EGR率對阿特金森發動機稀薄燃燒及排放的影響

武曉琦，付建勤，袁碩，劉琦

(1. 湖南大學 機械與運載工程學院，湖南 長沙，410082；2. 湖南大學 重慶研究院，重慶，401120)

近年來，隨著全球排放法規的實施以及大眾環保意識的日益增強，國內外越來越多的研究者致力于節能減排及新能源汽車研究。同時，在我國“碳達峰、碳中和”等一系列節能減排政策的實施，新能源汽車因其綠色環保的特點呈現出迅猛的發展趨勢[1]。截至2022年3月，我國新能源汽車的保有量已達891.5 萬輛。在國務院印發的《新能源汽車產業發展規劃(2021—2035)》[2]中也提到，要以純電動汽車、插電式混合動力(含增程式)汽車、燃料電池汽車為“三縱”，布局整車技術創新鏈。混合動力汽車作為傳統內燃機汽車向純電動汽車過渡的交通工具，兼顧了兩者的優點，得到了廣泛的認可和應用。阿特金森循環(Atkinson cycle)是混合動力發動機的典型特征。與奧托循環[3]不同，阿特金森循環的膨脹行程長，進氣和壓縮行程短，通常通過一套復雜的多連桿運動機構來實現[4]。因此，額外的膨脹行程可以增加實際功率輸出，進而顯著提高發動機的熱效率，進一步減少有害氣體的排放。

為了方便阿特金森循環的應用，避免復雜的連桿機構，大多數阿特金森循環發動機采用了可變配氣正時機構(variable valve timing, VVT)，通過調節進排氣閥門的開閉時間實現過膨脹[5]。本文所采用的發動機也是通過該方法實現阿特金森循環。稀薄燃燒是指發動機運行在空燃比(一般可高達20)高于當量比(14.7)時[6-7]，提高進氣量使缸內可燃混合氣體燃燒更充分，更多的一氧化碳(CO)和碳氫化合物(HC)得到氧化，因此，可以在降低排放的同時顯著提高發動機熱效率[8-9]。稀薄燃燒以其在高效節油、降低排放方面所具有的潛力而被廣泛應用于發動機上。但較大的空燃比不可避免地生成氮氧化物(nitrogen oxide, NOx)，為解決這一問題，李鈺懷等[10]針對1臺渦輪增壓汽油機，采用不同的三效催化反應器組合，以驗證在稀薄燃燒下不同催化器對NOx的凈化效果。結果表明，稀薄燃燒能夠顯著降低燃油消耗率，在部分負荷下可減少3.1%～10.1%。同時，在稀薄燃燒模式下，三元催化反應器對NOx的轉換能力降低。另外，在相同稀釋率下，當循環變動率小于3%時，EGR稀釋相較于空氣稀釋在燃油經濟性上效果更佳[11]。林佳眉[12]研究了廢氣再循環(exhaust gas recirculation,EGR)耦合稀薄燃燒對汽油機的綜合影響，利用一維仿真建立了汽油機的油路和氣路模型并進行標定，隨后采用三步非線性控制器實現了對空燃比的精準控制，這使得在稀薄燃燒中應用EGR 成為可能。BENAJES等[13]對引入EGR后的阿特金森柴油機性能進行了試驗研究，發現點火延遲時間明顯延長，NOx排放顯著下降，而碳煙排放略有增加。類似的研究發現汽油機引入EGR后，NOx大幅降低(高達57.5%)，CO和顆粒數基本不變，燃油消耗率最多可降低4 g/(kW?h)[14]。綜上所述，EGR在控制排放方面具有良好的潛力，特別是在抑制NOx的生成上。這是因為殘余廢氣中大多為比熱容較高的三原子氣體，廢氣和新鮮空氣混合使得缸內的熱容量升高，繼而顯著降低缸內溫度。因此，即便是稀薄燃燒下氧氣量過于充足導致的NOx排放過高，也可通過引入EGR 降低缸內溫度，實現對NOx排放的控制。通過引入EGR 來調控過量空氣系數較大時所存在的排放問題是可行的。為此，本文作者針對一款混合動力用阿特金森循環發動機開展EGR 率對阿特金森發動機稀薄燃燒的影響研究，以實現混合動力發動機高效率、低排放的雙重目的。

