进气过程

进气过程（精选七篇）

进气过程 篇1

我们首先利用CATIA软件建立某增压汽油机进气道-气门-缸内系统的三维物理模型, 然后利用流体流动数值模拟软件FIRE对该汽油机进气系统的流体流动进行研究。

1 流体流动和传热的控制方程

连续性方程为:

动量方程为:

能量方程为:

流体状态方程为:

上述四组方程中:

式中, u, v, w为流体在x, y, z坐标方向上的速度分量;为r流体密度;流m体的动力粘度;i为流体内能;为l容积粘度;k为流体的导热系数;T为温度;p为压力;SMx, SMy, SMz为流体源;S T为热源。

在内燃机进气过程中, 进气道及缸内流体的流动是伴有传热的瞬态可压缩黏性紊流运动, 直接求解上述方程难度很大, 工程上常采用Reynolds时均方程法中湍流粘性系数法, 增加标准k-ε双方程紊流模型来求解。

紊动能耗散率方程为:

紊动能方程为:

式中, σε称为紊流动能耗散率Prandtl数, Cμ, σk, σε, C 1, C2, 为经验常数, 计算和实验中取得较一致结果的一组数据为Cμ=0.09, C1=1.44, C2=1.92, σk=1.0, σε=1.3。

由于k-ε模型不适用于近壁区域流场的计算, 为解决近壁区域流场的计算问题, 将近壁的第一个内节点布置在湍流区, 而壁面到第一个节点间的流场参数变化情况用壁面函数法表示。即按照流体力学理论, 固体壁面附近流体的流速从壁面上的零速度变化到主流速度的变化规律为:若主流为层流流动, 这一变化规律为线性变化;若主流为紊流, 速度的变化符合对数的变化规律。以上微分方程的求解用有限体积法[6]。

2 几何模型的建立

所模拟汽油机的基本参数见表1。

该汽油机的进气过程从360°排气门关闭到582°进气门关闭, 无气门叠开, 所以在进气过程中排气门一直关闭, 因此利用CATIA建立的几何模型可以省去排气门和排气道的部分, 见图1。

3 网格划分

将CATIA_Part文件按照适当的3D精度另存为stl格式文件, 并将其导入到FIRE软件中划分表面网格, 见图2。我们对发动机气缸—进气门—进气道整体模型未进行简化, 因此, 进、排气门和进、排气门座区域的网格划分比较复杂。另外, 为了对缸内的流体运动作瞬态分析, 我们要模拟气门和活塞的实际运动, 则需要在FIRE软件中创建动网格, 360°和540°的动网格截图分别见图3和图4。

4 边界条件的设置

程序计算所需的主要边界条件如下:进气道入口处的质量流量、进气道入口处的温度及进气门的升程曲线, 分别见图5、图6、图7。

5 模拟计算结果和分析

5.1 进气道内瞬时温度和压力的变化曲线

进气道内瞬时温度的变化曲线见图9。从图中可以看出:进气道内的温度, 在进气刚开始时出现一小段波动, 之后便一直呈上升趋势。因为进气道温度的变化, 除了受缸内传热的影响之外, 还与进气道内的湍流运动密切相关。这一点可以从图8与图9变化趋势的比较看出。进气道内湍流形成的原因主要有三方面:气流平均速度较大, 雷诺数较高;进气道内腔结构不规则;气门阀盘的阻挡。综合考虑以上三方面的影响因素, 抑制湍流最合理的办法是:优化进气道内腔的结构。

进气道内瞬时压力的变化曲线见图10。由于进气道内的温度不断上升, 而进气道内腔的容积不变, 所以进气道内的瞬时压力不断增加。

5.2 缸内瞬时温度和压力的变化曲线

缸内瞬时温度的变化见图11。从图中可以看出:360~500℃A的曲轴转角范围内, 缸内的温度下降较快, 从950 K下降到了600 K左右。这一方面受到气缸内壁传热作用的影响, 另一方面也受到新鲜充量冷却作用的影响。在500℃A以后, 随着进气质量流量的减小和进气道温度的上升, 缸内温度下降的速度变慢, 到进气结束时, 温度下降的趋势基本停止。

缸内瞬时压力的变化见图12。缸内瞬时压力的变化与新鲜充量质量流量的变化规律以及活塞的运动规律有密切的关系。进气过程刚开始时, 活塞位于上止点, 沿气缸轴线向下的加速度最大, 使气缸容积突然增大, 而此时由于气门升程较小, 进气流量很小, 新鲜充量并不能及时充满新增加的气缸容积, 所以缸内的压力在360~380℃A曲轴转角范围内减小。随着进气流量的增大, 新鲜充量基本能够及时充满新增加的气缸容积, 所以缸内的压力在380~390℃A的范围内基本不变。此后, 进气流量进一步加大, 而活塞运动的速度减小, 所以缸内的压力从390℃A以后开始持续上升。当活塞运行到下止点后, 虽然进气流量开始减小, 但是活塞上行压缩缸内的气体, 导致缸内压力的继续上升。

6 结论

在进气过程中, 缸内瞬时温度和压力的变化, 主要受到气缸内壁和新鲜充量的传热、新鲜充量的质量流量以及活塞运动的影响。进气道内瞬时压力的变化与进气道内瞬时温度的变化有关, 而进气道内瞬时温度的变化主要受进气道内湍流强度的影响。因此, 相比较而言, 要改善该汽油机的充气效率, 最合理的措施是优化进气道的形状, 尤其是进气门导管凸台处, 避免气道截面突变, 以抑制进气道内湍流的发展。

参考文献

[1]周海磊.柴油机进排气过程的三维数值模拟[J].内燃机车, 2008, (6) :12-15.

[2]Shigeki sugiura.Numerical Analysis of Flow in the Induction system of Internal Combustion Engine[C].SAE, 900255, 1990.

[3]Wolf Bauer.John.B.Heywood.Flow Characte-ristics in Intake Port of Spark Ignition Engine Investigated by CFD and Transient Gas Temperature Measurement[C].SAE, 961997, 1996.

