活塞燃烧室（精选6篇）
活塞燃烧室 篇1
引言
传统的测量异形燃烧室的方法存在测量精度低、不易操作、效率低等缺点,需要对现有方法进行改进,根据误差转嫁、相互抵消的原理,将误差转嫁到容积测量筒上,利用间接测量法,使多余部分相互抵消,求出容积,此方法的测量结果精度高,可对燃烧室容积进行精确控制。
此种方法,需一个测量异形燃烧室容积的阶梯式圆柱测量筒、一个滴管、蒸馏水和电子称,测量过程和计算方法如下:
1 容积测量装置
1.1 测量装置如图1:
1.2 测量装置要求
(1)“A”基准面高度低于异形燃烧室顶面边缘的最低点,高于一环槽顶面;
(2)“C”基准面高度要等于或高于异形燃烧室顶面的最高点。
2 容积测量方法
(1)将活塞放入圆柱筒中,加蒸馏水至“A”基准面,若超出“A”基准面,用滴管将超出部分吸出,然后将其一并放到电子称上,将电子称计数清零;
(2)继续加蒸馏水至“C”基准面为止,超出时用滴管将超出的水吸出,此时在电子称上的读数设为V0。
3 容积计算方法
已知:H1 (有效圆柱段高度)、H2(“A”基准面至“B”基准面的高度)、D1 (有效圆柱段直径)、活塞顶部直径D2、实测容积V0;
求:“B”基准面以下容积比“B”基准面以上体积大多少(燃烧室容积)?
1.如图2,“A”基准面低于燃烧室凹坑最低点时:解:有效圆柱段容积:
则:(V1-V0)为“A”基准面以上活塞体积;
“A”基准面至“B”基准面之间由活塞外圆围成的圆柱体体积:
“B”基准面以下容积与“B”基准面以上体积之差(燃烧室容积)V:
2.如图3,“A”基准面高于燃烧室凹坑最低点时:
设:加蒸馏水至“C”基准面后,“A”基准面以上蒸馏水的体积为Va,“A”基准面以下蒸馏水的体积为Vb,则:Va+Vb=V0
解:“A”基准面以上活塞的体积为V1-Va
“B”基准面以下容积与“B”基准面以上体积之差(燃烧室容积)V:
因此,不受活塞燃烧室凹坑最低点高度的限制,此公式均适用。
为提高精度,D2可取“A”基准面到“B”基准面范围内活塞外圆大小的平均值,D1略大于气缸直径。
4 与传统测量方法的比较
上述测量方法的缺点:
(1)圆柱测量筒与活塞为间隙配合,需密封黄油密封,密封效果不佳,并且黄油的使用影响体积的测量精度;
(2)盖板厚度对测量结果也有影响,使测量结果偏大;
(2)盖板下侧容易产生气体,且较难排出,使测量效率、精度降低。
5 结论
本文介绍了一种新的异形燃烧室容积的测量方法,用非接触式方法,将变量转嫁到测量筒上,保证测量筒的加工精度,便可精确测量容积,解决了以往测量方法的密封、排气、精度低效率低的缺点,从而对容积这个重要特性项目得以精确控制,提高了测量效率,降低成本。另外,此方法对测量柴油机活塞燃烧室(平顶凹坑式燃烧室)容积同样适用,测量结果可对传统方法的测量结果进行修正。
参考文献
[1]陈家瑞等.汽车构造.机械工业出版社.
活塞燃烧室 篇2
可变压缩比 (variable compression ratio, VCR) 作为提高燃油经济性最有潜力的先进发动机技术, 近年来受到了业界广泛关注。已有很多关于VCR技术的研究, 但尚未见VCR技术的实际商业应用[1], 其原因之一是VCR控制机构复杂, 例如MCE-5VCR发动机、FEV的VCR发动机、SAAB公司的VCR发动机等都采用复杂的液压-电控方式[2,3,4,5,6,7]。VCR方式对发动机原有结构改动较大, 甚至会改变发动机的整体尺寸, 导致制造成本增高和可靠性降低, 不利于实际应用推广[8];并且复杂的VCR控制机构还增加摩擦损失耗功;更为重要的原因在于VCR液压-电控方式远不能满足车用发动机行驶工况的要求。文献[9]提出的可变燃烧室 (variable combustion chamber, VCC) 活塞技术可突破现有VCR的技术“瓶颈”, 原因在于: (1) 简单有效的VCC活塞创新设计取代了复杂的VCR液压-电控系统; (2) 钢珠-型面和连杆复位凸轮设计保证VCC活塞具有极快速的动态响应, 特别适合于工况变化频繁的车用发动机; (3) 仿真计算表明, 由非增压汽油机 (压缩比9.5) 改装的VCC发动机 (压缩比12.0) 能在各种负荷工况下改善燃油经济性, 低负荷工况燃油经济性提高20%左右, 高负荷工况燃油经济性约提高10%[9]。
本文将介绍VCC活塞的主要设计特性 (钢珠-型面和连杆复位凸轮) , 还采用动力学仿真和发动机性能仿真的耦合迭代计算预测VCC活塞的动态响应特性。
1 VCC活塞
图1为VCC活塞的结构简图[10]。该结构包括活塞顶、活塞裙和它们之间的VCC机构, 以及安装在连杆小端的复位凸轮。VCC机构由碟簧、钢球、支撑盘和限位盘组成。支撑盘与活塞裙刚性连接, 限位盘与活塞顶刚性连接。限位盘的环形限位 (型) 面与支撑盘的环形支撑 (型) 面围构成的V型槽内周向均匀分布有钢珠, 钢珠与活塞顶的环形内腔顶部之间设置有碟簧。油环刮下的滑油通过滑油孔进入内腔, 有利于钢珠润滑。
与原型活塞相比, VCC活塞通过增加活塞高度 (活塞顶面与活塞销中心之间的距离) 预先提高压缩比。然后VCC机构根据缸内压力产生相应的VCC位移, 控制缸内最高燃烧压力。VCC活塞的工作原理分为三个状态描述: (1) 预紧状态。气缸内的压力小于预先设定的压力, VCC机构的预紧力保持支撑盘和限位盘之间的锥面紧密贴合, 并确定了钢珠与接触型面之间的预紧位置。改变调整垫片的厚度可以方便地调节预紧力。 (2) 压缩状态。气缸内的压力大于预先设定的压力, 活塞顶和活塞裙之间的VCC机构根据缸内压力变化控制活塞顶与活塞裙之间的相对位移 (称为VCC位移) 。VCC位移包括碟簧的弹性变形和钢珠运动产生的轴向位移。 (3) 回复状态。排气行程时, 气缸内的压力急剧减小, 活塞顶在碟簧回复力的作用下相对于活塞裙产生向上位移, 限位盘也随之发生轴向上移。
钢珠-型面是VCC活塞的主要设计特征, 图2为钢珠-型面的设计实例。为简化分析, 假定与钢珠相接触的碟簧保持水平不变, 支撑盘型面由两段不同斜角α1、α2构成, 限位盘型面由两段不同斜角β1、β2构成。图2中F1为支撑盘对钢珠的支撑力, F2为限位盘对钢珠的支撑力, T为碟簧对钢珠的压力, O1为钢珠的初始中心位置, O2为发生VCC变形后钢珠的中心位置, VCC位移 (ΔH) 包括碟簧弹性变形Δs和钢珠运动产生的轴向位移Δh, 可表示为
为了描述钢珠-型面结构对VCC位移的影响, 引入位移放大系数k, k为钢珠运动产生的轴向位移Δh与碟簧弹性变形Δs之比。
为简化分析, 不考虑摩擦力。钢珠-型面结构的静力平衡关系可表示为
钢珠作用在限位盘上的轴向分力与作用在支撑盘上的轴向分力之比表示为
式中, α为支撑盘型面的倾斜角;β为限位盘型面的倾斜角。
从式 (2) 和式 (7) 可看出, 位移放大系数k和的表达式完全相同, α越大, β越小, k和就越大。
表1为式 (2) 和式 (7) 的算例, 清楚地表明了钢珠-型面对VCC位移和的放大作用。式 (2) 和式 (7) 为VCC活塞的快速动态响应提供了最基本的理论依据。
注:取限位盘型面斜角β1=β2=45°
复位凸轮是VCC活塞的另外一个设计特征, 图3为复位凸轮的一个设计实例。约定:曲柄顺时针转动, θ和γ分别表示曲柄转角和连杆摆角, φ为复位凸轮顶点与气缸中心线之间的夹角。
在下止点位置 (θ=180°CA) 复位凸轮的顶点与气缸中心线重合, 气缸压力远低于VCC活塞的预紧力。由于没有产生VCC位移, 复位凸轮与限位盘不会发生相互接触。
随着活塞上行, 复位凸轮随同连杆小端逆时针摆动, 凸轮顶点偏离气缸中心线。在燃烧上止点位置 (θ=360°CA) 复位凸轮的顶点与气缸中心线之间的夹角达到最大, 复位凸轮与下行的限位盘完全避开, 不妨碍VCC位移。
