电控LPG发动机（共6篇）
电控LPG发动机 篇1
0 引言
液化石油气 (LPG) 为无色无味的气体, 其主要成分是丙烷和丁烷。LPG作为代用燃料与其他常规燃料相比具有以下的特点:一是LPG的辛烷值高达100以上, 热值大, 发动机动力性好, 具有较高的抗爆性, 为进一步提高发动机压缩比、恢复改进后发动机的动力性和经济性提供了可能性;二是LPG的低热值高于汽油, 但理论混合气热值略低于汽油;三是LPG的着火温度高于汽油的着火温度, 因此在设计发动机的点火系统时需要加大混合气的点火能量;四是LPG完全燃烧后有害排放低, 对大气污染少, LPG在常温下为气态, 以气态进入缸体, 由于燃料与空气同相, 混合均匀, 燃烧比较完全, 可以大幅度降低CO与HC的排放量, 改善微粒污染;五是与天然气、氢气等其他气体燃料相比, 液化石油气能量密度高, 续驶里程远, 易于储存, 比较容易液化, 能够以液态方式存于储气瓶中, 这意味着燃料本身在行驶相同里程时所占体积小, 在小型气体发动机的开发应用中更具优良特性;六是LPG与汽油相比价格低廉, 且发动机改造成本低, 工期短, 是目前气体燃料中应用最广的代用品之一[1]。LPG与其他车用燃料的性质比较如表1所示。
本文以一台小型单缸4行程汽油机为试验机, 并对其进行改造, 使用LPG作为单一替代燃料。该汽油机缸径为90mm, 行程为68mm, 排量为400mL, 压缩比为8.0, 标定功率/转速为8.5kW/ 3600r·min-1, 最大扭矩/转速为28N·m/2500r·min-1, 冷却系统为风冷, 燃料系统为化油器式, 点火系统为磁电式, 点火提前角为20℃A。
1 LPG燃料供给系统
本文所设计的LPG发动机供气系统如图1所示。液化石油气储存在LPG储气瓶内, 当手动阀打开时, LPG从储气瓶流出, 流过滤清器滤除杂质, 经过减压阀减压后变成所要求的低压气, 然后由气体喷射器喷入进气道。对于LPG电控发动机而言, 必须首先测出气体喷射器的流量特性。从流量特性可以知道气体喷射器在开启时间内所喷出的气体量, 还可以依据流量特性选定喷射器前的供气压力 (即减压阀出口压力) 的大小[2]。气体喷射器流量特性测量装置如图2所示。考虑到安全因素, 本文采用纯丁烷作为试验气体。减压阀从储气罐流出气体的压力减至气体喷射器所需的供气压力后, 由单片机控制气体喷射器的开关。由于流量计无法承受突变的气体压力, 故在流量计前安装一个体积较大的缓压器, 用以减缓气体压力的突变[3]。
2 性能试验及分析
气体发动机引起功率下降的主要原因之一就是充气系数的降低, 尤其是进气道喷射式的气体发动机, 进气道体积效应严重影响发动机的功率恢复。由于汽油机在进气时汽油来不及全部雾化, 所以大部分汽油是以液态的形式进入进气道, 所占进气道体积很小, 进气道内主要是呈气态的空气, 但LPG发动机在经过减压后, 燃料以气态的形式喷入进气道, 必然占用较大的进气道体积, 从而使空气的进气量减少, 最终影响到发动机的充气系数。试验发现, LPG发动机的充气系数约比汽油机低6%, 这是造成发动机功率损失的主要原因之一。
压缩比和点火提前角也是直接影响发动机性能的重要因素, 发动机的动力性和经济性与其有着紧密的联系。在压缩行程终了时, 通过增大发动机压缩比, 使混合气的压力和温度大幅度的升高, 混合气燃烧速度加快, 燃烧后的压力和温度升高, 致使发动机输出功率增加。点火提前角影响燃料的燃烧时间:若点火过早, 大部分混合气在压缩行程中燃烧, 活塞消耗的压缩功增加, 且最高压力升高, 致使末端混合气燃烧前的温度高, 爆燃倾向加大;若点火过迟, 混合气的后燃期长, 燃烧最高压力和温度下降, 传热损失增多, 排温升高, 功率和热效率降低, 但爆燃倾向减小, NOx排放减少。
为了分析LPG单燃料发动机的性能, 首先进行了原机的外特性试验, 在试验中测取了若干转速点的功率、扭矩、排放和燃料消耗等参数。其次, 改变发动机的压缩比和点火提前角等参数, 对LPG发动机其进行优化, 并对其进行了比较。试验中进行了原汽油机和改变了燃料供给系统的LPG发动机的外特性对比。原机压缩比为8.0, 点火提前角为20℃A, 在改用气体燃料后, 发动机动力性损失较大, 最大扭矩下降了约7%, 最大功率下降了15%左右。气体发动机引起功率下降的主要原因之一就是充气系数的降低, 尤其是进气道喷射式的气体发动机, 进气道体积效应严重影响发动机的功率恢复。压缩比和点火提前角也是直接影响发动机性能的重要因素, 发动机的动力性和经济性与其有着紧密的联系, 因此将发动机压缩比提高到8.4。另一方面, 由于LPG的火焰传播速度较慢, 笔者将点火时刻提前, 经过比较最终选择24℃A点火提前角。图3和图4为发动机外特性曲线图, 从图中可以看出:优化后的LPG发动机输出扭矩和功率与原机相当。图5和图6分别是汽油机与LPG发动机外特性的经济性比较, 从图中可以看出:LPG发动机的燃料经济性明显好于汽油机。
3 排放试验及分析
排放特性测量主要是针对发动机稳态工况的CO, NOx和HC排放。图7、图8和图9分别为节气门全开时, 原机与优化后的LPG发动机CO, NOx和HC的排放值比较。由图中可以看出, 在HC和CO排放值明显低于原汽油机排放值的许多倍, 若空燃比选择合适, 其排放可以稳定在很低的范围内;LPG发动机的NOx排放略高于原汽油机。一方面, 由于LPG燃烧温度较高, 试验选用的机型是风冷式发动机, 其在冷却时存在不稳定性造成NOx排放恶化;另一方面是LPG发动机的过量空气系数比原机高, 导致燃烧温度过高, 氧气浓度增加, 集中在1.08左右, 趋于NOx排放的最高区域 (1.1～1.15) , 因此造成LPG发动机的NOx略高于汽油机。
4 结论
1) 进气道喷射式LPG发动机的动力性低于原汽油机, 但是可以通过改良发动机结构、增加压缩比及改良点火提前角等方法恢复动力性。
2) LPG发动机的经济性优于汽油机, HC和CO排放明显优于汽油机。
3) 由于本文开发的LPG发动机燃烧温度较高, 致使NOx排放较高, 但可以通过废气再循环或稀薄燃烧等其他技术措施来改善排放。
4) 小型农用LPG发动机可以起到节省开支、环境保护和节约能源的巨大作用。
摘要：针对液化石油气作为农用汽油机代用燃料, 完成了农用LPG发动机部分结构参数、燃料供给系统和气体喷射器流量特性测量装置的开发, 对原机的压缩比及点火提前角进行了优化改进。对LPG发动机性能试验证实:优化改造后的LPG发动机的动力性与原机相当, 其经济性和排放优于原机。对LPG发动机排放试验证实:LPG发动机HC和CO排放明显优于原机, 但由于开发的LPG发动机燃烧温度较高, 导致NOx排放较高, 可以通过废气再循环和稀薄燃烧技术降低NOx排放。
关键词：农用LPG发动机,性能试验,排放试验
参考文献
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[3]王学合, 黄震.LPG多点连续电喷发动机及车辆的排放试验研究[J].内燃机学报, 2004, 22 (2) :97-103.