[4]Batehelor G.K.An introduction of fluid dynamics[M].北京:机械工业出版社, 2004.

[5]常思勤.汽车发动机气道流动模拟的数学模型与数值算法[J].武汉汽车工业大学学报, 1996, 4 (8) :1-4.

进气过程 篇2

在数值模拟研究方面,随着对发动机燃油喷射、燃烧和排放数值模拟的深入发展,迫切需要直接评估喷雾燃烧开始的前一时刻,气缸内的平均流动状态和湍流强度,而这只有应用瞬态流动分析法才能达到这一要求[1]。所以,对内燃机中进气-压缩过程气体流动特性的瞬态研究具有现实意义。

笔者利用FIRE软件完成了柴油机在进气和压缩过程中进气道-气门-气缸内气体流动的三维瞬态数值模拟,对缸内涡流的形成、发展以及稳定的过程进行了深入探讨,并对压缩上止点附近的流场受燃烧室形状的影响情况进行了重点考察,为该柴油机的设计开发提供了相关理论依据和参考。

1 计算模型的建立

1.1 几何模型的建立

进气-压缩过程三维瞬态数值模拟的计算区域选定为进、排气道和燃烧室部分。燃烧室部分的计算区域是随着进、排气门和活塞的运动而改变的,并且它们的运动方式各不一致。因此,模拟计算的前提是要建立进气门开启时刻的几何模型。

图1所示为进气门开启时刻的CAD模型。其中,进气道为切向气道和螺旋气道的组合,燃烧室为缩口ω型见图2。排气道仅是为了模拟换气过程,防止缸内压力过高而设,因此简化成圆筒。为避免避碰坑处生成的网格导致计算发散,将避碰坑容积换算成气缸容积。另外,为避免气道进口处产生湍流,在进气道入口处加稳压箱,稳压箱与气道交界处采用圆弧过渡。

1.2 移动网格的生成

模拟计算的流动区域包括进气道、进气门、燃烧室、排气门以及排气道,其中进气门、燃烧室和排气门部分的网格是随着曲轴转角的变化而变化的,活塞的运动由曲柄连杆机构的运动规律确定,进、排气门的运动分别由进、排气门升程情况确定。

以六面体网格为主体网格,过渡处采用四面体网格的划分方法建立网格模型。移动网格是利用Fame Engine[2]生成的。由于扭曲和倾斜网格会影响计算过程的收敛并造成计算结果与实际情况偏差较大,故在网格划分过程中每隔10~20℃A需重新划分一次燃烧室和进、排气门部分的网格,即进行计算网格的再分区。整个移动网格的建立总共做了26次网格的再分区,由55套体网格组成,每套网格数目在40~70万,其中六面体网格占90%以上,以节省计算时间并保证计算精度。图3展示了几个特殊位置时体网格的变化情况。

1.3 边界条件的确定

借助BOOST软件完成柴油机热力循环计算,获取三维数值模拟的边界条件,其中,BOOST程序计算的边界条件是根据柴油机性能试验数据获得的。

参考BOOST计算结果设进口压力为201 k Pa,进口温度为328 K,其他边界条件见表1。

1.4 方程的离散及求解

流动模型采k-ε用双方程湍流模型,选择有限体积法对偏微分方程离散求解,压力-速度藕合计算采用SIMPLE方法。计算过程中定义进气上止点为360℃A,计算起始角度为330℃A(进气门开启时刻),终止角度为720℃A(压缩上止点),耗时大约124 h。

2 三维流场特性分析

为叙述方便,定义以下截面:Z=-j mm截面,X=0纵剖面和Y=0纵剖面。其中,Z=-j mm截面表示气缸盖底面以下j mm处的横截面;X=0纵剖面表示过气缸轴线和切向气道气门中心线的平面,即轴向YZ截面;Y=0纵剖面表示过气缸轴线和螺旋气道气门中心线的平面,即轴向XZ截面。另外,以下各截面图中→代表速度矢量,—代表流线。

2.1 进气过程流场分析

图4显示了410℃A时气缸内不同横截面上的气流运动情况。从图中可以看出在进气过程初期切向气道和螺旋气道中的气流从气门开启截面呈环状射出,在气门外缘发生气流迹线分离。气门下侧边缘气流速度较大,缸内没有涡流形成。

图5显示了440℃A时气缸内不同横截面上的气流运动情况。此时,从进气道进入气缸的气流在排气门的下方形成微涡流,缸内气流运动比较紊乱,存在许多随机分布的小涡流,但仍没有大尺度进气涡流形成。

490℃A时,排气门下方的涡流强度明显增强,气缸上部形成多个小尺度涡流,见图6(a)、图6(b),气流沿气缸向下流动的过程中,由于旋转的气流之间以及气流与气缸壁面之间存在相互磨擦,同时又进行着动量和能量的交换,故运动能量不断耗散掉,小涡流不断衰减消失,见图6(c)。顺时针方向的大尺度涡流首先在气缸下部形成,但此时涡流不是单一的,它有两个涡心,见图6(d)。

而520℃A时,从图7中可以明显地看出缸内进气涡流经历了形成、发展和稳定的过程。首先,在气缸上部缸壁周边位置形成许多小尺度涡流,并且通过气缸壁附近的流线能看到将要形成顺时针涡流的迹象,见图7(a)、图7(b);然后,在气流由气缸顶部向下运动的过程中,某些小尺度涡流逐渐衰减,大尺度顺时针涡流逐渐形成,同时大尺度涡流还不断收容、兼并周围流速和流量均小的小涡流,强度不断增大,在气缸盖以下130 mm处,大尺度顺时针涡流成为缸内唯一的进气涡流,涡心偏离气缸轴线,在靠进气门一侧,见图7(c)、图7(d);最后,随着气缸内气流的进一步下移,单一大尺度涡流的涡心逐渐接近气缸轴线,到气缸盖以下180 mm处,涡心和气缸轴线已经比较接近,在气缸盖以下200 mm处气流旋转着进入燃烧室,图7(e)、图7(f)。

