柴油-天然气双燃料（精选八篇）
柴油-天然气双燃料 篇1
1.1 传统燃料发动机面临的问题
随着时代的不断发展, 全世界人口也在不断增加, 对传统能源的消耗也不断增加, 全球都面临着能源危机, 石油资源可开采量也日益减少。因此传统燃料发动机面临的问题主要来自两个方面。一方面柴油作为一种石油资源, 全球油价不断攀升, 一度造成了严重“油荒”。
另一方面传统柴油机尾气排放污染问题。传统柴油机尾气污染物中含有氮氧化物 (NOx) 、二氧化碳, 未燃的碳氢化合物 (HC) 、微粒物 (PM) 等, 这些尾气排放危害成为人类生存环境的主污染物来源。在传统燃料的柴油机行业, 各类排放法规对污染物的控制越来越严格。因此, 改善柴油机污染势在必行。
1.2 新型燃料发动机发展前景
为了解决传统燃料发动机所面临的问题, 新型燃料发动机的研究得到日益关注。目前, 解决柴油机尾气污染问题的热门方法是使用替代燃料, 包括生物质燃料, LPG和天然气等。其中天然气具有清洁环保高效的优势, 受到越来越多研究者的关注, 已经成为发动机替代燃料研究热点。所以以天然气为代表的新型燃料发动机的发展前景是非常乐观的。
1.3 天然气发动机的特点分析
目前天然气发动机使用的燃料分为两种, 分别是气态天然气和液态天然气。甲烷 (CH4) 是天然气的主要成分, 通常占90%以上, 有些纯度高的天然气, 甲烷含量甚至达到95%~98%, 因此天然气的物理化学性质十分接近甲烷。与其它化学燃料相比, 它具有以下优点:
(1) 燃烧清洁。天然气单位能量中的碳元素含量低于其柴油和汽油, 因此百公里产生的CO2排放明显降低。
(2) 可在高压缩比条件下工作。天然气辛烷值很高, 约为130。因此天然气具有优良的抗暴性, 一方面发动机工作稳定, 压力升高速率平缓;另一方面, 可通过增大压缩比、改进点火提前角等方式改善混合气热值低, 进气效率低的缺陷, 提高天然气发动机的动力性。
(3) 天然气汽车冷启动性能好。
(4) 天然气射流发展速度快, 射流的贯穿距与锥角增加, 有利于缸内气流混合
(5) 天然气发动机比燃油发动机具有更宽的稀燃边界, 空燃比最大可达2.0, 放热率大, 燃烧迅速。
(6) 天然气发动机具有很高的经济效益, 据统计, 使用天然气比汽油节省50%的费用;车辆大修理时间较汽、柴油机延长20%以上, 润滑油更换周期延长到1.5万km, 维修保养费节约50%。
2 天然气发动机的分类
天然气发动机有很多应用形式, 可按不同应用形式, 如燃料, 进气方式等等分成很多种类, 如表1所示。
天然气可以引入到柴油机上成为天然气/柴油双燃料发动机。它采用柴油作为引燃燃料, 形成火焰花点燃天然气。改装好的气体机, 热效率与同排量柴油机相当, 碳烟颗粒NOx和CO2的排放显著降低。但是与传统柴油机相比, 中小负荷工况下的未燃气体排放会升高。这主要是因为, 较低的进气温度和较长的着火延迟期使得缸内的燃烧温度降低。另一个原因是微引燃柴油的喷雾贯穿距位置和雾化状况恶劣造成引燃火焰点在缸内不能平均分布。在中小负荷工况下采用废气循环技术 (EGR) , 可以提高燃烧温度, 降低未燃CH和CO的排放。增加引燃燃料量或者在天然气中掺入氢气都可以提高燃烧速率。柴油引燃式天然气发动机动力性能略微下降, 但是通过改进天然气直喷技术, 加强燃料的深度精炼, 优化燃料供给技术都可应对天然气燃料物理化学性质引起的功率下降现象。
天然气双燃料发动机是在天然气发动机应用早期, 由于加气站等基础设施建设不完善, 为了能够使汽车正常运行, 天然气发动机的开发主要是在原有的发动机上增加一套天然气系统, 这种发动机能够在汽油和天然气燃料之间切换使用, 目前出租车上用的主要是这种天然气发动机, 这种技术简单, 发展成熟。对于私家车而言, 由于天然气发动机系统占用后备箱很大空间, 目前还没有使用。
3 天然气/柴油双燃料发动机研究现状
近年来的研究热点是双燃料发动机的燃烧特性及排放特性、燃烧模型、稀燃技术、增压中冷技术、油气电子调节与控制、控制排放的缸内燃烧技术、机外催化技术和废气再循环技术等。天然气/柴油双燃料缸内射流发展混合过程对优化组织燃烧, 提高双燃料发动机动力性, 降低排放均有重要的影响。但是目前目前国内外针对双燃料发动机的研究多集中在发动机的性能研究, 针对双燃料缸内射流发展混合过程的研究还不够广泛和深入。
Abraham等开展了高压直喷气体射流的实验研究。1994年, 他通过研究气液两种射流, 发现得益于液体射流的高动量, 其与空气动量交换速度更快, 因此液体射流比气体射流更易于和环境气体混合。1996年, 他总结计算了气体入口速度与气体射流贯穿距之的经验公式。1997年, 他通过CFD模拟计算, 认为气体射流可使用尺度低于气体喷孔直径的计算网格。P.Ouellette等基于k-ε湍流模型, 利用数值模拟研究了缸内湍流, 喷射持续时间以及壁面等因素对天然气射流的速度场、贯穿距的影响。Timothy White利用纹影仪法, 背影法和数值计算方法研究了天然气/柴油双燃料射流的发展。设计加工了不同的双燃料喷射器结构, 分析了不同天然气, 柴油喷射位置, 喷射夹角距离等因素对射流的影响。Yu Jingzhou等利用平面激光诱导荧光测试技术 (PLIF) 研究了喷射压力与缸内背压不同比值下天然气撞击平面的射流结构变化以及射流与周围空气的相互作用。研究发现, 平面撞击有利于气体射流与环境气体的混合, 为气体机分层燃烧技术开展提供了技术基础。Yu Liu等利用纹影仪, 定容弹等实验设备, 用L型管道代替喷嘴研究了天然气喷射压力, 背压, 以环境因素对天然气射流发展, 天然气点火成功率, 天然气火焰生长速度的影响。Taib Mohamad等人提出, 由于天然气无色无味, 可将天然气射流导入水中, 从而拍摄天然气射流发展过程。作者将火花塞改装成为直喷天然气喷射器, 喷射压力在4-6MPa之间。天然气射流的涡流结构与天然气射流球形射流模型十分吻合。Xu Cheng等在背压为4MPa, 环境温度为850K条件下研究了不同气体射流喷射压力对喷孔内部的流动状态的影响, 结果显示, 喷孔出口速度大于入口速度, 而喷孔出口压力和出口温度则低于入口。Iman Chitsaz等利用纹影仪以及数值模拟手段, 研究了单燃料压缩天然气 (CNG) 射流发展过程, 研究发现, 较高的喷射压力与背压比值以及更大的天然气喷孔孔径会导致射流贯穿距显著增加, 但是射流初始发展阶段基本不受影响, 模拟结果与实验射流发展基本一致。Mingi Choi等结合PLIF实验数据, 针对气体燃料喷射优化了KIVA-3V的程序。Karri Keskinen等研究了喷嘴类型, 喷射压力, 喷射时刻对缸内混合气形成的影响。
国内江苏大学张州榕等利用纹影仪开展了天然气单燃料射流特性研究, 同时针对天然气/柴油双燃料同轴喷射器的喷孔几何位置因素开展了数值模拟研究。戴礼明等基于AVL-FIRE软件, 针对某型柴油机模型开展缸内高压直喷式天然气/柴油双燃料发动机不同天然气替代率对发动机燃烧和排放的影响开展数值模拟。王金华在定容弹上利用高速摄影纹影法片得到了不同喷射压力和背压下的射流贯穿距离、射流锥角和射流体积随时间变化的规律, 计算得到了射流内整体过量空气系数随时间变化的规律。
4 天然气/柴油双燃料发动机需要解决的问题
为降低排放, 缓解石油能源紧张的局面, 气体燃料受到了世界各国的重视和推广, 双燃料发动机技术不断完善, 但天然气/柴油双燃料发动机需要解决如下的问题:
1) 优化喷射器几何结构, 提高天然气/柴油双燃料混合和燃烧效果;
2) 设计天然气/柴油双燃料射流模拟模型, 验证实验结果;
3) 完善天然气/柴油双燃料发动机的排放特性。
5 结束语
随着世界传统能源的日益匮乏, 以及排放污染问题的日益加重, 天然气天然气/柴油双燃料发动机的开发和应用成为发动机行业新的研究热点。本文从传统传统燃料发动机面临的问题、新型燃料发动机发展前景和天然气发动机的特点分析了天然气/柴油双燃料发动机研究背景;综述了天然气/柴油双燃料发动机研究现状, 提出了天然气/柴油双燃料发动机需要继续研究的方面, 对开发和设计天然气/柴油双燃料发动机提供了一定的参考价值。
参考文献
[1]梁昱, 周立迎.双燃料发动机技术研究综述[J].贵州学院学报.2008, (3) :18-23.
