发动机进气系统（共8篇）
发动机进气系统 篇1
1. 涡轮增压器
所谓增压就是将空气在供入汽缸之前预先压缩,以提高空气密度,增加进气量。由于进气量的增加,可相应增加循环供油量,从而增加发动机的升功率。同时,增压不仅可以改善燃油经济性,而且还是控制排放的有效技术措施。
根据增压方式的不同,增压发动机分为机械增压、废气涡轮增压和气波增压。由于废气涡轮增压能有效地利用废气的能量进行增压,目前车用发动机广泛采用此种增压形式,即以发动机废气驱动涡轮,进而为汽缸充入压缩过的高密度空气,以提高燃烧效率。
2. 中冷涡轮增压器
即在增压器后加上中冷器,用以迅速冷却被涡轮增压器压缩而升温的空气,从而进一步提高发动机燃烧效率和燃油经济性,同时降低CO2排放。
3. 可变几何涡轮增压器
涡轮组件的大小很重要,涡轮越小,质量越小,对逐渐增大的压力反应越快,可以很快达到最佳的旋转速度。但使用较小涡轮也有缺点,即在较高发动机转速下产生的回压会明显削弱增压效能;此外,由于排气通道的横截面积较小,会产生一定的阻力。这些都会使小型涡轮增压器的效率降低。而能够在较高转速时产生较低回压的大型涡轮组件,由于横截面较大以及涡轮较重而相对惯性较大,需要较长的时间才能旋转“增压”,一般只在中、高转速产生效用,这种现象被称为“涡轮迟滞”,表示发动机在低速时并不会有涡轮增压效能。
为解决上述问题,一些新型发动机上装配了双水冷式涡轮增压器。其具备可变涡轮几何叶片技术(VTG),借助这项技术,发动机排出的气体通过电子调整的可旋转导流叶片导送至涡轮上。当发动机转速较低时,废气压力较低,导流叶片成小角度打开;当压力增大到废气涡轮的工作压力时,推动涡轮敏锐地转动;当发动机转速继续上升时,废气压力逐渐变大,导流叶片的角度也随之变大;当到达全负荷时,导流叶片全开,与主体的涡轮叶片形成一个更大型的叶片,将最大的废气量接收,从而达到更高的转速,实现高输出效果。所以,通过变更叶片的角度,系统可以随时改变涡轮的A/R值。VGS系统根据发动机的进气量对涡轮增压进行精确有效的控制,改善了涡轮增压器在发动机转速较低、排气量较小时的性能。
4. 废气再循环
废气再循环(EGR)系统主要用于降低废气中氮氧化物的排出量。氮和氧只有在高温、高压条件下才会发生化学反应,形成氮氧化物(NOx)。废气再循环(EGR)系统就是通过废气和进气混合,降低燃烧室的氧气集中度,从而平缓燃烧过程,降低废气中氮氧化物(NOx)的含量。
废气是一种不可燃气体,在燃烧室内不参与燃烧。该技术通过吸收燃烧产生的部分热量来降低燃烧温度和压力,以减少氮氧化物的生成量。通过EGR阀的控制,可使进入燃烧室的废气量随着发动机转速和负荷的增加而增加。当发动机在低负荷下运转时,EGR阀开启,使少量的废气进入进气歧管,与可燃混合气一起进入燃烧室。怠速时EGR阀关闭,几乎没有废气再循环至发动机。
5. 中冷废气再循环
中冷废气再循环技术是欧意德发动机搭载的一项关键技术,该技术可以分解为“中冷技术”和“废气再循环技术”2项,所谓中冷技术就是通过加装中冷器对增压后的高热空气先行冷却,待温度降低后再流进燃烧室,从而最大限度地降低过高温对充气效率及燃烧质量的不利影响。其工作原理如附图所示。
6. 单向冷却废气再循环
即通过集成一个单向阀,防止气体进入单向冷却废气再循环系统的管路。这可以保证空气只向一个方向流动,直接把它们送入燃烧室,避免了废气再循环气体的浪费。
发动机进气系统 篇2
【关键词】燃气轮机；进气；脉冲反吹；改进
1.进气过滤系统的类型及运行方式
目前燃气轮机一般采用常规三级过滤装置或脉冲空气自清洗过滤装置。GE公司的6B机组采用常规三级过滤装置，而9F和大部分9E机组则采用脉冲空气自清洗过滤装置。进气过滤装置一般采用强度高、密实的滤材，当大量粉尘在滤材表面结痂(这种痂状物俗称“滤饼”)时，使用反向脉冲气流能使“滤饼”脱落，使滤芯的气流阻力随之回落。这种带有脉冲反吹系统的过滤装置称为“自洁式过滤器”。过滤元件一般为刚性滤筒，圆筒式过滤器采用高效木桨纤维滤纸，耐破度较好，因此可以直接采用一级过滤系统。
脉冲空气自清洗过滤装置分悬吊灯笼式底部进气和立式二面迎风进气两种方式。悬吊灯笼式底部进气系统脉冲清灰效果好，但占地面积大(有时为减小占地面积，采用双层甚至多层结构)。立式二面迎风进气系统一般安装位置较高，通常加装惯性分离器，不足之处是因滤芯卧式安装，上部滤芯吹出灰尘造成下部滤芯二次污染，使脉冲效果减弱。另外，还要考虑到不同风向对燃气轮机运行性能的影响以及雨季滤芯的抗湿性等问题。
从提高机组运行经济性和安全性角度考虑，采用悬吊式进气比立式滤芯两面进气方式更科学。但由于南方空气中湿度大，脉冲空气自清洗过滤装置在实际使用中效果不太理想，如何更好地使它发挥作用，还需进一步探索。
2.进气过滤及脉冲反吹系统
9FA机组进气系统采用立式二面迎风进气装置，由唐纳森(Donaldson)公司提供，设计额定流量为31.598m3/min，最大进气温度80℃，有672对滤芯。立式过滤室上配置了过滤脉冲清洗系统，用来清洗进口过滤器滤芯。脉冲清洗系统提供压缩空气脉冲，使空气暂时反向流过滤芯，驱除积聚在滤芯进气侧的积灰，从而延长滤芯的使用寿命，有助于保持过滤器效率。脉冲清洗系统使用的纯净干燥空气来自燃气轮机压气机排气，再经过空气处理单元冷却、净化和干燥。
进气处理单元(APU)由隔离电磁阀、进气滤反吹压力调节阀、双塔干燥器、空冷器、气水分离器、凝聚过滤器、除尘过滤器等组成。来自压气机排气抽气口AD-3的压缩空气经空冷器冷却、分离、过滤、除尘、干燥和调压后，向压气机进气过滤器的脉冲清洁管路提供纯净干燥空气。其压力为590-760kPa，温度低于61℃。
吹扫时，来自空气处理单元的纯净干燥空气进入燃气轮机进气滤吹扫母管，对过滤器进行分段吹扫。现场脉冲选择开关可以选择3种运行模式：手动模式、关断模式、自动/请求模式。
当正常运行时，过滤器可以在“自动/请求模式”下按以下3种情况下进行自动清洗：(1)时钟控制清洗。由操作员安排每天的清洗时间，也可以为该时钟编程，控制器能够使过滤器执行正常的清洗循环。(2)若相对湿度超过80%，过滤器清洗系统将启动脉冲清洗，直至相对湿度下降至设定值。(3)差压大于747Pa，将触发差压开关，不管是否在回避脉冲时段，过滤器脉冲系统都将启动，直至差压降到622Pa以下方停止工作。否则，过滤器脉冲系统在机组停机更换过滤器之前，将一直保持在连续脉冲模式。
3.脉冲清洗系统的改进