1 發動機試驗平臺

本文研究對象為1 臺1.5 L 直列三缸四沖程缸內直噴汽油機。該汽油機通過可變配氣正時機構調整進氣閥的關閉時間進而實現阿特金森循環。此外，為了避免爆震工況出現，該汽油機采用自然吸氣模式，其具體結構參數如表1所示。

表1 阿特金森循環發動機具體參數Table 1 Atkinson cycle engine specific parameters

圖1所示為發動機臺架試驗原理。在發動機上安裝了大量的傳感器來監測不同測試條件下熱力學、燃燒和排放參數的變化。在氣缸蓋上安裝壓力傳感器，記錄氣缸內的壓力信號，將測量的壓力信號先通過電荷放大器傳輸到燃燒分析儀，進而可以得到放熱率變化規律。過量空氣系數通過Lambda 測量儀實時調控。通過探頭對排氣管道中的廢氣進行采樣，然后傳輸到排放分析儀，在排放分析儀中可以獲得發動機排氣成分及濃度，包括HC、CO、NOx、CO2、顆粒數(particle number,PN)和顆粒物(particle mass, PM)的濃度。

圖1 發動機臺架試驗原理Fig. 1 Principle of engine bench test

臺架試驗中所用到的測試儀器與設備參數如表2 所示。為研究不同EGR 率和稀薄燃燒對阿特金森發動機熱力學、燃燒和排放特性的耦合影響，在AVL 臺架試驗的基礎上，開展不同EGR 率下的過量空氣系數的掃描試驗。本文中對于EGR 率的定義如下：

表2 試驗設備規格Table 2 Specification of test equipment

式中：ηEGR為EGR 率；VEGR為進氣中的殘余廢氣體積；Vintake為進入氣缸的進氣總量。

試驗選擇該發動機的常用工況，即轉速1 800 r/min、負荷(brake mean effective pressure,BMEP)固定在6×105Pa左右。具體的試驗邊界條件設置如表3所示。

表3 邊界條件設置Table 3 Set up of boundary conditions

試驗時通過增大進氣壓力以增加進氣量，進而實現目標過量空氣系數。過量空氣系數掃描范圍為1.0～1.4，以0.05為間隔，共9組數據。臺架試驗結果表明在確定的轉速和負荷下，當EGR 率分別為7%和13%時，過量空氣系數均存在相應的極限值(即稀薄燃燒極限)。當EGR 率為7%和13%時，最大過量空氣系數分別為1.30和1.20。超過這一極限值，由于稀薄混合氣協同殘余廢氣對缸內燃燒有一定負面影響，此時，即使節氣門全開也無法使負荷達到6×105Pa，故本研究只考慮極限過量空氣系數以內的稀薄燃燒工況。

