17所示為PODEn噴射時刻對發動機NOx和soot排放的影響。隨著SOI的提前,soot排放上升,NOx排放呈現先升高后降低的變化趨勢。這是因為,以SOI=-10°CA ATDC左右為臨界點,提前和推遲噴射PODEn都會造成缸內溫度和壓力的下降,燃燒變得柔和,NOx排放降低。由于PODEn的十六烷值較高,隨著SOI的提前,放熱率峰值升高,放熱集中,放熱率曲線逐漸由雙峰變為單峰(見圖14),缸內壓力提高過快不利于碳煙的氧化,使碳煙的生成速率升高。同時,噴射時刻過分提前會使混合氣過稀,燃燒溫度下降,也導致碳煙排放上升。

圖17 SOI對發動機NOx和soot排放的影響

3 結論

(1)PODEn引燃天然氣發動機在低負荷工況下,隨著總燃空當量比的增加,滯燃期延長,瞬時放熱率峰值先增大后減小,發動機指示熱效率先升高后降低,當量比為0.63時發動機指示熱效率最高。適當進氣節流可以有效降低HC、CO和soot的排放,延長燃燒持續期可以兼顧NOx排放。

(2)隨著PODEn噴射時刻的提前,燃料的燃燒相位提前,瞬時放熱率峰值先增大后減小,SOI=-10°CA ATDC時,缸壓和放熱率峰值均較高,CO和HC排放均較低。NOx排放隨著PODEn噴射時刻的提前呈現先升高后降低的變化趨勢,而soot排放則隨之升高。過早和過晚的噴射時刻都不利于缸內天然氣燃燒。

(3)低負荷時,用高十六烷值和高含氧量的PODEn引燃天然氣有望實現天然氣高替代率,緩解天然氣雙燃料發動機的失火傾向。優化進氣條件,提升當量比,可以促進天然氣的完全燃燒,減少HC和CO排放,提高發動機熱效率,并能兼顧碳煙和NOx排放。