9FA机组在空气滤清器内外压差达到747Pa时，机组可以自动启动反吹系统，但燃气轮机运行时反吹效果很差，经观察发现原反吹系统存在以下问题：(1)由于脉冲清洁系统的进气处理单元(APU)管道采用非金属材料，气源为压气机排气，正常情况下气源温度为350℃左右，虽然有空冷器冷却，但当长时间连续运行后，空冷器降温不够，容易造成APU模块上的管道受热变形、管道上的元件损坏。(2)当滤芯还较新(差压小于747Pa)，机组要反吹，需选择手动模式。但反吹时上部滤芯吹出的灰尘会使下部滤芯二次污染，使脉冲效果减弱。而在机组停止运行后，压气机没有出力，反吹系统不能工作。(3)当滤芯较脏(差压大于747Pa)，机组在“自动/请求模式”下会启动反吹，但由于滤芯上的积灰已经结痂，在湿度较大的情况下，很难将其吹下来。(4)空气中带有一定的油性物质，一旦吸附到滤芯上，就很难除去。(5)APU单元空冷器冷却风扇的保护很灵敏。当外界逆风略大时，它就可能过载保护动作跳闸，且需人工现场复位，较为不便。为此，对原有系统进行了改进，使系统在机组停机时也能对空气滤清器进行人工反吹。反吹气源取自本机的仪用空气系统。改进后，利用仪用空气进行反吹，反吹掉的灰尘不会被重新吸到空气滤清器上，反吹效果更好。
另外，建议机组每次停机时都要进行手动反吹。目的是利用干燥、温度较高的反吹气源吹干受潮的过滤器滤纸，降低进气阻力，提高滤芯强度，降低灰尘的附着力。但由于燃气轮机在电网中主要以调峰为主，往往是日开夜停，晚间反吹会产生一定的噪音，从环保角度考虑，反吹时间不能太长。最后，还要特别注意防止因空气湿度增加而使灰尘吸附力增加。要根据天气的湿度情况检查原反吹系统是否启动，及时地将过滤器表面的灰尘反吹掉。对停机时间较长的机组，在开机前也要进行1-2个周期的压缩空气反吹，这样可清除因长期停运而附着在过滤器表面的灰尘。
4.结语
燃气轮机以空气及燃气为工质，它的进口空气质量和纯净度是提高燃气轮机性能和可靠性的前提。当进口空气滤网因污脏或冬季结霜而堵塞时，进气压力损失将显著增大。进气压力降低后，在保持燃气轮机循环最高压力(即压气机出口压力)不变时，压气机的比功必须增加，这时出力将更多地消耗于带动压气机，导致燃气轮机的功率和效率降低。另外，进口压力降低会使空气的比容增加，空气质量流量减少，也将导致机组输出功率的降低。因此进气压力降低会从两方面引起燃气轮机输出功率的降低，进气过滤系统对燃气轮机电厂的经济性有较大影响。本文通过常规脉冲空气自清洗过滤装置和进气过滤、脉冲反吹系统的运行分析，提出了改进方案，并获得较好的改造效果。
【參考文献】
［１］杨顺虎.燃气-蒸气联合循环发电设备及运行[M].北京:中国电力出版社,2003.
［２］骆桂英,俞立凡.燃气轮机进气过滤系统的运行[J].发电设备,2008,(05).
［３］谢献忠.进气处理质量对燃气轮机的影响[J].汽轮机技术,2007,(03).
甲醇裂解气发动机进气系统研究 篇3
石油燃料作为当代社会的支柱能源, 在社会发展中起着十分重要的作用, 但是石油是一种不可再生资源。甲醇具有辛烷值高、动力性能良好、热效率高、比能耗低、排放性能好等优点, 尤其甲醇可以从我国资源极其丰富的煤炭中提炼, 制备工艺也比较成熟, 因此选取甲醇作为发动机代用燃料符合我国国情。
甲醇是一种简单的醇结构, 其分子量小, 含氧量大, H/C比值高, 且理论上的混合气热值与汽油相近。裂解甲醇后产生裂解气 (2H2+CO) , 其热值比蒸汽甲醇高14%, 比液体甲醇高20%。因此使用液体甲醇经过蒸发裂解后, 产生富氢裂解气再与空气进行混合而进入发动机燃烧。由于裂解甲醇为一个吸热过程, 而参与燃烧产生的废气余热可以用来加热甲醇[1]。
2混合器设计
对比汽油发动机的文丘里混合器, 必须重新设计符合甲醇裂解气的混合器, 使得氢气和一氧化碳可以充分混合, 从而达到在缸内充分燃烧的目的。
2.1 文丘里混合器
利用Fluent软件对文丘里混合器内部流场进行分析, 在文丘里混合器的出口平面内, 裂解气在沿直径方向上呈对称分布, 并且靠近混合器中心位置的裂解气质量分数最小, 如图1所示。
由于入口处气流量大、流速快 (如图2所示) , 裂解气和空气混合过程的空间短小, 大部分气体未经混合就被高速气流吹到出口, 导致出口处的裂解气在直径方向上的质量分布稀疏, 并且在靠近出口处由于空气和裂解气气体的粘性形成涡流, 涡流处形成低压区 (如图3所示) , 这种局部低压使得混合后的气体在沿直径方向质量分布不均。
2.2 改进文丘里结构
为了改善裂解气在喉口处的分布情况, 在文丘里管的喉口处加装一个挡块, 在挡块的后部形成一个低压区, 改进后出口平面直径上裂解气分布情况见图4。虽然没能改变出口平面中心处的裂解气质量分数, 但由图4可见, 靠近混合器壁面位置的裂解气质量分数明显提高。改进后气体通道截面内气体的流速和压力分布分别见图5和图6。由图5和图6可以看出:当高速气流通过喉口处时, 由于挡块造成的低压区, 使得空气和裂解气在挡块后流向低压处, 气体扰动剧烈, 气体混合更充分。
2.3 燃烧爆震及其解决
当甲醇裂解气发动机的节气门全开后, 随着负荷的增加, 过量空气系数值α下降。当α下降到一定值时, 混合气的燃烧可达最大压力和最高温度, 当末端混合气温度大大超过其自燃值时, 在火焰到达之前就会自燃从而产生爆震。当发动机的压缩比或点火正时、进气压力及进气温度增大到某个限度以上时, 燃烧过程末期的压力急剧上升, 之后产生压力波甚至冲击波, 通过零部件产生金属敲击声, 同时也引起机体的强烈振动和气缸盖过热, 这时, 就认为发生了爆震[2]。
通过加浓燃质可以消除、减小爆震和回火等异常燃烧现象。为此可以在机体上加装爆震传感器, 当检测到异常燃烧产生的振动时, 由ECU控制电动喷嘴向进气歧管喷射液态甲醇, 从而达到加浓的效果, 达到消除、减小爆震的目的[3]。
发生爆震时汽缸会产生上千赫兹的噪声, 利用自制的爆震传感器及放大电路, 可以实测到1 kHz到30 kHz的振动, 图7为1.3 kHz时的爆震信号。在噪声仪测得的信号中可以用这个频率范围内的某个声级的大小来判断爆震的强弱[4]。
3结论
甲醇裂解后产生的混合气, 通过自制的混合器和控制爆震的燃油喷射器, 可以有效地使气体在进气通道内充分混合, 在汽缸内有效燃烧。如果由于混合不充分或燃气浓度下降时产生不正常燃烧, 本系统还可以有效地加浓混合气, 并减小爆震产生的振动冲击, 保护发动机, 延长发动机寿命。
参考文献
[1]冯春晃, 高孝洪.甲醇裂解燃料点燃式发动机的研究[J].内燃机学报, 1989, 7 (2) :151-157.