2.2 压缩过程流场分析

540℃A(下止点)以后,活塞开始上行压缩缸内气体,进气涡流继续保持的同时,在燃烧室内得以进一步稳定和加强,并围绕燃烧室轴线旋转,形成压缩涡流[3]。580℃A时进气门关闭,此时由于没有外部的扰动气流进入气缸,在气缸盖下底面不再形成局部的小涡流运动,见图8(a),单一大尺度顺时针涡流在气缸盖以下60 mm处就已经形成,见图8(b)。

当缸内气体被压缩到680℃A时,在气缸盖以下5 mm处就已形成了旋转程度比较强的涡流,此处气流速度也比较均匀,见图9(a)。气缸内的大部分气流在气缸底面(气缸盖以下34 mm处)被螺旋形地挤入燃烧室,被挤入燃烧室的气流在ω型燃烧室底部凸尖的导流作用下形成挤压涡流[3],见图9(b),此时燃烧室内的涡流强度迅速增大。同时,由于在燃烧室内气流回转半径减小而角动量变化不大,所以凹坑内特别是凹坑上部的气流周向旋转速度将增大。

从680℃A开始,在燃烧室内运动的涡流实际上是由压缩涡流和挤压涡流组成的复合涡流,此时气流是以螺旋方式从气缸进入活塞顶部燃烧室的;在705℃A时,整个流动区域的气流在水平方向已形成完整、统一的复合涡流,见图10(a)。然而在680℃A缸内尚不存在滚流,见图10(b)。但到690℃A时,从图10(c)可以看出在轴线方向滚流已经生成,而到705℃A时,缸内滚流进一步发展的同时,燃烧室凹坑内也出现滚流形成的痕迹,见图10(d)、图10(e)。该柴油机在压缩上止点前15℃A(705℃A)开始喷油,此时,由压缩过程已经形成的水平方向的复合涡流与轴线方向的滚流恰好有利于燃油的雾化和混合。

随着活塞继续向上运动,缸内的气流进一步被压缩,挤压涡流的强度在压缩上止点前10℃A(710℃A)时达到峰值,随后迅速衰减,到上止点时基本停止,见图11。这与文献[3]中描述的一样,从而也表明本次瞬态数值模拟所建计算模型及所用边界条件符合实际,具有一定可信度。

缸内的滚流逐渐加强,压缩到上止点前10℃A时燃烧室凹坑内出现旋涡,到上止点时逐步形成充满两个凹坑的旋涡,与此同时缸内的滚流强度达到最大,见图12。

2.3 湍流强度分析

图13所示为压缩过程中缸内气体的平均湍动能随曲轴转角的变化情况。

从图中曲线变化可知,随着压缩过程的进行,缸内平均湍动能呈先减小后增大再减小的趋势。具体来说,在压缩过程初期,一方面由于已是进气的尾期,气体带入缸内的湍流能量越来越小,另一方面由于存在气体的自搅拌以及摩擦等原因,气体湍动能不断被耗散,综合以上两方面使得缸内气体的平均湍动能一直在减小;在压缩过程后期,由于挤压涡流的出现,缸内气体湍动能又逐渐增大,上止点前15℃A左右湍动能达到峰值;上止点前10℃A以后,由于挤压涡流的迅速衰减,缸内气体的平均湍动能也迅速下降。因此,缸内气体的平均湍动能呈现图13的走向。

另外,压缩过程后期由于挤压涡流以及气流与气缸壁摩擦作用的存在,缸内气体的湍动能分布很不均匀。气缸边缘的湍动能很弱,而气缸中部挤流区域的湍动能则相对很强。这种湍动能分布特性对于燃油的雾化以及与空气的混合非常有利。

3 结论

a.进气过程初期,缸内气流运动是紊乱的;随后,逐渐形成多个小涡流;进气过程中后期,单一大尺度顺时针涡流形成并逐步得到发展、稳定和加强。

b.压缩过程初期,进气涡流继续保持的同时,压缩涡流形成;随着压缩过程的进行,气缸中形成大尺度顺时针涡流的始稳面[4,5]越来越靠近气缸盖下表面,形成统一、稳定涡流的时间也越来越短,缸盖底面至活塞顶面间的气体速度分布也越来越均匀;压缩过程后期,挤压涡流出现,气流以螺旋方式从气缸进入ω燃烧室,同时缸内的滚流逐渐加强。水平方向的涡流与轴线方向的滚流有利于所喷燃油的雾化以及与空气的混合。

c.压缩过程中缸内气体的平均湍动能随曲轴转角的增大呈先减小后增大再减小的趋势。压缩上止点附近气缸边缘的湍动能很弱,而气缸中部挤流区域的湍动能则相对很强。湍动能的这种分布特性也有利于燃油的雾化以及与空气的混合。

参考文献

[1]罗马吉,黄震,蒋炎坤,等.内燃机进气过程多维数值模拟的研究[J].车用发动机,2003,(5):11-14.

[2]AVL Fire User Manual[R].AVL List GmbH Graz,2002.

[3]何学良,李疏松.内燃机燃烧学[M].北京:机械工业出版社,1990.

[4]吴志军,黄震,孙济美.四气门柴油机缸内涡流形成过程试验研究[J].燃烧科学与技术,2001,7(2):158-162.

