低轉速工況下噴油量對柴油機缸內壓力振蕩和排放特性的影響

黎一鍇,薛澤峰,王東方,史中杰,謝勇,李耀宗

(1.北京理工大學機械與車輛學院,北京 100081;2.中國北方發動機研究所(天津),天津 300406)

發動機的爆燃一般發生在點燃式汽油發動機中[1-5]。與汽油機不同,壓燃式柴油發動機燃燒模式一般為擴散燃燒。然而,在柴油機燃燒的初級反應階段,非均質預混燃燒起主導作用[6-7],火焰隨著多點自燃著火形成的壓力波擴散而傳播[8],因此柴油機著火燃燒過程中的缸內爆震現象同樣不容忽視。嚴重的缸內爆震會導致柴油發動機有害排放物增多[6,9-10]、燃燒噪聲加大[10-12]、工作平順性下降[7,13]以及活塞頂燒蝕[14]等現象。

對柴油機缸內壓力振蕩原因及影響的探究是許多學者的工作重點。已有研究表明:缸壓振蕩現象的出現促進了缸內湍流強度的增強,有利于缸內油氣混合;對于出現明顯缸壓振蕩的循環,其峰值壓力大于燃燒階段的平均峰值壓力且炭煙氧化速率加快,適當強度的缸壓振蕩有利于提高發動機的霧化性能[6-7],有助于提高發動機功率和熱效率[15]。Wang等[16]的研究表明,柴油機產生爆震現象的主要原因是噴油正時和噴霧碰壁的共同作用。此外,隨著噴油壓力的提高,噴霧貫穿距離增大,碰壁現象更為明顯,爆震燃燒變得更為頻繁且爆震強度隨之增強,因此小尺寸氣缸更容易發生爆震燃燒現象。Park等[17]通過可視化單缸機試驗發現噴油正時的優化也可以降低缸壓振蕩。Guardiola等[18]的研究表明,柴油機預混燃燒階段的噴油量是導致缸壓振蕩并產生共振的主導因素,且后續的擴散燃燒幾乎不產生缸壓振蕩。

綜上所述,噴油參數如噴油正時、噴油量以及噴油策略的優化可以改善缸壓振蕩帶來的不良影響,但目前對缸壓振蕩的研究主要集中在高轉速(大于等于1 500 r/min[8,11,18])和高負荷(全負荷、半負荷[8,11])時的粗暴燃燒和燃燒噪聲方面,少有關注柴油機低轉速和低負荷工況下缸內壓力的高頻振蕩現象。研究發現,在低轉速工況時柴油機振動烈度較高,甚至高過標定點工況,振動隨轉速升高反而逐漸減小,而低轉速工況柴油機振動烈度較大主要是由缸內壓力振蕩造成的[19]。低轉速工況下,發動機起動阻力矩大,柴油噴霧更容易失火,循環間的著火—失火交替現象導致發動機在低轉速時更易產生缸壓振蕩現象,同時缸內燃油大量不完全燃燒導致發動機排放惡化。此外,目前主要通過優化噴油特性、優化噴油參數以及縮短柴油噴霧滯燃期等方法來減少缸壓振蕩、降低柴油機排放。噴油參數的優化主要是針對多次噴射模式下的預噴正時、主噴正時和主噴油量等。然而,多次噴射策略雖然可以優化柴油機缸內燃燒過程,在控制缸內壓力振蕩的同時減少燃燒噪聲,但與單次噴射相比,其燃油分多次注入缸內,會導致缸內燃燒不夠集中、發動機燃燒等容度下降等現象,進而導致在噴油量相同的條件下做功能力變低、功率密度變小、燃燒效率變低、燃油經濟性變差,在低壓縮比柴油機上該特點更為顯著。

因此,有必要探明柴油機低轉速工況下單次噴射策略對缸壓振蕩現象和污染物排放的影響規律。為此,針對某型號單次噴射直噴式柴油機,基于單缸機試驗平臺,開展了低轉速工況下單次噴射噴油量對缸內壓力振蕩現象以及NOx和Soot排放的影響規律研究。

1 試驗設置

1.1 試驗臺架布置

試驗在132 mm缸徑單缸柴油機臺架上進行,圖 1示出臺架系統框架,單缸機主要參數見表1,設備測試精度見表2,試驗控制參數見表3。

表1 發動機主要參數

表2 設備測試精度

表3 試驗控制參數

1.2 試驗工況

發動機轉速控制在800 r/min,噴油提前角恒定為-24°曲軸轉角,控制噴油脈寬為3 500～6 000 μs,研究變噴油量發動機缸內燃燒情況。如圖2所示,噴油脈寬與噴油量呈線性正相關趨勢,因此可以通過控制噴油脈寬來實現噴油量的變化。

