排气策略

排气策略（共7篇）

排气策略 篇1

0 概述

排气歧管是内燃机废气排放过程中最先通过的部件,针对它的设计,最重要的是避免各气缸间的排气相互干扰,使废气能快速完全地排出管外。已有研究表明了排气管阻力对发动机性能也有一定影响[1]。由此可见,合理地设计排气歧管结构具有的必要性。目前柴油机的排气歧管大多是依据经验来设计,受到整机布置方式的限制,其结构较为紧凑,容易对管内的气体流动造成不利影响,并且很难直接从台架试验中发现问题和找到解决办法。

计算机模拟技术的发展,为研究柴油机的工作过程提供了有力工具。采用数值模拟技术,可以综合考虑气缸内的热力过程与进排气系统中的热力过程、气体流动过程和充量交换以及柴油机与涡轮增压器的匹配等,也能单独研究局部的结构特征,为柴油机整机和零部件的优化设计创造了条件。本文以某车用增压柴油机的排气歧管优化为例,在台架试验的基础上采用数值模拟技术研究了试验发动机各缸排温差异的影响因素,并对试验发动机的排气歧管结构进行了优化,最后总结出符合工程实际需要的排气歧管优化策略。

1 试验装置

1.1 试验发动机

试验用机为2气门4缸直喷增压柴油机,该发动机的主要技术参数如表1所示。

试验发动机在台架上的安装情况如图1所示,图1中圆圈部分为各缸排温传感器的安装位置。

1.2 试验发动机排气歧管

试验发动机排气歧管外形及内部结构如图2所示。各缸温度传感器的测量位置如图2b所示。

1.3 试验结果和分析

在台架上进行了不同转速外特性试验。试验测得的4种转速(1 000、2 000、3 000、3 400 r/min)下各缸的排气温度情况,如图3所示。由图3可见:4种转速下各缸的排温有明显差别,第2、3缸排温最高,第1、4缸的排温较低;相同工况时各缸最大排温差130 K左右。

柴油机各气缸工作过程的差异、排温测量点位置以及排气歧管结构尺寸都可能对排气温度造成上述影响[2],因此很难从试验数据上判断出排温差异的原因。本文将采用数值模拟的方法来帮助研究这种现象。

2 试验发动机的一维模拟

2.1 一维模型的建立和验证

利用发动机循环模拟软件BOOST建立了试验发动机的一维模型,如图4所示。模型的建立过程参见文献[3]。由于试验过程没有采集气缸压力,因此在模型中采用VIBE函数来模拟缸内的燃烧过程,各缸的喷油和燃烧参数均设为相同,这也人为地排除了各缸工作过程不同造成的影响。此外,模型计算的初始条件和边界条件均采用试验数据来标定。

图5为一维模型的计算结果与试验数据的比较。其中,图5a为扭矩和燃油消耗率的比较,图5b为空燃比的比较。由图5可见:一维模型计算的不同转速扭矩、燃油消耗率和空燃比与试验值均较为接近。这表明该一维模型设定的发动机结构参数,计算的初始条件和边界条件均达到了模拟试验发动机的要求,可以进行更进一步的模拟研究。

图6为一维模型计算与试验的排温对比。模型中4个虚拟的排温传感器测量点均设置在距各排气歧管入口20 mm处。由于不同转速下各缸的排温变化趋势相同,因此本文仅选取标定点转速(3 400 r/min)工况来研究,以下均相同。由图6可见:一维计算的排温值和试验值存在一定差别,其中,计算的最大排温差值为63 K,试验的最大排温差值为129 K,这是由于模型中没有考虑到各缸工作过程的差异造成的;计算和试验的排温随缸数的变化趋势相似,均为第2、3缸高,第1、4缸较低。

图7为一维模型计算的平均指示压力和残余废气系数。由图7可见:各缸的平均指示压力基本一致,这表明各缸的工作过程是接近的;第2、3缸的残余废气系数要明显高于第1、4缸,这表明第1、4缸的扫气过程要比第2、3缸进行得更为完善,也从侧面反映了各缸的实际工作过程是不同的(由于残余废气系数不同),因而也会对排温造成一定的影响。

图8为一维模型计算的排气门处的排气质量流量。由图8可见:第2、3缸的排气后期正好是第1、4缸的排气高峰期。这是由于排气歧管结构的影响,导致第2、3缸的排气尾流出现回流(图中圆圈部分),造成第2、3缸内的残余废气系数升高。

图9为计算的气缸压力、进排气压力在1个发动机循环内的变化过程。为了方便比较,将各缸压力轨迹参照第1缸上止点相位进行了适当平移。由图9可见:各缸进气压力变化不大,但第2、3缸的排气压力相比第1、4缸在360 °CA附近出现明显的高压峰值,对应的第2、3缸气缸压力在该相位也出现压力的突然升高,这进一步证实了排气回流现象的存在。

2.2 温度传感器位置对排温的影响

图10为一维模型计算的排气门处温度和虚拟温度传感器测点处温度。由图10可见:排气门处的各缸温度最大差值为6 K,传感器温度的最大差值达到63 K。这表明较大的排温差异并不是来自气缸内部,另一方面也表明温度传感器位置越接近排气门,越能反映缸内的热负荷状况。为了进一步探索排温差异的原因,需要对排气温度的变化过程进行分析。

图11为计算的传感器测点处的排气温度在1个发动机循环内的变化过程。为了方便比较,将第2、3、4缸的排气温度轨迹参照第1缸上止点相位进行了适当平移。由图11可见:第1、4缸的排气温度受自身排气的影响,出现1个温度高峰值,但第2、3缸排气温度受到其他缸排气的共同影响,出现4个温度高峰,从而导致第2、3缸测得的排气平均温度值偏高。结果表明:排气温度出现差异是受气缸工作过程、排气歧管结构和温度传感器位置的综合影响造成的,而排气歧管结构的影响显得更为突出。

2.3 排气歧管结构优化的一维模拟

为了证实排气歧管结构是各缸排温差异的主要影响因素,对原有的排气歧管设计了2种改进方案:方案1为均衡式排气歧管结构,即各支管的长度直径均相同(图12a中的圆圈部分);方案2为单纯加大了排气歧管出口接管弯曲部分的横截面积,其他部分保持与原排气歧管一致(图12b中箭头处)。

图13为计算的2种改进方案的排温和残余废气系数与原机的对比。由图13可见:方案1的效果最好,各缸的排温和残余废气系数差别很小;方案2相比于原机而言,虽然没有方案1理想,但改进的效果也很明显。从工程应用的角度来看,方案1效果最好,但相同支管长度所需的空间大,很难布置在发动机和汽车上,因此实际应用价值不高;而方案2只需要在原来的排气歧管上加大出口接管弯曲段横截面积,达到较好的效果同时改动较小,成本也较低。因此,本文选取了方案2作为最终优化方案。

