增压中冷柴油机论文(精选3篇)
增压中冷柴油机论文 篇1
配气相位直接影响着发动机的进、排气性能,对发动机的动力性、经济性及排气污染都有重要的影响。为了获得较好的发动机性能,配气相位应随着转速和负荷的变化而变化。最佳的配气相位应使发动机在很短的换气时间内充入最多的新鲜空气(可燃混合气),并使排气阻力最小,废气残留量最少[1,2]。发动机转速变化时,由于气流的速度和进排气门早开和晚关的绝对时间都发生了变化,因此,其最佳的配气相位角也应随之改变。
要确定一台发动机的配气相位是比较复杂的。使用仿真软件模拟分析对柴油机的工作过程进行计算,可以对配气相位做出定量的分析,然后再在试验台中给予检验,以减少试验的工作量。本文利用AVL-BOOST软件进行配气机构优化设计的模拟计算,并对原型发动机的配气相位进行优化。
1 计算模型
本文研究是基于某缸径为100 mm的增压中冷柴油机,按照发动机的结构形式建立以下模型:
图1中:SB1,SB2为系统边界;TC1为废气涡轮增压器:CO1 为中间冷却器;PL1,PL2,PL3为稳压箱:C1, C2, C3, C4为气缸:MP1, MP2, MP3, MP4, MP5, MP6, MP7,MP8, MP9, MP10, MP11, MP12, MP13为测量点;CL1为滤清器;1,2,…,13为管段。
2 计算参数
计算参数包括结构参数和热力学参数(初始条件、边界条件),结构参数根据图纸实际值输入。缸盖温度、活塞头部温度、气缸壁温度等热力参数根据经验公式得出。本课题放热率计算采用在车用柴油机上应用广泛的单Vibe燃烧放热模型,传热模型选用的是Woschni 1978模型[3]。
3 模型校验
应用数值仿真技术辅助内燃机设计,关键在于其预测能力也即模型的可靠性。本文进行了总功率实验,通过实验和计算结果的对比,来验证上面用AVL BOOST软件所建立的模型。
利用BOOST软件对发动机模拟计算得出功率、扭矩曲线如图2所示。
由图2和图3可知:模拟计算出的扭矩和功率数值与试验数据结果能较好的吻合,与试验数据虽有一定偏差,但最大相对误差不超过4%,误差在允许的范围内,满足模拟计算的要求。说明该计算模型与实际情况基本相符,以其作为基础进行的性能计算与分析具有可靠性。
4 计算结果与分析
发动机的进气晚关角对发动机的充气效率具有非常重要的作用,转速越高,由于进气时间相对变小,所以进气效率有所降低;而低转速下由于倒流也会影响发动机的充气效率;发动机的转速越高,充气效率曲线就变得越平缓。这是因为转速越高其进气时间相对就越短,充气效率与凸轮转角的变化率也就变得趋于平缓。
排气提前角的选择与排气过程中缸内压力曲线的形状有关,这会影响自由排气损失和强制排气损失的分配。排气提前角越大,排气门开启越早,自由排气损失就越大,但此时缸内压力在下止点前已降得足够低,所以强制排气损失减小;反之,排气提前角减小,强制排气损失会增加,而自由排气损失则会减小。一般转速越高,最佳排气提前角也应当越大。
4.1 保持柴油机配气持续期不变的优化
图4横坐标表示:保持进气持续期不变,通过改变进气晚关角从而改变实现进气持续期的前、后移。
