双燃料柴油机范文

双燃料柴油机范文（精选10篇）

双燃料柴油机 第1篇

关键词：190柴油机,双燃料,改造

0前言

随着油气勘探业的剧增,石油价格上涨,导致了钻井成本的增加。而我国多数油田自身气源丰富,加上天然气利用技术的发展(LNG,CNG等)为双燃料发动机提供了可靠的气源保证。双燃料发动机安装简单,成本较纯天然气发动机低。使用双燃料发动机作为钻机动力能显著节约能源成本。

双燃料发动机采用双燃料与纯柴油双工作模式,在纯柴油模式下启动机器,待运转稳定后人为切换为双燃料模式。燃料综合替代率达到70%,操作简单,产品模块化可移动性强。

1 主要技术参数

190柴油机主要技术参数见表1。

2 燃油系统

双燃料发动机的改造对原柴油机的燃油系统是不需要改变的,只是需要为控制系统提供油门位置反馈信号,这个需求可通过两种途径实现。

2.1 将原机械调速器改为电子调速器

优点是使用可靠,性能稳定,缺点是成本稍高。

2.2 在原有喷油泵上安装位移传感器

优点是成本较低,缺点是稳定性较电子调速器稍差。

3 燃气系统

在原柴油机基础上增加燃气供给系统,见图1。其中混合器安装于增压器上侧,其余分部件连接成管路,安装于柴油机底座一侧,见图2。

4 控制系统

控制系统采用德国海因茨曼双燃料控制系统,由控制模块、电动执行器、转速传感器、压力传感器、燃气蝶阀、文丘里混合器等组成。

双燃料控制系统保留原发动机柴油系统的调速器,而且不需要对原柴油系统进行任何改变。发动机仍然依靠原有调速器控制柴油来调速,燃气控制系统只是控制燃气的替代量,不参与调速。当系统满足双燃料运行模式要求的所示要求时进入“双燃料运行模式”。此时负载发生变化时(加载或减载),首先是柴油迅速的变化(加油或减油)来维持转速,然后双燃料控制器根据内部预先设定好的“全程转速范围内的最低燃油位置曲线”生成当前转速下期望的燃油供应量,通过逐渐提高燃气的供应量使燃油量逐渐逼近期望值。与时同时,双燃料控制器会监测如排气温度、进气压力、进气温度等信号并通过预先设定好的曲线或曲面,同时参考当前的转速及电调输出的油门位置信号计算出燃气在当前工况下的最高限制值,从而对燃气的供应量进行最高值限制,在避免出现排温过高和爆震的情况下尽可能实现高的燃气替代率。由于发动机转速仍然是由原先控制燃油泵的柴油调速系统控制,所以发动机的动态特性仍然为柴油机的特性,可以很好地满足负载变化频繁的工况要求。

控制柜和机旁接线盒见图3。

5 保护系统

5.1 燃油截止阀

燃油截止阀主要功能是:切断发动机燃油。当超速全装置因发动机超速释放机油压力,或因其他原因造成发动机机油压力下降,若油压下降到燃油截止阀的压力规定数值,燃油截止阀就会动作,切断燃油,使发动机停车。

燃油截止阀示意图见图4。

5.2 放泄阀分布件

在中冷器进气腔和进气接管上安装有3个放泄阀分部件。发动机工作过程中,如果进气管中空气/天然气的混合气燃烧发生爆炸,压力超过允许值放泄阀即可开起泄压,以保护操作人员的人身安全和中冷器、增压器和进气管等零部件。

放泄阀示意图见图5。

6 柴油替代率

大部分情况下,燃气成分、发动机负荷、进气温度、环境条件(温度、海拔)等因素都限制了燃气的最大替代率。在部分负荷情况下,敲缸极限限制了燃气的替代率。一般来说,高质量的燃气和适度的负荷(80%标定功率)工况下,燃气的替代率可以达到65%～70%。低质量的燃气,高负荷、高的进气温度和高海拔(这些因素的共同作用)工况下,燃气的替代率为50%～65%。

燃气替代率与负荷的关系见图6。

7 经济效益

天然气、柴油的热值换算如下:

天然气热值为39 615 kJ/m3;国标0#柴油的热值约为42 117 k J/kg。

以一台600 kW柴油机为例,按照连续运转的方式一年工作8 000 h,则燃油费用为6000.228 0006=6 336 000元=633.6万元。

按70%的替代率,天然气为2.8元/m3,则燃油费用为:

633.60.3=190.08万元

燃气费用为:

6000.28 0002.8=2 688 000元=268.8万元

共计:190.08+268.8=458.88万元

节约:633.6-458.88=174.72万元

8 结论

190柴油机的双燃料改造在油气勘探业应用广泛,气源方便且较纯柴油机节约能源与成本,已经形成一种替代趋势。

参考文献

[1].柴油机试验测试与分析实用手册[M].北京:学苑出版社,2000.

双燃料柴油机 第2篇

双燃料发动机电控燃油喷射系统的设计

介绍了数字电位器X9221的结构、工作原理及特点,利用数字电位器X9221与单稳态触发器14538组成脉宽控制电路控制液化石油气喷射时间,设计了柴油-液化气双燃料发动机电控系统.由于X9221存储数据的.不易丢失性,系统的可靠性得到提高.同时,系统具有结构简单、调节方便等特点.该电控系统的应用大大改善了机组的废气排放性能.

作 者：赵杨生 郑荣良 作者单位：江苏大学汽车与交通工程学院,江苏,镇江,21刊 名：排灌机械 ISTIC EI英文刊名：DRAINAGE AND IRRIGATION MACHINERY年，卷(期)：21(6)分类号：U464.173关键词：数字电位器 电控 双燃料发动机 排灌机组

双燃料柴油机 第3篇

关键词：内河干货船；LNG；初次检验

中图分类号：U692.7 文献标识码：A 文章编号：1006-7973（2016）04-0052-02

最近几年随着全球能源结构的转变和我国“节能减排”政策的实施，LNG替代传统燃油作为船舶动力燃料已经引起了造船和航运界广泛关注，我国混合动力燃料船舶技术也取得了积极进展，《天然气燃料动力船舶规范》（下文简称规范）、《内河天然气燃料动力船舶法定检验暂行规定》（下文简称规定）于2013年相继生效，标志着混合动力燃料船舶初次检验工作迈出了实质性的一步。我们湖州地区于2014年出现了首艘干货船改LNG动力船的实船改造，现结合实例，对改装检验重点问题进行分析。

1.改装船舶简介

原船为单机、单桨、单舵柴油机驱动的钢质内河一般干货船，其结构为单底、单舷、单甲板、横骨架式，原船主机型号为Z6170ZLC-6，额定功率300KW，额定转速1200rpm，齿轮箱型号为J300，减速比3.5：1。

2.实船改装

船舶改装的总布置设计应结合内河干货船的特点还要综合考虑船舶的安全性和经济性。对于内河干货船，主尺度不大，各处所的空间有限，检验时重点检查储气罐、气罐连接处所和机器处所以及其他气体燃料系统的布置，是否满足LNG动力船对于各类安全距离和危险处所的划分的严格要求。本船仅对船舶发动机和机舱局部布置以及对储气罐存放处（货舱后部）部分进行改造，不改变船舶类型、船舶主尺度，改装后的船舶只适装一般干杂物，但损失了部分货舱空间。

2.1气罐处所改造

本船采用的是双层不锈钢制成的c型独立气罐，夹层空间充填珍珠岩绝热并抽真空。该罐外形尺寸约2220x2320x4220mm，几何容积3.16m3，最高工作压力1.04MPa，工作温度-162℃。内容器、外容器、气罐连接处所、内部管道、鞍座、外管道等的材质均为06Cr19Nil0。

气体燃料系统（含储存、充装、供给和使用等）布置原则是使其产生的危险区域尽可能小。内河船常见的布置形式是厨房、主机排气管布置在船艉，考虑到厨房属于失火危险性较大的处所应远离气罐和主机排气管与气罐压力释放阀排气口的安全距离，本船将气罐布置在货舱后部。改造方案将原机舱前舱壁FR17向船尾方向移至FR16处，货舱口围板前移至FR23处，并在货舱内增设一道钢质舱壁，FR16-FR23之间形成围蔽气罐处所。由于本船气罐在围蔽处所内，按照规定2.3.1.5，本船的LNG储气罐应横向居中布置在气罐处所内，储气罐与两舷侧距离为2.0m以上，储气罐的外壳距船底板为0.9m，距机舱前壁的距离为0.92m。根据规范2.2.1储气罐外部所有接头、阀件和水浴式气化器均集中布置在气罐连接处所内，此处所设有透气管口、压缩空气进出口、充装口、回气口等，处所操作面设有气密性门，气密门门槛高度300m。本船LNG采用围敝处所内储存，气罐是双层真空绝热的，内、外壳材质相同，同时气罐连接处所限界面材料与气罐设计温度要相同并进行隔热，那么本船围敝处所舱壁的材质可以不采用耐低温材料和隔热措施。

