长冲程抽油机（精选6篇）
长冲程抽油机 篇1
鉴于我国稀油注水油田后备储量的不足的实际情况, 稠油油藏的开发被提到技术研究和实施日程, 我国的油藏大都是陆相成油, 地壳变迁使得部分油藏遮盖不好, 原油中的轻质组分溢出挥发, 留下的中质组聚集在一起形成的油藏就是我们常说的—稠油油藏, 其特点是:原油粘度高从数千至几十万毫帕秒, 对稠油来说原油能够依靠地层中的温度和压力流到井底, 但随着上升, 井筒的温度下降, 原油的粘度增加, 当达到稠油的凝固点时就不能流动, 必须向井筒补充热能或其它介质使稠油粘度降低, 被采出地面。其采油的地面设备大多采用抽油机。针对在稠油开采工艺中有效利用在注汽时建立的注汽热焓, 进行大泵深抽, 提高泵效和排液速度, 保证地面集输油的温度, 延长稠油生产周期一系列问题。十分有必要解决目前机型存在的不足之处。因此研发具有适应中浅层稠油开采工艺特点, 实现小型机长冲程大排量的新型抽油机, 同时也适用于稀油井和稠油水平井上, 对提高排量的需求, 对油田的产能建设具有重要意义。
1 原理分析
在国内有四大稠油区。根据油田在生产实践中对产能建设的实际需要, 提出了稠油开发工艺的新思路, 在中浅层稠油井和水平稠油井的开发中, 为提高稠油热采效率, 需采用加大泵径, 增加抽油机冲程的措施, 来提高泵效, 及时将注汽后的“热油”及时抽至地面, 需要研制一种新型抽油机, 解决目前使用5型1.8m冲程抽油机排量小的不足之处, 提出研发5型3m冲程抽油机的设想, 冲程增加了67%, 配合大泵, 强排抢抽, 以达到有效利用注汽时建立的热焓, 用最快的速度将油抽至地面。因此在稠油开采中运用系统的解决方案, 将是今后发展高效节能机型的必然趋势。
研发适应稠油热采工艺的抽油机, 应主要研究所设计的新型抽油机, 能够在稠油热采时进行大泵深抽, 将注汽后的“热油”及时抽至地面。使机、杆、泵和热采、集输工艺等方面发挥最大系统效率的原则进行。应针对性的采用经实践检验成熟度较高的技术, 同时吸收国内外最新技术成果, 由于稠油开采中井筒流动阻力较大, 冲程损失较大, 应在热力场温度较高时快速将原油抽至地面。在原下偏杠铃抽油机的基础上, 使驴头转动以实现长冲程, 达到强采强抽加大吞吐周期内排液量的目的。同时, 由于采用下偏杠铃装置, 可有效地削减载荷峰值, 减小净扭矩, 在不换用大型抽油机的情况下, 实现大冲程, 增加提升能力的目的。
新型抽油机所采用了多项新的设计理念, 现将对稠油的开发做如下分析:由于稠油粘度大, 其摩擦阻力将上升为主要载荷, 抽油机设计理念必须改变, “1/2油柱举升原则”将不成立。为此其P摩干和P摩液不但不能忽略, 还应给予足够重视, 此时抽油机动载将是主要矛盾。在粘稠油开采中, 抽油杆在液体中运动时, 所受到的摩擦阻尼力往往很大, 有时高达几十千牛, 对悬点载荷影响很大, 抽油机上冲程时该摩擦阻尼力有加大悬点载荷的作用, 下冲程有减小悬点载荷的作用。其作用的结果最终表现为使抽油机所需要的净扭矩和拖动功率加大, 能耗增加, 另外, 抽油机下冲程时摩擦阻尼力使悬点载荷的减少, 将直接影响着抽油杆的下落速度, 有时常因其摩擦阻尼力过大, 而使油杆无法下落。因此, 在粘稠油开采中, 抽油杆的下落速度成了限制抽油机采油速度的主要关健。这时, 如果不减小下放速度或降低原油粘度 (伴热或稀释) 在下冲程时, 由于抽油杆受阻下降减慢, 势必出现驴头悬点超前于抽油杆下落的现象, 即二者运动不同步现象, 驴头悬点下行速度大于油杆的下行速度, 当悬点下行到下死点而开始上冲程运动时, 抽油杆及油泵柱塞还未达到下死点, 这样势必减小了冲程长度, 而加大了冲程损失。同时也将在悬点与抽油杆间产生冲击载荷, 这将有损于机、杆、泵, 从上述分析可见, 对于粘稠油来说, 当悬点下落速度V悬≥V杆时, 悬点载荷等于零。此时抽油机的平衡重要在无连杆向上拉力的条件下靠电机举起来, 转化为势能, 设其力为P1, 设悬点上行时电机举升力为P2, 设悬点向上总举升力为P3, P3是电机举升力P2与平衡重由势能转化回来的力P1之和, 即:P3=P1+P2
此时若P1=P2, 就是平衡所追求的目标。
下面把悬点力的组成分析一下:
上述众载荷中, P摩干和P摩液是影响动载的主要因素, 为此在稠油开采中, 为其设计具有适应性的抽油机是完全必要的。
在结构特性设计时采取了优化设计方案, 注重了以下设计理念, 使之在新型抽油机中得以体现。其结构如图1所示。
1.1 设置下偏杠铃节能装置
游梁式抽油机理想加速度曲线变化规律中可看出, 悬点加速度aA的大小和方向都是变化的, aA的最大值发生在ψ=0°和180°处, 就是悬点位在下死点和上死点处。这时曲柄是垂直状态, 其平衡力矩最小或等于零。而此时, 下偏杠铃平衡力矩则最大或接近最大 (力臂长) 这样就有力的支持了曲柄平衡。为改善抽油机活动关节及杆件的受力状况, 延长上述件的使用寿命, 都起到关键作用。从粘稠油抽吸过程示功图 (中、小冲程) 的形态可见, 在下偏平衡五条曲线中选第二条曲线为佳, 长冲程将选择靠后的曲线。这样就降低了抽油机的峰值减速器扭矩, 起到削峰填谷的作用。达到运转平稳节能降耗的效果。
1.2 设置增程装置
