魏威，曾麗麗，呂鋒，李壯，張小姣，謝夏琳

(廣西玉柴機器股份有限公司，廣西 玉林 537005)

0 前言

為滿足國六排放標準要求，重型天然氣發(fā)動機采用當(dāng)量燃燒與廢氣再循環(huán)(EGR)組合的排放技術(shù)已成為天然氣重卡市場的主流。該類型發(fā)動機僅搭配三元催化器(TWC)即可滿足現(xiàn)階段污染物排放法規(guī)的要求。

但是，采用該排放技術(shù)路線的發(fā)動機存在一些問題，如隨著EGR率的增加，進氣氧含量降低，燃油經(jīng)濟性變差，發(fā)動機平均有效壓力的循環(huán)變動增大，燃燒穩(wěn)定性變差[1]。此外，EGR率越高，進氣溫度越低，相對濕度越大，進氣系統(tǒng)內(nèi)的水蒸氣越容易形成冷凝水[2]。冷凝水的增加，會影響到發(fā)動機的缸內(nèi)燃燒；同時，隨著缸內(nèi)進水量升高，發(fā)動機做功能力降低，缸內(nèi)熱負荷降低，缸內(nèi)平均湍動能也隨之降低[3]。因此，采用當(dāng)量燃燒與高EGR率組合的天然氣發(fā)動機，面臨著高EGR率和大量進水帶來燃燒惡化的風(fēng)險。

1 原因分析

在滿足國六排放法規(guī)的某款天然氣發(fā)動機的燃燒系統(tǒng)開發(fā)過程中，出現(xiàn)了第6缸爆壓低和放熱率低的現(xiàn)象，且隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速升高，第6缸與其他缸的差異不斷增大。該發(fā)動機在不同工況點時的EGR率如圖1所示，在不同轉(zhuǎn)速下各缸最大爆壓如圖2所示。經(jīng)初步分析，出現(xiàn)該現(xiàn)象的可能原因如下：① 第6缸的進氣混合不均勻；② 有較多冷凝水進入了第6缸。為了找到該型發(fā)動機缸壓不均勻的主要原因，首先對進氣系統(tǒng)內(nèi)燃氣、EGR廢氣與空氣的混合氣進行均勻性計算與分析，然后對進入氣缸的冷凝水進行均勻性計算與分析。

圖1 發(fā)動機在不同工況點時的EGR率

圖2 發(fā)動機在不同轉(zhuǎn)速下的各缸最大爆壓

2 計算模型及邊界條件

2.1 進氣均勻性計算

本文以上述6缸燃氣發(fā)動機為研究對象，采用一維和三維耦合計算分析方法對進氣均勻性進行研究，以提高計算的準確性。首先，利用AVL-BOOST軟件建立發(fā)動機的一維熱力學(xué)仿真模型，并用試驗數(shù)據(jù)標定；其次，利用AVL-FIRE軟件建立進氣系統(tǒng)的三維計算流體動力學(xué)(CFD)模型；最后，采用一維和三維耦合仿真分析方法對進氣系統(tǒng)進行瞬態(tài)模擬計算[4]。通過計算進行以下分析：① 采用三維CFD模型輸出各缸的瞬態(tài)混合氣和EGR質(zhì)量分數(shù)，經(jīng)過質(zhì)量加權(quán)平均，評價各缸相對平均值的偏差；② 通過三維CFD模型輸出各缸的瞬態(tài)進氣量，評價各缸進氣量相對平均值的偏差；③ 通過一維熱力學(xué)分析，得出發(fā)動機熱力學(xué)數(shù)據(jù)，評價其對發(fā)動機性能的影響。

發(fā)動機進氣系統(tǒng)的三維模型如圖3所示。從發(fā)動機冷卻中冷系統(tǒng)到進氣道前的區(qū)域，包含了節(jié)氣門前接管、節(jié)氣門、混合器、進氣接管和進氣總管等部件。本文對進氣系統(tǒng)原模型方案與優(yōu)化后的新模型方案進行仿真對比，其中原方案為目前正在使用的模型方案，新方案在進氣接管處采用了大拐彎設(shè)計，避免氣流直沖進入第6缸。在EGR系統(tǒng)入口及各缸歧管處進行流量和壓力邊界耦合，燃氣入口采用恒定的質(zhì)量流量邊界。

