通用小型汽油机（精选八篇）
通用小型汽油机 篇1
通用小型汽油机 ( 以下简称“通机”) 是一种用途广泛的产品,其三个标志特征是: 非道路用、小型和点燃式的,广泛应用于小型农业机械、小型工程机械、园林工具、发电机组、抢险救援等领域。2011 - 2013年,中国通用小型汽油机的年产量分别为2300万台、2300万台和2400万台,年总产值约300亿人民币,企业数量约1500家,企业绝大多数为民营企业,绝大多数属于中小企业。产品以出口为主,出口比例超过80% ,主要出口目的地为北美、欧洲、东南亚和非洲。2013年中国通用小型汽油机的产量约占世界产量的40% 。
通用小型汽油机的主要排放污染物为HC、CO和NOX.
全球对通用小型汽油机有排放要求的国家和地区将会不断扩大,预计到2020年,全世界64% 的人口所在的地区将有排放要求,与2010年相比,环保受益的人口将增加30亿。排放指标将成为国外越来越多国家和地区的强制性要求。
2全球主要国家和地区通用小型汽油机排放标准
随着人类环保意识的增强,近年来,非道路移动机械废气排放对环境的影响也引起了各国的重视,20世纪90年代,在严格控制道路车辆排放的同时,各国开始关注非道路发动机排放的问题。在非道路用移动污染源控制方面,美国是较为先进的国家,在1990年《清洁空气法》修订之后,逐步对非道路移动污染源开始进行控制。欧盟也发布了97 /68 / EC《控制安装在非道路移动机械上内燃机排放污染措施指令》。日本于20世纪90年代开始对非道路移动污染源进行控制。
2. 1 美国
1995年,美国环境保护局 ( EPA) 发布了非道路点燃式小型发动机第I阶段 ( Tier1) 排放法规,规定了点燃式小型发动机 ( small SI engines)的污染物 ( HC、CO和NOx) 排放限值和测量方法。该标准于1997年开始实施,适用于功率小于等于19k W ( 25马力) 非道路点燃式小型发动机,但不包括船用、娱乐用 ( 如摩托车或雪橇) 和玩具、船舶和飞机。第I阶段标准的实施使得HC排放水平减低32% 。
1999年3月,美国环境保护局 ( EPA) 发布了非手持式非道路点燃式小型发动机第II阶段排放法规 ( 40 CFR PART 90) ; 2000年6月,发布了手持式非道路点燃式小型发动机第II阶段排放法规。非手持式设备 ( Nonhandheld,如草坪和园艺拖拉机和剪草机) 2001至2007年间分阶段实施,并将在第I阶段的基础上再减少60% 的HC和NOx排放。手持式设备 ( Handheld) ( 如树叶鼓风机和链锯) 2002至2007年间分阶段实施,并将在第I阶段的基础上再减少70% 的HC和NOx排放。除加州外的美国49个州均采用该标准。
2008年9月,美国环境保护局 ( EPA) 签署了第Ⅲ阶段法规,包括40 CFR PART 90 ( 第II阶段尾气排放标准,2009年蒸发排放标准) 、40 CFRPART 1054 ( 第Ⅲ阶段尾气排放标准 ) 、40 CFRPART 1060 ( 蒸发排放标准) 、40 CFR PART 1065( 第Ⅲ阶段发动机测试规程) 、40 CFR PART 1068( 第Ⅲ阶段法规概述) 。第Ⅲ阶段法规中手持式设备排放限值未变化,于2010年开始实施; Ⅱ类非手持式设备于2011年开始实施,并将在Ⅱ阶段标准基础上再降低34% 的HC和NOx排放; Ⅰ类非手持式设备于2012年开始实施,并将在Ⅱ阶段标准基础上再降低38% 的HC和NOx排放。表1为美国环境保护 局 ( EPA) 第Ⅲ阶段 通机排放限值。
在尾气排放限值要求不断加严的同时,美国第Ⅲ阶段法规中还提出了蒸发排放的要求,见表2。
2. 2 欧盟
欧盟于1997年12月16号发布了97 /68 /EC法规,其目的为限制安装在非道路移动机械用往复式内燃机的排放和颗粒物污染,该排放法规覆盖了37k W - 560k W柴油发动机,从1999年1月1日正式生效。2002年欧盟发布了2002 /88 /EC法规,是对97 /68 /EC法规的修订,该法规增加了19k W以下的手持式和非手持式火花点火发动机第一阶段和第二阶段排放要求,该法规于2004年8月开始正式实施。2004年欧盟发布了2004 /26 /EC法规,该标准覆盖了19k W - 560k W非道路移动机械用柴油发动机,包含了有轨车,机车和内陆船等内容。目前,欧盟正在起草下一阶段法规,预计于2019年实施。
欧洲现行的通用小型汽油机排放限值如表3所示。
欧洲第二阶段通机排放法规不包含蒸发排放的要求。
2. 3 日本