电控LPG发动机 篇2
1 柴油/LPG双燃料发动机掺烧策略
在柴油/LPG双燃料发动机中, LPG掺烧量的变化, 会对柴油机的动力性、排放性能、工作稳定产生较大的影响, 因此, 需要确定最佳的LPG掺烧比, 使双燃料发动机的性能达到最佳。
1.1 掺烧策略的确定
掺烧策略的确定就是科学的确定柴油的供给量与LPG喷射量之间的关系, 使得两种燃料根据不同的工况情况, 依据设定的比例准时准量进入到气缸中, 从而提高发动机整体的动力性、排放性能, 使发动机可靠、安全、高效运行, 得到充分发挥两种燃料的特质。为准确制定掺烧策略, 需要对每一个工况条件下, 通过对发动机掺燃实验, 确定柴油量、LPG量最佳比例, 从而使发动机发挥良好的燃烧性能。在柴油/LPG双燃料发动机中, 柴油供应量是通过油泵的限位齿条来实现的, LPG采用进气歧管电控多点喷射, 这样可以在超负荷的情况下, 对柴油机实现保护。在确定掺烧策略的实验中, 掺烧率、燃油量、替代率也是需要重要量的技术指标。
1.2 掺烧比优化
为了确定最佳掺烧比, 在进行掺烧实验, 我们让发动机工作在不同的工况下, 控制好排放物NOX、CO、HO等在一定范围, 然后调节LPG掺入量, 以不产生爆震爆燃为限。在实验过程中, 一方面要考虑燃油量和掺烧比, 另一方面要考虑双燃料的替代率。柴油/LPG双燃料发动机的科学的掺烧比是在不同工况条件的极限工作状态下, 综合发动机稳定性、经济性、排放良好的性能而确定的。经过实验可以看出, 柴油/LPG双燃料发动机不同掺烧比和发动机性能之间不是一个单向线性关系, 单纯提高掺烧比, 超过一定限度, 反而会降低发动机燃烧性能, 使发动机排放恶化, 稳定性变差、动力降低。因此, 为使柴油替代率达到最高, 需要确定掺烧比在不同工况下的一个最佳值。为避免LPG未完全燃烧从尾气中排出造成燃料浪费, 在低负荷、怠速的工况下, 缸内温度低, 应采用纯柴油模式。
2 发动机控制
为了实现发动机在柴油/LPG双燃料、柴油两种模式之间可以自由切换, 同时, 对喷射柴油量、LPG喷射量、LPG多点顺序喷射等运行进行精确控制, 控制系统需要根据发动机的实际运行情况, 科学配置, 从而达到控制精确、可靠、稳定的目的。
2.1 发动机总体控制逻辑设计
发动机总体控制逻辑的设计应根据双燃料发动机的两个运行模式 (柴油/LPG双燃料模式、柴油模式) 进行设计和控制, 针对两种模式之间的相互转换, 通过模式转换开关来实现。
2.1.1 柴油/LPG双燃料模式
在发动机的转速达到预定值、冷却水温达到预温度、油门达到预定开启度, 通过模式转换开关切换到双燃料运行模式状态, 此时双燃料模式控制逻辑主要有:
(1) 通过对曲轴位置传感器信号的采集和判断计算出发动机当前的转速, 当发动机转速低于预设转速时, 不掺烧LPG。因此, 需要设定一个科学的转速预定。当转速低于这个预定值时, 说明发动机处于怠速状态, 控制系统检测到转速超过预设值时, 才通过控制系统进入下一工作流程。
(2) 控制系统通过凸轮轴、曲轴位置传感器传递的信号, 时序处理算法处理, 确定LPG喷射阀的喷射时序。然后根据驾驶员要求和当前发动机转速来确定油门位置。然后根据存储在芯片中的LPG掺烧程序, 经处理计算, 对此工况下LPG喷射阀的通电时间进行精确控制。油门位置、转速两值中任一值发生改变, 控制程序都会对当前的油门位置、转速进行更新和计算, 重新的确定LPG喷射阀的通电时间。
(3) 为了防止超负荷工况下对发动机造成不必的伤害, 当转速大于预设值时, 在发动机不同转速下, 应对不同转速的最大循环进行控制, 因此, 对油泵齿条进行限位, 控制程序通过存储的油泵限位量, 实现对不同转速齿条最大位置的限位。
2.1.2 柴油模式
在柴油/LPG双燃料发动机运行过程中, 柴油/LPG双燃料、柴油两种模式之间是可以实现自由切换的, 当发动机运行状态各种数据都满足双燃料运行而操作员并未进行模式切换操作, 则发动机仍以纯柴油模式平稳运行。控制系统将油泵限位机构———对步进电机的伸出轴退回至油泵本身的限位螺钉处。此时, 双燃料发动机结构同纯柴油发动机一致。
2.2 控制系统的数据处理
2.2.1 多点顺序喷射时序控制处理
配气相位做为LPG多点顺序喷射时序控制最好的参考, LPG是从发动机进气歧管喷射的, LPG喷射完成是从各缸排气上止点前进气门开始, 到气门关闭这个时间内完成, 安装在油泵凸轮轴的位置传感器和安装在曲轴飞轮位置传感器的转速比是1∶2, 在发动机顺序喷射以及喷射时刻的要求上, 这两个传感信号的关系均可满足。为了安装方便, 可以将凸轮轴端的触发信号设定在第一缸的的压缩上止点, 将曲轴飞轮上齿数定义为各缸的喷射顺序及时刻。假设齿曲轴飞轮齿数为奇数, 那么相邻两个缸LPG喷射时间上, 会相差一个曲轴齿数的角度, 再加上气门提前打开的角度, 远大于一个齿数的角度, 这样就保在对各缸进气歧管LPG喷射时各缸进气门处于完全开启的状态。
2.2.2 油泵限位
