基于SolidWorks的天然氣-柴油雙燃料發動機設計與試驗

李麗麗，趙武云，譚文勝，王二化

(1.甘肅農業大學 機電工程學院，甘肅 蘭州 730070； 2.常州信息職業技術學院 常州市大型塑料件智能化制造重點實驗室，江蘇 常州 213164)

隨著天然氣(natural gas，NG)應用技術的發展，以柴油點燃天然氣和空氣混合氣、由天然氣提供發動機部分功率輸出的概念已經被廣泛接受并付諸實踐，但仍然存在一些不確定因素，如發動機燃燒性能、廢氣排放和實用性等[1-3]。目前，國內外的車用天然氣/柴油雙燃料發動機技術已經趨于成熟。據西班牙貨運卡車試驗預測，燃料轉換將減少12%的溫室氣體排放和42%的柴油燃料長期消耗。然而，現階段小型農用發動機的雙燃料改造還不完善[4-5]。

我國農用柴油機數量多，分布廣。近幾年的雙燃料發動機改造技術研究集中在電控噴射控制方式方面，結構復雜，改裝成本高，實用性不強。混合器混合，機械控制柴油、天然氣量的壓燃式方案雖然不能精準調整油氣輸入量，卻更加適合農用大環境[6]，尤其是對于農業經濟和機械化相對落后的地區，結構簡單、改造成本低的雙燃料發動機才真正適于推廣。

SolidWorks軟件可以實現3D模型建造、有限元分析、流體模擬等過程的無縫連接，操作簡單，結果精確，在工程研發和機械設計中具有廣闊的應用前景[7]。本文利用虛擬樣機模擬取代天然氣混合進氣和調速機構的實體試驗，得到最優結構和性能參數，消除潛在的結構性不穩定影響，而后通過臺架試驗驗證其可行性和準確性。

1 單缸雙燃料發動機的設計方案

1.1 雙燃料發動機的設計原理

在原柴油發動機的基礎上增加一套天然氣混合空氣進氣系統、一套機械控制系統，以及配套的天然氣供應減壓設備，以原柴油機的啟動方式啟動，隨著天然氣的進入，柴油噴射量逐漸降低到設計要求的最低引燃油量。天然氣充足時，在引燃油量控制在20%的情況下，以天然氣-柴油混合氣為主要燃料，通過天然氣調速器控制進氣量，滿足不同工況需求；天然氣不足或者負荷過大時，通過增加引燃油量進行加濃；天然氣輸送完全斷絕后，燃氣控制系統失效，恢復原柴油發動機工作模式。

1.2 雙燃料發動機的結構

1， 調速桿；2， 天然氣彈簧調速控制器；3， 控制連桿；4， 天然氣-柴油混合氣進氣管；5， 天然氣-空氣混合器；6， 空氣進氣管；7， 混合器天然氣進氣管；8， 天然氣進氣閥；9， 天然氣進氣管；10， 空氣濾清器。1， Speed regulation rod; 2， Spring speed regulation controller; 3， Control linkages; 4， NG-diesel intake tube; 5， NG-air mixer; 6， Air intake tube; 7， NG intake tube of mixer; 8， NG intake valve; 9， NG intake tube; 10， Air filter.圖1 雙燃料發動機模型Fig.1 3D model of dual-fuel engine

以農業常用單缸柴油機ZS1115為例，在原有柴油機的基礎上加裝：1)天然氣彈簧調速控制器，在天然氣-柴油混燒模式下，通過調速器的彈簧預緊力保證引燃油量不變；2)天然氣進氣閥，通過控制連桿與調速器連接，共同控制天然氣進氣量；3)天然氣-空氣混合器，保證天然氣與空氣按給定比例進行預混合。

根據實際尺寸參數構建整機模型，經SolidWorks動畫模擬，該結構能夠實現雙燃料發動機機械控制進氣量的設計要求[8-10]。

1.3 主要構件的分析及設計

1.3.1 天然氣-空氣混合器

采用文丘里式混合器，忽略混合器管道阻力、氣體流量系數a，以及可膨脹性系數ε，設定進氣初始流速為0，由伯努利方程得：

(1)

(2)

式(1)、(2)中：vair與vgas分別為空氣與天然氣的進氣速度；P0為空氣進氣壓力；P1為混合氣壓力；P2為天然氣進氣壓力；ρair與ρgas分別為空氣與天然氣的氣體密度。

空燃比計算公式為

(3)

式(3)中dair與dgas分別為空氣與天然氣的進氣孔徑。

天然氣與空氣流量：

Qair=aairεairSairvair；

(4)

Qgas=agasεgasSgasvgas。

(5)

式(4)、(5)中：Qair與Qgas分別為空氣與天然氣的氣體流量；Sair與Sgas分別為空氣與天然氣的進氣截面積；aair與agas分別為空氣與天然氣的氣體流量系數。