随着下泵深度增加, 在抽吸过程中, 抽油杆和油管所形成的杆管冲程损失也将越来越大。当下泵深度达到2500m时, 杆管的弹性变形将达到1.28m所以深抽必须长冲程, 只有长冲程才能减小相对冲程损失, 为此针对稠油开发设计一种长冲程低冲次的抽油机是完全必要的, 因为稠油开发其动载是第一位的, 抽吸速度越大动载越大, 所以, 降速是降载的有力措施。这样可达到增加抽油泵的充满系数的良好效果, 减少空抽和少抽的概率的发生, 实现提高充满系数加大排量的良好运行状态。速度降下来, 冲程提起来是稠油开发理想的参数选择。为保证增加冲程而不增加游梁的前臂长度和增大游梁的摆角, 设置使驴头转动结合增加连杆长度设计结构是最佳的增程方式。
1.3 受力件安全性及操作实用性
由于在稠油开采中动载荷加大, 并且难免产生冲击载荷 (抽油杆滞后) , 所以相关零件的安全系数必须加大, 其中游梁断裂的实例可看出, 在结构件抗弯截面上避免出现线形垂直焊口, 出现上述焊口, 等于焊接时的高温将构件拦腰砍了一刀, 加上突变的截面又形成新的应力集中, 是造成断裂的主要原因。同时增加专利快换皮带装置和专用皮带轮及快换工具技术, 提高抽油机的实际作业的方便快捷性。
长冲程节能抽油机的技术参数见表1。
2 现场试验及应用
长冲程节能抽油机排量如下。
若设抽油泵柱塞的冲次为n, 冲程为s那么抽油泵的每日产液量, 即抽油泵的理论流量为如下。
式中Qt为稠油泵的每日产量, m3/d。
s为抽油机的冲程, m。
n为抽油机的冲次, min-1。
A为稠油泵的柱塞面积, m2。
D为稠油泵的柱塞直径, mm。
稠油泵的实际流量 (即产量) 。
式中, Q为稠油泵的实际流量, m3/d。
ηB为稠油泵的泵效 (或流量系数) 。
ηB的变化范围很大, 我国抽油现场流量系数一般低于0.7, 当抽油设备工作不良时, 流量系数可能只有0.2~0.3, 一般认为ηB≥0.6~0.65时, 抽油泵工作是正常的。
现仅以相同泵效工况情况下, 与相同载荷的5型1.8m机相比, 理论排液量增加了33.3%, 实际泵效有较大提高, 按一般日产量单井10t/d计算, 可增加原油3.3t。经油田现场做更换前后的抽油机工况进行的综合对比测试, 可以看出, 抽油机地面系统效率由35.9%提高到41.7%, 提高了5.8个百分点, 平均节电率为13.9%。更换抽油机后该井的抽液单耗下降, 产液量平均提高了41.8%。效果十分显著。
3 结语
自2 0 0 3年开始已在油田大量推广应用运行至今效果反应良好, 其研发机理对抽油机产业的发展具有重要的引导和推动作用, 研发具有国际水平, 其技术达到国内领先地位。它符合油田产能建设的实际需要, 可在同等机型条件下, 配合大泵快抽, 可加大排液量, 提高系统效率。在同等注汽热焓条件下, 提高了排液速度, 保证了地面集输油的温度, 提高稠油热采工艺效率, 延长稠油生产周期, 可产生良好的经济社会效益, 可带动相关行业和热采工艺的发展。
长冲程节能抽油机可实现小机型长冲程大排量, 具有适应中浅层稠油热采工艺节能降耗的特点。同时也可推广到稀油井和水平稠油井上, 对油田产能建设的进一步理论研究和实践运用, 提高经济和社会效益具有重要意义和深远的影响。应用领域量大面广, 前景广阔。
参考文献
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长冲程抽油机 篇2
一、皮带失效分析
抽油机皮带的内部为钢丝与橡胶组成的复合结构, 由于皮带周期性的缠绕作用, 一定时间后, 使得皮带内部钢丝产生疲劳断裂, 同时橡胶部分可能因为老化、疲劳、擦挂等作用也会产生疲劳裂纹, 最后扩展断裂, 从而导致抽油机皮带失效。
1. 失效时机
在抽油机正常工作过程中, 皮带作上下往复运动, 其中必然伴随着皮带的加速和减速过程。具体而言, 当配重从上死点下行时, 皮带先加速到正常速度后匀速下行, 然后减速下行, 达到下死点时速度正好为零;当配重从下死点上行时, 皮带先加速向上达到正常速度后匀速上行, 然后减速上行, 达到上死点时速度正好为零。抽油机皮带在上述关键节点处的受力情况分析如下。
(1) 当配重处于匀速运动阶段时, 抽油机的皮带受到相当于静载荷的力, 此时皮带配重端和光杆端所受到的拉力分别为:
式中F1——皮带配重端所受拉力, N
F2——皮带光杆端所受拉力, N
m1——配重质量, kg
m2——光杆端负载质量, kg
g——重力加速度, m/s2
(2) 当配重加速下行时, 光杆端加速上行, 假设此阶段配重端向下的加速度绝对值与光杆端向上的加速度绝对值相等, 则此时皮带配重端和光杆端所受到的拉力分别为:
式中a——配重端向下的加速度绝对值, m/s2
(3) 当配重端加速上行时, 光杆端加速下行, 同样假设此阶段配重端向上的加速度绝对值与光杆端向下的加速度绝对值相等, 则此时皮带配重端和光杆端所受到的拉力分别为:
式中a′——配重端向上的加速度绝对值, m/s2
从以上各式可看出, 当配重处于匀速运动阶段时, 抽油机光杆端皮带和配重端皮带的失效可能性最小;当配重加速下行时, 光杆端皮带受力增大, 配重端皮带受力减小, 此时抽油机光杆端皮带较配重端皮带失效可能性较大;当配重端加速上行时, 光杆端皮带受力减小, 配重端皮带受力增大, 此时配重端皮带较光杆端皮带失效可能性较大。
2. 失效形式