以双燃料模式为例, 对油泵限位的方法是:控制系统控制器对步进电机伸出轴进行控制, 让其退回零位传感器, 零位传感器信号反馈到控制系统控制器, 步进电机开始从零位工作, 不断变化的转速, 从控制器中读取各个工况转速的电机限位量, 控制步进电机逐渐达到该工况转速下最大循环供油量限位处。由于加工粗度和工艺的影响, 步进电机肯定存在一定的轴向间隙误差, 还有一定的错位间隙, 这都会导致步进电机在前进和后退的过程中, 产生累积误差, 导致油量限位不准确。为了修正这个误差, 采取一个转速间隔重回零位的策略, 步进电机转速每达到一定变化幅度, 都要回到零位, 再从零位开始工作至当前转速下供油量限位处。
2.2.3 掺烧数据处理
为了保证掺烧数据的准确性, 需要采用油门位置数值, 它代表的是油门从怠速状态到额定转速全开度的一个百分比数值。这是因为如果采用油门位置传感器来改变掺烧比, 会因油门位置传感器安装时初始电压数据不同而影响掺烧比的控制。当双燃料发动机工作在双燃料模式时, 通过油门位置数值与存储器中LPG掺烧MAP表比对, 对发动机工况变化的响应更快, 也更准确。但是, 由于发动机运行时, 转速和油门位置都是连续的任意数, 而LPG掺烧MAP表是限离散量的二维数表, 因此, 就需要采取相邻两个转速值和油门位置值进行二维线性插值, 这样, 可以精确控制发动机在任一工况条件下油门位置所对应的LPG喷射阀的通电时间, 从而满足掺烧策略的要求。
3 结语
在电控柴油/LPG双燃料发动机的改造中, 最重要的部分是制定科学、合理、经济的掺烧策略。经过改造后的双燃料发动机在运行过程中无论是稳定性、动力性、排放性都较柴油发动机有很大的提高, 能够满足恶劣条件下不同工况的生产需求, 也对我国非道路发动机技术的研究提供一个很好的借鉴。
参考文献
[1]孙建文.柴油/天然气双燃料发动机的开发与试验研究[D].山东大学, 2012.
[2]崔晓敏, 田江平, 周俊杰等.双燃料发动机燃烧放热规律模型及实验研究[J].热科学与技术, 2005, (03) .
电控LPG发动机 篇3
液化石油气(LPG)作为一种清洁燃料应用于汽车发动机中,成为解决能源短缺与排放污染的一种有效途径[1]。如何满足日益苛刻的排放法规和对高效节能的趋势要求是我们要解决的一个重要课题,LPG发动机采用控制技术、稀燃技术以及合理优化发动机参数等措施可以解决这项课题。本文针对点火式LPG发动机进行了缸内燃烧过程的三维数值模拟,研究了LPG发动机在稀燃状态下的燃烧特性。分析了点火提前角、压缩比以及燃烧室结构对LPG发动机燃烧过程中缸内压力、温度、累积放热量、已燃燃气质量分数以及NO质量分数等参数的影响,探索出对LPG发动机燃烧过程的影响规律,为LPG发动机设计以及性能试验研究提出方向性的建议。
1 点火式LPG发动机数值模拟计算模型
1.1 数值方法解析
在AVL CFD软件中关于对多面体移动网格的分解原则、模型方程的完整形式、数值网格的基本特征和数据结构形式以及关键的分解方法。对其模型求解时,可以采用公式(1)[2]。
式中:包括总焓H、湍动能k、散耗率ε及液体或气体成分c;
矢量(笛卡儿坐标下的流体速度Ui)或者张量;
守恒方程的积分模型可以转换成封闭模型,其初始条件和边界条件可以是空间和时间的离散点,将数值解法离散化,然后转换成代数方程,大大简化计算工作量。
1.2 系统的代数方程
1.2.1 对流通量
对流通量如下[3]:
1.2.2 扩散通量
扩散通量如下[4]:
1.3 NOx排放模型
NOx的生成与已燃气体的温度梯度有着密切的关系,根据Zeldovich机理,NO的生成率关系式为:其中为正向反应率,为逆向反应率[5]。
式中:
A表示指数前的因子;
Ea表示活化能。
2 点火式LPG发动机数据模拟结果及分析
根据上述数据模型,对点火式LPG发动机进行模拟,对三维模型进行了验证,根据计算得到的点火式LPG发动机缸内压力、温度数据与试验结果进行比较。分析参数和结构对LPG发动机燃烧过程的影响。主要参数有过量空气系数、点火提前角、压缩比等。对不同参数和结构分析了燃烧过程的温度流场、速度流场,寻找参数对燃烧过程影响规律。同时分析了这些参数对缸内压力、温度、累积放热量、已燃燃气质量分数以及NO质量分数影响规律。
2.1 过量空气系数对LPG发动机燃烧过程的影响
2.1.1 过量空气系数对LPG发动机燃烧过程的影响分析(稀燃特性)
本文针对所研究的LPG发动机,在转速为2200r/min,点火提前角为20°CA时,研究不同过量空气系数(λ=1.5、1.3、1.1、0.30、0.8),压缩比为8,燃烧室没有改变情况下的燃烧特性。稀限一般在1.45到1.6附近,本文模拟计算过程中设定过量空气系数为1.5,也就是稀燃。当过量空气系数大于1时,LPG发动机缸内温度随混合气的过量空气系数的增大而减少,最高压力点后移;而当过量空气系数从小于1.0时,缸内的温度有所下降,最高压力前移;在过量空气系数为1时,缸内温度为最大。随着过量空气系数增大,缸内的累积放热量减少,其变化规律与缸内温度和压力的变化规律比较相似。缸内累积放热量在短时间内迅速增大到某一点,其后增长放缓,当混合气变稀后,累积放热量在短时间内迅速增大的能力减弱。λ=1.0已燃燃气质量分数最大,当λ大于1.0时,已燃燃气分数下降,当λ小于1.0时,分数也下降。当λ=1.5为稀薄混合气时,已燃燃气质量分数曲线上升较平缓,说明稀燃时,缸内燃烧比较柔和,燃烧速度比较缓慢。NO质量分数分布是以λ=1.1为中心的分布,当λ=1.1时,NO质量分数的数值最大;当λ大于1.1时,NO质量分数是降低的,而且下降的程度非常大,是最大数值的一半以上;当λ=1.5时NO质量分数下降更大,仅是最高值的15分之一,NO质量分数很小,这就是稀燃优势之一。