日本陆用内燃机协会 ( LEMA) 作为非道路用企业行业团体,以会员公司为对象,自2003年1月开始对发动机排放进行自愿控制,2003年9月1日对小于等于19k W非道路汽油机限制到与美国EPA法规同等水平。日本通机排放标准分为三个阶段实施,手持式和非手持式第一阶段标准于2003年1月1日实施。非手持式发动机和手持式发动机第二阶段标准分别于2008年1月1日和2011年1月1日实施。手持式和非手持式排量在80cc以下的发动机于2014年开始实施第三阶段标准,排量大于225cc非手持式发动机于2015年开始实施,排量在80cc到225cc非手持式发动机于2016年开始实施第三阶段 ( 由于排量在80cc到140cc非手持发动机在美国占比9% , 而日本为40% ,因此日本对此排量区间发动机设置一个限值过渡期,2016年到2018年HC + NOx限值为13. 1g / k Wh,2019年正式过渡到限值10 g / k Wh) 。另外,由于无法对整机厂进行管控,日本路用内燃机协会在第三阶段没有引入蒸发排放的要求。
2. 4 加拿大
加拿大非道路小型火花点火发动机排放法规是由EC ( Environment Canada) 依据加拿大环境保护法案 ( Canadaian Environmental Protection Act1999)( CEPA1999) 制定。加拿大法规规定了与美国环境保护局 ( EPA) 第二阶段排放法规基本相一致的排放标准。对在加拿大制造、销售或进口到加拿大的发动机进行污染物排放控制以保护加拿大环境。目前加拿大正在进行法规的修订,预计于2015型式年开始实施与美国环境保护局 ( EPA) 第三阶段相一致的标准。
2. 5 中国
根据《中华人民共和国环境保护法》和《中华人民共和国大气污染防治法》,为防治非道路移动机械用小型点燃式发动机排放对环境的污染,我国于2010年12月30日由环境保护部、国家质量监督检验检疫总局发布《非道路移动机械用小型点燃式发动机排气污染物排放限值与测量方法 ( 中国第一、二阶段) 》 ( GB26133 - 2010)公告 ( 2010年第104号) ,并于2011年3月1日实施,该标准为首次发布实施。
中国的通用小型汽油机现行排放标准与欧盟第二阶段标准基本一致,无蒸发排放要求,目前天津内燃机研究所受国家环保部委托正牵头制定第三阶段排放标准,预计于2017年实施。
3小结
a) 在通用小型汽油机排放标准方面,美国起步最早,越来越多国家和地区开始关注通用小型汽油机的排放,并提出相应标准要求;
b) 各国的通用小型汽油机排放标准尽管所处阶段不同,实施时间有先后,但就同一阶段的标准内容大体相同;
c) HC和NOX排放是通用小型汽油机排放标准的主要关注点,随着不同阶段排放标准的实施,不断被加严;
d) 通用小型汽油机的蒸发排放要求目前仅美国有要求。
摘要：本文简要介绍了中国通用小型汽油机行业现状,结合通用小型汽油机出口所面临的排放达标要求,重点介绍了美国、欧盟、日本、加拿大以及中国的通用小型汽油机排放标准要求,并简要总结了通用小型汽油机排放的现状。
小型汽油机冬修拆装注意事项 篇2
一、小型汽油机大部分零件为铝合金制品，装紧固件时不宜旋得过紧，以防螺纹损坏。
二、拆装活塞时，先取出活塞销挡环，再将活塞置于机油中加热至160℃左右，活塞销即可轻轻推出。活塞安装有一定方向性，顶部箭头应指向排气口。
三、拆卸活塞环时，不可使开口张开过大，以免产生变形或折断。
四、安装气缸体时，活塞环切口应对准活塞槽中的定位销，再将活塞推入气缸，并使气缸进气管端与曲轴箱高压线引出缺口方向一致。
五、磁电机飞轮和冷却风扇必须用拉拔器拆卸，维修后的磁电机重新装上后，必须检查半圆键配合质量，同时检查是否在键槽中。
六、将活塞、连杆、曲轴运动件装入前、后半曲轴箱时，前、后半曲轴箱必须放在机油中加热至170℃，且保持3分钟，取出后立即压入运动件上的右滚珠轴承。先装后半曲轴箱，后装前半曲轴箱。
七、曲轴箱一般不允许拆卸，如必须拆卸，在安装前、后半曲轴箱接合面时，必须涂上绝缘清漆，以保持密封。
八、修理时，一般在室内宜冷机进行，露天热机严禁拆卸。
九、修理時，室内应保持清洁干净，拆卸的零件放置有序，安装的零件切勿有泥砂。
通用小型汽油机 篇3
小型通用汽油机为了追求输出功率,通常工作在偏浓的混合气状态,这就导致了大量未燃HC的产生。尽管其CO和HC排放较高,但由于使用分散性和季节性等原因,这类小发动机的排放一直未引起人们关注。随着道路车辆排放控制成效的日益显著,原本居于次要位置的非道路用小发动机已成为主要污染源之一。美国联邦环保局(EPA)已从1997年开始对小型发动机实行排放限制控制,目前最新的EPA3阶段排放法规将在2011～2012年生效。依据新的法规,火花点火式发动机碳氢化合物排放量将降低35%[1]。我国将于2011.3月开始实施类似的的排放法规。
为了应对更严格的排放标准,需要组织更有效的后处理方式和更为清洁的燃烧过程。由于HC和NOx的产生机理不同,通常降低二者排放的方法也有所不同,一种是用稀混合气燃料实现低HC和高NOx排放,另一种是使用浓混合气燃料得到低NOx和HC排放。Glover、Roy Douglas[2,3]等人分析比较了多种用于达到CARB/EPA3排放限值的排放控制措施,如二次补气(SAI)、优化空燃比、催化器等。所有的措施都是对燃烧过程进行优化以达到HC和NOx排放总量、功率以及催化器转化效率等之间的最佳平衡。
本文通过对一台非道路小型通用汽油机进行实验,研究EGR对发动机排放的影响,特别是HC和NOx的影响;在此基础上,进一步研究空燃比在EGR阀开启和关闭时对排放的影响,通过优化空燃比,研究在不使用后处理情况下发动机的排放特点。