圖3 進氣系統(tǒng)模型方案

仿真計算選取了2個工況點，分別為轉(zhuǎn)速1 700 r/min的最高功率標定點和轉(zhuǎn)速1 200 r/min的低速最大扭矩點。在不同工況點，調(diào)整節(jié)氣門開度，最終使節(jié)氣門在2個工況點處的開度分別達到75°和39°。

2.2 進水均勻性計算

如果采用兩相流的方法對水蒸氣的冷凝、分布和運動規(guī)律進行完整的分析，計算過程相對復(fù)雜且耗時較長，無法滿足項目開發(fā)的進度和需求。因此，采用了一種簡化計算方法，其具體步驟如下：① 在接管中設(shè)置噴孔為持續(xù)噴水狀態(tài)；② 模擬混合氣中由水蒸氣冷凝成的水滴；③ 分析水滴的運動規(guī)律和分布趨勢。

進水均勻性計算模型如圖4所示，包括接管和總管。將模型的接管入口段向上延長0.5 m，并在接管入口附近設(shè)置噴孔，噴孔設(shè)置為三環(huán)結(jié)構(gòu)。由于接管的中心區(qū)域溫度較高，產(chǎn)生冷凝的風(fēng)險較低，因此接管中心區(qū)域不設(shè)置噴孔。計算工況轉(zhuǎn)速設(shè)置為1 700 r/min，采用三維瞬態(tài)計算類型，進出口邊界條件設(shè)置為一維熱力學(xué)仿真。通過計算，得到各缸的累積進水量，在各缸完成全部工作循環(huán)后，統(tǒng)計進水量，得到以下參數(shù)：① 總進水量與總噴水量的比值，反映各缸的總進水量情況；② 各缸進水量在總進水量中的占比及偏差，反映各缸進水量情況。

圖4 進水系統(tǒng)模型方案

3 進氣均勻性計算與分析

3.1 最高功率工況點的進氣均勻性分析

經(jīng)過仿真計算，可以得到2種方案在最高功率工況點的混合氣相關(guān)參數(shù)。各缸EGR率相對于總EGR率的偏差率如圖5所示。2種方案的EGR均勻性較好，且偏差率均在±1.5%以內(nèi)。

圖5 各缸EGR率的偏差率

各缸燃氣質(zhì)量分數(shù)的偏差率如圖6所示。2種進氣系統(tǒng)模型方案的燃氣均勻性都較好，且偏差率均在±1.5%以內(nèi)。2種方案均顯示，第6缸的燃氣質(zhì)量分數(shù)偏小，其最大偏差率在1.0%以內(nèi)。

圖6 各缸燃氣質(zhì)量分數(shù)偏差率

各缸進氣量的偏差率如圖7所示。2種方案的各缸進氣量偏差均較小，其偏差率基本在±0.5%以內(nèi)。

圖7 各缸進氣量偏差率

發(fā)動機在最高功率工況點的一維熱力學(xué)仿真計算結(jié)果見表1。由表可知，原方案的接管前后壓差為0.6 kPa，新方案的接管前后壓差為1.9 kPa。由于原方案進氣接管的進氣阻力較小，相對于新方案發(fā)動機，原方案發(fā)動機的比氣耗(BSGC)低，有效功率高，且進氣流量和EGR進氣流量均略高。

表1 最高功率工況點的一維熱力學(xué)計算結(jié)果

各缸瞬態(tài)EGR質(zhì)量分數(shù)如圖8所示。原方案第6缸瞬態(tài)EGR質(zhì)量分數(shù)的曲線波動幅度略大，新方案的曲線波動幅度較小。

圖8 各缸瞬態(tài)EGR質(zhì)量分數(shù)

各缸瞬態(tài)燃氣質(zhì)量分數(shù)如圖9所示。原方案第6缸的瞬態(tài)燃氣質(zhì)量分數(shù)曲線波動幅度較大，新方案的曲線波動幅度較小。

圖9 各缸瞬態(tài)燃氣質(zhì)量分數(shù)

3.2 最大扭矩工況點的進氣均勻性分析

經(jīng)過仿真計算，可以得到2種方案在最大扭矩工況點的混合氣相關(guān)參數(shù)。與最高功率工況點的進氣均勻性分析類似，在最大扭矩工況點時，發(fā)動機各缸EGR率偏差率如圖10所示。2種方案的EGR進氣均勻性較好，其最大偏差率在±1.5%以內(nèi)。