由于抽油机皮带为钢丝与橡胶的复合结构, 这样皮带在制造加工过程中或多或少会有部分缺陷。如内部钢丝初始长度的微小差异, 内部钢丝初始状态内部应力的差异, 制造过程中钢丝排列的不均匀性, 钢丝或橡胶材料本身不均匀性等。因此除抽油机所受载荷突然远远超过其承载能力的情况外, 抽油机整个皮带断裂, 出现断截面钢丝同时断裂的可能性很小, 绝大多数情况下抽油机皮带的失效是一个积累损伤的过程。
正是由于皮带本身的制造缺陷及受力的周期性, 皮带断带之前必然出现内部钢丝局部疲劳断裂, 而不是同时出现。由于某股钢丝出现断丝, 使得其他几股钢丝及橡胶带受力增大, 其外在表现为抽油机皮带变形伸长;再经过一定时间其他几股钢丝陆续断裂, 使橡胶本体难以承受较大负载, 外在表现为抽油机皮带整体断裂失效。除此之外, 当抽油机皮带出现局部钢丝断裂失效时, 皮带在抽油机导向轮或主动轮上的缠绕也可能出现侧偏, 导致抽油机皮带与导向轮的侧板发生较大摩擦, 进一步加剧抽油机皮带的失效。
二、失效预防措施
为避免抽油机皮带失效引发相关事故, 有必要在抽油机出现皮带失效之前采取相应的措施, 及时更换抽油机皮带, 防止安全事故的发生, 确保抽油机正常、安全作业。
1. 导向轮侧面安装触碰开关
当抽油机皮带内部单侧首先出现钢丝断裂时, 皮带橡胶部分伸长量增大, 皮带单侧弯曲导致其在导向轮上的缠绕出现侧偏 (图1) , 加剧与导向轮的摩擦。当抽油机皮带内部单侧钢丝断裂导致皮带伸长量达到一定阶段时, 与安装在导向轮侧面的触碰开关接触进而触发报警系统, 实现抽油机整体停机进行检修。
2. 负载端下死点安装触碰开关
当抽油机皮带内部钢丝首先从中部位置断裂失效, 同样皮带橡胶部分伸长量增大进而导致皮带的总伸长量会明显增加 (图2) , 当内部钢丝断裂失效到一定程度时, 抽油机整个皮带断裂失效。因此当抽油机皮带内部钢丝首先从中部位置断裂失效时, 可以在负载端下死点安装触碰开关, 当皮带伸长量达到一定阶段时, 触发触碰开关进而触发报警系统使机组及时停机, 避免发生安全事故。
公式 (7) 和 (8) 可计算出抽油机皮带在受到负载作用下的伸长量和抽油机皮带能够承受内部钢丝断裂失效的根数。
式中δi——抽油机皮带受到负载作用下的伸长量, m
i——抽油机皮带内部钢丝断裂失效的根数
m——负载质量, kg
l——抽油机皮带的原始长度, m
n——抽油机皮带内部钢丝总数
E——抽油机皮带内钢丝绳弹性模量, Pa
A——抽油机皮带内钢丝的截面积, m2
[σ]——抽油机皮带钢丝的极限拉应力, Pa
谈四冲程汽油机工作原理及控制 篇3
先进科学技术指导下, 汽油发动机应用范围更加广泛, 为了避免发动机运行时出现故障问题, 应掌握汽油机动作的基本原理, 采取有效的调控管理措施。分析了四冲程汽油机工作原理, 并提出切实可行的控制方案。
1 旧汽油机的缺点
目前, 发送机主要作为整套设备的动力核心, 如图1, 通过发送机运转产生动能, 加快了其它配件的持续运行。以汽车发送机为例, 一些配置较低的汽车, 其燃烧汽油之后无法提供正常的动能, 约束了发动机运转性能的发挥。安装旧发动机使汽车存在油耗增加、动力不足、性能失调等问题, 这也是引发交通意外事故的一大因素。汽油发动机是市场上销售较广的动力产品, 解决旧发动机存在的功能缺陷, 有助于发动机性能的高效使用。
2 四冲程汽油机的工作原理
工业科技发展以来, 各种规格的发动机设备开始大量生产, 特别在机械制造及汽车制造行业中的应用最多。鉴于旧式汽油发动机结构的缺陷, 制造商研发除了四冲程汽油机, 详细地限定了汽油机各个环节的作业流程, 综合提升了汽油机的工作性能。四冲程汽油机的工作原理如下:
2.1 进气冲程。
进气是四冲程汽油机的首要环节, 由活塞运动完成这一操作。活塞从上止点向下正点移动, 空气由空气滤清器经过进气管道上的化油器将汽油吸出并雾化成细小的油粒与空气混合, 而后进入气缸。
2.2 压缩冲程。
在进气冲程终了以后, 进、排气阀关闭, 活塞从下止点向上止点移动, 可燃混合气被压缩, 使那些未汽化好的汽袖进一步蒸发。压缩冲程有效处理了活塞气体的不足, 使汽油机能够更好地汽化。
2.3 膨胀冲程。
由于汽油燃烧产生的一种膨胀现象, 可燃混合气由火花塞点火后, 立即放出大量的热。高压气体膨胀, 推动活塞从上止点向下止点移动, 如图2, 加快了汽油发动机运转的速率, 符合了大功率发动运转的要求。
2.4 排气冲程。
汽油机的排气冲程与柴油机的排气冲程基本相同。在排气冲程中, 气体温度和压力进一步降低。排气是为了让发动机及时地换气, 使发动机内部的机械传动构件持续运转, 防止外界因素造成的异常干扰。
3 新型汽油机的控制方法
早期受到技术条件的限制, 汽油发动机制造商出厂的产品质量较低, 严重影响了发动机的功能作用。新时期科学技术改革后, 四冲程汽油机逐渐取代了旧式发动机, 其产生的动力能量更好, 且操作起来十分便捷。为了让这种新设备持续运行, 企业应采取科学的控制方案, 减小发动机故障的发生率。
3.1 控制活塞。
活塞是发动机做功的核心部分, 活塞运动应处于相对平稳的水平, 否则会造成一系列的异常故障。使用汽油发动机, 必须将活塞运动时的温度、压力等指标控制在有效范围内, 否则活塞会出现漏气、过度膨胀等问题。
3.2 故障检修。
定期对汽油发动机进行故障检修, 提前发现潜在的故障风险, 做好发动机设备的保养与维护。如:选用的汽油燃料需进行抽样检查, 或换用新的润滑油;添加新的汽油燃料, 提高汽油燃烧的效率;必要时拆开发送机进行清洗。
3.3 结构改良。
