燃用技术九篇

燃用技术 篇1

1 锅炉简介

在我国, 循环流化床锅炉应用较晚, 是近十几年来, 才得到迅速发展的一项低污染清洁燃烧技术, 由于其低污染、高功率的系统运行模式受到各个行业的关注。煤炭能源充分利用和发挥是锅炉工作效率衡量的关键, 褐煤是一种煤化程度较低的矿产煤, 是介于泥炭与沥青之间的地基煤, 其在燃烧和应用中, 化学反应性能强, 但是在空气中容易硬化和不易储存等缺陷严重影响着锅炉运行效率。锅炉主要是由炉膛、高温绝热分离器、自平衡“U”形回料阀、外置床和尾部对流烟道组成。在国际上被广泛的应用在发电站、工业生产、公路施工和各种废弃物的处理领域中。

1.1 组成方式

随着煤炭市场的不断好转, 锅炉组成方式日益完善, 但是受到市场条件限制, 循环流化床锅炉燃烧系统就显得格外重要。锅炉是采用单锅筒, 自下而上, 依次为一次风室、密相床、悬浮段, 尾部烟道;自上而下依次为高温过热器、低温过热器及省煤器、空气预热器。尾部竖井采用支撑结构, 两竖井之间由立式旋风分离器相连通, 分离器下部联接回送装置及灰冷却器。燃烧室及分离器内部均设有防磨内衬, 前部竖井用敖管炉墙, 外置金属护板, 尾部竖井用轻型炉墙, 由八根钢柱承受锅炉全部重量。

1.2 燃烧系统

锅炉在工作中采用的是单筒锅自然循环方式, 总体上是通过前后两段分布两个竖井为进行工作, 前部竖井为主要的总吊结构, 四周有膜式水冷壁组成。在燃烧中燃用褐煤, 是通过床下点火进行分级燃烧, 这样能够对一次风进行良好的应用, 并且对飞灰循环系统的应用率低, 在中温条件下灰渣的分离和排除效率高。在褐煤燃烧中原煤采用两级破碎机破碎系统制备, 原煤破碎后进人炉前煤仓。破碎后的细煤粒通过两级给煤系统送入炉膛, 然后在侧壁设置一次风的播煤风, 在燃烧的过程中通过加入石灰石来提高炉膛内部的硫燃烧。一次风通过布风板进入炉膛, 主要是用来提高燃烧效率和燃烧效果。作为一次燃烧用风, 二次风分两级送人炉膛, 是实现分级燃烧和降低一氧化氮的产生和排放量。

当固体颗粒中有流体通过时, 随着流体速度逐渐增大, 固体颗粒开始运动, 且固体颗粒之间的摩擦力也越来越大, 当流速达到一定值时, 固体颗粒之间的摩擦力与它们的重力相等, 每个颗粒可以自由运动, 所有固体颗粒表现出类似流体状态的现象, 这种现象称为流态化。

高效旋风分离器将离开炉膛的固体粒子捕获下来并储存于回料阀。一部分通过回料阀直接送人下炉膛维持主循环回路同体粒子平衡;另一部分通过水冷锥形阀进人外置式换热器放热后被送人炉膛。分离后含有少量飞灰的烟气进入尾部竖井, 经空气预热器和静电除尘器由烟囱排人大气。

2 燃烧调整试验

在循环流化锅炉的设计中, 设计人员需要对煤炉颗粒进行严格的控制和分析, 对运行过程中无法进行直接控制的因素需要建立完善的炉内平衡方案, 确保在实际运行中能够合理的发挥锅炉效率。通过试验发现, 尽管粒径放大很多, 但是燃烧后的飞灰现象仍然较为严重, 与传统燃烧用的煤种相比较存在着极大的制约与影响因素。褐煤的人炉煤粒径较大, 在入炉的时候煤粒较少的因素说明褐煤在燃烧的时候具有着很强的爆裂特性。

试验按ASMPTC4.1《锅炉机组性能试验规程》进行, 采用反平衡法计算锅炉热效率。通过氧量调整、一次风量调整、内外二次风量配比调整、床温调整试验, 探索锅炉最佳运行方式。锅炉效率计算修正至设计条件。

3 燃烧优化后性能考核试验

该试验在机组负荷300MW、床温840℃、床压9.0k Pa、一次风量280 k Nm3/h、省煤器出口氧量在2%、内外二次风配比80:20工况下进行, 可知, 与燃烧调整试验工况相比, q2和q4有较大幅度降低, 两平行工况锅炉效率均超过设计值。

4 烟气排放特性试验

在机组负荷300MW工况下, 对S02排放浓度进行测试, 结果表明, 锅炉自脱硫效率为35%;锅炉投入石灰石后, 在Ca/S摩尔比为2.26时, 脱硫效率为94.30%, SO:排放浓度 (6%O:量) 为376mg/Nm3, 满足排放标准 (≤400 mg/Nm3) ;另一方面, 锅炉投入石灰石后, 锅炉效率能达到设计值, 锅炉运行工况稳定, 运行参数满足机组要求。维持机组负荷300MW, 炉内不投石灰石及投石灰石两种工况下, 对NO排放浓度进行测。测试结果表明, 炉内不投石灰石时, 300MW负荷下空预器出口NO排放浓度为135 me, /Nm3 (02=6%) ;炉内投石灰石时, 300MW负荷下空预器出口NO排放浓度为270mg/Nm3 (O=6%) 。NO排放浓度与同容量煤粉炉相比处于非常低的水平。这是因为在CFB燃烧温度 (低于950OC) 条件下, 氮氧化物主要由燃料氮生成, 燃烧空气中氮气生成的氮氧化物量也很少。

5 结论

循环流化床锅炉在工作中是通过自动调节器自我控制, 在整个符合变化范围内对锅炉内部温度进行严格控制, 使得脱硫温度能够达到最佳要求。同时在系统的应用中能够适应国家长期发展的战略要求, 即保护环境和节约能源, 在使用的时候其高度可靠性、稳定性, 利用率优势适合我国国情的发展, 受到人们的关注。

摘要：目前, 随着我国经济不断发展, 能源问题不断涌现, 在各种工业生产中, 对节能型设备要求不断提高。锅炉作为当前社会发展中各种工业生产不容忽视的设备, 燃烧系统不断进行改进。本文通过对燃用褐煤的锅炉进行燃烧调整试验测试, 分析了锅炉在运行中的着火、燃烬和结焦情况, 并且用燃用褐煤的锅炉特点分析, 对锅炉负荷特性、低负荷燃烧能力和脱硫等现象进行研究, 提出了合理有效的运行管理方式, 使得锅炉在燃烧中能够发挥应有功能, 提高锅炉的工作效率, 实现能源与经济之间的协调发展。

燃用技术 篇2

由于近年来燃料供给紧张,云浮发电厂现燃用煤种远离设计煤种,其主要表现在煤的挥发份低,灰份大,有段时间灰份高达50%,长期在40%左右,挥发份最低仅3.45%,直接影响锅炉安全、经济运行。因此分析燃用高灰份煤种对锅炉燃烧及其它方面的影响,找出燃用高灰份劣质煤种的相应对策,是迫切需要解决的问题。

1 设备简介

云浮发电厂现有四台锅炉,均为燃用山西晋东南无烟煤而设计生产的超高压中间再热自然循环汽包炉,燃烧器四角切园布置。采用低速钢球磨煤机中间储仓式制粉系统,热风送粉。

2 劣质煤燃烧特性分析

劣质煤主要特点:挥发分含量低、发热量低、灰分含量大,可磨系数小。锅炉燃用劣质煤时,煤粉气流的着火距离延长,火焰温度低、火焰中心易偏斜、易造成局部断火,甚至造成锅炉灭火事故。煤中灰分含量大,使火焰燃烧不剧烈,受热面飞灰磨损加剧,易引起承压部件泄露造成被迫停炉。燃用劣质煤,煤粉射流进入炉膛由于挥发分含量低,上游角补火不到位,着火区温度低等因素,被迫投油稳燃造成大量燃油消耗,降低了经济性。

3 燃用劣质煤采取的措施

为了保证劣质煤的燃烧稳定,我们可以从以下方面着手:

3.1 燃料管理方面。

加强燃料管理合理掺烧,云浮电厂来煤渠道较广且杂,对来煤实行分堆存放,并对来煤取样化验,便于运行人员按燃烧试验推荐数据比例进行掺烧。

3.2 燃烧调整方面。

3.2.1 提高一次风中的煤粉浓度。

对于煤粉炉而言,一次风中的煤粉浓度直接影响着着火的稳定性,煤粉浓度在一定的范围内,高的煤粉浓度可以使单位体积燃烧释放热量的强度增大,单位容积内辐射粒子数量增加,风粉气流的黑度增加,有利于迅速吸收炉膛辐射热量,以利于着火;煤粉浓度的增大,使得煤中挥发份析出后其浓度增加,促进了可燃物质的着火。可见煤粉浓度的增加对高灰份低挥发份的劣质煤的着火是有利的。

煤粉浓度的增加,我们也可通过降一次风压来完成,但一次风压下降又会造成一次风速的下降,易发生堵管,火咀出口风粉混合较差,卷吸无力,对着火不利。原则是保证一次风速不堵管。降一次风同时会提高二次风率,二次风用大些可以增加其穿透力,增加火焰刚性,扩展切圆直径,强化煤粉气流的后期扰动混合,改善炉内空气动力场,利于燃烧。由于煤质差着火迟是此时燃烧的特点,因此,二次风的介入应稍滞后一次风,也就是一次风咀的上层二次风可适当增加比例,运行的一次风咀上的二次风与一次风必需有一定的间隔,若无间隔可适当增大上上层二次风,目的是减少二次风对一次风的干扰,这就是分级送风方式的特点。另外,为保正一次风粉的连续性,我们在调整上要保证给粉机下粉均匀,控制粉位3.5m以上,控制一次风速21-23m/s,还要控制二次风速47.5m/s左右,而二次风速的调整主要是控制总风压。