由图4曲线可知随着转速的升高,发动机的最佳配气相位有后移的趋势。即随着转速的增加,如果保持凸轮型线不变,进气持续期不变的话,进气晚关角应随转速增加而增加;此外由于转速的增加,虽然进气持续期相同,但由于转速的变化,导致高转速下发动机的进气时间小于低转速情况下的时间,所以高转速下的充气效率小于低转速下的充气效率;充气效率达到最大的转速,如图4所示为2 400 r/min时充气效率最大,达到0.89,因为当发动机的转速太低时,容易产生倒流;发动机处于低转速时,尤其在怠速阶段,缸内涡流强度减弱导致速度不足。推迟进气门开启时间,直至活塞具有较高的向下运行速度,可以提高进气速度、加强进气涡流、提高燃烧速率、获得较高的循环热效率。
通过改变排气门关闭时间,可以代替外部EGR。在上止点前提前关闭排气门,能使一部分废气残留在气缸内;另一方面,如果排气门迟后关闭,由于进气冲程早期阶段活塞下移,把一定质量的废气由排气管倒吸回气缸。排气门迟关角越大,废气倒吸的质量越多,改变排气门关闭正时,就可以控制气缸内残余废气系数,实现内部EGR。当然,由于进气门正时的改变,会直接影响进入气缸内新鲜混合气的质量,间接地影响缸内残余废气系数。
如图5所示随着发动机转速的增加发动机的排温相应的增加,此外在排气早开角有一比较优化的配气相位,在此配气相位区域,发动机的排温较小。
4.2 保持柴油机配气持续期改变的优化
固定配气相位发动机的气门正时是高速与低速下的一种折衷,往往导致高速和低速下发动机性能恶化。优化气门正时可以提高充气效率。当发动机高转速时,推迟进气门关闭可以充分利用进气充气的惯性增压效应;低转速时,进气充气惯性增压效应消失,为保证最大有效压缩比,不再推迟进气关闭。这样可以使发动机转矩曲线更平缓。
图6所示,在额定转速3 200 r/min时,在进气晚关角前10℃A即进气晚关角(下止点后)为385 ℃A时,充气效率最大为0.82;对比图6和图4我们可以看出在相对于原配气相位整体后移5 ℃A,并且进气晚关角相对于原进气晚关角提前5 ℃A,即将进气门晚关角由原来的48 ℃A优化为43 ℃A,相应地因为持续期改变,所以进气门早开角也要相应地加大10 ℃A,即进气早开角优化为22 ℃A。
由图7可以看出随着转速的增加,最低排气温度对应的排气早开角有左移的趋势,即排气早开角(下止点前)增大;在转速1 200 r/min时,排气温度较2 400 r/min还大,除此发动机随着转速的增加排气温度整体增加。这是因为在较低转速的情况下,如怠速情况下发动机为了保证怠速稳定需多喷油,在一定程度上导致燃烧恶化,排气温度较高;由于转速增加排气时间相对减小,转速越高排气温度曲线也越平缓。
5 结论
针对某直喷式柴油机的配气正时,运用AVL BOOST软件对其配气相位进行设计与优化分析。主要得到以下结论:
(1)在进气持续期不变的情况下,随着转速的增加,发动机的充气效率减小;并且最佳的持续期有后移的趋势,在3 200 r/min转速下,保持进气持续期不变,最佳进气晚关角在相对原来的进气晚关角提前10℃A;在排气持续期不变的情况下,在原有的排气早开角下,发动机具有较好的性能;
(2)改变排气持续期,发动机在排气早开角60 ℃A时最优;
(3)综合持续期改变和持续期不变的情况,并在额定功率转速下验证,得出发动机的最佳配气相位为进气门提前角22 ℃A;进气门迟闭角43 ℃A;排气门提前角60 ℃A;排气门迟闭角18 ℃A。
摘要:针对某四缸直喷式增压中冷柴油机,运用AVL BOOST软件,建立了柴油机工作过程模型。通过模拟计算,对性能曲线进行了比较和分析。得出在不同转速下,不同配气相位对柴油机功率、排温及油耗的影响规律,确定了柴油机最佳配气相位。
关键词:直喷式柴油机,AVL BOOST软件,模拟计算,最佳配气相位