四冲程汽油机基本满足了当前动能供应的需要, 未来汽车及其他制造行业对发动机性能的要求更高, 必须要做好汽油机的改良, 扩大发动机的可控制性。
4 结论
总之, 汽油机是用燃烧汽油为主要方式的发动机, 汽油机工作过程常受到外界因素的干扰, 导致发动机提供的动能量不足, 从而影响到了整个设备的运行效率。掌握四冲程汽油机工作原理及控制方法是至关重要的
参考文献
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长冲程抽油机 篇4
关键词：抽油机,运动,悬点,冲程,计算
一、研究背景
抽油机是有杆泵采油的主要地面设备。对抽油机悬点运动规律的分析, 是进行工况分析和抽油机设计的重要基础, 是正确使用抽油装置的客观要求。悬点冲程, 也是后续抽油杆载荷计算、抽油泵效率计算、抽油杆柱设计、抽油机平衡分析中不可或缺的基本参数。准确计算抽油机悬点冲程, 对于油田高效开发和生产, 具有重要而深远的意义。
《采油工程原理与设计》是石油工程领域使用多年的教材, 其中在对抽油机悬点运动规律进行分析时, 将抽油机简化成以曲柄、连杆、游梁和后臂为三个活动杆所构成的四连杆机构, 并分别建立了相应的简谐运动模型和曲柄滑块机构运动模型。而在后一模型中, 分析悬点冲程时, 教材建立了悬点位移表达式, 并直接给出了冲程计算公式【1】:
“于是, A点位移公式可简化为:
......
悬点冲程 (最大位移) :
其中r为曲柄半径, l为连杆长度, a为游梁前臂长度, b为游梁后臂长度, 均为常数。φ为曲柄转角, 随着抽油机运动而变化。λ为曲柄半径r与连杆长度l的比值, 即λ=lr, 对于传统游梁式抽油机, 一般.随着油气田开发状况的日益复杂以及异型游梁式抽油机的逐渐普及, 对心曲柄滑块机构以及偏置曲柄滑块机构逐渐走进抽油机设计【2】, λ的变化范围也随之扩大。
在机械设计实践, 特别是异型游梁式抽油机的设计实践中, 运用教材中给出的 (2) 式进行冲程计算, 往往误差较大。为此, 笔者在 (1) 式的基础上, 运用高等数学的方法, 对悬点冲程公式进行了重新推导和分类讨论。而后根据大学物理实验原理, 构造误差函数, 分析了运用旧公式计算的相对误差。最后使之与游梁式抽油机设计标准比较, 分析进一步探讨之必要性。
二、推导过程
根据高等数学中函数最值的求法【3】, 对 (1) 式求导得:
令S'A=0, 在一个周期0≤φ<2π内, 共解得零点三个, 如下:
分别对三个零点, 讨论函数值如下:
对于传统游梁式抽油机, 由于其, 故cosφ*<-4, 显然应当舍去。故悬点冲程 (最大位移) 为:, 与教材一致。
而对于新型游梁式抽油机, 特别是采用异形设计的款式, 可能存在λ>1的情形, 故需要对这种情形进行进一步讨论。显然SA2、SA3的大小关系比较如下:
而在模型情境下λ>1, 故总有:SA3>SA2.故悬点冲程 (最大位移) S为:
三、误差分析
为了比较旧公式计算悬点冲程的误差大小, 运用大学物理实验的误差分析原理【4】, 构造相对误差函数δ如下:
由此可见, δ是参数λ的函数, 即δ=f (λ) .而由模型情境可知λ>1, 选取最常见的落值区间 (1, 2], 在Matlab中绘制相对误差函数图象如下:
由上图可知, 当λ趋近于1时, 旧公式计算相对误差接近0, 而λ趋近于2时, 旧公式相对误差最大可达11.1%。而游梁式抽油机设计标准中装配的规定可知, 允许的最大设计误差为5%【5】.令相对误差函数δ-5%, 解得λ=1.576, 若落值满足等概率分布, 则原公式的置信度仅为, 故可见进一步探讨之必要性。
结论
悬点冲程是进行抽油机综合设计中不可或缺的基本参数。教材《采油工程原理与设计》已行之有年, 但其中给出的冲程公式, 在新形势下计算的误差较大, 需要进一步讨论。笔者基于高等数学方法, 经由求导、求解三角方程、运用均值不等式比较大小等过程, 成功进一步探讨了悬点冲程的表达式, 并运用大学物理实验原理, 构造误差函数, 分析了旧公式计算的相对误差。经计算发现, 对于新型抽油机, 按照行业标准中游梁式抽油机冲程设计规定的最大误差, 旧公式置信度较低, 利用新公式可得到更为精确的计算结果。
参考文献
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长冲程抽油机 篇5
无论是化油器式的二冲程汽油机还是使用电喷系统的二冲程汽油机, 扫气过程的评价一直是CFD模拟的重要角色, 就如我们一直总是希望减少泵气损失, 尽可能提高实际捕获效率一样 (缸内捕获的空气的量) 。而对扫气过程的模拟, 随着计算机的不断发展, 从20世纪90年代开始一直不断地更新优化, 而如今, CFD模拟计算对于二冲程汽油机的研发人员来说, 已经可以非常精准的预测二冲程的扫气及性能指标。传统的二冲程CFD模拟计算都主要集中在如果建立二冲程缸内的流动模型, 而本文重点围绕如何精准的对所需了解的二冲程进行建模计算, 同时定性的可视化分析燃油短路损失的整个过程, 为设计师的研发工作提供可靠的数据。
本文利用流体计算力学软件Fluent对二冲程缸内的扫气过程进行数值模拟, 整个模拟流程如图1所示, 其主要内容包括, 二冲程汽油机气缸几何模型的建立;数学模型的建立;计算网格的划分;边界条件和初始条件的确定;方程的离散和求解;可视化处理与分析, 通过改变气口的布局及几何参数来分析其对扫气过程带来的影响。