2 試驗結果與分析

在控制其他變量不變情況下,得到單缸機不同噴油脈寬下的缸內壓力數據和排放數據。提取800 r/min穩定轉速時缸內燃燒40個循環的試驗數據計算平均值,從缸內著火燃燒和排放物Soot及NOx統計來分析噴油量對冷起動工況下柴油機缸壓振蕩和污染物排放特性的影響。

2.1 缸內壓力振蕩

不同噴油量下的缸內壓力曲線如圖3所示。從圖中可以看出,隨著噴油脈寬從3 500 μs增加到6 000 μs,缸內壓力顯著增加,燃燒峰值壓力從4.2 MPa顯著增高到8.7 MPa,這表明缸內燃燒隨著噴油量的增加顯著增強。但值得關注的是,隨著噴油量的增加,缸壓曲線的著火燃燒階段出現不容忽視的“壓力波動”現象。從著火階段的缸壓曲線放大圖中可以看出,當噴油脈寬為3 500 μs時,噴油量較少,缸內燃燒微弱,缸壓峰值較低,缸壓曲線平滑,發動機幾乎不發生壓力振蕩;當噴油脈寬為4 000 μs時,缸壓峰值顯著增加,壓力升高速率加塊,出現微弱的壓力波動;當噴油脈寬增加到4 500 μs時,峰值壓力繼續增大,出現明顯的缸壓振蕩,尤其在速燃期終點附近最為明顯;之后隨著噴油脈寬的持續增加,缸壓振蕩在5 000 μs時達到最大,之后繼續增加噴油脈寬,峰值壓力雖然隨之增大,但壓力波動逐漸減弱?？傊?隨著噴油量的增加(噴油脈寬從3 500 μs增加到4 500 μs),著火階段的缸壓波動愈發明顯,且振蕩時間延長,缸壓振蕩逐漸增強;但當噴油量持續增加(噴油脈寬從5 000 μs增加到6 000 μs)時,缸壓波動又逐漸衰減,振蕩時間縮短,缸壓振蕩逐漸減弱。缸壓振蕩隨著噴油量的增加呈現出先增強后減弱的趨勢。

初始缸壓經高通濾波后可以得到近似平滑的缸壓濾波信號,用初始缸壓數據減去濾波信號可以得到缸壓振蕩的強度曲線,如圖4所示?？梢钥闯?不同噴油脈寬下的缸壓振蕩強度曲線均呈現出相同的趨勢,在-10°曲軸轉角左右時出現振蕩并且迅速達到振幅峰值,隨著曲軸轉角的增加,振蕩強度逐漸衰減,在10°曲軸轉角之后振蕩強度幾乎衰減為0。在相同的曲軸轉角下,隨著噴油脈寬的增加,振蕩強度呈現出先增大而后逐漸減小的趨勢,在噴油脈寬為5 000 μs時振幅達到最大,之后隨著噴油脈寬的增大振幅逐漸減小。用最大壓力振蕩幅度ΔPmax來進一步量化比較缸內燃燒時的振蕩強度,其被定義為振蕩強度曲線的最大波峰和波谷的差值。

如圖5所示,ΔPmax在3 500～4 500 μs時急劇增大,之后增長速率趨于平緩;在5 000 μs時ΔPmax達到最大值0.84 MPa并在之后逐漸減小,缸壓振蕩逐漸減弱。

發動機工作過程中的壓力振蕩不僅造成能量的損失,更重要的是振蕩能量對機械部件沖擊較大,會在縮短機械部件壽命的同時帶來巨大工作噪聲。缸壓振蕩能量可以通過對振蕩區間內缸內壓力振蕩強度的平方積分計算得出:

圖6a和圖6b分別示出缸壓振蕩強度平方的累計積分曲線和不同噴油脈寬下的缸壓振蕩能量。從圖6a中可以看出,不同噴油脈寬下缸壓振蕩強度平方的積分曲線隨著曲軸轉角的增加均呈現出相同的變化趨勢,即缸壓振蕩造成的累計能量主要來自于振蕩前期,后續的小幅度波動對缸壓振蕩能量的量級影響很小,體現在圖6a中為各曲線在0°曲軸轉角后基本保持水平。結合前文總體來看,隨著噴油脈寬的增加,噴油量增多,缸內壓力上升,燃燒峰值壓力也上升,當噴油脈寬為3 500 μs和4 000 μs時,缸壓振蕩所產生的能量幾乎可以忽略不計;當噴油脈寬增加到4 500 μs時,振蕩能量初次呈現爆發式增長;當噴油脈寬增加到5 000 μs時,振蕩能量隨之增大且能量增長速率加快;當噴油脈寬為5 500 μs時,振蕩能量下降,維持到與4 500 μs時相同的量級;而當噴油脈寬增大到6 000 μs后,振蕩能量迅速減少,約為5 500 μs時的1/3,5 000 μs時的1/4。此外,從圖6b中同樣可以看出,隨著噴油脈寬的增加,振蕩能量先增加后減小,且增長或下降速率較快。5 000 μs噴油脈寬對應的噴油量同樣是振蕩能量增長拐點,與缸壓振蕩強度呈現一致性,之后增加噴油量缸壓振蕩能量顯著降低。

氣缸內壓力振蕩的頻率特性對于分析燃燒室內的爆震燃燒現象是必不可少的。缸內壓力可以看作一種時域信號,指征的是缸內壓力信號隨時間(曲軸轉角)的變化規律。缸內壓力時域信號可以通過傅里葉變換轉換為頻域信號,可用來反映該缸壓信號的強度在不同頻率上的分布,得到的強度隨頻率的變化曲線即為缸壓信號的頻域信號。800 r/min轉速下在單次循環720°曲軸轉角內取7 200個采樣點,采樣間隔為0.1°曲軸轉角,換算為時間即總采樣時間為0.15 s,據此得出時窗內不同噴油脈寬的缸內壓力經傅里葉變換(FFT)得到的頻率-振蕩聲壓級曲線圖,通過噪聲聲壓級dB來表征缸壓振蕩的強度特性,如圖7所示。從圖中可以看出,不同噴油脈寬下缸壓振蕩強度在特定幾個頻段內顯著上升,較明顯的頻段有3 500,4 200,5 000 Hz,且均處于相對低頻段內,而高頻段分布雜亂的低強度波動。

圖8示出不同噴油脈寬下缸壓曲線經過快速傅里葉變換(STFT)后得到的缸壓頻譜MAP圖,從圖中可以定位上述幾個振蕩強度明顯上升頻率段的分布位置。從圖8中可以看出,高強度振蕩均位于上止點前,結合圖3缸壓曲線可以確定缸內壓力振蕩主要分布在速燃期尾段到緩燃期初段,振蕩頻率主要為3 000～5 000 Hz。隨著噴油脈寬的增加,缸壓振蕩強度逐漸增大,且最大振蕩強度點的頻率從2 000 Hz逐漸增加到10 000 Hz,這一變化趨勢在噴油脈寬3 500 μs到4 500 μs最為明顯,在噴油脈寬為5 000 μs時振蕩頻率分布范圍最大,后續隨著噴油量的增多該現象變化不再明顯甚至出現輕微的下降趨勢。

2.2 缸內燃燒規律

為探明本試驗中壓力振蕩對缸內燃燒的影響規律,將缸內壓力曲線對曲軸轉角求導獲得壓力升高率曲線。圖9示出壓力升高率曲線和缸內燃燒的瞬時放熱率曲線,瞬時放熱率曲線和壓力升高率曲線呈現同步變化趨勢,兩者的峰值互相對應,放熱率曲線和壓力升高率曲線同步對比分析可以更好地了解柴油機缸內燃燒特點。隨著燃油噴入缸內,低溫燃油與缸內高溫氣體混合,柴油汽化吸熱,導致瞬時放熱率短暫下降,隨著著火燃燒放熱,預混合氣體大面積多點著火,缸內壓力爆發式增大,壓力升高率和瞬時放熱率曲線直線上升。隨著滯燃期內生成的可燃預混合氣體燃燒殆盡,壓力升高率和放熱速率下降,且由于柴油機在冷起動工況下運行,發動機轉速低、負荷小,后續噴油量少,緩燃期擴散燃燒比例降低,瞬時放熱率曲線不會出現明顯的柴油燃燒特有的“雙峰”現象。隨著噴油量的增多,緩燃期和后燃期的初段出現缸內壓力振蕩,這導致缸內壓力升高率波動幅度增大,壓力升高率最大值從3 500 μs的0.42 MPa/(°)快速增加到4 500 μs的4.71 MPa/(°)。當噴油脈寬大于4 500 μs時,隨著噴油量的增加,壓力升高率最大值增長幅度減小,甚至在6 000 μs時最大值(4.4 MPa/(°))低于4 500 μs噴油脈寬工況。壓力升高率的變化趨勢與缸壓振蕩規律一致,同樣隨著噴油量的增多先變大后減小。同時,也可以看到瞬時放熱率曲線在壓力升高率變化的同時均呈現出不同程度的波動。