3 排气歧管内部流动的三维模拟

3.1 排气歧管CFD模型和边界条件

为了更详细地研究排气歧管内部结构尺寸对气流运动的影响,需要进行三维CFD分析。建立的试验发动机原机排气歧管CFD模型如图14a所示。由于CFD模拟要求进出口边界处不能存在回流,因此对原排气歧管模型的进出口段进行了适当延长,并对网格尺寸进行了调整,如图14b所示。延长后的模型网格数为12 500个单元。网格的建立过程参见文献[4]。

为了与试验发动机排气歧管原型方案进行比较,选取了一维计算模拟的优化方案建立CAD模型,如图15所示。优化方案扩大了出口接管弯曲部分横截面积,降低了导气凸台高度,它的CFD建模方法和前面叙述的相似。

三维数值模拟的进出口边界条件数据来源于一维模型的计算结果。其中,进口边界采用一维模型计算的排气门处的瞬态质量流量,出口边界采用一维模型计算的排气歧管出口处静压,以及优化排气歧管方案的计算边界条件,如图16所示。

3.2 三维CFD模拟结果和分析

图17为CFD模拟得到的排气歧管原型和优化方案的速度分布和压力分布(以第1缸排气时为例)。由图17可见:原排气歧管由于出口接管弯曲部分横截面积较小,使得有效流动面积减小,第1缸排出的废气在该区域流动受阻,因此在第2缸支管中形成较高的排气背压而导致第2缸出现废气回流。相比之下,优化方案增大了该区域的横截面积,使得有效流动面积扩大,因而第2缸支管中的背压明显降低。此外,由于降低了中间凸台高度,第1缸排气的一部分流入其他气缸支管中,使得各缸排气支管中的压力趋于一致,也提高了各缸排气的均匀性。值得一提的是,第1缸排气支管上部有一小截通道,是为连通废气再循环(EGR)系统准备的,在该通道未开启的情况下,气流在该处的流动受到阻碍,导致第1缸支管中的排气背压升高,这在试验和计算结果中都有所体现。

4 基于数值模拟的排气歧管优化策略

通过一维和三维模拟找到了试验发动机排温差异的原因,并根据模拟结果提出了优化方案,表明了数值模拟技术是发动机结构优化的有效手段。在此基础上,本文提出了1个以数值模拟技术为平台的排气歧管优化策略,其主要思路如图18所示。

多缸发动机排温差异受各缸工作过程(燃烧状态)均匀性、测量点位置和排气歧管结构的综合影响。由于供油系统(涉及高压油泵、喷油器等)一致性问题造成各缸燃烧状态不一也会导致排气温差,本文在模拟过程中并没有考虑这一因素,因此提出的优化策略存在一定的前提条件,即忽略供油系统导致的排温差异。因此,该优化策略仅对排气歧管结构问题导致的明显排温差异的优化是有效的,而不适用于供油系统一致性导致的较大排气温差情况。

5 结论

(1) 一维发动机循环模拟结合三维CFD技术是发动机结构优化的有用工具。

(2) 台架试验结果表明,各缸排温差异是受各缸工作过程、测量点位置和排气歧管结构的综合影响造成的,其中排气歧管结构是主要的影响因素。温度传感器位置越接近排气门,越能反映缸内的热负荷状况;原排气歧管出口接管弯曲部分流通面积过小,导致排气歧管内背压升高,第2、3缸出现排气回流,残余废气系数增加,排温升高。

(3) 优化后的排气歧管加大了出口接管弯曲部分流通面积,改善了排气均匀性。提出了以一维和三维数值模拟为平台的排气歧管优化策略。

参考文献

[1]姚春德,傅晓光,纪兆琳.进排气系统的阻力对车用柴油机性能影响的研究[J].小型内燃机与摩托车,2001,30(5):5-7.Yao C D,Fu X G,Ji Z L.Effects of resistance from intake andexhaust systems on vehicular diesel engine performances[J].Small Internal Combustion Engine and Motorcycle,2001,30(5):5-7.

[2]姚叔林.柴油机气缸排气温度与排气管关系的研究[J].内燃机工程,1994,15(3):1-6.Yao S L.Research on relationship between exhaust tempera-ture and exhaust manifold of diesel engine[J].Chinese InternalCombustion Engine Engineering,1994,15(3):1-6.

[3]AVL LIST GmbH.Boost UsersGuide[R].2004.

[4]AVL LIST GmbH,Fire UsersGuide[R].2005.

排气策略 篇2

生物柴油(bio-diesel,BD)通常指脂肪酸甲酯(fat acid methyl Esters,FAME),由各种动植物油脂和甲醇通过酯交换反应制得。BDx为生物柴油体积分数为x% 的柴油-生物柴油混合燃料。 然而,电控高压共轨柴油机燃用生物柴油及其石化混合燃料油会产生一系列问题[1,2,3],如外特性输出下降、燃油耗上升、喷油器喷油量不准确、NOx排放上升等。 这些问题在燃油控制策略中通过增加针对生物柴油及不同混合燃料的修正脉谱图、曲线加以解决[4],而在线判断生物柴油-石化柴油混合比例,是确定上述修正过脉谱、曲线的重要依据。

国内外对在线判断生物柴油混合比例做了很多研究,如:文献[5-6]利用生物柴油混合燃料的介电常数随着生物柴油的混合比例增加而增加的特性,开发出了生物柴油混合比例传感器;文献[7]利用相同工况下燃用不同比例生物柴油的耗氧量不同,用宽氧传感器测量排气氧浓度推算燃料的生物柴油比例。但上述方法在实际应用中存在以下问题:(1)介电常数法对油品、燃料温度、电容传感安装位置和运行震动等因素均较敏感;(2)现阶段只有少数柴油机配备有宽氧传感器,而配备宽氧传感器会使得整机开发成本升高。针对这些问题,本文中选择具有测量排气氧浓度功能和CAN通信功能的大陆5WK9型NOx传感器用于推算燃料的生物柴油混合比例。基于NOx传感器是被广泛应用的“优化燃烧+选择性催化还原技术路线”柴油机的关键部件,本研究采用的方案没有额外的硬件开发成本。

本文中首先根据发动机进排气质量守恒的原理推导出生物柴油混合比例关于排气氧浓度、进气空气质量、发动机油耗量等变量的计算模型;其次,将上述计算模型为核心的生物柴油混合比例判断策略植入Motohawk公司生产的基于Mototron平台的快速原型控制器;最后,搭建了由ECU、快速原型控制器和NOx传感器组成的车用生物混合比例测量系统,并采用五种已知混合比例的生物柴油混合燃料进行稳态台架试验验证。