储气罐都必布置压力释放系统，本船LNG气罐外壳上应设置防爆装置，防爆装置应安装于气罐连接处所。气罐上每个压力释放阀应与透气总管相连，但内河船很难满足规定对透气管出口相关距离的要求（规定中透气管出口高度高出露天甲板的距离不小于B/3或6m，取其大者，如布置困难，可降为3m；透气管出口距离气体安全处所最近开口和机器废气出口的距离至少10m，如布置困难，可降为5m），本船空间有限，只能按最低要求布置。本船居住舱室前壁上设有窗口，不满足安全距离的要求，应予以封闭。

燃料充装是LNG动力船比较危险的状态，本船充装站布置在开敞甲板，充装总管由储气罐处所引出经气罐连接处所向上至开敞甲板（充装平台）处。LNG充装接头和任何可能泄漏的位置（包括法兰）的下方设集液盘，集液盘为不锈钢制成，底部带有防低温隔热材料，检验时不要遗漏排放管，该管是充装作业时临时设置，它与集夜盘相连并向下排出舷外。检验时注意检查起居处所、机器处所、控制站的人口、空气进口及其他开口不应面向充装接头所在位置。

最后还需注意检查罐区的防火分隔。

2.2轮机部分改造

本船在原有柴油机的结构和燃料方式不变的基础上，增加一套LNG供气管路系统和柴油-LNG双燃料电控喷射系统。双燃料工作状态由电子转换开关控制。

本船机舱改造为本质安全机器处所，机舱内所有供气管路采用双壁管，双壁管形式须满足规范4.3.1.1（2），供气管路密封在钢质通风套管内，供气管路与通风套管之间的空间安装独立的机械式抽风机。同时气体管系还需满足距离船体外板应不少于800mm的要求，机舱外供气管路不应穿过起居处所、服务处所或控制站，如供气管路必须穿过，其应采用双壁管。布置在露天位置的供气管路均采用钢质护套予以保护，以避免使其遭受意外的机械损坏。本船发动机上方设有1个气体探测器，气体是在低压状态下通过发动机空气进气总管，进气支管进人气缸，本船的发动机空气进气总管，进气支管可免除双壁管要求，若不满足上述条件，发动机本体的供气管路应用双壁管。

2.3电气部分改造

明确船舶危险区域划分。以本船来讲，气罐内部、气罐压力释放管路、透气管路、所有内含气体的管路和设备为0区。气罐连接处所、气罐处所、距离气罐充装口、压力释放口3m以内的开敞甲板上的区域、气体燃料充装总阀的防溢挡板以内及挡板外向延伸3m为1区。距离1区开敞处所1.5m以内的区域为2区。电气设备、电缆不应安装在危险区域内。由于操作需要不可避免时，则应选择合格防爆电气设备，防爆设备的防爆类别和温度组别应不低于II A，T2。检验要特别注意机舱顶部电气设备都应为防爆电气设备。

另外，LNG船配套设备的可靠性直接关系到LNG系统的安全和正常运行。所以配套设备的选用也是检验的重要项目。LNG系统中配套设备有低温阀件（截止阀、紧急切断阀、压力释放阀等），附件（液位计、温度计、压力表等仪表设备），风机风扇等。检验时严格检查产品和设备的持证情况并做效用试验。

3.结束语

双燃料柴油机 第4篇

二甲醚 (DME) 是一种比较适合柴油机使用的新型、高效和超低污染的代用燃料[1,2,3,4]。常温常压下, 其饱和蒸气压约为0.5MPa。现有的Bosch燃油泵系统 (直列式柱塞斜槽泵) 的柴油机广泛采用DME/柴油双燃料技术方案[5,6,7,8], 这种方案的特点是基本不改变柴油机Bosch高压油泵燃油供给系统, 将较高压力的DME/柴油混合燃料输入原有的柴油Bosch高压油泵。相比柴油Bosch高压油泵供油系统, 这种DME/柴油双燃料系统只需要在Bosch燃油泵前增加DME/柴油燃料的混合和增压装置即可。

实际工程应用中发现, 这种DME/柴油双燃料系统普遍存在高压油路中DME燃料的“气化”现象[9,10,11]。当高压系统中某个局部 (通常在Bosch高压泵腔) 的压力低于DME的饱和蒸气压力时, 液态DME出现局部气化现象, 这种气化现象会导致供油量严重不均和产生“气阻”。DME/柴油双燃料Bosch供给系统中DME燃料的“气化”现象, 已经成为DME/柴油双燃料发动机的技术难题[9,10]。

本文提出了一种旁通单向阀的技术方案, 能够有效解决Bosch燃油泵腔内DME气化现象。并采用AVL-HYDSIM仿真软件, 论证了旁通单向阀技术方案的可行性。

1 DME/柴油双燃料供给系统的气化现象

图1为柴油Bosch供给系统。图2为DME/柴油双燃料Bosch供给系统。DME在常温常压下为气态, 其饱和蒸气压力随温度的升高而升高。在柴油机上使用时, DME是以液态形式喷入气缸内的;因此, 柴油机燃用DME时, Bosch燃油泵前的供油压力应远高于柴油燃料的泵前供油压力, 使DME进入泵腔时保持液态。

但是, DME会在高压泵腔内产生气化现象, 原因分析如下:当供油过程结束后, 柱塞向下运行至挡住回油孔时, 高压泵腔内会形成密封的空间, 随着柱塞的继续下行泵腔体积扩大, 泵腔内的压力会急速下降, 此时, 泵腔内压力会低于DME的气化压力, DME会发生气化。

当柱塞继续下行开启回油孔时, 液态DME进入泵腔, 泵腔内压力迅速增加至Bosch燃油泵前的供油压力。在柱塞下一次供油过程关闭回油孔之前, Bosch燃油泵前的供油压力有可能会使得泵腔内的部分气态DME燃料成为液态DME燃料。但是, 当柱塞关闭回油孔开始下一次供油时, 泵腔内仍然还有气态DME燃料。随着供油过程中泵腔内压力增加, 即使泵腔内的气态DME燃料可以成为液态DME, 但是供油过程中泵腔内的相变会导致高压油路的压力剧烈波动和供油量严重不足。

如果供油过程中泵腔内的气态DME燃料没有完全被“再液化”, 进入高压油路的气态DME燃料还会造成“气阻”现象。

现有的DME/柴油双燃料Bosch供给系统均采用提高Bosch燃油泵前的供油压力, 或者降低双燃料中DME燃料的比例改善泵腔内DME燃料的气化现象。实际工程应用表明更高的供油压力对供油系统的低压油路提出了更高的要求, 却仍然无法消除Bosch燃油泵腔内DME燃料的气化现象。

2 旁通单向阀技术方案

图3为改善DME/柴油双燃料供给系统泵腔内气化现象的技术方案。此方案是在图2所示的DME/柴油双燃料供给系统基础上简单改造而成。在Bosch燃油泵腔与泵前供油源之间增加供给油路, 供给油路上有单向阀, 通过单向阀的DME/柴油燃料只能单方向进入燃油泵腔。取消燃油泵出口处的出油阀, 但是保留出油阀座。在燃油泵出口加装一个三通接头, 三通接头的另外两端分别安装出油阀偶件和单向阀。与三通接头相连的出油阀偶件与原来燃油泵中的出油阀偶件完全相同。出油阀至喷油器的高压油路保持不变, 泵前供油源至回油孔的泵前供给油路也保持不变。

旁通单向阀技术方案的工作原理如下:当柱塞处于下止点时, DME/柴油燃料可以由两条供给油路分别通过回油孔和单向阀充满Bosch燃油泵腔。当柱塞上行关闭回油孔时, 单向阀保证泵腔内的燃油不会流回泵前供油源, 泵腔内形成密封空间, 随着柱塞继续上行, 泵腔内压力迅速升高。当泵腔内燃油压力大于出油阀的开启压力和高压油管内的残余压力之和时, 供油过程开始。当柱塞上行至斜槽与回油孔相通时, 供油过程结束。泵腔内压力迅速降至泵前供油源压力, 同时出油阀关闭。当柱塞下行关闭回油孔, 一旦泵腔内压力下降, DME/柴油燃料立即通过单向阀进入泵腔。随着柱塞继续下行, DME/柴油燃料继续通过单向阀进入泵腔, 泵腔内不会形成密封空间的抽吸过程, 泵腔内压力不会下降到DME的饱和蒸气压力, 因而不会出现DME燃料气化现象。

当柱塞上行关闭回油孔开始下一个供油循环时, Bosch燃油泵腔内不存在气态DME燃料, 因而不会出现实际喷射的燃料量严重不足和气态DME燃料产生的气阻现象。

3 现有DME/柴油双燃料供给系统的仿真

利用AVL-hydsim软件建立现有DME/柴油双燃料供给系统的仿真模型, 并进行仿真计算, 结果表明:高压泵腔内确实存在DME的气化现象, 它与DME掺烧比例、泵前增压压力及燃料的温度均无关。

