刘胜吉， 赵宇超， 刘荣利， 王建， 孙永福

(1.江苏大学 汽车与交通工程学院， 江苏 镇江 212013； 2.隆鑫通用动力股份有限公司， 重庆 400052)

基于排放特性的小型风冷柴油机燃烧过程研究

刘胜吉1， 赵宇超1， 刘荣利2， 王建1， 孙永福1

(1.江苏大学 汽车与交通工程学院， 江苏 镇江 212013； 2.隆鑫通用动力股份有限公司， 重庆 400052)

小型风冷柴油机受结构限制，中小负荷冷却强度偏大，使柴油机CO、HC的比排放偏高。为了探索CO、HC的生成机理，达到中国非道路柴油机第3阶段排放标准，以186F风冷柴油机为研究对象，研究了不同压缩比、有无排气再循环(EGR)试验条件下的污染物排放特性。结果表明，不同方案的NOx比排放变化率不超过4%，两种压缩比对比结果为：CO、HC的排放分别变化了41.1%和53.9%；有无EGR方案CO、HC的排放分别变化了19.5%和22.5%。通过示功图分析得出结论：CO、HC的生成量主要与滞燃期内的压缩温度有关，在10%负荷工况下压缩终了温度达860 K以上，可有效降低CO、HC的排放；通过不同技术方案协同优化燃烧过程，可使柴油机整机比排放低于中国非道路柴油机第3阶段排放限值。

动力机械工程； 小型风冷柴油机； 燃烧； 排放； 温度

0 引言

中国小功率非道路柴油机多为单缸柴油机，具有结构简单、配套灵活、便于维修的特点，常用于小型农业机械、工程机械、发电机组等[1]。我国是农业大国，且基础建设任务重，单缸柴油机使用较为普遍，因此生产、使用量都较大。据相关统计数据，中国单缸柴油机年产量已经达到世界年产量的80%以上[2]。20世纪90年代初国外风冷单缸柴油机机型不断出新，到90年代末我国也开始生产，年产量不断增加[3-4]，至今单缸风冷柴油机年产已达近200万台，国内和国外市场都有增长的趋势。特别是美国、欧盟等高端市场，单缸柴油机多以小型风冷机型为主。如美国环境保护署公布的通过第4阶段排放认证的单缸柴油机，包括日本久保田、洋马以及德国赫兹和美国科勒公司的产品，都为风冷机型[5]。

美国是最早对19 kW以下非道路柴油机实施排放要求的国家，目前也是排放限值和实施最严的国家[6]。我国2007年开始对非道路柴油机实施排放标准，并计划于2015年10月1日实施非道路柴油机排放第3阶段标准[7]，对19 kW以下柴油机HC+NOx的排放与美国限值相同，但颗粒物(PM)限值宽于美国(由于两国非道路柴油机的燃料成分不同等多种原因，同一机器美国实验室的实验数据低于中国，PM达标的难度相当[8-9])，但标准中CO的排放限值严于美国，其中小于8 kW功率段柴油机的CO排放限值是5.5 g/(kW·h)，比美国的限值8.0 g/(kW·h)低很多，因此中国第3阶段排放标准对小功率柴油机的排放限值已是世界最严的排放法规之一。纵观国内外对柴油机排放的研究，大多围绕NOx和PM展开，对CO、HC的研究报道相对较少。小型风冷柴油机缸径小、燃烧室面容比相对较大，因此散热量大，特别是受结构的限制，中小负荷工况下的冷却强度过大、散热量更大，使缸内温度低，中小负荷工况下CO、HC等排放物浓度较大，使得柴油机CO、HC的排放高，达到中国第3阶段排放标准特别困难。本文以186F柴油机为试验对象，基于不同试验方案下的排放特性，通过对缸内燃烧过程进行分析，探索中小负荷工况下CO、HC的生成机理，研究整机排放量值与燃烧过程的关系及低排放的燃烧条件，以期为小型风冷柴油机的低排放研究提供理论参考依据和技术支撑。

1 试验内容

1.1 试验样机与研究方案

本文的试验样机为某企业新研发的186F柴油机，其基本参数如表1所示。试验设备采用CWF-9电涡流测功机、MCS-960燃油耗仪、MEXA-7200D气体分析仪、AVL-472颗粒采样系统、6052C缸压传感器及DEWE-800燃烧分析仪，试验台架示意图如图1所示。