2.1.2 过量空气系数变化情况下燃烧温度等场分布显示和分析
1)燃烧温度显示和分析
图1右边是使用FIRE软件生成的过量空气系数为1.5时缸内温度场示意图,而左边则为1.0时的温度场示意图。在火花塞点火之前的10°CA,从图1(a)中可以看到缸内的温度都所提高,但温度相差不大。λ=1.5情况可燃混合气已经燃烧且燃烧区域的温度最高可以1641.3K。此时λ=1.0的缸内可燃混合气燃烧,已燃区域温度比λ=1.5时提高大,而且其燃烧区域明显比λ=1.5大得多。说明稀燃燃烧温度比较低。从图1(b)中可以观察到λ=1.5中的缸内已燃混合气已经布满整个燃烧室的70%,而λ=1.0已燃区域占燃烧室将近90%。λ=1.5和λ=1.0缸内可燃混合气几乎燃烧完全,此时的燃烧温度已经下降许多。从上述温度场图可以看出,稀燃(λ=1.5)的燃烧温度比正常燃烧的燃烧温度低,同样可以看出,汽油机的最佳点火提前角20°CA也不是LPG燃烧的最佳点火提前角,至少应该提前,以防止后燃现象出现。
2)燃烧速度场显示和分析
在LPG发动机的燃烧过程中,气缸内部的混合气的速度场也是随着燃烧过程程度而有一定变化的。从图2(a)中可以看到活塞在压缩终了之前的30°CA和20°CA时,两种气体速度状态基本相同,此时最大的特点是活塞顶部的气流速度比较大,形成了涡流现象,有利于燃烧。与温度场相对应,都是压缩终了之前的未燃状态。从图2(b)可知,当缸内可燃混合气基本燃烧完全时,两种状况的缸内流速分布几乎一样,且各区域流速值也差不多。
2.2 点火提前角对LPG发动机燃烧过程的影响
2.2.1 点火提前角对LPG发动机燃烧过程的影响分析
针对研究对象,在转速为2200r/min,过量空气系数为1.5,压缩比为8,点火提前角分别为上止点前10°CA、15°CA、20°CA、25°CA、30°CA的5个特征点进行了相关计算。压缩比是8时,25°CA是一个分水岭,小于25°CA,随着点火提前角增大,温度下降,大于25°CA,随着点火提前角的增大,缸内温度减小。随着点火提前角的增大,最高温度点出现的时刻也向上止点逼近。这说明25°CA点火提前角,缸内可燃混合气的燃烧速度最高,温度的升高率最大。累积的放热量和已燃燃气质量分数在不同点火提前角情况下,最后的累积放热量和已燃燃气质量分数是相同的,最大的不同是累积放热量和已燃燃气质量分数开始的时刻不同,这与点火提前角密切相关。NO与燃烧的温度有关,所以NO的情况与燃烧温度相似,25°CA时NO质量分数最大,点火提前角大于或小于25°CA,NO质量分数都会下降。25°CA从理论上讲是压缩比为8、稀燃LPG发动机在2200r/min最佳点火提前角。
2.2.2 点火提前角变化情况下燃烧温度等场分布显示和分析
1)燃烧温度场分布
转速2200、压缩比8和过量空气系数1.5情况下,可以清楚看到不同点火提前角下缸内温度场的比较变化过程。
图3左边是θ=25°CA时缸内温度场示意图,右边则为θ=20°CA时的缸内温度场示意图。压缩10°CA之后,从图3(a)中可以看到θ=25°CA的温度场在已经出现,以火花塞为中心形成火焰,在火花塞周围的温度都所提高,θ=20°CA的温度与温度有所提高,但变化不大。如图(b)所示,θ=20°CA与θ=25°CA的燃烧温度分布基本一致,相比来说,θ=25°CA时的燃烧的高温区域范围要比θ=20°CA大些。此温度场再次说明θ=25°CA是最佳提前角。
2)缸内速度场分布
在LPG发动机点火燃烧的过程中,在转速2200、压缩比8和过量空气系数1.5情况下,可以清楚看到不同点火提前角下缸内速率的变化过程。从图4(a)中可以看到,θ=25°CA时已经点火,但速度与θ=20°CA相差不大。由于燃烧室容积的进一步变小,θ=25°CA与θ=20°CA情况下火花塞周围形成两个对称的花瓣形状的高速区,前者区域略大于后者。当活塞下行20°CA时。从图4(b)可知,当缸内可燃混合气基本燃烧完全时,两种状况的缸内流速分布几乎一样,且各区域流速值也差不多。
3 结论
本文基于数值模拟在发动机上的良好应用,将点火式LPG发动机作为研究对象,形成三维模拟计算模型。针对LPG发动机的燃烧过程进行了三维燃烧数值模拟,使用FIRE软件模拟分析了过量空气系数、点火提前角、压缩比、燃烧室结构调整对燃烧过程的影响,主要是对缸内压力、温度、累计放热量、已燃燃气质量分数以及NO质量分数影响规律。得出试验用LPG发动机在稀燃情况下,其内部燃烧重要参数和主要排放物排放量的变化规律,总结了这些变化规律,为LPG发动机的进一步优化设计提供了科学指导方向。
摘要：针对点火式LPG发动机进行了缸内燃烧过程的三维数值模拟,研究了LPG发动机在稀燃状态下的燃烧特性。使用FIRE软件,分析了点火提前角、压缩比以及燃烧室结构对LPG发动机燃烧过程中缸内、温度、累积放热量、已燃燃气质量分数以及NO质量分数等参数的影响,探索出对LPG发动机燃烧过程的影响规律,为LPG发动机设计以及性能试验研究提出方向性的建议。
关键词：LPG发动机,数值模拟,仿真分析
参考文献
[1]管清友.中国能源战略新思维[J].中国经济周刊,2010,01:79-80.