1 生物柴油混合比例判断策略

本文中公式、图表中变量符号及其定义和单位见表1。

生物柴油混和比例判断策略的系统框架如图1所示。系统框架由五大部分组成:(1)CAN通信输入、输出模块;(2) 稳态/瞬态判断模块;(3)中间变量和BDx计算模块;(4)ΦBD计算模型;(5)ΦBD修正模型。 各模块内嵌的计算式在下文给出。

基于Mototron平台的快速原型工具有基于Simulink图形化编程界面、自动编译生成代码、不需要开发制作集成电路的优点[8]。本文中基于快速原型工具开发出了生物柴油混合比例判断策略。该策略在基于Simulink环境的Motohawk开发软件集中编写和编译后下载至ECM565-128型快速原型控制器。

1.1 CAN通信输入/输出模块

模块遵循SAE-J1939协议,对输入/输出模块中的各信号进行了设置。其中,T、φ、、n等信息的报文由发动机ECU发送,由大陆公司生产的5WK9型NOx传感器发送。而生物柴油混合比例计算模型的结果 ΦBD和修正模型的结果被发送到CAN总线中。

1.2 稳态/瞬态判断模块

在非稳态的条件下各变量的变化比较剧烈,会导致计算模型产生较大的误差。模块根据实时喷油量和发动机转速来判断工况的稳定情况,当稳态时enable=1,允许混合比例计算模块运行。

1.3和计算模块

计算模块内嵌有式(1)~式(3),可由、T和φ计算出。BDx计算模块内嵌有式(7),可由BDx和n计算出BDx。

1.4 生物柴油混合比例ΦBD计算模型

该模块是整个判断策略的核心,内嵌有推导结果式(20)。当enable=1时,模型可根据、BDx和、计算出实时的生物柴油混合比例。

1.5 生物柴油混合比例ΦBD修正模型

模型内的修正规则将某区间内的生物柴油混合比例计算值ΦBD判定为与之接近的常见的混合比例(BD10、BD20等),此区间由试验确定。

2 生物柴油混合比例判断策略关键变量计算

2.1 发动机进气水蒸气质量流量

计算如式(1)所示。

式中,ps(T)由Antoine方程[9]求得,如式(3)所示。

2.2 生物柴油混合燃料密度

对不同比例生物柴油混合燃料的密度进行线性回归,得到ΦBD关于ρBDx的一维线性方程式(4)。该式的R2为0.999,拟合度非常好。

2.3 生物柴油混合燃料碳(氢)质量含量

未知混合比例的ωCBDx、ωHBDx是一个关于ΦBD的分式,但若将分式代入后续方程中会导致解算出的模型过于复杂,故用拟合的方法近似为如下生物柴油比例ΦBD关于该比例下ωCBDx、ωHBDx的一维线性方程式(5)和方程式(6)。 两式的R2分别为0.9988 和0.9959,拟合度非常好。

2.4 发动机燃料体积流量

对于四冲程六缸发动机,由发动机缸数、n和BDx的乘积可以求得BDx,计算如式(7)所示。

2.5 生物柴油混合比例

生物柴油混合比例 ΦBD计算模块是本模型的核心。计算模块的推导过程基于进出发动机系统的物质量守恒的原理进行。在守恒的基础上,由于未知比例生物柴油的密度、含氢量和含碳量是关于未知混合比例ΦBD函数,所以通过推导可以得到排气氧浓度是关于未知的生物柴油混合比例的二元一次分式。最后将次二元一次方程变形、求解便能得到生物柴油混合比例的函数模型。

本模型的推导有三个前提条件:(1)本模型忽略CO、THC、NOx和颗粒物排放对排气氧含量的影响;(2)本模型中发动机进气中的水蒸气(H2O)、二氧化碳(CO2)、氮气(N2)和氩气(Ar)均为理想气体且不参与反应;(3)本模型中生物柴油、石化柴油的燃料品质是稳定的,某比例的生物柴油-石化柴油混合燃料的密度、碳、氢浓度均可分别由式(4)~式(6)求得。

如式(8)~ 式(11)所示,由和的乘积求得。由式(12)求得,其中ρBDx为待求生物柴油比例ΦBD的函数。

式(13)~式(18)为反应后排气中各成分的摩尔流量。

如式(13)和式(14)所示,由于上文的简化条件,和相同。

如式(15)所示,排气中CO2由进气中的CO2加上反应生成的CO2组成。反应生成的CO2质量(摩尔)流量与未知比例混合燃料中的碳含量ωCBDx和质量流量相关。将式(5)和式(12)代入式(15)可以看到,为待求生物柴油比例ΦBD为变量的二元一次函数,式(16)与式(15)类似。此外,式(15)和式(16)中会涉及如下关系:生物柴油混合燃料中1kmol/h的C元素可以生成1kmol/h的CO2,1kmol/h的H元素可以生成0.5kmol/h的H2O。

根据质量守恒定理和摩尔量与质量的转换关系,发动机中如式(17)所示,如式(18)所示。两式均是关于ΦBD的二元一次函数。

本文中将排气中的各成分近似为理想气体,所以可近似等于排气中与之比,如式(19)所示。

将式(17)和式(18)代入式(19),式(19)右边包含了待求的ΦBD,经过对该式的变形、整理和求解,得到如式(20)所示的ΦBD关于、、、BDx的计算模型。

式中,k1=-4.563 7;k2=-32.122 6;k3=-2.811 9;k4=0.662 4;k5= -10.789 9;k6=51.848 9;k7=-1.603 6;k8=10.789 9;k9=30.963 2;k10=-0.974 4;k11=147.074;k12=24.254 8;k13=1。

2.6 生物柴油混合比例修正

由于计算模型式(20)中各自变量存在误差和计算模型推导过程中的简化,计算值会存在一定的误差,需要进行修正。实际应用中只有几种常规的生物柴油混合比例,所以修正规则(表2)将某区间内的生物柴油混合比例计算值判断为与之接近的常规的混合比例BD10、BD20等(BD10、BD20分别为生物柴油体积分数为10%、20%的柴油-生物柴油混合燃料),而此区间由试验确定。如果计算值是11%,属于(7%,14%]区间,则判断混合比例是10%,即BD10。

3 试验系统与方案

为了验证上述车用生物柴油混合比例判断策略,搭建了由发动机、快速原型控制器和NOx传感器组成的台架测试系统。采用五种已知混合比例的生物柴油混合燃料进行稳态台架试验验证。