[2]Karri Keskinen, Ossi Kaario, Mika Nuutinen, et al.Mixture formation in a direct injection gas engine:Numerical study on nozzle type, injection pressure and injection timing effects.Energy.Volume94, 1January 2016, Pages 542-556.
[3]张州榕, 王谦, 何志霞, 等.缸内高压直喷柴油/天然气喷射混合过程分析[J].工程热物理学报, 2015, (10) :2262.
柴油-天然气双燃料 篇2
1.改装方法
将小马力单缸柴油机改装为沼气—柴油双燃料发动机。在双燃料工作时，实际上是以沼气为主，只用少量柴油点燃受压缩的沼气和空气的混合气。柴油机改为沼气—柴油双燃料发动机时，原机压缩比（18∶22）和提前喷油角保持不变，主要对进气系统进行改装，在原机空气滤清器之后加装一个沼气、空气混合器装置。混合器由一个控制沼气供给量的手控阀门和一根三通管组成。
2.使用方法及注意事项
（1）沼气—柴油双燃料发动机操作使用方法。①启动。关闭沼气阀，按柴油机的启动方法，用柴油启动，操作方法与未改装前一样。②操作。启动后带上负荷，将柴油机油门放在合适位置（一般放在中间偏低一点的位置），待发动机运转正常后，慢慢地打开沼气阀输入沼气。输入沼气后，在调速器作用下供油量自动减少，发动机转速稳定。若输入沼气量过多，发动机会出现瞬时供油中断现象，产生断续的工作声。遇到这种情况，应随即将沼气阀略微关小，直到正常运转为止。在运转过程中，调整转速的方法与改装前一样，通过改变油门手柄位置来进行。随着双燃料发动机转速或负荷大小的改变，也要相应地开大或关小沼气阀，以保证双燃料发动机正常运转和有较好的节油效果。当双燃料发动机冷却水温低和小负荷运行时，节油效果较差。③停车。先关闭沼气阀，再关闭油门。
柴油汽车双燃料系统的研制 篇3
关键词：柴油LNG,双燃料,系统
随着地球石油资源的日益枯竭和生态环境恶化加剧, 人们越来越清醒地意识到燃料的结构调整和环境保护迫在眉睫。目前商用车市场上的重型载货车辆基本上都是大功率柴油机, 但随着柴油价格的攀升, 整车运行成本也越来越高, 如果完全置换为天然气发动机其成本会很高, 难度也很大。因此, 如何在不改变原有柴油机装置的情况下降低燃料成本是所有商用车企业面临的一大难题。而双燃料控制系统很好的解决了这一矛盾, 保证了原柴油车的整体结构与性能无任何改变。该系统让柴油和天然气混合燃烧, 也能在没有天然气的情况下还能正常使用柴油燃烧, 其最大优点是:在不改变原有动力性的前提下, 使燃料成本得到降低。随着双燃气发动机技术不断发展, 产品更新换代速度也在不断加快, 双燃料发动机是在原柴油发动机的基础上, 增加一套天然气供给系统和电控系统改装而成。改装后的发动机在工作时, 通过适当添加天然气燃料, 有目的的控制柴油喷射量, 降低了经济成本, 也降低了废气有害物质排放。
一、系统原理
双燃料发动机电控系统, 对原柴油车基本结构未作改动, 增加一套天然气供给系统 (天然气气瓶、减压器、过滤器、喷嘴组等) 以及一套电控系统 (电子控制单元 (ECU) 、传感器、线束等) 。改装后的发动机, 具有两种燃料工作模式 (纯柴油模式和柴油+天然气模式) , 并可以在两种模式之间自由进行转换, 以灵活使用所携带的燃料。先进的电子控制, 实现了双燃料各种工况下对燃料配比的合理调节, 保证了燃料燃烧的高效率、低排放, 以实现大幅度节约燃料成本和降低排放污染的目的。
双燃料发动机ECU根据发动机不同的工况条件, 在保证发动机动力基础上, 按照柴油优先控制策略, 适当混入天然气燃料, 减少柴油的消耗量, 降低燃料成本。
由于柴油发动机是使用柴油压缩燃烧的方法做功产生动力。天然气的燃点比柴油要高得多, 压缩后必须要用引燃的方法才做功产生动力。所以双燃料的原理是, 利用柴油压缩燃烧后产生的高能火花点燃进入气缸的天然气混合气, 满足了天然气燃烧的必要条件, 提高了天然气的燃烧效率。
在双燃料模式下, 双燃料发动机电控系统会实时采集发动机的运行参数, 根据智能控制算法, 确定柴油与天然气的比例, 使发动机运行在理想状态。
二、柴油/LNG燃料供给控制系统方案设计
目前国内柴油/天然气双燃料系统处于起步阶段, 技术尚不成熟, 无整车出售, 没有可以直接借鉴的产品。针对研制什么类型的柴油/LNG双燃料系统提出了各种方案, 最终归纳整理出双燃料ECU不接管原车ECU喷油驱动, 在原车喷油器电磁阀处强行截断缩短喷油器通电供油时间, 同时实施天然气供给控制和双燃料ECU接管原车ECU喷油驱动, 喷油、供气全由双燃料ECU直接控制这2套方案。
根据以上2套方案, 对比试验分析:
1.“双燃料ECU不接管原车ECU喷油驱动控制柴油喷射、天然气供气”方案
该方案的天然气供给与调节系统包括电磁阀、减压器、气轨、混合器等, 天然气经电磁阀进入减压器, 降至设定压力, 再经气轨进入混合器与空气混合, 形成均匀混合气后进入气缸。双燃料ECU依据发动机的转速 (负荷) 、进气温度和压力的变化强行截断原车ECU输出的喷油脉宽, 减少喷油器的喷油量。柴油压缩着火引燃天然气完成整个燃烧过程。起动时以纯柴油工作, 当发动机水温足以将低温LNG加温至发动机所需的温度时, 双燃料ECU发出指令, 打开电磁阀, 使其自动转为双燃料工作方式。当燃气转换开关转换到纯柴油模式时, 双燃料ECU发出指令, 关闭电磁阀, 恢复纯柴油的工作模式。见图1。
(图1) 控制不接管式双燃料系统试验分析
分别以纯柴油模式和双燃料模式下进行台架试验, 标定双燃料ECU在各类工况下的天然气供气参数和喷油器电磁阀喷油脉宽参数;发动机功率损失:较纯柴油模式下降10%;
LNG替代率:70%;
燃料消耗成本:较纯柴油模式下降21%。
优点:控制技术较为简单, 容易实现。
缺点:发动机燃料形态发生改变后, 柴油喷油提前角不能22改变, 发动机油量、气量不易控制, 容易出现爆震。
2.“双燃料ECU接管原车ECU喷油驱动控制柴油喷射、天然气供气”方案
该方案与上述方案最大的不同就在于喷油器驱动线束不接入真正的喷油器, 而是接入双燃料ECU中的虚拟负载, 真实的喷油器由双燃料ECU接管 (见图2) 。
图2控制接管式双燃料系统试验分析
分别以纯柴油模式和双燃料模式进行台架试验, 标定双燃料ECU在各类工况下的天然气供气参数和喷油器电磁阀喷油脉宽、喷油提前角等工作参数;
发动机功率损失:较纯柴油模式下降8.5%;
LNG替代率:77%;
燃料消耗成本:较纯柴油模式下降30%。
优点:柴油喷射提前角在燃料形态发生改变以后可根据工况柔性调节, 天然气喷射起始角度可任意设定, 发动机油量、气量容易控制, 不产生爆震。
缺点:要接管原车ECU喷油驱动, 控制技术较为复杂。
三、LNG供气系统配置的选择
根据国内目前LNG供气系统及其部件的供应情况, 结合市场调查, 搭配选择各类部件, “基本配置”和“多功能配置”2套方案, 并分别进行了调查分析。
1.“基本配置”方案1 (见图3)
2.“多功能配置”方案 (见图4)
3. LNG供气系统配置调查分析
(1) 基本配置
瓶上设有一级安全阀, 气瓶加液时, 打开手动放空阀经回气座排除气瓶内压力为零, 然后经加液座加液;气瓶出液, 打开手动出液阀, 经汽化器汽化, 调压阀减压, 向发动机供应气态LNG。充液组件装有2块压力表, 充液时可以观察气瓶和缓冲罐的压力。
