活塞动力学（精选6篇）
活塞动力学 篇1
摘要：通过建立柴油机组合式活塞的3D有限元模型,以文献中参考机型的实测缸套温度为温度边界条件,根据相应经验公式取得各换热区的对流传热系数,对新设计船用大功率柴油机组合式活塞进行温度场预测,并将计算所得到的温度场与参考机型实测温度场进行对比。为使得仿真计算更接近实际情况,考虑了活塞环组运动对传热系数的影响。计算结果表明:所得的温度场与相似机型实测温度场分布规律类似,可以为新设计发动机的热负荷试验提供指导。
关键词：内燃机,组合活塞,温度场预测,传热系数,活塞环组动力学
0概述
柴油机活塞的热负荷分析是柴油机结构强度可靠性设计中的重要内容。随着数值模拟仿真技术的迅速发展,柴油机热负荷分析有助于降低制造成本,既能指导试验方法,又能检验试验结果。为提高仿真研究结果的精度,国内科研人员在寻求有效的数值计算方法及建立完善的仿真模型这两方面展开了大量的深入研究[1,2,3,4,5,6,7,8,9,10,11]。
本文中通过建立柴油机组合式活塞的3D有限元模型,以参考机型[12]的实测缸套温度为温度边界条件,建立活塞-缸套传热模型。为使得仿真计算更接近实际情况,考虑了活塞环组在环槽中的运动对传热系数的影响,并将环与缸套间的油膜计入仿真计算中,对新设计柴油机组合式活塞进行了温度场预测。
1 新设计活塞结构
新设计组合式活塞结构及各部件有限元模型如图1所示。活塞组件由活塞顶、活塞裙、活塞销、衬套及连杆构成,活塞顶与活塞裙用连接螺栓连接。新设计机型设计参数及活塞各组件材料如表1所示。根据发动机设计参数,活塞结构及活塞组件各部分材料,选取文献[12]中活塞为参考,并以文献中实测缸套温度为温度边界条件。根据活塞结构的对称特征,选取1/4模型进行热分析。分析时,将连杆设为刚体。
2 活塞各部分对流传热系数
当柴油机在稳定运转时,认为活塞各个部位的温度是与时间无关的函数,可以作为一个稳态的温度场进行分析[13]。对活塞进行稳态温度场计算时,确定活塞传热边界条件是关键。文中采用第三类换热边界条件对活塞的稳态温度场进行仿真模拟。
2.1 活塞顶部换热边界条件
作为稳态温度场计算,需计算一个工作循环的综合燃气平均温度Tres和平均传热系数hr。
式中,hm为计算得到的平均传热系数;hg为瞬时传热系数;φ为曲柄转角。燃气的综合平均温度是以燃气为基础的温度,它和hm的关系为:
式中,Tg为缸内燃气的瞬时温度。根据设计参数,由GT-Power得到缸内瞬时温度及瞬时传热系数。根据式(1)和式(2)得到一个工作循环内的综合燃气平均传热系数为1 214.88W/(m2·K),缸内燃气的平均温度为913.31K。
对不同活塞直径的柴油机进行试验研究,发现燃气和活塞顶之间的对流传热系数hr在活塞顶沿半径r方向是变化的。活塞顶换热区传热系数与所处位置的关系如式(3)所示。
式中,N为活塞顶燃烧室温度最高点(喉口n处)距活塞中心的距离。根据公式(3)计算得到活塞顶部各个区域的传热系数如图2所示。
2.2 冷却油腔换热边界条件
根据文献[6]可知,为更好地描述中央油腔的传热现象,中央油腔的传热系数应采用不同值。本文选取文献[12]中的调整方法,将中央冷却油腔和环形冷却油腔各分成上表面和下表面两部分,如图3所示,增大油腔上部的传热系数,减小下部的传热系数。图3中,区域1为中央冷却油腔上,传热系数2 200W/(m2·K);区域2为环形冷却油腔上,传热系数2 000W/(m2·K);区域3为冷却油孔,传热系数2 000W/(m2·K);区域4为中央冷却油腔下,传热系数1 000W/(m2·K);区域5为环形冷却油腔下,传热系数2 000 W/(m2·K);区域6为连接油孔,传热系数1 000W/(m2·K)。
2.3 活塞环槽、环岸边界条件
图4为活塞工作工程中,环岸及环槽的传热过程。图4中热阻定义如式(4)~式(10)所示。
式中,ai为各环岸与缸套间的距离;c为缸壁上润滑油膜的厚度;b为缸套厚度;λ0、λ1、λ2分别为润滑油、燃气及缸套的热导率;gi为各环距环槽上表面的距离;di为各环与缸套的中心距,,其中hi为活塞环轴向高度;ni为各环与缸套间的油膜厚度;ei为各环与环槽内表面的距离;li为各环的径向高度。
由图4可知,在活塞-缸套这个传热系统中,活塞环的位置及润滑油膜厚度对传热系数的影响不能忽略。
2.4 活塞环组动力学模型
根据各热阻的表达式,为确定环岸及环槽区的传热系数,需确定活塞环在环槽中的位置及活塞环面与缸套间的油膜厚度。在充分润滑条件下,为确定活塞环在环槽中的位置及各润滑表面的油膜厚度,对活塞环组进行动力学及润滑分析[14]。
活塞环在环槽中的运动分为轴向运动、径向运动和转动。选取活塞环某一截面为研究对象,活塞环所受力和力矩如图5所示。其中,ycg和hcg分别为活塞环轴向和径向位置;α为活塞环扭转角;mr、Ir和Krt分别为环的质量、转动惯量和扭转刚度;Krr为活塞环的径向刚度;h′为活塞环安装时的压缩量;h0为活塞环与缸套间的最小油膜厚度。
则活塞环的张力Ftension可以表示为:
活塞环轴向、扭转、径向受力如式(12)~式(14)所示。
式中,下标g表示环槽相关量;下标c表示缸套相关量;下标l表示环岸相关量;下标oil表示油膜压力;下标asp表示微凸体产生的压力;下标pre表示气体压力;下标frc表示动压润滑的摩擦力;M为力矩;F为力。
活塞环轴向运动与活塞运动之间的关系如式(15)~(17)所示。
环槽气体压力和环岸气体压力产生的作用在环上的力和力矩可以通过环组中气体运动规律得到,润滑油膜产生的力和力矩可以通过润滑程序计算得到,而与微凸体相关的力和力矩则可以通过微凸体接触模型计算得到。活塞环的轴向位置和扭转角度会影响气体在环槽和环岸中的流通通道和面积,而环的扭转还会使得环-缸套间的润滑表面发生变化,从而影响油膜厚度和摩擦力。
2.5 活塞裙部的对流传热系数分布
活塞裙部的传热分为裙外及裙内两个主要传热区,再根据结构特点分为五个换热区,各换热区的取值采用文献[13]中的数据。
2.6 各换热区温度边界的选取
由于新机型活塞尚处在设计中,没有实测温度数据,故根据活塞的结构形式及最高燃烧压力、功率等指标,对相关文献资料中的活塞进行调研,选取文献[12]中的活塞为相似机型,并将文献中实测的缸套温度作为新设计活塞温度场预测的温度边界条件,实测数据如图6所示。其中,缸套温度测点位于缸套内表面下2mm处;A-A面为活塞销轴向方向截面;B-B截面垂直A-A截面。在新设计活塞温度场模拟计算中,除冷却油腔温度由冷却油温(95℃)及活塞顶温度由燃气温度确定外,其他边界温度均由缸套给出。