3.2.2 保持合理的氧量值。

B厂#3、4台炉设计氧量4%-6%,由于氧量计位置在29m省煤器入口处,受炉膛及烟道漏风的影响,因此不同的炉、不同的负荷段,应保持不同的氧量值,以保证炉内过剩空气系数,110-125MW负荷段控制氧量4左右为宜,90-110MW负荷段控制氧量4-5为宜。当然2台炉漏风情况不同,#3炉漏风偏大,氧量值可视燃烧情况而定。如燃烧不稳定时可适当减小风量。

3.2.3 合理的炉内空气动力工况,即一、二次风配比。

对于劣质煤由于灰分偏大,挥发份偏小,使煤粉着火热增大,着火困难;而灰壳包裹碳粒,阻挡碳与氧气的接触界面,使燃烧推迟。因此,调整上应参照集中配风的原则,保证下组燃烧器的稳定着火,又要保证后期二次风的充分混入。即保持下层给粉机足够的粉量,适当关小下层二次风,同时开大上层二次风,根据上组粉量适当开大中层二次风。

3.3 制粉系统方面。

由于三次风的高风速性以及低温性,对炉膛燃烧工况影响很大,因此,制粉系统运行时,必须尽量减少三次风对炉膛燃烧工况的过大扰动。可以通过一下方法来解决:(1)保持落粉管锁气器动作灵活,重锤转矩合适,防止粗、细粉分离器堵塞,引起三次风带粉。(2)及时掏木块,防止木块分离器堵塞积粉,引起三次风带粉。(3)保持制粉系统正常出力,磨煤机出口温度不低于90℃,目的是:一方面保持煤粉均匀,细度合格,一方面防止粉仓温度太低会结块。

4 总结

4.1 燃用远离设计煤种的劣质煤,除能采取上述的措施外,还受到燃烧器机构布置的限制,燃烧调整的调节能力是有限的。

因此,在燃用高灰低挥发份的劣质煤种时,要求运行值班人员要集中精神看盘,勤调细调,及时调整锅炉的最佳燃烧状况。

4.2 由于燃烧高灰份劣质煤种时锅炉受热面容易积灰,形成烟

气走廊,因此一定要严格执行锅炉吹灰的定期工作,以减少受热面的磨损。

4.3 摆正安全与经济的关系,运行中应加强对炉内着火、燃烧工

况的观察,发现燃烧不稳应迅速投油助燃,并到就地观察油枪着火情况,确认油枪着火良好。还应随时掌握燃煤情况,注意煤质变化。加强对炉膛负压、氧量、火焰监视器的监视和其它仪表的运行分析,发现异常情况应及时正确处理。

参考文献

[1]云浮发电厂.锅炉运行技术标准[Z].

[2]黄新元.电站锅炉运行与燃烧调整[Z].

燃用褐煤的技术措施 篇3

为了保证燃用褐煤情况下锅炉的安全稳定运行，制定燃用褐煤的技术措施如下，请大家遵照执行：

1、燃用褐煤时，燃储综合部应按发电部的要求做好燃煤的掺配工作。

2、根据燃用褐煤后锅炉的结焦情况，准备适量的除焦剂，以便在发生结焦时随时进行添加。

3、燃用褐煤燃烧器的燃料风开度不小于30％，其燃烧器上下辅助风门开度应保持30～70％之间，在保证锅炉各运行参数正常的基础上，保持较大的辅助风、燃料风门开度。

4、随时调节锅炉配风合适，保持省煤器出口氧量在3.0～4.0％范围内，并根据锅炉燃烧及炉内热力偏差情况，调节反切风开度。

5、运行中随时注意锅炉主、再热汽温及锅炉减温水量的变化，发现减温水量和减温水阀门开度不正常增大、汽温升高时，可判断为水冷壁结焦，此时应加强对水冷壁吹灰工作，或向炉内添加除焦剂。

6、通过看火孔加强对炉内结焦的检查和监视，发现结焦严重，经采取吹灰、添加除焦剂、打焦等措施无效时，应联系调度适当降低机组负荷或暂时停止燃用褐煤。

7、如果由于结焦引起蒸汽或管壁温度超温时，应立即采取有效措施使其恢复正常（具体操作原则以发电部下发的防止锅炉超温的技术措施为准），严禁长时间超温运行。

8、人工除焦时，必须做好安全措施，并履行工作票手续；发现锅炉结焦或锅炉进行打焦、有较大焦块落下时，应加强对捞渣机的监视，发现异常情况及时处理，避免由于捞渣机故障造成机组限出力。

9、磨煤机出口温度保持在55～60℃，以防止堵磨或着火，并做好磨煤机堵煤及磨煤机着火的事故预想。

10、为了防止煤仓自燃，上褐煤的制粉系统尽量保持连续运行，如需停运时，应控制停运时间不超过4小时，制粉系统停运时，应注意检查给煤机皮带上存煤是否有着火自燃现象，否则应采取有效措施进行处理。

11、燃用褐煤的制粉系统或给粉管发生堵煤（堵管）时，运行人员不得自行处理，必须在专业人员的指导下进行处理，堵煤（堵管）后应加强对磨煤机出口、给粉管等处温度的监视。

12、输煤系统上煤结束后，应走空皮带，防止积煤自燃后烧坏设备。

13、对燃用褐煤的磨煤机可根据渣量情况缩短排渣间隔时间，防止渣斗着火。

起草：高振华

签发：郑博生

燃用技术 篇4

柴油机燃用甲醇的方法主要有双喷射法、乳化法等。文献[1-2]中采用进气管双喷射法试验研究了甲醇与柴油组合燃烧对排放的影响, 证明甲醇代替部分柴油能降低柴油机排放。文献[3]采用甲醇、柴油乳化法在柴油机上进行试验, 动力性无明显差异, 经济性升高, 排放降低。双喷射法需要更改柴油机进气道, 设计复杂且成本高。采用乳化燃料时柴油机不需改动即可燃用部分甲醇, 但柴油/甲醇混合燃料很容易分层, 储存和燃烧稳定性差。

乳化燃料存在分层的难题, 限制了甲醇柴油的推广使用。而微乳化溶液是热力学稳定体系, 只要体系的化学和物理状态不变, 则其始终是稳定的。文献[4]根据微乳化理论, 制备成功稳定且不分层的微乳化甲醇柴油。本文将微乳化甲醇柴油作为燃料, 在柴油机上进行了燃烧特性试验, 研究了燃烧噪声的变化规律。

内燃机噪声一般分为燃烧噪声、机械噪声和气体动力性噪声, 燃烧噪声是其中的主要部分。由燃烧所引起的气体动力载荷和高频燃烧压力振荡等, 都是直接影响内燃机燃烧噪声的重要因素。评价燃烧噪声的大小通常从气缸压力的时域或频域特性进行分析。时域特性以气缸压力时域曲线为基础, 包括最高气缸压力及其相位、最大气缸压力升高率及其相位、最大气缸压力升高加速度及其相位。频域特性是将各频率下气缸压力的幅值, 通过快速傅里叶变换得到气缸压力的压力级频谱曲线。频谱曲线包含了频率结构和每种频率成分上压力幅值, 通过这些信息, 可以对气体压力所激发的燃烧噪声有更深入的认识, 从而可以从燃烧方式及传递途径上设法对燃烧噪声进行控制[5,6,7,8,9]。

1 试验燃料

试验用微乳化甲醇柴油 (简称甲醇柴油) 由柴油、甲醇、油酸、异丁醇、乙酸乙酯、大豆油组成。把以上各物质按照特定比例混合, 搅拌1~2min, 混合均匀即可得到澄清透明的甲醇柴油。此甲醇柴油保存一年依然澄清透明 (环境温度-5~35℃, 湿度30%~80%) 。为了试验不同比例甲醇柴油对柴油机燃烧噪声的影响, 配制了甲醇质量分数分别为10% (M10) 、13% (M13) 、17% (M17) 的甲醇柴油。试验用甲醇柴油各组分如表1所示。

2 试验装置和方法

2.1 柴油机主要技术参数

试验用4B26柴油机由常柴股份公司生产, 具体技术参数如表2所示。试验时柴油机未做任何改动, 静态供油提前角为12°CA。

2.2 试验方法

试验中采用的燃烧分析仪为奥地利AVL公司生产的Indimodul Xtension燃烧分析仪。

试验测试了不同燃料在不同工况时气缸压力随曲轴转角的变化情况。试验采样间隔为0.1°CA, 根据测量得到的气缸压力时域信息, 进行快速傅里叶变换得到频域信息, 然后以2×10-5Pa为基准压力计算出燃烧噪声1/3倍频程压力级频谱曲线, 再采用A计权网络计算A声级[5,6]。

3 试验结果与分析

3.1 标定工况的燃烧噪声

图1和图2分别为标定工况下柴油机燃用M0、M10、M13、M17时的气缸压力、压力升高率、压力升高加速度和气缸压力级的1/3倍频程频谱曲线。通常气缸压力频谱曲线按照频率分为低频段 (800Hz以下) 、中频段 (1000~3000Hz) 和高频段 (3000Hz以上) [5]。

低频段的燃烧噪声由气缸压力最大值及压力曲线形状决定。由图1可知, 标定工况下M0、M10、M13、M17的气缸压力峰值随着甲醇含量的增加依次降低, 但是相差很小;气缸压力曲线形状基本相同。这两个因素导致M0、M10、M13、M17频谱曲线的低频段基本相同。

中频段的燃烧噪声主要由气缸压力升高率决定。由图1可知, 标定工况下M10、M13、M17的气缸压力升高率峰值比M0分别高15%、23%、48%;峰值相位比M0分别滞后1°CA、1°CA、2°CA, 更接近上止点。这是因为首先甲醇汽化潜热大, 使气缸温度降低, 引起滞燃期延长, 使得滞燃期内喷入缸内的燃油增加, 一旦达到着火温度, 更多的燃油同时燃烧使压力升高率增大;其次甲醇、异丁醇的沸点比柴油低很多, 受热后其先于柴油气化, 甲醇、异丁醇的气化使油滴突然爆裂, 产生“微爆”现象, 形成二次雾化, “微爆”形成更多的均质混合气, 使更多燃油同时燃烧。甲醇柴油压力升高率的提高引起其频谱曲线中频段气缸压力级比M0的高。