膨胀行程中气缸压力迅速下降, 随着活塞下行, 复位凸轮随同连杆小端顺时针摆动, 凸轮顶点靠近气缸中心线, 复位凸轮向上顶推限位盘, 确保活塞顶在每个工作循环内复位。在膨胀下止点位置 (θ=540°CA) 复位凸轮的顶点与气缸中心线重合。注意到膨胀行程和排气行程中 (θ=540~630°CA) 气缸压力较低, 活塞顶复位过程中, 复位凸轮承受的背压较小。同时碟簧的回复弹力也有助于活塞顶复位。
随后的进气行程中, 气缸压力远低于VCC活塞的预紧力。由于没有产生VCC位移, 复位凸轮与限位盘不会发生相互接触。
式 (1) ~式 (7) 仅仅只是对钢珠-型面结构和复位凸轮的简化静态描述, 实际的钢珠-型面和复位凸轮需要考虑更多复杂的影响因素。
2 VCC活塞动力学仿真模型
图4为VCC活塞的ADAMS多体动力学仿真模型。将Pre/E构建的VCC活塞的各个零部件的三维几何模型导入ADAMS中, 仿真模型的模块完全模拟了VCC活塞的实际几何形状。各个相互分离的零件均作为独立的模块, 包括活塞顶和限位盘, 活塞裙和支撑盘也是相互独立的模块。根据VCC活塞中各零部件的实际装配关系和空间位置, 在ADAMS中定义了各零部件之间的连接、约束、接触和摩擦等各种关系。
VCC活塞的动力学仿真模型的主要特点为: (1) 采用固定约束的方法构建专门连接螺栓模块, 能够通过固定约束的受力情况来模拟活塞顶和限位盘之间中央螺栓的受力情况, 活塞裙和支撑盘之间的连接采用同样的方法; (2) 为活塞裙部添加一个上下移动约束驱动, 其上下移动的驱动方式根据活塞位移公式设定, 同时为活塞头部建立相对活塞裙部的上下移动约束, 从而能够考虑活塞整体运动对VCC活塞动态特性的影响; (3) 为连杆小端和复位凸轮模块添加一个旋转约束驱动来模拟连杆小端和复位凸轮的摆动, 这个旋转驱动方式根据连杆摆角公式来设定; (4) 碟簧组合的刚度 (曲线) 采用静态模拟试验修正; (5) 活塞受到的外部载荷是缸内压力, 各种工况的气缸压力曲线由AVL BOOST发动机性能仿真提供。
特别指出, 如果仅仅采用动力学仿真, 复杂的三维动力学模型仍然难以确定VCC位移的大小, 原因是VCC位移变化 (燃烧室容积变化) 与气缸压力密切相关和相互影响。实际仿真计算中采用VCC活塞动力学仿真与VCC发动机性能仿真迭代耦合方法。
实际仿真计算中不可能依据假定获得平衡状态的气缸压力。由于VCC发动机在燃烧期间气缸压力变化和VCC位移相互关联, 属于典型的复杂的系统非线性问题, 迭代方法能够有效解决此类系统非线性问题, 其解决问题的思路如图5所示:首先通过发动机性能仿真计算出缸内气体压力 (pgi (θ) ) ;然后将其作为外部加载作用在VCC活塞上, 通过动力学仿真计算出VCC活塞位移 (VCC活塞位移包括曲柄连杆产生的活塞位移和VCC位移) ;再将VCC活塞位移作为已知条件导入发动机性能仿真软件中, 通过多次迭代计算, 同时完成VCC活塞的动力学仿真和VCC发动机的性能仿真, 求出平衡状态的VCC位移和气缸压力。
以VCC位移x2i (θ) 作为迭代变量, 构建如下迭代修改公式:
构建迭代收敛准则为
式中, x2i (θ) 为第i次迭代的VCC位移;θ为曲柄转角;i为迭代次数;α为迭代步进修正系数, 0<α<1;ε为足够小的正数, ε取值在实际计算中根据计算精度要求确定。在迭代过程中, 如果满足式 (10) , 则迭代结束。
3 预紧力和发动机工况对VCC活塞动力学特性的影响
存在诸多影响VCC活塞动力学特性的因素, 主要包括与钢珠相接触的型面曲线、碟簧预紧力、碟簧刚度、碟簧阻尼、接触刚度、接触阻尼、摩擦、发动机负荷、发动机转速、活塞质量和VCC活塞对气缸压力的影响等等。限于篇幅, 本文主要讨论预紧力和发动机工况对VCC活塞动态特性的影响。
图6和图7分别为不同预紧力VCC活塞的载荷-位移曲线和位移-时间曲线。预紧力越小, VCC位移的动态响应越快, 在更短的时间内达到最大VCC位移, 反之亦然。但如果预紧力过小, 在较低负荷会产生较大的VCC位移, 不利于改善低负荷燃油经济性;如果预紧力过大, 在高负荷不能及时产生足够的VCC位移, 可能无法控制最高缸内压力。
图8为不同预紧力对气缸压力的影响。图6~图8中的三种不同预紧力对应相同, 都是在相同的发动机负荷和转速条件下 (压缩比为12.0) 的耦合仿真计算结果。图8中的Non-VCC是压缩比为12.0没有采用VCC时的气缸压力。
图9中的三条曲线分别为静载荷、2000r/min和5000r/min的载荷-位移曲线。VCC活塞的钢珠-型面参数为:α1=30°, α2=60°, β1=β2=45° (图2) 。
由图9可知: (1) 图9中载荷-位移曲线均有明显的拐点, 拐点之前VCC机构具有很大的刚度, 拐点之后刚度急剧下降; (2) 刚度的变化充分说明了钢珠-型面结构的合理性, 表明钢珠-型面设计不仅能够大幅增加VCC位移量, 还能有效提高VCC活塞的动态响应; (3) 静态拐点与动态拐点有很大不同, 随着转速的增加, 拐点出现相应延迟, 因此实际的动态预紧力远大于静态预紧力。
图10为2000r/min负荷特性下VCC发动机和原型发动机的最大气缸压力。原型发动机的压缩比为9.5, VCC发动机和Non-VCC发动机的压缩比为12.0。在100%负荷, VCC的最高气缸压力与原型机基本相同, 表明VCC活塞能够有效控制高负荷工况时的气缸压力。75%负荷工况下, VCC发动机仍然可以保持较高的气缸压力, 在50%以下负荷, VCC发动机的气缸压力与Non-VCC发动机几乎完全一致, 此时VCC机构基本不工作。
图11为外特性工况下VCC发动机和原型发动机的最高气缸压力。在全部转速范围内VCC活塞能够有效控制高负荷工况时的气缸压力。值得注意的是, 发动机的最高气缸压力不是出现在最大功率点 (最高转速) , 而是出现在较低转速的最大扭矩点。采取控制最大扭矩点的气缸压力为主, 兼顾高转速工况的动态特性和低转速的动力性的控制策略, 必要情况下, 可以适当“牺牲”高转速和低转速的动力性和经济性。
图12为100%负荷、5000r/min转速下活塞质量对VCC位移的影响。原型活塞为铝合金材料, VCC中由于碟簧、钢珠等零件采用钢质材料, VCC活塞组的质量相对原型活塞增加一倍多。惯性力的增加导致VCC位移量的减少和动态响应滞后。往复惯性质量对VCC活塞动态特性的影响, 还需要进一步的研究。
值得指出的是, 由于尚不清楚VCC位移对燃烧过程的影响, VCC活塞的燃烧室保持原型燃烧室不变。文中的VCC活塞设计只是原理性的结构设计, 没有涉及到活塞的冷却、可靠性和加工工艺等问题。
4 结论
(1) 将普通活塞更换成VCC活塞, 传统汽油机 (压缩比9~10) 可成为高压缩比 (12~14) 的VCC汽油机。
(2) VCC活塞具有控制工作循环内气缸压力的快速动态响应, 能够有效控制5000r/min范围内100%负荷工况时过高的气缸压力。
(3) VCC发动机能够在部分负荷工况保持较高的气缸压力, 50%以下负荷工况的气缸压力与压缩比12.0的发动机几乎相同。
(4) 钢珠-型面设计能够将弹簧变形量放大三倍, 可以在燃烧期间大幅增加燃烧室容积变化。钢珠作用在限位盘上的轴向分力与作用在支撑盘上的轴向分力之比的变化也可以达到三倍, 能够有效提高VCC活塞的动态响应。
(5) 连杆复位凸轮能够有助于防止钢珠“自锁”, 可以保证活塞顶在一个工作循环内及时复位。
(6) 实际的动态预紧力远大于静态预紧力, 适当减小碟簧预紧力可以改善VCC活塞的动态特性。
参考文献
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[2]Rabhi V, Beroff J, Dionnet F.Study of a gear-based variable compression ratio engine[C]//SAE 2004-01-2931, 2004.