2 研究样机、试验设备与方法
实验样机的主要参数见表1。实验研究的排放采用的是AVL AMA1800废气分析仪,该分析仪符合美国及欧洲排放法规要求。测功系统使用ACD-15kW交流电力测功机,同时使用ETAS LA4监测发动机空燃比。
如图1所示为实验布置示意图,废气经过冷却器进入空滤器,通过EGR阀来控制补气流量。同时,在冷却器上还装有泄水阀,用来清除EGR中的水蒸气。
试验过程中,根据EPA排放法规对发动机进行预热。分别测试100%负荷,75%负荷,50%负荷,25%负荷,10%负荷等工况下的HC和NOx排放。试验中,EGR补气点位置在空滤处,即EGR气体与油气混合气一同进入进气系统,因此EGR的补气量与节气门开度相关,随着节气门开度减少,EGR量也随之减少。试验中由玻璃转子流量计控制EGR量从0增大至试验条件允许的最大EGR补入量。
3 试验结果与分析
3.1 EGR流量对HC、NOx的影响
图2～图6显示了不同发动机负荷下,EGR量对HC和NOx排放的影响。由图可以看出,随着EGR量的增加,发动机的输出功率会降低。在全负荷工况下,当EGR流量达到最大的8L/min时发动机功率下降4.75%,而在10%负荷,EGR流量为1L/min时,补气对功率几乎没有影响。
随着EGR量的增加,NOx排放明显减少,特别是在高负荷工况。由于节气门的影响,发动机在25%负荷时EGR的最大流量只有1 L/min,此时对HC和NOx排放的影响很小。
在高负荷工况,NOx的排放量要高于HC的排放。随着负荷的降低,NOx的排放下降而HC的排放升高,直至10%负荷,由于较低的燃烧温度和输出功率,HC的排放值升至16g/kW.h,而此时NOx排放值低于2 g/kW.h。
在节气门全开点,没有EGR时,发动机功率和NOx排放均达到最大值。随着EGR量的增加,NOx明显下降,同时HC的排放量也有所下降,至EGR补气达7L/min时才升高。原因可能是当少量EGR进入空滤后,加热了新鲜空气使得雾化效果增强,因此燃烧过程得到优化,HC排放减少。而当大量的EGR进入汽缸,发动机的功率和燃烧温度降低导致HC排放恶化。
表2显示了EGR阀全开时,发动机的排放结果。可以看出,当EGR阀开启时,NOx排放量下降38.9%,HC升高22.9%。HC和NOx的排放总和为8.36g/kW.h。
3.2 空燃比的影响
由以上分析可见采用外部EGR系统通过引入废气,降低燃烧温度减少NOx排放。而当NOx减时,可以采用更稀的空燃比以降低HC排放从而达到最低的HC和NOx排放总量。这里空燃比λ取三种情况,如表3所示:
图7是不同运行工况下不同空燃比在EGR阀开和关两种状态下的排放。
由图7可见由于氧含量的增加,从case1到case3,HC排放减少,NOx增加,而NOx的增加可以通过EGR系统来改善。
当空燃比超过0.91时,在100%、75%、50%负荷工况,HC排放得不到有效的控制,同时NOx排放迅速增加。而在低负荷,大空燃比可以实现较低的排放,但是对于6工况的总排放值贡献很小。表4给出了不同空燃比EGR阀开和关闭状态的EPA排放值。
可见当空燃比较大时,EGR系统对NOx的排放的降低作用变得不明显,同时对HC排放的影响也变小,因此存在最佳空燃比值。本研究中当空燃比为0.91时,当EGR阀开启时HC和NOx排放总量最小为7.39g/kWh。
4 结论
本文研究了EGR系统对非手持式小型非道路汽油机排放控制方法。
1测试数据表明在100%和75%负荷时,NOx排放占主要地位,而在低负荷时,未燃HC的比重则越来越大。
2 EGR系统可以有效减少NOx的排放,特别是在高负荷时HC和NOx的总排放量。
3通过对不同空燃比的研究,发现空燃比越大,EGR系统对NOx排放的降低作用越不明显,同样空燃比越大,EGR对HC排放的增加作用也越不明显。
4当EGR开启时,存在最佳的空燃比值,达到HC和NOx排放总量的最小值。对于该机器,当空燃比为0.91时,HC和NOx总排放量达到最小值。
参考文献
[1].http://www.epa.gov/otaq/equip-ld.htm.
[2].Stephen Glover,Roy Douglas.The Feasibility of Meeting CARB/EPA3 Emission Regulations for Small Engines, SAE2007-32-0059.
小型农用汽油机的节油维护技术 篇4
如1E40F/1E45F系列汽油发动机压缩比为7.25/7.50, 要求选用90#汽油及二冲程汽油机专用机油, 配比为 (20:25) :1。汽油机燃油牌号是根据发动机压缩比选用的。最新理论研究和实际对比实验都证实, 高选或低选燃油牌号都是浪费, 并不能发挥其最佳经济使用性能。很多机手认为高选超牌号燃油会使其综合工作性能好些的想法是错误的, 按使用说明书的要求使用配制油料是最佳选择。
二、定期清除积炭