高频段的燃烧噪声主要由气缸压力升高加速度和压力高频振荡决定。由图1可知, 标定工况下M10、M13、M17的气缸压力升高加速度峰值比M0分别高55%、85%、168%;峰值相位比M0分别滞后1°CA、1°CA、2°CA, 比M0更接近上止点。甲醇的火焰传播速度比柴油高很多, 导致甲醇柴油的压力升高加速度比M0高。火焰在气缸内传播的同时, 也传播冲击性的压力波, 冲击波在燃烧室内多次来回反射形成高频振荡, 由此产生高频噪声, 而压力升高加速度影响压力波, 进而影响高频振荡[9]。甲醇柴油的压力升高加速度的增大, 引起频谱曲线高频段气缸压力级比M0高 (图2) 。

3.2 最大扭矩工况的燃烧噪声

图3和图4分别为最大扭矩工况下柴油机燃用M0、M10、M13、M17时的气缸压力、压力升高率、压力升高加速度和气缸压力级的1/3倍频程频谱曲线。由图3和图4可知, 最大扭矩工况下柴油机燃用甲醇柴油与燃用纯柴油的差别与标定工况基本一致, 只是最大扭矩工况时甲醇柴油的压力升高率、压力升高加速度比标定工况有一定幅度的提高。产生此现象是因为最大扭矩工况转速降低, 油气混合的绝对时间延长, 甲醇、异丁醇有充足的时间吸热气化, “微爆”引起的二次雾化更强烈, 导致油气混合更均匀, 形成火核更多, 着火区域更广, 燃料燃烧速度更高。压力升高率的升高导致频谱曲线中频段的幅值有一定程度的升高。压力升高加速度虽然也升高, 但是由于转速较低, 冲击波在燃烧室内来回反射形成的高频振荡降低, 所以频谱曲线的高频段比标定工况有一定的降低。

3.3 负荷特性的燃烧噪声

图5为3200和2200r/min负荷特性下柴油机燃用M0和甲醇柴油的气缸压力A声级。3200r/min时柴油机燃用M0的气缸压力A声级随负荷增大而升高;2200r/min柴油机燃用M0的气缸压力A声级随负荷增大而升高, 在75%负荷时达到最大值, 然后气缸压力A声级几乎不再升高。M10、M13、M17的气缸压力A声级的负荷特性变化趋势与M0基本一致。甲醇柴油的气缸压力A声级比M0略高, 且随着甲醇含量的增加而升高。产生上述现象的原因主要是燃用甲醇柴油时气缸压力升高率与气缸压力升高加速度都比M0高, 导致气缸压力A声级升高。

3.4 供油提前角对燃烧噪声的影响

供油提前角的变化对柴油机的性能有较大影响, 当4B26柴油机的供油提前角分别为12°CA (ad12) 和10°CA (ad10) 时全负荷输出扭矩如表3所示。对气缸压力A声级的影响结果如图6所示。

由图6可知, 3200r/min、供油提前角为12°CA时, M10的燃烧噪声比M0略高;而供油提前角为10°CA时, M10的燃烧噪声与M0相比有明显提高, 最大增量为1.92dB (A) 。2200r/min、供油提前角为12°CA时, M10的燃烧噪声比M0略高;而供油提前角为10°CA时, M10的燃烧噪声与M0相比有大幅提高, 最大增量为2.06dB (A) 。这些现象主要由以下原因引起:首先供油提前角为10°CA时, 压缩温度比12°CA时高较多, 缸内蓄积的热量较多, 可以瞬时使大量的甲醇、异丁醇气化, 形成较强烈的“微爆”现象, 混合气更多更均匀;其次甲醇较快的火焰传播速度使更多的燃油燃烧;最后此时活塞已经接近上止点, 火焰传播与压力传播的空间较小, 压力波的振荡更加强烈, 使压力升高率、压力升高加速度都提高较多, 因此导致甲醇柴油的压力A声级比纯柴油高较多。

4结论

(1) 甲醇柴油的燃烧噪声与纯柴油相比, 在低频段相差很小, 中频段高出较多, 高频段略高。

(2) 柴油机最大扭矩工况的压力升高加率、压力升高加速度都比标定工况高;最大扭矩工况气缸压力级的中频段幅值比标定工况的高, 高频段幅值比标定工况的低。

(3) 甲醇柴油气缸压力A声级的负荷特性变化趋势与纯柴油基本一致, 气缸压力A声级负荷特性曲线随甲醇含量增加而升高。

(4) 供油提前角为12°CA时, M10气缸压力A声级比M0略高;供油提前角为10°CA时, M10气缸压力A声级比M0高较多。

参考文献

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[2]Zhang Z H, Cheung C S, Chan T L, et al.Experimental investigation on regulated and unregulated emissions of a diesel/methanol compound combustion engine with and without diesel oxidation catalyst[J].Science of the Total Environment, 2010, 408:865-872.

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[5]钱人一.汽车发动机噪声控制[M].上海:同济大学出版社, 1997.

[6]袁银南, 罗福强, 梁昱, 等.生物制气-柴油双燃料发动机燃烧噪声分析[J].农业机械学报, 2008, 39 (5) :18-21.Yuan Y N, Luo F Q, Liang Y, et al.Analysis on combustion noise of biogas diesel dual-fuel engine[J].Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2008, 39 (5) :18-21.

[7]袁兆成, 方华, 王天灵, 等.车用柴油机气缸压力升高率与燃烧噪声的关系[J].燃烧科学与技术, 2006, 12 (1) :11-14.Yuan Z C, Fang H, Wang T L, et al.Analysis on the relationship between rise rate of cylinder pressure and combustion noise[J].Journal of Combustion Science and Technology, 2006, 12 (1) :11-14.

[8]汤东, 来超峰, 胡正权, 等.生物制气-柴油双燃料发动机的燃烧噪声[J].江苏大学学报:自然科学版, 2006, 27 (5) :409-412.Tang D, Lai C F, Hu Z Q, et al.Combustion noise of biogasdiesel dual fuel engine[J].Journal of Jiangsu University:Natural Science Edition, 2006, 27 (5) :409-412.

燃用技术 篇5

随着汽车工业的迅猛发展和城市经济活动的日益频繁,目前汽车污染已超过工业污染、建筑扬尘污染等,成为城市空气污染的主要来源,由此汽车减排成为降低城市污染的重要途径。柴油机具有经济性好、低速转矩大、可靠性好、寿命长等特点,广泛应用于客车、货车等商用车和部分乘用车上。2010年我国商用车产量中柴油车的比例超过81%。颗粒物是柴油车的主要污染物排放之一,其中含有大量多环芳烃等有害物质,空气中含有高浓度机动车排气颗粒,容易引发人类严重的呼吸系统疾病[1]。因此,降低柴油车的颗粒物排放是实现汽车减排的重要途径。

乳化柴油是将柴油、水及添加剂按一定比例混合制得的油包水型柴油乳化燃料。近年来,国内外许多科研人员对乳化剂及不同掺水比例的乳化柴油进行了成分研究和台架试验。研究表明:与柴油相比,乳化柴油具有燃烧性能好、能耗低、污染少等特点[2,3,4,5,6],燃用适当配比的乳化柴油有助于减少重型柴油机的碳烟和NOx排放[7,8,9]。

近年来,柴油机排气颗粒数量和粒径分布特性得到重视和广泛研究。文献[10]对汽车发动机排入大气中的颗粒按粒径尺寸进行了分类,粒径在5～50 nm 的颗粒为核态颗粒,主要由 SOF 和少量硫酸盐类组成;粒径在50～51 000 nm的颗粒为聚集态颗粒,主要由团聚絮状或链状碳烟粒子组成。本文中对一台电控高压共轨柴油机分别燃用乳化柴油和柴油的颗粒排放特性进行试验研究,系统考察该机燃用乳化柴油的颗粒数量和颗粒粒径分布特性。

1试验装置及方法

1.1试验样机及设备

试验样机为一台满足国Ⅲ排放标准、直列4缸四冲程、涡轮增压中冷、高压共轨直喷式柴油机。该柴油机的总排量为5.3 L,缸径和行程分别为114 mm和130 mm,压缩比为18,标定功率为132 kW(2 300 r/min),最大转矩为660 N·m(1 400～1 600 r/min)。

颗粒数量和粒径分布采用美国TSI公司的发动机排气颗粒数量和粒径分析仪(engine exhaust particle sizer, EEPS)测量。该仪器可快速测取柴油机的排气颗粒数量及粒径分布, 测量粒径范围为5.6～560 nm, 在0.1 s内可测取一个完整的颗粒粒径分布图谱, 并同步输出32个粒径通道的颗粒数量和粒径分布数据。本研究采用2级稀释对柴油机的排气颗粒进行稀释,总稀释比为500∶1。其中,第1级稀释系统采用TSI公司的专用旋转盘式稀释器,控制初级稀释系统的加热温度为120 ℃,稀释比为200∶1;第2级稀释采用一个流量计对进气流量进行补偿,并同时进行稀释,稀释比为2.5∶1。图1为排气颗粒测试系统示意图。

1.2试验燃料及方案

试验燃料包括柴油(简称E0),以及以柴油为基础油配制的含水质量百分比为10%的乳化柴油(简称E10,组分为92.2%柴油+7.5%水+≤0.3%的微量乳化剂(均为体积比)。试验燃料的主要理化指标见表1。