缸內燃燒的累計放熱量曲線如圖10所示。隨著噴油脈寬增大噴油量增多,燃燒放熱始點提前,燃燒累計放熱量增長較多,這一點在噴油脈寬3 500 μs到4 500 μs較為明顯。后續隨著噴油量的增多,燃燒始點提前的幅度減小,燃燒累計放熱量差距減小,尤其是噴油脈寬從5 500 μs增加到6 000 μs時,燃燒累計放熱量相差很小。

圖1 臺架系統框架圖

圖2 噴油脈寬與噴油量的關系

圖3 缸內壓力

圖4 不同噴油脈寬下的缸壓振蕩強度

圖5 ΔPmax隨噴油脈寬的變化規律

圖6 不同噴油脈寬下的振蕩強度積分曲線和缸壓振蕩能量值

圖7 缸內壓力頻域分析

圖8 不同噴油脈寬下缸壓振蕩頻譜分布

圖9 不同脈寬下的缸內燃燒壓力升高率曲線和瞬時放熱率曲線

圖10 缸內燃燒累計放熱量

燃燒累計放熱量10%對應的曲軸轉角(CA10)為著火延遲終點,噴油提前角到著火延遲終點的時間即為著火滯燃期。不同噴油脈寬下的著火滯燃期如圖11所示?？傮w來看,隨著噴油量的增加,冷起動工況下柴油發動機著火滯燃期先迅速減小而后緩慢增加,存在最佳噴油量(對應噴油脈寬5 500 μs),使得著火滯燃期最小。結合上文缸壓振蕩現象可知,缸壓振蕩強度和著火滯燃期呈現相反的變化趨勢,即缸壓振蕩強度小時對應的著火滯燃期較長,缸壓振蕩強度較大時對應的著火滯燃期較短。由此可知,缸壓振蕩對縮短缸內著火滯燃期有益。

圖11 著火滯燃期隨噴油脈寬的變化規律

已有科研工作者指出,缸內壓力振蕩是預混燃燒產生的超聲速壓力波與擴散燃燒火焰前鋒面相互碰撞造成的,振蕩的具體表現與環境條件、噴油參數和氣缸尺寸相關[16,20]。重型柴油機柴油噴霧撞壁強化霧化和油氣混合是預混燃燒產生的重要因素。低溫低密度低噴油壓力工況下,柴油注入缸內霧化困難,隨著液相噴霧到達氣缸壁面發生撞壁反彈,燃油液滴破碎得到強化,近壁面霧化效果加強,油氣混合速率加快,促進預混燃燒生成藍色反應波,反應波向主燃燒區域傳播,傳播速率超過當地聲速,甚至可以達到1 200 m/s以上,主燃燒擴散火焰前鋒面與反應波碰撞導致類似于爆炸的劇烈燃燒,造成缸壓振蕩。因此局部預混燃燒和主燃燒區域擴散燃燒的高速碰撞是爆震燃燒、缸壓振蕩的形成條件。

對于本試驗工況,噴油脈寬為3 500 μs時滯燃期為3.69 ms,即在缸內著火之前便停止噴油,由于燃油量少,霧化和著火效果好,缸內燃燒主要為預混燃燒,因此幾乎不發生缸壓振蕩。隨著噴油量的增多,燃油注入缸內后油束霧化蒸發變差,噴霧貫穿距離延長,撞壁后近壁面的預混合燃燒反應波傳遞到主燃燒區域,因此缸壓振蕩增強,燃燒放熱量增大,同時縮短了著火滯燃期。然而,過多的燃油噴射量會導致油束更加難以霧化,主燃燒區域的擴散燃燒火核難以形成,擴散燃燒比例相對下降,滯燃期延長,缸壓振蕩強度下降,同時由于更多燃油沒有完全燃燒,放熱效率下降,累計放熱量增長幅度有限。另外,通過缸內壓力可以得到不同噴油脈寬下缸內燃燒的平均指示壓力,如圖12所示。隨著噴油量的增多,平均指示壓力先增大,之后基本穩定在0.65～0.72 MPa之間,表明燃油量的增多并沒有表現出理想的做功能力,壓力振蕩的減弱對燃燒效率有不利影響。