[3]Moteki K, Fujimoto H, Aoyama S.Variable compression ratio mechanism of reciprocating internal combustion engine:US, 6505582[P].2003-01-14.
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[5]Larsen G J.Reciprocating piston engine with a varying compression ratio:US, 5025757[P].1991-06-25.
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[8]Roberts M.Benefits and challenges of variable compression ratio (VCR) [C]//SAE 2003-01-0398, 2003.
[9]Dong J, Ouyang L, Zhou Y, et al.Study on variable combustion chamber (VCC) engines[C]//SAE 2012-01-1607, 2012.
活塞燃烧室 篇3
柴油机的燃油经济性和排放性能是业界在不断追求完善的目标。高负荷柴油机活塞的燃烧室结构是影响其经济性和排放指标的主要因素之一。目前,直喷式高性能柴油机活塞一般使用ω型燃烧室。图1所示为高负荷柴油机活塞ω型燃烧室示意图,其主要几何结构参数包括:燃烧室喉口直径、最大直径、燃烧室深度、凸台高度、凸台锥度以及底部半径。
研究表明,不同的活塞燃烧室形状对柴油机的性能和排放有非常大的影响,在设计时,需要充分考虑凸台高度、喉口直径、凸台锥度等参数与燃油系统的配合。最理想的喷射位置要根据柴油机转速、喷射系统和燃烧室直径来确定。Middlemiss[1]认为,减少燃烧室喉口直径能够加强空气的流动,改善燃料和空气的混合效果,从而减少颗粒和燃料消耗率,但会增加排气中的氮氧化合物的含量;如果减小燃烧室喉口直径并延迟燃料喷射时刻,可以同时降低排气中的颗粒和氮氧化合物的含量。但是,现代高性能柴油机普遍采用高压共轨系统,燃料喷射压力可达到1800bar以上,如果采用减少喉口直径设计,将导致更多的燃料喷射到燃烧室壁上,柴油机排放将会恶化[2]。
2 研究对象
研究用柴油机为某高速直喷式6缸柴油机,采用高压共轨喷射系统、机油强制喷油冷却、偏心ω型燃烧室结构、进气道采用螺旋进气形式。柴油机压缩比为18.2,喷油孔数量6个,喷油孔直径为0.159mm,喷嘴锥角为154°。
根据实验经验,喉口采用敞口形式且凸台较高的燃烧室具有较好的柴油机性能[3]。本文通过三个不同结构的燃烧室模型来分析燃烧室对柴油机性能的影响,分别为基本燃烧室A;比A凸台高度高且喉口为敞口的燃烧室结构B;比A凸台锥度小且喉口为敞口的燃烧室结构C。分析中,三种燃烧室容积相同,燃油喷嘴结构相同。其中,B燃烧室结构在欧III以上排放的机型中采用的越来越普遍。
课题进行过程中,通过柴油机试验得到实测数据,为数值模拟分析提供合适的边界调整。柴油机试验工况为最大功率工况、最大扭矩工况、EGR开启工况。
对A、B、C三种燃烧室结构进行计算,并分析对比。
3 柴油机测试数据与模型计算结果
3.1 柴油机在额定功率点时,燃烧室形状对柴油机性能的影响
在额定功率下,喷油提前角分别设定为11°、9.5°和8°。试验中,利用AVL439烟度分析仪进行了尾气的不透光度分析。柴油机试验数据表明,在喷油提前角11°时的柴油机燃油经济性最好。在三种燃烧室方案中,A燃烧室结构的数据最好。不透光度及油耗率的具体数据见表1。
图2所示为A燃烧室结构柴油机在额定功率时的爆发压力曲线。利用Boost软件并输入爆发压力等参数,计算得到额定功率下喷油提前角为11°时的三种燃烧室内气体温度曲线,如图3所示。分析图3可知,B结构燃烧室提供了最高的气体温度,具有较大的热负荷。该结构功率较大,但需适当控制高温富氧下的NOx含量。
从三种燃烧室的结构对比、分析可知,由于B燃烧室喉口直径较大且凸台较高,导致在该结构喉口位置处的气体速度最慢,这有助于燃料形成最大的气体湍流,也就是说,由于结构设计的原因使得喷射到B燃烧室结构活塞顶面的燃料量比A、C燃烧室要少。试验发现,喉口直径大的燃烧室会容纳更多的燃料在燃烧室内部。因此,A燃烧室在活塞顶面区域的燃料含量最高,高温燃烧的结果就导致了A燃烧室结构的柴油机尾气的不透光度最高,而B燃烧室方案的柴油机尾气的不透光度最低。
3.2 柴油机在最大扭矩点时,燃烧室形状对柴油机性能的影响
图4所示为A燃烧室结构的柴油机爆发压力随曲轴转角的变化。柴油机试验工况为最大扭矩点。
表2所示为三种燃烧室结构的柴油机最大扭矩点工况下的测试数据。该对比试验表明,在最大扭矩工况下,B燃烧室产生的扭矩值最大,A燃烧室产生的扭矩值最小,而且B燃烧室的燃料消耗率最低。
在最大扭矩工况下,利用Boost软件对气体温度进行分析。分析表明,B燃烧室所具有的瞬时气体燃烧温度也是最高。较高的温度加速了碳烟的氧化,降低了排气中的碳烟值。
考虑到NOx的因素,利用AVL五气分析仪进行了NOx的分析对比工作。NOx数据对比如表2所示。分析可知,A型燃烧室由于燃烧室喉口直径较小,使得过多的燃料喷射到活塞顶面,从而产生过多的碳烟,使得不透光度也较高。C型燃烧室底部过度区域的半径较小,该区域内与燃料混合的空气比较少,导致碳烟及不透光性均变高。比较而言,B型燃烧室结构表现出了较好的柴油机性能及排放性能。
3.3 柴油机在EGR开启工况下,燃烧室形状对柴油机性能影响
柴油机EGR开启转速规定为1700r/min。分别在EGR开启和EGR不开启条件下进行柴油机试验。试验结果表明,EGR启用后柴油机的进气温度较高,未启用EGR柴油机的进气温度较低,但废气再循环系统可以有效降低燃烧室内的温度,降低含氧量,从而可以有效控制NOx的排放。
表3所示,为A、B、C三种燃烧室的柴油机在开启EGR后,燃烧室内氮氧化合物和尾气不透光度的对比。分析可知,三种燃烧室使用13%废气再循环时,氮氧化合物值明显低,不透光度则提高了大约35%。B燃烧室结构的氮氧化合物和碳烟值最低。
上述实验及分析表明,具有相对大喉口直径的燃烧室可以有效加强燃烧室内的燃料和空气混合,改善NOx和碳烟排放。B燃烧室与C燃烧室相比,具有更大的底部空间,在一定程度上促进了燃料和空气的混合。因此,B燃烧室结构在NOx和碳烟排放性能上最好。
B燃烧室结构也是目前低排放柴油机活塞所推荐的燃烧室结构。
4 总结
燃烧室形状(特别是喉口直径、底面形状和凸台大小)对柴油机性能和排放具有相当大的影响。具体有:
1、当高速直喷式柴油机使用较高的喷射压力时,燃烧室喉口采用敞口形式(例如B和C)的柴油机的燃烧效果和性能好于采用燃烧室喉口采用缩口(标准燃烧室)的柴油机。
2、当柴油机活塞燃烧室形式采用窄而高的凸台和较大喉口直径,如前文中提到的B结构燃烧室。由于此种燃烧室可以较好使燃料和空气进行混合,既可以降低燃料消耗率还可以降低排气中的碳烟值;但由于燃烧室内气体温度较高,导致排气中的碳氧化合物的值较高。
3、当柴油机活塞燃烧室形式采用宽而低的凸台和较大喉口直径,如前文中提到的C形式燃烧室。由于燃烧室底部空气较少,因此比采用窄而高的凸台的燃烧室的燃烧效果和性能都差。
参考文献
[1]YuPing Zhu,Computational study of the effects of thethroat diameter of the piston bowl for the performance and e-missions of a high-speed direct-injection diesel engine[C]2005
[2]李兴虎,汽车环境污染与控制[M],国防工业出版社,2011
活塞燃烧室 篇4
随着能源和环境问题的日益凸显, 节能和环保成为内燃发动机发展的主要方向。而随着发动机强化程度的不断提高, 燃气的燃烧温度和爆发压力也越来越高, 作为发动机能量转换核心部件的活塞, 需要承受越来越严苛的热负荷和机械负荷。运动部件的轻量化需求使得以铝硅合金为基体的活塞材料不易为其它材料所替代, 为提高活塞在严酷工作环境下的可靠性, 针对铝合金基体活塞材料性能提高的研究越来越受到重视, 研究成果及其应用也日益广泛。
1 燃烧室喉口开裂及应对措施
由于发动机强化程度的提高和活塞的轻量化设计, 活塞的失效呈现出日益加重的趋势, 失效模式也出现多样化趋势。据统计, 由于活塞自身原因导致的主要失效部位有:1、燃烧室喉口开裂;2、销孔开裂和销孔咬合;3、活塞环槽磨损;4、裙部磨损/拉缸等。在高强化柴油机活塞失效中, 燃烧室喉口开裂是最主要的失效模式之一, 如图1所示。
活塞燃烧室喉口开裂失效主要是高周疲劳开裂。一般情况下, 活塞最高温度位于喉口部位, 在一些高强化柴油机上, 铝合金活塞喉口的工作温度可达约350℃甚至更高。活塞在如此高的温度下还要承受时刻交替变化的高达200bar的爆发压力。高温导致喉口附近材料性能的快速降低, 交变的机械负荷则很容易造成喉口的疲劳开裂失效。
当活塞连接、配合尺寸, 活塞结构, 活塞所受负荷等基本确定后, 提高铝合金活塞可靠性就需要靠提高活塞材料的性能来实现, 其途径主要有两条:其一是提高铝合金材料的整体性能;其二是加强活塞易于失效部位的局部材料的性能。基于经济型、制造、加工等综合考虑, 局部材料性能强化的技术越来越受到活塞制造业的青睐, 得到越来越广泛的研究和应用。
目前, 燃烧室喉口材料局部性能强化的主要技术有喉口快速重熔技术、喉口采用陶瓷纤维铝基复合材料等。本文拟在燃烧室喉口应用陶瓷纤维铝基复合材料的方法来提高喉口部位的高温性能进行研究, 通过材料局部性能强化的方法来降低活塞喉口开裂失效概率, 从而满足现代柴油机对活塞的要求。
2 陶瓷纤维铝基复合材料制备技术
陶瓷纤维铝基复合材料是一种在铝基体内均匀分布着陶瓷纤维的材料。本试验的制作过程是首先制出均匀多孔的陶瓷纤维预制件, 然后基体合金铝液通过压力浸渗的方法充满到陶瓷预制件孔隙中形成复合材料。
2.1 陶瓷纤维预制件制备过程
本次试验用的陶瓷纤维为进口氧化铝短纤维, 氧化铝含量大于92%, 其微观金相组织如图2所示。首先对陶瓷纤维棉进行预处理, 使其成为长径比50-150的短纤维, 并去除纤维中的渣球及粗纤维, 然后加入一定比例的粘结剂。为保证预制件纤维分布的均匀性和纤维方向在三维空间的随机性, 纤维与粘结剂在水中要充分混合, 确保纤维不聚集, 不结球, 空隙分布均匀。在模具中成型后再经过干燥、高温烧结等工序, 成为具有一定形状、硬度的多孔预制件。
陶瓷纤维预制件的设计制作主要考虑如下三方面:一是预制件体积分数适当, 孔隙分布均匀, 易于铝液的浸渗, 本实验中, 复合材料的体积分数为16%~18%。;二是预制件要利于排气, 尺寸、外形要适用于铸造模具, 本研究方案设计的预制件如图3所示;三是预制件内在质量, 无气孔、夹渣、分层等缺陷。
2.2 复合材料活塞的铸造过程
在铝基复合材料的制备方法中, 液态浸渗法被认为是最理想和最成功的。本试验将利用液态浸渗技术制备陶瓷纤维增强铝基复合材料。这种方法是在浇注后的铝液上施加一个额外压力, 使铝液渗透到纤维预制件中, 并促进纤维与铝液的润湿、结合, 外加压力要足以克服毛细现象所产生的附加压力, 保证合金铝液的充分浸渗, 这不但可克服陶瓷纤维与铝液润湿性差的不足, 同时由于浸渗时间短, 凝固速度快而避免纤维与铝基体合金发生不良反应, 同时由于纤维表面在凝固过程中起结晶核心作用, 可以细化基体晶粒, 消除基体内部的气孔, 减少合金元素的偏析, 从而使得复合材料微观结构更加均匀细密, 有利于进一步提高材料的性能。
浸渗压力一般为50Mpa-100Mpa左右, 压力的大小与基体合金铝液的浇铸温度有关。浸渗法的优点是:铝合金在增强区与非增强区连续过渡, 界面结合牢固;其次是成品率高。需要注意的是陶瓷预制件需要经过充分预热, 以避免基体铝液在浸渗到孔隙中之前就遇冷凝固, 阻塞浸渗通道。本方案试验所使用设备是315吨四柱立式挤压铸造机, 采用直接挤压铸造工艺。其铸造过程示意图如图4所示。
试验过程为先进行基体合金铝液的成分配比 (本试验采用ZL109G铝合金作为基体材料) , 之后精炼除气除渣, 然后使用光谱仪检测铝液成分, 合格后将合金铝液进行保温处理等待浇注。同时模具、盐芯、预制件进行预热处理, 达到合格温度后浇注活塞毛坯。浇注过程为将经过渗铝的耐磨镶圈和预热的盐芯、陶瓷纤维预制件置入模具中定位, 在型腔内加入适量的合金铝液, 上压头下压, 压力大约是80Mpa左右, 合金铝液在高压下浸渗到陶瓷纤维的孔隙中, 经过短暂的保压凝固, 即完成陶瓷纤维复合材料活塞毛坯铸造。
2.3 复合材料与铝基体材料性能对比
在本试验中, 使用相同的铸造工艺参数、相同的生产设备、相同的操作者, 分别浇铸了带陶瓷纤维材料的A活塞和不带陶瓷纤维材料的B活塞, 并在两样品相对应的部位进行金相试块取样和试棒线切割取样, 取样位置如图5所示。
首先, 对样品进行金相组织的对比。图6是A活塞取样部位的金相图片, 图7是B活塞取样部位的金相图片。通过观察可以看出, 所制备的复合材料组织均匀, 合金相、共晶硅细小, 陶瓷纤维错落有致的分布在基体中。普通铝合金活塞初晶硅、合金相较大, 分布不均匀, 局部区域初晶硅偏聚。从金相组织上来看, 陶瓷纤维复合材料活塞明显优于普通铝合金活塞。