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电控LPG发动机 篇4
双燃料汽车在汽车发展的过渡阶段有其显著的优点。当发动机工作在怠速工况、正常小负荷工况或低转速工况下,采用LPG作为发动机燃料,能够有效地降低发动机尾气排放。当发动机遇到大负荷工况和急加速工况时,采用汽油燃料可以保证发动机的功率输出,提高发动机的可靠性。同时,驾驶人员也不必担心LPG在供应不足时找不到加气站的麻烦,有效缓解了供气站的缺乏状况。
目前双燃料发动机控制方法依据LPG状态下的发动机控制方法进行分类可分为:单ECU双燃料发动机控制方法和随动式双燃料控制方式。
单ECU方式采用1个ECU对发动机的燃料种类进行切换。此种方式控制效果及切换过程控制效果最佳。采用这种方式需要放弃原机ECU及线束,且需要对发动机进行分别汽油和LPG两种燃料的标定,只能由整车厂进行开发。这种方式对整车厂开发两用燃料车的初期风险较大,只有整车厂积累了一定的市场份额后才会进行此项开发,目前,2010款新爱丽舍CNG汽车是用这种控制方式。
随动式两用燃料控制方式,在原机ECU的基础上增加了一个附加ECU,附加ECU通过测量原机ECU的喷油器驱动信号获得原机ECU的汽油喷射脉冲宽度信号,通过计算将其转化为LPG喷嘴的喷射脉宽信号。这种控制方式结构简单,构成零部件少,系统安装容易布置。目前国内外使用的汽油/LPG两用燃料发动机大多采用这种控制方式,且多应用于在用车改装市场。
1 独立控制式双燃料发动机控制方法
上述两种双燃料发动机控制方法各有优劣,单ECU式两用燃料发动机控制方法可达到最佳的发动机控制及切换效果,但其开发过程复杂,应用风险较大。随动式两用燃料发动机控制方法仅通过对发动机的喷油数据进行转换然后进行发动机控制,附加ECU无法获取发动机的所有运转信息,也不能掌控发动机所有的执行器,这将使发动机无法达到最好的控制结果。同时,汽油ECU的故障诊断装置和诊断策略越来越完善,要避免汽油ECU由于附加ECU的增加而产生故障,进而影响LPG状态下发动机的控制,就需要使用复杂的汽油ECU执行器模拟器与传感器模拟器。
介绍了自主控制的汽油/液化石油气双燃料发动机的控制方法,原型发动机上仍然保存汽油ECU,而液化石油气的情况下,由一个独立的LPGECU进行控制。在不同燃料状态下分别由各自的ECU进行发动机控制,以达到在不同燃料状态下最佳的发动机控制效果。燃料状态切换则由LPGECU根据驾驶员的选择以及环境因素通过控制燃料切换控制模块来实施。在LPG状态下发动机直接由LPGECU全权控制,则可使LPGECU充分发挥对发动机的控制潜力,取得等同于单ECU式两用燃料发动机控制方法的控制效果。汽油/液化石油气双燃料汽车系统相对于普通汽油车,增加了LPG供应系统、燃料状态切换执行模块、液化石油气ECU及人机接口。独立控制式两用燃料发动机的控制原理可利用图1描述为:LPGECU中的燃料状态控制模块根据人机接口及环境因素,通过燃料状态切换执行模块,控制汽油控制器或液化石油气控制器中的液化石油气状态发动机控制模块取得发动机的控制权。当汽油ECU获取发动机控制权时,发动机工作于汽油状态,当LPGECU获取发动机控制权时,发动机工作于LPG状态。LPG状态下发动机控制功能完全由LPG状态发动机控制模块实施,而两用燃料发动机燃料切换则由人机接口、燃料状态控制模块和燃料状态切换执行模块共同实施。
图1 独立控制式双燃料发动机基本原理
在保持原有供油装置不变,另增装一套液化石油气供应系统包括:LPG储气罐、LPG加气口、LPG加气管、LPG组合阀、组合阀密封罩、LPG液态供给管、蒸发减压阀、LPG气态供给管、气态LPG滤清器、气轨和喷嘴、LPG温度传感器和LPG压力传感器。这样原发动机即改装为拥有2套并行的燃料供给系统,改造后的发动机能够单独使用LPG或汽油运行。此次改造,可以方便地在原有汽油机电控系统上进行双燃料发动机的转换电路设计。
开发的LPG-汽油双燃料发动机转换电路主芯片采用飞思卡尔公司16位的MC9S12XDP512单片机,该款单片机基于S12CPU内核,总线频率可达40 MHz,具有较强的数值运算和逻辑运算能力,为油气转换的研究提供了强有力的硬件基础。
同时,基于开发的双燃料模式电控系统,采用微软公司的VB(visual basic)开发软件,开发出一套发动机监控系统。使用VB开发软件自带的MSComm串口控件与电控单元ECU的SCI模块进行串行通信,为电控系统的开发提供了调试平台。该监测系统可以实时监测各种运行参数(发动机的),包括转速,节气门的开启,燃油喷射脉宽,进气温度,进气压力信号。本次监控系统设计的关键目的是,通过点击监控界面的油气切换开关来实现发动机的燃料切换。
2 油气切换策略研究
设计的双燃料模式发动机的主要任务是确保发动机在不停机状况下进行汽油和LPG燃料平稳切换。前提是发动机分别在两种燃料下均能稳定运转,且启动效果良好。但一般情况下,使用汽油来启动发动机,并进行预热,等待发动机工作温度达到80℃时,再进行油气切换。这是因为LPG以液态方式储存,以气态方式喷射,在气化过程中,LPG必须摄取热量。在冷却水温度较低时,发动机不足以提供足够的热量给蒸发减压阀,此时使用LPG将导致蒸发减压阀结冰,影响LPG供给。这将导致发动机难以启动或启动后难以稳定。目前汽油/LPG两用燃料发动机绝大多数是采用冷机启动时使用汽油,然后再转换到使用LPG,每启动一次燃料就要转换一次。