3.1 高压泵腔内的DME气化现象

图4所示的Hydsim仿真模型可以同时应用于图1所示的原型柴油Bosch供油系统和图2所示的DME/柴油双燃料供给系统。

仿真模型包括燃油泵、等压式出油阀和喷油器模块。双燃料仿真模型对原型柴油仿真模型做了以下修改: (1) 不同的燃料物性参数, 将柴油燃料改为DME/柴油混合燃料; (2) 通过修改泵前供油压力边界模拟Bosch燃油泵前双燃料供油压力源, 将原型柴油系统泵前供油压力边界由0.3MPa增加至1.2MPa; (3) Bosch泵腔内燃油气化压力提高为0.5MPa以上; (4) 柱塞直径由原型柴油系统的17.0mm增加至19.0mm。

图5所示的仿真结果表明了DME/柴油双燃料供给系统的Bosch泵腔内DME的气化现象。当凸轮轴转角从60°CaA左右变化至90°CaA左右时, 泵腔压力保持0.5MPa不变, 恰好等于预先设定的DME气化压力, 清楚表明在此期间泵腔内的DME燃料发生了气化现象。

3.2 DME的掺烧比例对气化现象的影响

取DME所占质量比为10%、20%、30%的DME柴油混合燃料, 分别命名为D10、D20、D30, 在现有系统模型中改变相应的燃料特性参数, 其他参数保持不变, 分别进行仿真计算, 结果如图6所示。由图6可知, 由于DME燃料较高的可压缩特性, 随着DME燃料比例的增加, 泵腔压力相应降低。从泵腔压力局部放大图可看出, 当凸轮轴转角从60°CaA左右变化至90°CaA左右时, 泵腔压力保持0.5MPa不变。仿真计算表明:即使改变混合燃料中DME燃料的比例, Bosch燃油泵腔内仍存在DME的气化现象。

3.3 泵前供油压力对气化现象的影响

分别取系统的泵前供油压力为1.2、1.5、1.8MPa, 保持其他参数不变, 进行仿真计算, 结果如图7所示。由图7可知, 不同的泵前供油压力得到的泵腔压力曲线近似重合。当凸轮轴转角从60°CaA左右变化至90°CaA左右时, 泵腔压力仍然基本保持0.5MPa不变。仿真计算表明:即使提高Bosch燃油泵前的供油压力, Bosch燃油泵腔内仍存在DME的气化现象。

3.4 DME燃料温度对气化现象的影响

实际中, 泵腔的工作温度和混合燃料中DME燃料的比例都会影响DME燃料的气化压力。为此, 当DME燃料温度不同时, 气化压力也会有差别。设置燃料气化压力分别为0.5、0.6、0.7MPa, 在其他参数不变进行仿真计算, 结果如图8所示。由图8可知, 不同气化压力得到的泵腔压力曲线近似重合。当凸轮轴转角从60°CaA左右变化至90°CaA左右时, 泵腔压力分别为0.5、0.6、0.7MPa, 恰好与预先设置的燃料气化压力相同。仿真计算表明:即使降低DME燃料的气化压力 (例如降低泵腔的工作温度或者降低DME燃料温度) , Bosch燃油泵腔内仍存在DME的气化现象。

4 旁通单向阀技术方案的仿真

图9为旁通单向阀DME/柴油双燃料供给系统 (图3) 的仿真模型。与原双燃料仿真模型 (图4) 相比, 旁通单向阀模型做了以下修改: (1) 在泵前供油压力边界与Bosch泵腔之间增加了一条旁通油路; (2) 旁通油路上设置了一个单向阀, 燃料只能单方向通过单向阀进入泵腔; (3) 单向阀启阀压力为0.01MPa, 泵腔初始容积由7mL增加至9mL。

图10为旁通单向阀的升程 (位移) 曲线和由旁通单向阀进入Bosch泵腔的DME/柴油混合燃料的 (体积) 流量曲线。由图10可知, 在原双燃料系统出现DME燃料气化现象期间 (凸轮轴转角60°CaA左右至90°CaA左右) , 旁通单向阀开启, 混合燃料由单向阀进入Bosch泵腔, 泵腔内将不会出现“密封腔抽吸”现象, 泵腔内的压力将不会下降至DME燃料的气化压力, 从而可以避免出现DME燃料的气化现象。

图11为旁通单向阀方案和原双燃料系统的Bosch燃油泵腔压力曲线对比。仿真结果表明:在柱塞下行关闭回油孔期间, 由于旁通单向阀开启, 混合燃料由单向阀进入Bosch泵腔, 泵腔不会成为密封腔。在此期间, 泵腔压力与泵前供油压力基本相同, 从而保证泵腔内压力始终远高于DME的气化压力, 消除了泵腔DME燃料的气化现象。

对于旁通单向阀方案, 不同的泵前供油压力、不同的DME燃料的比例或者不同的DME燃料的工作温度, 都能够消除泵腔的DME燃料气化现象, 得到与图11基本相同的仿真结果。

5 结论

(1) 传统DME/柴油双燃料供给系统的Bosch泵腔不可避免存在严重的气化现象。气化现象是由于Bosch燃油泵的结构所致, 改变泵前供油压力、改变双燃料中DME燃料比例、改变DME燃料的工作温度等措施无法消除Bosch泵腔的DME气化现象。

(2) 旁通单向阀方案能够有效消除Bosch泵腔的DME气化现象, 且简单有效, 便于实际应用。

参考文献

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双燃料柴油机 第5篇

家住灵璧县科委宿舍的董存超，人们一提起他，都竖起大拇指——是科技的能人，是能源专家，他一生爱好科技，多年来已获得省、地、县多项科技奖，尤其他与能源项目有不解之缘。早在1992年，他查阅了大量能源信息资料，发现用焦化、石化等化工产品，有合成液化气、汽油、柴油的可能，于是，他多次北上北京清大能源开发研究院和南下上海生物研究所请教能源专家，通过数千次地反复试验，于1996年终于研制出水烃液体燃料和合成汽油、柴油，并于1997年通过省质量检测中心检测各项指标完全达到国家要求标准。多年来他从环保节能、降低成本等方面下功夫，产品由原来的单一配方，发展到现已研制水烃液体液化气和气体液化气8种配方，柴油6个配方，汽油7个配方。他发明的这些能源项目产品质量均通过国家检测达标，被国家专利局受理发明创造专利，推广到社会八年来受到用户一致好评。

水烃液体燃料是用烃质类一些易购化工原料加入水合成的，成本不足2元／公斤，以低成本、热值高，环保节能淘汰了传统的醇基燃料和生物醇油，燃烧时香味四溢，可驱蚊蝇。最近他研制的全气化灶具使用效果比液化气还好，比烧煤、油、电、气都便宜，环保安全，适合家庭、饭店、锅炉使用，三口之家日耗一元多钱，深受用户欢迎。

他研究的汽、柴油多种配方均是3-4种化工原料手工配制而成，成本5200元／吨左右，可生产0#、-10#、-20#柴油和90#、93#、97#汽油，加工出来的汽油、柴油从颜色、味道、发热量、耗油量、动力等指标均与市场汽、柴油一样，可单独用也可混用，不需改造车上任何部件，对车无任何损伤，而且排烟量减少20%以上。

据了解，他发明的水烃燃料、复合汽、柴油多年来已有多家媒体记者亲临现场考察采访报道过，并被《生意经》、《安徽科技报》、《现代营销》、《新财路》、《大众投资指南》、《商界城乡致富》等二十多家媒体多次报道过。消息传开后，已有周边一些县城及来自全国三十多个省市、自治区前来的商户与他签约独家加盟协议。他表示要在5-7年内让全国2700多个县都用上这种价廉环保的水烃燃料和复合汽、柴油，单位申请的“清大源”商标品牌可授权给加盟商免费使用。

记者总结：灵璧清大新能源项目已在我杂志多年报道，是最受读者关注的创业项目。多年来树立了无一例加盟者投诉的诚信企业形象，很多加盟者赠送锦旗、写感谢信。本项目由能源专家专利发明人亲自传技，严格区域保护，确保接产者的经济效益。单位长期供应农户全气化灶、饭店猛火灶、商用灶等多种灶具及零配件。

双燃料柴油机 第6篇

2012年全国汽车保有量达到10 837.8万辆, 排放一氧化碳 (CO) 2865.5万t, 碳氢化合物 (HC) 345.2万t, 氮氧化物 (NOx) 582.9万t, 颗粒物 (PM) 59.2万t。其中占汽车总量只有8.9%的重型载货汽车、中型载货汽车、大型载客汽车和中型载客汽车颗粒物 (PM) 排放贡献达87.4%, 氮氧化物 (NOx) 排放占总量的84.8%, 而以上四类汽车所用发动机中柴油发动机占90%以上[1]。