优点:成本低, 重量小, 可满足供气的基本需要。
缺点:功能少, 不能完全满足使用要求。
(2) 多功能配置
在“基本配置”方案的基础上增加了一些部件。设有两级安全阀, 起到双重保护作用;增加了经济调节器和过流阀, 可向发动机供应气瓶内汽化的LNG, 出液管爆裂时能够自动切断燃料供应;设有增压管路, 可将气瓶内残存的LNG汽化增压供给发动机;配有压力显示和液位计量系统, 可在驾驶室内观察气瓶压力;配有缓冲罐, 发动机启动用气量大时, 有足够早已汽化好的天然气供应。
优点:功能多, 可以完全满足使用要求。
缺点:结构复杂, 价格高, 重量大。
四、效果验证5
1. 使用效果
按照国家相关标准规定的试验方法, 将已安装双燃料系统的各类车型进行了台架性能试验、道路试验和油气消耗测试。
安装后, 发动机无爆震等任何异常现象。同时, 由于LNG以-162℃的形式储存, 纯净度极高, 燃烧后主要产生水和极少的二氧化碳, 不产生任何积碳, 从而有效避免了发动机最严重的磨损—磨粒磨损, 大大延长了发动机的使用寿命。
2. 经济效益分析 (见表1)
3. 社会效益 (见表2)
五、结论
随着地球石油资源的日益枯竭和生态环境恶化加剧, 人们越来越清醒地意识到燃料结构调整和环境保护迫在眉睫。柴油/LNG双燃料系统, 综合了柴油动力性好和LNG经济性好的优点, 具有安全、环保、经济优势。安装在柴油汽车上以后, 发动机功率损失可控制在10以内, 且无爆震等异常现象, LNG替代率在75%以上, 节省燃料费用30%以上。今年来, 积极参与LNG双燃料汽车的改装, 截止目前改装LNG车辆49台, 节省燃料费100多万元。运输公司汽车大修厂《柴油/LNG双燃料控制系统的研制》荣获湖北省质量管理QC小组活动三等奖, 活动小组荣获湖北省优秀质量管理活动小组。取得国家压力容器安装许可一级资质和柴油/LNG双燃料汽车改装经营许可。
柴油-天然气双燃料 篇4
随着汽车工业的迅猛发展, 汽车保有量迅速增加, 石油资源的逐渐枯竭和环境污染等问题给人们带来前所未有的挑战, 发展代用燃料显得极为重要。液化石油气具有抗爆性好、热值高、发火界限宽、着火温度高、污染少和易运输等特点, 是一种优质的车用燃料。柴油机被广泛应用于国民经济各个领域, 在人类生活中发挥着极其重要的作用, 然而大量使用柴油机造成的后果是石油资源消耗的急剧增加和环境污染的日益严重。柴油机燃用LPG/柴油双燃料取代纯柴油是解决能源短缺和降低排放污染的有效措施。
LPG/柴油双燃料发动机保留原柴油机的全部装置和功能, 增加了燃气供给系统、油气切换系统和油气控制系统, 对发动机的改造较简单。用柴油作引燃燃料, LPG作主体燃料, 采用原柴油机压燃的工作方式, 由柴油着火引燃LPG。这种双燃料发动机以其改装方便、经济性好、热效率高以及排放性能好等优点日益受到重视。近年来, 国外液化石油气汽车技术发展较快, 不仅在动力性和燃料经济性方面有显著提高, 而且在排放性能方面已列入“绿色汽车”行列, 技术相对成熟。我国对液化石油气汽车的研究大多只应用于汽油机, 以液化石油气对汽油的简单替代为主, 应用于柴油机的研究较少, 并未发挥液化石油气作为发动机燃料和LPG/柴油双燃料发动机的真正潜力。因此, 开展对液化石油气发动机基础工作的研究, 赶超国外先进水平, 已成为液化石油发动机研究迫在眉睫的任务[1,2,3,4,5,6,7]。
1 燃气供给系统的总体结构
1.1 原型机的选择
我国是一个农业大国, 随着农业机械化的迅速发展, 农用车和拖拉机的应用已经十分普遍。我国的单缸柴油机主要用于农用车和拖拉机, 产量已居世界第一位, 但整体技术水平落后于国外先进国家, 尤其在耗油率和尾气排放这两项主要性能指标上与国外同类产品相比更是相差甚远。
在整个社会对环保越来越重视的情况下, 各方都看到了单缸机行业的环保问题, 为此需要采取措施对单缸机进行改造。所以本文选取S195型柴油机为原型机, 给其增设一套液化石油气供给系统, 将其改装为双燃料发动机, 以实现良好的经济和环保效益。
1.2 燃气混合方式的确定
LPG/柴油双燃料发动机的供气方式分为进气管混合器供气、进气道直接喷射和缸内直接喷射技术等3种形式。由于进气道直接喷射和缸内直接喷射技术在国内外还处于研究阶段, 没有得到实际应用。考虑到成本及改装复杂程度的要求, 本文选用进气管混合器供气方式。该方式的双燃料发动机采用了原来的供油系统, 这样的双燃料发动机改装简单, 成本较低, 工作量较小, 工作较为可靠, 且能达到一定的排放要求, 与现阶段我国的实际情况相符。
1.3 燃气供给系统的结构组成
燃气供给系统包括LPG的存储、调节和供给等3部分, 系统结构如图1所示。
当启动发动机时, 打开充气阀门 (2) , 存储在LPG钢瓶中的LPG先经过LPG滤清器 (5) , 滤去杂质;再进入蒸发-预热器 (6) , LPG经预热蒸发变成气态;然后依次经过高压减压阀 (7) 和低压减压阀 (8) , 压力降到常压下;在供气量控制阀 (12) 的调节下, 一定流量的气态石油气在混合器 (11) 中与空气实现均匀混合, 在发动机进气冲程时进入发动机 (10) ;在压缩冲程的末期被喷油器 (9) 喷出的少量柴油引燃后燃烧做功。
1.LPG钢瓶 2.LPG充气阀 3.压力表 4.截止阀 5.LPG滤清器6.蒸发-预热器 7.高压减压阀 8.低压减压阀 9.柴油喷油器10.发动机 11.混合器 12.供气量控制阀
2 燃气供给系统零部件的设计与选型
2.1 LPG钢瓶
按照国家有关标准, 根据设计要求, 选取广庆 (安徽) 燃气技术有限公司制造的国产LPG钢瓶集成阀总成。该总成由CYSW314钢瓶、安全阀、机动车用LPG加气口、出气端快装接头及相应的配件组成。其中, 钢瓶的公称容积为60L, 工作温度为-40～+60℃, 工作压力为2.2MPa, 安全阀开启压力为2.5±0.2 MPa, 最大充装容积为钢瓶容积的80%。
2.2 截止阀
气瓶到LPG滤清器之间应设置手动截止阀, 又称主气阀。当LPG汽车因加气、修理或入库停车时, 用来截止气瓶到LPG滤清器之间的联结。本文选用的是石家庄市阀门二厂生产的外螺纹角式截止阀, 其型号为JL24H-320, 公称通径为6mm, 公称压力为32MPa, 高为160mm, 适用温度为-30～+50℃。
2.3 LPG滤清器
为了保证气路的顺畅, LPG在进入蒸发减压前需滤去其中的杂质。本文选用美国IMPCO科技公司制造的MODEL.VFF30真空燃料阀/过滤器。它使用硅胶和硅酮有机膜片, 过滤精度为40μm, 运行温度范围为-40～+121℃。
2.4 蒸发-预热器
液化石油气在蒸发汽化时要吸收大量的热量。车用液化石油气必须加装预热器, 对液化石油气加热, 使其能够克服在节流蒸发时产生的低温冷冻现象。本文设计了蒸发-预热器, 由蒸发器和预热器两部分组成。蒸发器的功能是将LPG变为气态, 同时具有减压的作用。通过蒸发器节流环的作用, 使2.2MPa的液化石油气变为0.8MPa气态石油气。与此同时, 蒸发要吸收大量的热量, 这些热量由螺旋管式[8]的预热器提供。其结构如图2所示。
1.密封垫片 2.出水管接头 3.卡簧 4.节流环 5.接头螺母6.预热器盖 7.密封圈 8.进水管接头 9.密封螺母10.LPG螺旋管 11.密封圈 12.预热器体
主要设计参数如下:
LPG进口温度/℃:15
LPG出口温度/℃:50
水进口温度/℃:90