2.1 传感器和执行器切换方法
ECU对发动机的控制权体现为对传感器信号采集和对执行器控制程度。1个ECU要获取发动机所有的控制权,就需要使ECU能够采集所有发动机传感器信号以及获得所有执行器的控制权。发动机控制权在不同ECU之间切换,实质为使不同ECU获取发动机全部传感器信号采集权和执行器控制权。
要使传感器信号在不同ECU控制发动机时全部被相应ECU采集,可采用2种方式:传感器信号切换和传感器信号共用。传感器信号切换即将传感器信号在汽油ECU和LPGECU之间利用继电器进行切换。获取传感器信号采集权的ECU在传感器切换后独占传感器,可以避免传感器信号受到其他ECU的干扰。传感器信号利用信号继电器切换,信号继电器一般接触电阻在0.1Ω以下,由于传感器信号采集电路属于高输入阻抗设计,所以在传感器与信号采集电路之间添加继电器对传感器信号的影响可忽略不计。传感器信号共用即将传感器信号同时传递给两种控制器。同时使2种ECU都获取传感器信号采集权。共用方式即传感器信号同时由汽油控制器和液化石油气控制器进行采样。传感器同时由2种ECU同时采样,由于信号内阻与信号采样电路的输入阻抗变化将造成源负载效应误差,由于电路电容发生变化将造成信号动态响应变化,从而影响信号的响应时间。但在ECU信号输入口的输入阻抗远大于信号源内阻时,传感器信号同时由2个ECU采样时的信号失真已经小于车用ECU的AD转换器的最小可分辨电压,基本可忽略其影响。ECU在进行设计时已经进行了传感器和信号输入口的阻抗匹配,可保证ECU信号输入口的输入阻抗远大于信号源内阻,故2个ECU对同1个传感器同时进行采样是可行的。曲轴位置传感器和凸轮轴位置传感器采用信号共用方式。温度传感器包括进气温度、缸体温度和空调盘温,这些传感器采用信号共用方式。节气门位置传感器,进气压力传感器,爆震传感器采用切换方式,前氧传感器和后氧传感器可以采用双ECU共用的方式执行器的控制权切换必须根据执行器的驱动方式选择合适的方法。而在发动机上,执行器的驱动方式只有2类:桥式驱动方式和低端开关驱动方式。在发动机执行器中,步进电机式怠速阀即采用桥式驱动,除步进电机外,发动机所有执行器包括喷油器、点火线圈、各类电控阀和各类继电器均采用低端开关驱动方式。独立控制式汽油/LPG两用燃料发动机在工作时,不会同时使用汽油和LPG,这意味着汽油ECU和LPGECU不会同时获取执行器控制权。使用不同燃料时,需将同1个执行器交由不同ECU控制,这可以通过执行器切换方式或执行器协同方式实现。采用桥式驱动的执行器只能采用切换控制方式,而低端开关驱动除切换控制方式外还可以采取协同控制的方式。通过这种方式,执行器得以在不同ECU之间切换,当执行器连接不同ECU后,ECU随即获取对执行器的所有控制权。失去执行器的ECU不会影响获取执行器的ECU对执行器的控制,协同方式只能用于低端开关驱动的执行器。
2.2 汽油至LPG燃料切换控制策略
如图2所示,切换令发出后,在发动机曲轴转动2圈后再断开汽油ECU点火开关信号是为了使LPGECU能够在开始控制喷射时已有关于喷气脉冲宽度及点火提前角的相关数据。以避免在燃料切换时由于控制数据没有就绪而导致的LPGECU延迟控制。这将导致燃料切换命令发出后,燃料切换并未马上实施,而是存在一定的时间延迟,但这种时间延迟,驾驶员并不能明确感受到。通过这样的策略,可有效防止切换过程中汽油ECU诊断出故障。
图2 汽油至LPG燃料切换控制策略
该过程切换流程如图3所示。
图3 汽油状态向LPG状态切换流程图
2.3 曲轴转动中LPG至汽油燃料状态切换
LPG至汽油燃料状态切换过程与汽油向LPG燃料状态类似,但是同样也要避免汽油ECU检测出点火线圈故障。曲轴转动中LPG至汽油的燃料转换控制策略如图4所示。
图4 汽油状态向LPG状态切换流程图
该过程切换流程如图5所示。
图5 LPG状态向汽油状态切换流程
3 发动机运转过程中的切换实验
3.1 发动机在汽油怠速工况下切换至LPG、然后切换到汽油
测试流程如图6所示。
图6 测试流程
测试目标:汽油燃料状态下能够稳定有效地切换到LPG燃料,然后切换到汽油。
测试数据如图7所示。
图7 测试数据
测试结果分析:测试结果表明,汽油切换到LPG时,有时会导致发动机熄火,有时能够正常切换,在切回到汽油燃料时,转速较为稳定。
3.2 发动机在LPG怠速工况下切换至汽油、然后切换到LPG
测试流程如图8所示。
图8 测试流程
测试目标:LPG燃料状态下能够稳定有效地切换到汽油燃料,然后切换到LPG。
测试数据如图9所示。
图9 测试数据
测试结果分析:测试结果表明,从LPG切换到汽油时,转速较为稳定,在切回到汽油燃料时,能够完成切换,但切换完成后2~5 s时间内转速波动较大。
4 结语
分析了独立控制式双燃料发动机的基本原理,说明了传感器信号采集和执行器执行切换的原理和方法,说明了汽油向LPG状态和LPG向汽油机切换的状态变化过程,并进行了燃料切换实验,验证了独立式双燃料控制方法的可行性。但切换过程还没有达到完美理想状态,仍需优化。