2 試驗結果及分析

2.1 不同EGR率對稀薄燃燒的影響

不同EGR 率下該汽油機稀薄燃燒缸內壓力隨曲軸轉角的變化如圖2所示。為了控制變量，選取稀薄燃燒程度最高的過量空氣系數，即λ為1.20。由圖2 可知：在稀薄燃燒條件下，隨著EGR 率增大，峰值壓力均有所降低，且峰值壓力出現位置也有所變化[15]。不同過量空氣系數和EGR 率下缸內峰值壓力及其對應的曲軸轉角見圖3。從圖3(a)可知：在不同過量空氣系數下，隨著EGR率增加，峰值壓力均出現明顯下降。引入的殘余廢氣在一定程度上會對缸內燃燒產生抑制作用，降低缸內溫度，進而影響燃燒壓力；隨著過量空氣系數不斷增大，在EGR率為0和7%時均出現了缸壓驟降的現象，特別是當EGR 率為0 時，純空氣稀釋使得缸壓幾乎呈線性下降，最大降低了26.8%；而在空氣與殘余廢氣的共同稀釋作用下(圖中紅色虛線區域)，隨空氣稀釋程度的增加，峰值壓力先緩慢降低后又有所增加。較大的空氣稀釋程度與殘余廢氣的耦合效果使得缸內峰值壓力出現略微上升；當λ為1.20時，過量空氣系數的增大幾乎可以彌補EGR 引入對缸內壓力的負面影響。從圖3(b)可知：峰值壓力所對應的曲軸轉角也發生了明顯的變化；當EGR率為0時，隨λ的增大，峰值壓力出現位置先延遲然后提前；當λ為1.0 時，當量比混合氣的燃燒相對較快，此時，峰值壓力出現位置較前，這主要是燃燒速度相對較快所致。隨著過量空氣系數增大，混合氣逐漸稀薄，燃燒速度變化逐漸變緩，缸內峰值壓力直線下降，峰值壓力對應位置也因此出現后移，在λ為1.20～1.25 時，峰值壓力出現位置最為滯后。然而，隨著過量空氣系數的進一步增大，缸內所引入的工質質量增大，壓縮終了時的缸內壓力較大，后期燃燒壓力的增長十分有限，因此，峰值壓力出現位置向壓縮壓力最大值方向移動。此時，由于過量空氣系數過大，缸內的燃燒穩定性大幅降低[16]，見圖4(a)。當EGR率為7%時，在較小λ下，相應位置沒有明顯變化，隨后隨λ的增大而提前。當EGR 率為13%時，最大壓力位置隨稀薄燃燒程度的增大而提前。總體而言，在不同EGR 率下均存在1 個相對滯后的峰值壓力，隨EGR 率的增大，滯后的曲軸轉角出現工況由稀薄向當量比混合氣移動。由圖2可知：隨著EGR 率的增大，壓縮壓力不斷增大，燃燒壓力明顯下降，這說明殘余廢氣的引入使得缸內工質增多，但燃燒被抑制。過量空氣系數的增大也可使缸內工質增多，因此，在殘余廢氣和空氣的雙重作用下，缸內峰值壓力出現的位置不斷前移。

圖2 不同EGR率下缸壓隨曲軸轉角的變化Fig. 2 Changes of cylinder pressure with crankshaft angle at different EGR rates

圖3 EGR率對稀薄燃燒缸內峰值壓力及曲軸轉角的影響Fig. 3 Effect of EGR rate on peak pressure and corresponding crankshaft angle in lean burn condition

圖4 EGR率對稀薄燃燒循環變動率及油耗的影響Fig. 4 Effect of EGR rate on cycle variation rate of combustion and fuel consumption

式中：RCOV-IMEP為基于IMEP 計算的循環變動率；pi為第i個循環的指示平均有效壓力；為連續k個循環的pi的平均值，本文中k=400。

由圖4(a)可知：EGR率及過量空氣系數的變化與RCOV-IMEP均成正比關系。由于工程上對可靠性的限制，RCOV-IMEP最大不應超過10%，因此，其有效值如圖4(a)中紅色虛線區域所示。在2種不同稀釋手段下，隨著缸內可燃混合物逐漸變稀，燃燒循環變動率均顯著增加。這是因為隨著過量空氣系數增大，缸內的可燃混合物較為稀薄，在點火時容易出現局部過稀導致的失火現象，因此，循環變動率較大。而引入EGR 后，指示平均有效壓力的平均值降低，且單個循環的指示平均有效壓力較為分散，燃燒循環波動較劇烈。在稀薄燃燒工況下，EGR 的引入不僅在一定程度上抑制了缸內的燃燒，同時使得可燃混合氣更加稀薄，最終表現為燃燒放熱速度變緩，因此，循環變動變大。

由圖4(b)可知燃油消耗率受EGR 率和過量空氣系數的影響非常明顯。總體上，隨著EGR 率升高，指示燃油消耗率明顯上升，這與RCOV-IMEP的變化趨勢類似，說明殘余廢氣的引入對缸內燃燒產生抑制，燃燒速度減慢，燃燒循環波動增大，最終導致油耗增加。在3 種不同工況下，均存在1個最佳的過量空氣系數使得燃油經濟性最優。當EGR 率為7%和13%時，燃油消耗率先減小后增大，在λ=1.05時分別出現最低油耗257.13 g/(kW?h)和271.78 g/(kW?h)。而在EGR 率為0 時，其最小值出現在λ=1.15。與當量比燃燒相比，油耗降低了6.62 g/(kW?h)。因此，在不同的EGR 率下，適度的稀薄燃燒能在一定程度上降低汽油機油耗，提高燃油經濟性。