天然气作为一种清洁能源, 与柴油相比, 排放尾气中的CO和HC含量降低80%~90%, 几乎没有颗粒物的排放。同时, 天然气燃烧后产生的温室气体只有煤炭的1/2、石油的2/3, 对环境造成的污染远远小于石油和煤炭, 并且价格便宜, 是国际公认的车用替代清洁燃料之一, 是21世纪汽车能源应用的重要方向[2]。

车用天然气主要以压缩天然气 (CNG, Compressed Natural Gas) 和液化天然气 (LNG, Liquified Natural Gas) 两种形式储存。在用汽车柴油发动机进行柴油—天然气改装应用可分为:柴油—CNG双燃料系统和柴油—LNG双燃料系统。由于LNG的气化比率是1∶625, 而CNG的比率是1∶200, 所以同样容积的CNG钢瓶充装天然气后, 可使汽车行驶的距离仅为LNG车的三分之一, 因此使用LNG日趋成为主流。虽然CNG与LNG有储存方式上的差别, 但最终都以不同压力状态下的天然气气体方式进入气缸, 在天然气喷射量的控制方面临的问题是一样的。

发动机柴油—天然气双燃料改装技术的核心问题在于能否精确地控制柴油引燃量和天然气供气量, 使发动机达到最佳的动力、经济性能和满足排放要求。本文对国内外主要的发动机柴油—天然气双燃料改装的不同技术特点进行分析研究, 为柴油发动机双燃料改装的方案研究和系统研发提供参考。

1 天然气供气量的控制方式

按天然气供气量的控制方式可分为机械控制式和电子控制式。

1.1机械控制天然气供气量

机械控制式的天然气供气系统通常将天然气的流量调节装置安装在混合器的前端或后端, 通过机构控制, 实现天然气的供气量。熊树生等通过操纵油泵齿条, 控制油量和天然气量按一定比例进入气缸[3];李志军等在原柴油机的基础上设计了一个三通结构的燃气压力调节器来控制天然气的供给量[4];杨新桥等设计了型板式天然气流量控制结构来控制安装在混合器后面的锥形阀开度, 进而控制天然气的流量[5];日本早稻田大学的学者研发的双燃料发动机, 其天然气供气量调节也是基于机械控制混合器方式[6]。

天然气供气量机械控制方法的优点是控制结构相对简单, 改装方便, 成本较低;缺点是供气量控制精度不高, 改装后的发动机排放很难满足排放法规的要求。

1.2 电子控制天然气供气量

根据ECU的输出信号控制供气管路上“控制阀”实现供气量的控制, 根据“控制阀”安装的位置可分为:电子控制单点供气、电子控制多点供气和电子控制缸内直接供气三种方式。

1.2.1 电子控制单点供气

指供给发动机各缸所需天然气通过在天然气管路上或是进气道的单个“控制阀”来实现的。张春化等通过在天然气管路上安装了一个流量控制阀, 电控单元接收转速和负荷信号, 控制步进电机改变其行程来调节流量控制阀的开度达到调节天然气流量的目的[7];张宏光等根据发动机负荷通过ECU调节进气道内的节流阀的开度来控制天然气的供给量[8]。

电控单点供气方式需要专门的混合器, 普遍安装在涡轮增压后的进气管, 高压的天然气通过混合器与空气进行混合进入气缸。为了提高天然气供气量的控制精度, 目前所采取的主要方式是用多个天然气喷射阀来代替“控制阀”。徐富水等采用3组天然气喷射阀来实现天然气供给[9];胡准庆等将喷射阀安装在进气道的根部, ECU根据工况信息和活塞冲程控制天然气的喷射时间和喷射始点, 喷射阀不受气缸内高温高压的影响[10];一汽集团公司采用天然气单点喷射系统, 并设计了气体流量阀, ECU可根据实测天然气压力和温度, 并与目标天然气压力比较, 调节气体流量阀内容积室的容积来精确控制天然气喷射量[11];日本冈山大学U Azimov等通过混合气预混合喷射, 混合气在尾气区域自动点燃之前扩散, 减少了HC和CO的排放, 但NOX排放有所增加[12]。

单点供气方式的进气位于进气管, 在一定程度上会降低空气的进给量。此外, 由于受不同发动机进气管结构不同的影响, 混合器安装位置不一, 不能精确地对天然气的供气时刻进行控制, 不可避免存在气门重叠时的漏气和进气管回火的风险。但是, 单点供气方式的改装方案由于对发动机原机结构改动破坏小, 在发动机双燃料改装市场的初始阶段, 用户往往更愿意接受。目前在国内, 福州大学、北京富地红华、北京生宝力源、深圳华江等设计的双燃料改装方案均采用电控单点供气方式。

1.2.2 电子控制多点供气

指在进气歧管末端钻安装孔, 将天然气喷射阀安装在各缸进气门前端, 通过电控单元实现对各缸的定时定量供气, 达到对混合气浓度的精确控制, 即多点顺序喷射控制方式。

苏万华等在每个气缸进气口安装电磁阀, 根据转速、喷气脉宽反算而得到喷气开始时刻, 通过改变电磁阀喷射脉宽 (PWM) 控制天然气的喷射量[13];高青等根据发动机转速、空气流量、天然气供气量、排气温度和脉谱图等信息, 采用开环和闭环相结合的方式控制天然气和空气的流量, 发动机燃烧性能和排放性能得到了改善[14];Hosseinzadeh等基于多点喷射开发了准二区燃烧模型控制系统, 有效地解决发动机在不同负荷下热效率低、CO排放多和燃油利用率低的问题[15];Kennon等分别在进气歧管和进气道内安装喷射阀, 集合了多点喷射精确控制和单点喷射混合均匀的特点, 消除了回火现象并且控制方法灵活[16]。

多点供气位置位于进气歧管, 对空气的进气量影响小, 能根据各缸的气门相位信息精确控制各缸天然气喷射阀的喷气时刻, 消除了气门重叠时的漏气和进气管回火的可能。双燃料运行时发动机的动力性、经济性和排放性能均能得到较好地控制。但是, 因为需要在进气管末端钻喷射阀的安装孔, 对发动机原机结构破坏较大, 在市场初期用户通常不大愿意接受, 目前国内泰德燃气设备 (上海) 有限公司、恒驰科技等正在推广其多点供气方式的车用双燃料改装系统。

1.2.3 电子控制缸内直接供气

直接供气指将喷射阀安装在气缸盖上, 将天然气直接喷进燃烧室内。

Philip等最早提出天然气缸内高压喷射技术 (High Pressure Direct Injection System, HPDI) 、缸内扩散燃烧理论和CNG直喷技术 (CNG-DI) 。基于HPDI理论, Westport公司在此基础上开发了一系列的HPDI燃烧系统天然气发动机, 使NOx、HC和PM分别减少了45%、85%和71%[17];潍柴与Westport公司联合推出了国内首台基于HPDI的缸内直喷天然气发动机, 替代率可达95%, 排放达到国Ⅴ标准[18];Alberto Boretti将CNG喷嘴直接安装在气缸盖上[19];Kumarappa在活塞缸壁上安装喷射器[20];魏威等改进喷油器, 利用喷油器内的增压泵将天然气直接喷入气缸内, 实现了缸内直喷供气[21]。

缸内喷射技术可以降低和消除燃料供给对空气充量的影响, 易于实现稀薄燃烧, 提高排放性能, 提高动力性和避免爆震的效果。但其明显缺点是对发动机改动大, 技术难度高, 改装费用高。

2 柴油引燃量的控制方式

对发动机进行双燃料改装的另一个核心问题是如何在不同工况下精确控制柴油引燃量。柴油引燃量的控制方式直接受原机柴油供给方式的影响, 分为两类: (1) 柴油引燃量的机械控制; (2) 柴油引燃量的电子控制。

2.1 柴油引燃量的机械控制

目前全部“国Ⅱ”和部分“国Ⅲ”排放标准的柴油发动机采用机械式喷油泵进行柴油供给, 柴油的供给量由喷油泵齿条位置决定, 而齿条位置由调速器和调速手柄工作状态确定。

陈永斌等对调速器凸轮板进行修正, 并在进气管和调速器之间安装增压补偿器和两位三通电磁阀, 可实现调速器按设定供油曲线控制柴油引燃量[22];张宏光等在喷油泵调速手柄与油门踏板直接用拉线相连, 通过调节踏板的行程控制喷油泵调节手柄的角位移量来控制齿条位置[8];熊树生等在喷油泵齿杆的端部加装限位机构并由电磁铁控制油量[3];李志军等通过对停车电磁阀进行改进, 使油门改变时, 齿条位置以较小的位移移动达到控制油量的目的[4]。