参考文献
[1]杨连生.内燃机设计.北京:中国农业机械出版社.1981
[2]涂南明,彭友德,李芳.柴油机配气相位的优化设计.汽车科技,2007,(1):35—37
[3]Dalpiaz G,Rivola A.A non-linear elasto dynamic model of a desmo-dromic valve train.Mechanism and Machine Theory,2000;35:1551-1562
增压中冷技术 篇2
对于汽车发动机, 我们总是希望它单位体积和重量的功率越大越好。为了提高功率, 需要增加单位时间燃烧的燃料量, 即要求增加单位时间进入气缸的空气量。为此目的, 一种措施是提高转速, 即增加单位时间内的循环次数;另一种措施是增加每一循环的进气量。
所谓增压就是将空气预先压缩后再进入气缸, 以提高空气密度, 增加进气量的一种技术。通过增加进气量, 相应的增加循环供油量, 这是提高发动机功率的一个重要途径。与相同功率的非增压发动机相比, 增压发动机不仅体积小, 重量轻, 功率大, 而且还降低了单位功率的成本, 提高了燃油经济性。同时, 增压中冷还可以降低发动机热负荷, 改善污染物的排放。因此, 增压中冷技术不仅广泛应用在柴油机上, 而且还推广到汽油机。它是改善发动机性能的重要技术手段。
增压有涡轮增压、机械增压和气波增压三种基本形式, 相对应的增压器分别称为涡轮增压器、机械增压器和气波增压器。
在增压发动机中, 功率的大小与增压压力成正比, 与增压温度成反比。不过, 根据热力学原理, 增压空气在增压器中压缩是按多变过程进行的。为了使增压后空气具有尽可能大的密度和较低的温度, 需要在增压器与发动机之间设置一个冷却器 (中冷器) , 对增压空气进行冷却, 即所谓中间冷却。各发动机厂对此有严格规定, 例如潍柴公司生产的W D615系列柴油机要求在大气温度25℃时, 中冷后的进气温度不得超过55℃。
中冷系统
发动机中间冷却技术的类型根据所采用的冷却介质的不同分为两种, 一种是利用发动机的循环冷却水对中冷器进行冷却, 即水-空中冷系统。当利用冷却水冷却时, 需要添置一个独立循环水的辅助系统才能达到较好的冷却效果, 这种方式成本较高而且机构复杂。在汽车上很少采用。另一种是利用外界空气冷却, 即空-空中冷系统。这种系统结构简单, 性能可靠, 热传导效率高, 汽车发动机大都采用空气冷却式中冷器。
空-空中冷系统由中冷器, 进出气连接管路组成, 其中中冷器是其核心部件。
1. 中冷器结构
中冷器主要由多块引导增压空气和冷却介质流 (水或空气) 的板壁组成, 在这两种介质之间不得产生混淆, 为了提高传热效果和扩大散热表面, 在介质流道中可以布置散热片。由此通过板壁和散热片可以间接地进行热交换, 通常散热片由导热性能良好的金属制成。为了降低制造成本, 介质流应按横流或横向逆流的原则进行。
水冷式中冷器可分为圆管式中冷器和扁管式中冷器。
(1) 圆管式中冷器圆管式中冷器芯子由许多散热片组成, 冷却圆管穿过散热片。冷却圆管与散热片上管孔翻边凸缘连接, 用来导热。可通过液压方式, 即压入液体使管子扩张, 或者用机械方式, 即用扩径器贯穿管子, 或者通过软钎焊使散热片凸缘与管子焊接起来。这三种工艺各有特点, 均能保证传热的质量。
圆管式中冷器的优点是对冷却水的要求较低, 性能可靠, 可直接供给经过筛滤的海水或河水。