[2]武得钰, 李继军.火花点火发动机爆震燃烧研究的发展与现状I[J].车用发动机, 1995 (5) :1-6.
[3]彭生辉, 曹永晟.爆震与爆震控制系统[J].拖拉机与农用运输车, 2006, 33 (3) :59-60.
发动机进气系统 篇4
发动机进气系统噪声是车辆最主要的噪声源之一, 对车内噪声影响尤其显著[1]。目前, 发动机进排气系统噪声仿真主要集中在一维声学上, 消声元件的声学模型不能参数化, 并且必须具备发动机仿真模型所需的几何参数和物理参数[2,3,4]。现阶段国内的大多数发动机生产企业还不具备自主研发能力, 这些企业不能够提供发动机仿真模型所需的几何参数和物理参数, 进气系统的声学匹配不能顺利进行;另外, 由于进气系统消声元件的声学模型不能参数化, 发动机进气系统声学性能的试验设计 (design of experiments, DOE) 、近似模型和优化等分析就不能进行, 严重地影响了进气系统的开发周期。从实际情况出发, 在不具备发动机仿真模型的情况下, 如何进行进气系统的声学匹配?在进气系统开发阶段, 如何实现消声元件的参数化设计?解决上述问题对现阶段发动机进气系统声学性能设计至关重要。
发动机进气系统声学性能动态优化设计, 是在发动机进气系统管口噪声动态模拟的基础上进行的消声元件优化设计[5,6]。本文针对发动机进气系统往往需要匹配赫尔姆兹消声器的要求, 应用噪声仿真简易法和赫尔姆兹消声器的集中参数模型, 在不具备发动机仿真模型的情况下, 通过进气系统管口噪声DOE分析, 利用阶次峰值噪声响应面近似模型对赫尔姆兹消声器的设计参数进行优化, 从而改善进气系统的声学性能, 使其更好地满足车辆车内外噪声的要求[7,8,9,10]。
1 基本理论
1.1管道声学
由于发动机进气系统的轴向尺寸远远大于另外两个尺寸, 声波被认为在管道中以平面波的形式传播, 因此通常用管道声学来分析进气系统中声波的传播特性, 管道声学就是研究声波在管道中传播的一维声学, 声学方程如下[1]:
式中, p为管道中某点的声压;x为位置变量;c为声波在管道中传播的声速;t为时间变量。
对于空气等流体介质, 声压为声波在管道中传播时介质的压力波动, 有[6]
p=px-peq (2)
式中, px为管道中某点的压力;peq为管道中某点的静压。
peq近似于压力px的平均值, 即
式中, T为周期, 等于发动机的一个工作循环。
由式 (2) 和式 (3) 可知, 求管道声学方程的前提是要确定压力px。
1.2赫尔姆兹消声器
赫尔姆兹消声器结构简单, 消声量高, 压力损失小, 广泛应用于发动机进气噪声控制中。赫尔姆兹消声器是由一个消声容器和一根连接管组成的, 如图1所示。如果赫尔姆兹消声器的消声容器和连接管的几何尺寸远小于共振频率的波长, 连接管体积远小于消声容器体积, 那么消声器就类似于动力减振器, 可以采用古典的集中参数模型来估算消声器的传声损失和共振频率:
式中, V为消声容器的容积;Sc为连接管的截面积;l为连接管的长度;fr为消声器的共振频率;f为声源的频率成分;c为声波在空气中传播的速度。
2 声学仿真平台
根据整车厂的要求, 某型号微型车需要改善车内噪声, 进气系统声学性能需要重新设计, 但发动机生产企业不能提供发动机仿真模型所需的几何参数和物理参数。从实际情况出发, 在不具备发动机仿真模型的情况下, 基于噪声仿真简易法, 搭建发动机进气系统声学仿真平台, 为进气系统声学性能优化设计奠定基础。
首先, 通过测绘获得进气系统消声元件 (空滤器) 和管道的三维尺寸, 利用Catia软件建立空滤器的三维几何模型 (图2) , 利用Muffler软件生成空滤器的声学模型, 管道的声学模型直接在GT-Power软件中建立, 并与导入的空滤器声学模型对接, 组装成进气系统的声学模型, 如图3所示。
其次, 通过台架试验, 可以获得发动机匹配已有进气系统在节气门处的压力时域信号, 节气门位于发动机歧管和进气系统的连接处, 该发动机为直列4缸汽油机, 排量为1.3L。发动机运行的工况如下:①全负荷;②发动机转速分别为1200r/min、1600r/min, 2000r/min、2400r/min、2800r/min、3200r/min、3600r/min、4000r/min、4400r/min、4800r/min、5200r/min、5600r/min和6000r/min。
这里仅给出发动机转速为1600r/min时进气系统节气门处压力的时域信号, 如图4所示。
由管道声学理论可知, 如果管道某点的压力px已知, 则该点的声压p可求。通过发动机台架试验已经获得进气系统节气门处的压力, 并且进气系统尾管管口处的压力等同于外部环境压力, 也就是说可以得到进气系统的声学模型的边界条件。
将进气系统节气门处压力的时域信号作为该处的压力边界条件, 参照发动机台架试验工况, 并确定计算的其他工况如下:
(1) 声学边界为半消声环境。
(2) 外部环境。温度为25℃, 大气压为98 374Pa。
(3) 场点位置。与尾管管口处于同一水平面, 距地面高度为1000mm, 距尾管管口100mm, 与进气管轴向成45°角。
为了验证噪声仿真简易法的声学预测结果, 完成了发动机匹配已有进气系统管口噪声的台架试验和相应的计算分析, 由于该发动机为直列四缸汽油机, 尾管管口噪声以2阶和4阶成分为主, 结果如图5～图7所示。通过对比管口噪声试验和计算分析的结果, 可得如下结论:
(1) 在发动机转速低于2800r/min的工况, 试验和计算的结果吻合得很好;在转速高于2800r/min的工况, 试验的结果在数值上要偏大。这是由于试验结果包含周期性噪声和高速气流产生的摩擦噪声两部分, 而计算结果只包含周期性噪声所致。