3 结果及分析
3.1 环组动力学结果
基于活塞环的受力模型及运动模型,对活塞环组(各环的结构见图7)进行动力学及润滑分析,得到一个工作循环中环组在环槽中的位置及活塞环与缸套间的油膜厚度如图8所示。然后对油膜厚度及环的轴系位置在一个周期进行平均,带入求解热阻,传热系数即为热阻的倒数。由图8可以看出,由于活塞结构的设计问题,导致第二道活塞环在一个周期中都压在活塞环槽底部而没有明显窜动(图9中正方向为环槽下方),这可能会对环槽处的热传导产生影响。
3.2 热分析结果及分析
根据建立的仿真分析模型及确定的边界条件,在ANSYS中对活塞的温度场进行预测分析。图9为活塞头部温度分布。由于活塞头部处于高温燃气循环加热和冷却油的冷却作用下,温度分布十分不均匀。由图9中可以看出:最高温度出现在活塞顶面凸台的过渡圆角处,为392℃;活塞头部最低温度约为117℃,出现在活塞环区底部。活塞的高温区在活塞顶面,最大温差ΔT接近200℃,温差较大。这是高温燃气与中央冷却油腔共同作用导致的。活塞环区的大部分热量由于与环形冷却腔的对流传热而被带走,第一环槽最高温度不超过200℃,没有超过润滑油的结焦温度,第一环槽下环岸及以下部位温度则不高于140℃。这是由于冷却油腔及冷却油孔的存在,使得这两个区域的温度较低,大幅减少了其热负荷。由于第二道活塞环槽处温度比较低,使得第二道活塞环的运动对此处温度影响不太明显。因而为研究第二道活塞环运动对环槽的影响,还需对活塞进行结构分析。
图10为活塞其他组件温度场分布。从图10(a)中可以看出,活塞裙部最高温度为155℃,最低温度为95℃,出现在活塞裙底部。活塞裙部最大温差为60℃,温差较小。从图10(b)中可以看出,螺栓最高温度为250℃,出现在螺栓与头部连接部位,最低温度为98℃,出现在螺栓与裙部接触部位。由图10(c)可以看出,由于接触导热,活塞销的最高温出现在活塞销与销座接触部位(活塞销两端),且活塞销座处温度较低,使得活塞销的整体温差很小。
为评价温度场计算结果,将文献[12]中活塞温度场测试结果与新设计活塞温度场仿真结果进行对比,对比点位置如图11所示,对比结果如表2所示。由表2可知,新设计活塞计算的活塞顶温度比文献中高(点1和点2),新活塞活塞环岸处温度比文献中活塞低(点3)。这是由于新设计活塞缸内燃气平均温度为913.31K,比文献中活塞温度(873K)高,故使得顶部温度计算高;新设计活塞在环形油腔顶部靠近火力岸处开了冷却油孔,冷却效果更好,使得火力岸底部温度低。整体而言,仿真结果具有一定的参考价值。
评价活塞热负荷的指标除了活塞的温度分布之外,还需要考察活塞内的热流分布情况。图12为活塞顶热流云图。从图12中可以看出:活塞顶面ω喉口处热流密度很大,在活塞顶面ω喉口处传热比较强烈,大部分热量由此传递给冷却油孔中的冷却油;环区和顶面中间部分热流密度较小。大约62.5%的热量由环形冷却油腔(包括冷却油孔)带走,而中央冷却油腔及环槽部分带走的热量分别为11.4%和6.0%。对于组合式的油冷却活塞,文献[15]试验表明总热流量仅有4%通过活塞环区,本文计算结果与此基本相符。
3.3 活塞环区传热系数敏感性分析
为了研究环槽区传热系数对环槽及环岸温度的影响,分别将环槽区传热系数提高10%,观察环区监测点的变化规律。环区传热系数及监测点分布如图13所示。其中,Hi代表环区各部分的传热系数,Ni代表环区监测点。当Hi增大10%后,Ni温度变化的比例Ei如表3所示。由表3可知,N1点温度对第一环槽处传热系数变化敏感,而对第二环槽及第三环槽处传热系数变化不敏感;N2和N3温度随环槽区传热系数的变化不明显。
4 结论
(1)活塞的高温区在活塞顶面,其中200~370℃的区域占大部分;活塞最高温度出现在活塞顶的喉口部位,即ω型燃烧室的边缘,这符合实测温度和普遍认同的观点;活塞裙部最大温差为60℃,温差较小。
(2)从温度场的分布图可以看出:从活塞顶部传入的热量大部分都传入了环形油腔中的机油(62.5%),符合活塞热平衡时的热量流向分配。计算得到有6%的热量经过活塞环区被带走,与文献[15]试验所得总热流量仅有4%通过活塞环区结论基本相符,符合一般规律,也证明了所建立的传热系数计算方法的合理性。
(3)由于第二环槽处温度随环槽区传热系数变化不敏感,使得第二道活塞环窜动对第二道活塞环槽温度影响不明显。
活塞动力学 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
[1]Will F, Mayson D.Combustion simulations for a self controlling variable compression ratio connecting rod[C]//SAE 2012-01-1154, 2012.
[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.
[4]Wittek K, Tiemann C, Pischinger S.Two-stage variable compression ratio with eccentric piston pin and exploitation of crank train forces[C]//SAE 2009-01-1457, 2009.
[5]Larsen G J.Reciprocating piston engine with a varying compression ratio:US, 5025757[P].1991-06-25.
[6]Sato Y, Masahiko K, Masayuki H.A study concerning booming noise of a multi-link type variable compression ratio engine[C]//SAE 2009-01-0772, 2009.
[7]Ishikawa S, Kadota M, Yoshida K, et al.Advanced design of variable compression ratio engine with dual piston mechanism[C]//SAE 2009-01-1046, 2009.
[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.