1 模型
模拟计算是对物理系统在不失其物理本质特性的前提下所做的一种合理简化与高度概括, 计算机模拟是在计算机上通过系统模型去模拟一个存在或正在设计中的真实系统, 以可视化或分析真实系统的本质特征。所以精准计算的第一步是模型处理。
1.1 物理模型
CFD模拟流程中, 准确进行数值模拟的一个重要前提是对所有几何模型的准确描述, 本文主要是对1E45.2FF二冲程的扫气过程进行研究, , 因此, 在保证对模拟结果不会产生很大影响的前提下, 同时为了避免在网格划分时产生网格尺度的巨大差异, 在FLUENT前处理软件中对几何尺寸很小或对空气流动影响不强烈的部件进行适当的简化和省略, 对于二冲程扫气过程来说这一过程相当重要。过多的简化会给计算结果带来偏差, 尤其是几个气口的几何形状, 本身对扫气的结果影响很大, 所以对待它们要非常谨慎。图2为本次模拟计算处理后的物理几何模型。表1为此次模拟的二冲程发动机的参数, 包括缸径, 冲程, 扫气、排气定时等。
图2简化后的几何模型
1.2 计算模型
数学模型:二冲程里的扫气流动是一个三维, 非稳态的, 可压缩的并且非等温的湍流流动, 湍流模型里, 目前有很多湍流运动模型, 大致分为这几类, 即湍流运输系数模型, 直接建立湍流应力和其它二阶关联量的输运方程, 大涡模拟。在选择湍流模型时要结合实际情况, 综合考虑各种物理现象以及计算量、计算时间和计算精度的要求。单方程模型计算量少, 主要应用于航空流体机械的仿真计算, 双方程湍流模型的计算时间和计算量均能被接受, 适合一般和比较复杂的流的模拟, 标准的k-ε, 能模拟复杂的流域的流动问题, 模型稳定, 计算精度高, 目前应用最为广泛。本文的计算中也选用这一模型, 图3为fluent模型选择的界面。
基本控制方程:在进行二冲程流体计算时, 基本守恒定律都必须满足, 由它们分别导出质量守恒方程, 动量守恒方程, 能量守恒方程, 得到纳维尔-斯托克斯偏微分方程组, 这个方程组是流体流动所必须遵守的普遍规律, 加上前面所述的数学模型, 构成封闭的方程组来用数学描述特定流场、流体的运动规律。
2 边界条件
该模拟计算除了需要精准的模型外, 计算的边界条件和初始条件也是至关重要的, 它们直接影响了整个扫气流动的过程。获得边界条件的方法有两种, 一种是通过一维软件模拟, 一种是通过实际测量。为了更能够精准的获得扫气过程, 本文中所用到的边界条件全部是实测得到的, 这也是为什么上图所出示的发动机模型中不包括曲轴箱, 因为扫气压力已经通过边界给出。本次计算需要的边界条件包括计算初始时刻时的:缸内压力、温度;扫气口压力、温度;排气口压力温度。而边界条件的测量由于二冲程本身紧凑又小的机型显得有些困难, 传感器布置点的选择对测量准确性影响非常大。为了更加准确, 一般测点的位置尽量要做到与计算的发动机模型的边界点一致。图4和图5分别为边界条件现场测试图。
3 计算网格的划分
对于不规则区域进行离散模拟以生成网格, 它是数值求解流体动力学问题的重要内容之一, 网格的类型和质量直接影响问题求解的精度, 甚至影响数值计算的收敛性。这项工作在CFD前处理软件中GAMBIT里进行, GAMBIT网格划分能力还是比较强的, 也很智能, 这里划分后基本为高质量的四面体, 六面体和混合型网格。
发动机在工作过程中, 活塞是做往复运动的, 这篇文章的中心就是运用FLUENT研究发动机工作过程的气体流动, 所以初始网格生成后, 还要考虑在不同曲轴转角时, 对应不同的活塞位置需要重整计算区域网格问题, 使网格能够动态的适应计算区域的变化, 所以网格中, 缸体部分设置成动网格。
网格划分后, 调整局部节点位置, 保证二维网格最小角度不小于15°CA, 检查等角斜率和尺寸斜率, 一般要求在0.85以下, 不然在计算中难收敛。
4 计算结果及分析
本文中CFD计算的始点和终点以排气口为准, 目的是计算出在扫气过程开始到结束后逃逸的新鲜充量以及扫气结束后滞留在缸内的新鲜充量。
计算是从109°CA转角开始, 此时, 排气口即将打开, 缸内的温度和压力碰撞过程即将结束时的状态。计算时间步长为0.5°CA, 转速8500rpm。模拟不包括燃烧过程, 为明确新鲜充量逃逸量, 故假设燃烧室内均为燃烧废气CO2, 而新鲜充量皆为O2, 并对组分运输过程进行模拟。
4.1 扫气、排气道-缸内系统的流场分析
二冲程汽油机的扫气过程分为三个阶段, 即自由排气阶段 (扫排差部分, 这部分时间需要缸内压力降到一定的水平, 为下一阶段的扫气准备) , 接下来扫气口打开后继续开始扫气排气阶段, 在这个过程中新鲜气进入缸内扫除废气, 同时也会有一部分损失到排气里, 这个扫气过程在扫气口关闭后, 排气口会存在一段延迟定时再关闭, 所以这段时间逃逸的新鲜混合气占的比例比较多。我们称之为过后排气或者额外排气阶段。此计算模拟的分析目的就是分析上述三个阶段是否合理, 以及提供优化工作的方向。
(1) 自由排气阶段。自由排气阶段对于二冲程扫气来说相当重要, 这阶段的设计主要取决于排气口、扫气口的相位, 以及气口面积随曲轴转角的变化关系。此阶段的目的是卸掉缸内一定的压力, 并且排除部分废气, 为下一阶段的扫气做准备。图8和图9很清楚的看出排气道中压力有一定程度的升高。