水出口温度/℃:75.5
LPG流量/kg·h-1:6.33
水流量/kg·h-1:54
换热量/W:92.7
换热面积/m2:0.0593
节流口直径/m:0.31×10-3
2.5 减压阀
高压的液化石油气不便于直接在柴油机中燃烧, 工作时一般将LPG的压力降到大气压或稍低于大气压, 因此在燃气供给系统中必须要有减压阀。本文设计的燃气系统减压由高压减压器和低压减压器联合实现[9,10], 其结构如图3所示。高压减压阀的主要设计参数为:
阀流通面积/mm2:113
阀开启高度/mm:3
公称直径/mm:12
调节弹簧负荷/N:720
调节弹簧丝直径/mm:6
调节弹簧中径/mm:24
膜片厚度/mm:1
加热水腔直径/mm:6
1. 下阀盖 2.平衡弹簧 3.阀杆 4.阀杆螺母 5.膜片6.压力调节弹簧下座 7.压力调节弹簧 8.压力调节弹簧上座9.伞形手轮 10.调压螺杆 11.锁紧螺母 12.锁紧垫片13.上阀盖 14.螺栓 15.弹簧垫圈 16.垫片 17.螺母18.阀体 19.平衡弹簧上座 20.O型密封圈21.密封垫片 22.平衡弹簧下座
高压减压阀左端与经过蒸发-预热器变为气态的高压LPG相连, 进入高压减压阀的LPG通过阀 (20) 进入高压减压阀的低压腔中, 然后由高压减压阀右端的出口恒压输出。整个机构中, 压力调节弹簧 (7) 的弹簧力、膜片 (5) 通过阀杆 (3) 作用在阀 (20) 上的力和平衡弹簧 (2) 作用于阀 (20) 上的力, 3个力保持平衡。当输出气量增大时, 出口端压力下降, 系统中原有的压力平衡被破坏, 膜片 (5) 在出口腔气体压力的作用下上行压缩压力调节弹簧 (7) , 此时阀杆 (3) 上部失去压力, 阀杆施加于阀 (20) 上的力消失, 阀 (20) 在平衡弹簧 (2) 作用下上行, 减小阀 (20) 与阀体之间的间隙, 使LPG的通过能力减小, 降低出口腔的压力, 使其回复到原来的压力。根据这一原理, 高压减压阀向后端的机构提供恒定压力的LPG。针对高压减压阀后机构对LPG压力的不同要求, 可调整调压螺杆 (10) 的预紧力。旋入压力调节螺丝, 这样作用于阀 (20) 上的开启力增加, 阀门开度趋向增大, 而出口腔压力也随之上升, 使输出的压力升高。相反, 旋出压力调节螺丝, 高压减压阀输出压力减小。
LPG气体膨胀的过程要吸收大量的热量。为保证LPG处于较高的工作温度, 特在减压阀体上设计了预热水腔。
由于低压减压阀其设计过程、工作原理与高压减压阀基本相同, 结构相似, 因此本文不做详细介绍。低压减压阀的主要设计参数为:
阀流通面积/mm2:30
阀开启高度/mm:1.5
公称直径/mm:6
调节弹簧负荷/N:600
调节弹簧丝直径/mm:4
调节弹簧中径/mm:18
膜片厚度/mm:1
加热水腔直径/mm:6
2.6 供气量控制阀
LPG供气量控制阀 (蝶阀) 是调节供给发动机LPG气量的关键部件, 由驾驶员操作。一般供气量控制阀的控制柄与司机的油门踏板连接在一起, 随驾驶员的“加油”或“减油”过程使蝶阀的开度增大或减小, 实现LPG供给量的加大和减小, 来保持发动机与外界负荷的平衡。供气量控制阀结构特点是阀杆与蝶板垂直放置, 阀杆从蝶板的中心通过。连接方式为法兰连接, 公称压力为1.0MPa, 试验压力为1.5MPa, 其结构如图4所示。
1.阀板 2.定位销 3.键 4.轴套 5.阀体6.阀门轴 7.阀座
2.7 混合器
混合器是将减压阀输出的常压LPG和空气混合形成可燃混合气的装置。混合器应能根据发动机转速和负荷的变化增减混合气的供应量, 以适应发动机在启动、怠速和加速等不同运行工况下正常运行的需要。本文选广庆燃气技术有限公司制造的MODEL 300 混合器, 该混合器是一种单一膜片比例燃气阀式的装置。它提供了一个向下进气口, 可以用作远距离空气过滤和开放型的空气过滤系统。
3 结论
本文针对双燃料发动机的研究现状, 结合实际情况, 选取S195柴油机为原型机, 设计了LPG燃气供给系统, 并详细介绍了燃气供给系统各个零部件的选型、计算与设计。该系统的设计对解决当前所面临的能源与环境危机具有重要意义。
参考文献
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柴油-天然气双燃料 篇5
天然气具有热值高、抗爆性好和着火温度高等优点,是石油的理想代用燃料,已引起广泛关注,天然气发动机得到了越来越广泛的应用。以天然气为主燃料,用少量柴油引燃工作的发动机称为双燃料发动机。双燃料发动机既有柴油机扩散燃烧的特点,又有汽油机奥拓循环的特点[1]。双燃料发动机对原柴油机改动少,见效快且费用低,发动机的动力性、经济性和可靠性几乎和原柴油机相当,同时可以大幅度降低碳烟排放,是一种高效利用天然气并可有效降低柴油机排放的发动机技术。
引燃柴油喷油正时是影响双燃料发动机燃烧特性的一个重要影响因素[2]。文献[3]在一台由单缸水冷四冲程直喷柴油机改装的发动机上,研究了引燃柴油喷油正时对生物柴油-天然气双燃料发动机燃烧特性和排放的影响,指出在低负荷下提前喷油正时或在高负荷下推迟喷油正时,可以对双燃料发动机的燃烧进行优化。文献[4]在一台风冷、四冲程高速柴油机上,研究了提前喷油正时对天然气-柴油双燃料发动机性能的影响,指出喷油正时提前,双燃料发动机运转平稳,滞燃期降低。文献[5]在一台单缸四冲程直喷柴油机上进行研究,指出喷油提前有助于增加双燃料发动机的有效热效率。综上可知,引燃柴油喷油正时对双燃料发动机燃烧特性有着极其重要的影响,在不影响双燃料发动机动力性的情况下,可以通过调整引燃柴油喷油正时对双燃料发动机的燃烧进行优化[6,7]。
本文在一台电控共轨柴油机上进行了引燃柴油喷油正时对LNG-柴油双燃料发动机燃烧特性影响的试验研究,研究结果对于深入理解双燃料发动机的燃烧特性以指导双燃料发动机的燃烧系统参数优化具有重要意义。
1 试验装置和方法
1.1 试验装置
试验用LNG-柴油双燃料发动机由一台六缸、四冲程、增压中冷、强制水冷、电控共轨、直喷式柴油机改造而成,其主要性能和结构参数见表1。
试验用发动机台架测试系统如图1所示。在原柴油机控制系统的基础上,增加了天然气-柴油双燃料控制系统。双燃料控制系统与原机共享冷却水温度、曲轴位置、凸轮轴位置、油轨压力等信号。双燃料电子控制单元(ECU)可控制柴油喷油器及天然气供给系统的通断电磁阀和天然气喷射电磁阀(安装在气轨上),也可监测天然气液位和压力等。双燃料模式下,发动机的轨压、涡轮增压、废气再循环等仍由原机ECU控制。双燃料发动机的工作模式通过继电器进行转换,该继电器由双燃料ECU控制[8]。
天然气混合器安装在中冷器和发动机之间的进气总管上,在混合器内天然气与空气混合后进入发动机。采用Kistler公司的6052A型压电式缸压传感器、5019型电荷放大器及2893A型Kibox燃烧分析仪进行缸压采集及放热率分析。缸压传感器安装在气缸盖上,采集到的信号为电荷信号,经电荷放大器放大处理后转化为正比于外力的电压输出信号传给燃烧分析仪。电涡流测功机用来对发动机的转速、功率、水温、进气温度等参数进行监控和测量。
1.2 试验方法