3.1 试验柴油机及测试系统

试验用机为一台直列六缸、高压共轨、废气涡轮增压中冷柴油机,其主要技术参数见表3。

图2为台架试验系统。该系统由柴油机、测功机、发动机ECU、环境温度传感器、相对湿度传感器、NOx传感器、空气流量传感器组成。试验系统的电控系统由快速原型控制器、柴油机ECU和NOx传感器、上位机组成。 四部分间的信号通信通过CAN总线实现,如图3所示。

试验中由AVL APA 4F4电力测功机控制发动机的转速-转矩运行范围。NOx传感器为大陆公司生产的5WK9型NOx传感器,具有测定排气氧含量的功能和CAN通信功能。可开发控制器根据从柴油ECU和NOx传感器通过CAN总线传输来的发动机转速、单缸循环喷油量和燃料体积流量、排气氧浓度等参数计算出正在使用的混合燃料中生物柴油的混合比例。最后将计算出的混合燃料的混合比以CAN通信的形式输出,上位机通过CAN网络可以采集所有试验必需的数据。

3.2 试验用燃料及工况

试验使用了国-Ⅴ柴油(D100)、餐饮废油制生物柴油(BD100)和以国-Ⅴ柴油与餐饮废油制生物柴油为原料混合成的BD10、BD20 和BD50 五种燃料。表4为试验用不同比例生物柴油的理化特性。纯生物柴油餐饮废油制生物柴油符合GB/T 20828—2014《柴油机燃料调合用生物柴油(BD100)》的规定,纯柴油D100 符合GB 19147—2013《车用柴油(Ⅳ)》的规定。

本文中分别使用五种燃料进行试验验证。试验共有10个工况点,即最大扭矩转速1400r/min和标定点转速2200r/min的10%、25%、50% 和75%、100%负荷工况。

4 台架试验验证

联合发动机、NOx传感器和快速原型控制器按试验工况,对不同比例生物柴油进行了稳态台架试验。图4 为不同生物柴油混合比所有工况下对排气氧浓度ΦOout的影响。试验验证了通过、和BDx等变量和2中间变量能够实时地推算出发动机燃用的生物柴油混合比例。从图4可以看出,某混合比例下,随着α 的上升,上升,且上升率随着α 的上升减缓;同时,相同α 下,随着生物柴油混合比例的上升,燃料中的碳含量、氢含量下降导致混合燃料消耗氧气的能力下降,最终导致上升。

生物柴油混合比例判断策略的台架验证结果见表5。模型的计算值与实际值较接近,能够满足精度要求。同时,根据表2的修正规则计算生物柴油混合比例输入修正模块后可以看到,修正后的ΦBD与实际的数值相等,故修正模块提高了常规生物柴油混合比例判断的精确程度。

图5和图6分别为1400r/min不同负荷率下生物柴油实际混合比对生物柴油计算混合比 ΦBD的绝对误差和相对误差的影响。

从图5 可以看出,低负荷工况下燃用BD20、BD50、BD100 的绝对误差在-8% ~-3%范围内,其他工况下燃用不同比例的生物柴油时,混合比例计算模型的绝对误差不超过±3%。低负荷工况下绝对误差较大的原因为:(1)低负荷工况下发动机进气量较小,进气均匀性较差,空气流量传感器不能精确地测出实时的空气质量流量。(2)低负荷工况下燃油系统供油量较小,喷油脉宽较短,轨压较低,此时共轨系统供油稳定性较差且ECU的供油体积流量计量精度较差。通过误差传递的影响,和BDx这两个关键变量的精度降低,会导致生物柴油混合比例判别模型的计算值的绝对误差值相对较高。(3)低负荷工况下,较高的CO、THC排放会对模型的精度造成一定的影响。

从图6可以看出,各混合比例生物柴油低负荷工况下判断策略的相对误差较高,且相对误差随着生物柴油混合比例下降而上升。低负荷、低混合比例情况的相对误差最大。首先,燃用相同混合比例生物柴油时,低负荷工况下受绝对误差影响相对误差较高;其次,由于作为相对误差分子的绝对误差在不同混合比例试验时在±3%范围内,而作为分母的实际混合比例数值越低则相对误差越高。上述两因素叠加导致低负荷、低混合比例情况下的相对误差最大。

上述误差分析结果表明:生物柴油混合比例计算模型在低负荷工况或混合比例较低的情况下其精度相对较差。然而,通过由试验确定的修正规则可以提高对常规生物柴油混合比例的判断精度。

5 结论

(1)利用具有测量氧浓度和CAN通信功能的NOx传感器和基于Mototron的快速开发平台,可以实现对生物柴油混合比例的实时判断。

(2)生物柴油混合比例计算模型在大部分情况下满足精度要求,但是在低负荷或实际生物柴油混合比例较低(<20%)的情况下其精度相对较低。判断策略中加入修正模块能够提高常规生物柴油混合比例判别的精确程度。

浅述排气槽的合理设计及排气方法 篇3

首先,应该明白排气槽的作用。排气槽的作用主要有两点:一是在模具注胶时,排除模腔内的空气。二是排除胶料在加热过程中产生的各种气体。越是薄壁制品,越是远离浇口的部位,排气槽的开设就显得尤为重要。另外,对于小型件或精密零件也要重视排气槽的开设,因为它除了能避免制品表面灼伤和注射量不足外,还可以消除制品的各种缺陷,减少注射模具污染。

其次,对不同类型和尺寸的模具产品,对其排气槽的尺寸也应该适当,过小则会出现灼伤,过大则产品会出现多料等不良现象。排气槽的截面形状一般为矩形或梯形.对于中小型塑件,分型面上排气槽的尺寸为深度取0.04~0.13mm,宽度取32~64mm,视塑件体积和排气槽数量而定,但是在开排气槽时应注意两点:

(1)排气槽在排气的同时,其尺寸设计应能防止物料溢进槽内。

(2)防止排气槽堵塞。

排气槽宽度尺寸:应根据模具大小取4~10mm之间。

排气槽后端深度尺寸:应根据模具大小取0.3~0.6mm之间。

排气槽前端深度尺寸A:

要小于胶料益边值,排气槽前端长度取3~6mm。

排气影响分型面接触面积的大小,所以排气槽数量太多也是非常有害的。

要注意排气的方法。在模具设计时还应该注意,注塑模具排气方法,无论用何种方法进行排气都应该注意排气槽在排气的同时,其尺寸设计应能防止物料溢进槽内;其次还要防止堵塞。对模具模腔模芯一般情况有以下几种排气方法:

(1)水口排气:也就是利用浇口进行排气;

(2)分型面排气:在模具分型面周围有一圈排气槽,利用它进行产品的排气;

(3)镶件和镶针排气:对于镶拼式的型腔或型芯,可利用其拼合的缝隙排气;

(4)顶针和司筒排气:利用顶针和司筒与型芯的配合间隙排气;