在過量空氣系數λ=1.5的前提下，經理論計算，確定常用工作狀態下，文丘里式混合器的設計尺寸[11-12]：外徑60～60 mm，內徑25～35 mm，角度5°～8°，腮孔孔徑1.5～2.5 mm，腮孔個數10個，進氣圧7～9 kPa。

借助SolidWorks軟件的Simulation模塊，建立設計算例，以混合器總體積為約束條件、其余從動尺寸為變量、質量最優為目的進行尺寸優化，而后通過Simulation Xpress工具對模型進行應力分析，以減少容器應力集中、保證運行平穩為目標，優化混合器結構[13-14]，模擬設定和最終結果如圖2所示。最佳尺寸參數為：外徑54 mm，內徑31 mm，角度6°，孔徑1.5 mm。經過SimulationFlow對混合器的多次流體分析，確定最佳進氣壓力為7 500 Pa[15-16]。

建立混合器三維模型，設定空氣和天然氣成分體積分數，進行流體模擬分析，得到混合器內空氣和甲烷的質量分布圖(圖3)。可以看出，天然氣和空氣在混合器內的混合較為均勻，空氣所占質量比例平均約為94%，甲烷所占質量比例接近5%，經計算，空燃比接近19，符合設計要求[17]。

1.3.2 天然氣調速控制器

天然氣調速桿通過控制連桿與天然氣閥瓣相連，結構簡圖如圖4所示。通過SolidWorks Motion模擬，運動過程平穩。在調速桿上施加馬達力，調速桿與進氣閥旋轉的角速度如圖5所示，轉動趨勢得到了準確傳送。根據角位移面積估算，確定閥瓣、閥座開口數量均為4個。

1.3.3 天然氣進氣閥

根照設計要求，選擇回轉式進氣閥。雙燃料發動機啟動時，閥瓣順時針旋轉到完全打開；雙燃料模式時，閥瓣逆時針旋轉滿足從空載到滿載的工況需求；當天然氣不足或者斷絕后，閥體繼續逆時針轉動直到再次關閉。由此得到閥瓣與閥座開口角度分別為

(6)

(7)

式(6)、(7)中：β為閥瓣開口角度；Y為噴油泵柱塞總行程；y為噴油泵柱塞在20%油量處的行程；δ為閥座開口角度；θ為油頭撥叉增加開度；L1、L2、L3如圖4所示。

圖2 混合器參數優化Fig.2 Parameter optimization of mixer

圖3 混合器流體模擬Fig.3 Flow simulation of mixer

圖4 控制連桿結構Fig.4 Structure diagram of control linkages

由于天然氣進氣口偏離進氣閥中心軸，因此，進氣管道應與進氣閥的進氣口形成一定的進氣角度。以進氣壓力和出氣壓力為邊界條件，經Simulation Flow有限元分析，得到30°、45°、60°時進氣速度和壓力分布圖。從圖6可以看出，角度越小，進氣過程越緩慢，但進氣閥室內壓力越穩定。參照混合器結構優化，確定最佳角度為41°，氣體出口內徑為57 mm。在此基礎上，經Simulation Flow分析可以得出，天然氣進氣管內徑尺寸對進氣閥穩定性影響較大。隨著進氣管內徑的增大，進氣閥腔內天然氣流速提高，進氣過程加快，但是過大的內徑會導致腔內壓力分布不均，尤其對閥瓣和閥座開口處的沖擊較大，考慮到較大孔徑對輸氣管道的穩定性較為有利；因此，在允許范圍內適當增大天然氣進氣管道內徑，提高進氣速度。

圖5 調速桿、進氣閥瓣角速度Fig.5 Angular velocity of speed regulation rod and NG intake valve flap

2 試驗結果及分析

試驗裝置如圖7所示。試驗條件為：大氣壓強85 113 Pa，溫度300 K，濕度35%。使用甲烷含量92%的壓縮天然氣進行臺架試驗，測定7個轉速下6個扭矩測量點的燃油消耗量、進氣流量、功率、排溫等性能參數。

圖6 進氣閥流體模擬Fig.6 Flow simulation of NG intake valve

1，天然氣流量計算儀；2；進氣調壓器；3，天然氣進氣管；4，雙燃料發動機；5，臺架；6，測功器；7，轉速測量儀。1， NG flow calculator; 2， Intake pressure regulator; 3， NG intake tube; 4， Dual-fuel engine; 5， Test bench; 6， Dynamometer; 7， Speedometer.圖7 樣機試驗臺Fig.7 Test bench of dual-fuel engine