为了方便控制变量与分析计算,试验工况选取转速为1 200r/min,油门开度为100%。以原机模式运行时,喷油正时受原机ECU控制,此时喷油正时为最佳喷油正时,经测量为-7°曲轴转角(本文中以负号表示上止点前)。试验时,首先在选定工况下,采集原柴油机的缸内压力、油耗、各种排放物浓度、油轨压力、油门位置、进气压力、进气温度、水温和排气温度等参数。然后使发动机以天然气-柴油双燃料模式运行,在油门位置和发动机转速不变的前提下(与原机相同),设置天然气的供给量为17.33kg/h,引燃柴油供给量为1.33kg/h,掺烧比为93.8%,调节引燃柴油的喷油正时,使喷油正时(以曲轴转角计)分别为-3°、-5°、-7°、-9°和-11°,记录不同喷油正时下双燃料发动机的各个参数。
喷油正时对发动机的性能影响很大,不同喷油正时下发动机输出功率见表2。从表2可以看出,原机功率为107kW,当喷油正时提前到-11°时,功率为86kW,下降幅度达19.62%。
2 试验结果与分析
2.1 缸内压力
不同引燃柴油喷油正时下,双燃料发动机和原机的缸内压力对比如图2所示。从图2可以看出,随引燃柴油喷油正时的提前,双燃料发动机最高缸内压力先升高后降低且峰值提前。这是因为,随引燃柴油喷油正时的提前,双燃料滞燃期增大,滞燃期内形成的可燃混合气增多,天然气-空气混合气着火点的数量和能量增加,燃烧速率加快,等容度增大,使最高缸内压力先升高。当引燃柴油喷油正时为-11°时,由于喷油过早,压缩负功增加,循环变动过大,峰值压力循环分布极其分散,与最大的峰值压力平均值(-9°时)相比,峰值压力有所降低。随引燃柴油喷油正时的提前,尽管双燃料的滞燃期增大,但由于着火点和着火能量的增加,燃烧速率增大,主燃期减小,使最高缸内峰值压力出现时刻提前。
2.2 压力升高率
不同引燃柴油喷油正时下,双燃料发动机和原机的压力升高率对比如图3所示。可以看出,随引燃柴油喷油正时的提前,双燃料发动机的最高压力升高率先升高后降低,且最高压力升高率所对应的曲轴转角减小,其原因与缸内压力变化相似。当引燃柴油喷油正时在-3°~-9°时,随喷油正时的提前,双燃料发动机功率基本上不增加,但缸内压力和压力升高率升高较多(图2、图3);因此为了控制发动机缸内压力和压力升高率,降低NOx排放、爆震和噪声,双燃料发动机应采用较小的引燃柴油喷油正时。
2.3 缸内温度
不同引燃柴油喷油正时下,双燃料发动机和原机的缸内温度对比如图4所示。可以看出,随引燃柴油喷油正时的提前,双燃料发动机的最大缸内温度先升高后降低,且最高温度所对应的曲轴转角减小,与缸内压力变化规律相同。
2.4 燃烧放热率
不同引燃柴油喷油正时下,双燃料发动机和原机的瞬时放热率对比如图5所示。从图5可以看出,随引燃柴油喷油正时的提前,双燃料的着火始点和结束点相应提前,最大瞬时放热率先升高后降低,最大放热率所对应的曲轴转角减小。这是因为随引燃柴油喷油正时的提前,柴油喷入燃烧室时的缸内温度和压力比较低,滞燃期延长,滞燃期内形成的可燃混合气增加且更加均匀,当缸内温度达到柴油的自燃温度,着火点数量增加且更加分散,产生较高的燃烧速率,瞬时放热率增大。当引燃柴油喷油正时为-11°时,由于喷油过早,不利于燃烧[9],导致瞬时放热率急剧降低。综上,引燃柴油喷油正时的选择对双燃料发动机至关重要[10]。
2.5 循环变动
不同引燃柴油喷油正时下,双燃料发动机和原机的缸内峰值压力pmax循环分布如图6所示。从图6可以看出:与原机相比,双燃料发动机的pmax分布分散;随引燃柴油喷油正时的提前,双燃料发动机的pmax分布分散且减小。随引燃柴油喷油正时的提前,双燃料发动机峰值压力平均值增大,标准差先减小后增大,引燃柴油喷油正时为-7°时,峰值压力标准差最小,为0.19MPa;喷油正时为-11°时,峰值压力标准差最大,为0.27MPa。当引燃柴油喷油正时为-11°时,因为喷油过早,双燃料发动机的pmax分布严重分散。
不同引燃柴油喷油正时下,双燃料发动机和原机的缸内峰值压力升高率(dp/dφ)max循环分布如图7所示。从图7可以看出:与原机相比,双燃料发动机的(dp/dφ)max分布发散;随引燃柴油喷油正时的提前,双燃料发动机的(dp/dφ)max分布发散且减小,双燃料燃烧的峰值压力升高率平均值和标准差增大;随引燃柴油喷油正时的提前,双燃料发动机的峰值压力升高率平均值和标准差增大。
不同引燃柴油喷油正时下,双燃料发动机和原机的峰值压力和峰值压力升高率循环变动系数(COV)对比如图8所示。从图8可以看出,随引燃柴油喷油正时的提前,双燃料发动机燃烧的峰值压力循环变动系数先降低后增大,峰值压力升高率循环变动系数降低。这是因为喷油过迟,在活塞下行过程中的燃烧增多,气缸容积变大,涡流比减小,后燃期延长,燃烧不稳定,循环变动增大[11]。随喷油正时提前,滞燃期延长,滞燃期内形成的可燃混合气增多,一旦着火,喷入缸内的燃油几乎一起燃烧,等容度提高,燃烧趋于集中在某小范围的曲轴转角内,循环变动系数减小[12];而喷油时刻提前太多,缸内温度和压力过低,引燃柴油雾化恶化而导致各个循环差别较大[13,14]。综上,随引燃柴油喷油正时的提前,双燃料的峰值压力循环变动系数先降低后增大。
3 结论
(1)随引燃柴油喷油正时的提前,双燃料发动机最高缸内压力、最高压力升高率、最大燃烧温度和最大瞬时放热率先升高后降低且峰值所对应的曲轴转角减小。
(2)当引燃柴油喷油正时在-3°~-9°曲轴转角时,随喷油正时的提前,双燃料发动机缸内压力和压力升高率升高较多,但功率增加不多,所以为降低爆震优化燃烧过程,双燃料发动机应采用较小的引燃柴油喷油正时。综合考虑,本文试验工况下的双燃料最佳引燃柴油喷油正时选择-7°曲轴转角。
柴油-天然气双燃料 篇6
随着能源形势日趋紧张,在实现内燃机清洁燃烧及低有害排放以满足日益严格排放法规的同时, 世界各国家和地区都高度重视提高内燃机的效率, 并提出了相应的目标,如美国正 在实施的 “超级卡车”计划,由美国能源部和纳威司达、Peterbilt、康明斯等国际领先的整车及发动机企业共同承担,要求通过发动机技术的提升使有效热效率由目前的42% 左右提高到50%以上,欧盟各国和日本也提出了类似的目标。文献[1-2]提出一种RCCI燃烧方式,即采用汽油/柴油双燃料实现缸内混合气活性分层,其中汽油采用气道喷射,柴油则通过高压共轨系统直喷入缸内,通过控制汽油/柴油比例、缸内柴油喷油策略、外部EGR率和进气门关闭时刻实现对混合燃料的燃烧过程控制,从而实现高效清洁燃烧。研究结果表明:该燃烧方式在平均有效压力为0.9MPa的工况条件 下,其原始NOx和碳烟排 放满足EPA 2010法规,同时热效率最高可达53%。
为了能在更为宽广的运行工况范围内实现高效清洁燃烧,文献[3-5]提出一种双燃料高比例预混合燃烧(highly premixed charge combustion mode,HPCC) 方式,其中汽油采用进气道喷射,与新鲜空气混合后形成预混合气,随后在压缩行程中柴油通过共轨喷油器直喷入缸内。由于汽油采用气道喷射且具有良好的挥发性,汽油-空气混合气较为均匀;而喷入缸内的柴油通过喷油时刻控制会在缸内形成不同的浓度分层和活性分层。汽油/柴油比例和柴油喷射时刻可以根据工况进行灵活调整:在中低负荷工况,采用柴油早喷策略,柴油有充分的时间与缸内工质混合,其燃烧更接近于均质压燃(HCCI)燃烧的特征;在高负荷工况,采用柴油晚喷(靠近上止点)策略,柴油与缸内工质形成分层混合气,其燃烧特征是柴油多点着火点燃缸内汽油与空气的均质混合气。这两种燃烧模式均利用柴油提高缸内混合气活性,并且以高比例汽油-空气预混合气为共同特征,统称为汽油/柴油双燃料高比例预混合燃烧。为了描述柴油喷油时刻对HPCC燃烧的影响,将柴油早喷和柴油晚喷高比例预混合燃烧分别简称为E-HPCC和L-HPCC。