在发动机和供油系统不作任何调整和改动的情况下,分别对2种燃料进行全负荷速度特性、中间转速(1 500 r/min)和标定转速(2 300 r/min)负荷特性试验,试验负荷分别为25%、50%、75%和100%。为了满足EEPS的扫描周期和消除相邻测试工况的影响,发动机在该工况稳定一段时间再进行颗粒数量和颗粒粒径分布测试。

2试验结果与讨论

2.1排气颗粒数量及粒径分布

图2为共轨柴油机分别燃用乳化柴油和柴油在全负荷速度特性不同转速工况下的排气颗粒粒径Dp分布。该机分别燃用乳化柴油和柴油在1 500和2 300 r/min转速不同负荷工况下的排气颗粒数浓度dN/dlogDp和粒径Dp分布如图3和图4所示。

由图2可见,共轨柴油机燃用柴油(E0)全负荷速度特性工况下的排气颗粒数量和粒径分布呈明显的单峰对数分布。900～2 300 r/min转速范围内,排气颗粒数量峰值对应的颗粒粒径范围为 29.4～52.3 nm,且随着发动机转速的增加,颗粒粒径呈先上升后降低的变化趋势,其中1 300 ～1 500 r/min转速范围内的排气颗粒数量峰值对应的颗粒粒径较大。

由图2可见,该共轨柴油机燃用乳化柴油(E10)后,当发动机转速≤1 100 r/min时,排气颗粒数量和粒径呈单峰对数分布;当发动机转速≥1 300 r/min时,排气颗粒数量和粒径呈双峰对数分布。900～2 300 r/min转速范围内,排气颗粒数量峰值对应的粒径范围为10.8～22.1 nm,且随着发动机转速的增加,排气颗粒数量峰值所对应的颗粒粒径变小。这是因为低转速时发动机缸内温度较低,由于乳化柴油中含有一定数量的水,其密度及运动黏度较大,燃料的雾化相对较差,形成局部过浓区的可能性增大,排气颗粒数量和粒径分布呈单峰对数分布。当发动机的转速≥1 300 r/min时,一方面,发动机缸内温度升高,乳化柴油喷雾过程中水的“微爆”作用明显[11],有利于乳化柴油的雾化及燃烧;另一方面,乳化柴油中的水促进已形成的碳颗粒的氧化,部分直径较大的颗粒被氧化为直径较小的颗粒。所以,排气颗粒中小粒径颗粒数量排放增加,排气颗粒粒径向小粒径颗粒移动。排气颗粒数量和粒径分布呈双峰对数分布。

由图3和图4可见,共轨柴油机燃用柴油(E0)后,1 500和2 300 r/min负荷特性工况下的排气颗粒数量和粒径分布呈明显的单峰对数分布,所对应的颗粒粒径范围分别为45.3～52.3 nm和39.2～52.3 nm,且随着发动机负荷的增加,排气颗粒数量峰值对应的颗粒粒径增大。该机燃用乳化柴油(E10)后,1 500和2 300 r/min负荷特性工况下的排气颗粒数量和粒径分布呈明显的双峰对数分布,所对应的颗粒粒径范围分别为10.8～22.1 nm和10.8～19.1 nm。排气颗粒中的核态颗粒增加,聚集态颗粒减少,排气颗粒粒径向小粒径方向移动。

图5为该共轨柴油机分别燃用乳化柴油和柴油在全负荷速度特性、1 500和2 300 r/min负荷特性工况下排气颗粒中核模态颗粒和聚集态颗粒数量占排气颗粒总数量百分比的变化情况。

由图5(a)可见,全负荷速度特性下,随着发动机转速的增加,该机燃用柴油的核模态颗粒数量排放所占的比例减少,聚集态颗粒数量排放所占的比例增加。这是因为随着柴油机转速的增加,每循环燃烧时间减少,生成后的碳烟粒子来不及氧化就排出机外,由此产生较多的积聚态颗粒[12]。由图5(b)和5(c)可见,1 500、2 300 r/min负荷特性下,随着负荷的增加,该机燃用柴油的排气颗粒中核模态颗粒所占的比例减少,聚集态颗粒所占的比例增加。这是因为随着负荷的增加,每循环喷油量增加,但由于此时转速一定、进气量不变,因此空燃比减小,燃油雾化扩散不均匀度增加,燃烧不充分,聚集态颗粒排放增加[13]。

由图5可见,基于乳化柴油喷雾过程中水的“微爆”作用及硫含量相对较低等特点,该机燃用乳化柴油后的排气颗粒主要为核模态颗粒,不同转速、不同负荷工况下的排气颗粒中核模态颗粒数量占排气颗粒总数量的比例变化不大。

2.2颗粒几何平均粒径

几何平均粒径既反映了颗粒数浓度极大值的位置,又综合了粒径分布的形态,其计算公式为

Dg=exp[(∑ni·ln(di))/N] (1)

式中,Dg为几何平均粒径,nm;exp(X)为以e为底的指数函数,即eX; ni为第i个粒径区间的颗粒数;ln(di)为di的自然对数;di为第i个粒径区间的特征粒径,nm;N为总颗粒数,即∑ni。

图6为该共轨柴油机分别燃用柴油和乳化柴油在全负荷速度特性、1 500和2 300 r/min负荷特性工况下的颗粒几何平均粒径。

由图6(a)可见,全负荷速度特性下,该机燃用柴油排气颗粒的几何平均粒径范围为37.8～53.8 nm,随着发动机转速的增加,几何平均粒径呈先增大然后基本保持不变的变化趋势。由图6(b)和6(c)可见,1 500、2 300 r/min负荷特性下,该机燃用柴油排气颗粒的几何平均粒径分布范围分别为40.7～52.6 nm和38.6～52.9 nm,几何平均粒径随着发动负荷的增加而增大。

由图6可见,该机燃用乳化柴油在不同转速、不同负荷工况下的排气颗粒中核模态数量占排气颗粒总数量的比例变化不大,其排气颗粒的几何平均粒径也变化不大。其中,全负荷速度特性下排气颗粒的几何平均粒径为15.6～22.1 nm,1 500、2 300 r/min负荷特性下排气颗粒的几何平均粒径分别为14.9～17.2 nm和15.9～17.7 nm。与燃用柴油相比,不同转速、不同负荷工况下该机燃用乳化柴油排气颗粒的几何平均粒径减少。

2.3颗粒质量浓度

图7为该共轨柴油机分别燃用乳化柴油和柴油在全负荷速度特性、1 500和2 300 r/min负荷特性工况下的颗粒质量浓度排放特性。

由图7(a)可见,与燃用柴油相比,全负荷速度特性下,该机燃用乳化柴油后在900、1 100、1 300、2 100、2 300 r/min转速下排气颗粒质量浓度分别降低了9.5%、25.3%、22.9%、22.4%和45.1%;1 500～1 900 r/min转速范围内的排气颗粒质量浓度与柴油基本相当;900～2 300 r/min转速范围内的排气颗粒质量浓度平均降低了14.3%。由图7(b)可见,1 500 r/min负荷特性下,该机燃用乳化柴油后,25%、50%、75%负荷排气颗粒质量浓度分别降低了31.7%、54.2%和44.7%;100%负荷排气颗粒质量浓度与柴油基本相当;25%～100%负荷排气颗粒质量浓度平均降低了32.1%。由图7(c)可见,2 300 r/min负荷特性下,该机燃用乳化柴油后,75%、100%负荷下的排气颗粒质量浓度分别降低了42.1%和45.1%;25%、50%负荷下的排气颗粒质量浓度比柴油略有增加;25%～100%负荷下的排气颗粒质量浓度平均降低了1.7%。这是因为颗粒的主要成分包含碳烟、SOF等,其中碳烟生成的基本条件是高温、高压、缺氧、裂解并脱氢,同时反应时间短、烃类没有足够时间进行充分反应也是原因之一[14]。由于乳化柴油的密度和运动黏度较大,高速低负荷时,燃料的雾化相对较差,颗粒质量浓度排放增加。但是,乳化柴油的芳香烃含量较少,燃料在燃烧过程中减少了高温裂解组分,能够改善燃料燃烧,抑制了碳烟的形成。此外,乳化柴油成分中较低的硫含量有利于减少颗粒的产生。总体而言,该机燃用乳化柴油后,在全负荷速度特性、1 500、2 300 r/min负荷特性工况下的排气颗粒质量浓度平均降低了约20%。

3结论

(1) 该共轨柴油机燃用柴油后全负荷速度特性、1 500和2 300r/min负荷特性工况下的排气颗粒数量和粒径分布呈单峰对数分布,排气颗粒数量峰值对应的颗粒粒径范围为 29.4～52.3 nm;在燃用乳化柴油后,其排气颗粒数量和粒径分布呈单峰对数或双峰对数分布,排气颗粒数量峰值对应的颗粒粒径范围为10.8～22.1 nm,乳化柴油排气颗粒的粒径向小粒径方向移动。

(2) 该共轨柴油机燃用柴油后,排气颗粒的几何平均粒径为31.9～53.8nm;燃用乳化柴油后,排气颗粒的几何平均粒径为14.9～22.1 nm,乳化柴油排气颗粒的几何平均粒径较小。

(3) 该共轨柴油机燃用乳化柴油后,全负荷速度特性、1 500和2 300r/min负荷特性下大部分工况的排气颗粒质量浓度降低,平均降幅约为20%。

摘要：以一台电控高压共轨柴油机为试验样机,采用发动机排气颗粒数量和粒径分析仪EEPS,研究了该机分别燃用柴油和乳化柴油在不同转速和负荷下的排气颗粒数量和粒径分布特征。研究结果表明:燃用柴油的排气颗粒数量和粒径分布呈明显的单峰对数分布,燃用乳化柴油的排气颗粒数量和粒径分布呈单峰或双峰对数分布。与燃用柴油相比,燃用乳化柴油后的排气颗粒数量峰值对应的颗粒粒径向小粒径方向移动,几何平均粒径变小,质量浓度平均降低约20%。