参考文献
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电控LPG发动机 篇5
但是, 对于近年来由柴油机或汽油机改装的LPG发动机来说, 其气缸网纹的深度对机油消耗量的影响也是不能忽视的。根据LPG的燃烧特性, LPG发动机宜采用较大的压缩比, 因此LPG发动机燃烧室的温度和压力都很高。以排气温度来比较, 一般柴油发动机排气口的温度约为300℃, 而LPG发动机排气口的温度高达482～649℃。
当活塞在气缸中上下运动时, 气缸网纹内充满了机油, 有利于活塞的运动。但是, 对于LPG发动机而言, 由于其燃烧室内的温度高, 如果气缸网纹太深, 必然会使气缸网纹内的机油大量蒸发燃烧, 从而造成机油消耗量增大。
某公司自2004年开始使用改装的LPG车之后, 发现LPG发动机的机油消耗约为1.0L/天, 机油与燃油消耗比为6.6/1000, 而一般柴油机约为0.5L/天, 机油与燃油消耗比为3.3/1000。按国标要求, 机油与燃油的消耗比应为4.0/1000, 说明LPG发动机的机油消耗量远高于正常水平。
针对上述情况, 我们进行了认真的研究分析, 决定对气缸壁进行抛光处理, 适当减小气缸网纹的深度, 结果使LPG发动机的机油消耗量明显减少。
电控LPG发动机 篇6
农用机械控制系统工作条件恶劣, 外部环境变化复杂, 这使得对控制系统工作可靠性的要求变得十分突出。系统的可靠性由多种因素决定, 其中系统的抗干扰能力是可靠性的一个重要方面。对于电控系统, 严重的干扰会导致系统数据采集误差增大、系统错误操作甚至失灵、存储数据的丢失等不良后果, 因此必须采取相应措施, 以保证控制系统的正常工作。系统的抗干扰性能是系统可靠性的重要指标。随着电子控制系统在农用机械的应用发展, 系统的可靠性越来越成为人们关注的课题。
1 控制系统的干扰源与干扰分析
干扰是有用信号以外的噪声或造成恶劣影响的变化信号的总称。控制系统干扰源可分为外部干扰和内部干扰。外部干扰是指那些与控制系统无关而由外部环境使用条件所决定的;内部干扰是指由系统结构布局, 生产工艺所决定的干扰[1]。电控系统因电磁干扰而丧失正常工作能力的基本原因是在系统内部电路中存在有一定幅度和强度的噪声信号。噪声源产生的噪声之所以能够干扰控制系统的正常工作, 是因为存在着一定的传播途径即耦合通道。噪声传播示意方框图, 如图1所示。
在农用机械电控系统中, 干扰的主要来源是点火系统。点火时, 火花塞间隙由10～20kV的高压电产生。其中, 电流持续时间短、幅值大的部分称为容性放电, 其峰值电流大于6A, 是具有20～1 000MHz的宽频带频谱的噪声电流, 它流过高压线、火花塞, 并以电磁波的形式向外辐射。农用发动机中另一种干扰来自充电系统, 交流发电机滑环与电刷间的火花向外发射高频电磁波, 也会对电控系统造成干扰。此外, 由于起动马达、点火开关的接通与断开产生的高频电压脉冲以及农机的干扰电磁波也必须予以考虑。
而农用机械控制系统内部干扰主要是由于电路之间的公共阻抗耦合而产生。由于电路间存在公共阻抗, 每个电路的全部或部分电流在公共阻抗中流过, 电路中流过的电流是该电路与另一电路与其相耦合电路在其中产生的电流之和, 因而一个电路中电流的变化必然对另一电路产生影响, 使电路之间产生干扰。
共电源干扰是内部干扰的主要形式之一, 它是由电控系统的电源导线传入的噪声, 如图2所示。
当几个电路由同一电源供电时, 设流过电路1, 2的电流分别为i1, i2则在公共阻抗和电源阻抗上有i1+i2流过, 若i1变化时, 使得流过公共阻抗和电源阻抗上的电流发生变化, 因而它产生的电位差也发生变化, 会使电路2两端的电压发生变化, 即对电路2形成干扰。同理i2变化时, 同样对电路1形成干扰。就逻辑电路来说, 由于工作电压的变化, 使得逻辑元件的阀值电压改变, 造成其输出电平不稳定, 引起电路的误动作[2]。
2 干扰传播到控制系统的途径
无论何种干扰, 只有窜入到微机控制系统中才能产生危害。干扰信号耦合到控制系统内部主要有以下两种途径:一是经由“场”的干扰。各种高频干扰信号可以产生强大的电场、磁场和电磁辐射, 这些干扰可以不经过接触而直接窜入微机控制系统。二是经由“路”的干扰。即经过与干扰源相连接的线路引入的干扰, 这是最直接也是影响最大的干扰方式, 这种干扰还可以分为经由输入、输出通道的干扰和电源干扰等。
在输入输出通道中, 干扰源产生的电磁场, 通过与控制系统的传感器和输入信号线之间的感性、容性耦合, 在其相应信号中叠加上干扰噪声, 使真伪信号一同进入输入通道, 使微机及控制系统产生干扰, 而且与干扰源相连的信号线 (如气体喷射控制信号线和点火控制信号线等) 。由于与干扰源的电路间存在公共阻抗, 直接通过电路性耦合, 将干扰信号传入。而对于电源来说, 控制系统的电源由电网和蓄电池两者提供, 由于系统中微处理器及信号输入电源取自电网的电源, 而过电压、欠电压、波形畸变、尖峰干扰及射频干扰等电源污染日趋严重, 这些干扰直接影响了工作电源的稳定性。
3 系统的抗干扰设计