圖12 平均指示壓力隨噴油脈寬的變化規律

2.3 排放特性

除了研究缸內壓力及燃燒放熱規律外,燃燒階段缸內生成物的變化規律也值得深入探究。從污染物排放的角度分析缸內燃燒時局部熱力狀態變化,從而更加深入地揭示缸內壓力振蕩機制。以NOx和Soot為特征變量,通過排放物分析儀得到缸內燃燒后NOx和Soot的排放水平,圖13示出NOx排放量及煙度隨噴油持續期的變化。由圖13可以看出,NOx和Soot的排放呈現出截然不同的趨勢:隨著噴油量的增多,NOx排放量先增加后減少,在噴油脈寬4 500 μs時達到排放量的拐點;而煙度則持續增加,在噴油脈寬為4 500 μs前增長速率較小,在其之后速率急劇增大,即4 500 μs是煙度增長速率的拐點。根據缸內排放物生成機理可知,噴油量較少時,燃料空氣比較低,缸內局部當量比較低,形成高溫富氧環境,此時有利于NOx的生成,且預混燃燒占比較大,燃燒效率高,因此Soot生成量很少。隨著噴油量的增多,缸內壓力振蕩現象在噴油脈寬為4 500 μs時變得劇烈,預混火焰反應波與擴散火焰碰撞發生類似于爆炸的劇烈燃燒,局部氧含量迅速降低,局部當量比上升,燃燒效率降低,高溫缺氧環境促進了Soot的生成,同時NOx生成速率也顯著降低,故在4 500 μs噴油脈寬之后呈現出與曲線前段截然不同的規律。

從缸內壓力曲線和燃燒生成物的分析結果可知,當噴油量過小時,缸內燃燒微弱,燃燒峰值壓力較低,發動機動力不足,即便缸內壓力波動平緩也無法滿足發動機動力需求。噴油量過多時,缸壓振蕩現象可以被顯著“優化”,但是過量燃油導致缸內當量比增加,燃燒所需空氣量不足,大量燃油的不完全燃燒導致Soot排放急劇增大,同樣體現出不良燃燒后果。宏觀上看,缸壓振蕩強度處于峰值點位置時燃燒產物NOx呈現下降趨勢,且Soot量處于較低水平,缸壓振蕩現象體現出對燃燒排放物優化的有利效果,這一點在Kyrtatos等[6-7]的研究中可以得到驗證。因此,低轉速工況下柴油發動機缸內壓力振蕩和污染物排放量顯現出一種競爭權衡關系,這為發動機噴油脈寬的選擇提供了參考。

3 結論

基于單缸柴油發動機進行試驗研究,從缸內壓力振蕩的頻率特性、燃燒放熱規律以及排放特性三方面綜合分析了柴油機低轉速工況下噴油量對缸內振蕩的影響,得出以下結論:

a) 隨著噴油量的增多,缸內壓力出現明顯振蕩現象,且缸壓振蕩強度先增強后減弱,試驗工況下噴油脈寬5 000 μs是振蕩幅度曲線變化拐點;同時缸壓振蕩頻率主要分布頻段為3 000～5 000 Hz;

b) 缸內燃燒放熱各性能指標與缸壓振蕩的變化規律呈現高度一致性,適當強度的缸壓振蕩有利于提高缸內燃燒效率;當噴油脈寬從3 500 μs增加到4 500 μs左右時,隨著噴油量的增多,缸壓振蕩逐漸增強,壓力升高率變化幅度隨之變大,而著火滯燃期則明顯縮短,燃燒和平均指示壓力顯著增大;隨著繼續增大噴油脈寬,缸壓振蕩強度逐漸開始減弱,此時壓力升高率變化也隨之減弱,滯燃期、累計放熱量和平均指示壓力變化不再明顯;

c) 污染物排放量與缸壓振蕩強度相關,由于Soot生成需要高溫缺氧環境,而NOx生成需要高溫富氧條件,兩者生成量呈現截然不同的變化規律;缸壓振蕩導致火焰局部當量比升高,化學條件從高溫富氧向高溫缺氧轉變,因此在4 500 μs之后隨著缸壓振蕩的增強NOx排放量降低,而Soot排放量大幅增加。