积炭是未燃烧掉的燃油受热裂解变成炭, 沉积在燃烧室、活塞顶、排气口处。积炭形成后会造成燃烧恶化、排气不畅、活塞环卡死等, 导致功率不足, 油耗增大。造成积炭的原因主要是配用的机油牌号不对。所以定期清除积炭 (累计工作100h) 并严格按使用说明书选用汽油和机油, 按规定比例配制混合油 (随配随用, 并摇晃均匀) 是减少积炭, 提高经济使用效率的有效措施。
三、合理匹配额定负荷
正确合理匹配负荷, 使机组以最少的消耗, 发挥最大工作效益和获得最佳经济效果, 是降低油耗、节油的关键之一。只有使发动机在额定负荷下工作, 油料消耗的经济性能最好。根据实验测定:超额定功率匹配负荷和低功率匹配负荷都会增加工作油耗, 特别是经常处于超负荷情况下工作, 燃油消耗就更大, 而且还会使机组经济技术指标迅速恶化, 加快机件磨损, 缩短机组寿命。农用小型汽油机系列之所以使用比较广泛, 配套使用比较随意, 而且南方丘陵山区水稻脱粒大都还是间隙式工作, 人为因素很大。所以农机户一定要尽量力求连续均速额定负荷下工作, 达到节油及维护双重之目的。
四、杜绝隐性渗漏
渗漏不仅直接造成油料的损失浪费, 还严重影响汽油机的技术状态, 而且污染环境。小型汽油机系列用于水稻脱粒、农田灌溉、喷雾作业等, 工作环境差。汽油与水均为无色液态, 工作时振动容易诱发肉眼难以及时发现的渗漏。如油箱小裂缝, 油管老化破裂、油路各连接处松动、化油器漏油等。如运行过程中发现油耗突然增大, 首先要想到渗漏。并依次按油路逐一检查, 发现渗漏及时排除。
五、关注压缩力
气缸和曲轴箱压缩力不足都会导致燃烧不良、运转时冒黑烟。有经验的机手可凭手感判断其压缩力是否正常。一般用手转动起动轮, 转过上死点时, 感到比较费力, 且转过上死点后起动轮可以自动转过一个较大的角度, 说明气缸压缩力正常。曲轴箱漏气会造成混合气雾化不良, 导致功率不足, 甚至在电路和油路正常的情况下不能启动发动机。若是压缩力不正常应分别检查活塞环是否磨损过大、折断、胶结、火花塞松动、气缸、曲轴箱结合面漏气、两轴端油封损坏等故障, 并及时对症排除。
六、混合气过浓或过稀
化油器在小型农用汽油机节油环节中起着举足轻重的作用。化油器在发动机出厂前已调整到较佳状态。一般不需调整。但使用一段时间后其运行动态技术参数发生了变化, 或使用条件有特殊变化 (指气温、大气压力、温度等) 时, 其技术状态也发生明显的改变。
在油耗明显增加的情况下又找不出其它原因, 必须配合调整化油器。如启动时, 进气法兰处有油渗出;运转时消声器冒黑烟;在混合油配比正常的情况下, 燃烧室及排气口仍积炭严重;低速时消声器排气有“噗噗”声、功率不足等, 就应想到是混合气过浓。可从以下几方面检查并对症排除。一是化油器浮子室内的油面过高, 应调整针阀支架弯曲度, 使进油针阀关闭时浮子下平面与主量孔平齐。维护者可在拆开化油器油杯的状态下, 摸拟浮子上下移动, 检查针阀开闭时, 油料进入化油器的供油情况。即浮子下平面与主量孔下端面基本平齐时, 针阀关闭、供油停止, 浮子下落, 针阀打开、供油开始, 开闭供油过程要灵活自如。二是主量孔增大, 一般是磨损或用硬物清洗所致, 应更换量孔。三是油针卡簧位置太低, 应调上一格。
如出现发动机迅速加速时, 转速反而下降, 甚至熄火, 关小阻风门开度, 转速又回升;机体运转一段时间就出现过热、没有劲等现象。应检查以下几方面并对症排除:一是油路系统供油不畅及量孔堵塞, 应予以清洗修复。二是浮子室油面高度较低, 调整针阀支架弯曲度, 使浮子下平面与主量孔平齐。三是油路各油管接头处或化油器连接法兰处密封不良有空气渗入, 使供油发生波动, 予以检查紧固密封好。四是油针卡簧位置太高, 应向下移一格。五是油箱顶盖进气孔堵塞, 致使箱内产生负压, 混合油不进入化油器, 此故障容易被使用者忽视, 应予以清除。
七、点火系统
根据资料分析表明:点火角度和正常时相差1°, 油耗将会增加1%。点火过早, 大部分混合气在压缩过程中燃烧, 不仅使气缸内压力升高过早, 汽油机启动困难, 长时间的过早燃烧, 还会使气缸经常处于爆燃的状况, 导致活塞、火花塞绝缘体等烧坏;点火过迟, 混合气的燃烧延迟到上止点后, 燃烧时的最高压力和最高温度下降, 由于燃烧时间延长, 使缸壁的热量损失增多, 排气温度升高, 废气带走的热损失也增多, 从而使汽油机功率下降。
白金间隙对汽油机的油耗也有很大的影响。白金间隙过大, 易产生断火;间隙过小, 易烧白金, 产生的火花弱, 混合气燃烧不彻底。
小型汽油机混合燃油的配制与使用 篇5
按照小型汽油机的压缩比, 主燃油可以选择70号汽油, 润滑油应该选择二行程汽油机专用机油, 不得使用柴油机机油, 更不能使用已经用过的废机油。
1.混合燃油使用不当引起的故障
据笔者了解, 小型汽油机的许多莫名其妙的故障, 往往与混合燃油的调配和使用不当有关, 请看下面几例故障:
故障一, 有一台小型汽油机在作业中突然进气口放炮, 响声惊人, 熄火后重新启动, 再次发生这种故障。经过检查, 发现化油器浮子室内有水珠, 油箱底部也有水。原来是机手使用刚刚用水洗过的塑料壶装汽油加入油箱。放出含水的汽油, 清洗化油器和油箱后, 故障排除。