进行不同燃烧室凹坑容积、压缩比等参数及有无排气再循环(EGR)的试验对比，具体结构和参数如表2所示。由于本文重点研究不同排放特性下的缸内燃烧情况，选取多个方案中的3种典型方案参数进行研究，使其排放特性具有代表性。其中：方案1是原机；方案2是缩小活塞顶面的凹坑容积，同时通过改变进排气门的下沉量、减小余隙来减小燃烧室容积，从而提高柴油机压缩比；方案3是在方案2的基础上，在原机罩壳的壁上加工出联接通道(铸造有加工的通道结构)以实现EGR，将少量排气道内的废气通过通道引入进气道中，EGR不带冷却且EGR率通过通道孔的直径大小来控制，方案3中孔的直径为5 mm. 在保证以上3种方案的动力性能一致的情况下，进行柴油机排放试验和气缸压力采集试验，并通过油耗仪测取不同工况下的比油耗。排放试验按国家标准GB 20891—2014规定的八工况循环进行测试，分别在标定转速3 60 0r/min下100%、75%、50%、10%负荷，最大扭矩转速2 750 r/min下100%、75%、50%负荷和怠速工况(工况号依次记为1～8)时测取CO、HC和NOx气体排放和颗粒浓度，并计算整机气体和颗粒的比排放。

1.2 试验结果及排放特性分析

图2为样机在3种不同试验方案下8个不同工况点的CO 、HC、NOx排放浓度变化情况。从图2中可以看出，3种方案下的CO和HC浓度在大负荷(100%、75%，工况1、工况2和工况5、工况6)及最大扭矩点中等负荷(工况7)时较小，在怠速(工况8)下CO有所升高且差异增加，而在标定转速、中小负荷(50%、10%，工况3、工况4)时CO和HC急剧增加且相差较为明显。

在10%负荷下，方案2和方案1相比、方案3和方案2相比，CO浓度的下降率分别为41%和15%，HC浓度的下降率分别为63%和23%，因此标定转速、中小负荷工况下CO、HC浓度的差异性在很大程度上决定了整机的比排放。而NOx的排放特性不同于CO、HC，其主要在大负荷工况下产生，且在不同方案下的排放浓度变化率集中在10%以内，由于单缸柴油机供油提前角的各工况都是定值，不同负荷的最大扭矩转速工况的NOx排放都高于标定转速工况的数值。

从图3可以看出，方案2和方案3下各工况点的比油耗均小于方案1，其中10%负荷下的油耗最高，但变化率仅为2.3%和1.8%，说明压缩比及使用EGR对柴油机经济性的影响较小，但排放性能的差异明显。

表3是不同方案的柴油机排放物的整机比排放值(八工况循环试验)。由表3可见，3个方案下的NOx比排放基本相同，最大变化率不超过4%，而CO、HC的比排放差别较大，主要是由中小负荷工况下的排放浓度所决定的，PM比排放的趋势与HC一致。对于方案1、方案2、方案3，后者相比于前者，CO比排放的下降率分别为41.1%和19.5%，HC比排放的下降率分别为53.9%和22.5%.

2 燃烧过程分析

2.1 缸内压力分析

图4是不同方案在不同负荷工况的缸内压力随曲轴转角的变化情况。从图4中可以看出，在标定转速下，3种方案的100%负荷时缸内压力除压缩比不同使压缩压力有差异外，曲线走势、峰值、谷值均较为接近，对比于10%、50%负荷时的缸内压力曲线，压缩比的变化及有无EGR对大负荷下的缸内燃烧情况影响较小。由于NOx主要在大负荷下产生，从而决定了标定工况下NOx的排放浓度相差不大，而CO、HC主要在中小负荷下产生，图中10%、50%负荷时的缸内压力曲线差别较大，形成的CO、HC排放量值差异也较大。方案2、方案3相对于方案1，由于燃烧室的容积减小、压缩比增加，缸内压缩压力明显提高，从而减少了中小负荷下过稀混合气难以着火的区域，有利于减少未燃HC的排放[10]。

另外，在中小负荷工况下，方案2相比于方案1，图4中曲线上压力突然上升的拐点所对应的曲轴转角较为提前，这是缸内较早燃烧在缸压曲线上的直观反映，说明在供油提前角相同情况下缸内工质的着火滞燃期缩短，较早地着火燃烧，这不仅有利于预混燃料的有效燃烧、降低未燃HC的排放，而且有利于扩散燃烧、减少燃料后燃的概率以及CO氧化和燃料完全燃烧，从而降低CO、HC排放。