燃用技术 篇6

柴油机气缸中的传热直接影响内燃机的动力性、经济性、排放特性和可靠性, 它是内燃机发展及研究中的一个重要课题。柴油机气缸中的传热具备3种基本方式:导热、对流及辐射。本文主要研究柴油中添加碳酸二甲酯 (DMC) 后的辐射传热, 柴油机的辐射主要是火焰中的悬浮碳粒所致。柴油中添加DMC后, 缸内碳粒生成量大幅度降低, 因而将导致缸内辐射传热量的减少, 随之缸内传热损失发生变化, 从而提高了柴油机的热效率。为了解柴油机燃用DMC和柴油混合燃料后的缸内传热规律, 需开展对柴油机燃用混合燃料后缸内辐射传热的研究。

柴油机缸内传热有两部分, 对流换热和辐射传热。燃用纯柴油时, 缸内的对流换热约占75 %～90 %, 辐射传热约占10 %～25 %, 柴油机中的辐射传热主要为火焰辐射。柴油机燃用DMC和柴油混合燃料后, 由于燃料的含氧量, 汽化潜热发生变化, 使缸内燃烧温度、碳粒生成量发生变化, 因而缸内辐射传热也将变化。在本文中主要是阐明柴油机燃用混合燃料后, 缸内辐射传热变化引起的传热损失及其对热效率的影响。

1试验简况

本文的试验工作是在西安交通大学内燃机教研室的一台TY1100柴油机试验台架上进行的。此柴油机是立式、水冷、四冲程非增压直喷机。试验测量系统如图1所示。

压力传感器采集到压力信号经过电荷放大器放大后输入CS20000动态测试仪的通道1, 上止点信号输入通道2。由于发动机的燃烧存在着循环变动, 为了消除其影响, 测量时采集了70个循环进行平均。缸内壁面温度的测量均采用镍铬-镍硅热电偶, 通过电位差计测量其热电势。发动机的排放测量采用AVL烟度计和五组分测试仪。烟度计的显示结果为以百分数给出的不透光系数。试验用仪器设备见表1。

试验中混合燃料选取了5 %、10 %、15 %和20 %的4种DMC容积比以及纯柴油, 由于DMC与柴油物化特性的不同, 添加后燃油的性质发生了改变 (表2) 。

2燃用混合燃料后缸内的火焰辐射

柴油机缸内燃烧时, 在火焰中有大量的悬浮碳粒, 碳粒具有较强的辐射能力, 火焰辐射传热量qf=f (Tf, εf) , 故影响火焰辐射传热的主要因素是火焰温度Tf和火焰发射率εf。柴油机燃用混合燃料后, 由于混合燃料含氧量高, 燃烧时火焰中的悬浮碳粒明显减少, 从而火焰辐射传热量减少, 并随DMC添加比增加而逐渐减少, 但添加比超过15 %后进一步增加添加比时, 火焰辐射传热量减少很小。

2.1燃用混合燃料后缸内的火焰温度

火焰温度是用自制的辐射传感器及根据衍射原理建立的一套测量柴油机气缸内的火焰温度和局部瞬态碳粒浓度的光电测量系统测得[1]。

图2为柴油中添加不同比例的DMC后, 缸内火焰温度的变化。由图2可见, 添加比在15 %的范围内, 随着添加比的增加, 火焰温度逐渐降低, 但变化不大。这是因为随DMC添加比的增加, 混合燃料热值降低, 汽化潜热升高, 燃烧放出的热量减少, 使火焰温度降低;此外, 混合燃料中含氧量增加, 燃烧性能改善, 火焰温度升高, 故综合的影响使火焰温度变化不大。

2.2混合燃料的碳粒发射率

2.2.1 碳粒发射率的计算

碳粒发射率用公式 (1) [2]表示:

εf=apbTcud (1)

式中, a为系数, 取值为4.575×10-1.4;p为缸内压力, kPa;T为缸内燃气温度, K;u为缸内气流速度, m/s;b、c、d为指数, 分别取值为0.02、4、-0.1。

2.2.2 不同DMC添加比下的碳粒发射率

图3为柴油中添加不同比例DMC后, 碳粒发射率的变化。由图3可见, 添加比在15 %的范围内, 随着添加比增加, 碳粒发射率逐渐减少, 影响碳粒发射率的主要因素是缸内碳粒的浓度及火焰温度。随DMC添加比的增加, 混合燃料的含氧量增加, 使燃烧过程中碳粒生成量减少, 碳粒生成量减少以及火焰温度的略微降低, 使碳粒发射率减小。

2.3火焰辐射传热量

2.3.1 火焰辐射传热量的计算

火焰辐射传热量用公式 (2) 表示:

undefined (2)

式中, εw为壁面有效黑度;εf为碳粒发射率;c0为黑体发射系数;Tf为火焰温度;Tw为壁面温度。

2.3.2 不同DMC添加比下的火焰辐射传热量

图4为柴油中添加不同比例的DMC后, 柴油机缸内辐射传热量的变化。在添加比为15 %的范围内, 随着DMC添加比的增加, 火焰辐射传热量逐渐减少。这是因为影响火焰辐射传热量的主要因素是火焰温度和碳粒发射率, 随DMC添加比的增加, 碳粒发射率减少, 火焰温度也稍有降低, 故火焰辐射传热量逐渐降低。

3燃用DMC混合燃料后缸内的气体辐射

柴油机缸内燃烧时产生的CO2和H2O有一定的辐射能力, 影响气体辐射的主要因素是气体温度和气体发射率qg=f (Tg, εg) , 而影响气体发射率的因素是气体温度、气体分压力和平均射线行程。对于一定结构的发动机, 平均射线行程是一定的, 故εg=f (pg, Tg) 。柴油机燃用柴油和DMC混合燃料后, 由于混合燃料的汽化潜热不同使低热值发生变化, 进而引起缸内气体温度和压力变化, 使气体辐射传热发生变化。

3.1燃用混合燃料后的缸内气体温度

气体温度是通过测录示功图, 用热力学方程求得, 详见参考文献[3]。图5为柴油中添加不同比例的DMC后气体温度的变化。由图5可见, 在添加比为15 %的范围内, 随着DMC添加比的增加, 缸内气体温度稍有降低, 原因同2.1节所述。

3.2混合燃料的气体发射率

3.2.1 混合燃料气体发射率的计算

混合燃料气体发射率的计算用公式 (3) ～ (5) 表示:

εg=εCO2+β εH2O-Δεg (3)

undefined (4)

undefined (5)

式中, p为气体压力, kPa;Tg为燃气温度, K;L为平均射线行程, m;β为修正因子;Δεg为考虑到CO2和H2O的辐射互相重合、互相吸收而引入的修正量, 一般Δεg=2 %～4 %。

3.2.2 不同DMC添加比下的气体发射率

图6为柴油中添加不同比例DMC后, 缸内气体发射率的变化。由图6可见, 在添加比为15 %的范围内, 随DMC添加比的增加, 气体发射率有所降低。这是因为气体辐射率主要与气体温度和分压力有关。随DMC添加比的增加, 缸内气体压力和温度下降, 气体发射率随之下降。

3.3混合燃料的气体辐射传热量

3.3.1 气体辐射传热量的计算

气体辐射传热量用公式 (6) 计算:

undefined (6)

3.3.2 不同DMC添加比下的气体辐射传热量

图7为添加不同比例DMC后, 柴油机缸内气体辐射传热量的变化。由图7可见, 随着DMC添加比的增加, 气体辐射传热量逐渐减少。这是因为气体的温度及发射率均随DMC添加比的增加而减少。

4燃用混合燃料后柴油机的功率和热效率的变化

4.1柴油机的功率

柴油机燃用DMC和柴油的混合燃料后, 由于混合燃料的热值低, 在相同的循环油量下, 燃烧释放的总热量减少, 导致柴油机功率下降。要维持柴油机的功率不变, 需增加循环供油量, 可通过加大柱塞直径和柱塞有效行程来增加循环供油量。需要指出的是, 由于混合燃料的十六烷值低, 使着火性能变差, 滞燃期延长以及黏度小、沸点低、易挥发等特性, 因而在增加循环供油量的同时, 通过调整供油提前角, 改变喷嘴喷孔数及喷孔直径等措施, 优化燃油系统参数, 可使柴油机功率得到进一步提高[4]。

4.2柴油机的热效率

通过对柴油机燃用柴油和DMC混合燃料后缸内传热研究表明:燃用混合燃料后, 含氧量的增加使缸内燃烧改善及缸内辐射传热量减少, 柴油机的热效率提高, 在DMC添加比为20 %的范围内, 热效率随DMC添加比增加而提高;在DMC添加比为15 %时, 热效率提高最多, 达3 %左右 (图8) 。

热效率提高的主要原因是缸内辐射传热量的减少, 导致缸内传热损失减少。缸内辐射传热减少, 主要是DMC中含氧量高, 在雾化核心等燃料浓度高的区域, 减弱了燃料缺氧燃烧的几率, 使碳粒生成量减少, 碳粒减少量约50 %[5], 从而使火焰辐射传热减少, 而气体辐射的影响是很小的。在DMC添加比为15 %时, 缸内辐射传热量下降20 %, 而辐射传热量约占缸内总传热量的12 %[6], 故缸内辐射传热量的下降幅度占缸内总传热量的2.4 %。传热损失主要是通过冷却水带走的热量, 热平衡试验表明, 燃用混合燃料后, 在DMC添加比为15 %时, 冷却水带走的热量减少占总热量的2.52 %, 排气带走的热量减少占总热量的0.56 %, 这主要是燃烧改善转化为有效功的比例增加所致。冷却水带走的热量和排气带走的热量减少的总和与热效率的提高相当。由此可得出结论, 燃用混合燃料后, 柴油机热效率的提高, 主要是碳粒生成量减少, 导致缸内火焰辐射传热量减

少, 使缸内传热损失减少所致, 而燃烧改善的影响较小。

5结论

(1) 燃用DMC和柴油混合燃料后, 柴油机有效热效率随DMC添加比例的增加而提高, 当添加比例为15 %时, 热效率提高3 %左右。但DMC添加比超过15 %后, 添加比例再增加, 热效率提高已不明显。这是因为燃料中的含氧量达到一定的比例后, 对降低碳烟的作用逐渐减弱, 辐射传热量的降低也逐渐减弱。

(2) 燃用混合燃料后, 柴油机缸内燃烧时, 气体和火焰温度有所降低, 碳粒生成量明显减少。辐射传热量的减少, 主要是由碳粒减少引起的火焰辐射传热量减少, 从而导致传热损失的减少, 其中气体辐射影响很小。

(3) 燃用混合燃料后热效率的提高主要是缸内传热损失减少所致, 而燃烧改善的影响相对较小。

参考文献

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[4]李跟宝.二甲醚 (DME) /柴油混合燃料在车用发动机中的应用基础研究[D].西安:西安交通大学, 2007.