(5)透气钢排气:透气钢是用球状颗粒合金烧结而成的材料,预硬钢强度较差,但质地疏松,允许气体通过。在需排气的部位放置一块这样的合金即可达到排气的要求,但其底部通气孔直径不宜太大,以防止型腔压力将其挤压变形;

(6)排气井排气:在塑料熔体汇合处的外侧,设置一个空穴,使气体排入其中,也可获得良好的排气效果;

(7)强制性排气:在封闭气体的部位,设置排气杆。此法排气效果好但会在塑件上留下杆件痕迹,故排气杆应设在塑件的隐蔽处。

最后,设计排气系统时应该注意以下事项:

(1)当排气极困难时采用镶拼结构,如果有些模具的死角不易开排气槽,首先应在不影响产品外观及精度的情况下适当把模具改为镶拼加工,这样不仅有利于加工排气还可以改善原有的加工难度和便于维修。

(2)在塑料制品的封闭形状处,一定要增加顶针,以作排气,防止烧伤和融接痕。

(3)对于复杂几何形状的产品模具,排气槽的开设,最好在几次试模后再去断定。

(4)越是薄壁制品,越是远离浇口的部位,排气槽的开设就显得尤为重要。

(5)对于小型件或精密零件也要重视排气槽的开设,因为它除了能避免制品表面灼伤和注射量不足外,还可以消除制品的各种缺陷。

总而言之,在模具设计时,适当地开设排气槽可以大大降低注射压力、注射时间、保压时间以及锁模压力,使塑件成型由困难变为容易,从而提高生产效率,降低生产成本,降低机器的能量消耗。

参考文献

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[6]王鹏驹.塑料模具技术手册[M].北京:机械工业出版社,1997.

排气策略 篇4

排气系统作为整车开发中一个重要的子系统,同时影响发动机性能和排气噪声,因此对于整车动力性及NVH性能作用关键。发动机的性能和排气噪声是在设计排气系统时需要重点考虑的性能指标,排气消声器对发动机性能及排气噪声的研究业已很多[1~6],但是排气系统尾管的设计对发动机性能及排气噪声的影响研究并不多见,因此将重点研究排气尾管长度、直径等设计参数的变化对发动机性能和排气噪声的影响。

笔者将利用一维CFD发动机模拟软件GT-POWER研究排气系统尾管的设计参数对发动机性能及排气噪声的影响,并总结出一些设计准则,指导在排气系统设计时,如何选择适当的排气系统尾管设计参数以优化发动机性能和排气噪声。

1 一维流体动力学软件GT-POWER理论基础

GT-POWER在进行流体动力学数值模拟时,同时求解连续性、动量和能量方程,一维CFD数学模型的基本控制方程为[7]:

连续性方程:

能量方程:

式中,mflx是通过边界的质量流量;m,V,p分别为体积块内的质量、体积和压力;A为流通面积;e,H分别为内能和总焓;hg为传热系数;v,u分别为体积单元的中心速度、边界速度;Cf为表面摩擦系数;D为当量直径;Cp为压力损失系数。

采用一维交错网格,将流体模型分成若干有限体积,采用有限体积法进行数值计算,在网格中心计算标量,如密度、压力、温度、总内能等;矢量在网格的交界面计算,如速度、质量流量等。

2 研究方法

排气尾管是从排气系统后消声器出气管未开孔部分开始到排气出口的排气管道,见图1。

在原排气尾管设计参数基础上通过增大、减小尾管长度和直径设计参数,得出不同长度、直径的发动机性能和排气噪声数值曲线,研究不同尾管长度和直径对发动机性能和排气噪声的影响。

为了更详尽地研究,在本研究中,不仅计算在各种参数变化时,发动机的扭矩、排气噪声声压级与设计参数变化的规律,还将监控紧邻排气系统催化器后管道的静压,也就是催化器后的发动机排气系统背压值,以更精确地研究参数变化对发动机性能的影响。

3 研究实例

3.1 发动机GT-POWER模型建立

笔者采用一台自然吸气的V型6缸汽油机作为研究机型,压缩比为10.5,排量为3.2 L。燃烧模型采用了Eng Cyl Comb SIWiebe;气门采用Valve Cam Conn,相应的升程曲线、流量系数采用了试验数据;驱动水泵等附件及活塞与缸套摩擦消耗的发动机扭矩用Eng Friction CF模拟,采用发动机反拖的试验数据与GT-POWER计算反拖结果的差值作为摩擦平均有效压力FMEP;在模拟中考虑了活塞、燃烧室、进气歧管、排气歧管间及排气管中气流向管壁的热传递因素[7],发动机模型中的各种参数均与试验数据进行了标定、修正。

用GT-Muffler模块进行排气消声器,进气空气滤清器的建模,根据计算需要选择合适的离散长度把计算部件离散成大量的小块体积,然后转换成*.DAT文件,在发动机整机分析模型中对这些部件进行调用计算。

在发动机模型中,在2个尾管处布置2个传声器,传声器位置为距离发动机排气尾管出口300 mm处与排气口夹角450°且指向排气口,以得到排气噪声声压级,GT-POWER模型见图2。由于GT-POWER只能计算发动机发火频率阶次相关排气噪声,不能模拟流体喷注噪声,且发动机发火频率阶次的排气激励最大,对于排气噪声的影响也最大;对于本研究采用的V6发动机,发火阶次为第3阶,对应的频率为75~350Hz,也是设计排气系统时最应关注的频带,因此,笔者只研究排气尾管设计参数变化对于样例发动机第3阶主发火阶次排气噪声的影响。实际上,高于300 Hz的中高频噪声很容易采用吸声材料衰减。

发动机扭矩也将进行计算研究,同时催化器后管道的静压值(即发动机背压)也将作为计算结果进行研究。

3.2 排气尾管长度变化的影响研究

样例发动机的排气系统最初尾管直径为52.6mm,长度为203 mm,首先固定尾管直径为初始值52.6 mm,研究尾管长度变化对发动机性能和排气噪声的影响,尾管长度选取50,100,203,300,400,500,600,700 mm进行计算,各种长度的尾管的发动机扭矩、背压、排气噪声的数据见图3、图4、图5。

分析图3、图4发动机扭矩、背压随排气尾管长度变化曲线可以发现:

a.排气尾管长度的变化对发动机扭矩的影响很小。

b.对催化器后的发动机排气背压影响很小。

因此,排气尾管长度的变化对发动机性能影响很小。

由图5所示,分析排气尾管长度变化时,第3阶发火排气阶次噪声的变化曲线,发现:

a.当排气尾管长度由短逐渐变长时,低中转速(1 500~4 750 r/min)的排气噪声降低,最大5 d B(A),由于该转速范围的第3阶发火排气阶次对应着频带75~237.5 Hz,说明排气尾管加长对低频排气噪声衰减有益处。

b.当转速升高到4 750 r/min以上时,长排气尾管的排气噪声又随之增大,反而越短的排气尾管的排气噪声越低,这与排气尾管的驻波现象有关。

c.当设计排气系统尾管参数时,可以通过加长排气尾管增加低频排气噪声的衰减,但同时应注意排气尾管驻波现象造成的排气噪声上升,应平衡不同转速、频率所需的排气系统尾管设计。