进气过程 篇3

内燃机缸内空气运动对混合气的形成和燃烧过程有决定性影响,因而也影响着发动机的动力性、经济性、燃烧噪声和有害废气的排放。组织良好的缸内空气运动对提高汽油机的火焰传播速率,降低燃烧循环变动,适应稀燃或层燃有重要意义。内燃机的缸内流动是一个包括湍流剪切层、边界层和回流区的复杂结构,既具有高度的不定常性,又具有逐个循环变化的高度随机性。在实际发动机的进气和压缩过程中,气缸内往往还存在着旋流、挤流和滚流等大尺度运动,使流场结构和湍流特性更加复杂化[1]。在以往的研究中,对内燃机缸内流场的数值模拟较多地采用k-ε模型或RNG k-ε模型,随着计算机技术的发展,在国外对内燃机缸内流场的大涡模拟(LES)得到了广泛的开展[2,3,4,5]。通过对内燃机的进气和压缩过程进行大涡模拟计算后发现:运用LES进行计算时进气与压缩过程中湍流的产生及耗散过程与试验结果非常吻合[6]。近年来,国内相继开展了湍流流动与燃烧过程的大涡模拟研究[7,8,9],但至今为止,关于内燃机缸内流动与燃烧过程大涡模拟的相关报道却很少。

大涡模拟的基本思想是在流场内的大、小尺度结构之间选一滤波宽度对控制方程进行滤波,从而将所有变量分成大尺度量和小尺度量。其中,对大尺度量进行直接模拟,得到的是其真实结构状态;而对小尺度量采用亚格子模型进行模拟,这是由于小尺度结构具有各向同性的特点。在采用合适的亚网格尺度模型的情况下,大涡模拟结果的准确度很高,同时其模拟结果是真实的瞬态流场[10,11,12]。

本文基于KIVA 3V源程序基础上[13],通过修改其中部分子程序块,建立了内燃机缸内冷态流场的大涡模拟计算模型。利用此模型对四气门汽油机进气与压缩过程缸内流场进行了详细分析,并与k-ε模型进行了比较。

1 数学模型

大涡模拟采用过滤方法消除湍流中小尺度脉动,滤波运算相当于在一定区间内按某种方式对函数进行加权平均,其作用在于滤掉高波数而只保留低波数,截断波数的最大波长由滤波函数的特征尺度决定[14]。

目前常用的过滤器为物理空间的盒式过滤器、高斯过滤器及谱空间低通过滤器。本文采用盒式滤波器对各变量进行过滤,滤波后函数被分解为大尺度分量和相应的亚格子尺度分量之和:

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对描述内燃机工作过程的控制方程进行滤波[15],由于不涉及到热态,所以控制方程中不包括能量与组分方程。

undefined

undefined

式中,undefined为喷雾产生的源项;Fs为产生的动量源项。

黏性应力张量:

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亚网格应力张量τsgs可由k-kl模型进行模化:

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vt=Cv(ksgs)1/2l (6)

∂ ρ-ksgsl∂t+∂ρ-

u ～

jksgsl

∂xj=Psgskl-Dsgskl+

∂∂xj-Ckl(ksgs)1/2l∂ksgsl∂xj+ρ- Ckl(ksgs)2/3l∂ l∂ xj (7)

式中,ρ为密度;u为速度;p为压力;δij为Kronecker delta函数;Sij为流体散度;vt为亚网格黏性系数;k为湍能;l为混合长度;Cv、Ckl均为经验常数。

2 物理模型

发动机基本计算参数为:缸径为92 mm,行程为85 mm,连杆长度为147 mm,转速为1 500 r/min。进气门开启时刻为上止点前(BTDC)5 °CA,进气门开启持续期为200 °CA,进气门最大气门升程为9.52 mm。4气门发动机计算网格模型如图1所示。

3 计算结果与分析

采用LES分别对进气与压缩过程中几个具有代表性的曲轴转角下缸内流场(速度场)进行了分析,亚网格应力张量τsgs由k-kl模型进行模化。同时LES的计算结果与采用k-ε模型计算得到的结果进行了比较。

3.1 进气过程缸内流场分析

图2～图5分别显示了采用LES进行计算时进气过程中具有代表性的几个曲轴转角下缸内流场分布与演变情况,并与采用k-ε模型计算时所得到的计算结果进行了比较分析。其中,速度矢量前正号为顺时针方向;负号为逆时针方向。LES与雷诺平均(RANS)之间的主要差别在于可求解的尺度水平,LES所能求解的尺度远远小于RANS。RANS的速度场是对时间取平均得出的,即抹去了所有涡团产生的时间上的脉动值,其所能求解的尺度取决于所采用的湍流模型,而LES的速度场是对湍流进行空间上的过滤,它滤去了小涡的脉动,却保留了大涡的脉动,其所能求解的尺度通常取决于网格分辨率。由图2～图5可见:与采用k-ε模型计算时相比,采用LES计算时显示了更为复杂的湍流结构,在进气过程中的任意曲轴转角得到的缸内流场速度峰值均要高,即LES所能捕捉到的涡团结构(涡团速度)范围要大于k-ε模型。

湍流运动中同时存在着有序的大尺度涡团结构和无序的小尺度结构。大尺度涡团的运动并非是完全随机的,而是空间上表现出一定程度的有序(拟序)性,小涡团的运动具有很强的不规则性或随机性。比较图2～图5可以发现:在采用LES进行时,除了得到有序的大尺度涡团结构外,还能捕捉到大量不规则的小涡团结构;而采用k-ε模型进行计算时,缸内流场的拟序性更强,基本上捕捉不到不规则的小涡团结构。同时,在进气过程中随着活塞的下行,采用LES计算得到的缸内流场与采用k-ε模型计算得到的流场差别越大,采用LES能得到更多、更小的涡团结构。

3.2 压缩过程缸内流场分析

图6～图9分别显示了采用LES进行计算时压缩过程中有代表性的几个曲轴转角下缸内流场分布情况,并与采用k-ε模型计算时所得到的计算结果进行了比较分析。

在压缩过程的初始阶段(图6),即进气门关闭(195 °CA)后25 °CA,缸内流场速度较低,湍流特性不是很明显,因此,LES计算得到的流场结构与采用k-ε模型计算时所得到的流场结构差别不大。随着活塞的上行(图7～图9),活塞运动产生的正应力和缸壁剪切力对湍流的贡献急剧加强,同时,缸内流场速度也逐渐增大,流场体现出的湍流特性越来越明显,同时,LES计算得到的流场结构与采用k-ε模型计算时所得到的流场结构差别也越来越大。当采用LES进行计算时,在获得有序的大尺度涡团结构外,还能捕捉到大量不规则的小涡团结构。但是随着活塞的继续上行,虽然活塞运动产生的正应力和缸壁剪切力对湍流有所贡献,但缸内流场速度将持续下降,湍流将开始衰减,LES计算得到的流场结构与采用k-ε模型计算时所得到的流场结构差别也越来越小。