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燃用技术 篇7

在发动机燃用气体燃料研究领域, 近些年来除了被称为高品质气体燃料的天然气外, 一些低品质气体燃料也正在成为世界各国关注的焦点。低品质气体燃料特征是在燃料的组成成分中甲烷 (CH4) 含量相对较低 (40 %～80 %) , 而非烃气体含量较高 (多为CO2、N2等) 。来自于矿井的煤层气是一种典型的低品质气体燃料, 其主要成分为甲烷和氮气, 通常煤层气中氮气体积分数在20 %～70 %, 其热值相对于天然气明显降低。目前中国的煤层气主要是具有低热值混合气体燃料特征的井下抽放煤层气 (coal mine methane, CMM) , 我国是世界上最大的煤炭生产和一次能源消费国家, 开发利用CMM燃料在我国具有特殊的战略意义。

本文考虑到煤层气中其他微量气体的存在, 以天然气和氮气为原料配制模拟煤层气, 在一台单缸火花点火发动机开展了发动机燃用煤层气燃料台架试验研究, 分析了不同氮气掺混比例下的煤层气发动机动力性能、燃烧特性和排放性能。

1 试验台架

试验用气体燃料发动机由常州柴油机股份有限公司生产的ZS1100M单缸柴油机改装而成, 其参数和主要测试设备见表1。主要改装工作如下:去除了原有的燃油供给系统, 加装了火花点火系统和气体燃料供给系统, 在原喷油器位置安装了火花塞, 在进气管装配了电子节气门;通过自主研制开发的电控系统实现对燃料供给时刻及喷射量、点火时刻的综合控制。在试验过程中, 根据分压定律配制的不同组分比的煤层气燃料通过安装在进气管根部的电磁阀喷入进气道;根据发动机不同工况需求, 在ECU的控制下, 电子节气门改变开启角度控制进入气缸的空气流量, 同时通过电磁阀的喷射脉宽的变化实现定时定量的燃气供给。

2 试验结果及分析

2.1 动力性能

在试验的过程中, 通过缸压传感器和开发的采集系统, 测得缸内压力示功图。图1为不同组分煤层气在1 500 r/min下缸内最高燃烧压力随负荷的变化趋势。在整个负荷范围内, 当氮气掺混比例为0 % (即纯天然气) 时, 缸内最高燃烧压力值始终最高。随着氮气掺混比例的增加, 最高缸内压力值降低, 并且当燃料中氮气体积比达到35 %时, 高负荷工况下, 最高缸压相对于天然气下降了0.42 MPa, 相当于天然气此时工况最高缸压的10 %。由此可见, 煤层气相对于天然气燃料, 其中的惰性气体成分会导致燃烧混合气燃烧速率降低, 使得发动机动力性能下降。

图2为不同组分煤层气在1 500 r/min下缸内最大压力升高率随负荷的变化曲线。在整个负荷范围内, 不同配比煤层气的最大压力升高率均随着负荷的增加而增大, 氮气组分为0 % (纯天然气) 时最大压力升高率始终最高, 而掺有氮气组分的燃料中, 由于惰性气体的存在使得压力升高率降低, 并且随着氮气体积比的增加降低幅度增大。这说明氮气使得煤层气发动机燃烧变缓, 放热速率下降, 工作粗暴程度也随之降低。

2.2 燃烧特征参数

图3为1 500 r/min时最大燃烧放热率随负荷的变化曲线。随着负荷增高, 最高放热率均呈现上升趋势, 但是随着氮气体积比的增加, 最高放热率值下降, 尤其在中低负荷工况下, 放热率峰值随着氮气体积比增加急剧下降, 氮气体积比35 %相对于氮气体积比20 %时, 煤层气发动机放热率峰值最大降低了25 %。这说明氮气的存在导致燃烧放热变慢, 且氮气的含量越高放热越慢, 但随着负荷的增加, 氮气对放热速率的影响相对变弱。

图4为1 500 r/min时火焰发展期随煤层气中氮气体积比变化。研究定义从点火开始到燃烧进行到10 %累积放热率时的曲轴转角为火焰发展期。随着氮气体积比的增加, 火焰发展期在总体上均呈现逐渐增长的趋势, 而当氮气体积比较高时 (>20 %) , 对火焰发展期的影响幅度减小。这是因为火核形成阶段类似于层流燃烧, 而氮气体积分数对其层流火焰传播速度的影响呈现为抛物线关系[5], 即随着氮气体积比的增加层流火焰传播速度下降的幅度减小, 因此导致火焰发展期的增长幅度在氮气比例超过一定数值时变缓。综合而言, 相对于纯天然气, 煤层气中的氮气成分使得发动机从火花点火开始到形成稳定的火焰中心的时间变长, 火焰传播速率变慢, 火核形成较困难, 而且煤层气中氮气的体积含量越高导致火焰发展时间越长。

图5为1 500 r/min时缸内燃烧过程的主燃烧期随煤层气中氮气体积比的变化关系。研究中定义累积放热量从10 %～90 %的曲轴转角为主燃烧期。在整个负荷范围内, 发动机燃用煤层气相对于纯天然气发动机 (氮气体积比为0 %) 主燃烧期略有增长, 而在中高负荷范围内, 煤层气中氮气所占体积比例和发动机负荷对主燃烧期的影响很小, 基本上只是在一个小范围内震荡。这说明在低负荷时, 虽然进入气缸的混合气少, 但是其燃烧速度也慢, 而中高负荷时燃烧速度相对较快。从整体趋势来看, 由于低热值气燃烧进入主燃烧阶段后, 此时缸内湍流对火焰的传播速度和燃烧进程的促进作用占据主导地位, 而煤层气燃料成分改变带来的影响较为有限, 从而煤层气中氮气体积比对主燃烧期的影响并不明显, 因此, 一旦在煤层气发动机中形成稳定的火焰核心, 同时甲烷达到一定的浓度限值, 煤层气就可以在发动机中稳定燃烧。

图6为1 500 r/min、40 N·m工况时, 放热率型心φc随煤层气中氮气体积比的变化关系。φc由公式 (1) 计算得出:

式中, φb和φe分别为燃烧开始和结束时的曲轴转角;undefined为放热率。

由图6可见, 放热率型心所对应的曲轴转角随着煤层气中氮气所占体积比例的增加而变大, 这说明氮气体积比为0 % (纯天然气) 时, 放热率型心更靠近上止点, 燃烧放热速率快, 放热时间短, 燃烧过程的等容度较好;随着煤层气中氮气体积比例的增加, 燃烧放热速率变慢, 放热时间变长, 燃烧过程偏离上止点, 定容度变差, 热效率相对降低。

2.3 发动机排温

图7为1 500 r/min时, 发动机燃用不同氮气掺混比例燃料时平均的排气温度对比。从图7可见, 当氮气体积分数一定时, 随着负荷增加, 发动机排温则迅速增大, 这主要是由于高负荷时燃烧进行得相对较快、放热率高所导致的。而当发动机燃用不同配比煤层气、排温均低于纯天然气时, 随着氮气所占体积比例的上升排气温度呈现出下降的趋势;当氮气体积比达到30 %时, 相对于燃用天然气时的排温平均降低了近25 ℃。这主要是因为氮气作为惰性气体几乎不参与燃烧, 但是会导致缸内燃烧放热速率相对降低, 使得缸压和燃烧平均温度下降而造成的。

2.4 煤层气发动机排放性能

图8为1 500 r/min时的排放对比。随着负荷的增加, 煤层气发动机CO的排放呈先降低后上升的趋势, 在氮气体积比例较小时 (20 %) , CO排放略高于纯天然气;但随着氮气体积比例达到30 %, 低负荷时CO的排放大幅度增加, 最大排放量比纯天然气时增加幅度近28 %。这主要是因为中低负荷时, 氮气的存在导致缸内燃烧速率变慢, 缸内燃烧过程温度降低, C不完全燃烧量增加, 从而导致CO排放量的增加。而在高负荷工况下, 由于燃料喷射量增加, 出现了局部混合不均匀的现象导致了不完全燃烧, 引起CO排放增加。

随着负荷的增加, 煤层气发动机HC的排放经历先降低后上升的过程, 排放量随着氮气体积比例的增加而增大, 氮气体积比例为20 %时, 相对于天然气, 排放中HC体积分数最大上升90×10-6, 而在氮气体积比例达到30 %时, 排放中HC体积分数迅速增加, 最大上升240×10-6。这说明, 当负荷一定时, 随着煤层气中氮气所占比例的增加, 缸内燃烧速率进一步下降, 燃烧温度降低, 降低了HC氧化的进行程度, 同时, 相对较低的火焰传播速度也会使缝隙中HC被氧化的几率减小, 从而导致HC排放的大幅度增加。当氮气体积比为一定值的情况下, 高负荷工况喷入的燃料多, 容易形成局部混合气较浓的状况, 导致不完全燃烧;同时由于高负荷时缸内压力较大, 更多产物被压入缝隙, 从而导致高负荷工况下HC排放增加。