3.3 排气尾管直径变化的影响研究

固定尾管长度为初始值为203 mm,研究尾管直径变化对发动机性能和排气噪声的影响,尾管直径选取30,35,40,45,52.6,55,60,65,70 mm,各种直径的尾管的发动机扭矩、背压、排气噪声的数据见图6、图7、图8。

分析图6、图7发动机扭矩、背压随排气尾管直径变化曲线,可以发现:

a.排气尾管直径的变化对发动机扭矩有影响,随着排气尾管直径减小,扭矩下降,最大约有8 N·m。

b.排气尾管直径的变化对催化器后的发动机排气背压有影响,随着排气尾管直径减小,背压提高,最大约有24 k Pa。

因此,排气尾管直径的变化对发动机性能有影响,随着排气尾管直径减小,排气背压升高,扭矩下降。

分析图8发动机3阶发火阶次排气噪声随排气尾管直径变化曲线,可以发现:

a.随着排气尾管直径的减小,各转速下排气噪声随之减小,最大约11 d B(A)(1 500 r/min时),对应75 Hz。

b.随着转速升高,管径减小带来排气噪声降低的作用减小,说明管径减小对低频噪声作用明显。

因此,排气尾管直径对于排气噪声影响明显,随着管径减小,低频噪声衰减明显。

4 总结

通过用一维发动机性能模拟软件GT-POWER对一台V6汽油机的模拟,研究了排气尾管长度、直径的设计参数变化对发动机性能和排气噪声的影响,结论如下:

a.排气尾管长度的变化对发动机性能影响很小。

b.当排气尾管长度由短逐渐变长时,低中转速(1 500~4 750 r/min)的排气噪声降低,说明排气尾管加长对低频排气噪声衰减有益处。

c.当转速升高到4 750 r/min以上时,长排气尾管的排气噪声又随之增大,反而越短的排气尾管的排气噪声越低,这与排气尾管的驻波现象有关。

d.排气尾管直径的变化对发动机性能有影响,随着排气尾管直径减小,排气背压升高,扭矩下降。

e.排气尾管直径对于排气噪声影响明显,随着管径减小,低频噪声衰减明显。

通过本研究,可以总结出一些排气系统设计时,选取排气尾管设计参数的准则:

a.当设计排气系统尾管参数时,可以通过加长排气尾管增加低频排气噪声的衰减,但同时应注意排气尾管驻波现象造成的排气噪声上升,应平衡不同转速、频率所需的适当排气系统尾管设计。

b.可以通过减小排气尾管直径降低排气低频噪声,但是会造成发动机背压升高、扭矩下降,因此需要平衡降低噪声和保证性能的矛盾。

c.为了能在尽量不影响发动机性能的前提下,降低排气低频噪声,可以先尝试加长排气尾管,因为加长排气尾管对发动机影响很小。如果由于整车布置原因,无法加长排气尾管,可以尝试减小排气尾管直径,但应关注对发动机性能的影响。

5 下一步研究工作

a.采用DOE或优化算法,研究如何优化排气尾管长度、直径设计参数,使其可以兼顾发动机性能和排气噪声两方面要求。

b.通过试验研究排气尾管长度、直径的变化对发动机性能和排气噪声的影响,并与本研究的计算研究进行对照。

参考文献

[1]Badih Jawad,Christopher Biggs and Bradley Klein.ExhaustSystem Design for a Four Cylinder Engine.SAE 2002-01-3316.

[2]Nakayasu,Tetsuya,Yamada,Hajime,Suda,Toshikazu,Iwase,Noritoshi,Takahashi,Kyo.Intake and Exhaust Systems E-quipped with a Variable Valve Control Device for Enhancingof Engine Power.SAE 2001-01-0247.

[3]Meda Lakshmikantha and Mathias Kec,Optimization ofExhaust Systems.SAE 2002-01-0059.

[4]H.Kim,S.Park,C.Myung,K.Cho and K.Yoon.A study offlow characteristics inside the two types of exhaust manifoldand CCC systems,1999 SAE Internal Congress andExposition,SAE 1999-01-0457.

[5]Martin,N.Will A.Bordet and P.Cornet,C.Gondoin,and X.Mouton,Effect of flow distribution on emissions performanceof catalytic converters.1998 SAE Internal Congress andExposition,SAE 980936.

[6]M.L.Munjal.Acoustics of ducts and mufflers with application toexhaust system and ventilation system design.John Wiley&Sons,Inc,1987.

排气系统的试验研究 篇5

关键词：振动噪声,排气系统,CAE

引言

汽车噪声与振动是一门非常复杂的学科, 涉及很多方面。在汽车产品开发过程中, 噪声与振动控制也是一门关键的技术。在汽车界, 人们谈论噪声与振动时, 通常采用一个词NVH, 即是噪声 (Noise) 、振动 (Vibration) 和不舒适 (Harshness) 三个英文单词首字母的缩写[1]。作为汽车非常重要的噪声振动源-排气系统, 一般是指从发动机排气多支管到排气尾管各个部件的组合, 其组成包括:Y型管、催化器、柔性管、前置消声器、后置消声器、中间连接管、尾管、挂钩、挂钩隔振器等部件。本文以国产某轿车在怠速工况下的排气系统为研究对象, 分别通过实验与CAE技术探讨了汽车的噪声与振动, 为整车车内噪声与振动源的分析及控制提供了借鉴[2]。

1、基本性能测试

基本性能测试是在车内特定位置布置麦克风和振动传感器, 由测试前端和电脑测出数据, 从而了解车内基本的噪声振动特性, 制定有效的目标值, 为进行下一步测试提供依据[3]。

本实验采用的试验车为某国产A级三厢轿车, 极具有代表性。发动机采用直列四缸四冲程横置自然吸气形式, 排量为1.6L, 五档手动变速器, 怠速转速为750r/min。实验地点为中国汽车技术研究中心整车半消声室, 实验设备为比利时LMS数据采集前端、B&K传声器和三向加速度传感器。

按照GB/T18697-2002《声学汽车车内噪声测量方法》, 本文对试验车进行了怠速工况车内振动噪声的测试[4], 车内测试点如表1所示。

基本性能测试采取试验车与对标车相对比的方法, 对标车为进口同等排量轿车, 对标车的测试值作为试验车的目标值。表2为在怠速空调关的工况下试验车和对标车振动噪声汇总结果。