2.1 動力性和經濟性分析

根據經驗和試驗對比得，當缸徑小于150 mm時，引燃油量應控制在5%～20%。為提高噴油器可靠性，最大限度恢復功率，將引燃油量定為20%。圖8為引燃油量為20%時雙燃料發動機與原柴油機功率的對比圖，可以看出，在中低速時，功率基本持平，隨著轉速的提高，雙燃料發動機的有效功率逐漸超過柴油發動機。這是因為柴油必須在過量空氣系數條件下才能充分燃燒，而天然氣所需壓縮比較低，能較好地克服這一障礙[18]。由于進氣溫度在低速低負荷狀態下對天然氣的滯燃期影響較大，考慮到高原地區壓強較低，為提高農用工況下發動機氣缸內的壓強和溫度，保證天然氣-柴油混合氣充分燃燒，同時優化煙度排放性能，在原柴油機允許的范圍內將供油提前角提前2°[19-21]。在此前提下，測量雙燃料發動機的進氣量、柴油消耗量，計算當量燃油消耗率，得到萬有特性等高線圖(圖9)。與原發動機對比可以看出：雙燃料發動機的最內層經濟區對應轉速為1 550～1 750 r·min-1；對應扭矩大于58.9 N·m時的經濟區域要大于原柴油發動機；萬有特性曲線沿Y軸延伸，表明雙燃料發動機更加適合中低速、載荷變化較大的農用機械工況。

圖8 有效功率對比Fig.8 Comparison of effective power

在標定功率2 200 r·min-1時，測定并計算雙燃料發動機的平均有效壓力和排氣溫度。從圖10中可以看出，小負荷時，雙燃料發動機的排溫較低，隨著負荷增加，排溫和缸壓都相對增加，且略高于原柴油發動機，這是由于混合燃料燃燒延長了后燃期，但二者相差不大。這表明雙燃料改裝對氣缸零件磨損和燃燒可靠性影響較小。

2.2 排放性分析

在常用轉速1 700 r·min-1條件下，測定不同功率下雙燃料發動機的排放性能，其不同負荷下的排放對比圖如圖11所示。

由于雙燃料發動機的主要燃料為天然氣，充氣效率、燃燒氣缸壓力與溫度都較原柴油發動機低，因此NOx排放也較低。但是隨著負荷的增加，混合氣濃度急劇增加，NOx排放也迅速增加。

雙燃料發動機的CO排放量和碳氫排放量(total hydro carbons，THC)均高于原柴油發動機。這是由于天然氣的滯燃期較長，著火極限高，容易造成天然氣-柴油混合氣燃燒不充分。雙燃料發動機CO排放與原柴油發動機趨勢相同：在較低負荷的情況下，較小的空燃比導致排放量增加；隨著負荷增加，排放情況得到改善，而后隨著負荷的增大，大量CO凍結，未及時轉化為CO2，導致其濃度持續升高。大量的未燃燒甲烷氣體使雙燃料發動機的THC排放量高于柴油機。

圖9 柴油發動機(a)與雙燃料發動機(b)萬有特性曲線Fig.9 Universal characteristics curve of diesel engine (a) and dual-fuel engine (b)

圖10 排氣溫度對比Fig.10 Comparison of discharge temperature

甲烷中只有C—H鍵，不存在C—C鍵，因此天然氣燃燒的煙度和顆粒排放要低于柴油。雙燃料發動機的天然氣與空氣在缸外混合較均勻，燃燒周期縮短，在一定程度上抑制了碳煙的生成，使得煙度隨著負荷增加變化較為平穩。

3 討論

文丘里式混合器和回轉式天然氣進氣閥的加裝既克服了機械控制需要通過改變引燃油量以保證轉速、載荷穩定的難點，又解決了電控式改裝成本較高、推廣較難的問題，更加適合農業生產常用的小型柴油機機型機械改裝[22]。雙燃料發動機在常用工況下表現出良好的經濟性和環境友好性，且較原柴油發動機更加適合載荷變化大的農業生產動力需求。其功率恢復狀況及排放特性與混合氣混合、機械及電控控制天然氣/柴油量方案相似[23-24]，驗證了本設計的可行性和可靠性。

本研究表明，SolidWorks 3D模型的建立簡單精確，而且與仿真、模擬、運算、評估等插件結合可實現產品的有限元分析，以進行精確評估和優化，通過動畫及Motion運動算例的模擬，可以初步驗證機械結構的可行性。使用模擬軟件進行產品結構和性能優化能夠精確參數范圍，減少樣機試驗的次數。整個試驗過程中，雙燃料發動機結構穩定，運轉平穩，驗證了SolidWorks結構尺寸設計的可靠性。雙燃料發動機功率恢復、經濟性及排放性能均達到設計要求，表明SolidWorks對混合器和進氣閥的流體模擬能夠達到預期效果，改變了以往需要通過樣機試驗進行關鍵構件設計的模式，節約了成本。

圖11 排放性能對比Fig.11 Comparison of emissions performance

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