活塞动力学 篇3
关键词：内燃机,对置二冲程内燃机,动力学,折叠曲轴系
0概述
随着汽车节能环保法规日益严格, 进一步提高循环热效率、降低燃油消耗率等新技术的开发成为内燃机行业技术发展的关键。为此, 近年来世界各大相关研究机构和著名汽车公司都在研究多连杆机构曲轴系内燃机[1], 以实现可变压缩比、高等容度等优点, 同时由于对置活塞内燃机具有结构简单紧凑、功率密度高、高柔性化布置、成本低、质量轻、系统平衡性好等优点[2,3], 使其近年来备受青睐, 多连杆机构的对置活塞内燃机也成为研究热点[3,4,5,6,7]。
Armstrong Whitworth SBE、Sulzer Brothers ZG Series、Rootes TS3、Achates A47和Rolls-Royce H12等二冲程内燃机所采用的多连杆折叠曲轴系 (folded-cranktrain) 备受瞩目[3], 但多连杆机构本身存在着冲击惯性大等机构动力学问题, 一直制约其广泛发展。本文对一种对置二冲程活塞发动机折叠曲轴系 (folded-cranktrain) 进行机构运动学和动力学研究, 期望获得其对内燃机的工作过程产生的各种影响及在动力学方面存在的问题等重要信息。
1 折叠曲轴系统
本文所涉及的二冲程内燃机的折叠曲轴系如图1所示。该机构由上连杆、摇杆、下连杆和曲柄组成, 相对传统曲柄连杆机构多了上连杆和摇杆。即此折叠曲轴系由“曲柄摇杆+连杆滑块”机构组成, 也称为折叠机构。摇杆通过下支点和机体以销钉形式连接, 在下连杆和曲柄作用下左右摆动, 并通过小连杆使活塞在水平放置的气缸内往复运动。这种机构将使得小连杆摆角控制在很小范围内 (3°~5°) , 有利于减小活塞在相同气缸压力下所受到的侧向力, 从而减小活塞及活塞环组件与气缸壁之间的摩擦损失。
由于机构做镜像对称运动, 为了便于研究, 将模型简化为如图2所示单边模型。OA为曲柄, 点O为曲柄回转中心, 点A为曲柄销轴;CD为摇杆, 点C为摇杆下端固定点;曲柄下连杆AB将曲柄与摇杆通过销轴相连, 上连杆EB将活塞E和摇杆通过销轴连接。根据发动机要求, 曲轴标定速度为ω1 (已知) ;ω2~ω4分别为AB杆、CD杆和DE杆的角速度, 为待求参数;l1、l2、l3、l4、l8分别为OA杆、AB杆、BC杆、BD杆和DE杆的长度, 是需要仿真和优化的设计变量值;VA、VB、VD和VE分别为铰接点A、B、C和活塞E的速度;l5、l6分别为O点和C点竖直方向的距离和水平方向的距离, l7为E点到C点的竖直距离。如图2所示, θ1~θ4和β1~β9为角度值, 随着折叠机构的运动而变化, 是求解运动学和动力学的中间变量, 也是待求参数。
活塞E受到气体爆发压力, 并通过上连杆ED-摇杆DC-下连杆BA将活塞往复运动转化为曲轴AO的旋转运动。
2 数学理论模型
在对曲柄摇杆机构进行运动学、动力学分析时, 通常近似认为曲轴作匀速旋转运动, 并将机构的各种运动学和动力学参数表示为曲轴转角的函数。当曲柄做等速旋转时, 曲柄OA上任意一点都以O点为圆心作等速旋转运动, 活塞E沿气缸中心线做往复运动, 上连杆DE和下连杆AB进行平面运动, 摇杆CD以C点为中心做往复摆动。
2.1 运动学模型
2.1.1 活塞
对图2所示对置活塞内燃机的曲柄摇杆机构进行速度分析, 设定曲柄转角ω1已知, 根据速度投影定理, 可求出活塞速度。以下连杆 (AB杆) 为研究对象, 求得其角速度ω2。
式中, VA=ω1l1;VB=ω2l3, θ1为速度VA与AB杆的夹角;θ2为速度VB与AB杆的夹角。以摇杆 (CD杆) 为研究对象可到到活塞运动速度VE。
式中, VD=ω2lCD;θ3和θ4分别为杆ED与VD及VE的夹角。由式 (2) 可求得VE的表达式。对VE进行积分, 可得到活塞位移XE。
求式 (1) 和式 (2) 中的角度, 在△OFC中有
式中, β1为CO杆与水平面的夹角。在△AOC中由余弦定理得
式中, lAC为曲柄销A与摇杆固定销C的距离;φ为AO杆与水平面的夹角。在△AOC中由余弦定理得
式中, β2为AO杆与AC杆的夹角。在△ABC中, 同理得
式中, β3为AB杆与CB杆的夹角。因为θ2和β3互余, 有
由C点处各角度互补关系得到
式中, β4为CB杆与水平面的夹角;β5为△AOC中边AC和OC的夹角;β6为△ABC中边AC和BC的夹角。同理可得
△ABC中各角和为π, 于是有
lND和lDH分别为辅助线ND和DH的长度。从几何关系得到
在△END和△DHC中用直角三角形公式可得
2.1.2 曲轴及摇杆
与自由平动的上、下连杆 (ED杆和AB杆) 相比, 定轴运动的曲柄 (AO杆) 和摇杆 (CD杆) 运动学相对简单些, 在此先研究曲柄和摇杆运动学理论模型。
图3为以曲柄和摇杆为研究对象的运动学分析图。图3中P点和N点分别为上连杆ED和下连杆AB运动的速度瞬心, β9为EP和PD的夹角, θ5为AN和CD的夹角。
在△ANB中有
由余弦定理可得, 辅助线AN的长度lAN为
在△EDP中, 由正弦定理可得辅助线DP的长度lDP为
2.1.3 下连杆及上连杆
以AB杆为研究对象, 图4为AB杆运动学分析图。图4中, αtAB和αnAB分别为A点相对于B点的切向加速度和法向加速度, αAn为A点相对O点的法向加速度, αBt和αBn分别为B点相对点C的切向加速度和法向加速度, α2和α3分别为AB杆和CB杆的角加速度, G点为杆AB的质心, G点的加速度在y轴和x轴方向的分量分别为αGy和αGx, αtGB和αnGB分别为G点相对B点的切向加速度和法向加速度。
根据运动学知识可得:
分别向BO杆和AB投影, 求解得:
针对AB杆质心加速度, 由两点之间加速度关系式得到点G和点B的加速度关系式:
将式 (23) 向水平方向投影, 整理可得:
将式 (23) 向竖直方向投影, 整理可得:
同理可求得上连杆质心M点沿x轴和y轴方向的加速度aMx和aMy, 及活塞质心加速度aE:
式中, α4为ED杆的角加速度。
2.2 动力学模型
2.2.1 活塞
活塞受力分析如图5所示。图5中, F和FN分别为气缸压力和活塞侧压力, FEy和FEx分别为上连杆ED对活塞的作用力在y轴和x轴方向上的分量, mE为活塞质量, m0为杆ED的质量。
由牛顿第二定理得到可求得活塞受力表达式
2.2.2 上连杆
以上连杆 (ED杆) 为研究对象, 如图6所示。M点为杆ED质心, 杆ED的E点受到力活塞销的反作用力FEx'和FEy', 杆ED受到重力m0g和惯性力FxIM和FyIM的作用。根据达朗贝尔原理和牛顿定理, 以M点位研究对象得:
式中, MIM为刚体ED杆的惯性力系对其M点的主矩。以上连杆ED为整体研究对象得:
式中, ∑Fix为各水平分力的和;∑Fiy为各竖直分力的和;∑Mi为各力矩的和。联立式 (31) ~式 (36) 求解, 即可求得FDx、FDy、FEy'的表达式。
2.2.3 摇杆
以摇杆 (CD杆) 为研究对象, 如图7所示。图中, Q点为杆CD的质心, 杆CD的支点C点受到支反力作用, 点D受到ED杆的反作用力, MIQ为质心Q所受惯性矩, 另外杆CD还受到重力m34g和惯性力FtIQ及FnIQ的作用, m34为CD杆的质量。
根据达朗贝尔原理和牛顿定理, 以CD杆为整体研究对象得:
式 (37) ~式 (39) 中部分参数表达式为
式中, JQ为杆CD对过其质心点Q的转动惯量。
2.2.4 下连杆