近年来柴 油机低温 燃烧 (low temperature combustion,LTC)研究表明:适当降低燃料的十六烷值和延长滞燃期(如燃用汽油/柴油混合宽馏分燃料),可以显著降低碳烟和NOx排放,并提高发动机热效率。
前期研究了相同的汽油/柴油燃料,通过不同的燃烧过程组织实现 不同燃烧 模式的燃 烧和排放 特性[5]。本文中在上述工作基础上,基于热力学第一定律对三种燃烧模式进行能量平衡分析研究,揭示燃烧模式和汽油/柴油比例对能量流和热效率的影响,探索提高内燃机热效率的途径。这一研究对理解缸内预混合气组织及燃烧过程控制对热效率的影响具有一定的理论意义。
1模型建立和研究方法
1.1单缸试验机模型的建立和验证
试验用机为一台经过改造的单缸试验机,原机的主要技术参数见表1。利用GT-Power软件搭建了工作过程计算模型,如图1所示。
将试验采集的缸压数据通过燃烧分析软件处理得到实际放热率输入GT-Power软件,结合各工况点的边界条件进行模拟计算,控制主要参数精度见表2。本文中着重分析各工况的热流分配情况,其中排气温度是重要参数,利用实测的排气温度数据(测量点位于排气管上距离排气门约220mm处)对所建立的模型进行了验证。图2为三种燃烧模式排气温度的模拟与试验结果对比。从图2可以看出,模拟得到的排气温度与试验测量结果在趋势和数值上具有较好的一致性。
1.2能量平衡分析方法
从进气门开启到排气门关闭,假设气缸内为一个封闭系统。根据热力学第一定律守恒原理,进入气缸与从气缸排出的能量相等,即
调整后如式(2)所示。
式中,Qin为进气中的可用能;Qf为喷入缸内的燃料包含的化学能;∳pdV为发动机指示功;Qw为缸壁的传热损失;Qcomb.loss为由于不完全燃烧所造成的燃烧损失;ΔH为排气热损失;Qex为排气中的可用能。燃料的化学能通过燃烧主要转化为发动机指示功、传热损失、废热损失和燃烧损失四个部分,下面将依次介绍各部分能量流的计算方法。
1.2.1发动机指示功
每个工况点下缸压传感器采集50个循环进行示功图平均,通过缸内平均压力,利用离线的燃烧分析软件计算得到指示功。
1.2.2传热损失
缸壁传热量的 计算选用Woschni-GT传热模型。根据GT-Power软件推荐值,原机活塞顶的表面温度为550K,其表面积约为气缸截面的1.39倍; 气缸盖底的表面温度为550K,其底面积约为气缸截面的1.0倍;缸壁的表面温度为400K。本文中三种不同燃烧模式循环油量相同,即整个循环放出的能量基本相当,并且冷却水的温度控制不变,可以认为三种燃烧模式缸壁等处的壁面温度取相同数值对计算传热损失影响不大,重点分析不同燃烧模式的燃烧放热强度对传热的影响。
1.2.3废热损失
由于试验中通过调整背压阀控制排气压力基本等于进气压力(EGR存在时,排气压力略高于进气压力),气缸可被认为是定压系统。因此,废热损失为排气与进气的焓差 ΔH[6],通过式(3)计算:
式中,和分别为排气和进气各组分随着曲轴转角的瞬时摩尔流;Uj和Ui分别为排气和进气中各组分的内能;和分别为排气和进气各组分对应于各曲轴转角温度下的比定压热容;Tex和Tin分别为排气和进气对应于每个曲轴转角的瞬时温度;T为各进排气组分的瞬时温度;φ为曲轴转角。
EGR的引入导致进、排气组分均比较复杂,但是大部分组分存在的含量极低(以10-6计),对整体热力学状态的影响可以忽略不计。本文中在计算焓变 ΔH时仅考虑主要气体组分,即排气只考虑O2、 N2、CO2和水蒸气,而进气仅 考虑O2、N2和CO2。 排气中的水蒸气含量按式(4)计算[6]。
式中,y为燃料的H/C比;nCO2和nCO分别为排气中CO2和CO的摩尔数;K为常数,通常取3.8或3.5[6]。
1.2.4燃烧损失
在实际的燃烧过程中,一部分燃料由于各种原因未能完全反 应生成CO2和水,而是转化 为CO、 H2、未燃HC及碳烟等不完全燃烧 产物,这些成分均蕴含着一部分燃料化学能,造成热效率下降。根据文献[5]的研究结果,三种燃烧模式的碳烟 排放极低,但未燃HC和CO排放较高,尤其是HPCC燃烧模式,因此在进行能量平衡分析研究时必须考虑燃烧损失的影响。计算时未燃HC和CO基于排放测试仪采 集的数据,H2的摩尔量 计算如式 (5) 所示。
燃烧损失的计算如式(6)所示。
式中,mHC为未燃HC的质量(基于排气测试数据通过经验公式计算得到);MCO和MH2分别为CO和H2的摩尔质量;qHC、qCO和qH2分别为燃料、CO和H2的低热值。
将以上各部分 能量值除 以燃料总 热值 (Qf= mfqHC,其中mf为燃料质量)即得到其所占的比例。
由于计算过程存在误差,以上各能量流比例相加不等于100%(误差在1%以内),通过整体缩放, 将其归整为100%后进行比较分析。
2研究结果及分析
本文中所 有试验点 的运行工 况:转速为1500r/min,循环喷油量为50mg,当量比为0.45,进气压力为0.15MPa,进气温度为35℃,共轨喷油压力为60MPa,燃烧重心(CA50)控制在8°CA ATDC。
2.1燃烧模式对能量流的影响
本文中主要研究 不同燃烧 模式对能 量流的影 响,所有工况点的汽油质量比均控制在80%。图3为EGR率为35%时,三种燃烧模式的放热率曲线和平均燃烧温度曲线。
根据前文的研究结果,三种燃烧模式均可获得超低的碳烟排放[5],辐射传热基本可以忽略[7]。缸内工质燃烧向缸盖、缸壁和活塞的传热量主要与缸内燃烧温 度随着曲 轴转角的 变化历程 有关。 在LTC燃烧模式中,汽柴油混合燃料 的活性均匀,但是滞燃期相对较短,存在一定程度的混合气浓度分层。从放热率曲线的对比中可以发现,这样的混合气浓度分层反 而加快了 燃烧反应 速度,使得LTC燃烧模式呈现出快速单峰放热形态,其放热率峰值最高,放热速度最 快 (燃烧持续 期最短)。 与此对应,LTC缸内燃烧温 度最高,且高温持 续期最长, 因此LTC燃烧模式 的传热损 失 (Qw/Qf)最高[8,9], 如图4所示。E-HPCC燃烧模式 滞燃期最 长,缸内混合气基本 处于均质 状态,由于存在 低温反应 阶段,其放热速度比LTC慢,燃烧持续 期更长,缸内燃烧温 度略低于LTC燃烧模式,故传热损 失比LTC低。L-HPCC燃烧模式的混合气均匀性最差, 同时存在较高程度的浓度分层和活性分层,使得该模式呈现典型的双峰放热形态,燃烧放热持续期最长且放热率峰值最低,其最高燃烧温度明显低于其他两种燃 烧模式。 综上可知,三种燃烧 模式中L-HPCC的传热损失最低。
从EGR率变化对 传热损失 的影响可 以看出, LTC燃烧模式 对EGR较为敏感,随着EGR率升高,滞燃期进一步延长,缸内混合气的浓度分层减 弱,油气混合质量提高,燃烧放热速度加快,传热损失升高。L-HPCC燃烧模式的放热率峰值则会随着EGR率升高而逐渐降低,传热损失也呈现逐渐下降的趋势。E-HPCC燃烧模式的传热 损失随着EGR率的变化趋势不明显。
图5为废热损失(ΔH/Qf)随着EGR率的变化情况。结合图3可以看出,由于L-HPCC燃烧模式的燃烧持续期较长,其在较晚的曲轴转角燃烧放热量较多,在15~30°CA ATDC范围内,活塞已开始加速下行,此时的燃烧放热对发动机功率输出贡献较小,反而容易引起排气温度的升高,造成废热损失升高。而随着EGR率的升高,燃烧反应放热被进一步抑制,燃烧持续期继续增长,其废热损失也呈现逐渐上升的趋势。相比较而言,E-HPCC和LTC燃烧模式的整体放热过程结束较早,这两种燃烧模式的废热损失也较低。