(2) 2阶和4阶成分在总声压级中所占的比例, 试验结果偏高, 这是由于试验数据处理时的阶次带宽为0.5, 而计算结果只包括纯的2阶或4阶成分。
综上所述, 噪声仿真简易法切实可行, 计算结果可信。本文在进行发动机进气系统噪声计算时, 并没有搭建发动机仿真模型, 因此把这种发动机进气系统噪声仿真方法称作噪声仿真简易法。
3DOE分析
通过整车的噪声试验, 发现在发动机转速约为1600r/min的工况微型车车内噪声没有达到目标样车水平, 该噪声主要来源于进气系统的阶次噪声, 这也正好与图5～图7所示的结果一致, 在转速为1600r/min的工况, 进气系统噪声的4阶成分占绝对分量, 也就是说消除该阶次噪声峰值成为进气系统声学性能优化的首要目标。对于4阶噪声来说, 频率f与转速n的关系为
f=4n/60 (6)
由式 (6) 可知, 4阶峰值噪声对应的频率f为106.7Hz。如果赫尔姆兹消声器的共振频率fr能接近4阶峰值噪声对应的频率f, 就能很好地消除4阶峰值噪声。根据赫尔姆兹消声器古典的集中参数模型式 (4) , 几何变量有4个, 分别为消声容器的容积V、连接管的截面积Sc、连接管的长度l和主管道的截面积Sm。为了保证发动机的进气量, 本文主管道的截面积Sm为确定值;消声容器假设为球型, 容积V=πD3/6, 其中, D为球型容器的直径;连接管的截面假设为圆形, 截面积Sc=πd2/4, 其中, d为圆形截面的直径。
由于赫尔姆兹消声器的压力损失小, 可直接采用原进气系统压力作为改进进气系统的边界条件。修改如图3所示的进气系统声学模型, 在不改变空滤器的要求下, 针对106.7Hz的进气管口噪声, 确定在连接空滤器和发动机的主管道上增加一个赫尔姆兹消声器, 并把球型消声容器的直径D、连接管圆形截面的直径d和连接管的长度l作为设计变量, 赫尔姆兹消声器的三因素四水平试验设计见表1。本文中, 在转速1600r/min的工况分别对赫尔姆兹消声器的三因素四水平进行进气系统管口噪声仿真, 进声口 (节气门处) 的压力边界条件如图4所示。
应用噪声仿真简易法, 赫尔姆兹消声器三因素四水平的试验设计需要64次计算机仿真求解, 得到对应三因素的4阶噪声值, 经过三次多项式拟合, 可获得4阶噪声值的响应面表达式如下 (其中, 球型容器的直径D用含有容积V的表达式替换) :
式中, LpA为进气系统管口4阶噪声值。
4 优化设计
根据DOE分析结果, 取设计变量为XT=[x1x2x3]=[d D l], 建立目标函数, 要求进气系统管口4阶噪声值最小:
F (X) =min LpA (X) (8)
式中, F (X) 为目标函数。
建立约束条件:
应用如式 (7) 所示的4阶噪声值响应面近似模型, 进行单目标优化。优化的结果为
d=15mm D=119.2mm l=49.84mm
其中, D=119.2mm所对应的消声容器的容积V=893mm3。将优化结果作为赫尔姆兹消声器设计变量的取值, 对每个转速工况进行发动机进气系统管口噪声模拟。
图8～图10为原始方案和优化方案的管口噪声对比, 与原始方案相比, 在转速为1600r/min的工况优化方案的进气系统管口噪声约下降了2.3dB (A) , 同时在转速为2800r/min的工况优化方案的进气系统管口噪声约下降了2.5dB (A) , 另外优化方案还使噪声相对转速的线性度更好。
通过计算机仿真验证, 优化方案 (在原始方案主管上增加一个赫尔姆兹消声器) 很好地改善了发动机进气系统的声学性能, 并且赫尔姆兹消声器具有压力损失小的特点, 它的引入基本不影响发动机功率, 因此该优化方案切实可行, 可以进行试制。
5 结束语
本文以管道声学理论为指导, 搭建了发动机进气系统声学仿真平台, 解决了常常困扰进气系统声学仿真的难题——无法获得发动机仿真模型所需的几何参数和物理参数。基于赫尔姆兹消声器的集中参数模型, 提出了发动机进气系统声学性能动态优化设计方法。本文针对发动机进气系统往往需要匹配赫尔姆兹消声器的要求, 应用噪声仿真简易法和赫尔姆兹消声器的集中参数模型, 在不具备发动机仿真模型的情况下, 通过进气系统管口噪声DOE分析, 利用阶次峰值噪声响应面近似模型对赫尔姆兹消声器的设计参数进行优化, 并对优化结果进行了计算机仿真验证, 该优化方案能够很好地改善进气系统的声学性能, 能够更好地满足车辆车内外噪声的要求。
参考文献
[1]庞剑, 谌刚, 何华.汽车噪声与振动[M].北京:北京理工大学出版社, 2006.
[2]夏珩, 郑四发, 郝鹏, 等.汽车消声器多工况综合性能的评价方法[J].农业机械学报, 2009, 40 (4) :33-37.
[3]李林凌, 黄其柏, 连小珉, 等.汽车消声器设计方法与评价指标分析[J].农业机械学报, 2007, 38 (5) :32-36.
[4]岳贵平.发动机进排气系统噪声模拟技术研究[D].长春:吉林大学, 2007.
[5]张义民, 黄贤振, 张旭方, 等.不完全概率信息牛头刨床机构运动精度的可靠性优化设计[J].中国机械工程, 2008, 19 (19) :2355-2358.
[6]赵丽滨, 赵友选, 张建宇, 等.反作用飞轮结构的动态优化设计[J].中国机械工程, 2007, 18 (2) :139-142.
[7]胡效东, 周以齐, 方建华.单双腔抗性消声器压力损失CFD研究[J].中国机械工程, 2006, 17 (24) :2567-2572.
[8]阮登芳.共振式进气消声器设计理论及其应用研究[D].重庆大学, 2005.
[9]孟晓宏, 金涛.复杂结构消声器消声特性的数值分析及结构优化[J].振动工程学报, 2007, 20 (1) :97-100.