4 结论

(1) 与采用k-ε模型计算相比,采用LES计算时显示了更为复杂的湍流结构,而且LES所能捕捉到的涡团结构范围要大于k-ε模型。

进气过程 篇4

内燃机缸内空气运动对混合气的形成和燃烧过程有决定性影响。对柴油机而言,组织良好的缸内空气运动可以促进空气与燃料的混合,提高燃烧效率,进而改善柴油机的动力性、经济性、噪声和排放特性等技术指标[1]。

螺旋气道因其能够产生较强的进气涡流而被中小功率直喷式柴油机广泛采用。经螺旋气道流入气缸内的空气旋转运动通常由两部分组成,一部分在螺旋气道内部形成绕气门中心的旋转运动,其强度仅与气道本身结构有关;另一部分近于切向气流,形成绕气缸中心的旋转,其强度与进气门在气缸中的位置有关[2]。进气门相对气缸中心的位置将影响进入气缸的气流均匀性、同向性和流速及气门盘区域的回流状态,进而影响进气量和缸内涡流的形成及燃烧过程。因此,对螺旋进气道结构已确定的柴油机而言,进气门相对于气缸中心的位置就显得尤为重要[3]。

发动机进气过程气体流动十分复杂。目前,针对发动机进气流动的研究方法主要有试验研究和数值模拟研究两类[4,5]。由于现代CFD数值模拟方法能够深入分析进气道和气缸内气体流动的详细情况,并能快速建立不同方案进行计算分析与对比,因此在发动机燃烧系统现代设计中的作用越来越重要[6,7]。为此,在前期螺旋气道参数化设计方法和进气道流动特性研究的基础上,设计了8个不同的进气门偏心方案,采用AVL Fire软件模拟分析了柴油机进气门偏心对进气流动特性的影响关系。

1 进气流动仿真模型的建立

1.1 计算网格的生成

根据螺旋气道外形结构特点,采用AVL Fire前处理软件FAME自适应非结构化划分气道网格,由于气道外壁面、气门座及气缸顶部附近的流动情况复杂,为了确保计算结果的精确度,对这些部位进行了网格细化。由此建立的进气道计算网格模型最小网格尺寸为0.375 mm,最大网格尺寸为5 mm,计算网格总数达到110万,如图1所示。

1.2 初始值、边界条件与数值计算方法

气道流动特性的数值模拟计算所需基本参数包括: 缸径、行程、最大气门升程及气门座圈内径等。气道进口边界条件为: 总压100 kPa,出口设为静压,进出口压差采用定压差法,取值为常量4.5 kPa,进口温度为293.15 K,湍流长度尺度为0.001 m,边界湍动能大小为1 m2/s2。初始条件为: 压力值近似等于出口压力,壁面无滑移,绝热,壁面温度为固定值。

仿真计算选用稳态计算模式,动量守恒方程采用Minmod Relaxed差分格式,连续性方程采用中心差分格式,湍流方程采用同样具有二阶精度的Minmod Relaxed差分格式,收敛速度和稳定性较好。流体为可压缩空气,壁面处理和壁面传热采用标准壁面函数,湍流模型选用k-ε双方程模型。收敛准则选用标准残差,最大迭代次数为3 000次,当压力、动量和湍动能残差达到10-4时稳定收敛[8]。

2 模拟试验及计算模型的验证

以自主创新设计的新型2D25卧式柴油机为研究对象。2D25型卧式柴油机采用强制冷却闭式循环系统,2气门,四冲程,缸径115 mm,行程120 mm,进、排气门直径分别为47 mm和42 mm,压缩比17.5,发动机总排量2.5 L,标定功率37 kW,标定转速2 400 r/min,最大转矩167 N·m,最大转矩转速1 600 r/min。试验环境条件: 大气压力81.6 kPa,试验室室内温度295.15 K,空气密度1.058 kg/m3。

气道稳流模拟试验采用AVL叶片风速仪法和AVL涡流比评价方法。在气道稳流试验台上对原气道进行了稳流模拟试验,然后将数值模拟计算结果与气道稳流试验数据进行比较和分析,结果如表1和表2所示。

由表1和表2计算结果与试验结果对比可以看出,流量系数的计算值相对试验值偏差较小,除了进气道在2 mm和4 mm气门升程时偏差较大外,其他各升程偏差基本控制在5%以内。涡流比的计算值与试验值偏差相对较大,但流量系数和涡流比随气门升程的变化趋势和试验结果相同,这表明仿真结果与试验数据具有良好的一致性,计算结果可以有效评价气道性能。

3 气门偏心率对进气流动的影响

3.1 研究方案设计

气门相对于气缸中心的位置在设计时需考虑的因素较多,一方面需考虑进排气门、喷嘴和燃烧室之间的相互影响和位置协调;另一方面还希望进气门尽可能大,因此进气门在气缸内的偏移量是有限的。为了研究方便,将气门的位置以气门中心偏离气缸中心的偏心率来表示,其计算公式为

undefined (1)

式中,EV-B为气门中心相对于气缸中心的偏心率;C为气门距缸壁的间隙,mm;DB为气缸直径,mm;DV为气门直径,mm。

根据发动机实际结构,设计了6个不同偏心率方案,如表3所示。采用AVL Fire软件进行了模拟计算与分析。

3.2 评价方法

为了更好地分析进气门偏心率对缸内流场的影响,采用了平均涡流比和平均流量系数指标进行分析。平均涡流比和平均流量系数的计算公式[9]如下:

式中,(SR)m为平均涡流比;(μσ)m为平均流量系数;μσ为流量系数;c(α)为对应曲轴转角α的活塞瞬时速度,m/s;cm为活塞平均速度,m/s;α为曲轴转角,rad;npadd为风速仪转速,r/min;ne为发动机当量转速,r/min。活塞瞬时速度c(α)和平均速度cm计算公式为

c(α)=Rω(sin α+λ/2sin2 α) (4)

cm=2Rn/30 (5)

式中,R为曲柄半径,mm;λ为连杆比,mm;ω为曲轴角速度,rad/s;n为曲轴转速,r/min。

采用AVL Excite TD软件计算获得凸轮与气门升程、速度、加速度曲线,对各方案在不同升程下的涡流比变化趋势进行了多项式曲线拟合,拟合的平方误差为1.2;将拟合的涡流比随曲轴转角变化的多项式代入公式(2) 中,通过积分计算出各方案的平均涡流比。平均流量系数的计算采用将积分区间进行离散处理的方法,通过样条插值法得到一个中间值,最后用小梯形面积近似代替曲边梯形面积,其近似计算见公式(3) 。

3.3 计算结果与分析

各方案计算结果见表3。不同方案对平均涡流比和流量系数的影响趋势如图2所示。其中,X截面定义为通过气门中心与气道轴线平行方向的截面,Y截面定义为通过气门中心垂直气道轴线方向的截面,Z截面定义为垂直气缸中心线方向的截面。

由图2可见,偏心率在0.14～0.27时,随着偏心率的增大,平均流量系数增大;偏心率在0.27～0.37时,平均流量系数较大,处于最佳区域;偏心率在0.37～0.41时,随着偏心率的进一步增大,平均流量系数减小。平均流量系数最小值为0.391,最大值为0.439,通过改变偏心率,气道的平均流量系数最大可提高12.3%。

平均涡流比随气门偏心率的变化趋势与平均流量系数有所不同,当偏心率在0.14～0.37时,平均涡流比随气门偏心率的增加而升高,而在0.37～0.41时,平均涡流比随气门偏心率的增加而降低。当偏心率等于0.14时,平均涡流比最小值为1.498,当偏心率等于0.37时,平均涡流比最大值为1.705。由此可见,通过合理选择气门偏心率,可以提高平均涡流比,其最大幅度达到30%。偏心率在0.27～0.48时,平均涡流比较大,处于较佳区域。分析认为,气门在气缸中不同的偏心率使气流通过气道喉口进入气缸的气流均匀性受到影响,气流进入气缸与气缸壁的撞击程度及在气门盘区域内回流状况的差异,是影响螺旋进气道流量系数和涡流比2个流动特性参数的主要原因。

图3为不同进气门偏心率的缸内气流流线图。由图3可见,当进气门布置靠近气缸中心时,气流进入缸内沿气门轴均匀分布,在气门和气缸壁面的倒流作用下,气流在气缸上部离缸盖底面较近的区域内紊流组织强烈,并在气缸上方区域流线分布密集,尤其是靠近缸盖底面部分。随着气门偏心率的提高,进气门逐渐偏离气缸中心,在气门及气缸顶面区域的流线由于气门和缸套内壁面导流的作用,使得该区域的气体紊流变弱。当气门偏心率继续增大,气门离缸套内壁越来越近,这时气流与缸壁撞击增强及在缸内径向流动的不均匀造成气流紊流增强。

由于不同进气门偏心率的设计仅是在气道轴线方向上的变化,各方案在X向截面的流线分布大体一致。图4为不同进气门偏心率方案在Y向截面的流线分布图。由图4可见,当气门布置靠近气缸中心时,在气门两侧的缸盖底面附近有2个明显相似的流线旋涡,在气门下方产生大的轴向旋流。随着气门偏心率的增大,气门两侧的旋涡逐渐不均衡,气门下方也逐渐出现两股轴向旋流。当气门离气缸壁面很近时,靠近气缸壁面一侧的气流运动微弱。

图5和图6分别为不同气门偏心率方案的缸内X向和Y向截面最大流速和平均流速的变化趋势。

由图5和图6可见,在X和Y截面上的最大流速和平均流速均随气门偏心率的增大呈先增后减的趋势。在X截面上,流速的最大值出现在进气门偏心率为0.37时,此时最大气流速度达到99.3 m/s,其最小值出现在进气门偏心率为0.14时,流速为94.7 m/s;而X截面平均流速最大值同样出现在偏心率为0.37时,平均流速9.2 m/s,最小值出现在偏心率为0.14时,平均流速8.0 m/s。在Y截面上,流速的最大值出现在进气门偏心率为0.27时,此时最大气流速度达到79.4 m/s,Y截面最大流速的最小值出现在进气门偏心率为0.14时,流速为63.8 m/s;Y截面平均流速的变化趋势与最大流速一致,最大值同样出现在偏心率为0.27时,平均流速11.54 m/s,最小值出现在偏心率为0.14时,平均流速10.3 m/s;在Y截面上,当偏心率在0.27～0.37时,其最大流速和平均流速都处于较大值的范围。由流场分析发现,进气门的位置不同导致螺旋气道进入缸内的切向气流和螺旋气流分布的不同,从而导致气门盘周围和靠近气缸顶面区域的气流速度分布不同,进而使缸内气流速度和流场分布不同。

4 结论

(1) 通过对气门在气缸中位置的影响研究表明: 随着进气门偏心率的增加,平均流量系数和平均涡流比均呈现先增大后减小的变化规律。偏心率在0.27～0.37时,进气平均流量系数较大,处于较佳区域;偏心率在0.27～0.48时,进气平均涡流比较大,处于较佳区域。

(2) 进气门在气缸中的位置影响着气门和缸套内壁面的导流作用,导致螺旋气道进入缸内的切向气流和螺旋气流分布的不同。这直接影响进入气缸的气流均匀性、同向性和流速及气门盘区域的回流状态,进而影响进气量和缸内涡流的形成及燃烧过程。

参考文献

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[2]柴油机设计手册编辑委员会.柴油机设计手册(上册)[M].北京:中国农业机械出版社,1984.