随着负荷的增加, 煤层气发动机NOx的排放呈上升趋势, 但随着煤层气中氮气体积比例的增加, NOx的排放明显下降, 尤其是在中低负荷, 最大下降幅度达到了38 %。这说明在煤层气发动机中的氮气使燃烧进行缓慢, 燃烧剧烈程度降低, 导致了缸内燃烧温度的下降, 从而抑制了缸内NOx排放的生成。

3 结论

(1) 煤层气发动机相对于天然气发动机动力性能下降, 随着煤层气中氮气比例的增加, 最高燃烧压力、最大压力升高率和放热率峰值均表现为降低的趋势, 其中, 当氮气体积分数为35 %时, 最大缸压相对于燃用天然气时的最大值下降了10 %。

(2) 煤层气中的氮气会增长火焰发展期, 并随着煤层气中氮气体积分数增加呈上升趋势;在同一氮气体积分数下, 随着负荷的增加, 火焰发展期增长幅度呈下降趋势。当氮气体积分数超过30 %时, 负荷对火焰发展期影响较小。同时, 煤层气中氮气的体积分数对主燃烧期的影响并不明显。因此, 合理地组织和控制煤层气发动机的着火过程是实现其稳定燃烧的关键。

(3) 煤层气发动机CO和HC排放量随着负荷增加出现先减小后增加的趋势。NOx排放随着负荷增加而增加, 但排放量随着煤层气中氮气比例的增加而大幅度减少。

参考文献

[1]左承基, 郭威, 钱叶剑, 等.火花点火式变组分煤层气发动机的工作稳定性和排放特性[J].内燃机学报, 2003, 21 (5) :329-332.Zuo C J, Guo W, Qian Y J, et al, Operation stability and emis-sion characteristic of spark ignition engines fuelled with variablecomponents of coal-bed gas[J].Transactions of CSICE, 2003, 21 (5) :329-332.

[2]Huang Z H, Wang J H, Liu B, et al.Combustion characteris-tics of a direct-injection engine fueled with natural gas-hydrogenblends under different ignition timings[J].Fuel, 2007, 86:381-387.

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[4]Zervas E.Comparative study of some experimental methods tocharacterize the combustion process in a SI engine[J].Energy, 2005, 30:1803-1816.

燃用技术 篇8

由于生物柴油具有十六烷值较高,自燃性好,并且硫含量较低,含氧达10%左右等特性,在柴油中加入少量的生物柴油,可改善柴油机的排放性能。本文在直喷式柴油机上燃用低比例生物柴油和高比例柴油的混合燃料(简称混合燃料)进行试验研究,结果表明:B20混合燃料可降低碳烟、CO和HC的排放,但NOx略有增加。

1试验燃料、设备及方法

生物柴油和柴油物化特性的对比见表1。试验用机为ZS1110TD型直喷式柴油机,技术参数如表2所示。试验用主要仪器设备如表3所示。试验时对柴油机结构和参数不做任何改变,在相同试验条件下,进行B10、B20混合燃料(柴油中加入重量比分别为10%、20%的生物柴油)及柴油的对比试验。

2试验结果分析

2.1燃用不同比例混合燃料

对不同比例混合燃料在发动机外特性下进行对比试验。性能试验结果如图1所示。

从图1可看出,B10的扭矩和功率比B20高,原因是B10混合燃料的热值比B20高2.5%。发动机在1 000～1 600 r/min转速范围内,B20当量燃油消耗率比B10低,这是由于发动机在中、低速转时,进气过程中空气运动形成的进气涡流相对较弱,不利于空气在缸内与燃料混合,不能充分燃烧,但生物柴油含氧量达10%,并且B20的生物柴油所占比例高,有利于混合燃料在中、低转速中充分燃烧,所以当量燃油消耗率降低;发动机在1 600～2 200 r/min转速范围内,随着发动机转速增高,进气过程中形成的进气涡流相对较强,有利于混合燃料在缸内充分燃烧,所以在高转速时,B20当量燃油消耗率比B10机高。

图2是发动机外特性时排放对比曲线。从图2可看出,各转速下,B10的NOx排放比B20的高。这是由于B10混合燃料热值高,在缸内燃烧温度相对高,再加上生物柴油燃料含氧,而B20虽然含氧比B10高,但缸内燃烧温度较低,所以造成B10的NOx排放比B20的高。B10碳烟排放比B20略高。因为生物柴油含氧有利于燃料充分燃烧,使碳烟略有下降。B20的CO和HC排放比B10低,原因是B20含氧量高。

综上所述,B20的动力性比B10略差,但B20的排放较低,且考虑到生物柴油可再生,B20 混合燃料中生物柴油比例较大,故选用B20混合燃料较好。

2.2燃用B20混合燃料和10号柴油

从图1可看出,原柴油机动力性略优于燃用B20,这是由于B20混合燃料热值比柴油低所致。发动机在1 000～1 700 r/min范围内,B20当量燃油消耗率比原柴油机低;在1 700～2 200 r/min范围内,原柴油机燃油消耗率比B20机的当量燃油消耗率低。

从图2可看出,NOx排放B20与柴油比较:发动机在1 350～1 900 r/min,NOx排放比柴油高,而在其它转速,比柴油低。碳烟排放,B20比柴油有所下降,在高转速下碳烟差距较小。这是由于生物柴油含氧比柴油高,在缸内燃烧有利于降低碳烟,但发动机在高转速下,使空气进入缸内形成的进气涡流和压缩涡流较强,有利于柴油与缸内空气混合,所以在发动机高转速时柴油与B20碳烟差距较小。

CO和HC排放B20比柴油低,这是由于原柴油机相对着火滞燃期较长,而B20混合燃料自身含氧,有利于燃料燃烧,相应缩短了着火滞燃期,有利于较大幅度降低CO和HC的排放。

图3和图4分别为1 800 r/min负荷特性时的油耗和排放。由图3可知,B20与柴油相比较:发动机在中、小负荷时,B20当量燃油消耗率较低,但在大负荷时比柴油高。由图4可知,B20与柴油的NOx排放水平较接近,大负荷时B20比柴油稍有增加。发动机在中、大负荷时,B20碳烟比柴油低,B20混合燃料有利于降低柴油机的碳烟排放。CO排放,B20和柴油在中、小负荷时相近,在大负荷时,B20机比柴油低。HC排放B20比柴油低。

3结论

(1) ZS1110TD型直喷式柴油机燃用B20混合燃料与柴油时:在外特性下, B20功率和扭矩都有所降低。在1 000～1 700 r/min时,B20当量燃油消耗率比柴油低;在1 700～2 200 r/min时, B20略高于柴油;发动机在1 800 r/min下,B20当量燃油消耗率,中、小负荷时比柴油低,大负荷时略高。

(2) 发动机燃用B20与柴油时:B20的碳烟、CO和HC排放均低于柴油。NOx排放,在外特性下,B20在中速时比柴油高,其它转速均低。在1 800 r/min下,B20和柴油的NOx排放较接近,B20略高。

参考文献

[1]蒋德明.内燃机原理[M].北京:中国农业机械出版社,1981.

[2]蒋德明.内燃机燃烧与排放学[M].西安:西安交通大学出版社,2001.

[3]Zhang Y,Duke M A,Mclean D D,et al.Biodiesel productionfrom waste cooking oil:process design and technological assess-ment[J].Bioresource Technology,2003,89(1):1-16.

[4]Schafer A.Vegetable oil fatty acid methyl esters as alternativediesel fuels for commercial vehicles engines[J].Plant Oil FuelProc Symp,1987,17(4):29-46.

燃用技术 篇9

生物柴油是甘油三酸脂与甲醇或乙醇进行酯化反应的产物,主要原料有植物油、动物脂肪和废弃油脂等[1]。生物柴油能量密度约为石化柴油的92%~97%[2],具有十六烷值高、润滑性好、可再生性好等特点[3]。生物柴油的应用方式为按一定比例与柴油混合制成生物柴油-柴油混合燃料使用,主要有低比例(≤5%)和较高比例(6%~20%)两种[4]。生物柴油低比例(≤5%)使用时,可以不对柴油机进行任何改动,且动力性能下降不明显[5],PM、CO、HC等排放下降,NOx排放量略有上升[6,7];生物柴油较高比例使用时,其低热值特性导致发动机动力性下降较明显,需对发动机进行调整[8]。

燃烧特性是影响柴油机动力性、燃油经济性、排放特性和噪声的关键因素,生物柴油的燃烧特性与柴油不同,生物柴油提高了预混合放热率峰值,同时降低了扩散放热率峰值[9]。发动机燃用生物柴油后,随生物柴油比例的增加,发动机着火延迟时间变短[10],燃烧始点、终点及放热重心提前,燃烧持续期缩短,缸内最高燃烧压力和放热率峰值降低且对应的相位提前[11,12]。

喷油参数是影响发动机性能的重要因素,研究表明:提高喷油压力可改善缸内油气混合速率,采用后喷可改善燃油经济性和排放[13,14];提高喷油压力、提前喷油定时能改善燃油经济性并降低碳烟排放,但会带来NOx排放升高、燃烧粗暴等问题[15,16];主后喷间隔角增大,排气温度上升,碳烟减少,因后喷离主燃期较远NOx排放略有降低[17]。

以满足国-Ⅴ 排放标准的某增压中冷高压共轨柴油机为试验样机,通过调整预喷定时及油量、后喷定时及油量等喷油参数,系统研究该机燃用生物柴油掺混体积比为20%的生物柴油-沪-Ⅴ柴油混合燃料(简称为BD20)的燃烧特性,分析预喷、主喷、后喷对滞燃期、燃烧持续期、缸内压力、瞬时放热率、累计放热率、压力升高率等燃烧特性影响。

1 试验方案

1.1 试验样机及燃料

试验样机为SC9DF增压中冷电控高压共轨柴油机,满足国-Ⅴ排放标准。其主要技术参数如表1所示。

试验用BD20燃料中的国-Ⅴ柴油为从南京联美化工有限公司购买的五阶段排放测试认证试验油。由Intertek集团对国-Ⅴ柴油及BD20主要理化指标进行了检测,检测结果如表2所示。