进气系统故障对发动机怠速的影响 篇5
怠速不良是电喷发动机的常见故障之一。造成怠速不良的原因很多, 主要包括进气系统故障;供油系统故障;电控系统故障和机械故障等。下面为进气道漏气引起发动机怠速不良的维修实例。
实例1故障现象桑塔纳2000GLi汽车, 冷车时发动机能以正常快怠速运转, 但热车后仍保持快怠速 (900 r/min) , 导致怠速过高。
故障排除发动机怠速运转时, 用手将节气门摇臂朝关闭的方向扳动, 发动机怠速转速没有变化, 说明节气门没有卡滞或关闭不严, 节气门拉索也没有卡滞。
用金奔腾1552专用检测仪读取故障码时未读得故障码。用检测仪器对系统进行怠速设定后再起动, 怠速转速仍偏高。读取数据流时, 水温传感器等主要传感器的电压值正常。
测量供油系统燃油压力正常。
发动机熄火后, 拨下怠速控制线束连接器, 待起动后再插上, 发动机转速随之变化, 说明怠速控制装置工作正常。
打开空调开关和前照灯开关时, 发动机转速有变化, 提速怠速自动控制系统无故障。
怀疑节气门后方的进气管漏气, 用钳子包上软布将曲轴箱强制通风阀软管夹紧, 发动机转速随之下降, 说明曲轴箱强制通风阀在怠速时漏气, 使发动机进气量过大, 影响怠速。更换曲轴箱强制通风阀后, 发动机运转正常。
故障原因分析该车AFE发动机采用BOSCH公司的M1.5.4压力感应式电子控制多点燃油喷射系统。从节气门后漏入进气总管的空气被MAP检测到, ECU按设定的空燃比供给相应的燃油, 由于实际进入进气总管的混合气量增多, 使发动机怠速转速升高。
实例2故障现象桑塔纳2000GSi发动机, 怠速时抖动较严重, 有个别缸工作不良的感觉, 加大油门时抖动略有好转。该车AJR发动机采用BOSCH公司的M3.8.2电子控制多点燃油喷射系统。
故障排除用金奔腾1552专用检测仪读取故障码时未读得故障码。
检查各缸跳火及火花塞均正常, 点火系也正常。
检查供油压力正常。
检查气缸压力正常。
用金奔腾1552专用检测仪读得相关数据流如下表:
由上表可见, 氧传感器电压0.21V不正常, 怠速自适应调节18%过大, 空气流量为2.8 g/s, 发动机混合气过稀。混合气过稀的原因主要有:燃油压力过低;空气流量计信号错误;氧传感器失效;喷油器故障;空气流量计后有漏气处。
从怠速转速、混合气过稀现象和进气流量数据来看, 空气流量计应无问题。拨下氧传感器线束插头, 故障现象反而加重, 向进气系统喷入化油器清洗剂时, 发动机转速提高, 氧传感器电压升至0.8V, 这说明氧传感器是好的, 混合所偏稀不是氧传感器的原因。
再拆下供油导架, 起动发动机, 各缸喷油器油束形状和喷油量相同, 喷油器良好。
检查进气系统漏气情况, 进气管等无裂缝, 怀疑活性炭罐电磁阀不密封, 用大力钳夹紧电磁阀到进气管之间的软管, 故障现象消除。
更换炭罐电磁阀后, 故障现象彻底消除。
故障原因分析从炭罐到进气管间的气道是由发动机电控单元通过对电磁阀的通断时间比 (占空比控制) 控制, 使从炭罐来的混合气流对整个进气系统的混合气浓度影响控制在用氧传感器闭环控制喷油量的调节范围内。
当电磁阀常开不闭时, 炭罐内的混合气基本上是空气。怠速时发动机进气量较小, 进气歧管中真空度较大, 故吸入来自炭罐的空气较多。这就使混合气过稀, 造成怠速抖动。
由上述二例可知, 压力感应式和流量感应式电子控制燃油喷射系统的进气道漏气时, 故障现象明显不同, 其原因如下表:
摘要：电喷发动机怠速运转时, 节气门处于全关闭 (或最小开度) 状态, 空气通过旁通气道 (或节气门缝隙处) 进入发动机。本文主要探讨进气系统故障对发动机怠速的影响, 并根据相关差值, 确定相当于目标转速的控制量, 去驱动控制空气量的执行机构。保证不会因发动机机械磨损、气缸积炭、火花塞间隙和温度发生变化时, 影响怠速转速, 从而提高发动机怠速工况的稳定性、经济性和排放性能。
发动机进气系统 篇6
中国大学生方程式汽车大赛是一项由高等院校汽车工程或汽车相关专业在校学生组队参加的汽车设计与制造比赛。各参赛车队按照赛事规则和赛车制造标准,在一年的时间内自行设计制造出一辆在加速、制动、操控性等方面具有优异表现的小型单人座休闲赛车,能够成功完成全部或部分赛事环节的比赛。
发动机供给系统设计作为发动机的主要设计任务,主要包括进气系统、排气系统和供油系统设计。发动机供给系统,特别是进气系统对于发动机性能有着非常重要的影响。
通过借鉴国外车队的经验,并进行分析对比,发现Honda的发动机比较适合FSAE比赛,所以决定选用Honda CBR 600 RR这款高性能的摩托赛车发动机。据了解,这款发动机在FSAE赛车上的使用频率相当高,因为它的各项性能指标都非常适合这项比赛[1],但是发动机原来的进气系统和大赛规则要求[2]的结果相差很大,必须重新设计进气系统,而不能使用发动机原装的进气系统。
2 进气系统布置
对于汽油机而言,进气量的多少直接决定发动机性能的高低[3]。进气系统存在着进气谐振效应[4],由于第二届赛车不打算采用涡轮增压或机械增压,所以能否通过合理的进气歧管进气谐振效应来提高发动机的充量系数显得非常关键。而影响进气系统谐振效应的因素主要是进气歧管的长度和谐振腔的容积[5],这两个几何尺寸也是进气系统设计的关键。
对于FSAE赛车发动机的进气系统,组委会为了限制赛车的功率,从而更好地保证比赛的安全性,强制要求使用直径为20mm的限流阀,所以我们必须重视限流阀的设计。进气气流通过限流阀以后,流速会增加,但是气压会明显下降,从而严重影响充量系数。要想使气流压力尽可能地恢复到限流阀前面的水平,可以把限流阀做成文丘里管。这样,在直径为20mm的限流阀后,一直延伸到谐振腔的空间,流道的直径慢慢变大,气流流速下降,从而使其压力得到恢复,尽可能减少由于限流阀的存在而导致的充量系数的下降。
3 进气歧管和谐振腔优化分析
影响进气系统性能好坏的关键因素是进气歧管的长度以及谐振腔的容积。但是,由于结构的完全改变,不可能在原来进气系统的基础上进行改进,必须重新设计。本文借助AVL-BOOST软件建立发动机工作过程的一维模型,通过分析,确定合适的进气歧管长度和谐振腔容积。
3.1 建立发动机工作过程数值计算模型
本文借助AVL-BOOST建立发动机工作过程的一维模型,通过分析,确定合适的进气歧管长度和谐振腔容积。建立了如图1所示的发动机工作过程的一维BOOST模型。在模型中,所有元素的名称和数量如表1所示。
通过对模型进行分析研究如何得到合适的进气歧管长度和谐振腔容积,使得发动机的进气效率更高。
3.2 元素参数的设置
FSAE赛车在进行耐久赛时大部分时间工作在9000r/min左右的转速。而对于四冲程发动机,最大计算周期一般为10周期,也就是7200°曲轴转角[6]。因而本文主要关注发动机在此转速时进气歧管长度以及谐振腔容积对充量系数的影响,以此确定合适的歧管长度和谐振腔容积。模拟控制的其他部分的设置(略)。FSAE赛车的谐振腔的容积一般超过3L[7],考虑到进气系统在赛车上的布置空间,先把谐振腔的容积定在3.4L。由于进气歧管存在进气谐振效应,根据L=30a/nq大约计算进气歧管的长度[8]:
式中,a:进气歧管内的音速,取a=340m/s;n:发动机转速,本文取9000r/min;q:波动系数,其值为q=1.5、2.5、3.5…(考虑到布置空间取q=3.5)。
进气歧管为l=L-90=230mm。由于进气歧管存在进气谐振效应,计算进气歧管的长度320mm,由于发动机上进气道的长度约为90mm,所以发动机外部进气歧管为230mm。
3.3 运行模型并进行分析
在设置参数时,先把进气歧管的长度定为230mm,谐振腔容积为3.4L。运行模型后得到在此进气歧管和谐振腔容积时的充量系数。