故障二, 一台小型汽油机在田间脱粒时, 怎么也启动不着。拆开检查, 发现活塞环被积炭粘结在环槽内, 消声器也被积炭严重堵塞。经过认真清洗气缸、更换活塞环, 使消声器畅通后, 该汽油机能够顺利启动。经询问, 是机手使用润滑脱粒机轴承的柴油机机油配制混合燃油, 这种机油在气缸中燃烧后产生积炭, 很快使活塞环粘结, 并将消声器堵塞, 因而无法启动。
故障三, 一台脱粒用汽油机在加过燃油之后很难启动, 只有把阻风门关闭才能启动和运转;启动后一打开阻风门汽油机又熄火, 更换化油器也无济于事。在万般无奈之时, 决定更换全部混合燃油, 结果故障排除了。经过了解, 是机手用装过柴油的油壶装混合燃油, 壶中残留的柴油使混合燃油中的汽油份量相对变小, 等于混合气过稀, 因此出现只有关闭阻风门才能启动的奇怪故障。
故障四, 有一台小型汽油机, 原来工作正常, 但是“双抢”时, 拿出来抽水却无法启动。拆开检查, 发现火花塞干燥发白, 活塞、气缸套表面都有重度拉伤。更换活塞、活塞环和气缸后, 汽油机能够顺利启动。这是由于机手为图方便, 用大桶一次性配制了30kg混合燃油, 混合燃油中的机油逐渐沉淀在下面, 他加进油箱的混合燃油近乎纯汽油, 由于燃油中缺少机油润滑机件, 因而汽油机零件过快磨损, 并形成无法启动的故障。
故障五, 有一台新汽油机从事脱粒作业, 启动非常困难, 只有频繁地更换火花塞才能勉强维持作业。这台汽油机在2天时间内更换了10只火花塞, 到后来换一只新火花塞只能工作十几分钟。拆开检查, 发现火花塞、气缸严重积炭, 活塞裙部也磨出许多小划痕。其原因是机手用柴油机机油配制混合燃油, 柴油机机油燃烧后形成大量积炭, 使火花塞失效。用二行程汽油机专用机油重新配制混合燃油后, 该汽油机能够正常工作。
2.小型汽油机混合燃油的配制方法
采用随机配给的、带有刻度线的塑料壶, 先注入汽油, 使之达到下面一条刻度线;然后再注入适量的机油, 达到上面一条刻度线, 然后拧紧壶盖, 加以摇晃, 使机油与汽油混合均匀。混合燃油的混合比例一般是:汽油20份, 机油1份 (体积比) , 具体的调配比例应该按照《使用说明书》中的规定。但是有一点需要说明:在新汽油机的磨合阶段, 即最初运转的50～100h内, 机油的分量可以稍多一点, 按15∶1的比例混合较为合适。严格禁止单独使用汽油作燃料, 否则将导致小型汽油机的磨损加剧, 故障增多。
3.小型汽油机混合燃油的使用注意事项
(1) 要做到现配现用, 避免用大桶调配而一次用不完。一次用不完的混合燃油, 要密封存储。混合燃油务必混合均匀, 每次使用前必须摇晃均匀, 然后再加入油箱。
(2) 向汽油机油箱加注混合燃油时要细心, 一是必须停机加油, 防止发生火灾;二是要认真过滤, 防止杂质、水分和沙土混入油箱;三是每次加注混合燃油的数量不要超过油箱容积的85%。
(3) 要提防纯汽油、农药药液和其他油料等误为混合燃油而加入油箱, 以免损坏机器。
通用小型汽油机 篇6
在影响发动机性能的各项因素中, 配气相位是一个不可忽视的重要因素, 它对换气品质、泵气损失、充气效率、扭矩、怠速稳定性及有害物排放等有重要影响, 它是影响进气量最重要的因素之一, 直接影响发动机的动力性、经济性、排放性[1,2]。发动机在不同转速其配气相位也不同, 通常来说理想的配气相位应该使得:低速时, 气门叠开角较小, 以防止新鲜充量倒流进进气系统;高速时要求气门叠开角较大, 以保证较高的充气效率。对于非可变配气系统发动机, 则需要在高低速作出平衡。
141F发动机为一台非可变配气系统发动机, 同时该发动机优化时主要考虑其动力性, 故在优化配气相位时, 从高低速扭矩整体最优考虑。由于该发动机为二代产品, 为了便于装车, 需要在不改变发动机原有基本尺寸上进行优化, 以提高其动力性, 为此采用GT-Power进行研究。它常用于进排气系统的设计分析以及气门和正时的优化设计等, 能有效地减少开发设计和优化的成本以及缩短开发设计和优化的时间。我们先通过已知的输入参数和预先测得的实验数据包括功率、扭矩、进气量等, 建立了发动机仿真模型, 然后进行了模型验证, 最后从整体气门正时、进气气门正时和排气气门正时三种情况进行优化。
1 模型建立及验证
1.1 仿真模型的建立
采用GT-Power建立仿真模型时, 其基本原则是将发动机分解为许多模块化的结构, 包括进气管、进气歧管、进气道、气门、气缸、曲轴箱、空滤器、消声器等, 由于GT-Power中没有空滤器和消声器模块, 所以常用管道代替, 气流动损失通过定义孔连接件中的流量系数定义[3]。然后将这些被赋予基本参数的模块按照进排气流动方向依次连接。已知原机部分参数为:缸径58 mm, 冲程37.8mm, 压缩8.5, 比连杆长度65.35 mm, 进气门直径19 mm, 排气直径17 mm等。
将已知参数代入个结构模块, 并依次连接, 建立的仿真模型见图1。