通过调速器和齿条位置的机械控制方式对发动机物理结构改动较小, 方便满足不同客户的需求。采用机械控制方式, 改装方便, 结构简单, 但是控制精度不高。

2.2 柴油引燃量的电子控制

自2006年1月1日北京在全国范围内率先实施“国III”排放标准, 自此车用柴油发动机迈入了电控时代。为实现电控喷射柴油引燃量的控制, 吴光耀等通过对喷油信号进行断油处理, 控制柴油引燃量[23];王铮等通过步进电机调节进油管路的阀值来调整供油量[24];美国BKM公司开发基于Serbojet电控液压泵喷嘴控制柴油引燃量的“微引燃”系统[25];Cheikh等研发的双燃料电控液压系统, 利用限压阀和精细控制针阀, 在可变范围内控制柴油引燃量低于1%[26];British Columnbia大学设计的电控油气共用喷射器, 喷射器的喷射持续时间和喷射时刻由电磁阀和液压系统共同控制[27];基于福特全球技术中心和日本电装公司的改进喷油器专利[28,29]、HPDI理论和Brown等开发的联合喷射系统 (Co-injection) , 实现在同一喷嘴下对油量和天然气量的精确控制[30]。

通过改变原发动机的喷油器结构, 对发动机结构改动大, 技术难度大, 改装成本和风险较高, 在市场应用的推广阶段终端客户接受度低。

3 结束语

汽车尾气排放的污染物已经成为城市大气的主要污染源, 而且随着汽车保有量的增加, 污染将日益严重。我国现有中大功率车用发动机主要为柴油机, 燃料消耗量多, 废气排量大, 污染重。仅2012年全年, 全国车用柴油机的产销量就达到332.08万台和339.52万台。在全社会对节能减排问题的空前关注下, 除了大力推广应用汽车新能源、替代燃料技术外, 对在用柴油发动机的柴油—天然气双燃料改装是缓解燃油供求矛盾, 减少尾气排放, 治理城市大气污染的重要举措, 符合我国建设资源节约型、环境友好型社会的基本国策。

截至2009年底, 除西藏、台湾、澳门外, 全国其余省、直辖市、自治区80多个城市正在推广天然气汽车。2012国内已建LNG加气站404座, CNG加气站2300座。除了推广应用CNG/LNG汽车外, 目前四川、重庆、山东、新疆、贵州、甘肃、安徽、河南、湖北、安徽、广西等省、地区相继开放对在用车辆的柴油—天然气双燃料改装, 市场需求巨大。为此, 在目前市场初期阶段, 我们建议改装技术应满足以下准则:

(1) 对原发动机的结构破坏要最小;

(2) 容易现场施工、改装;

(3) 改装成本应能在10个月内回收;

(4) 改装技术适用的普遍性要好, 能适应大量的不同类别与型号的柴油发动机。

摘要：对在用柴油发动机进行柴油—天然气双燃料改装不仅可以降低燃料费用成本, 而且可以显著减少汽车尾气污染物的排放。基于不同的天然供给方式和柴油引燃量的控制方法, 分析国内外柴油—天然气双燃料改装的不同技术特点和存在的问题, 并对柴油—天然气双燃料改装市场初期的技术选用提出基本准则。

双燃料柴油机 第7篇

近年来,由于国际石油价格的攀升,人们在不断地寻求替代能源。LPG由于其经济性好、热值高、辛烷值高、抗爆性强以及其良好的排放性能,特别是良好的经济性能和排放性能使得其近年来在机动车辆上得到广泛应用[1,2,3]。国内外很多的学者、专家对LPG的燃烧特性和排放特性进行了研究,Hakan Bayraktar和Orhan Durgun在电火花点火式发动机上直接燃用LPG进行研究,发现发动机燃用LPG和燃用汽油相比动力性能降低,燃料消耗率增加,发动机热效率降低[3]。熊树生等人研究发现如果只将柴油机或汽油机通过简单的机械供气方式改装为气体燃料发动机,发动机的动力性和经济性达不到原机水平[4]。

采用电控技术,特别是电控喷气和喷油技术,将是彻底解决双燃料发动机的动力性、经济性、排放性和替代性等问题的较佳方案[5]。本改装设计的目的是设制出一套电控系统和LPG喷射系统,装备在295T型直喷柴油机上,促使LPG与柴油高效混燃,发挥LPG良好的经济性能和排放性能,解决双燃料发动机动力性能、热效率变差的问题。

1 试验装置

本文改装用发动机为295T型立式、水冷、四冲程柴油机,涡流式燃烧室,缸径/行程为95mm/115mm,压缩比为19.5,活塞总排量为1.63L,实测最大功率为17.17kW,额定转速为2 000r/min,实测最大转矩、转速为92Nm、1500r/min,供油提前角17.3°CA,全负荷最低燃油耗为256.9 g/(k Wh)。

配置的其它测试设备有湘仪电涡流测功机、普联发动机测控仪、智能油耗仪、尾气分析仪和烟度计等装置。试验装置结构简图如图1所示。

2 改装设计方案

本文提出的改装方案采用LPG/柴油双燃料混合燃烧方案。在启动和低负荷运行时,发动机以纯柴油方式工作;在中高负荷时,发动机按LPG/柴油双燃料方式工作,这样容易保证发动机的正常运行[6]。

该改装方案保留了发动机原柴油供给系统,可以工作在纯柴油模式和LPG/柴油双燃料模式。LPG采用高速电磁喷气阀在进气行程从进气歧管喷入。自喷嘴高速喷出的LPG与进入发动机的空气混合后进入汽缸。在压缩行程接近终了时,纯柴油由燃油喷射系统喷入汽缸;柴油蒸发与空气混合后,在高温条件下自燃并引燃LPG;汽缸内气体受热膨胀,推动活塞实现对外做功。

2.1 加装LPG供气系统

LPG燃料供给系统,主要包括LPG气瓶、阀门、调压器、压力表、分配阀、LPG喷嘴等。LPG在调压器中调压、汽化、吸热后经安装在进气歧管上的LPG喷嘴与空气混合后随发动机进气门的开启进入汽缸。

2.2 电控系统设计

电控单元(ECU)是整个系统开发核心,只有正确、合理地设计和较高的可靠性才能保证控制算法的实施,取得满意的控制效果,从而提高发动机的工作性能[7]。

电控单元以两片AT89S52单片机为核心,分别为发动机监控单元和控制单元核心,采用开环方式对发动机进行控制。控制单元根据接收到的各传感器信号,确定发动机所处工况。利用飞轮上安装的霍尔传感器产生的信号作为喷气的触发信号,按照控制模型读取基本喷气量,并对基本喷气量进行必要的修正,控制发动机的运行。监控单元实时显示发动机运行热状态,与控制单元通讯。

根据发动机控制系统的要求,设计开发的电控单元具有如下功能:系统数字信号的采集和处理功能;根据采集的实时信号进行工况判断,实现燃气进气量的控制;具有输出控制信号、驱动执行器的功能,即依据系统处理后所得的控制信息,产生电磁阀驱动信号,实现LPG喷射;与监控系统进行通讯功能,监控系统可以实时显示发动机运行热状态,并能依据输入条件进行匹配参数和控制参数的修正。

电控系统设计采取了模块化设计思想,电控系统由冷却水水温采集及显示模块、键盘输入模块、曲轴信号采集模块、双机通讯模块和高速电磁阀驱动模块等组成。

2.3 系统软件设计

系统软件采用C语言和汇编语言相结合,采用模块式构架编写,对实时性要求比较高的中断采用汇编语言编程。为了便于程序的调试、移植和修改,将常用的代码独立出来,编成一系列的子程序。在软件控制过程中,按发动机的使用工况设计了7种控制模式:起动模式、怠速模式、加速模式、减速模式、稳定工况模式、过热断气模式和超速断气模式。

主程序的功能是依据输入的信号计算发动机的转速、曲轴位置、冷却水水温以及控制信号,确定发动机的运行工况和控制要求,并由此转入相应的处理程序中。在起动模式中,发动机由柴油单燃料起动,LPG喷嘴电磁阀设置为关闭状态,保证发动机正常起动。为了保证发动机正常运行以及双燃料发动机良好的经济性、动力性和排放性能,发动机起动后立即进入怠速模块对发动机进行机体预热。只有发动机机体预热到达设定温度时,在控制程序的作用下,发动机开始双燃料工作。在加速模块中,当油门加大时,迅速增加额外供气量,以达到提高发动机转速的目的。控制系统软件流程图,如图2所示。

3 试验结果与分析

为了检测控制效果,在相同的条件下,令改装后的发动机分别燃用LPG/柴油双燃料和燃用柴油,并在相同的每一工况下进行外特性或负荷特性试验。

3.1 外特性扭矩和功率对比

图3为外特性下发动机燃用LPG/柴油双燃料和燃用柴油时功率和扭矩的对比。图3表明,在所有转速范围内,燃用LPG/柴油双燃料时发动机外特性扭矩比原机大,相应的功率也增大。其主要原因是:石油液化气低热值比柴油低热值略高,从理论完全燃烧的混合气热值看,柴油、LPG和空气的混合气热值比纯柴油要高,而且柴油必须在有过量空气系数的条件下才能较好地燃烧。双燃料发动机可以突破燃用柴油时输出功率受限于冒烟极限的障碍,使得双燃料发动机的动力性优于原机。双燃料发动机动力性的进一步提高受到了气体燃料爆燃的限制,功率和扭矩的增大应以不发生敲缸为前提。