(2) 扁管式中冷器就相对效率和压力损失而言, 圆管式中冷器系统不如扁管式中冷器, 对于采用相同结构尺寸的扁管式中冷器系统。由于扁管具有有利于流动的形状, 所以增压空气侧产生很小的压力损失, 因此可多布置散热片。但是扁管式中冷器仅限于封闭式的冷却系统, 因为较狭窄的管道要求更洁净的水。
(3) 空-空冷却中冷器为达到尽可能低的增压空气温度, 在航空和汽车发动机中, 温度水平较高的水冷是不可取的。与水冷式相反, 空-空中冷器中增压空气流过扁管, 在扁管内可设置内部紊流片。在管子之间布置冷却空气的散热带。冷却芯子的零件由铝制成, 并用硬钎焊连接起来。集气室可以用铝铸件或铝板制成, 在批量较大时 (轿车) 可用塑料制造。
2.进气管道的设计
进气管道原则上应尽量短并有利于空气流动, 但必须消除作用到发动机上的力, 对增压发动机更要注意这一点。在大多数情况下, 应有足够的弹性连接段以防止杂散应力的产生。同时, 管道必须进行适当固定。增压器前的空气管道应尽量与压气机进气轴线同轴布置, 直段长度至少应为压气机进气口直径的2~3倍。增压器后的高压管道管接头及橡胶软管必须耐油、耐0.2M P a以上的高压、190℃以上的高温。空气管道要求密封性良好, 注意使用合适的软管。并且要求管道光滑、软管卡箍可靠性高。从较小直径向较大直径的过渡管路应设计成圆锥形 (锥角7°左右) 。
中冷系统在汽车上的应用
1.轿车
在轿车上采用空-空中冷系统, 中冷器通常由行驶时的迎面风冷却, 也就是说, 中冷器的效果主要取决于汽车的行驶速度, 而冷却芯子中冷却空气的流速越高, 则冷却效果越好, 因此为使冷却空气在芯子中达到尽可能高的流速, 必须选择在空气侧有较低阻力的冷却系统。中冷器应布置在动压头较高的部位, 应力求使冷却空气能顺畅地流进和流出。
中冷器远离发动机安装时, 大多数在汽车的前部将中冷器安置在散热器 (水箱) 之前或在其旁边, 尽可能放在动压头较高的范围内。但其缺点是增压空气管较长, 而且大多数是弯弯曲曲, 并有弧度和截面变化, 这就会引起压力损失, 从而使冷却效率以及废气涡轮增压的响应特性恶化
靠近发动机安装时, 如果由于结构限制, 也可将中冷器安置在发动机的上面, 这样空气侧的途径较短, 因而压力损失较小。但是这种布置对于冷却空气的通道及密封有较高要求。
2. 卡车
增压中冷柴油机论文 篇3
1 专业术语
中冷器主要有芯体、气室组成。芯子由散热带、冷却管、主板、侧板等组成,芯体是设计中冷器的关键,芯体设计会用到以下参数:
1.1 冷侧
中冷器与冷却空气接触面。
1.2 热侧
中冷器与增压空气接触面。
1.3 冷侧迎风面积At
垂直与冷却空气流动的芯体的正面积,芯体正表面芯高H与芯宽W的乘积。
1.4 散热面积Ac
是散热管与散热带的暴露在空气中的外表面积之和。
1.5 热侧空气放热量Qh
中冷器在稳定工作状态时,热侧空气所放出的热量,单位为Kw。
式中
Gh:增压空气质量流量,单位Kg/h
Cph:增压空气热比容,单位KJ/Kg.℃,一般取1.009 KJ/Kg.℃
thi:中冷器热侧进气温度,单位℃中冷器热侧出气温度单位
tho:中冷器热侧出气温度,单位℃
1.6 冷侧空气吸热量Qc
中冷器在稳定状况下所吸收的热量,单位为Kw。
式中
Gc:冷侧进气质量流量,单位Kg/h
Cpc:冷侧空气热比容,单位KJ/Kg.℃,一般取1.005 KJ/Kg.℃
tci:冷侧空气经过中冷器前进气温度,单位℃
tco:冷侧空气经过中冷器后进气温度,单位℃
1.7 设计散热量QD