以下连杆 (AB杆) 为研究对象, 如图8所示。图中, 杆AB的端点A和B分别受到OA杆和CB杆的反作用力 (FAx'、FAy'、FBx'和FBy') , MIG为质心G所受的惯性矩, 此外杆CD还受到重力m2g、惯性力 (FxIG和FyIG) 的作用, m2为杆AB的质量。
根据达朗贝尔原理和牛顿定理得:
2.2.5 曲柄
以曲柄 (AO杆) 为研究对象, 受力分析如图9所示。图中, K点为杆OA的质心, 杆OA的支点O受到机架支反力作用, 点A受到AB杆的反作用力, 杆OA还受到重力m1g和惯性力FnIK和FtIK作用, m1为杆OA的质量。根据达朗贝尔原理和牛顿定理得:
3 基于MATLAB/Simulink动力学建模及分析
为便于对比研究, 需建立常规二冲程曲柄连杆机构数学理论模型, 使其和折叠曲轴系均在相同缸压和转速下工作。根据二者的数学理论模型, 分别在MATLAB/Simulink建立仿真模型, 并与GT-Power软件 (提取缸压作用于活塞E上) 耦合, 在模型中输入所设计的机构参数值 (如表1所示) , 实现了各个连杆机构运动学和动力学求解。
3.1 活塞特性
活塞运动学特性如图10所示。由图10可知, 该折叠机构作用下活塞位移曲线与传统曲柄连杆活塞位移曲线差别较大。这是由于曲柄摇杆机构存在如图11所示的“极位夹角α”导致活塞压缩行程与膨胀行程所对应的曲轴转角不相等, 达到上止点 (E2点) 的时间早于传统内燃机, 压缩冲程时间较短, 曲线较陡, 做功冲程时间较长且曲线较为平缓。图11为折叠机构的两极限位置示意图。CD1和CD2分别为摇杆的两个极限位置, E1和E2为分别为活塞下止点和上止点。在相同转速下, 压缩冲程时间短, 可提高混合气流动速度及其湍流动能, 增加压缩上止点附近的紊流强度, 加快火花点燃式内燃机的火焰传播速度和压缩式柴油机的燃油与空气混合速率, 有利于内燃机充分提高燃烧效率, 改善燃烧过程;但排气和扫气时间均小于传统内燃机, 不利于换气, 需要考虑增大排气口和扫气口高度。
由图10中活塞速度特性比较可知, 活塞在下止点附近运动速度较快, 使换气质量变差, 不利于换气过程;上止点附近运动较慢, 增大了等容燃烧, 有助于循环的热功转化, 有利于燃烧过程。压缩过程中, 活塞运动速度快, 活塞环漏气损失和散热损失相对减小, 压缩温度和压力增加, 将缩短着火延迟期。由图10所示的活塞加速度曲线可以看出:由于运动学的非对称性, 与传统二冲程曲柄连杆内燃机活塞加速度相比, 该折叠曲轴系活塞在加速度差异较大且关于上止点具有非对称性, 内燃机所受往复惯性力较大。另外一方面, 由于折叠机构在摇杆两个极限位置处存在急回特性, 其加速度极值比较大, 加速度最大值出现点为下止点附近, 与传统曲柄连杆二冲程内燃机活塞的最大加速度出现在上止点附近的现象正好相反, 由于长杆抗拉能力远高于抗压能力, 所以该特性有利于连杆的强度优化, 下止点附近的加速度值4500m/s2, 大于上止点附近的3000m/s2, 意味着活塞在下止点所受惯性力将大于活塞在上止点所受的惯性力, 表现出与传统内燃机不同的动力学特性。
活塞销受力情况如图12所示。随着气体作用力在上止点附近达到最大值, 两种发动机活塞销合力的最大值也出现在上止点附近, 折叠机构内燃机活塞销合力峰值小于传统内燃机。但在下止点过后一段区域内, 前者受力比后者大, 原因是此区域内气缸压力的降低使得其对活塞销的影响程度降低, 而此时折叠机构的活塞加速度比传统内燃机活塞速度大很多, 使得活塞受力增大。
气缸侧向力比较如图13所示。两种内燃机气缸侧向力差别很大, 折叠机构内燃机和传统内燃机气缸最大侧向力分别为5.3kN和11.2kN, 前者相比后者减小了52%;侧向力最大值均出现在上止点后, 原因是最大气缸压力出现在此处的缘故;前者在下止点附近的反向侧向力比后者稍大, 原因是前者上连杆在下止点处摆角达到最大, 而后者连杆轴线与气缸轴线重合而无偏角。数据表明:通过此折叠机构使上联杆摆动角度大幅度减小, 有利于减小活塞对气缸的侧向压力的峰值和平均值, 这对减小内燃机的最大摩擦因素———活塞组件的摩擦至关重要。
3.2 折叠机构特性
曲柄摇杆机构在摇杆两极限位置CD1和CD2 (图11) 处存在运动学上的急回特性, 使得在摇杆在两极限位置附近的加速度及受力达到极值;另外, 在一个循环内, 曲柄OA与下连杆AB会出现两次垂直情况, 使摇杆角速度将出现两个极值, 同时使得活塞速度在压缩和膨胀行程各出现一次极值, 如图10所示。
各杆质心所受的惯性力如图14所示。从合力上看, 摇杆质心所惯性力较大, 而且变化最为剧烈, 出现四个极值点。这是由于摇杆位移存在两个极值点和两个角速度最大值点而使其加速度出现四个极值点的缘故。摇杆惯性力最大值和最小值分别为5204N和763N。下连杆所受惯性力也有四个极值点, 其极值点与摇杆极值点对应的曲轴转角位置几乎完全一致, 只是前者的极大值恰好是后者的极小值点。上连杆所受惯性力比较小, 在小幅度范围内变化, 这是因为该折叠机构将上连杆摆角控制在很小的范围内, 其加速度变化较小的缘故。在水平方向上, 摇杆所受惯性力比较大外, 压缩冲程变化比较剧烈, 其余各杆水平受力均很小。竖直方向上, 下连杆受力较大, 上连杆较小。
折叠机构各铰接点所受力及在水平方向和竖直方向的分力如图15所示。由竖直分力上看, 知A、B、C和D点所受合力均有四个极值点, 两个极大值点均出现在压缩冲程, 压缩冲程受力变化很大, 尤其是压缩冲程前期。四点受力曲线变化如此相似, 根本原因是曲柄摇杆机构的特性。最大受力点出现在B点, Fmax=18 686N, 此即为摇杆反向急回区始点附近摇杆和下连杆加速度剧烈变化的结果, B点也是受力变化最剧烈的点。由水平分力上看, 得知在水平分量上, 受力最大值点是A点, 在压缩冲程中达到最大值, 继而在到上止点前迅速变小。竖直方向上, 受力最大值点在B点, 出现在压缩冲程末期;D点受力一直很小, 在下止点附近达到最大值。无论是从水平、竖直分量上还是合力上看, 四个点的受力大小变化规律是一致的, 只是方向不同。
鉴于活塞及折叠机构水平分力较大, 所以将此折叠曲轴系运用于对置发动机, 两侧活塞及折叠机构产生的水平力相互抵消, 将大幅度降低车辆在行驶中的振动, 使发动机转速得到很大提高, 减少噪音, 达到更好的整体平衡性, 同时将大幅度降低重心高度, 使结构紧凑。
4 结论
(1) 与传统二冲程内燃机相比, 该折叠机构的运动学最大特征是不具有关于上止点的对称性。在相同转速下, 压缩冲程时间短, 将提高混合气流动速度, 增大湍流动能, 增加压缩上止点附近的混合气紊流强度, 有利于提高内燃机燃烧效率, 改善燃烧过程。区别于传统内燃机, 该折叠机构活塞加速度最大值出现在下止点附近, 变化较剧烈, 往复惯性力较大。
(2) 该折叠机构增加了摇杆, 使上连杆摆角可控制在很小的范围内, 从而大幅度减小了活塞侧压力, 有利于减小整机的机械损失。
(3) 该折叠机构具有急回特性, 存在正向急回区和逆向急回区, 各杆铰接点在两急回区内受力存在极值点;活塞销和摇杆中销 (B点处) 受力最大, 应注意强度加强及急回特性带来的冲击和磨损。
(4) 将此折叠曲轴系运用于对置发动机, 水平方向的受力及振动易被支架吸收和抵消, 达到整体平衡。
参考文献
[1]Roberts M.Benefits and challenges of variable compression ratio (VCR) [C]//SAE 2003-01-0398, 2003.