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[4]司鹏昆,侯树梅,张惠明,等.螺旋进气道结构参数对气道流动特性的影响[J].内燃机工程,2008,29(3):25-28.Si P K,Hou S M,Zhang H M,et al.Influence of thestructure parameters of helical inlet duct on inlet duct flowcharacteristic[J].Chinese Internal Combustion EngineEngineering,2008,29(3):25-28.

[5]孙平,陆文霞,缪岳川,等.进气道螺旋段结构参数对流动特性影响的研究[J].内燃机工程,2011,32(1):70-74.Sun P,Lu W X,Miao Y C,et al.Study on effects of structureparameters of intake port helical section on flow characteristics[J].Chinese Internal Combustion Engine Engineering,2011,32(1):70-74.

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进气过程 篇5

发动机进、排气系统内气体流动复杂,随着进、 排气门的开闭,进、排气管内 产生强烈 的压力波 动[1,2],从而影响各缸 在扫气和 进气过程 中的进气 量,并最终影响各缸工作过程的一致性。

多缸发动机进气不均匀性一直备受关注。文献 [3-5]针对Ⅴ型多缸柴油机进行了一维性能仿真计算,分析了发动机转速、负荷、发火顺序、排气管结构形式等对各缸进气量及进气不均匀性的影响规律, 为发火顺序的选择和 排气管的 结构设计 提供了指 导[3,4,5]。文献[6]利用FIRE建立某直列六缸发动机进气管三维仿真模型,通过对进气管内的流场进行稳态和瞬态计算,得到各进气歧管出口的质量流量, 分析了进气不均匀的原因。

一三维耦合仿真技术利用一维仿真为三维提供可变边界条件,不仅可得到发动机宏观性能参数,还能够重点分析局部结构内部的三维瞬态流场情况。 文献[7]利用BOOST和FIRE软件建立了某四缸汽油机的一三维耦合仿真模型,通过一维计算进行进气管路和配气相位的优化,通过进气歧管的三维稳态计算分析了歧管 各支管的 流动阻力 和流动均 匀性,最后通过一维、三维耦合仿真计算分析了进气歧管内的动态流 动情况。文献 [8-9]使用GT-Power和Star-CD软件的一三维耦合仿真分别计算了某直列六缸天然气发动机的各缸进气量、进气不均匀度和某柴油机进气集 气腔对进 气不均匀 度的影响 情况,对进气管道的设计有一定的指导作用。

本文建立Ⅴ型八缸柴油机的一维仿真计算模型,同时建立了Ⅱ型进气管和环型进气管两种进气管结构的三维仿真模型;通过一三维耦合仿真计算,对采用两种进气管时的各缸进气不均性进行了的对比,并重点分析了不同曲轴转角时两种进气管内部的瞬时三维流场分布情况和两者进气不均匀度差异较大的原因。

1研究对象和方法

1.1研究对象及内容

试验用机为某Ⅴ型增压八缸柴油机,其主要技术参数见表1。所研究的两种进气管分别为Ⅱ型进气管和环型进气管,结构如图1和图2所示。Ⅱ 型进气管气流从进气口进入,通过进气横通管分别通入两个进气支管中,为各自连接的气缸供气。其中, 1#缸~4#缸的进气支管为进气支管1,5#缸~8#缸进气支管为进气支管2。环型进气管在Ⅱ型进气管的基础上,在左右两侧进气支管的末端增加连通管。

1.2研究方法

根据发动机结构参数,用BOOST软件分别建立了该发动机采用Ⅱ型进气管和环型进气管时的一维仿真模型,如图3和图4所示。

为了保证上述模型的计算精度,选取该柴油机标定工况进行了模拟计算和模型标定,用试验测试的结果对计算结果进行校验。标定工况宏观性能参数计算结果与试验结果的对比如表2所示。从表2中可以看出,计算结果与试验值之间的最大误差小于1.5%,误差较小,说明所建立仿真计算模型可作为下一步仿真的基础模型。

在FIRE软件中建 立两种进 气管的三 维网格模型,采用FAME Advanced Hybrid网格划分 工具划分网 格。 采用12mm网格,局部细化 采用6mm网格,分别见图5和图6。为了实现FIRE和BOOST的一三维耦合 仿真计算,在进气管 的进、 出口建立了三层交 换体网格,作为重叠 域的平均 数值与BOOST实时交换数 据。 模型总网 格数量为182 572个。

采用进气不均匀度ΔM来评价多缸机各缸进气不均匀度,计算方法如式(1)和式(2)所示。

式中,Mmean为八个气缸平均进气量;N为气缸数;Mi为第i缸的进气 量;Mmax为各缸中 最大的进 气量; Mmin为各缸中最小的进气量。

2计算结果与分析

2.1一维计算结果

以标定验证后的模型为基础,对两种进气管结构进行2100r/min外特性工况下的一三维耦合仿真计算。 不同进气管结构对应的各缸进气量如表3所示。两种进气管的进气不均匀度对比如表4所示。由表3和表4可知,采用Ⅱ型进气管时各缸进气量由大到小依次为1-8-3-7-4-6-5-2;1#缸、2#缸之间进 气量相差 最大为15.2kg/h;整机各缸的进气不均匀度为4.94%。这主要是因为:1#缸、2#缸的发火顺序相差90°CA,而且位于同一进气支管,存在严重的抢气情况;虽然1#缸、8#缸的发火顺序也相差90°CA,但两者从不同的进气支管进气,所以两者的进气量相差较小,为3kg/h。采用环型进气管时,各缸进气量由大到小依次为8-3-1-4-2-6-7-5,8#缸、5#缸之间进气量相差最大,为4.9kg/h;1#缸、2#缸之间的进气量差减小,为1.2kg/h;进气不均匀度减小为1.58%,进气不均匀性得到较大的改善。