对于控制系统, 抗干扰设计必须从两个方面入手, 即硬件抗干扰设计和软件抗干扰设计。
3.1 系统硬件和软件抗干扰设计
从图1中可以看出, 为保证控制系统免受干扰, 应对干扰传播的3个环节采取相应措施, 即抑制噪声源, 消除干扰原因;切断干扰传播途径;加强控制系统抗干扰能力。
本文在硬件上主要采取了以下抗干扰措施:①控制板至各执行器 (点火初级线圈、喷油器、怠速旁通比例电磁阀) 的输电线采用专用线 (从同型号车用发动机上拆得) , 能够很好地屏蔽干扰电磁波。②线路连接可靠, 无虚焊和连接件松动现象。③模拟电路和数字电路由不同电源分别供电, 模拟地和数字地分开。④双绞线和屏蔽线的应用。在系统中某些连接控制器和传感器的导线较长, 尤其有些导线距离高压线和分电器较近, 电磁干扰易从输入通道窜入控制单元, 使用双绞线和屏蔽线可以有效地抑制此类干扰的传播。屏蔽线是在一般的导线外面再编织一层金属导电网, 使用时将金属网接地, 从而起到屏蔽内部导线不受外部干扰的作用。双绞线可以大大减小电路的环路面积, 同时在胶合的另一根芯线上产生相反的电动势, 形成对噪声的有效抑制。⑤双光电耦合器的应用。光电耦合器是一种以光为媒介传输电信号的器件, 它可以将输入信号与控制器在电气上完全隔离, 具有很高的抗干扰性能。输入通道和输出通道都是干扰传播的重要途径, 因此都采用光电耦合器进行处理, 如图3所示。硬件抗干扰涉及到硬件设计的很多方面, 如电源、地线、线路布置等, 都必须考虑如何有效地防止干扰。
农用机械控制系统采取硬件抗干扰措施后, 基本上能够解决干扰问题, 但为进一步提高系统工作的可靠性, 还应采取必要的软件抗干扰措施, 可采用算术平均值和极值判别的数字滤波方法对农用机械中冷却水温电压信号进行处理。
3.2 系统输入输出通道抗干扰措施
点火干扰等主要是通过输入输出通道窜入控制单元中, 而连接控制单元与传感器的信号线一般要用长线传输, 长线传输信息具有一些特殊问题。在计算机中超过0.6m的传输线就应算作长线 (在工业测控系统中, 0.5m以上的信号传输线一般作为长线处理) 。信号在长线上传输会遇到3个问题:一是信号延时;二是信号波形畸形和衰变;三是易受外界和其他传输线的干扰。而在试验中的所用传输线长均在3m以上, 为此可采取输入输出通道均采用屏蔽线措施。由于信号线距离高压线很近, 很容易受到干扰, 两线之间通过电容互相耦合的简单示意图如图4所示。其中, 1为高压线, 2为信号线, Vl为高压线l对地的电压, VN为导线2接到的干扰电压, RL为导线2的对地电阻, C12为两导线间的杂散分布电容, C10和C20分别为导线1和导线2的对地电容, 因C10对干扰耦合不起作用可将其忽略。则VN由下式可得, 即
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当undefined时, 有VN=jωRLC12V1。
当干扰源电压幅度V1和频率ω固定时, 要想降低电容耦合, 则需减小RL和C12。如果在干扰源很强时, 单靠减少RL和C12还不能获得满意的效果时, 就得对导线实施屏蔽, 即使用屏蔽线。
屏蔽体上接收的干扰电压为
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式中 Vs— 导线2的屏蔽体上接收的干扰电压;
Cls —导线1与导线2屏蔽体间的耦合电容;
Csp—导线2的屏蔽体对地分布电容。
由于C2s (导体2的中心线与屏蔽体之间耦合电容) 中无电流流过, 所以导线2的中心芯线上的感应电压就等于Vs, 即VN = Vs。这时, 若将屏蔽体接地, 则VN = Vs =0。因此, 为获得较理想的抗干扰效果, 在所有的输入输出通道上均采用了屏蔽线, 并且在铺设屏蔽线时, 只在屏蔽体的接收端一点接地。要避免多点接地, 地回路电流流过地阻抗所引起的感应干扰, 如改为一端接地, 则地回路消失, 新的感应干扰就不复产生。
4 结论
通过以上一系列抗干扰措施后, 基本上解决了系统的干扰问题, 从实验过程来看, 控制系统始终能够正确地运行, 抗干扰设计达到了预期目的。气体燃料喷射式发动机控制系统的外部干扰, 主要来源于点火系统和气体喷射器, 内部干扰主要是共电源干扰和共接地干扰。干扰主要通过系统的输入输出通道进入到系统内部。在控制系统设计时应十分注意抗干扰设计, 本文主要采取了减少干扰源、减少干扰从输入输出通道进入等措施, 尤其是在微机数字输入输出通道上采用双光电耦合器、多电源, 并配合屏蔽线这种新型式, 为抑制干扰起到决定作用。试验证明, 所采取的抗干扰措施能有效防止干扰, 完全能保证控制系统稳定, 工作可靠。
摘要：对农用机械LPG发动机的电子控制系统进行抗干扰的研究与应用, 以确保控制系统的工作稳定性和可靠性。同时, 分析了干扰的不同种类、形式及其来源, 并阐述了农用机械发动机控制系统的主要干扰原因。其采取了减少干扰源、减少干扰从输入输出通道进入等措施, 对抑制干扰起到决定作用, 能够有效防止干扰, 保证控制系统工作正常。
关键词：农用机械,LPG发动机,控制系统,抗干扰
参考文献
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