测试数据可以得出以下结论:车内前排噪声明显比后排大, 而且后排左侧噪声偏大, 方向盘、换挡杆和座椅导轨的振动幅度差值偏大, 尤其是换挡杆的位置。

通过数据分析可以进行合理的推测:车内前排噪声较大是由于发动机噪声造成, 怠速工况下发动机是最主要的噪声源, 对于安装国产发动机尤为明显, 并噪声通过前围传递到车内;振动级别偏大是由于底盘排气系统造成, 排气系统受到发动机的激励, 振动由连接在排气与底盘处的吊钩传递到车内, 使得车内振动较大, 从而产生噪声。

2、排气系统试验

排气模态试验是通过力锤试验得到排气系统的模态。力锤激励是对被测结构施加一定形式和大小的激振力, 以迫使结构产生相应的振动。一把力锤、一个振动传感器和LMS数据采集前端就能测得排气系统的动力特性和结构模态。将振动传感器固定在响应较大的测点处, 依次用力锤敲击排气系统的其他测点, 可以测试得到不同点的单点激励与多个固定测点的振动响应, 经测试前端处理, 可获得频响函数, 并由此求出动力特性和排气模态。表3分别为力锤和排气系统的振动传感器安装[5]。

测试试验车自由状态下的排气系统模态, 评价吊钩分布是否合理的影响。图1为排气系统模态测试, 其结果为排气系统的二阶横向弯曲的模态频率为25Hz。而怠速转速为750r/min, 发动机的激励频率也为25Hz, 会激起排气系统的共振, 使车内振动噪声增大, 而且排气系统的二阶弯曲是由于吊钩安排不当, 需要用到CAE技术优化其吊钩位置。

3、排气系统CAE优化

排气系统进行开发中, 需要对排气系统的整体模态进行分析, 进而选出模态振动较小的部位设置悬挂吊钩位置, 同时也可最大程度上避免排气系统模态与整车发生共振[6]。

3.1 排气系统有限元模型的建立

排气系统的参数包括材料参数、尺寸参数等, 它们是进行排气系统有限元建模的前提。金属材料参数, 如表4所示。

排气系统尺寸参数如表5所示。

利用Hypermesh对排气系统几何模型进行有限元处理, 因为是在既有几何模型上对模型进行有限元处理, 模型建立过程中尽量保证模型的原状态, 对薄板件 (如消声器筒体和管道等) 和较厚构件 (吊钩等) 分别处理[7]。薄板构件采用PSHELL单元进行有限元处理, 较厚构件采用PSOLID单元进行有限元处理[8]。对于薄板构件, 需要定义板的厚度, 可以从几何模型中量取, 网格尺寸采用10mm。

在建立有限元模型时, 对于对计算结果没有明显影响的构件及条件可以进行适当简化, 因法兰连接处采用螺栓紧固, 可以看成是刚性连接[9]。还有对主副消声器筒体、催化转化器和管体采用壳单元进行网格划分, 并完成厚度和材料信息定义;法兰连接处用rbe2刚性单元连接;波纹管采用cbush单元, 三向刚度分别为Kx=45N/mm, Ky=Kz=1.5N/mm。完成后的有限元模型如图2所示。

3.2 排气系统模态分析

模态分析时整个排气模型有限元系统导入到MSC.Nastran中, 采用MSC.Nastran SOL103求解器, 应用Lanczos算法提取其结构模态, 提取200Hz以上的非零模态, 分析结果见表6。

各阶模态振型如下图3所示。

3.3 吊钩位置优化

选取排气系统模型, 对其行200Hz以内的自由模态分析, 通过选取平均驱动自由度位移值小的位置作为吊钩的悬挂位置。选点间隔为50mm, 从左至右编号为1-55, 利用MSC Nastran计算排气系统在点火频率上限以下的所有自由模态, 并将这些位置的位移进行加权叠加, 再选取叠加位移较小的作为吊钩的推荐处, 如图4所示[10]。

该排气系统在怠速激励范围内存在26.72Hz模态频率, 主要表现为波纹管X向伸缩模态, 建议减小波纹管轴向刚度来避开发动机怠速激励。吊耳位置基本布置在自由度位移值相对较小的位置, 比较合理。

针对排气系统在怠速激励范围内存在26.72Hz模态频率, 主要表现为波纹管X向伸缩模态, 建议减小波纹管轴向刚度由45N/mm降低到30N/mm来避开发动机怠速激励;改进吊钩位置后的计算分析前几阶模态频率分别为16.65Hz、21.49Hz、23.00Hz、47.75Hz, 完全避开了发动机怠速激励, 从而使车内振动级别大大下降, 并达到目标值要求。

4、结论

本文通过振动噪声性能测试, 全面地了解了试验车内基本的振动噪声情况, 为下一步的改进优化提供了可靠的数据保证;分析汽车怠速工况下的振动噪声源, 针对本实验车型最主要的振动噪声源为排气系统;通过汽车CAE技术, 即Hypermesh的网格划分和NASTRAN的有限元计算, 使排气吊钩位置得到改进, 实现排气系统NVH性能优化。

参考文献

[1]庞剑, 谌刚, 何华.汽车噪声与振动:理论与应用[M].北京:北京理工大学出版社, 2006 (06) :95-97.

[2]何建, 沈国华, 王铁钢.汽车NVH特性概述[J].客车技术与研究, 2007 (05) :15-16.

[3]柴山.CAE技术在汽车产品设计制造中的应用[J].机电产品开发与创新, 2005 (06) :9-10.

[4]朱颜.汽车优化设计中CAE技术的应用[J].科技信息, 2008 (32) :32-34.

[5]吕静, 陈达亮, 舒歌群.汽车噪声法规标准及主要控制技术[J].天津汽车, 2007 (04) :1-2.

[6]孙静.国内外汽车噪声法规和标准的发展[J].汽车工程, 2000 (03) :154-157.

[7]林逸, 马天飞, 姚卫民等.汽车NVH特性研究综述[J].汽车工程, 2002 (3) :177-181.

[8]Claudio G.Fernandes, Claudio H.Ananias, Sergio Prati, Cloudio Meccia, Hudson Ferreira, Ricardo Martinez.Noise Sourse, Ident-ification Using Phase Analysis.SAE Paper, 2010-36-0543.

[9]Naoto Kawabata, Masashi Komada and Takayoshi Yoshioka.Noise and Vibration Reduction Technology in the Development of Hybrid Luxury Sedan with Series/Parallel Hybrid System, SAE, 2007-01-2232.