力学性能测试结果如表1, 本试验在不同温度下分别取用试样进行测试, 主要是从抗拉强度、延伸率等方面进行对比。通过对比可以得出, 陶瓷纤维复合材料相比于基体材料, 常温抗拉强度略有提高, 300℃和350℃下的高温抗拉强度提高了40%左右, 说明采用陶瓷纤维铝基复合材料可以提高燃烧室喉口部位耐高温能力;各温度下的延伸率均低于基体材料, 说明陶瓷纤维铝基复合材料的刚性要比铝基体好。
3 试验验证
由于活塞燃烧室喉口部位主要是在高温下工作, 喉口的开裂多数情况下是高温下的高周疲劳拉应力开裂, 陶瓷纤维复合材料优良的耐高温性能可明显降低喉口开裂的概率。低延伸率可以提高活塞燃烧室喉口承受较高机械负荷的能力。
在实际活塞设计和生产过程之中也得到了试验验证。如图8所示, a是某型号铝基体活塞 (ZL109G) 在试验过程中, 燃烧室喉口开裂失效;在对失效活塞进行分析后, 认为主要是因为活塞的热负荷过高引起的, 建议在燃烧室喉口部位采用陶瓷纤维铝基复合材料进行优化改进, b是采用陶瓷纤维铝基复合材料活塞在试验考核通过后照片。
4 结论
通过材料数据对比和试验验证可以看出, 应用挤压铸造工艺制造的陶瓷纤维铝基复合材料活塞在燃烧室喉口部位比普通铝合金活塞具有更加优良的高温性能, 金相组织更加均匀细密。根据试验统计结果, 活塞燃烧室喉口部位采用陶瓷纤维铝基复合材料可提高耐高温能力约30-40℃左右。
对于中重型高强化柴油机, 在活塞燃烧室喉口部位镶嵌陶瓷纤维增强铝基复合材料, 可解决当前发动机面临的普通铝活塞不能满足使用要求的问题。目前, 陶瓷纤维增强铝基复合材料已经在玉柴、某军工等发动机活塞上批量推广应用, 取得很好的市场效果。
摘要：本文针对高强化柴油机活塞燃烧室喉口开裂的失效问题, 简要分析了喉口开裂的原因, 提出对喉口进行局部强化的对应措施。研究了陶瓷纤维铝基复合材料对喉口性能的影响, 对陶瓷纤维复合材料的制作过程进行了阐述, 并进行了材料的性能对比和试验试验。经过对比, 燃烧室喉口部位的复合材料比ZL109G基体材料金相组织更加细密均匀, 具有更加优异的高温性能, 高温抗拉强度明显提高。优良的高温性能可以提高活塞的耐高温负荷能力, 满足中重型高强化柴油机对活塞喉口性能的需求。
关键词：陶瓷纤维,铝基复合材料,活塞,燃烧室喉口
参考文献
[1]吴申庆.陶瓷纤维增强铝基复合材料在发动机活塞上得应用, 轻型汽车技术, 2004, (4) , 31-33
[2]Evans A G, Watanable A, Frogen L, et a1.The mechanical performance of fiber-reinforce ceramic matrix composites[J].Mater Sci and Engin, 1989, 107A:227-241.
活塞燃烧室 篇5
液压混合动力车辆具有高功率密度、无级变速等优点,能够在很短时间内响应能量释放与存储的控制需求,在负载变化频繁的城市运行工况中发挥优势,因而逐渐引起重视。液压对置活塞柴油机是实现液压混合动力的一种动力方案[1]。
对置活塞式机械-液压双动力输出柴油机将对置活塞二冲程发动机与柱塞式液压泵集成在一起,根据车辆实际工作模式的不同可以分别输出机械能与液压能,结构紧凑简单,在混合动力驱动车辆中具有很大的应用潜力。发动机结构如图1所示。当摆杆上的摇臂与柱塞泵之间的连接断开时,活塞的往复运动通过摆杆连杆等机构传递到曲轴上,这时发动机所输出的功率全部用于输出机械功(简称机械负载类型),这种传动方式与传统对置活塞式柴油机并无本质差异;当摆杆上的摇臂与柱塞泵连接且离合器断开时,活塞的往复运动通过柱塞泵将低压蓄能器内的低压油压缩成高压油,这时发动机输出的功率全部用于输出液压功(简称液压负载类型),并将这些高压液压能以高压油的形式储存在高压液压蓄能器内。在车辆起步、加速等需要发动机快速、大量输出功率的工况下,高压液压能作为辅助动力输出,可极大地提高车辆的加速性与经济性。
对置活塞柴油机的燃烧室、缸内气流运动及燃油喷射与传统柴油机不同。文献[2,3]通过仿真研究发现:对置活塞发动机的燃烧室形状一方面受到行程/缸径比及压缩比的限制,另一方面又要兼顾扫气过程中的导流作用,因此采用的是扁平形状的燃烧室,这样的燃烧室不存在缩口,在压缩上止点前后难以形成挤流与逆挤流;而喷油器侧向布置在气缸壁面上,喷射方向垂直于气缸中心线,需要采用较高的燃油喷射率和较低的涡流比才能实现较好的油气混合。文献[4]对在对置活塞式液压自由活塞发动机中应用HCCI燃烧的燃烧特性进行了研究,利用仿真模型研究了进气加热、可变压缩比、内部EGR等因素对燃烧的影响。但以上研究均采用仿真手段,未开展系统的试验研究,尤其是缺乏对连接液压负载的对置活塞二冲程柴油机的试验研究。本文通过建立对置活塞双动力输出柴油机的试验台,利用实测的示功图计算柴油机放热规律,对比分析发动机不同工况下的燃烧特性。
1 放热率计算方法
本文通过发动机实测的示功图,利用Matlab编写计算程序进行数值分析来获得发动机瞬时放热率,其基本出发点是能量守恒定律,即气缸内燃烧放热率等于气缸内的工质内能变化率、做功变化率及散热率的总和,如式(1)所示。
式中,QB为缸内通过燃烧放出的热量;U为工质内能;W为工质做功量;Qw为散热量;t为时间。
计算流程如图2所示,在实测示功图较精确的前提下可以十分接近实际燃烧过程[5]。
由于示功图中的压力波动对燃烧放热率计算非常敏感,计算之前需要对试验测得的示功图中的压力读数进行光顺处理,本文对缸压的光顺处理采用五点三次平滑法[5]。
2 试验装置及方法
对置活塞式机械-液压双动力输出柴油机的主要参数见表1。
对置活塞式机械-液压双动力输出柴油机原理样机如图3所示。
控制系统在快速原型工具Controlbase的平台下,综合考虑了对置活塞式柴油机的各个运行工况,采用基于油量的控制策略,利用软件Matlab/Simulink编程设计,实现了喷油正时、喷油量、轨压等参数的精确控制。曲轴信号由Kistler 2614B角标仪测量,采样精度为0.2°曲轴转角;Kistler 6056A缸压传感器用于测量缸内压力;通过Dewetron燃烧分析仪分析缸内压力。
当对置活塞式双动力输出柴油机连接不同负载类型时发动机可以分别输出机械能或者液压能。本文首先对比连接液压负载时不同负荷条件下的发动机燃烧特性,再对相同工况时发动机分别连接两种负载类型时的燃烧特性进行对比。
3 试验结果分析
3.1 不同负荷条件下的燃烧特性对比