图6为三种燃烧模式的燃烧损失(Qcomb.loss/Qf) 情况。由于存在汽油进气道早喷,两种HPCC燃烧模式中积聚在余隙容积和燃烧室壁面附近骤冷区的燃油在低温燃烧条件下难以完全燃烧,废气中未燃HC和CO排放远高于LTC模式[5],因此其燃烧损失也较高。此外,缸内燃烧温度对不完全燃烧产物的氧化 过程有重 要影响。 由于燃烧 温度较低, L-HPCC燃烧模式的燃烧损失甚至高于采用柴油早喷的E-HPCC燃烧模式。三种燃烧模式中,LTC燃烧模式的燃烧损失最低,但随着EGR率的提高略有上升。
综上所述,在CA50固定的条件下,各部分能量流与混合气组织方式及放热率形态有密切关系:混合气较为均匀时,放热急促,放热率峰值高,容易造成传热损失增加;而混合气分层较为明显时,放热缓慢,燃烧持续期较长,会造成废热损失的增加;燃烧损失则主要受喷油策略和缸内燃烧温度的影响。总体来看,三种燃烧 模式的热 效率基本 相当,而L-HPCC模式的热效率略低可能与其燃烧定容度较差及燃烧损失较高等因素有关,如图7所示。
2.2汽油/柴油比例对能量流的影响
图8~图10分别为EGR率为35%时(汽油比例为90%的LTC燃烧模式中,EGR率为35%时已经失火,故选择EGR率为30%的试验点),三种燃烧模式的放热率、缸内平均燃烧温度及能量流的分配情况。
如图8所示,随着汽油比例的升高,E-HPCC燃烧模式的缸内油气混合质量进一步提高,主放热峰值升高,造成传热损失略有升高;燃烧持续期相应缩短,废热损失降低。随着汽油比例的降低,早喷柴油量增加,积聚在余隙容积内的燃油量也相应增加;同时,缸内混合气活性提高,为了保持CA50一致需要提前柴油喷油时刻,滞燃期增长,缸内混合气更加均匀,局部当量比进一步降低。二者的共同作用导致燃烧恶化,燃烧损失升高,汽油比例为60%时缸内平均燃烧温度 的明显下 降亦与此 直接相关。由此可知,E-HPCC燃烧模式需要根据工况合理控制汽油/ 柴油比例,避免由于以上原因造成过高的燃烧损失。
如图9所示,随着汽油比例的升高,L-HPCC燃烧模式第一段放热峰值下降,而第二段放热峰值明显升高,缸内最高燃烧温度升高,引起传热损失逐渐增加,但燃烧损失略有下降;而放热过程结束较早, 废热损失逐渐下降。对于该燃烧模式,除了要根据负荷确定合理的汽油/柴油比例,由于最大压力升高率较低,可适当将燃烧相位向上止点移动,提高热力循环的定容度,达到提高热效率的目的。
如图10所示,适当提高LTC燃烧模式混合燃料中柴油的比例可以明显降低放热率峰值和燃烧温度,从而有效降低传热损失。但与两种HPCC燃烧模式类似,不可避免会引起较晚曲轴转角内放热量增加,造成废热损失增加;同时,燃烧损失水平随着燃烧温度的降低略有升高。从提高热效率的角度来看,需要合理控制汽油/柴油比例,必要时需要推迟燃烧相位,避免过于剧烈的燃烧反应。
综上所述,随着汽油比例的提高,燃料整体的挥发性增强,缸内油气混合质量提高,缸内燃烧温度升高,对于三种燃烧模式都会出现传热损失增大,同时废热损失和燃烧损失下降的现象。
3结论
(1)在相同的主放热时刻(CA50)条件下,LTC燃烧模式放热率峰值最高,燃烧持续期最短,导致缸内温度最高,使其传热损失最大;L-HPCC燃烧模式燃烧持续期最长,废气带走的热损失最多;由于采用汽油进气道喷射,两种汽油/柴油双燃料HPCC模式的不完全燃烧损失均远高于LTC模式。
(2)三种燃烧模式的热效率基本相当,而L-HPCC模式热效率相对较低可能与燃烧损失较高有关。
(3)随着EGR率的增加,LTC燃烧模式的传热损失上升,废热损失下降,L-HPCC燃烧模式则恰好相反,而对E-HPCC燃烧模式影响较小。
柴油-天然气双燃料 篇7
1 计算模型的建立
1.1 发动机的基本参数及燃烧室网格划分
计算所用的发动机的主要尺寸为:缸径为132mm, 行程为145mm, 以2500r/min的速度运转, 连杆长度为262mm, 压缩比为17:1, 喷孔直径为0.3mm, 喷孔夹角为150°。因用的是8孔喷油器, 所以为了节省计算成本, 建立了1/8燃烧室模型, 同时认为燃烧室顶面是无气门的完整平面, 活塞顶面为燃烧室的底面, 缸套的内表面为燃烧室侧壁。采用FIRE软件的FAME模块对进行燃烧室网格划分, 如图1所示。采用笛卡尔坐标随曲轴转角变化的动网格子程序进行网格的增删, 燃烧室的网格数在下止点为 (180°CA) 79600个, 上止点 (360°CA) 为23600个。
1.2 计算模型
在FIRE软件中, 发动机缸内的气体流动模拟是以经典流体力学可压缩性粘性流体的N-S方程为基础的, 根据基本的三大守恒定律, 即质量守恒、动量守恒和能量守恒, 以一组偏微分的方程组来描述缸内流动过程;同时计算中也采用了针对内燃机工作特点的其它模型, 包括着火和燃烧模型、排放模型、喷雾模型、碰壁模型等。本文针对直喷发动机工作过程的特点, 依据不同模型的内部机理和适用范围, 进行了相应的选取。
在描述喷油的雾化过程时, 采用了WAVE离散模型, 蒸发模型采用Dukowicz模型, 假设液滴是在不可压缩的气体中蒸发的。考虑到碰壁反射与黏附双重作用, 用Walljet1模型模拟喷雾撞壁过程。着火模型选用Diesel-MIL模型, 既能描述大多数燃料的着火特征, 又能适应较宽的工况。发动机的燃烧模拟是建立在Eddy Breakup Model涡破碎模型基础上的, 该燃烧模型的假设条件是, 在足够精细的流动湍流结构尺度下, 一旦组分的混合是以分子量级发生的, 化学反应在瞬间即可完成。因为和湍流输运过程相比, 化学反应的时间尺度相对很小, 所以燃烧的速率是由分子量级的湍流涡旋相互混合的速率所决定的, 也就是说由这些涡的耗散率所决定的[5,6]。在模拟计算NO生成时, 采用了Zeldovich反应机理。碳烟的生成和氧化模型选用Kennedy-Hiroyasu-Magnussen模型。
1.3 发动机的初始条件
定义压缩冲程的上止点为360°CA, 为了减少计算时间, 本次直喷式柴油机喷雾燃烧数值模拟过程没有对进气行程和排气行程进行模拟, 而是从进气门关闭的时刻 (220°CA) 开始计算, 到排气门开启前480°CA结束。并设缸内初始状态的压力、温度处处均匀, 边界条件根据经验, 设活塞表面温度为593K, 缸盖壁面温度为583K, 缸套壁面温度为490K。
2 模拟结果与分析
2.1 模拟结果与实测结果的比较
为了验证计算模型的正确性, 将计算得到的缸内压力与实际测到的缸内压力进行比较。图2为燃用纯柴油时, 某一工况下, 计算结果与实测结果的比较, 从图2中可以看出, 计算得到的缸内压力曲线与实际测到的曲线基本吻合, 表明所建立模型的正确性, 可以用来通过模拟发动机的燃烧和排放等过程。
2.2 不同燃料掺混比对燃烧及排放产物的影响
图3为不同燃料掺混比时, 不同曲轴转角下缸内的温度曲线 (其中D0代表纯柴油, D30代表二甲醚质量分数为30%, 依次类推, 下同) , 从图3可以看出, 在上止点前由于参与燃烧的燃料较少, 五种不同种燃料掺混比时, 缸内的温度曲线基本重合, 在上止点后由于燃烧性质的不同, 缸内温度曲线各有不同, 随着二甲醚混合比例的提高, 缸内温度逐渐下降, 在420°CA时, 温度差最大值达到160K。分析其主要原因为:二甲醚燃料有较低的沸点和高的蒸发潜热;二甲醚具有的十六烷值高、自燃温度低、滞燃期短、预混燃烧量少, 气缸内的最高燃烧温度较低等优点, 同时二甲醚的低热值 (28.43MJ/kg) 仅为柴油 (42.5MJ/kg) 的70%左右, 造成二甲醚的比例逐渐增加时, 其累计放热量逐渐减少 (如图4所示) , 所以由于这两方面的原因, 使得随着二甲醚掺混比例的提高, 缸内的燃烧温度逐渐降低, 但缸内温度的降低对发动机的动力性能将带来不利的影响。