(2) 扫气阶段。扫气阶段, 从扫气口打开后, 曲轴箱里的新鲜混合气, 缸内的废气, 排气道内的废气成为开口状态, 所以从此刻开始, 如果设计师设计有缺陷, 就会有大量的新鲜混合气逃出排气道。图10和11分别是扫气口打开后经过一段时间, 即曲轴转角在119度时模型中各个位置氧气浓度的分布及压力分布, 不难看出在扫气口打开的一段时间内, 扫气道中的新鲜气并没有进入到缸内, 而是废气在缸内和扫气道的压差作用下, 先是回流到扫气道内, 从扫气道内压力升高来看也是回流的作用。从图12, 图13中可以看出, 至此代表新鲜混合气的氧气才开始进去缸内, 即从扫气口打开约30°的曲轴转角期间, 废气一边被扫出排气道, 一边回流到扫气道内。图14和图15分别为曲轴转角179°时的氧气浓度分布和压力分布。
新鲜混合气扫气进入缸体后, 承担着扫气作用, 同时还不可避免的直接流出排气道, 这就是我们可视化模拟的主要目的, 准确的了解任何时候有多少新鲜气流出排气道, 从图16a, 16b可以看出, 在曲轴转角199°时, 已经有新鲜充量逃逸。一直到214°曲轴转角时, 逃逸已经比较明显, 从图17的速度矢量图和图18的氧气分布图可以看出。扫气和逃逸一直持续到扫气口关闭, 扫气过程已经结束, 而此时排气口还未关闭, 逃逸还会继续。
(3) 额外排气阶段。
扫气口关闭后, 迎来对二冲程排放最不利的阶段, 逃逸, 因为排气口还在打开的状态, 所以只要缸内的压力大于排气道内的压力, 缸内的新鲜混合器就会逃逸到大气中。这也是模拟可视化的一个重点。而这部分的逃逸的多少直接影响排放的水平。图19为排气口关闭后缸内的氧气分布图。
4.2 计算结果分析
以上图示可以直观地看出整个扫气过程的流场, 气体从扫气道到缸内, 然后到排气的整个过程, 通过可视化的模拟计算, 可以对比不同的扫气参数给发动机性能带来的变化及影响, 而最终确定发动机的扫气设计方案。图20是计算得到的气缸内各出入口瞬态的气体质量流率, 在这张图上, 可以清楚地看到, 活塞在各个位置时, 扫气道入口, 排气出口的新鲜气 (氧气代表) 和废气的质量流率, 这对于设计工程师来说相当重要, 为了便于在不同方案中或者不同机型中进行比较, 引入以下两个参数:逃逸率, 实际充量的纯度。
逃逸率:从排气口逃走的新鲜混合气气体质量与每循环进入气缸的全部扫气气体质量之比。
Φ=Gg/Gs=15.38%
其中:Gg:每个工作循环内从排气口逃走的新鲜混合气气体质量;
Gs:每个循环进入气缸参与扫气的新鲜混合气气体质量;
实际充量的纯度:燃烧前缸内捕获的新鲜气与气缸内总充量的比值。
通过计算得到缸内的新鲜充量。
从以上两个参数, 可以定性分析方案的改进或者设计效果。
5 验证
为了检验数值模拟计算结果是否正确, 是否能够真实反馈发动机的问题, 指导二冲程汽油机的改进设计, 特意进行了改进设计机型的模拟计算, 以及这两款机型的试验验证。由于篇幅有限, 这里仅给出计算结果和部分试验结果以说明问题。
表2给出了改进设计机型的参数, 同样对其进行上述的短路损失的模拟计算, 得到图21改进机型缸内各处气体流量曲线。通过计算得到逃逸率和充量纯度:
缸内的新鲜充量:П=61%
逃逸率:Φ=Gg/Gs=10.4%
通过比较计算结果得出:改进机型的逃逸率要比原机小, 而若假定发动机能够完全燃烧, 那么两者发出的功率相当, 改进机型可能会稍小一点。
为了进一步验证模拟计算是否具有真实的指导意义, 特对此两款机器进行台架试验。
发动机性能试验装置如图23所示, 实验采用科达测功机ACD-3进行功率, 转速, 油耗等性能参数的测量和控制, 发动机安装在相应的台架上, 尾气分析仪采用AVL-AMA1800分析仪。
实验得到的结果如表3所示, 通过结果比较可以得出, 原机与改进机计算的逃逸率分别为15.38和10.4, 改进了32%;而实测的排放值分别为101和80, 改进了21%。原机与改进机计算的新鲜充量纯度分别为64和61, 下降了0.05;而实测的功率值分别为1.71和1.6, 下降了0.064.从这些结果可以看到, 短路损失的可视化模拟计算可以比较准确地预测发动机的功率和排放水平。
6 结论
采用三维模拟CFD方法对二冲程汽油机的扫气过程进行可视化模拟, 可以得到缸内真实的流动状态, 弥补了试验中不可见的猜测状态, 为设计者提供很好的可视化过程。在边界条件真实可靠的前提下, CFD可视化模拟可以代替试验快速地得到设计方案或者改进的优化方案的逃逸率和捕获效率, 供设计工程师参考, 节省了开发时间和开发费用。
摘要：传统二冲程的发动机以其高比功率而闻名, 但是它却被由高的HC的排放所困扰, 而造成排放过高的原因归结于扫气过程的燃油短路损失。在二冲程开发设计中, 对于设计师来说, 了解何时并有多少新鲜气损失是非常重要的。本文采用CFD软件FLUENT对二冲程汽油机扫气道, 排气道以及缸内的气体运动流畅进行三维瞬态的模拟, 通过了解气体流入, 流出以及缸内的非稳态流动过程, 精准的得到逃逸的短路损失以及逃逸曲线, 为设计师的设计提供重要的数据。
关键词：二冲程,发动机,短路损失,模拟
参考文献
[1]Takamasa Ohtsuji, Buhei Kobayashi.Investigation of low emission two stroke cycle engine chainsaw[C].SAE 2002-32-1841.