参照传统柴油机燃烧过程的划分方式,对置活塞式双动力输出柴油机的燃烧过程也分为滞燃期、速燃期、缓燃期及后燃期四个阶段。图4为双动力输出柴油机连接液压负载(液压负载类型)在转速为1 200r/min、平均指示压力(indicated mean effective pressure,IMEP)为0.6MPa时的缸内压力、燃烧温度、瞬时放热率和累计放热率曲线。该工况下发动机的喷油提前角(start of injection,SOI)为13°(即喷油时刻为上止点前13°曲轴转角),燃料需要经历滞燃期后才开始燃烧,由于起燃点(start of combustion,SOC)测量困难,在进行燃烧过程划分时通常人为规定压力开始突升的点作为燃烧开始点[6];随后压力开始急剧上升,在压力达到峰值前的阶段称为速燃期;缓燃期定义为压力开始下降点到燃烧温度达到峰值的阶段内;最后,到终燃点前的阶段称为后燃期,一般规定为累计放热率达到90%时的曲轴转角作为燃烧终点(end of combustion,EOC)。
可以看出,连接液压负载类型时的对置活塞柴油机的燃烧瞬时放热率曲线在燃烧期内有两个明显的峰值,在上止点前13°曲轴转角喷入气缸中的燃油经过滞燃期内的蒸发混合,在上止点后2.6°曲轴转角开始着火燃烧,这时气缸压力开始急剧上升,并迅速达到压力最大值,这一阶段滞燃期内已混合好的混合气几乎同时燃烧瞬间放出大量热量,因此放热率曲线呈现一个又尖又细的尖峰;随后,在缓燃期内继续扩散、混合的混合气继续燃烧,形成第二次放热尖峰,由于是边混合边燃烧,这一阶段的燃烧持续时间更长。
图5为不同IMEP时对应燃烧过程的各个阶段对比图。由图5可以看出,随着负荷的增加,以等效曲轴转角计的滞燃期和速燃期的变化远小于缓燃期与后燃期的变化。其中,滞燃期总体呈缩短趋势,当IMEP由0.453MPa增加到0.731MPa时,滞燃期缩短了约4%,而速燃期则从约3°曲轴转角增加到4°,可见负荷的增加直接导致混合气的预混时间缩短,速燃期内的压力增长放缓。但滞燃期内喷入的燃油的增加使得速燃期内通过扩散混合的混合气增加,从而使压力峰值抵达的时刻推迟,即速燃期结束点推迟,速燃期持续期拉长。
负荷的增加对液压负载时的对置活塞发动机的缓燃期影响更大。随着负荷的增加,缓燃期和后燃期持续期在总体上呈增加趋势。其中缓燃期在IMEP小于0.6 MPa段内增幅较大,IMEP为0.612MPa时的缓燃期持续期几乎是IMEP为0.519MPa时的两倍。后燃期的增加较小,IMEP从0.519MPa增加到0.612MPa时,后燃期增加了约10%。当IMEP大于0.6MPa时,随着负荷的增加,缓燃期持续期始终维持在20°~21°曲轴转角之间,但后燃期持续期的增长则明显加快,当IMEP由0.612MPa增加到0.731MPa时,后燃期增加了约25%。因此,当IMEP小于0.6MPa时,负荷的增加(喷油量增加)使混合气燃烧释放的热量大部分在缸内温度达到峰值之前释放出来,并转化为发动机的输出功;但进一步增加负荷使IMEP大于0.6MPa后缓燃期内释放的热量不再增加,导致后燃持续期增加。
放热重心(CA50)是指累计放热率达到50%总放热量时所对应的曲轴转角。50%燃料燃尽时刻越快,越有利于柴油机在膨胀过程中做功,能量利用率越高,柴油机热效率越高。图6为IMEP从0.453MPa增加到0.731MPa时的放热重心和燃烧持续期对比。由图6可以看出,放热重心和燃烧持续期都随着负荷的增加而增加。对比图5可知,由于滞燃期与速燃期随负荷的变化很小且一方增加始终伴随着另一方的减少,因此燃烧持续期的增加主要是缓燃期或者后燃期增加的结果,而放热重心的增长规律与缓燃期的增长规律十分接近。当IMEP从0.519MPa增加到0.731MPa时,放热重心推迟了3°曲轴转角。
图7为不同IMEP值时的对数坐标示功图。随着负荷的增加,由于滞燃期与速燃期的变化极小,在对数坐标示功图中等容燃烧部分几乎没有变化,当IMEP从0.519MPa增加到0.731MPa时最高燃烧压力减少了3%。负荷增加,通过缓燃期和后燃期放出的热量增加,使得膨胀后期燃烧压力明显增加。
3.2 不同负载类型时的燃烧特性对比
图8为1 400r/min、IMEP=0.584MPa时对置活塞柴油机分别连接机械负载和液压负载时的放热率曲线。各个燃烧阶段划分的持续期与放热比率的对比见表2。可以看出,在对置活塞柴油机输出相同指示功的前提下,相比于连接机械负载,发动机连接液压负载会在相同的滞燃和速燃持续期内通过预混合燃烧放出更多的热量;但在随后的缓燃期内,连接液压负载的放热速度会低于连接机械负载时,其结果是使后燃期的时间明显拉长,造成燃烧持续期的延长和放热重心的后移。
自由活塞柴油机的活塞具有运动加速度大、上止点附近停留时间短等特点[7]。通过试验发现连接液压负载时对置活塞柴油机的活塞运动规律也具有相似的规律特点。图9为对置活塞柴油机分别连接机械负载和液压负载时的发动机瞬时转速对比。从图9可以看出,连接液压负载时柴油机在上止点附近的活塞速度更快,即活塞在上止点处停留时间更短,但在压缩行程及膨胀行程后期的活塞速度则要低于连接机械负载时。这是因为在压缩行程中,随着活塞的移动使液压柱塞泵(见图1)中的高压油腔容积增大,腔内真空度增加阻碍了活塞的运动。而当活塞速度反向时,腔内真空度的存在又有利于活塞的加速,从而使速燃期内的放热速度略有增加。随着高压油腔内的压力逐渐升高,负载端油压提高,阻碍活塞的运动,因此活塞运动速度下降更快。
试验测得的缸内压力与由示功图计算得到的缸内温度在连接不同负载类型时的对比如图10所示。由于连接液压负载时对置活塞柴油机在上止点附近的运动速度更快,在着火前其缸内压力和温度都略高于连接机械负载时,但差别极小,因此在经历一段着火延迟之后,无论是何种负载类型,发动机都在同一时刻着火。之后,由于液压负载时的柴油机在速燃期内放热更快,压力迅速升高,使得其压力峰值相比于连接机械负载时增加了0.1MPa,温度增长也更快。在随后的缓燃期里,连接液压负载类型时柴油机的放热速度明显放缓,且低于连接机械负载时,使得其压力、温度反而降低。连接液压负载类型时对置活塞柴油机的后燃期延长使得整个燃烧持续期也整体延长,因此在燃烧结束时,发动机的缸内温度更高,上止点后40°曲轴转角二者的温度相差10K,且逐渐增大。
图11为对置活塞柴油机分别连接机械负载和液压负载时的压力升高率曲线。由于速燃期内连接液压类型时对置活塞柴油机的放热速度更快,放热率峰值相对于接机械负载时增加了9.8%,且最大压力升高率增加了0.07MPa/(°),使得发动机的工作更粗暴,燃烧噪声略有增加。但由于放热初期通过混合气预混合后燃烧所释放的热量占总放热量的比例较小,液压负载连接时在速燃期内相对于总燃烧放热期的放热比例只比机械负载连接时多0.4%。液压负载在缓燃期内的放热速度和放热比例均低于机械负载,使得燃料放出的热量不能及时在缓燃期内释放,而是推迟到后燃期内放出,又大大延长了后燃期的持续时间。
4 结论