圖5 所示為不同EGR 率和過量空氣系數下燃燒參數的變化。本文對滯燃期的定義為從點火時(上止點前10°)開始到燃燒5%燃料時所經歷的曲軸轉角間隔，CA50為50%燃料燃燒結束時所對應的曲軸轉角，CA10-90 為10%燃料燃燒開始到90%燃料放熱結束時所跨的曲軸轉角。圖5(a)所示為稀薄燃燒下滯燃期隨EGR 率的變化趨勢。由圖5(a)可知：對于EGR 率越大的工況，其滯燃期都相對較長，其原因主要是：1) 已燃氣體的引入會在一定程度上抑制缸內的燃燒放熱反應的正向進行；2) 殘余廢氣的引入在降低缸內可燃混合氣濃度的同時使得缸內熱容量升高，溫度降低。以上兩點都不利于火焰核的形成與擴散，因此，滯燃期有明顯延長。對于過量空氣系數而言，隨著λ的增大，滯燃期也逐漸延長，這主要是空氣稀釋所帶來的物理效果導致缸內可燃混合氣過于稀薄，同時燃燒初始溫度降低，使得點火后較難形成穩定的火焰擴散面，最終表現為滯燃期延長。以EGR率為0、λ=1.0 為基本工況點，在兩種稀釋手段的影響下，滯燃期最大可增加29.73°。

圖5 EGR率和過量空氣系數對燃燒參數的影響Fig. 5 Effects of EGR rate and excess air coefficient on combustion parameters

圖5(b)和圖5(c)所示分別為CA50 和CA10-90隨過量空氣系數和EGR 率的變化。由圖5(b)和圖5(c)可知：兩者的變化趨勢十分相似，均隨著過量空氣系數或者EGR 率的增大而增大。這說明可燃混合氣愈稀薄，缸內的燃燒速度愈慢，同時，燃燒過程向遠離上止點方向移動，且整個主燃燒期有所延長。由于過量空氣系數較好調控，其對燃燒期的影響更為明顯。相較于基準工況點，在空氣稀釋下主燃期至多延長了14.33°，在EGR 稀釋作用下，主燃期延長了10.95°。

2.2 不同EGR率協同稀薄燃燒對排放的影響

不同過量空氣系數和EGR 率下發動機的污染物(NOx，HC，CO)排放量如圖6所示。圖6(a)所示為NOx排放量的變化趨勢。根據已有理論可知[18]，NOx排放中熱NO約占90%，而熱NO的生成有3個因素：高溫、高溫持續時間以及氧含量。由圖6(a)可知：在不同EGR率下，NOx均隨著λ的增大先增后減，且最大值均出現在λ=1.05 時。這表明在稀薄燃燒條件下(λ≥1)，當λ較小時，由于缸內氧含量增多，在一定程度上促進了NOx的生成。而當λ繼續增大時，缸內混合氣被過度稀釋，缸內燃燒溫度下降，燃燒速度受到影響，因此，NOx急劇下降。類似地，隨著EGR 率增大，NOx明顯下降，下降幅值隨EGR 率的增大而變小。由于殘余廢氣的引入導致燃燒速度減緩，缸內溫度降低，因此，NOx的生成受到抑制[19]。總體而言，EGR和稀薄燃燒均可有效降低NOx排放，采用EGR 耦合稀薄燃燒與單純的EGR 或稀薄燃燒所達到的最低NOx排放量相當，但最低值避免出現在稀薄燃燒極限工況。

圖6 EGR率和過量空氣系數對排放物的影響Fig. 6 Effects of EGR rate and excess air coefficient on emissions