图5是不同方案下缸内压缩终了温度随负荷的变化关系图。由图5可见：方案2相对于方案1，由于压缩比的提高，各工况点的压缩终了温度上升明显；方案3相对于方案2，由于残余废气的引入提高了压缩始点的温度，压缩终了温度也有明显提高。在标定转速、中小负荷下，压缩终了温度急剧下降，变化率接近10%，说明随着负荷的减小，压缩终了温度受机器缸壁散热影响愈加严重，是影响CO、HC排放的重要原因。

2.2 缸内平均温度分析

在柴油机的实际混合气的形成和燃烧过程中，影响CO排放浓度的因素是多方面和错综复杂的，但是根本因素是温度、供氧情况和反应时间[11]。对于3种方案而言，在中小负荷下的燃油消耗基本一致，过量空气系数相差不大、影响较小[12]，且相同转速、相同供油提前角决定了混合物反应时间的基本一致，因此温度是中小负荷下CO排放浓度差异的决定性因素。由于柴油机燃烧室内的缝隙容积和缸壁附近多为新鲜空气，缝隙和激冷层对HC的排放影响很小，未燃HC的生成主要是因为柴油机在接近压缩终了后才喷射燃油，燃油和空气混合不均，温度超出富燃极限或稀燃极限，使燃料在空气中不能燃烧或不能完全燃烧而产生未燃HC[13]。

图6所示为不同方案在不同负荷工况下缸内平均温度随曲轴转角的变化曲线图，其中，曲线“第1峰”峰值反映了压缩终了时刻的温度，与柴油机压缩比及进气温度有关。由于燃油着火前发生雾化使油粒表面蒸发、油滴汽化、吸收汽化潜热，导致缸内平均温度有所下降，使“第1峰”峰值偏离上止点。从图6中可以看出，3个不同方案下的压缩温度有较大差异，且随着负荷率的减小，相差越为明显，与图4中缸压曲线压缩段的走势一致。其中：在10%负荷下，方案2相比于方案1，压缩终了温度增加了79 ℃、提高了10.1%，原因是燃烧室容积的减小使柴油机压缩比增大、压缩过程中挤流及紊流运动加强，导致缸内平均温度提高；方案3相比于方案2，压缩终了温度增加了90 ℃、提高了10.5%，原因是方案3采用的气门罩壳带有内部EGR，使上一循环的少量废气和新鲜空气一起进入缸内，增加了气体初始温度，使压缩终了温度有明显提高。

将缸内的平均温度特性与排放特性、缸内压力进行对比分析可知，小负荷工况下不同方案的CO、HC生成量的差异与缸内压缩温度有着直接关系，由于压缩终了的缸内温度直接影响混合气的滞燃期，也同时决定了滞燃期内喷油量的多少，从而影响燃烧进程，进而影响排放物CO、HC的生成。一方面，当压缩温度较低时滞燃期增大，滞燃期内喷油量也会增加，而由于小负荷工况下的喷油压力较低，喷注的尾部和核心部位雾化不良造成较多的混合气过浓区域，以及喷注前峰燃油堆积于燃烧室壁面上、来不及与空气混合形成局部过浓区域，都会超过此时缸内的富燃极限，无法着火燃烧，从而产生未燃HC[14-15]；另一方面，小负荷工况下的过量空气系数较大，燃烧室内存在相当多的混合气过稀区域，如活塞的顶隙区、火力岸圆周侧隙区、靠近喷孔喷雾锥顶附近的区域，这些部位燃油较少、容易形成较稀区，而缸内较低的压缩温度决定了较大的稀燃下限，这部分混合气不能燃烧或不能完全燃烧，即产生未燃HC，且这部分HC排放量与滞燃期内形成的过稀混合气的量有关，滞燃期的增大会使过稀混合气增加，HC排放也相应地增加，是柴油机HC排放源相当重要的部分[16-17]。此外，较低的压缩温度导致滞燃期内的喷油量增加，使扩散燃烧阶段的混合气中混有较多的预混燃烧产物，局部缺氧严重，火焰在低温区和稀混合区淬熄的现象增加，CO无法氧化成CO2，最终仍以CO的形式排出。