本文将分别改变进气歧管的长度和谐振腔容积,考察发动机的充量系数的变化情况。首先保持谐振腔容积不变,让进气歧管长度在200~350mm之间并计算每间隔10mm的充量系数,得到充量系数随进气歧管的变化情况,如表2所示。
把表2数据处理成折线图,如图2所示。
由图2可以看出,当进气歧管是310mm时,充量系数达到最大值1.1649,表示此时的进气效果最好。
然后保持进气歧管的长度为310mm,改变谐振腔的容积,使其从2.2L到4.8L之间以0.4L的间隔变化,得到充量系数随谐振腔容积的变化情况,如表3所示。
把它处理成折线图,如图3所示。
由图可以看出,在进气歧管长度保持在310mm不变时,当谐振腔容积为3.8L,充量系数有最大值1.1663。
3.4得出结论
经过以上的分析,当进气歧管长度是310mm、谐振腔容积是3.8L时,发动机的进气效果比较好,而且这样的尺寸对赛车的布置也比较合适。所以,本文确定进气歧管长度为310mm,谐振腔的容积为3.8L。此时发动机各缸的压力如图4所示。
缸内的温度则如图5所示。
现在考察一下进气气流在进入限流阀之前、流经限流阀和经过了限流阀以后,其压力的变化情况。
由图6、7、8这三处的压力对比,可以看出,气流经过限流阀时压力会减少。限流阀的直径先变小后变大,所以压力先变小,然后慢慢恢复。入口端的最大压力约为99300Pa,在直径为20mm处压力达到最小值,此时的最大压力为92500Pa左右,然后压力慢慢得到恢复,到出口端时最大压力恢复到97500Pa左右。但是,由于存在着沿程损失和局部损失,所以气流压力并不能恢复到进入限流阀前的压力。可见,进气气流经过了限流阀以后,气压会有一定程度的降低。
下面考察一下,当确定进气歧管长度为310mm,谐振腔容积为3.8L以后,在不同的转速下,发动机的有效功率、有效扭矩以及冲量系数的表现。图9、图10和图11分别是有效功率、有效扭矩和冲量系数随发动机转速的变化曲线。
对于图9的功率图,在高转速时,发动机的功率表现也相当不错,在65k W左右的水平附加摆动,能很好地满足比赛要求。
由图10可以看出,赛车的高扭矩范围比较宽,扭矩随转速变化的曲线较平坦,在5000r/min到9000r/min中段转速范围内,发动机的有效扭矩比较高,加速性能比较好,对于FSAE比赛,特别是对于中国赛的比赛场地上海国际卡丁车场弯道较多、直道不长的情况,也十分合适。赛车在出弯以后,可以很好地加速,尽快恢复到高转速。
图11冲量系数随转速的变化情况则表明,发动机的充气效率较高,进气效果非常不错。
4 进气系统设计
本文采用三维建模软件Inventor来建立进气系统各个零部件的模型。并在Inventor里建立了进气系统的模型。包括:进气歧管模型,为了安装方便,本文把进气歧管分开两部分加工,每部分都是两个歧管;谐振腔的模型,在谐振腔上由于要安装进气压力传感器和进气温度传感器,所以模型上开了小孔;限流阀的模型。
图12为进气系统的三维模型。
加工好的进气系统如图13所示。
5 结论
本文作为华南理工大学FSAE车队第二辆赛车设计的一部分,主要的任务是完成发动机进气系统的设计、加工或选购,为车队参加2011年11月在上海举行的第二届中国大学生方程式汽车大赛做准备。
在进气系统设计过程中,本文借助BOOST对进气歧管长度以及谐振腔容积进行了模拟分析,主要关注不同的歧管长度和谐振腔容积对于发动机充量系数的影响,从而得到合适的进气歧管长度及谐振腔容积值。选择加工材料时,本文考虑到成本和重量等因素,决定选用ABS塑料来加工限流阀、谐振腔和进气歧管。
参考文献
[1]PASHLEY T.How to Build Motorcycle-engined Racing Cars[M].U.k.:VELOCE PUBLISHING,2008:10-12.
[2]中国大学生方程式汽车大赛规则2011公示版[Z].
[3]王波,刘刚,刘亚奇.基于BOOST某汽油机增压后的性能优化[C]//AVL用户年会会议论文集,2010.
[4]林学东.发动机原理[M].北京:机械工业出版社,2008:44-46.
[5]AVL BOOST Example Version5.1[Z].2008.
[6]杨寿藏,陈云彪.现代先进发动机技术-进排气系统[J].柴油机设计与制造,2001(1):8-14.
[7]HAMILTION L J.The Effects of Intake Plenum Volume on the Performance of a Small Naturally Aspirated Restricted Engine[J].SAE Int.J.Engines,2009,1(1):1312-1318.
发动机进气系统 篇7
FSAE赛车发动机所有进气必须通过截面为圆形且直径为20mm的限流阀, 该限流阀安装在发动机节气门与进气门之间[1]。本文在质量守恒、动量守恒和能量守恒等流体力学控制方程基础上, 采用三维湍流模型中的标准模型。根据进气系统主要结构对进气性能影响规律, 设计进气限流阀、谐振腔、进气管结构参数, 然后利用三维软件UG建立FSAE赛车用发动机进气系统三维模型[2]。最后, 通过ANSYS软件中的FLUENT对进气系统模型进行流场分析, 根据分析结果为FSAE赛车发动机进气系统优化提供理论依据。
1、进气系统三维模型建立及网格划分
基于UG建立FSAE赛车用发动机进气系统模型, 该模型包括进气管、限流阀、谐振腔以及进气歧管等, 如图1所示, 将简化后进气系统模型导入ANSYS软件中, 划分网格产生四面体或六面体。因模型边界层处的梯度变化很大, 为精确地描述, 将边界处网格进行细分。最后形成有243181个单元数, 546314个面, 79277个节点和1个分区, 其网格划分模型如图2所示。
2、进气流场特性计算分析
本文以进口处的空气质量流量为边界条件。因气体的可压缩性比液体大得多, 因而将其当作可压缩流体处理, 且流体运动形态为湍流, 采用标准k-z模型。为便于比较, 改进前后设置一致的边界条件和初始条件:进口边界:采用质量流量进口边界条件。该发动机为自然吸气式且入口空气温度是在常温下进行的, 进口温度设为26℃, 入口边界为310kg/h, 不涉及换热过程, 因此只模拟其流动性能。出口边界:采用压力出口边界条件。出口压力设为一个大气压, 为101325Pa, 出口温度为26℃。壁面边界:采用无滑移条件, 温度设为26℃[3,4]。
3、进气流场特性结果分析
根据FSAE大赛规则, 为更好地模拟FSAE赛车用发动机进气系统内部的流体动态情况, 本文采用两种方式进行模拟仿真分析:进气总管进口处就是进口边界, 各进气歧管进口边界采用流量进口方式, 各进气歧管出口处即为出口边界, 采用压力出口方式。分析的主要目标参数是速度与压力, 因采用自然吸气方式, 且在常温下进行, 温度因素影响很小, 分析计算中暂不考虑。
在模拟进气系统内气体流动时分为如图3所示这四种情况分析, 在测定某一进气歧管时, 将让气体从进气总管经由谐振腔流至这一歧管。
从图4所示流速云图可见, 进气截面1位置的各进气歧管和谐振腔一端出现的流速梯度较大, 造成了较大的进气流动损失。其中, 谐振腔内部进气流速非常低, 出现流速为0的部分, 而进气歧管内部的空气流速大约是在50m/s左右。
从图5进气截面位置1处迹线图可以分析内部空气的具体流动情况, 由所得迹线图可得, 出现明显的旋涡现象, 造成了比较大的空气流动损失。
根据图6所示的进气截面处2位置可以看到进气总管和谐振腔内部的流速梯度较大, 谐振腔外围流速也几乎为0。另外, 根据理论充气量估算, 设置进口条件为143.6m/s, 当进气截面积缩小时, 在进气限流阀处达到最大流速为324m/s左右。