由表2可见,与柴油相比,BD20的密度、运动黏度、氧含量、十六烷值等较高,碳含量、氢含量、热值较低。

1.2 试验装置及方法

试验设备包括AVL 400kW电力测功机、DEWE-5000燃烧分析仪、KISTLER缸压传感器及DENSO标定系统,如图1所示。

试验工况选择为该机ESC稳态工况的转速(1640r/min)和50%负荷(扭矩为488N·m)。试验时,当发动机在该试验工况点稳定运转后,分别对预喷定时、预喷油量、主喷定时、后喷定时、后喷油量五个喷油参数进行调整,待发动机转速重新稳定在1640r/min后,测量缸内压力,研究喷油参数对该机燃烧特性的影响。在调整预喷等喷油参数时保持该发动机的总喷油量固定不变。图2为喷油参数定义示意图。

试验时,分别调整预喷定时、预喷油量、主喷定时、后喷定时及后喷油量。当预喷定时以4°CA步长由0°CA递增至16°CA时,预喷油量固定为3mm3/st,主喷定时固定为10°CA且没有后喷射;当预喷油量以2mm3/st步长由1mm3/st递增至9mm3/st时,预喷定时固定为6°CA,主喷定时固定为10°CA且没有后喷射;当主喷定时以2°CA步长从2°CA逐渐提前至10°CA时,没有预喷射和后喷射;当后喷定时以4°CA步长由0°CA递增至16°CA时,后喷油量固定为2mm3/st,主喷定时固定为10°CA且没有预喷射;当后喷油量以2mm3/st步长由0mm3/st递增至8mm3/st时,后喷定时固定为8°CA,主喷定时固定为10°CA且没有预喷射。表3为试验工况点。

2 试验结果及分析

2.1 滞燃期

滞燃期定义为从喷油始点(即喷油器针阀升起瞬间)到燃烧始点(即瞬时放热率为零或开始迅速升高瞬间)对应的曲轴转角。随着滞燃期缩短,燃烧始点提前,即燃烧更接近上止点,动力性得以提升。图3为预喷、主喷、后喷定时及喷油量变化对滞燃期的影响。

由图3(a)可见,滞燃期受预喷射和主喷射影响较大,后喷射对滞燃期基本没有影响。随预喷与主喷间隔角的增大,滞燃期先缩短后增长,与无预喷比较,当预喷间隔角分别为4、8、12°CA时,BD20的滞燃期分别缩短了0.55、2.25和2.85°CA,预喷间隔角为16°CA时滞燃期仅缩短了2.15°CA。这是因为发动机采用预喷会产生冷焰效应,形成活化气体氛围促进燃烧,使滞燃期缩短,但预喷燃烧热量有限,过大预喷间隔角使其提前燃烧放热效果减弱[18]。同样由图3(a)可见,随着主喷定时推后,滞燃期亦先缩短后增长,相对于预喷射定时的变化幅度较小。这是因为主喷定时推后,则喷油始点接近上止点,喷油开始的缸内温度较高,有利于燃油的蒸发、雾化、燃烧,滞燃期缩短。随着主喷定时继续增大,喷油始点更接近上止点,缸内气流运动相对变弱,滞燃期增长。

由图3(b)可见,当主喷、预喷、后喷确定后,后喷油量变化对滞燃期基本无影响。随着预喷油量的增加,滞燃期呈下降趋势,当预喷油量由1mm3/st增加到3mm3/st时滞燃期缩短了0.59°CA,当预喷油量进一步增大时滞燃期基本保持不变。这是因为,随着预喷油量的增大,预喷产生的冷焰效应变强,滞燃期缩短,随着预喷油量继续增大,其产生的冷焰效应不再增强,滞燃期变化不大。

2.2 燃烧持续期

燃烧持续期定义为从燃烧始点到燃烧终点(即累计放热率达到95%)对应的曲轴转角区间。燃烧始点变动不大时,燃烧持续期缩短,主燃期更接近上止点,对动力性提升更有利。图4 为预喷、主喷、后喷定时及油量变化对燃烧持续期的影响。

由图4(a)可见,与预喷和后喷比较,主喷定时对燃烧持续期的影响较大,随着主喷定时推后,由于主喷开始时缸内温度较高,滞燃期缩短,燃烧变得剧烈,燃烧持续期缩短。随着预喷间隔角的增加(预喷提前),当预喷间隔角小于12°CA时,燃烧持续期增加,预喷间隔角12°CA的燃烧持续期比原喷射增加3.68°CA;当预喷间隔角大于12°CA时,燃烧持续期减少,预喷间隔角16°CA的燃烧持续期仅比原喷射增加2.5°CA。这是因为:预喷使缸内压力和温度升高,燃烧始点提前,而燃烧终点受预喷的影响较小,燃烧持续期变大;另一方面,随预喷的进一步增大,预喷放热效果减弱,燃烧持续期缩短[19]。随着后喷间隔角的增加,燃烧持续期先增加后减少。这是因为:当后喷间隔角较小时,后喷距主喷很近,主喷燃油燃烧受到后喷影响,再加上这部分后喷燃油的卷吸作用,燃烧持续期增长[20];随着后喷间隔角的进一步变大,后喷燃油在主喷已稳定燃烧过程中充分混合和雾化,燃烧程度增加,燃烧持续期缩短。

由图4(b)可见,与后喷油量比较,预喷油量对燃烧持续期的影响较大: 当预喷油量较小(<3mm3/st)时,随着预喷油量的增加,燃烧持续期变动幅度不大;当预喷油量较大(>3mm3/st)时,燃烧持续期增加。另一方面,随着后喷油量的增加,燃烧持续期略有升高,但变化幅度不大。

2.3 缸内压力及压力升高率

图5为预喷、后喷对缸内压力及压力升高率的影响。缸内压力在上止点附近越大,缸压升高率越高,可以显著提高动力性和经济性。

由图5(a)可见,发动机采用预喷,整个燃烧过程的缸内压力均高于原始喷射,且缸压峰值对应的曲轴转角提前,但压力升高率相对原始喷射降低,表明预喷可以使燃烧变得相对柔和。由图5(a)还可见,发动机采用后喷,主燃烧前、中期的缸内压力、压力升高率基本没有变化,燃烧后期的缸内压力降低,压力升高率增加,说明后喷可改善燃烧后期的缸内温度,有利于提高排气温度,降低排放。

由图5(b)可见,预喷定时对燃烧前期缸内压力影响较大。随预喷间隔角增大(预喷提前),缸内压力峰值先增加后减小,当预喷间隔角为4°CA时缸内压力峰值达到最大值为11.64MPa,比不采用预喷时增大0.18MPa,但预喷定时对压力升高率的影响并不显著。

由图5(c)可见,与预喷定时比较,预喷油量对缸压的影响较大,预喷油量增加,缸内压力峰值增大,且峰值对应的曲轴转角提前,但预喷油量对压力升高率的影响较小。

2.4 放热率

瞬时放热率为单位体积混合气在单位曲轴转角的燃烧放热量,计算公式为

式中,Q为放热量;V为体积;φ为曲轴转角。

累计放热率为从燃烧始点开始至某一时刻已发生的燃烧放热量与循环放热量之比,累计放热量为瞬时放热率之和,表示单位体积气缸累计放热总量。瞬时放热率在上止点附近越集中,累计放热率越大,则可以改善柴油机动力性。

图6为预喷、后喷对缸内放热率的影响。

由图6(a)可见:预喷对缸内燃烧瞬时放热率前期影响显著,采用预喷后燃烧柔和,整个燃烧过程瞬时放热率变动幅度更平滑,但累计放热率曲线高于原喷射;后喷对燃烧前期的放热率基本没有影响,燃烧后期的放热率增加。

由图6(b)可见,预喷定时提前,缸内燃烧瞬时放热率值先减小后增加。与无预喷比较,当预喷定时分别为4、8、12、16°C A时,缸内瞬时放热率峰值分别降低3.7%、4.8%、4.9%和2.9%;随着预喷定时的变大,缸内累计放热量由原喷射的1462.1kJ/m3增加到1471.5kJ/m3,当预喷间隔角为4°CA时缸内累计放热量达到峰值1471.5kJ/m3,当预间隔角大于12°CA时缸内累计放热量减小到1437.9kJ/m3。这说明预喷能改善燃烧,使燃烧更充分,但过大的间隔角反而会减弱燃烧[21]。

由图6(c)可见,随着预喷油量的增加,缸内瞬时放热率峰值、累计放热量先增大后减小,与预油定时相比,预喷油量对累计放热量影响更大。

3 结论

(1)滞燃期受预喷和主喷的影响较大,后喷对滞燃期基本没有影响。随着预喷间隔角的增大,滞燃期先缩短后增长;随着预喷油量增加,滞燃期变短。

(2)与预喷和后喷相比,主喷定时对燃烧持续期的影响较大。随着主喷射定时推后,燃烧持续期缩短;随预喷、后喷间隔角的增加,燃烧持续期先增加后降低;预喷油量和后喷油量的增加均使燃烧持续期增加,但变化幅度不大。

(3)发动机采用预喷,整个燃烧过程的瞬时放热率变动幅度较原喷射更为平滑,缸内压力和累计放热率均高于原始喷射,且缸压峰值对应的曲轴转角提前,表明预喷可以使燃烧变得相对柔和。与预喷定时相比,预喷油量对缸压的影响较大,预喷油量增加,缸内压力峰值增大,且峰值对应的曲轴转角提前,缸内燃烧瞬时放热率值先增加后减少,预喷对缸内压力升高率的影响较小。

(4)发动机采用后喷,对主燃烧前期和中期的缸内压力、压力升高率、放热率基本没有影响,燃烧后期的缸内压力降低、压力升高率及放热率增加。这说明后喷可改善燃烧后期的缸内温度,有利于提高排气温度,降低排放。