从图6中还可以看出，在10%负荷工况下，方案2和方案3的平均最高燃烧温度(曲线“第1峰”峰值)高于方案1约90℃，这是由预混喷油量、滞燃期及缸内着火温度等参数共同决定的，而由于EGR提高了混合气的比热容，抑制了最高燃烧温度，使得方案3与方案2基本相同。缸内燃烧温度的提高可以加快CO的氧化速度、降低转化时间、提高转化率，使更多的CO可以在合适的温度条件下被氧化成CO2[18]。相对于方案1和方案2，方案3在整个燃烧阶段都有较明显的缸内温度优势，缸内低温区也会相对减少较多，降低缸内失火及火焰淬熄的概率，且混合气完全燃烧的浓度范围较宽，这也是在小负荷工况下CO排放浓度较低的重要原因[9]。同样地，燃烧温度的提高能够扩大稀燃的范围，促进燃烧室壁面处的稀混合气有效燃烧，同时又能扩大富燃极限范围，促进浓混合气的提高，在较宽的混合气浓度范围内使燃料完全燃烧，从而降低HC浓度。

2.3 放热规律分析

图7所示为不同方案在标定转速时10%、50%、100%负荷工况下的放热规律曲线图，通常，图中的“第1峰”代表预混燃烧，其峰值大小反映了缸内燃烧速度的快慢。从图7中可以看出：在100%负荷工况下，3个方案下的“第1峰”峰值基本相同；而在10%、50%负荷下，方案3的峰值明显小于方案1和方案2. 究其原因，一方面是由于方案3在中小负荷下的压缩压力和压缩温度较高、滞燃期短，较早地形成了局部着火，在此期间燃油与空气的混合数量较少，导致缸内燃烧速率较慢；另一方面是由于进气中引入的废气减缓了缸内燃烧速度，降低了缸内最高爆发压力，导致放热速率的峰值下降。

在10%负荷工况下，3个方案的放热始点分别为7°CA、5°CA和3°CA，其中将放热始点定义为放热速率突升时所对应的曲轴转角，说明随着压缩温度的提高、滞燃期逐渐缩短，这有利于减少滞燃期内过浓或过稀混合气的形成，减少未燃HC的生成量。另外，在滞燃期内，喷入气缸的燃料会发生蒸发吸热，相比于方案1和方案2，方案3在放热始点前存在一段较为明显的放热速率下降过程，说明方案3喷入的燃油蒸发迅速，燃油蒸气能够与空气较好地混合，减少了混合不均的区域，有助于减少因超过富燃或稀燃极限不能着火燃烧而产生的未燃HC；同时燃油喷雾的良好蒸发有助于减少着壁油膜的累积，由于滞燃期缸内温度较低，冷壁上的油膜蒸发较慢，极易造成部分燃油来不及参加混合和燃烧，而缸内压缩温度的提高可以加快先期的氧化反应、加速油膜的蒸发、减少未燃HC并提高燃烧效率。可见，压缩温度对滞燃期、混合气的形成影响较大，也间接地对滞燃期内HC的生成量有着重要影响。

根据喷油系统的参数可得到出油阀紧帽的出油口到喷油器盛油槽的长度，由此可计算得到喷油延迟期、确定喷油始点[19]，进而由放热规律的燃烧始点可得出不同方案下各个工况点的着火滞燃期(见表4)。从表4中可以看出，同一方案在同一转速下的滞燃期随着负荷的减小而延长，不同方案在同一工况下的滞燃期也有较明显的差别。方案3相对于方案1和方案2，在8个工况点上都有较短的滞燃期，对比不同负荷下的放热规律可以发现，随着负荷的减小，缸内燃烧及排放物的生成量对滞燃期愈加敏感，滞燃期对小负荷工况下的CO、HC生成影响较大。

将燃烧后期放热速率接近0且趋于稳定时的曲轴转角定义为燃烧终点。在10%负荷工况下，3个方案的燃烧终点分别为42°CA、37°CA和38°CA，三者此时对应的缸内平均温度分别为890 K、993 K和1 027 K. 可见方案1的后燃严重，在燃烧末期不能及时放出热量，缸内的平均温度偏低，造成了部分燃料无法完全燃烧，未燃HC增加，较多的CO失去温度条件、无法氧化成CO2而排出。此时缸内温度过低的区域增加，火焰发生淬熄的概率也大大增加，进一步增加了CO排放。对于方案3，虽然后燃情况稍严重于方案2，但燃烧末期的缸内温度较高、化学反应较为活跃，提高了反应物之间的有效碰撞和反应速率，实际混合气的形成和燃烧较好，有利于后期燃料的完全燃烧，从而降低HC及CO排放[20]。