[2]朱敏慧, 张颖.继承与创新:阿凯提斯动力公司致力开发对置活塞二冲程发动机[J].汽车与配件, 2011 (30) :54-56.
[3]Flint M L S, Pirault J P.Opposed piston engines[M].Warrendale:SAE International, 2009.
[4]Hofbauer P.Opposed piston opposed cylinder (opoc) engine for military ground vehicles[C]//SAE 2005-01-1548, 2005.
[5]Franke M, Huang H, Liu J P, et al.Opposed piston opposed cylinder (OPOCTM) 450hp engine:performance development[C]//SAE 2006-01-0277, 2006.
[6]赵航.中国汽车工业年鉴[M].天津:《中国汽车工业年鉴》期刊社, 2007.
活塞动力学 篇4
关键词：活塞环,动力学,润滑油流动 (输送)
1前言
活塞环是内燃机关键零部件之一, 其与活塞和气缸套配合工作, 组成内燃机动力源组件。活塞环的功能主要包括密封、调节润滑油 (控油) 、导热 (传热) 和导向 (支承) 等[1]。随着内燃机向高功率、高转速、低油耗、低排放和高寿命方向的发展, 对活塞环质量的要求越来越高, 不仅要求活塞环有高可靠性和经济性, 更重要的是最佳的工作性能。
活塞环的运动动力学特性是其最重要的工作性能之一。内燃机工作中, 活塞环在环槽中除了随活塞一起运动外, 还存在自身的特殊运动。通过活塞环运动动力学的研究, 可以掌握其运动规律, 这有助于了解活塞环处漏气的主要影响因素、缸内润滑油消耗的机理和活塞环处润滑油的流动状况等。可见, 活塞环运动动力学的研究是提高内燃机性能极其重要的方面, 因而一直受到人们的广泛关注。
2 活塞环动力学分析模型
活塞环动力学分析的基本模型[式 (1) ][2]根据牛顿定律建立, 考虑惯性效应, 使用多体动力学求解方法, 其中润滑油影响通过联立Reynolds方程解决。
考虑活塞环变形和活塞二阶运动的影响, 文献[3,4]提出了应用经典方程的分析模型。
考虑缸套表面形状的影响, 文献[5]在分析活塞环径向运动时采用了如下形式的动力学模型。
活塞环动力学分析中, 活塞环背和环岸的气体压力一般根据质量守恒原理, 建立的计算模型[6,7]为:
考虑活塞环在环槽中的运动状况受活塞主运动和二阶运动的影响, 将作用在活塞环上的所有力和力矩应用到牛顿定理和欧拉公式中, 建立的活塞环二维运动 (径向x、轴向y和扭转θ) 的动力学分析模型为[8]。
3 活塞环运动研究
活塞环运动由整个内燃机工作循环中变化的力和力矩决定, 总体上可以分为两类, 规则运动和不规则运动。规则运动一般有三种型式[9]:径向运动, 取决于环背气体压力、活塞环自身弹力和油膜流体动压力等之间的平衡;轴向运动, 静止时活塞环通常靠在环槽底部, 运动引起的环惯性力可使环产生轴向运动, 甚至运动到与环槽顶部接触;回转运动, 与内燃机转速、气缸的喇叭状磨损、变形等密切关联。文献[10]研制了专业分析软件, 可以完成活塞环组的径向、轴向和扭转运动特性仿真计算。Tian[11]应用建立的模型分析了油环动力学, 模拟了油环环轨的轴向和扭转运动, 以及油环双轨与缸套间的润滑状态。
活塞环的不规则运动是由于转速的变化, 惯性力、油膜压力和缸内气压等的激变产生的, 主要包括活塞环的失效、扭转振动和颤振等。
3.1 活塞环失效
活塞环失效[12,13,14]是指活塞环沿轴向剧烈运动时, 环背压力、环岸压力、油膜压力和活塞环径向弹力随之发生变化, 环径向合力的剧烈变化使其径向运动加强, 活塞环径向运动幅度增大, 环被压入槽内, 导致密封性能的丧失。这时, 气体直接穿过活塞环工作面与缸套间的间隙, 出现漏气的极值点[13]。Iijima[14]基于试验分析了活塞环的失效, 模型为式中, Fo为活塞环工作面的径向合力, Fi为活塞环环背的径向合力。当工作环境的突变等因素使Fo比Fi大的多时, 活塞环被压入环槽中, 活塞环的密封性能丧失, 出现活塞环失效。
3.2 活塞环扭转
活塞环扭转指[1]环在环槽中的位置不正常, 发生了倾斜。当活塞刚经过上止点, 变换环槽上、下端面的接触位置时, 活塞环受到很大的由上向下的气体压力, 环槽下端面的摩擦阻力升高, 阻碍了环在环槽中的横向移动;以及环工作表面与气缸间的摩擦阻力和润滑油压力剧烈变化产生的力矩等, 均有可能导致环端面扭转。
Dunaevsky[15]以活塞环的横截面形状和特征作为输入量, 研究了活塞环与缸套间的接触力对活塞环扭转特性的影响, 计算活塞环变形时活塞环外围切向力取为分布力, 比之前简化为集中载荷更符合实际工作状况。Ejakovhe[16]应用活塞环的三维杆件模型, 基于活塞环横截面特征和环张紧力等, 分析了整个内燃机工作循环中任意界面的轴向位移、径向位移、弯曲和扭转角度。考虑到活塞环扭转使得活塞环在各个横截面特性的不同, 单纯使用二维模型无法体现其特性, 采用了准静态的三维模型。结果表明活塞环扭转极大地影响了活塞环组的性能。
3.3 活塞环颤振
在压缩行程后期和膨胀行程初期, 由于环上方压力较高, 环总是压在环槽的下侧面。在排气行程后期和进气行程初期, 由于缸内气压力很小而惯性力相对较大, 且方向向上, 活塞环可能离开环槽下侧面紧贴上侧面。当转速升高时, 由于节流效果加剧, 第一环后的压力显著下降或者迟后很多, 在压缩行程后期, 可能出现活塞环惯性力大于气压力的情况, 此时第二环离座, 瞬时悬浮, 丧失密封作用, 二环岸与三环岸相通, 一环后的气压大大下降, 环继续向上运动, 叩击并紧贴环槽的上侧面。一旦如此, 一环后气压又立即上升, 在轴向不平衡力作用下第二环又落座紧贴环槽下侧面。这种现象有时会反复重演多次, 环在环槽内多次上下跳动, 出现抖动, 发出明显的沉闷噪声, 同时漏气大增。这种现象称为活塞环颤振[9]。如果颤振很严重, 漏气和噪声使得内燃机不能正常工作。Tian[17]利用建立的活塞环动力学模型进行了活塞环颤振的研究, 并讨论了其对润滑油流动 (输送) 的影响。