从图7中进气截面处2静压云图可见, 整个进气系统中在限流阀位置处压力最小, 因为外界空气在进入进气总管后, 进气阻力随着进气截面面积减小不断增大, 到进气限流阀时达到最大值。但当空气流过限流阀后, 因为流通截面增大, 压力回升。结合上图6的流速云图可见, 在进气限流器处的流速达到最大, 与总压等于静压与动压之和有很好的一致性。
从图8所示的进气截面处位置3得到的流速云图可见, 进气总管与谐振腔连接部分的上方流速变化梯度较大, 进气波动流动损失较大, 影响进气流动的平衡性。
从图9进气截面处1位置的流速云图可见, 进气流速梯度较大, 在进气歧管出口处的流速为在12m/s左右, 与进口设置的143.6m/s相比较, 进气流动流速损失较大;从进气截面处1位置静压云图可见, 出现了负压情况, 因为在FLUENT分析中, 绝对压力等于表压与操作压力之和, 而操作压力默认为一个大气压, 因此绝对压力小于一个大气压, 出现了较大的压力损失。
从图9所示进气截面处1的流速矢量图可见, 出现了旋涡现象, 造成进气流动损失。
从图10进气截面处2位置流速云图流速矢量图分析可见, 进气总管内部流速梯度较大;从进气截面处2位置静压云图出现了负压的情况, 此处绝对压力略小于一个大气压, 出现了较大的进气压力流动损失。
从图11所示进气截面处3位置的流速云图、静压云图和流速矢量云图可见, 进气总管与谐振腔连接部分上方流速变化梯度较大, 出现了较大的进气压力损失。
当FSAE赛车用发动机进气歧管同时进气时, 进气截面处4位置的网格划分及截面位置如图12所示, 进气截面处4位置条件下进气歧管内部的流速云图如图13所示。由图13所示进气截面处4位置的流速云图可见, 流速主要集中于进气歧管壁边缘而非进气歧管的正中间, 这非常不利于FSAE赛车用发动机工作时进气。
整个进气系统的迹线图如图14所示, 从整个进气系统的迹线图可见, 内部出现了很大的旋涡, 造成了进气较大的流动损失。
边界流量分析报告生成, 如图15所示。
从图15所示边界流量报告中可看出进口 (inlet) 的质量流量为0.086110018kg/s, 这个数值为设置进口边界条件, 而4个进气歧管出口 (outlet1、2、3、4) 的质量流量分别为-0.018204169kg/s、-0.02630374kg/s、-0.022405764kg/s、-0.019196276kg/s, 因为FLUENT默认当流体从外界流入内部时数值为正, 相反地, 当流体从内部流出到外界时则为负, 所以该负值表示流体是从内部向外流出, 符合要求。图15中的流量总和显示为6.8917871e-08kg/s, 即为0.000000068917871kg/s, 符合质量守恒定律。
4、结论
为实现FSAE赛车在低速时发动机具有较高的转矩, 以满足赛车的起步加速性能需求;高速时要求发动机具有较大的大功率, 以满足最高车速的需求。本文基于UG建立进气系统的模型, 通过FLUENT软件对FSAE进气系统模型进行流场仿真分析, 研究速度场、温度场和静压场, 为FSAE赛车发动机进气系统改进提供理论依据, 结果表明:
(1) 高速流速区较集中在进气管壁缘处, 谐振腔内部和歧管出口处的流速较低, 各处的速度损失较大;
(2) 低压区较较多多, 压力损失较大;
(3) 出口处的质量流量分布不均匀。
参考文献
[1]江大之星车队.江苏大学2011年"江大之星"车队赛车设计报告[R].江苏:江苏大学, 2011.
[2]李志丰.FSAE进气系统改进设计及流场特性分析[D].长沙:湖南大学, 2008.
[3]蒋德明.内燃机中的气流流动[M].北京:机械工业出版社, 1986.
气动发动机进气过程流动损失分析 篇8
关键词：内燃机,气动发动机,进气阀,进气过程,压力损失
0 概述
面对环境污染及能源危机给现代汽车工业带来的巨大压力,新能源车用动力技术研究在全球范围广泛展开[1,2],其中包括以高压空气为储能介质进行膨胀做功的气动发动机。气动发动机工作过程中不存在污染物排放,属于"绿色动力",因而受到广泛关注。然而,气动发动机尚未突破工质能量密度低、能量转化效率低的技术瓶颈。
浙江大学在气动发动机领域进行了长期理论分析[3,4,5,6,7,8,9,10]及试验研究工作,结果表明:气动发动机进气过程流动损失是造成其能量转化效率低的主要原因之一。本文以自主研发的旋转阀进排气机构气动发动机为研究对象,根据计算流体力学原理,结合动网格技术,通过对气动发动机进气过程流动损失进行定量分析,探寻气动发动机进气损失产生机理及其规律。
1 进气过程数学模型
气动发动机进气过程可视为可压缩流体一维流动,满足由连续性方程(式(1))、动量守恒方程(式(2))和可压缩气体状态方程(式(3))组成的控制方程组[11]。
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式中,ρ为流体密度;t为时间;v为流体速度;Sm为质量源项;p为流体压力;undefined为作用在流体垂直方向上的应力;ρg和F分别为重力和体积力;R为气体常数,R=287 J/(mol·K);T为气体热力学温度。
此外,引入关于湍流动能k及湍流耗散率ε的2个方程,组成k -ε双方程模型,以计算流体力学软件FLUENT为平台对进气过程进行仿真研究。
2 计算网格划分及边界条件设定
气动发动机旋转阀配气机构结构如图1所示。鉴于其结构对称性,取中心剖面作二维数值计算,计算初始时网格如图2所示。其中,进、排气道沿气缸中心线对称布置,进气过程中旋转阀转角变化可通过动网格技术实现。对象结构参数及运行参数见表1。
3 计算结果分析
3.1 进气道流场分析
图3为在表1给定运行参数及工况下,气动发动机进气过程中,进气阀入口及出口的瞬时速度场。
由图3可见,曲轴转角为6°CA时,进气阀入口和出口的局部最大流速分别为252 m/s和336 m/s,进气阀出口处部分区域流速已接近当地声速。压缩空气流经进气阀入口及出口时的加速效应造成了局部强烈湍流,导致气体可用能损耗;而随着进气阀开度增加,喷管加速效应逐渐减弱,湍流动能耗散也逐渐降低;曲轴转角为36°CA时,进气阀处于全开状态,压缩空气流经进气阀产生的加速效应已基本消失,流速分布趋于均匀,且已明显下降为85 m/s;之后气动发动机进气过程持续,进气阀开度减小,气流流经进气阀产生的喷管加速效应再次出现,然而由于此时缸内压力处于较高水平,进气阀上下游压差已不如进气过程初期时明显,因此局部最大速度有所降低。
造成这种现象的原因是流体通过截面积突变处产生的喷管加速效应,根据定熵流动伯努利方程[12]:
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式中,A为流体流通面积;u为流速;dA与du分别为流通面积与流速变化;Ma为马赫数。根据式(4)可知,Ma<1时,即流速低于当地声速时,流通面积缩小会使流体加速。在进气过程初期,由于进气阀开度较小,此时进气道与进气阀交界处可视为收缩喷管喉部,而由于压缩空气在进气阀前端的流速低于声速,因此压缩空气通过进气阀时会产生明显加速,从而产生压力损失。
3.2 进气过程压力损失
图4为气动发动机进气过程中,压缩空气总压及进气阀上下游压差随曲轴转角变化情况。其中,横轴为气动发动机进气过程曲轴转角,范围为0°CA至进气阀最大开度时72°CA;纵轴为压缩空气流经进气阀产生的压力损失。
从图4可以看出,进气过程初期,由于进气阀开度较小,压缩空气在流动过程中湍流耗散较强,压缩空气在流经进气阀时压力损失较大。曲轴转角6°CA时,压缩空气压力损失为0.75 MPa,占进气总压的75.6%。随着进气过程持续,压力损失呈现逐渐下降趋势,曲轴转角36°CA时,进气阀开启面积达到最大,此时压力损失仅为0.007 9 MPa,占进气总压的0.79%,几乎可以忽略。之后,进气阀开度减小,压力损失再次呈现上升趋势,然而由于进气阀内部流速降低,压力损失及其变化率均低于进气过程初期。