综合以上分析可知：缸内温度对混合气的形成、燃烧过程及CO、HC的生成有着重要影响，其中压缩温度重点影响滞燃期内HC的生成，对比各工况下的排放浓度，在标定转速10%负荷工况下影响较大，对其余工况点基本没有影响；着火后的缸内燃烧温度则重点影响CO的生成，且CO对温度较为敏感，CO排放浓度随负荷的减小而相差越大，尤其在标定转速、中小负荷工况下影响最为明显。对比各方案的整机比排放可知，方案3的 CO、HC排放值低，且各排放污染物的初次试验结果与排放限值比有较大的劣化余量，参考国内车用柴油机及已通过环保核准的非道路较大功率柴油机的劣化试验结果[21]，能够满足非道路国家第3阶段排放标准的要求。在此方案下，10%负荷下的缸内压缩终了温度约为949 K，能够有效缩短滞燃期、较好地抑制HC的生成，缸内最高燃烧温度为1 126 K，燃烧终点的温度为1 027 K，能够有效提高扩散燃烧后期CO的氧化能力、降低CO排放。

3 结论

1)小型风冷柴油机受结构的限制，中小负荷冷却强度偏大，使柴油机CO、HC的比排放偏高。通过提高压缩比和采用EGR等措施协同优化燃烧过程，可使186F柴油机整机CO、HC+NOx和PM排放为4.05 g/(kW·h)、6.26 g/(kW·h)和0.48 g/(kW·h)，低于中国非道路柴油机第3阶段排放标准限值。

2)提高压缩比、采用适量的EGR量，能显著提高柴油机缸内压缩终了的温度、减小燃烧的着火滞燃期，也能提高燃烧持续期内的温度、改善缸内燃烧条件、有效减少中小负荷下CO、HC的排放量。研究方案的试验结果表明：当压缩比提高到19.8、压缩终了温度提高到860 K以上时，再采用EGR后压缩温度可进一步提升，与压缩比为18.2的柴油机相比，NOx整机的比排放变化率不超过4%，而CO和HC的整机比排放变化率分别为41.1%、19.5%和53.9%、22.5%.

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ResearchonCombustionProcessofSmallAir-cooledDieselEngineBasedonEmissionCharacteristics

LIU Sheng-ji1， ZHAO Yu-chao1， LIU Rong-li2, WANG Jian1， SUN Yong-fu1

(1.School of Automotive and Traffic Engineering，Jiangsu University，Zhenjiang 212013，Jiangsu，China； 2.Loncin Motor Co., Ltd.，Chongqing 400052，China)

Higher CO and HC emissions of small air-cooled diesel engine are due to the compact structure and high cooling intensity at small and medium loads. To explore the generation mechanisms of CO and HC, and meet China Ⅲ emission standard of non-road diesel engines, the emission characteristics of pollutants under different compression ratios and exhaust gas recirculation test conditions are studied for an 186F air-cooled diesel engine. The results show that the change in the specific emission of NOxis less than 4%, but the changes in the specific emissions of CO and HC are 41.1% and 53.9%, respectively, at two different compression ratios, which are 19.5% and 22.5%, respectively, without EGR. Through the analysis of indicator diagrams, it is concluded that the production of CO and HC is mainly related to the compression temperature during ignition delay. CO and HC emissions can be efficiently decreased when the temperature at the end of compression reaches to 860 K under 10% load. The emission values can be lower than the emission limits of CHINA Ⅲ emission standard based on the different technical schemes and the optimization of combustion process.

power machinery engineering; small air-cooled diesel engine; combustion; emission; temperature

TK421+.27

A

1000-1093(2017)12-2480-08

10.3969/j.issn.1000-1093.2017.12.023

2017-05-03

江苏高校优势学科建设工程项目(苏证办发[2015])； 江苏省重点研发计划项目(BE2015188)

刘胜吉(1958—)， 男， 教授， 博士生导师。 E-mail: liusj@ujs.edu.cn

赵宇超(1993—)， 男， 硕士研究生。 E-mail: 2450483006@qq.com