在GT-Power中发动机循环模拟是通过数值方法来计算进排气系统的不稳定流动的, 再与描述缸内燃烧、传热等过程的多维或零维热动力学模型相连, 采用数值分析方法模拟发动机的热力循环工作过程[4,5]。此次建模选用的基本燃烧模型为点燃式发动机韦伯函数放热率模型, 传热模型为Woschni传热模型。进排气系统被离散为大量子体积, 各子体积之间通过边界连接, 整个模型涉及到连续方程、能量方程和动量方程等一维流体动力学方程的求解, 数学描述如下:
连续方程为:
能量方程为:
动量方程为:
式中, mflx为流入子体积的边界质量, mflx=ρAu;m为子体积质量;V为子体积;p为子体积压力;ρ为子体积密度;A为流通界面;A s为传热表面积;e为每单位质量的总内能;H为总焓;h为传热系数;Tfluid为流体温度;Twall为管壁温度;u为边界处速度;Cf为表面摩擦系数;Cp为压力损失系数;D为当量直径, dx为质量在流动方向上的长度;dp为dx方向的压差。
1.2 模型验证
为了保证建模型的准确性, 需要将模拟所得的性能指标和所测得实验数据进行对比, 经过反复调试, 所模拟的发动机特性指标, 包括功率、扭矩、进气量等和实验数据误差保持在一较低范围内, 见图2。从图中可以看出, 进气量模拟值和实验值误差最大, 但仍不超过5%, 功率和扭矩的模拟值和实验值误差都在一个比较小的范围内, 表明该模拟能够准确地预测发动机的主要性能特征。
2 配气相位优化
2.1 气门正时整体优化
由于原机进排气门共用一根凸轮轴, 利用数值模型分别将气门正时整体向前调节5, 15, 20, 25, 30℃A, 调节前后扭矩变化见图3。从图中可以看出, 当气门正时提前15~20℃A时, 扭矩整体最优, 且扭矩在低速有6%的提升, 高速有2%~4%的提升。所以在对气门正时做整体优化时, 向前调节15~20℃A时扭矩整体最优, 这里选取提前15℃A。
图4、图5和图6所示为当气门正时整体提前15℃A时, 通过仿真计算获得的发动机循环进排气量及泵气平均有效压力等的变化。
从图4中可以看出, 基于GT-Power模拟141F循环进气量和排气量可以看出, 在2 000~3 600r/min的转速范围, 气门正时整体提前15℃A时, 循环排气流量有所增加, 进气门关闭时刻气缸向进气道的返流现象得到抑制, 这都将有利于发动机充气效率的提高。
另外, 通过对141F气门正时改变前后进气量和泵气平均有效压力PMEP的对比可以看出, 141F发动机气门正时提前15℃A的情况下, 充气效率有一定的提高, 同时, 泵气平均有效压力有所下降。
2.2 进气气门正时优化
由于发动机的性能受进气正时影响很大, 分别将进气正时向前调节5, 15, 20, 25, 30℃A, 调节前后扭矩见图7。从图中可以看出, 当进气门气门正时相对于原气门正时提前时, 扭矩均有所上升, 当进气门气门正时提前20℃A时整体最优, 低速有7%~8%左右的提高, 高速只有2%左右的提升。
图8、图9所示为进气门气门正时向前调节20℃A后, 进气量和泵气平均有效压力的变化。
通过对141F进气门气门正时改变前后进气量和泵气平均有效压力PMEP的对比可以看出, 141F发动机进气正时提前20℃A的情况下, 进气量有一定的提高, 泵气平均有效压力PMEP稍有下降。
1.气门正时调节前的循环进气量2.气门正时调节后的循环进气量3.气门正时调节前的循环排气量4.气门正时调节后的循环排气量
2.3 排气气门正时优化
当进排气门不共用凸轮轴时, 分别将排气门气门正时提前5, 10, 15, 20, 25, 30℃A, 调节前后的扭矩变化见图10。图中可以看出, 当排气门气门正时提前时, 扭矩都有不同程度的提高。当提前15℃A时, 扭矩整体最优, 但提升幅度不大, 低速时只有不到1%的提升, 高速也不到2%。同时, 当排气正时提前15℃A时, 进气量有轻微的提高, 泵气损失有所降低, 见图11、图12。可见排气正时变化对本发动机性能影响不大。
3 结论
用GT-Power对141F汽油机进行了模拟, 在此基础上进行了模型验证, 模拟与实验误差在合理范围内, 得到了符合性能研究要求的数值模型。
针对141F汽油机气门配气正时, 分别从进排气整体配气正时、进气正时、排气正时三个方面进行优化, 从而得到在全转速下整机最优的配气正时参数。
141F汽油机整体气门正时提前15℃A时, 扭矩整体最优, 扭矩在低速有6%的提高, 高速有2%~4%的提升;进气配气正时提前20℃A, 扭矩整体最优, 扭矩低速有7%~8%左右的提高, 高速有2%的提升;排气正时变化对性能影响不大。
参考文献
[1]王伟, 王淑晶, 张耀贤.GT-POWER在配气相位优化设计上的应用[J].农业技术与装备, 2012, (5) :34-36.
[2]朱祎飞, 李明海.基于GT-POWER的柴油机配气定时的优化设计[C].第三届中国CAE工程分析技术年会论文集, 2007.
[3]韩爱民, 蔺鑫峰, 孙柏刚, 等.GT-Power的BN6V87QE汽油机性能优化仿真[J].北京工业大学学报, 2007, 33 (6) :617-621.
[4]张力, 尚会超, 袁志强, 等.汽油机连续可变进气凸轮轴相位策略的数值模拟[J].重庆大学学报, 2012, 35 (5) :14-21.