4 影响活塞环动力学的因素研究
活塞环随活塞在气缸里运动, 活塞的一、二阶运动是影响活塞环动力学的最基本因素。另外, 活塞环结构尺寸、气缸压力、内燃机转速、活塞环自重、缸套表面质量和多缸机其它缸等对活塞环动力学也存在影响。
4.1 环结构尺寸比例关系
增大环高, 并不意味着密封性能的改善, 由于降低了环对气缸的适应性, 漏气量增多, 而且转速越高, 漏气量也越大[1]。活塞环颤振的程度主要受惯性力支配, 研究表明环高越小, 颤振发生的转速越高。增大活塞环径向厚度可以提高抗径向振动的刚度, 使环的悬浮次数减少, 避免或推迟环颤振的发生。如果增加环径向厚度的同时, 增大环的径向弹力, 活塞环的抗颤振性能更高。
4.2 气缸压力、转速和活塞环自重
文献[18]研究了缸内压力、内燃机转速和惯性力对活塞环动力学的影响, 气缸压力增加导致环的扭转增强, 在燃烧行程出现扭转的极值;气缸压力的变化是活塞环在环槽中垂直运动的重要因素;转速增加, 环的径向运动增加;活塞环磨损造成的质量减轻导致环剧烈的轴向运动。
4.3 缸套表面质量
缸套的轴向曲线形状将使环受到明显的径向惯性力, 并对活塞环开口间隙、环与缸套之间的润滑条件产生影响。文献[5]对活塞环的径向运动和环-缸套润滑进行了研究, 显示缸套轴向曲线特征等对活塞环的径向运动及环-缸套之间的润滑油有显著影响。
4.4 多缸机其它缸的影响
针对活塞环动力学研究一般都是以单缸机为对象的情况, 文献[3]以一四缸四行程内燃机为对象, 应用有限元方法, 分别以某一缸工作 (其余三缸停转) 和四缸全部运转为模型进行活塞环动力学的对比分析, 表明多缸机某一缸的活塞环运动受到其它缸的影响, 各缸活塞环的运动也不相同。
5 活塞环动力学对润滑油流动 (输送) 等影响的研究
5.1 对漏气的影响
文献[6]中应用多体非线性动力学模型, 对一四缸内燃机漏气进行了分析, 表明主要的漏气在活塞环的开口间隙处。活塞环受活塞二阶运动的影响, 使二道环开口间隙变化, 气流量出现起伏。文献[12]应用牛顿定理和Reynolds方程确定活塞环的位置, 结合混合润滑模型、粗糙面接触模型及泄露和泵气模型进行了模拟, 同时进行了气流穿过静态矩形活塞环组和单缸机活塞环组的漏气和泵气状况两组试验验证。内燃机全负荷时, 随着转速的升高, 漏气量增大。文献[10]研制了专业软件, 可以分析活塞环组动力学对漏气的影响。
5.2 对润滑油耗的影响
文献[12]建立了内燃机工作状态和活塞环参数可调的动力学模型, 研究边界条件和调整参数对活塞环运动的影响, 结果显示二道环环岸压力会影响一道环运动和二道环的密封, 甚至可能导致环径向的失效, 导致大量的润滑油耗。Tian[17]利用建立的模型分析了活塞环动力学对环/槽磨损、环/缸套磨损和润滑油耗的影响。文献[10]研制了专业软件, 可以分析活塞环组动力学对润滑油耗的影响。
5.3 对润滑油流动 (输送) 的影响
活塞环运动通过改变环的工作面积影响到润滑油的流动[19], 特别是一环与环槽间的倾斜角度。活塞环运动对缸套表面一道环上部的布油、二道环的润滑油流动和二道环与缸套之间的润滑并对一道环的润滑油流动有明显影响。Tian[17]利用建立的活塞环动力学模型研究了活塞环颤振及其对润滑油流动 (输送) 的影响。文献[10]研制了专业软件, 可以分析活塞环组动力学对润滑油流动 (输送) 的影响。
6 试验研究
6.1 活塞环运动
文献[20]研制了一台玻璃的多缸机, 利用一个超微型快速照相机从缸外观察活塞环运动时活塞环开口间隙的变化情况, 以此分析活塞环的运动, 进而研究活塞环与缸套的配合情况。文献[14]采用在二道环环槽底部镶嵌电容传感器电极 (如图1所示) 的方法, 研究二道环的运动情况。文献[21]通过改变缸套螺栓预紧力的方法控制缸套的变形, 在环槽内侧对称布置两个非接触式位移传感器 (图2) , 研究活塞环的运动特性。
6.2 压力测定
文献[22]利用压电式压力传感器测量了活塞环区域内的第一、二环槽底部和第一、二环岸四处的气压 (如3图所示) , 采用遥感传输系统 (图4) 将运动活塞上的信号传送给采集和处理系统。文献[14]采用在活塞内部嵌制压电式压力采样器的方法测量了二道环环背压力和环岸压力, 如图5和6所示。
6.3 润滑油耗测量
文献[23]进行了改变顶环开口间隙 (方案1) 和二环开口间隙 (方案2) 的试验研究, 方案1在试验整个转速范围内漏气量都显著增长, 尤其是转速超过1500r/min后增长更加剧烈。试验转速在800~1200r min之间时方案1和2的润滑油耗数值有稍微降低, 转速超过1200r/min后, 方案1和2的润滑油耗有较大变化, 但均有所降低。文献[21]通过在机体内设置一个矩形槽作为泵入润滑油的容器, 通过测量其中润滑油前后的量得到泵入燃烧室的润滑油量。
6.4 润滑油流动 (输送)
文献[24]在一单缸试验机上设计了100mm×12mm的观察窗口 (如图7所示) , 几乎可以看到整个活塞行程, 利用二维激光诱导荧光测量技术[17]观察了活塞环组中润滑油的布置及润滑油的流动。
7 讨论与展望
活塞环动力学研究在计算分析和试验研究方面已经开展了较多的工作, 开发的软件可以对活塞环组动力学进行仿真, 计算活塞环的轴向、径向和扭转特性, 分析环背气体压力、环与缸套间的润滑油流动、润滑油耗、漏气和活塞环与变形气缸的配合等。
但是, 由于活塞环工作环境复杂, 活塞环动力学研究很难模拟实际的工作环境, 研究中一般不能充分考虑各种影响因素。例如, Richardson[25]在研究二道环的静态扭转对内燃机润滑油耗和漏气的影响时仅仅考虑了活塞环的轴向运动;在Namazian[26]建立的活塞环动力学和气流量模型中, 考虑了气体穿过活塞环槽, 然而却没有考虑到活塞环的扭转;在Ejakov[27]设计的活塞环三维杆件模型中, 考虑了环的轴向、径向和扭转等, 但没有考虑接触力的影响;Kurbet[28]利用三维有限元仿真单缸四行程内燃机分析了活塞和活塞环的运动, 表明活塞的倾斜对环开口间隙变化、活塞环升降和扭转有重要影响, 但在研究中没有考虑润滑的影响。