排气制动系统故障排除 篇6

汽车的制动性能作为汽车的重要性能之一, 直接关系到车辆的行驶安全性。排气制动系统作为汽车的辅助制动系统, 在柴油车上得到了广泛运用, 已经成为柴油运输车、越野车及牵引车上的一种标准配置。排气制动系统能减轻行车制动器的工作负荷, 降低其工作温度, 延长行车制动系统的使用寿命, 提高制动的可靠性和行车安全性, 使用排气制动, 还能减少发动机油料的供给, 节省燃油。

排气制动系统组成

排气制动系统主要分为气压操纵式和电控气压操纵式两种, 目前, 较多采用电控气压操纵式排气制动系统。以解放CA1121J型柴油车为例, 该车为电控气压操纵式排气制动系统, 其结构示意图如图1所示。该系统主要由熔体、离合器踏板开关、排气制动手动开关、加速踏板开关、排气制动指示灯、排气制动电磁阀和排气制动工作缸及排气制动阀总成组成。

排气制动系统的正确使用

排气制动系统通常在泥泞路、冰雪路和下长坡时使用。在冰雪及泥泞路面行驶时, 使用排气制动, 可以减少侧滑;在下长坡时, 使用排气制动可以减少行车制动的次数, 降低制动鼓的温升, 提高制动的可靠性。此外, 使用排气制动, 能减少发动机油料的供给以至断油节省燃料。

排气制动使用中要注意以下几个方面:

(1) 紧急制动时不能使用排气制动。紧急制动时, 发动机不仅无助于产生制动效果, 反而需要消耗一部分制动力去克服发动机旋转质量的惯性力。因此紧急制动时不能使用排气制动, 这时应使发动机与传动系脱开。

(2) 实施排气制动时, 汽车必须挂入某一前进挡, 挂入的挡位越低, 效果越明显。

(3) 为保护发动机不受损坏, 一般不得在发动机额定转速 (或高转速) 下使用排气制动;也不得过多长时间连续使用排气制动。

( 4 ) 在维修安装排气制动时, 切不可将加速节气门或离合器开关漏装或不装, 而直接将电源接至电磁阀。

(5) 发动机排气制动与喷油泵的供油装置有联动机构, 排气制动的同时必须关闭发动机燃油。因此, 联动机构必须调整适当, 即当排气制动的操纵机构行程达约3/4时, 发动机应立即停止供油;而当排气制动解除时, 又不能妨碍燃油的正常供给。

常见故障诊断与排除

排气制动系统工作环境恶劣, 容易出现排气制动系统不工作和排气制动不能解除故障。图2所示为解放CA1121J柴油车排气制动器。

1.排气制动不工作

(1) 故障现象。汽车行驶过程中, 使用排气制动时排气制动不起作用, 不能降低车速。

(2) 故障原因。熔体烧断;排气制动手动开关损坏;排气制动电磁阀线路短路或搭铁不良, 或电磁阀损坏;排气制动控制电路断路;排气制动气管破裂漏气;排气制动蝶形阀转轴卡滞或损坏;排气制动蝶形阀片变形或脱落。

(3) 诊断与排除。汽车以一定速度稳定行驶, 将排气制动手柄推至打开 (“ON”) 位置, 此时, 若车辆不能减速, 可诊断为排气制动不工作;或汽车下坡时使用排气制动, 若不能降低车速, 也可诊断为排气制动不工作。排除步骤为:

首先, 气压升至正常后, 打开排气制动开关, 查听排气制动电磁阀是否有吸合声, 如不能听到吸合声, 则说明故障出在排气制动控制电路部分, 此时按以下步骤排除:如果排气制动指示灯点亮, 则分别检查离合器踏板开关、排气制动电磁阀、节气门开关及线路;如果排气制动指示灯不点亮, 则分别检查熔体F4、排气制动手动开关、排气制动指示灯及线路。

其次, 打开排气制动开关, 若能听到排气制动电磁阀吸合声, 则说明排气制动系统控制电路部分没有问题, 故障出在排气制动系统的气路和机械部分, 即排气制动阀总成、排气制动工作缸、排气制动电磁阀及气路。此时按以下步骤排除:检查储气筒气压是否符合标准;沿干燥罐-电磁阀-排气制动阀总成检查管路是否存在漏气部位;检查排气制动电磁阀进气口是否堵塞;检查排气制动工作缸进气口是否堵塞, 工作缸活塞是否发卡;检查排气制动蝶形阀转轴是否转动灵活。

若转轴或排气制动蝶形阀被发动机排出的积碳卡死, 只要对排气制动阀阀体分解后清除积碳, 再用清洗剂洗干净, 晾干后, 在转轴或工作缸活塞处涂上少许耐高温润滑脂, 装复后, 推动工作缸活塞及排气制动阀门, 应转动灵活, 活塞无卡阻, 且回位迅速, 即可排除故障。

2.排气制动不能解除

(1) 故障现象。关闭排气制动手动开关或踏下离合器踏板或油门踏板, 排气制动无法解除。

(2) 故障原因。排气制动电磁阀排气口堵塞;排气制动蝶形阀积碳过多而卡死;离合器踏板开关、油门踏板开关失效;离合器踏板开关、油门踏板开关安装位置不正确;离合器踏板开关、油门踏板开关不能正常回位。

静脉留置针排气方法改进 篇7

1 静脉留置针排气方法

1.1 旧方法

在临床输液过程中经常出现茂菲式滴管下端输液器内有空气时, 护士在给予排气时直接将输液管反折, 然后将输液管内气泡用手指慢慢往上弹或直接将输液接头与留置针接头分离将输液管道内有气泡的液体排出, 这样不仅要浪费护士很多时间而且排气时药液易造成污染, 同时又容易造成静脉回血, 引起针头堵塞, 重要的是输液管道内气泡往往未能完全排干净, 在输液管壁内形成小气泡, 在输液中很难避免一小部分空气进入血管, 就会给病人及家属不必要的心理压力, 从而引起对我们护理工作不满。

1.2 新方法

现介绍一种新的静脉留置针排气方法, 既可避免空气进入血管, 又可以提高护士工作效率。当输液器茂菲式滴管下端进空气时护士先将静脉留置针直水夹卡紧, 然后将输液器的调节器降到输液管内进气泡下方后关闭调节器, 将调节器轻轻往上推, 以能看见输液器内气泡全部排净, 无小气泡为止, 打开调节器开关及静脉留置针的直水夹, 使液体缓缓流入, 这样整个输液管道小气泡完全排空, 没有空气盲端, 在输液时就没有气泡进入血管, 而且减少静脉回血, 引起针头堵塞, 消除了病人及家属的心理压力, 减少了不必要的纠纷, 而且提高了病人对护理工作的满意度, 提升了护理质量。

2 优点