通用小型汽油机 篇7
化油器式曲轴箱回流扫气小型二冲程汽油机气口的主要参数有气口比时间截面值、气口高度、配气相位角和气口宽度等。这些参数的核心是气口比时间截面值,因为它表征了换气气流通过气口的能力,是保证实现良好换气效果的基本条件,其他参数则是为了满足比时间截面值而给定的。
除此之外,还有扫气口参数,包括扫气平射角、仰射角,以及扫气道形状、气口的布置和数量,这些参数用来保证换气气流流动方向并按理想状态清扫和填充气缸[1]。考虑到上述参数已有诸多文献讨论,且都给出了一定的参考范围值,所以本文着重讨论了有关气口比时间截面值的计算和气口高度、配气角度、气口宽度的改进问题,并通过AVL BOOST软件对改进前后汽油机在标定工况下的整机性能进行了分析计算。
1 气口参数改进方案计算
1.1 原型机气口比时间截面值计算
气口的时间截面就是气口被活塞打开面积的时间积分,而比时间截面则是单位工作容积的时间截面。本文以某型号二冲程汽油机为研究对象,采用系数计算法[2]来计算气口的比时间截面,其主要结构参数见表1所示。
系数计算法[2]的计算公式为:
其中,Zb——进气口、扫气口、排气口比时间截面Zbi、Zbs、Zbe的合写,Zbf为提前排气的比时间截面,mm2s/L;
n——发动机转速,rpm;
Vh——发动机单缸工作容积,L;
B——气口宽度,mm;
γ——扫气仰角,(°);
H——气口高度,可以按照活塞在下止点时打开气口的高度计算;mm;
α——气口开启时相对于下止点的相位角;
K,Kf——气口及提前排气时间截面的计算系数;
ζ,ζf——气口时间截面修正系数;
下标i、s、e、f——分别表示进气口、扫气口、排气口和提前排气的相应参数。
为简便起见,式中各系数的选择参考文献[2]介绍的选取(下同),计算结果见表2所示,将计算结果与中值法[3]推荐的选取范围加以对比,二者数值越接近,说明气口尺寸确定的越合理,越符合实际要求。
从表2中可以看出,扫气口和提前排气比时间截面值的计算结果不在经验分布范围内,排气口的计算结果虽然在范围内,但是相对于密集值而言,相差较大,说明样机扫气口和排气口的气口参数设计的不合理,因此需要对该样机气口参数进行适当的设计改进。
1.2 改进方案计算
选取表2中的密集值作为各气口设计的比时间截面值,根据对数校直法[4]计算各气口配气相位角和气口高度值,在设计气口时,缸径已经确定,因此气口的宽度值就反映在气口缸径率上。
将(1)式改写成:
气口配气相位角的计算公式为[4]:
式(4)中的A用式(3)计算,求出配气相位角后,按下式计算气口高度值:
其中,A——气口高度系数;
N——计算指数;
——连杆长度和曲柄半径之比;
——气口的缸径率;
——气口的冲程率。
按照上述公式在不改变原型机气口数量和分布的前提下对气口参数进行计算,结果见表3所示。
从表3中可以看出,扫气口高度降低了6.86%,宽度减小了34.5%,排气口高度降低了16.04%,宽度不变,改进后气门开启时间略微延迟,提前排气时间延长,这样从理论上可以增加曲轴箱内混合气的压力,进一步减小气缸内压力,同时也有利于降低混合气的扫气损失。
2 整机性能模拟计算
2.1 模型建立
按照该汽油机在实际运行中气体的流动过程,利用AVL BOOST软件[5]建立起工作过程模型,如图1所示。
模型总共由23个元素组成,其中各代号分别代表的含义如下:SB1～SB3——系统边界(环境);I1——化油器;RV1——单向阀;J1——连接管;VP1～VP2——曲轴箱;C1～C2——气缸;MP1～MP4——4个测量点;1～9——9个连接管。
对该汽油机在标定工况下的示功图进行台架测试并与模拟计算值相比较,同时计算该工况下整机性能,见图2和表4所示。
从图2中可看出,标定工况下的计算值与实测值曲线相似,在曲轴转角为160℃A左右时曲线相差较大,最高燃烧压力所对应的曲轴转角相差不超过3℃A,总的来说,两条曲线的拟合程度较好;同时从表4中可以看出模拟计算出来的二冲程汽油机功率、油耗与实测值的偏差均在5%范围之内,整机性能与试验实测结果一致,说明该计算模型较符合实际工作过程,可用于进行方案的模拟。
2.2 模拟计算
根据表3的计算结果,通过AVL BOOST软件计算得到标定工况下改进前后的整机性能参数以及进气口流量变化曲线,如表5和图3所示。
从表5可以看出,在其他条件都不变的情况下,通过改进气口主要参数,汽油机整机性能有所提高,其中功率增加了14.37%,燃油消耗率下降了9.14%,整机性能得到改善。这主要是因为通过对气口参数的改变,调整了各个气口的比时间截面值,使之处于较合理的范围内,且合理组织扫气过程,保证了气口实现良好换气的效果。
图3表示的是改进前后进气口流量随曲轴转角的变化曲线。从图中可以看出原机气口出现明显的“反喷”现象,这主要是因为在进气口开启时气缸内的压力超过了曲轴箱的压力,使得部分废气倒流到曲轴箱,随着活塞的下行,曲轴箱压力逐渐上升,气流开始正常进入气缸;活塞上行时,曲轴箱压力开始下降,当压力小于气缸压力时,气流再次发生倒流。
从图3中还可以看出改进后进气口几乎不发生“反喷”现象,主要是因为参数改变后提前排气阶段时间增长,扫气口开启时缸内压力小于曲轴箱压力,从而使气缸进气量较原机大幅度增加,功率上升明显,由此可见气口的“反喷”对汽油机性能影响较大,应努力减少“反喷”现象的出现。同时,提前排气时间的延长大大减少了扫气口开启时气缸内的残余废气量,有利于降低混合气扫气时的短路损失,因此油耗也有所下降。
3 结论
1)采用计算气口比时间截面值的方式来设计汽油机气口参数是一种比较科学的方法。由于排气口下降,有效行程增大,且保证扫气口尺寸,合理组织扫气过程,改进方案使得发动机功率提高14.37%,燃油消耗率下降9.14%,发动机性能参数得到改善。
2)模拟计算出来的二冲程汽油机整机性能与试验结果一致,偏差小于5%,该模型可以有效的应用到其他类似机型上模拟工作过程。
3)气口“反喷”现象对汽油机性能影响较大,在设计二冲程汽油机气口时要考虑对“反喷”的控制。