(1)连接液压负载时对置活塞柴油机在不同负荷时的放热规律表明:当负荷改变时,滞燃和速燃持续期的变化很小;当负荷较小时负荷的增加主要使缓燃持续期增加;负荷较大时负荷的增加主要使后燃持续期拉长。
(2)连接液压负载时对置活塞柴油机负荷增加时,放热重心后移且总燃烧持续期增加。由于滞燃期与速燃期随负荷的变化很小且变化趋势相反,燃烧持续期的增加主要是缓燃期或者后燃期增加的结果,而放热重心的增长规律则与缓燃期的增长规律十分接近。
(3)相同工况时,由于液压负载端对活塞运动的影响,连接液压负载类型时对置活塞柴油机在相同滞燃期和速燃期持续期内,通过速燃期放热更快,使期间内的缸内压力、温度和压升率增加;同时后燃持续期比连接机械负载时更长,燃烧结束时的缸内温度显著增加。
参考文献
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活塞燃烧室 篇6
微能源动力系统(power MEMS/Micro power generators)可实现微尺度和中介尺度下超高能量密度的能源动力输出[1,2,3],从而满足微型飞行器、便携式装备等领域的广泛需要。从能量密度和转换效率来看,中介尺度液态烃类燃料气体动力循环微型热机具有与LiSO2电池系统竞争的潜力(烃类燃料的低热值可达到105kJ/kg量级,而LiSO2电池的能量密度仅为102kJ/kg量级)。科研人员对基于烃类燃料的微型热机研究广泛[4,5,6],其中微型往复活塞式内燃机由于结构简单[7,8],有可能成为实用化微能源动力系统的结构形式。
微型往复活塞式内燃机因结构限制,传统的火花点火方式无法得到采用;而随着燃烧室体积的缩小,火焰淬熄问题将变得更加突出,维持稳定燃烧成为制约往复活塞式内燃机进一步缩减尺寸的瓶颈问题[9,10,11],因此出现以甲醇为燃料并采用铂丝炽热点火的燃烧模式。目前,针对微空间条件下甲醇铂丝炽热点火燃烧特性的认识尚不充分,难以评估其能否充分适应往复活塞式内燃机进一步结构缩减的要求。
本文中构建微型往复活塞式内燃机燃烧测试平台,试验测试了微空间甲醇燃料铂丝炽热点火燃烧的基本燃烧特性,预估了其在结构尺度进一步缩减后面临的问题,提出了添加硝基甲烷助燃剂和提高铂丝炽热强度改善其微空间燃烧特征的途径,并进行了试验测评。
1 试验装置及基本燃烧特性测试
构建微型往复活塞式内燃机燃烧测试平台,如图1所示。测试系统由电机驱动,电机转速通过变频器调节,磁滞制动器作为可调负载装置吸收发动机与电机的输出扭矩。燃烧测试在一台排量为0.001L的风冷两冲程铂丝炽热点火往复活塞式内燃机(缸径11.25mm,行程10mm,压缩比8)上进行。燃料为甲醇和蓖麻油(体积分数为20%)混合物。发动机起动时向铂丝通入2.5A电流,正常运转时切断供电。
采用Kistler 6052B石英压力传感器采集微型活塞式内燃机缸内燃烧压力信号,通过5011B电荷放大器将压电传感器输出的电荷信号转化为电压信号,由DEWE-2010燃烧分析仪进行数据采集分析;同时,由AVL 365X角标仪采集曲轴转角信号,采样分辨率设置为0.2°的曲轴转角。
6 000r/min全负荷工况下燃用甲醇燃料时所测缸内燃烧特性如图2所示。
图2(a)为连续120次测试循环的平均指示压力pmi变动情况。pmi值低且变动剧烈,并且失火工况较多,其循环变动率高达49%,缸内微空间燃烧很不稳定。图2(b)为累计燃烧放热5%(CA05)曲轴转角变动情况。累计放热角度是通过对每个测试循环实际参与燃烧的燃油进行放热率计算,并进行归一化处理,从而获得实际参与燃烧的燃油累计放热5%、10%、50%、90%所对应的曲轴转角(分别记为CA05、CA10、CA50、CA90)。与传统火花点火模式相比,铂丝炽热点火模式的燃烧始点变化很大,其波动范围从上止点前曲轴转角为5°一直延续到上止点后曲轴转角为40°。着火时刻的变动会导致燃烧循环变动升高,CA05越晚,则pmi下降就越明显,表明燃烧始点的不稳定是导致甲醇微空间燃烧过程中循环变动较高的主要原因之一。
由于CA05变动较大,致使CA50和CA90变动剧烈(图2(c)、图2(d)),从而加剧燃烧持续期(CA05至CA90)的变动,使燃烧循环变动升高。同时,CA50相对较晚,可导致循环热效率的降低;而CA90过于延后则使燃烧放热延续到膨胀行程后期,造成不完全燃烧,使热效率下降。相对而言,甲醇燃料燃烧持续期(CA05至CA90)较长,超过50°的曲轴转角,比常规内燃机延长了约20°;其中,CA05至CA50燃烧阶段延长了7°~10°,CA50至CA90燃烧阶段延长10°~15°。由此可知,甲醇燃料在燃烧过程中放热速率较慢,尤其是放热后期较长。
综上所述,在微空间条件下采用铂丝炽热点火模式燃用甲醇燃料时,其燃烧稳定性差,失火率高,循环变动率较高,同时燃烧压力低,放热速率慢,燃烧持续期较长。燃烧特性很难适应于微型往复活塞式内燃机结构的进一步微细化。
2 添加硝基甲烷对微空间燃烧特性的影响
理论分析发现,在甲醇燃烧反应体系中加入助燃剂硝基甲烷可将反应中产生的活性基HO2转变成活性更强的自由基OH,而OH是甲醇燃烧反应体系中最重要活性基,因此硝基甲烷能很好地促进甲醇燃烧。为分析硝基甲烷对微空间条件下甲醇铂丝炽热点火燃烧特性的影响,设计了添加硝基甲烷助燃剂试验。其中,硝基甲烷的添加比例分别为0%(M0)、5%(M5)、10%(M10)、15%(M15)、20%(M20)和30%(M30)。
图3为6 000r/min全负荷工况下添加不同比例硝基甲烷时缸内燃烧压力和燃烧放热特性。如图3(a)所示,加入硝基甲烷后,燃烧压力明显提高;当硝基甲烷比例从0%增加到15%时,最高燃烧压力pmax从0.66 MPa提高到0.87 MPa,同时pmi从0.157MPa提升至0.192MPa,幅度达22%;但是,当硝基甲烷比例进一步提高后,其燃烧压力并没有升高反而下降,同时pmi也降低。如图3(b)所示,加入硝基甲烷后,燃烧开始时刻对应的曲轴转角提前;随着硝基甲烷比例增加,放热速率加快,燃烧持续期缩短,尤其是燃烧放热后期缩短较明显,在硝基甲烷比例为15%时,瞬时放热率最高。
添加不同比例硝基甲烷时CA05、CA10、CA50、CA90如图3(c)所示。当硝基甲烷比例从0%增加到15%时,其燃烧开始时刻从上止点后曲轴转角为12.4°提前至上止点后曲轴转角为5.3°,提前了约7°;同时,燃烧持续期从52.8°缩短到44.9°,缩短了约8°。其中,CA10至CA50燃烧阶段缩短了约3°,CA50至CA90燃烧阶段缩短了约5°。由此可知,硝基甲烷能够显著加快微空间甲醇燃烧过程,但是在硝基甲烷比例超过15%时CA05并没有进一步提前,且由于燃烧速率降低,其燃烧持续期有延长趋势。