[2]Gordon P.Blair.Design and Simulation of Two-Stroke Engines[M].SAE International, 1996.
长冲程抽油机 篇6
对置活塞二冲程发动机具有功率密度高、传热损失小、活塞平均运动速度低、平衡性好等优点。在能源危机和环境危机的背景下,对置活塞二冲程柴油机被广泛关注[1],德国FEV公司及美国阿凯提斯公司都对其开展了深入的研究[2,3]。
对置活塞二冲程柴油机扫气性能直接影响发动机的工作过程[4]。对置活塞二冲程发动机的配气正时[5]由进、排气口的高度及活塞运动规律来决定:排气口高度决定缸内实际膨胀行程的长度及膨胀比; 扫气口高度决定缸内 实际压缩 行程的长 度及压缩 比。因此,对置活塞二冲程柴油机气口高度直接影响发动机缸内的循环效率。目前,针对对置活塞二冲程柴油机扫气系统的优化研究仍处于起步阶段, 文献[2]采用1-3D耦合的方法优化研究了对置活塞对置气缸(OPOC)发动机的换气过程,文献[5]采用AVL-Fire研究了OPOC发动机的 冷态扫气 过程。 而针对扫气过程对缸内过程的影响研究较少。
本文在前人研究的基础上,充分考虑发动机换气过程与缸内工作过程的关系,分析了对置活塞二冲程柴油机换气系 统参数对 发动机工 作过程的 影响,研究对置活塞二冲程柴油机换气系统的优化方法。分别建立了以平均指示压力(IMEP)和扫气效率为优化指标的优化函数,通过仿真研究得到不同优化函数 的最优解,对比分析 不同优化 方法的优缺点。
1扫气系统参数的定义
对置活塞二冲程 柴油机气 口结构可 由气口高 度、宽度比、扫气口径向倾角描述。其中,高度定义为气口内沿与外沿的距离;气口宽度比定义为气口沿圆周周向总长度与气缸内侧圆周长度之比;扫气口径向倾角 定义为气 口中心线 与气缸半 径的夹角[6,7]。对置活塞二冲程柴油机扫气系统参数示意如图1所示。原机相关参数如表1所示。
2优化函数的建立及计算设置
扫气效率定义为换气结束后留在缸内的新鲜充量的质量与扫气状态下(p,T)气缸工作容积的充量之比[6]。发动机IMEP如式(1)所示。
式中,pi为发动机IMEP;Wi为循环净功;Vs为发动机排量。
2.1优化目标的建立
以扫气效率作为优化目标的优化函数可表示为式(2)形式。
以IMEP作为优化目标的优化函数如式(3)所示。
式中,ηSc为发动机扫气效率;βi、βe分别为进气口和排气口的宽度比;hi、he分别为进气口、排气口的高度;α为扫气口径向倾角。
2.2约束条件确定与满足
考虑到不同算例模型之间的可比性,首先确定空燃比a作为一个约束条件;增加气口高度有助于提高扫气效率,但是气口高度的增加会降低发动机有效压缩比和膨胀 比从而降 低发动机 指示热效 率bi,因此确定发动机指示燃油消耗率作为另一个约束条件。
参照文献[6]中给出了二冲程柴油机a和bi的约束条件:a=29,bi≤210g/(kW·h)。
计算过程中首先通过计算实际进气量来反复核算循环喷油量,保证每个算例模型中空燃比为29不变。通过计算得到的bi用来判断模型是否满足优化函数的约束条件,如果满足则参与比较。bi采用式 (4)计算。
式中,Hu为燃料低热值;ηit为指示热效率。
式中,Qi为得到指示功Wi所消耗的热量。
2.3仿真模型的建立及计算设置
湍流模型选用k-ζ-f模型;液滴破碎 模型采用WAVE模型;液滴碰壁模型采用Walljet模型;燃油蒸发模型为Dukowicz模型;燃烧模型采用EBU模型[8]。建立基于AVL-FIRE的仿真模型如 图2所示。针对扫气口与排气口的网格进行了加密处理, 计算过程中最大网格数为96 526。
计算从上一循环排气口开启开始到下一循环排气口开启为止,计算转速为2500r/min,计算初始条件如表2所示。
图3为扫气效率的仿真模型计算与试验结果对比。其中,试验采用抽样气体分析法来测量对置活塞二冲程柴油机的扫气效率[4]。总体来看,仿真结果与试验数据趋势一致,误差较小,可认为该仿真模型可以准确模拟对置活塞二冲程柴油机换气过程。
原机模型缸内压力的仿真值与试验值对比如图4所示。经过标定后的模型缸内压力与试验数据在压缩和膨胀阶段基本吻合,在燃烧过程中由于传热过程计算误差的存在导致出现一定误差,但最大误差小于5%, 仿真模型可以用来进行下一步的仿真计算。
2.4正交优化计算方法
对置活塞二冲程柴油机扫气系统优化是一个多参数优化的过程,本文采用正交优化方法[9]。计算设计方案中有五个5水平因素,因此自由度可表示为:5×4= 20,选用的正交表自由度应大于20,所以选用L25(56)。
3结果及分析
3.1扫气参数对扫气效率的影响
图5为进气口高度和宽度比的变化对扫气效率的影响。扫气效率随着扫气口的高度增大而增大, 这一定程度上是由于扫气口高度的增加使扫气时间增长,从扫气口流入的新鲜充量增加;扫气效率也随着扫气口宽度比的增加而增加,这是由相同曲轴转角下扫气口流通面积增加引起的。进气口宽度比对扫气效率的影响随着扫气口高度的增加而降低。