3.2 外特性下当量燃油消耗率的对比

在本试验中,纯柴油和LPG/柴油在物理化学性能上均有差异,因而不能用燃油消耗量、燃油消耗率对两种系统的经济性能进行衡量。在此引入当量燃油消耗率,即单位有效功率的能量消耗量,能耗量为按LPG/柴油的混合质量低热值换算得到。

图4为外特性下发动机燃用LPG/柴油双燃料和燃用柴油时当量燃油消耗率的对比。图4表明,在低负荷时,发动机燃用LPG/柴油双燃料时当量燃料消耗率大大低于原机当量燃油消耗率。而随着负荷的增大,燃用双燃料时发动机当量燃油消耗率逐渐和燃用纯柴油时发动机当量燃油消耗率接近。其原因是低负荷时,LPG混合气在供氧充足和柴油引燃下,能完全燃烧,燃料经济性好。另一方面,LPG混合气进入汽缸时已经混合均匀,在柴油引燃下充分燃烧,反过来加速喷入柴油的蒸发,促使汽缸内剩余柴油燃烧充分,提高发动机运行效率,因此燃用双燃料时发动机燃料消耗率低于原机。而随着转速提高,燃烧速度加快,柴油机热效率提高,发动机当量燃油消耗率减少,所以在中高负荷阶段,两种系统的当量燃油消耗率接近。

4 结论

1)采用电控多点喷气技术,可以有效地解决LPG/柴油双燃料发动机的动力性、经济性、热效率变差的问题,充分发挥LPG燃料优越的理化特性和燃烧特性。

2)通过电控改装,295T型发动机可以在纯柴油和LPG/柴油双燃料两种模式下工作,具有较好的燃料适应性。

3)采用两片AT89S52单片机组成电控单元,以发动机的转速n、曲轴位置和冷却水温度等信号为是输入量,LPG喷嘴电磁阀通断时间为输出量,控制系统控制效果好,自适应性强。用8位单片机实现了16位单片机的功能,降低了成本。

摘要：为了在直喷柴油机上实现柴油与液化石油气(LPG)高效混燃,充分发挥LPG优越的理化特性和燃烧特性,专门研制了双核电控单元(ECU),建立了相应的控制模型,设计了LPG电控喷射系统,对295T直喷柴油机实现了电控多点喷射LPG/柴油双燃料发动机改装。在相同条件下,以改装后的发动机为试验装置,分别燃用柴油和LPG/柴油双燃料进行了台架性能试验。试验结果表明:改装后的LPG/柴油双燃料发动机与原机(燃用纯柴油时的发动机)相比,动力性能略有提高,热效率提高,当量燃油消耗率降低。

关键词：直喷柴油发动机,双燃料,多点喷射,液化石油气

参考文献

[1]Beer T,Grant B,Williams D,et al.Fuel-cycle greenhouse gas emissions from alternative fuels in Australian heavy vehi-cles[J].Atmos Environ,2002,36:753-763.

[2]Selim MYE.Sensitivity of dual fuel engine combustion and knocking limits to gaseous fuel composition[J].Energy Con-version Management,2004,45:411-425.

[3]Hakan Bayraktar,Orhan Durgun.Investigating the effects of LPG on spark ignition engine combustion and performance[J].Energy Conversion and Management,2005,46:2317-2333.

[4]熊树生,何文华,楚书华,等.车用柴油/CNG双燃料发动机工作性能的研究[J].农业机械学报,2004,35(4):24-27.

[5]薛金林,吴小平,田广为.电控多点喷射燃气发动机的改进设计[J].农业机械学报,2006,37(10):5-7.

[6]王军,张立军,李光华.预混合式双燃料发动机的性能分析[J].农业机械学报,2004,35(1):37-40.

双燃料柴油机 第8篇

柴油-天然气双燃料发动机是在柴油机为基础机, 匹配天然气供气系统及电控喷射系统, 使柴油和天然气共同燃烧做功的内燃机。天然气采用电控单点喷射由进气道吸入气缸内, 当活塞运行到压缩行程终了时, 柴油喷射系统喷入微量柴油, 进而引燃天然气进行混合燃烧做功。双燃料发动机因为两种燃料同时燃烧, 为满足国家排放标准, 采用DOC+DPF的后处理形式, DOC将未燃烧的CH4及THC进行燃烧, 并为DPF的再生提供所需温度条件, 进而将DPF所捕集的颗粒处理完全。

1、DPF系统结构及基本策略

为实现DPF的再生, 对DPF系统的控制手段主要为进气节流 (控制节气门开度实现) 及柴油系统后喷。通过两者的联合控制可获得较高的排温。高排温这一特性对排放具有两方面的影响。首先, 通过较高的排气温度, 使DOC系统具有较高的转化效率, 降低CH4及THC排放。其次, 通过提高排气温度, 使DPF系统再生, 以避免堵塞。柴油-天然气双燃料发动机采用的DPF结构如下图1所示。

2、DPF系统再生条件

该系统通过壁流式DPF载体对发动机 (双燃料柴油机) 排放的颗粒进行捕集, 捕集效率>95%。同时, 未燃烧的HC在DOC内氧化, 进一步提高排气温度。DPF系统主要通过控制排温进行再生, 当排气温度>400℃时, 捕集的颗粒进行再生, 再生效率达到90%。

3、发动机运行工况

3.1 发动机ESC试验排温数据

发动机ESC试验排温数据如下表1。

整理后对应的转速/负荷-排温关系如下图所示。如图2所示, ESC试验中测试的1300rpm至2000rpm, 所有负荷下的排温都较高, 基本都位于450℃至500℃之间, 最低排温为442℃。

3.2 发动机ETC试验排温数据

发动机ETC试验数据如下图3所示。

ETC试验中各工况下扭矩-排温对比关系如下图4所示。可见在ETC试验中全转速范围内, 无论负荷如何变化, 排温都维持在较高水平, 处于450℃-550℃之间, 且主要分布于450℃-500℃之间。这与ESC试验结果一致。

4、DPF再生工况分析

如前所述, 双燃料发动机可通过调节节气门开度控制进气流量, 当进气流量较低时可获得相对较高的排温。更进一步采用柴油后喷技术直接提高排气温度。以上两项技术的应用确保了发动机全工况都具有较高的排温。

ESC及ETC的试验数据也印证了上述观点。在ETC及ESC试验中, 双燃料发动机常用运行工况排温都大于400℃。因此, 无需DPF系统主动喷油再生, 只需依靠发动机后喷柴油即可满足排气温度大于400℃的要求, 实现被动再生。

5、OBD保护策略

本控制系统中针对DPF压差传感器进行了故障监测。合理性故障及其对应措施如下表所示。当DPF系统压差过大时, 发动机将进行限扭。这一措施将可靠的保护DPF系统, 并及时提醒驾乘人员进行故障处理。

参考文献

[1]李志军, 付晓光, 吕筱萍, 等.柴油/CNG双燃料发动机排放性能的试验研究.内燃机学报, 2003 (2) -21.

[2]王军, 王继卫, 等.CNG/柴油双燃料车用发动机排放特性研究.汽车工程, 2004 (1) -26.

双燃料柴油机 第9篇

发动机燃烧循环波动是反映发动机工作过程燃烧稳定性的一个重要参数,对发动机燃油经济性改善和排气污染控制有较大影响,由此引起的平均指示压力和输出转矩的变动,会使车辆的驱动性能变差。早期关于循环波动的研究通常是针对汽油机的,但是近年来各国的研究机构已开始对代用燃料柴油机的燃烧稳定性和循环波动进行研究[4—7]。研究预混合引燃燃烧的循环波动特性,对于认识这一复杂的燃烧过程、阐明循环波动产生的原因和寻求降低循环波动的措施有很大意义。

在四缸增压中冷柴油机上进行了甲醇均质混合气F-T柴油引燃发动机的燃烧循环波动研究,分析了发动机转速、负荷以及甲醇的能量替代比等对燃烧过程循环波动的影响。

1 试验装置与试验方案

试验中所用的参考燃料为国标0#柴油,F-T柴油是由山西潞安煤基合成油有限公司生产。三种燃料的主要理化性质如表1 所示。

试验设计了三种能量替代比( E) : 5% 、10% 和15% ,对应的三种组合燃料记为M5FT、M10FT、M15FT。M5FT表示: 在速度或负荷特性试验时,取每个工况点消耗的F-T柴油的总能量的5% 转化为进气道内甲醇的喷射量( M10FT和M15FT以此类推) ,即:

式( 1) 中,BM为甲醇的喷射量,kg; BFT为F-T柴油的消耗量,kg; HμFT为F-T柴油低热值; HμM为甲醇的低热值。

本试验所用的甲醇均质混合气F-T柴油引燃发动机是由4100QZBL柴油机改造而来,在原柴油机的进气总管上加装了一套供醇装置,甲醇进气道喷射,F-T柴油则由柴油机原供油系统直接喷入气缸,试验系统如图1 所示。甲醇喷射系统及其控制装置是我系自主设计的,由喷醇泵、溢流阀、喷油嘴和管路组成。其中,甲醇喷嘴有4 个喷孔,孔径为0. 24mm。试验样机为一台涡轮增压中冷、直喷式柴油机,主要技术参数如表2 所示。试验所用主要设备有四川诚邦科技有限公司的ET2000 柴油机测试系统、DW160 电涡流测功机和ET2400 智能油耗仪,DEWE-800-CA-SE燃烧分析仪,奥地利AVL公司的AVL DIGOM 4000 五组分尾气排放仪和AVL DISMOKE 480 不透光烟度计。

1为测功机,2为发动机,3为油泵,4为油耗仪,5为油箱,6为燃烧分析仪,7为甲醇箱,8为喷醇泵,9为甲醇喷嘴控制装置,10为溢流阀,11为角标仪,12为进气中冷器,13为甲醇喷嘴,14为进气流量计,15为涡轮增压器,16为烟度计,17为排气分析仪,18为喷油器,19为缸压传感器

为研究不同甲醇比例的预混合引燃燃烧对柴油机运转性能的影响,在80% 油门开度的速度特性和最大扭矩转速( 2 400 r/min) 负荷特性下研究了缸内压力参数和燃烧时间相关参数的循环波动率随转速和负荷的变化规律,以及转速为2 400 r/min、负荷为150 N·m工况下各参数的循环波动率随甲醇比例的变化规律。试验中每工况采集110 个循环数据,测录每循环气缸压力数据,并通过计算比较每循环平均指示压力、缸内峰值压力及其相位、燃烧始点、燃烧持续期和放热率峰值及其相位的循环波动情况。

2 试验结果与分析

对燃烧过程循环波动的分析主要是从混合气成分和气体运动状态的波动方面进行分析。

2. 1 循环波动的表示

燃烧循环波动是指在发动机以某一工况稳定运转时,相邻循环燃烧过程的进行情况不断变化,具体表现在压力曲线、火焰传播情况以及发动机功率输出的变动[8]。因此,表征循环波动的参数大体上可以分为四类[9,10]: 与缸内压力有关的参数( 最大爆发压力及其相位、最大压升率及其相位、平均指示压力等) ; 与燃烧时间有关的参数( 燃烧始点、最大放热率及其对应相位、滞燃期、燃烧持续期等) ; 与燃烧火焰有关的参数( 当量火焰半径、火核中心在不同时刻的位移等) ; 与排气组分有关的参数( 排气中各种组分的浓度等) 。在实际的试验研究中由于测试方法比较复杂,排气组分相关参数和燃烧火焰相关参数的应用较少,本文在现有的试验条件下选取易于测量的与压力和燃烧时间有关的参数———平均指示压力( Pmi) 、最大爆发压力及其相位( Pmax、Pmax) 、燃烧始点( start of combustion,SOC) 、燃烧持续期( combustion duration,CD) 和放热率峰值及其相位( HRRmax、HRRmax) 作为循环波动的特征参数。

采用循环波动系数COV作为燃烧循环波动的特征参数,其计算式为

式( 2) 中,X为特征参数; 为特征参数的平均值;SD( X) 为特征参数样本的标准差,其计算式为

式( 3) 中,N为特征参数的样本个数,即所采集的循环数,本文中N = 110; X( j) 为特征参数中第j循环的值。

2. 2 发动机转速对循环波动的影响

在油门开度为80% 的速度特性下,分别测录了转速分别为1 000 r/min、1 200 r/min、1 600 r/min、2 000 r / min、2 400 r / min、2 800 r / min和3 000 r / min工点的110 个循环数据,据此对各特征参数进行循环波动分析。

转速对各参数循环波动的影响如图2、图3 所示。从图2( a) 可知,随着发动机转速的升高,平均指示压力的循环波动系数整体上呈中间低两头高的趋势。由图2( b) 可知,燃烧压力峰值循环波动随转速的变动不大; 压力峰值对应相位的循环波动随转速的增加稍有增大,但波动范围在0. 45% 以内,可以忽略。由图3( a) 可知,燃烧始点循环波动系数的变动较大,在中低转速时0#柴油的循环波动系数与其他三种预混合引燃燃烧的变化规律相同,即随转速增加而增大; 但在高转速时0#柴油和大比例甲醇替代比的预混合引燃燃烧的循环波动明显减小。由图3( a) 还可看出,燃烧持续期循环波动系数低速时较大,随转速增加急剧下降,并逐渐稳定在7% 以下。由图3( b) 可知,瞬时放热率峰值循环波动率较高,均大于13% ,其中0#柴油的波动较小,随转速增加,而预混合引燃燃烧的先增加后稍有下降。

转速很低时,缸内气流速度小,不利于火核生长; 转速很高时,流速过高,散热加快,已生成的火核被吹灭的可能性大,两种情况下燃烧过程的循环波动都较大。转速的增大不仅使气流运动状态波动增加,同时缸内涡流和湍流的强度也会增加,加速燃油的蒸发,提高可燃混合气的均质化程度,燃烧稳定性增加。甲醇大的气化潜热会使燃烧温度整体下降,但其自含氧性质和F-T柴油的高十六烷值又会增大燃烧速率; 同时由于F-T柴油的黏度低于0#柴油,燃烧室内的燃油喷雾较均匀,有利于燃烧速率的提升。因此,各参数循环波动系数随转速的变化规律是由转速和燃料性质综合作用的结果。其中,高速时燃烧持续期的循环波动较大是因为燃烧的稍微延迟或提前对应的绝对时间基本不变,但在高转速时其对应的曲轴转角计燃烧持续期变化较大。

2. 3 负荷对燃烧循环波动的影响

负荷特性对各参数循环波动系数的影响如图4 ~ 图5 所示。由图4 ( a) 可知: 平均指示压力循环波动系数随负荷增加而降低,0#柴油的最小。由图4( b) 可知,中小负荷时,预混合引燃燃烧的压力峰值循环波动与0#柴油相当; 高负荷时,随负荷增加,0#柴油的循环波动系数降低较快,随甲醇替代比增加循环波动系数减小; 压力峰值对应相位的变动较小,均小于0. 44% 。从图5( a) 可知,燃烧始点的循环波动系数只在大、小负荷时有所增加。燃烧持续期的循环波动系数随负荷增加降低并趋于稳定,小负荷时变动较大,基本在10% 以上,大负荷时变动率基本维持在8% 以下。从图5( b) 可知,放热率峰值的循环波动系数随负荷的增加其变化规律性较差,最大值高达30% 。预混合引燃燃烧模式的放热率峰值对应相位的循环波动系数较0#柴油稍有增加,但幅度小于2% 。

随负荷增大,混合气浓度增加、混合气中氧含量增加,燃烧速率增加,燃烧质量提高,燃烧稳定性增加; 同时,燃烧室温度增加,燃油蒸发速率加快,混合气均质化程度提高,同时甲醇气化潜热的影响减小,燃烧稳定性提高。因此,发动机特征参数的循环波动整体上随负荷增大而降低。

不同的燃烧模式下对应燃烧室某一温度均存在一个混合气着火的浓度范围( 上限和下限) ,低负荷时,燃烧室温度低,对应的混合气着火浓度范围小,稍微的混合气浓度的波动都会造成燃烧始点较大的循环波动; 高负荷时,混合气的浓度可能处在混合气着火浓度的上限附近,浓度的稍微波动都可能会超出混合气的着火上限,造成燃烧始点的循环波动增加; 因此,高低负荷的燃烧始点的循环波动较大。另外,F-T柴油的黏度较低,预混合引燃燃烧模式发动机喷油泵的磨损较大,偶件间隙增大,引起喷油压力减小,燃油的初始运动速度降低,喷雾卷吸减弱,燃油雾化质量下降,循环波动增加,小负荷时尤其明显。

2. 4 甲醇比例对燃烧循环波动的影响

在转速为2 400 r/min、负荷为0. 457 MPa工况下,甲醇替代比率对燃烧压力参数和燃烧时间参数的循环波动的影响如图6 所示。由图6( a) 可知,在甲醇替代的小比例范围内,随甲醇替代比的增加:平均指示压力循环波动系数随甲醇替代比增加而增加,之后随甲醇替代比的继续增大,其循环波动逐渐下降; 压力峰值的循环波动系数基本保持恒定; 压力峰值对应相位只在低比例时稍有增加。由图6( b)可知,随甲醇替代比增加: 燃烧始点的循环波动系数,先缓慢增大,后又缓慢减小; 燃烧持期的变动系数基本不变; 放热率峰值的循环波动系数波动较大,先增加后降低,且随甲醇替代比增加,降低速度减慢; 放热率峰值对应相位的循环波动系数基本不变。由于甲醇的沸点低、气化潜热大,燃烧初期燃烧室的温度较低,F-T柴油与空气混合的均匀度降低,混合气成分的波动较大; 但同时甲醇的自含氧性质又会加速主燃烧期的燃烧速率,有利于降低燃烧的循环波动; 故甲醇替代比较低时,气化潜热对混合气成分波动的促进作用大于含氧量的改善作用,各参数的循环波动率较大,当甲醇替代比增加时,氧分子浓度增加,对燃烧的改善作用大于气化潜热的恶化作用,循环波动率降低。