此外,从图4还可以看出,压力损失随时间呈现非线性变化趋势:在进气过程初期,压力损失随时间变化率较大;在进气过程中期,变化趋于平缓;进气过程后期又出现上升趋势,然而变化率低于进气过程初期。在进气阀后取控制体积如图5所示,根据控制体连续性方程微分形式(式(5))和理想气体状态方程(式(3))的微分形式(式(6)),并结合图3所示的速度分布可以看出:由于在进气过程初期,进气阀后压缩空气流速分布极不均匀,且随时间下降较快,因此此时进气阀压力损失呈现快速下降趋势;随着进气阀开度增加,整个进气道速度分布逐渐趋于均匀,压缩空气流速也有大幅下降,此时进气阀后流速随时间变化趋势已不明显,因此压力损失逐渐平稳。
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3.3 不同运行条件下的进气损失
3.3.1 不同进气压力下的进气损失
图6为不同进气压力下,进气阀开启过程中,压缩空气流经进气阀的压力损失及其比例变化趋势,气动发动机转速保持在1 000 r/min。其中横坐标为进气阀转角0°～18°,对应曲轴转角0°CA～36°CA。
从图6中可看出,随着进气阀开度增加,压缩空气的压力损失呈现逐渐降低趋势,这与图4的趋势相吻合。此外,随着进气压力提升,压力损失逐渐增大,原因是随着进气阀上下游压差增大,压缩空气在流动过程中局部速度增加,湍流强度增大,从而导致湍流损失上升。而从图6还可看出,压力损失比例随进气压力的变化趋势并不明显,当进气阀转角为3°时:进气压力为0.6 MPa时,压力损失比例为71%;当进气压力提升至1.0 MPa时,压力损失比例仅上升至75%。随着进气阀开度增加,不同进气压力下压力损失比例基本保持不变。因此可以看出,进气阀在某一固定转角下,对于不同的进气压力,压缩空气的压力损失比例基本保持恒定。
3.3.2 不同转速下的进气损失
图7为不同转速下进气阀开启过程中,压缩空气流经进气阀的压力损失变化趋势,气动发动机进气压力保持1.0 MPa。
从图7可看出,压力损失随进气阀转角的变化趋势与之前类似。随着气动发动机转速提升,压缩空气压力损失比例在各个转角下均有所上升。这是由于发动机转速上升时进气阀转动速度也随之上升,在高转速下进气阀截面随时间变化率升高,引起进气阀内部流场局部速度梯度增加,使得湍流损失增大。此外,与图6相比,图7中压力损失比例随转速变化趋势相要明显。结合图6和图7可看出,若使气动发动机工作在低转速区域,并适当提升进气压力,可将进气过程流动损失保持在较低水平。此外,对进气机构进行优化,组织更理想的进气流动形式,是降低气动发动机进气损失的关键措施。
4 试验探索
为了验证上述计算结果,搭建了气动发动机试验台架,并进行了试验研究。由于气动发动机进气阀尺寸较小,无法直接在进气阀上布置测点以测量进气阀前后流速,因此本文利用气动发动机气耗率反映流动损失,其定义为
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式中,bair为气动发动机气耗率,kg/(kW·h);Qair为压缩空气质量流量,kg/h;P为气动发动机输出功率,kW。从式(7)可看出,气耗率反映了气动发动机将压缩空气压力能转化为输出功的能力。试验运行工况为气动发动机保持进气压力1 MPa,试验结果如图8所示。
从图8可看出,在低转速区域,气动发动机气耗率保持较低水平;随着转速上升,气耗率呈现缓慢上升趋势;当气动发动机转速接近1 000 r/min时,气耗率上升趋势逐渐明显;转速超过1 000 r/min时,气动发动机气耗率随转速快速增长。这是由于气动发动机在低转速区域运行时流动损失较低,随着转速提升,流动损失上升较明显,而压缩空气压力能转化为输出功的部分却逐渐下降,因此气耗率呈现上升趋势。通过试验亦可以看出,气动发动机更适合在低转速区域工作。
5 结论
(1)压缩空气流过进气阀产生的喷管加速效应是造成气动发动机进气流动损失的主要原因,在进气阀开度较小时,流体加速效应明显,压力损失较大,随着进气阀开度增加,压力损失逐渐降低。
(2)在进气过程初期,压缩空气在进气阀后压力损失随时间下降较快;随着进气过程持续,压力损失变化率逐渐降低;进气过程末期,压力损失再次升高,其变化趋势不如进气过程初期明显。
(3)压缩空气流经进气阀的压力损失比例随进气压力变化趋势不明显,随转速上升而增加。
(4)使气动发动机工作在低转速区域,并适当提高进气压力,可以将其进气过程流动损失保持在较低水平。此外,进气机构的优化及进气流动形式的理想组织是降低气动发动机进气损失的关键。
参考文献
[1]Knowlen C,Mattick A T.High efficiency energy conversion systemfor liquid nitrogen automobiles[C]//SAE 981898,1998.
[2]Knowlen C,Mattick A T.Quasi-isothermal expansion engine forliquid nitrogen automotive propulsion[C]//SAE 972649,1997.
[3]刘林,俞小莉.气动发动机活塞运动轨迹的优化设计[J].浙江大学学报:工学版,2006,40(12):2107-2111.Liu L,Yu X L.Optimal piston trajectory design of air poweredengine[J].Journal of Zhejiang University:EngineeringScience,2006,40(12):2107-2111.
[4]刘林,俞小莉.气动发动机理想循环的优化设计[J].浙江大学学报:工学版,2006,40(10):1815-1818.Liu L,Yu X L.Optimal design of ideal cycle in air poweredengine[J].Journal of Zhejiang University:Engineering Science,2006,40(10):1815-1818.
[5]元广杰.液氮发动机理论与实验研究[D].杭州:浙江大学,2004.
[6]蔡金雷.气动发动机工作过程理论与实验研究[D].杭州:浙江大学,2004.
[7]翟昕.压缩空气-燃油混合动力的研究[D].杭州:浙江大学,2005.
[8]胡军强,俞小莉,聂相虹,等.气动发动机缸内流场的动态特征[J].浙江大学学报:工学版,2007,41(11):1912-1915.Hu J Q,Yu X L,Nie X H,et al.Dynamic characteristics of in-cylinder flow field in air powered engine[J].Journal of ZhejiangUniversity:Engineering Science,2007,41(11):1912-1915.
[9]胡军强.气动-柴油混合动力发动机工作过程研究[D].杭州:浙江大学,2009.
[10]胡军强,俞小莉,陈平录,等.气动-柴油混合动力空气管理策略研究[J].内燃机工程,2009,30(4):8-11.Hu J Q,Yu X L,Chen P L,et al.Air management of air-powered and diesel hybrid engine[J].Chinese Internal Combus-tion Engine Engineering,2009,30(4):8-11.
[11]FLUENT user guide[R].2006.