圖6(b)所示為未燃HC 的排放量變化趨勢。從圖6(b)可以看出：在相同過量空氣系數下，EGR率越高，HC排放量越高。這說明惰性氣體的引入抑制了HC的進一步氧化，并且缸內溫度變低，不足以提供氧化反應所需的活化能，導致不完全燃燒的程度加劇。另外，從圖6(b)還可以看出，隨過量空氣系數增大，HC排放量先減小后增大，這說明隨著過量空氣系數的增大，缸內氧含量有所上升，對于HC的進一步氧化和燃燒的完全程度起促進作用，因此，HC排放量有一定下降。但隨著過量空氣系數進一步增大，缸內引入的空氣量增多，導致缸內溫度降低，混合氣過于稀薄，又造成缸內的燃燒較微弱，這雙重效果導致缸內溫度無法滿足HC 的進一步氧化需求。結合EGR 的影響可知，EGR的引入可進一步降低缸內溫度，因此，HC排放量最小值所對應的λ隨EGR 率增大而減小。當EGR率分別為13%、7%和0時，HC排放量最小值分別出現在λ為1.05、1.15 和1.15，與當量比燃燒相比分別降低146.22×10-6、263.22×10-6和234.31×10-6。就HC 排放量而言，EGR 的引入始終帶來負面影響，在EGR 率為7%時的HC 排放量最小值甚至略低于EGR率為0時的HC排放量。因此，適當濃度的稀薄燃燒對控制HC排放具有一定效果，甚至可以抵消EGR所加劇的不完全燃燒程度。

從圖6(c)可知：過量空氣系數對CO 排放量的影響較大；隨著λ增大，3 種EGR 率下的CO 排放量均出現急劇下降；當λ繼續增大時，CO 排放量一直維持在一個較低水平。隨著缸內氧含量的逐漸增加，為CO氧化反應的進行提供了條件，促進CO 的進一步氧化。因此，稀薄燃燒在控制CO 排放上具有顯著的優勢。EGR率對CO排放量的影響在當量比燃燒時較為明顯，主要表現為隨著EGR率增大，CO 排放量有所降低。總體上，從降低CO排放量的角度考慮，稀薄燃燒的效果明顯大于EGR 的效果，當EGR 率為0 時，采用稀薄燃燒可使CO 最大下降86.7%(出現在λ=1.1)，此后，繼續增加λ對降低CO 的效果不明顯。在稀薄燃燒模式下，繼續引入EGR對CO幾乎沒有影響。因此，結合圖6可以推斷，稀薄燃燒可作為降低綜合排放的一個有效手段，在與適量EGR 耦合的情況下，可將效果發揮到最大。

3 結論

1) 當EGR 率為7%和13%時，阿特金森循環發動機的極限過量空氣系數λ分別為1.30 和1.20。過量空氣系數和EGR 率的增大均會降低缸內峰值壓力，并使循環變動參數RCOV-IMEP增大。但在不同EGR 率下，油耗隨著λ的增大均存在一個最低值，EGR率為0時的最大降幅可達6.62 g/(kW?h)。

2) 滯燃期和燃燒持續期隨著λ及EGR 率的增大均出現明顯延長。以EGR 率為0，λ=1.0 為基準工況點，在稀薄燃燒耦合EGR 的影響下，滯燃期最大可增加29.73°。同樣地，CA50 及CA10-90 隨著EGR率和λ的增大有所增大，燃燒期向遠離上止點方向移動。

3) EGR 可有效降低NOx排放，但會不可避免地引起HC排放增加，采用一定程度的稀薄燃燒可抑制HC 上升。在EGR 率為7%時，HC 排放量最小值略低于EGR率為0、λ=1.0的基準工況點HC排放量。可燃混合氣越稀薄，CO排放越低。當EGR率為0 時，相較于當量比燃燒，CO 最大可降低86.7%。

4) 總體來說，從經濟性考慮，單純的稀薄燃燒技術可以實現較好的節油效果，最低油耗出現在λ=1.15 時；單純從排放考慮，稀薄燃燒耦合EGR (EGR 率為7%)可以在幾乎不影響HC 排放的前提下，NOx和CO 排放量出現大幅下降且二者幾乎同時接近最低值。