图6为排气口高度和宽度比变化对扫气效率的影响。排气口高度及宽度比是影响扫气过程中气流是否 “短路”的重要因素,对于二冲程直流扫气发动机而言,气流短路意味着发动机气缸对新鲜充量的储存能力下降, 流出排气口的新鲜充量增加。因此,扫气效率随排气口的高度增大而降低,也随排气口宽度比的增加而降低。
图7为扫气倾角对扫气效率的影响。扫气倾角对换气过程的促进作用表现在扫气倾角形成的进气涡流能促进新鲜充量与废气的“分层”,避免二者之间相互掺混降低扫气效率;而抑制作用表现在扫气倾角越大,扫气道阻力越大,流量系数越小。因此, 扫气效率随着扫气倾角增加先增加后降低,当扫气倾角为20°时扫气效率出现极大值。
3.2扫气参数对IMEP的影响
图8为进气口高度和宽度比变化对IMEP的影响。 总体来看,随着扫气口高度的增加发动机实际压缩比不断降低,从而导致IMEP下降;同时扫气口宽度比的增加使得同一曲轴转角下扫气面积增加,进入气缸内的空气量和喷油量增加,使得IMEP升高。随着宽度比的增加,进气口高度对IMEP的影响逐渐降低,当进气宽度比为0.9时,进气口高度变化对IMEP影响很小。
图9为排气口高度和宽度比变化对IMEP的影响。 总体来说,由于扫气口高度增加导致发动机实际膨胀比降低,在扫气口高度一定的情况下,IMEP随着排气口高度增加而降低;宽度比增加导致气缸对新鲜充量的储存能力降低,同时宽度比增加加速了自由排气过程中缸内的压降,导致气体推动活塞的力减小,使得IMEP随着宽度比的增加而降低。
(hi=20mm,βi=0.7)
图10为扫气倾角对IMEP的影响。扫气倾角对缸内工作过程的促进表现在扫气倾角形成的一定强度的涡流在能促进内容积止点附近缸内燃油混合过程;抑制作用表现在扫气倾角产生的较大强度涡流在压缩过程中出现明显耗散能量损失,同时也会造成内容积止点附近油束“吹偏”明显,不利于气缸中心空气的利用,导致混合不均匀和燃烧效率低。因此,随着扫气倾角增加, IMEP先增加后降低。
3.3气口高度的交互作用分析
对置活塞二冲程柴油机排气口开启到进气口开启为自由排气过程。自由排气持续角的大小对扫气过程影响很大:自由排气持续角过小会导致进气口打开时缸内压力还未降低到扫气压力以下,出现进气 “倒灌”从而降低有效扫气时间;自由排气持续角过大会导致排气过程中气缸出现“真空”,从而导致排气 “倒灌”,降低自由排气过程中的平均流量。排气提前角由进、排气高度同时决定。由图11可知,不同进气口高度下,扫气效率出现最大值的点对应的排气口也不同,并随着排气口高度的增大而有所降低。
图12为进、排气口高度对IMEP的影响。由图12可见,进、排气口高度对IMEP的影响存在着明显的交互作用。IMEP受发动机扫气效率影响的同时也受到缸内循环指示热效率的影响,因此在变量计算区域内由于不同影响因素对IMEP起主导作用使得计算结果中出现了多个极大值点。
表4为正交优化的计算结果列表。由表4可见,正交计算过程中各算例都满优化函数中的约束条件。表5为极差分 析结果。利用极差 分析法可 知,排气口高度是影响扫气效率和IMEP的主要因素。 当扫气口宽度比为0.8,排气口宽度比为0.65,扫气口高度为24mm,排气口高度为27mm,扫气口倾角为20°时发动机扫气效率达到最优值。同时,当扫气口宽度比为0.85,排气口宽 度比为0.6,扫气口高 度为22mm,排气口高度为29mm,扫气口倾角为10°时发动机IMEP达到最优值。
发动机扫气效率与指示热效率的提高都能改善发动机性能。综合上文所列计算结果可知,对置活塞二冲程柴油机中,扫气效率的提高往往需要较大的进气口高度,同时为了保证一定的排气提前角,排气口高度也要相应提高,这使发动机实际压缩比和膨胀比降低导致缸内指示热效率降低。因此,对于扫气系统的优化过程不再是对换气过程的优化,而是对发动机工作过程优化的一部分,单纯以扫气效率作为优化目标过于片面。指示热效率和扫气率的增加对IMEP起促进作用,以IMEP作为优化指标可有效地兼顾扫气系统参数对扫气效率与发动机指示热效率的影响。
4结论
(1)排气口高度是影响扫气效率和平均指示压力大小的主要因素。提高进气口流通能力有助于提高发动机扫气效率及IMEP;而适当地降低排气口流通能力有助于发动机对气体的“封存”能力,同时提高气体的做功能力。
(2)采用平均指 示压力作 为评价指 标可有效 地综合考虑扫气效 率与发动 机指示热 效率,可以作为对 置活塞二 冲程发动 机换气系 统优化的 目标。
(3)当扫气口宽度比为0.85,排气口宽度比为0.6,扫气口高度为22mm,排气口高度为29mm,扫气口倾角为10°时发动机IMEP达到最优值。
摘要：分析了对置二冲程柴油机扫气系统参数对发动机工作过程特征参数的影响规律,分别提出了以扫气效率为优化目标和以平均指示压力(IMEP)为优化目标的优化函数。结合正交优化方法,优化计算并对比分析不同优化函数的优缺点。研究结果表明:IMEP可有效地兼顾扫气系统参数对扫气效率与发动机指示热效率的影响,更适合作为对置二冲程柴油机扫气系统优化目标。优化结果显示:扫气口宽度比为0.85,排气口宽度比为0.6,扫气口高度为22mm,排气口高度为29mm,扫气口倾角为10°时发动机IMEP达到最优值。