另外, 虽然目前通过仿真和试验对活塞环动力学进行了较多研究, 但是研究还不够全面, 特别是关于活塞环在环槽中运动速度和加速度分析。活塞环的运动速度和加速度对活塞 (环) -缸套间润滑、润滑油流动 (输送) 、内燃机缸内润滑油消耗、漏气和排放等都存在直接的影响, 必须充分研究活塞环动力学, 掌握其运动的轨迹、速度、加速度和相关影响因素。
8 结束语
活塞动力学 篇5
关键词：内燃机,微动力装置,可视化试验,自由活塞,均质压缩燃烧
0概述
微机电系统的迅速发展,使得高能量密度电源装置的需求日益迫切,传统电池能量密度低且供能不连续,已成为微机电系统发展的主要障碍。研究表明,碳氢燃料能量密度高,在微尺度空间内燃烧碳氢燃料的微型动力装置只需要10%的转换效率就能产生比目前最好的电池高6倍的能量密度[1]。基于碳氢燃料燃烧的微型动力系统(Power MEMS)应运而生。
研究人员设计各种 方案对微 动力系统 进行研究,如密歇根大学开发制作的微型摆式发动机[2], 由日本东北大学与IHI公司合作 研制的世 界上最小的燃机轮机[3],加州大学伯克利分校最早提出的微型三角转子 式发动机 概念[4]等。其中自由 活塞式发动机结构简单,没有曲柄、飞轮等旋 转运动部 件,其活塞运动规律不受机 械部件的 限制,能量转换效率高,近年来备 受关注[5,6]。 自由活塞 式发动机 更适合向 微型化发 展,将均质压 缩燃烧 (homogeneous charge compression ignition,HCCI) 方式[7]与微型自由活塞式发动机相结合,不仅可以解决微燃烧室 壁面的火 焰淬熄问 题,还可以解 决HCCI燃烧的着火控制难题,对微动力机电系统装置的开发具有 重要意义[8]。对微自由 活塞发动 机的研究有:文献[9]建立了零维模型对着火燃烧过 程进行了热力计算与分析[9],但未进行详细的可视化试验研究;国内也对相关 课题进行 了研究,如文献[10],但其发动 机采用了 点燃式燃 烧方式[10]。 本文通过试验方法,利用可视 化平台,结合高速 摄像技术研究微自由活塞动力装置压缩燃烧过程,直接观察与分析燃烧状况与活塞的运动特性,揭示相关参数对微燃烧过程的影响。
1试验装置与试验条件
图1为对置式自由活塞发动机工作原理图。混合气进入气缸内,当活塞接近一侧上止点混合气温度上升到自燃点时,压缩着火实现该侧缸内燃料的燃烧,气体爆发压力推动活塞反向运动,进行膨胀做功;另一侧气缸则进行扫气和后续的压缩行程,待缸内均质气体压缩着火燃烧后将活塞推回。两侧气缸内气体燃料的交替压缩着火,使得自由活塞进行连续的往复运动,再利用直线电机产生电能,实现能量转换。关于微自由活塞发动机的研究,目前还没有成熟的基础理论可以借鉴,现有的研究尚有诸多不足之处,因此开展进一步试验研究和理论分析十分必要。本文针对微自由活塞动力装置单次冲击压缩着火燃烧过程,开展可视化试验,分别对自由活塞质量、自由活塞初速度及微燃烧室几何尺寸等参数对微动力装置压缩着火过程的具体影响进行研究。
试验装置如图2所示。整个试验装置包括:由氮气瓶与气动装置组成的驱动系统,其作用是为自由活塞提供一定的初始速度;由燃料瓶、高压氧气瓶、质量流量计及控制器预混室组成的燃气预混系统,作用为使气体燃料以一定的当量比充入微燃烧室内;高速数码相机与数据采集系统,作用为捕获压缩燃烧过程图片;由高硼硅玻璃加工而成的可视化微燃烧室,为整个试验装置的核心部件。试验过程中,通过氮气瓶调节输出压力,可以使气动装置以不同的冲击压力驱动撞针,撞针冲击自由活塞,活塞获得初速度,压缩混合气体燃料;均质气体在被压缩的过程中,随着体积不断减小,压力和内能增加,达到自燃点时气体燃料燃烧,温度与压力值急剧上升,活塞开始返回,完成气体膨胀过程,单次冲击压缩燃烧过程完成。通过高速数码相机,可以清晰地观察整个燃烧过程,拍摄速度最高可达每秒六万多张。
在试验过程中,甲烷、丙烷和二甲醚三种气体均可作为气体燃料,考虑到二甲醚气体自燃温度比较低,在较小的压缩比下便能实现压缩着火,所以试验过程中选用了二甲醚气体燃料。同时由于当量比较高时,均质气体压缩着火的瞬间压力值会急剧变化, 极易导致可视化微燃烧室破裂,所以试验过程中在保证均质气体能够燃烧的前提下,选择相对较低的当量比值0.2。本文试验条件如表1所示,微燃烧室直径为(3.00±0.002)mm,长度为20~50mm。微加工过程中活塞与微燃烧室内壁面之间必定存在间隙,间隙过大则均质气体在压缩过程中泄漏严重,很难压缩着火,影响压缩燃烧过程。为了减小间隙,提高密封性能,对活塞进行了精加工及电镀处理,使得间隙小于5μm。数码相机的拍摄速度均为每秒40 000帧,单张图片时间间隔为25μs;通过活塞的实际长度与图片中活塞的像素大小,换算出像素与实际长度之间的关系; 通过测量活塞的运动位移,得出活塞的实际位移和速度随时间的变化关系,定量分析在不同工况条件下活塞的运动特性及混合气燃烧特性。
2试验结果与分析
2.1三种典型着火燃烧型式
图3~图5为在不同 的初始条 件下(活塞质量0.83g,长度33.33mm,直径3.00mm,当量化为0.20, 初始温度约300K),微燃烧室内均质气体压缩燃烧过程的三种典型着火燃烧型式:(1)未着火型式;(2)临界着火型式;(3)完全着火燃烧型式。图中t0表示以第一幅图片为起点时间;用T表示时间变量,ms;h为自由活塞与燃烧室底的距离,mm。图3中自由活塞初速度约为18m/s,均质气体未能压缩着火,不发生燃烧现象,气体膨胀过程中由于能量的不断消耗,使得自由活塞返回末速度小于初始度。图4中自由活塞初速度约为20m/s,为混合气临界压缩着火燃烧状态,当活塞压缩到微燃烧室底部时,有微弱火焰产生, 但整个燃烧室未发生剧烈燃烧。由于混合气体已经发生化学反应,部分化学能转换为气体内能,使得自由活塞在返回过程中,动能不断增加,末速度略大于初速度。图5中自由活塞初速度约为23m/s,混合气体完全压缩着火燃烧,燃烧过程越来越剧烈。
不同于传统发动机,自由活塞发动机的活塞在运动过程不受其他机械约束,活塞的运动特性主要受均质气体压力变化影响。由图3~图5中可以看出,不同条件下,微压缩燃烧过程会有很大的变化, 其中活塞初速度决定了活塞的初动能,活塞质量决定了活塞运动时的惯性力,微燃烧室的形状对着火时刻及工作频率等产生影响。试验过程中只改变其中一个变量,其他初始条件相同,具体研究与分析每个参数产生的影响。
2.2自由活塞初速度对压缩比及燃烧过程的影响