不同掺合比例的燃料的NO排放随着曲轴转角的变化曲线如图5所示, 从图5可以看出, NO的生成随着燃烧的开始而急剧上高, 在390°CA时, 达到峰值, 随后保持不变;但随着二甲醚掺混比例的增加, NO生成量逐渐减少, 并且下降幅度很大, 燃烧D90与燃烧纯柴油相比, NO的质量分数从2.69E-5下降到8.5E-6, 下降幅度高达68.4%, 说明柴油中加入二甲醚进行掺烧可显著降低NO排放。掺混二甲醚能够降低发动机NO排放, 这可由NO的生成条件分析得到:二甲醚掺混比例的增加时, 缸内的温度、特别是最高燃烧温度降低, 从而不利于NO的生成。
图6为不同掺混比例的燃料的碳烟排放随着曲轴转角的变化曲线。由图6可知, 随着二甲醚掺混比例的增加, 生成的碳烟质量分数较燃用纯柴油时大幅下降, 同时生成的碳烟峰值也大幅降低。这主要是受二甲醚自身的理化性质影响:首先二甲醚的沸点和临界温度低、雾化性能好、与缸内空气能快速混合均匀, 同时含氧量达到34.8%, 能有效缓解缸内局部缺氧的现象;其次, 二甲醚掺混比例增加时, 缸内的燃烧温度能够显著降低;再次, 二甲醚分子结构中不存在较强结合力的C-C键和芳香烃中所含的由碳单键和双键交替组成的苯环结构, 从而减少了混合燃料在燃烧过程中的裂解成分, 抑制了碳烟的生成量。所以, 二甲醚的燃烧过程可以有效控制发动机内碳烟的生成, 减少其排放量。
3 结论
本文针对发动机燃用不同比例的柴油/二甲醚混合燃料的燃烧过程进行了数值模拟并进行了分析。得到如下结论:
1) 随着二甲醚掺混比的增加, 缸内平均气体温度逐渐下降, 从而抑制了NO和碳烟排放物的生成;
2) 缸内气体温度的下降将导致发动机动力性能的下降, 所以应合理的确定二甲醚与柴油的掺混比例。
3) 二甲醚是一种低排放的代用燃料, 在排放法规日益严格的今天, 具有良好的发展前景。
摘要：为研究不同二甲醚掺混比对柴油/二甲醚双燃料发动机排放水平的影响, 运用AVL FIRE软件对不同掺混比下的燃烧过程进行了三维数值模拟计算。研究结果表明, 由于柴油与二甲醚燃料性质的差异, 随着二甲醚掺混比的增加, 缸内平均气体温度逐渐下降, 从而抑制了NO和碳烟排放物的生成, 但会导致发动机动力性能的下降, 计算结果为合理的确定二甲醚的掺混比提供了依据。
关键词：发动机,二甲醚,掺混比,数值模拟,排放
参考文献
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柴油-天然气双燃料 篇8
渤西作业区埕北油矿主机已经运行20多年, 主机涡轮增压器由于老化、故障率频繁, 为避免涡轮增压器出现无法修复的故障时, 需要购买新的涡轮增压器或对涡轮增压器进行国产化研制。主机原厂家为日本新泻, 涡轮增压器型号NHP30/A。机型为20世纪产品, 备件采办比较困难且周期较长。涡轮增压器是提供压缩空气, 保证各缸正常稳定燃烧的重要部件, 另外涡轮增压器是高速旋转部件, 关系到主机设备能否安全运行。因此对8PA5L型主机, 进行国产化增压器匹配试验。
二、增压器方案设计
为实现涡轮增压器与发动机的良好匹配, 根据发动机的结构参数和增压器要达到的技术指标进行匹配计算。因用于发电机组, 增压器匹配设计点选在发动机的标定点进行增压参数计算, 即n=1000 r/min, Ne=1140 k W。
1.空气耗量Gc
Ne———发动机功率, k W
计算得Gc=1.87 kg/s
2.增压比
发动机进气压力P2′计算按式 (2) 。
T2′———发动机进气温度, K;T2′=313.15 K
i———系数;i=0.5
n———发动机转速, r/s;n=16.67 r/s
V———活塞总排量, L;V=110.3 L
ηv———容积效率;ηv=0.93
计算得P2′=196.58 k Pa
3.增压压比
式中ΔPAC———中冷器压力损失, k Pa;ΔPAC=4 k Pa
ΔPAF———压气机进气压力损失, k Pa;ΔPAF=4 k Pa
P0———环境压力, k Pa;P0=100 k Pa
计算得Πc=2.09
4.增压器转速
压气机所需绝热压缩功Hc。
将已知数带入式 (4) 得Hc=70.33 k J/kg。
5.压气机叶轮出口圆周速度μ2
式中H———压气机压头系数, 对于后弯叶轮H=0.5~0.52, 取H=0.5。将已知数代入式 (5) 得μ2=375 m/s
选取叶轮外径DC2=188 mm, 则所需增压器转速可由式 (6) 求得。
计算得nTC=38 115 r/min
通过计算、分析, 增压技术参数如表1。
5.性能预测
将所选的GH210涡轮增压器的压气机特性曲线与柴油机的计算特性进行叠加 (图1) , 柴油机的运行工况处于压气机特性曲线的高效区并远离喘振线, 匹配合理。该压气机叶轮的设计安全转速为54 000 r/min, 计算使用转速38 115 r/min远低于安全转速, 使用可靠性较高。与柴油机的匹配性能, 能到达到甚至优于目前增压器的匹配效果, 尤其在柴油机的经济性方面更有优势。
三、性能对比分析
对选取的GH210涡轮增压器经与现场结构匹配后进行装机试验验证其性能, 由于平台三台主机共用一套总燃料系统, 而平台主机担负整个油田区块平台生产生活用电, 因此无法单独运行一台主机来测定其燃料消耗量, 因此只能对其扫气压力及排烟温度进行测定并分析。
经过现场结构性匹配, 国产化增压器安装在CB-A平台B机上进行装机试验 (图2) , 国产化增压器装机前先对机组试用原装增压器是各个测试点的参数进行记录以便进行对比分析。增压器装机运行过程中记录发动机各监测点参数以及机组状况, 如有任何异常需做应急处理, 国产化增压器装机试验各检测点参数见表2。
选取原装增压器与国产增压器运行条件燃油模式下机组滑油压力进行对比 (图3) 。
图2显示, 国产化增压器装机试验过程, 在不同负载下滑油压力与原机滑油压力相差不大, 上下波动≤0.01 MPa, 均在机组滑油正常压力范围内, 因此国产化增压器对机组润滑系统没有影响。图4为燃油模式下不同负载条件下, 原机增压器及国产化增压器扫气压力对比。
通过图4可以看出国产下增压器扫气压力在中高负荷下比原机增压器扫气压力高, 最高可达0.02 MPa, 并且国产化增压器扫气压力增长曲线比原机增压器扫气压力增长曲线陡, 这两中结果可以说明国产化增压器中高负荷下动力性能优于原机增压器, 且国产化增压器加载性能比国产化增压器好。图5为燃油模式下不同负载条件下原机增压器与国产化增压器排烟温度对比。
从图5可以看出, 在空载时应用国产化增压器的排烟温度要略高于试用原机增压器的排烟温度, 而在200 k W、400 k W和750 k W负荷下, 试用国产增压器的排烟温度均低于试用原机增压器的排烟温度, 且随着负荷的增加, 排烟温度相差越来越大。这是因为国产增压器增加了增压比, 从而降低排烟温度。这就应证了国产化增压器在中高负荷下性能优于原机增压器。
从图6可以看出, 燃气模式下使用国产化增压器排烟温度同样低于使用原机增压器。这是因为国产化增压器扫气压力高, 单位负荷供给各缸压缩空气多, 燃料燃烧充分, 降低后燃影响, 因此排温降低。
通过现场装机试验, 对机组状况观察, 机组试用国产化增压器后机组在负载运行下机组的振动及噪声要低于使用原机增压器, 且在加载过程中使用原机增压器时出现的喘振现象也消失, 这也可验证以上结论。
四、结论