在规定条件下将增压空气冷却到规定温度时,热侧空气的放热量,是发动机对中冷器的热侧放热量QD要求的最低限值。
1.8 理论散热量Q
式中
K:传热系数Kw/m2℃;△t:中冷器冷、热侧空气平均温差,单位℃
△t=[(thi-tco)-(tho-tci)]/ln(thi-tco)/(tho-tci)
thi:增压器出口处的空气温度
tho:中冷器出口处的空气温度
tci:冷空气到达中冷器正表面前的温度
tco:冷空气经过中冷器后的平均温度
理论散热量Q是在规定的条件下,增压气体经过中冷器时所散发掉的热量,它与中冷器本身的结构有关。在设计中冷器时,要求中冷器的理论散热量Q应大于设计散热量QD。
2 设计参数
2.1 设计时,发动机最大额定功率性能参数:
增压热空气侧:质量流量625Kg/h、增压进气温度185℃、中冷出气温度50℃、进口压力220Kpa;冷却空气侧:环境工作温度25℃、冷侧流速8m/s。
2.2 热侧散热量Qh
Qh=Gh×Cph×(thi-tho)=[625/3600×1.009×(185-50)]=23.7Kw
2.3 冷却空气流量Gc
Gc是确定中冷器散热性能较重要工作参数,确定这一参数有很多未知因素,目前,只能凭借经验估算,根据同型中冷器实验,冷侧流速为8m/s时,冷侧风阻为752.43Pa,系统总阻力为1128.6 Pa。然后,在风扇性能曲线上找出相对于的冷却空气流量。查得Gc=ρ*v=1.201*1.5=1.8kg/s。
根据热平衡原理,中冷热侧散热量与冷侧空气吸热量应相等,中冷冷侧空气出口温度tco=tci+[Qc/(Gc×Cpc)]=25+[23.7/(1.8*1.005)]=38.1℃
2.4 中冷芯体大小确定
由整车布置和边界尺寸,中冷器的芯宽应小于540mm,采用横流式布置。其中,W为中冷器芯体的宽度,H为中冷器芯体的高度,n为冷却管根数,b为冷却管厚度,m散热带根数,h散热带波高。根据管、带规格,确定合适的冷却管和散热带的尺寸,散热带齿高h为8.9mm,冷却管规格50mm*8mm,即厚度b为8mm。
2.5 理论散热量Q的校核
根据中冷器工况和同类型中冷器的试验数据,确定该工况下中冷器的传热系数K约为92W/m2·℃。
2.5.1 对数的平均温差△t:
△t=[(thi-tco)-(tho-tci)]/ln[(thi-tco)/(tho-tci)]=[(185-38.1)-(50-25)]/ln[(185-38.1)/(50-25)]=68.9℃
2.5.2 理论散热量Q
中冷器的设计散热面积是理论所需散热面积的105%,从理论上,中冷器能满足设计要求。中冷芯体的有效尺寸:芯高*芯宽*芯厚=346.9*540*50。
3 结论
在设计中冷器芯体时,必须考虑三个指标,即散热能力和冷、热侧压力降。中冷器设计应做到散热能力最大,且冷、热压力降最低。本文根据发动机标定的一些参数,理论计算中冷器芯体的尺寸,设计散热量大于理论散热量时,即认为在最大功率点时设计满足整车要求,当然后期还需冷却风洞试验和整车热平衡试验进行验证。
摘要:进气增压冷却是提高柴油机功率、降低柴油机热负荷的重要方法 ,为了满足柴油内燃机向高速、大功率发展,中冷器进行了相应的蜕变,本文介绍了中冷器芯体的设计与整车的布置的校核,选择最优的芯体,达到减重及降低单车成本的目的。
关键词:柴油机,中冷器,芯体
参考文献
[1]上海交通大学制冷和低温研究所.
[2]浙江大学能源工程学系.