自由活塞初速度直接影响微燃烧室内均质气体的压缩程度,从而影响压缩着火燃烧过程。为了研究活塞初速度对微压缩燃烧过程产生的影响,活塞初速度分别取13.33、15.00、20.00、21.67、25.67m/s, 活塞质量为0.83g,微燃烧室长度为33.33mm,其他参数如表1所示。
不同活塞初速度条件下压缩燃烧过程结果如图6和图7所示。图6中,当活塞初速度为13.33m/s和15.00m/s时,由于均质气体没有发生压缩燃烧, 活塞返回的最大末速度比活塞初速度小;当活塞初速度增大到20.00m/s时,活塞压缩接近微燃烧室底部时微燃烧室内均质气体发生着火燃烧,化学反应使得活塞返回末速度大于初速度;随着活塞初速度的不断提高,活塞返回末速度也不断增大。图7中给出了活塞初速度与压缩比(ε)之间的关系。随着初速度的 增大,压缩比不 断增大,当初速度 为20m/s时,压缩比增大到22.22左右,微燃烧室内开始发生压缩着火;随着压缩比的进一步增大,着火时刻也不断提 前,单次压缩 周期从5.70ms下降至2.75ms左右。这间接说明,相同条件下,活塞初速度越大压缩着火时刻越提前,越有利于均质气体压缩着火的发生。从活塞膨胀返回过程中的速度变化曲线可以看出,活塞初速度越大,膨胀返回的速度越大,单次冲程周期短,说明压缩着火过程中瞬间压力值比较大,且混合气体燃烧时间长。通过试验可知, 活塞初速度是影响活塞运动特性的重要因素,直接影响微动力装置的着火时刻与动力输出。
2.3微燃烧室尺寸对压缩比及燃烧过程的影响
在微动力装置的设计过程中,微燃烧室尺寸是重要的选型参数,对直径为3mm不同长度微燃烧室内的压缩燃烧过程进行了试验研究。设定一无量纲参数L/D,其中L为微燃烧长度,D为微燃烧室直径,L/D分别取值9.17、11.11及12.66。图8为不同L/D条件下活塞位移随时间的变化曲线,其中活塞初速度约为20m/s,活塞质量为0.83g,其他条件如表1所示。
从图8中可以得出,随着L/D值的下降,均质气体压缩程度增大,压缩比由18.00增加到23.14。 图8中三幅图片为不同条件下,自由活塞接近微燃烧室底部时 均质气体 的燃烧状 况。 当L/D值为12.66、压缩比为18时,均质气体发生化学反应,但只产生微弱火焰,没有发生燃烧;当L/D值下降到11.11,压缩比增加到19.9时,微燃烧室内混合气压缩着火燃烧;随着L/D值的近一步下降,压缩比增加到23.14,混合气燃烧更加剧烈。
图9为不同L/D值下,压缩比随活塞初速度的变化。从图9上可以看出,压缩比随着活塞初速度的增加而变大,而在相同的活塞初速度条件下,L/D值越大,压缩比越小。这说明在本文的研究范围里, L/D值越小,越有利于均质气体压缩燃烧的发生。
2.4自由活塞质量对压缩比及燃烧过程的影响
图10为不同自由活塞质量条件下,活塞位移随时间的变化规律。其中燃烧室长度约为27.33mm, 活塞初速度约为15.48m/s,活塞质量分别为0.83g、 1.11g及1.38g,其他条件如表1所示。
从图10可以得出,随着活塞质量的增加,单次压缩周期变短。图10中三幅图片为不同活塞质量条件下,活塞压缩至燃烧室底部时的燃烧工况。当活塞质量为0.83g时,压缩比为12.65,活塞运行至底部时没有发生燃烧;活塞质量为1.11g时,压缩比增加至23.56,均质气发 生压缩燃 烧,着火时刻 为2.15ms时刻;当活塞质量增加到1.38g时,压缩比增至35.49,活塞运行至底部时发剧烈燃烧,且着火时刻提前至2.1ms时刻,即在相同条件下,随着活塞质量的增加,压缩比增加,有助于均质气体压缩燃烧的发生,且单次压缩周期缩短,输出频率提高。
2.5压缩比对微燃烧过程的影响
分析不同参数对微压缩燃烧过程的影响可知, 压缩比是决定均质混合气能否压缩着火燃烧的重要参数。根据大量试验结果,得出压缩比与均质混合气压缩燃烧状态的关系,如图11所示。对比分析将压缩比值域划分为三个区域,其中压缩比小于15为压缩未燃区域;压缩比15~18为临界压缩着火区域;压缩比大于18为压缩着火区域。在微自由活塞式动力装置的设计与研究过程中,为了使均质气体能够压缩着火,各种参数的设计应使微自由活塞式动力装置压缩比大于18。
3结论
(1)均质混合气体在微尺度燃烧室里能够压缩着火燃烧,并为微自由活塞动力装置提供动力,实现基于压缩燃烧方式的动力装置微型化。
(2)在其他条件不变的工况下,微燃烧室L/D值(长度/直径)减小及自 由活塞初 速度、质量的增 加,均能使压缩比增大,单次压缩周期减小,有利于均质气体压缩燃烧的进行。
活塞动力学 篇6
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
[1]SUN H,YANG L F,JING J Q.Hydraulic/electric synergy system(HESS)design for heavy hybrid vehicles[J].Energy,2010,35(12):5328-5335.
[2]HOFBAUER P.Opposed piston opposed cylinder(OPOC)engine for military ground vehicles[C]//SAE Paper.Detroit,Michigan,USA,2005,2005-01-1548.
[3]FRANKE M,HUANG H,LIU J P,et al.Opposed piston opposed cylinder(opocTM)450 hp engine:performance development by CAE simulations and testing[C]//SAE Paper.Detroit,Michigan,USA,2006,2006-01-0277.
[4]XU S,WANG Y,ZHU T,et al.Numerical analysis of twostroke free piston engine operating on HCCI combustion[J].Applied Energy,2011,88(11):3712-3725.
[5]朱访君.内燃机工作过程数值计算及其优化[M].北京:国防工业出版社,1997.
[6]何学良,李疏松.内燃机燃烧学[M].北京:机械工业出版社,1990.