图4为添加5%和15%硝基甲烷时pmax和pmi循环变动情况对比。加入硝基甲烷后,其燃烧循环变动明显降低。如图4(a)所示,当硝基甲烷比例从5%增加到15%时,其最高燃烧压力变动范围减小,pmax循环变动率从26%下降到19%。如图4(b)所示,硝基甲烷比例为5%时,失火次数比无硝基甲烷状态有轻微减少,pmi循环变动率下降到34%;而当硝基甲烷比例提高到15%时,pmi变化范围显著降低,其循环变动率下降到9%左右。测试数据显示:硝基甲烷比例为15%时pmax和pmi的循环变动率最低,循环变动的降低有助于其动力性能的提升。
图5为添加不同比例硝基甲烷时pmi与CA05的相关性。如图5(a)所示,无硝基甲烷时,燃烧始点开始时刻较晚,基本都处于上止点以后,且分布范围较宽;其中,当CA05出现在上止点后曲轴转角25°之后时,失火比较严重,致使循环变动大幅升高。硝基甲烷的添加有助于提高活性因子团数量,其燃烧始点有提前趋势。如图5(b)~图5(d)所示,随着硝基甲烷含量增多,CA05出现在上止点后曲轴转角20°之后的次数明显降低,尤其是在硝基甲烷比例为15%时,其CA05主要集中于上止点前曲轴转角5°至上止点后15°之间,从而降低失火率,提高燃烧稳定性。当硝基甲烷比例超过15%时,由于着火特性过于活跃,造成CA05更加分散,如图5(e)、图5(f)所示,使燃烧持续期更具分散性,导致燃烧循环变动增大,动力性更差。
3 铂丝通电强度对燃烧特性的影响
为研究铂丝炽热强度对缸内微燃烧特性的影响,设计铂丝通入不同电流强度的试验测试。在燃烧稳定性状态表现基础上,选择M15燃料进行试验,所选电流强度分别为1.6、2.5和3.2A。测试工况为6 000r/min全负荷。图6为不同铂丝电流强度下燃用M15燃料时pmi与CA05的相关性分析。从图6可以看出,铂丝通入电流后,由于炽热强度增加,部分测试循环的CA05有轻微提前;随着电流增大,CA05更具分散性,尤其是在上止点后曲轴转角20°之后的循环次数明显增多,导致燃烧循环变动增大。这可能是因为铂丝温度升高,其周围的混合气更容易被点燃,从而造成铂丝周围残余废气浓度升高,使CA05循环变动增大。如图6(d)所示,铂丝通入3.2A电流时,pmi循环变动率升至45%,同时动力性能下降到0.13MPa。
对于燃烧循环变动较高的工况,前期研究发现燃用乙醇时循环变动比甲醇更高,因此选择含5%硝基甲烷的乙醇燃料(E5)进行提高铂丝炽热强度试验,并选用M10燃料进行对比。图7为燃用M10和E5两种燃料时,铂丝通入4A电流前后pmi循环变动情况对比。从图7可以看出,通入电流后,两者的动力性能均有不同程度的降低,而燃烧循环变动规律却表现出不同的变化。如图7(a)所示,通入4A电流后,M10燃料的pmi变动范围有轻微增大,其循环变动率从18%增加到25%。如图7(b)所示,无电流情况下,E5燃料的燃烧稳定性很差,pmi循环变动率高达106%;通入4A电流后,其燃烧稳定性明显好转,pmi循环变动率降至50%左右。
图8为铂丝不通电和通入4A电流两种状态下,pmi、燃烧持续期与CA05的相关性。从图8可以看出,通入电流后,M10和E5两种燃料的CA05均呈现提前趋势,但变动范围更宽。如图8(a)所示,燃用M10燃料并通入4A电流时,部分测试循环CA05过于提前,致使对燃烧产生负面影响,pmi反而降低;而CA05出现在上止点后曲轴转角为20°之后的循环次数有增多趋势,导致失火循环增加,以上两种因素促使M10燃料的循环变动增大。如图8(b)所示,E5燃料的CA05比较落后,且大部分在上止点后曲轴转角为30°之后,导致失火严重。而铂丝通入电流后,炽热强度增加,CA05出现在曲轴转角为25°之后的循环次数明显减少,从而使失火循环减少,燃烧循环变动降低。由此可知,提高铂丝炽热强度可改善因着火延迟产生的高失火率问题。
如图8(c)、图8(d)所示,随着CA05的推迟,燃烧持续期明显延长;当CA05出现在在上止点后曲轴转角为25°之后时,由于失火比较严重,导致燃烧持续期迅速降低。虽然提高铂丝炽热强度后CA05提前,燃烧持续期有缩短趋势,但是pmi整体上却低于铂丝不通电状态。图9为铂丝通入4A电流前后燃烧压力及其放热率的变化。如图9(a)所示,通入电流后,M10和E5燃料的CA05分别提前了9°和13°的曲轴转角,使最高燃烧压力明显升高。同时,由于燃烧始点提前,燃料在着火前的物理及化学准备阶段缩短,致使其后的燃烧放热速率减慢,如图9(b)所示,尤其是燃烧放热后期延长较明显,导致燃烧效率下降,总放热量减少,pmi降低。由此可知,提高铂丝炽热强度后,燃烧模式发生变化,导致燃烧放热率下降,出现不完全燃烧。
4 结论
(1)微型往复活塞式内燃机采用铂丝炽热点火模式燃用甲醇燃料时,其放热速率较低、燃烧持续期较长,超过50°的曲轴转角。由于CA05较晚且变化范围很宽,导致燃烧过程很不稳定,pmi循环变动率接近50%。当CA05出现在上止点后曲轴转角为25°时,失火较严重。改善缸内燃烧状况是微型往复活塞式内燃机结构缩减的关键问题。
(2)添加硝基甲烷助燃剂可明显改善微空间条件下甲醇铂丝炽热点火燃烧特性。加入硝基甲烷后,着火时刻提前,放热速率加快,燃烧持续期缩短。CA05出现在上止点后曲轴转角为20°的循环次数明显降低,失火循环减少。硝基甲烷比例过高,将导致CA05更加分散,在硝基甲烷比例为15%的条件下,相比无硝基甲烷状态,CA05提前了约7°的曲轴转角,燃烧持续期缩短了约8°的曲轴转角,pmi提升约20%,同时循环变动率降至9%左右。
(3)改变铂丝炽热强度能够对微空间燃烧时刻进行有效调节。提高铂丝炽热强度后,CA05呈提前趋势,但变动范围明显增加,部分测试循环因CA05过度提前,致使pmi下降严重。燃烧放热率在炽热强度提高后反而明显降低,出现不完全燃烧。对于因着火延迟产生的高失火率,提高铂丝炽热强度可明显改善燃烧稳定性。
摘要：设计了添加硝基甲烷助燃剂和提高铂丝炽热强度的试验测试,以改善微空间条件下甲醇铂丝炽热点火燃烧的特性。燃烧测试表明:硝基甲烷可明显改善甲醇微空间燃烧特性;随着硝基甲烷含量增加,燃烧始点提前,放热速率加快,燃烧持续期缩短;在硝基甲烷比例为15%的情况下,平均指示压力比无硝基甲烷状态提升了约20%,同时循环变动率大幅降低。提高铂丝炽热强度可使燃烧始点提前,但其循环变动范围却明显增加;燃烧持续期有缩短趋势,但燃烧放热率反而降低;在失火率较高的状态下,提高铂丝炽热强度可明显减少失火循环。添加硝基甲烷助燃剂和调节铂丝炽热强度有助于提高微型往复活塞式内燃机在极限微空间条件下的燃烧稳定性。
关键词：内燃机,微型发动机,燃烧诊断,循环变动,燃烧放热率
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