参考文献
[1]史宗庄.小型二冲程汽油机气口主要参数的计算和确定[J].小型内燃机,2000(3)
[2]史宗庄等.二冲程汽油机气口的设计计算[J].小型内燃机,1978(4)
[3]史宗庄,崔国起,刘元阁.二冲程内燃机气口配气相位角的计算方法[J].天津大学学报,1999(4)
通用小型汽油机 篇8
对于汽油机来讲,一般来说机械噪声对整机噪声贡献较大。正时系统的噪声是机械噪声的一种,通常对发动机整体噪声的贡献不大,但是正时噪声具有固定的阶次,一般为19～25阶,所处的频率段为2 000～4 000Hz,是人耳相对敏感的频率段,当正时系统的噪声存在波动时,将使人耳的主观感受更加明显。研究了某小型汽油发动机在生产线上正时系统所产生的间歇性异响,通过主观判断与现场振动测试,确定了影响该噪声的关键因素,对相关零件进行了外形尺寸测量与生产工艺分析,确定了解决方案消除了该异响
1 问题的提出
在热试台架上,个别发动机出现了明显的间歇性异响,表现为“嚓嚓”声,通过专业人员主观评估发现,该噪声具有很明显的间歇性,主观判断为正时系统每转一周该声音出现两次,但在研发阶段并没有出现类似噪声。因此从整个正时系统着手,分别更换图1所示正时驱动系统及机油泵循环系统中各个零部件。通过多次反复更换发现,更换一次正时链条能使大部分异响发动机正常工作,有些发动机需更换两次、三次正时链条异响消失,个别发动机经过超过三次更换后异响仍然存在。临时解决措施为发现异响后,由专门安排的工作组进行拆解、更换链条,将更换两次仍然不合格的发动机留样作为分析样机。但上述方法产生了大量的废弃链条及正时系统罩盖等相关零部件,更主要的是影响了发动机的产量成本等因此必须找到根本原因及可行措施来解决。
2 测试及分析
由于该噪声较为突出,因此在普通的热试台架进行噪声及振动测试,测试过程中,相邻台架的发动机停止运转,测点见图2。对试验结果的分析发现,尽管测试过程中停止运转相邻台架的发动机,但是由于测试环境中生产线上产生的噪声以及台架旁边诸如叉车、电动工具等噪声干扰,噪声测量的结果频率成分复杂,正时系统异响被极大程度地掩盖,因此我们主要考虑通过振动测量的结果来进行分析问题。由于噪声辐射的方向主要为图2所示的X方向,因此笔者仅给出该测点X方向的测量结果并进行分析。
图3所示为正时罩盖振动测量瀑布图,图中横轴为发动机转速,范围选取怠速到2 200r/min,纵轴为频率,方框条为以dB表示的振动量级,图3(a)为主观评价认为无异响发动机的测量结果,图3(b)为有异响发动机的测量结果。从图3(b)中可以看出,噪声的频率为3 100Hz左右,而图3(a)所示主观评价认为正常的发动机也存在该噪声,区别在于,出现异响发动机在该频率下存在更多的调制特征,即间歇性更加明显。
图4给出了上述测量结果的调制谱分析,图中横坐标表示发动机转速n,纵坐标为调制频率fm,方框条为以dB表示的振动量级L。从图中可以看出正常发动机和异响发动机均存在具有0.3阶调制频率的噪声,即发动机完成一个工作循环,该噪声出现两次。不同的是异响发动机在该调制频率下的噪声更加明显,即从主观感觉上来讲,异响发动机具有更加明显的间歇性,而所谓正常的发动机其实也存在该特征的噪声,只不过由于其间歇性不明显主观感受为一个连续的噪声因此未被主观评价者判断为异响发动机。
图5给出了调制率的比较(横轴为发动机转速),即3 100～3 500Hz范围内噪声能量在总能量中的比值,该图更加直观地说明异响发动机具有间歇性的噪声特征所占的比例基本都在55%以上,因此主观感受明显,而正常发动机该类噪声所占比例在45%左右,因此主观判断为正常。
值得注意的是,上述判断是基于正时罩盖的振动测量结果进行的分析。为进一步确认异响特征,在图6所示的正时导轨及张紧器导轨处布置了加速度传感器。
图7给出了正时导轨水平方向测量结果的调制谱图,同样可以看出,异响发动机的调制特征更加明显。
通过上述分析认为,异响发动机的链条存在尺寸差异,即大部分链条尺寸符合要求,或者说不至于引起明显的间歇性异响,但是部分链条尺寸超差,导致了明显的异响。经过零件尺寸测量表明,“异响”链条和“正常”链条相比,其整体尺寸公差却都在允许的范围之内,为此对链条每个链节的尺寸都进行了精确测量,分析发现“异响”链条中绝大部分的链节尺寸都在允许的公差带内,而其中两个链节尺寸相对较小,这两个链节在整个链条中所处的位置正好将整个链条分为基本上等长的两段。至此上述尺寸测量结果和振动测量的分析达到一致,即可以认为是这两节链条尺寸差异较大,因此导致出现了所谓的0.3阶异响,即发动机每转动一圈,出现两次“嚓嚓”声。
3 改进效果
通过上述分析确定了异响来自于链条两个链节尺寸的较大偏差,但是所有链节均是统一生产,统一装配的。经过调查分析,这两个链节的差异最有可能发生在链条出厂前的预拉伸阶段,即每根在链条装配好出厂之前,需要将整个链条装配到拉伸机器上进行预拉伸,在预拉伸的过程中,两端的链节和其它链节受力不同,造成了结构尺寸差异,进而使得传动过程中出现间歇性的异响。
图8为某异响发动机使用改进拉伸工艺链条前后的测量结果,测点为正时罩盖,图示为该测点X方向的测量结果。图8(a)为异响发动机振动测量结果,即所使用的链条为现有拉伸工艺生产的链条,图8(b)为改善拉伸工艺后新链条的测量结果,该链条表示为V 6。从图中可以明显看出,更换V 6型号链条后,异响发动机0.3阶及其谐次调制频率的噪声均消失不见,该结果比生产线上判断为正常的发动机更加显著,即更换拉伸工艺后,异响完全消除。
4 结论
通过对台架上发动机异响的测试分析,确定了如下结论
a.异响来源于正时链条和正时链轮的啮合过程。
b.链条中链节的尺寸超差会造成啮合力的变化,产生具有间歇性的异响,且间歇性的调制频率和发动机0.3阶相关。
c.链条的预拉伸工艺不当会造成链条链节的尺寸超差,改进拉伸工艺后,可以使链条中所有链节都处于合理的公差带内从而避免间歇性异响。
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.