圖10 各缸EGR率偏差率

各缸燃氣質(zhì)量分數(shù)偏差率如圖11所示。2種方案的進氣均勻性較好，偏差率基本均在±1.5%以內(nèi)。此外，由仿真計算顯示，2種方案的第6缸的燃氣質(zhì)量分數(shù)均較小，其最大偏差率分別為-1.6%和-0.7%。

圖11 各缸燃氣質(zhì)量分數(shù)偏差率

各缸進氣質(zhì)量偏差率如圖12所示。2種方案的各缸進氣質(zhì)量偏差都很小，偏差率基本在±0.5%以內(nèi)。

圖12 各缸進氣質(zhì)量偏差率

發(fā)動機在最大扭矩工況點的一維熱力學(xué)計算結(jié)果見表2。計算結(jié)果表明，與最高功率工況點的情況一致，原方案的接管前后壓差小于新方案的接管前后壓差。在該工況點，原方案發(fā)動機有效功率、進氣流量和EGR進氣流量均略高。

表2 最大扭矩工況點的一維熱力學(xué)計算結(jié)果

4 進水均勻性計算與分析

綜上可知，發(fā)動機分別在最高功率工況點和最大扭矩工況點運行時，原方案的混合氣均勻性較好。因此，第6缸出現(xiàn)爆壓低和放熱率低的問題不是由EGR進氣造成的。本文進一步對各缸進水均勻性進行了分析，研究各缸的進水情況。

通過計算和分析累積判斷進水均勻性。各缸完成全部工作循環(huán)后的進水量如圖13所示。通過統(tǒng)計缸內(nèi)總進水量占噴水量的比值，發(fā)現(xiàn)2種方案的缸內(nèi)總進水量占總噴水量的比值分別為79.7%和41.3%，原方案的進水量較多。

圖13 各缸累積進水量(1 700 r/min)

各缸進水量占總進水量的比值如圖14所示。在原方案中，發(fā)動機的第5缸和第6缸的進水量占比較高，其中第6缸的進水量占比達到了26.9%。在新方案中，第4缸和第6缸的進水量較高，第6缸的進水量占比為22.7%。由此可得，原方案中第6缸進水較多，是導(dǎo)致第6缸出現(xiàn)爆壓低、放熱率低現(xiàn)象的主因。相比原方案，新方案的缸內(nèi)進水較少，各缸之間的進水占比均勻，解決了原方案第6缸進水較多的問題。

圖14 各缸進水量占比

5 試驗驗證

兩種方案的各缸最大爆壓情況如圖15所示。相較于原方案，新方案在最高功率工況點時，第6缸的最大爆壓略有提升；在最大扭矩工況點時，最大爆壓有較大提升，各缸爆壓的均勻性也有所改善。同時，由于受接管前后壓差增大的影響，相較于原方案，新方案氣缸內(nèi)的進氣壓力減小，發(fā)動機在高轉(zhuǎn)速時的性能改善效果不如在低轉(zhuǎn)速時明顯。

圖15 各缸最大爆壓的對比

6 結(jié)論

針對某款正在開發(fā)的天然氣發(fā)動機第6缸爆壓低和放熱率低的問題，通過仿真計算分析和試驗驗證，可得到以下結(jié)論：

(1)通過進氣均勻性計算，原計算模型方案和新計算模型方案的EGR進氣、混合氣進氣的均勻性均較好，該問題并非由進氣不均勻產(chǎn)生。

(2)通過進水均勻性計算與分析發(fā)現(xiàn)，原方案發(fā)動機不僅進水總量較多，且第6缸進水最多。因此可以判定，第6缸出現(xiàn)爆壓低、放熱率低的原因是缸內(nèi)進入的水量過多。新方案不僅能減少進水總量，也能控制第6缸的進水量，且各缸的進水量分配均勻。

(3)通過試驗驗證，新方案能改善各缸的爆壓均勻性，相較于高轉(zhuǎn)速，在低轉(zhuǎn)速時改善效果更加明顯。建議在新方案的基礎(chǔ)上，進一步優(yōu)化進氣接管的流體動力學(xué)設(shè)計，降低進氣阻力。