3 结论

( 1) 转速对预混合引燃发动机的动力输出的波动影响较小,但对具体的燃烧过程循环波动的影响较大。在发动机的正常工作转速下平均指示压力、压力峰值及其相位的循环波动较小。燃烧始点循环波动系数随转速的增加有先升后降的趋势; 低速时燃烧持续期的循环波动较大; 而放热率峰值相位的波动仅在高速时较大; 瞬时放热率峰值的波动率较大,中高速时在20% 左右。

( 2) 正常工作范围内,负荷对发动机整体运转特性的影响较小,但在怠速、起动等小负荷工况时发动机的循环波动率较大,且在高负荷时具体的燃烧过程变动较大。在预混合引燃发动机一般的工作工况下,其压力参数的循环波动率均在10% 以下; 燃烧持续期的循环波动系数在8% 以下; 但燃烧始点的循环波动率较大,大小负荷时均高于10% ; 放热率峰值对应相位的循环波动系数; 小于2% ; 但放热率峰值的循环波动系数随负荷的增加其变化规律性较差,最大值高达30% 。

( 3) 甲醇替代比低时,预混合引燃燃烧模式的循环波动稍大,但当甲醇替代比增加到一定比例后循环波动率逐渐降低到与0#柴油相当的水平,甚至更低。

综合以上分析,在发动机正常的工作范围内甲醇均质混合气F-T柴油引燃是一种清洁高效的燃烧方式,且甲醇能量替代率适当提高更有利于降低循环波动; 但在怠速、冷起动和全负荷等工况不适宜用甲醇均质混合气F-T柴油引燃,必须对发动机结构或燃料进行改动和优化以降低这些工况的循环波动。

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双燃料柴油机 第10篇

甲醇作为内燃机的代用燃料具有广阔的发展前景, 其沸点较低易于蒸发, 同时辛烷值较高, 理论空燃比较小, 能够在较宽广的工况下燃烧而碳烟排放较低［１］。研究［２－１０］表明:甲醇可以高替代率在柴油机上燃用, 并且能够大幅度降低柴油机的碳烟排放, 进一步改善燃油经济性。

柴油引燃甲醇双燃料发动机利用甲醇燃料替代柴油燃料作为主要燃料控制发动机的动力输出。这种燃烧方式中, 柴油首先被压燃着火, 然后引燃周围甲醇和柴油预混合气。研究［１１］表明:柴油引燃甲醇双燃料发动机改善了燃烧过程, 与常规柴油机相比, 其碳烟排放降低较明显。碳烟的生成与引燃柴油的关系十分密切。为了在理论上探讨引燃柴油对碳烟排放的影响程度, 本文在已建立的柴油引燃甲醇双燃料发动机现象学碳烟生成模型基础上［１１］, 模拟了柴油引燃甲醇双燃料发动机燃烧过程中引燃油量对碳烟排放的影响。

1 柴油引燃甲醇双燃料发动机现象学碳烟排放模型

模拟所用柴油引燃甲醇双燃料发动机是经过改造的485QDI柴油机, 发动机技术参数、试验系统及试验过程详见文献[9, 11]。

在试验验证的基础上, 根据柴油引燃甲醇双燃料发动机燃烧过程中甲醇对碳烟生成的抑制作用, 构建后的碳烟生成模型［１１］为

式中, Fuel、M分别代表柴油和甲醇;Cｓｏｏｔ代表生成的碳烟。

碳烟生成速率为

式中, mf为柴油蒸气质量;Af为常数, Ef为活化能, Af和Ef取值与广安模型取值相同;ACH3OH为经试验验证得到的常数, ACH3OH=1.2×1012;ECH3OH为经试验验证得到的甲醇抑制碳烟形成的活化能, ECH3OH=3.0×104J/mol;mCH3OH为甲醇的质量;msoot为柴油引燃甲醇双燃料发动机中生成碳烟的质量。式 (2) 中, 第一项是柴油对碳烟生成的贡献, 第二项是考虑甲醇影响而增加的。

碳烟氧化模型 (Nagel模型) 为

式中, Aｓｉｔｅ为碳粒表面容易发生氧化反应的A型位置;Bｓｉｔｅ为碳粒表面较难发生氧化反应的B型位置;kＡ、kＺ、kＢ、kＴ为常数。

碳烟氧化速率为

式中, XＡ为A型位置在整个碳粒表面所占比例的权数;pＯ２为氧气的分压力。其余常数表达式如下:

碳烟生成净速率为

计算用到的常数及活化能见文献[11], 将此碳烟排放模型嵌入计算软件KIVA-3V中, 由软件提供模型所需的气体热物理特性、组分浓度等参数。模拟计算所使用的其他主要模型包括经过可压缩性修正的RNGk-ε 湍流模型和基于涡团耗散概念的湍流燃烧模型等。

发动机活塞凹坑具有轴对称性, 喷油器有四个喷孔, 喷油持续时间为14°CA, 喷油提前角为7°CA, 计算所用每循环喷油量以试验的最大负荷工况为基准逐渐减小。根据试验条件选取初始空气温度为339K, 压力为0.15MPa。计算区域的轴对称面上选择周期边界, 其他选择固体壁面边界［１２］。为节省时间, 计算在缸内1/4 扇形区域内进行, 从100°CABTDC开始, 至100°CA ATDC终止。

2 引燃油量对柴油引燃甲醇双燃料发动机碳烟排放的影响模拟结果及分析

图1为每循环喷油量从0.020 7g开始逐渐减小时的瞬时放热率曲线。放热率曲线第一个预混燃烧阶段出现的峰值较小, 是引燃柴油着火点的预混燃烧;第二个预混燃烧阶段是着火点周围的甲醇被引燃后火焰迅速传播, 此阶段柴油和甲醇共同燃烧, 较大放热率峰值出现, 预混燃烧后是剩余柴油拖拉的扩散燃烧和剩余甲醇的火焰传播燃烧。

图2为当初始混合气中甲醇的浓度不变时, 每循环喷油量从0.020 7g逐渐减小时的碳烟排放曲线。从碳烟排放曲线可以看出, 引燃柴油量对扩散燃烧阶段的碳烟排放影响明显, 大量的碳烟在喷油结束后生成。随着引燃油量的减小, 碳烟排放减少, 当每循环喷油量减至0.008 4g时, 碳烟排放几乎不再减小;但是, 引燃柴油量并非越小 (甲醇替代率越高) 越好, 这可能会导致氮氧化物增加较多。

碳烟排放曲线表明:从9°CA ATDC开始, 不同的引燃油量造成的碳烟生成值差别逐渐明显。为了探讨引燃油量对扩散燃烧阶段碳烟排放的影响规律, 本文中对9°CA ATDC时刻过喷油束剖面处燃烧室内的碳烟排放分布 (图3) 、燃油喷雾 (图4) 、柴油浓度场 (图5) 、甲醇浓度场 (图6) 和氧气浓度场 (图7) 对比结果进行分析。

从燃烧室内碳烟排放分布图可以发现, 引燃油量越小, 碳烟分布区域越大 (图3) , 这与燃油的喷雾特性不同 (图4中显示引燃油量越小, 燃油的喷雾特性分布区域越小) , 原因是此时甲醇处于火焰快速传播阶段, 少量的柴油被大量的甲醇空气均质混合气分割包围 (图5~ 图7) , 当引燃油量增大到一定值时, 碳烟生成区域才相对集中。

从缸内碳烟排放变化过程还可以发现, 随着引燃油量的减小, 碳烟峰值出现的时间提前, 这可以使更多的碳烟在较高的氧气浓度下被氧化。

3 结论

(1) 当初始甲醇浓度不变时, 柴油/甲醇双燃料发动机的碳烟排放随着引燃油量的减小而减少, 但是引燃油量减小到某一定值时, 碳烟排放几乎不再减少, 考虑到进一步减小引燃油量会导致氮氧化物的增多, 此时的引燃柴油量较合适。

(2) 柴油/甲醇双燃料发动机的燃油喷雾特性对碳烟分布影响并不明显。受甲醇燃烧特点的影响, 引燃油量越小, 碳烟分布区域反而越大;随着引燃油量的增大, 碳烟生成区域才相对集中。

(3) 随着引燃油量的减小, 碳烟峰值出现时间提前, 这可以使更多的碳烟在较高的氧气浓度下被氧化。

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