对于环型进气管,连通管直径决定了连通管的体积,进而影响进气支管内气体的流动。不同连通管直径下的发动机进气不均匀度如图7所示。

由图7可见,在一定范围内,随着连通管直径的增加,进气不均匀度迅速降低,当连通管直径从0变化为90mm时,进气不均匀度由4.94%降低至最低点1.58%;随着连通管直径继续增加,进气不均匀度趋于平缓,基本保持不变。

2.2三维计算结果

从两种典型的曲轴转角对应的瞬时三维流场情况来分析两种进气管结构对发动机进气不均匀性的影响情况。

图8和图9分别为450°CA时Ⅱ型进气管和环型进气管速度场。如图8和图9所示,此时2#缸处于进气门关闭的过程,进气门升程较小;1#缸进气门升程接近最大值;而8#缸进气门处于开启过程,进气门升程也较小。

图8为 Ⅱ 型进气支管1和支管2内部的速 度场。此时,与进气支管1相连的1#缸处于进气流速较大的时期,进气道出口 流速为66.3m/s;紧邻的2#缸处于进气过程的末期,流速较低,其进气道出口流速为46.4m/s。由于大量的气体从进气管的外侧 (A区域)流进1#缸进气道,“抢走”了2#缸一部分进气,造成2#缸进气道前的气体分流,只有进气道的内侧(B区域)气体流进2#缸,严重削弱了2#缸在气门关闭前依靠气流惯性过充气的效果,造成2#缸进气流量偏低。此时,在与进气支管2连通的气缸中,只有8#缸正处于进气上止点的扫气阶段,气门升程很小,而且进气支管内的流速偏低,在C区域形成了漩涡,所以8#缸进气道 的进气流 速偏低。另外,由于8#缸距离1#缸很远,所以1#缸的进气过程对8#缸的进气量影响较小。

对比图9中环型进气支管1和支管2内部的速度场可知,由于末端连通管的存在,使得1#缸进气时,右侧进气道的气体主要来自于连通管(E区域) 或进气支 管2,连通管内 的平均气 体流速为34.3m/s;而左侧进气道的气体主要来自于进气支管1的D区域。而对于2#缸,两个进气道同时从进气支管1的外侧(D区域)和内侧(F区域)进气,不仅等效流通面积增加,而且1#缸对2#缸的“抢气” 效应大大减弱。所以,与Ⅱ型进气管相比,采用环形进气管时2#缸的进气 量从298.9kg/h增加到309.1kg/h,而1#缸的进气量从314.1kg/h降低到310.4kg/h。由于8#缸正处于扫气阶段,尽管1#缸的右侧气道经过末端连通管从进气支管2进气,进气支管2内的气体流动性增强,但是由于1#缸距离8#缸较远,对其进气影响较小,所以8#缸的进气量变化不大,从而整机各缸的进气不均匀度得以降低。

图10和图11分别为540°CA时Ⅱ型进气管和环型进气管速度场。此时1#缸处于进气门关闭的过程, 进气门升程较小;8#缸进气门升程接近最大值;而4#缸进气门处于开启过程,进气门升程也较小。

由图10可见,540°CA时采用Ⅱ型进气管时与进气支管1相连的1#缸处于进气过程末期,进气道出口流速为39.7m/s;8#缸处于进气过程流速较高时期,其进气道出口流速为63.2m/s。由于此时8#缸和1#缸分别处于不同的进气支管,且距离较远, 彼此间抢气作用不明显。进气支管1中的气体由于惯性流入1#缸,过充气效果使得1#缸进气量最多。 此时进气支管1内4#缸处于扫气阶段,4#缸进气使得4#缸左侧(G区域)出现漩涡,但由于此时4#缸进气速度较小,而1#缸又处于进气末期,所以对于其他缸进气的影响较小。

对比图10和图11可知:当采用环型进气管时, 由于8#缸的大量进气,从进气支管1流入进气支管2的气体流量减小,连通管内气体流速降为7.8m/s; 与Ⅱ型进气管管相比,1#缸进气末期的充气效应减弱,所以1#缸的进气 量从314.1kg/h降低到310.4kg/h。而8#缸距离整机的进气口最近,气体沿着进气支管的I区域进气,沿程损失最小,连通管的存在对8#缸的影响 较小,进气量变 化不大。对于4#缸进气来说,由于8#缸不仅从进气横通管进气, 而且经过末端连通管从进气支管2少量进气,8#缸对4#缸的“抢气”效应减弱,使得4#缸的进气量稍有增加。最终,整机的进气不均匀性降低。

图12为末端连通管内气流流速和流动方向随曲轴转角的变化。450°CA时,1#缸、2#缸同时进 气,气体经连通管从支气管2进入支气管1;540°CA时,8#缸开始大量进气,2#缸停止进气,1#缸进气流速降低,连通管内的气流方向逐渐改变,气体从支气管1进入支气管2;90°CA时,7#缸、5#缸同时进气, 气体经连通管由支气管1进入支气管2,内部气体流速达到最大值为31.1m/s。可以看出,增加了连通管以后,对于每一个气缸来说,进气腔容积明显增 加;当同一排的两个气缸同时进气时,气流会通过连通管从另一进气支管中补充,削弱了同侧两缸的抢气效应,从而降低了进气不均匀度。

3结论

(1)一三维耦合仿真通过一维计算得到各缸进气量和三维计算所需要的实时边界条件,通过三维仿真得到管内流场的微观信息,有助于管道结构的优化改进。

进气系统噪声优化 篇6

近年来,随着汽车保有量的迅速增加,由此带来的噪声问题也日益严重,因此对汽车噪声进行控制已成为日益关注的问题。汽车发动机进气系统噪声已成为仅次于排气噪声最主要的噪声源,而进气系统是发动机主要噪声之一,进气系统噪声除了对车辆通过噪声有较大影响外,还是车内噪声的主要来源,因为该噪声源距离车厢很近,所以对车辆的乘坐舒适性影响非常大。随着NVH在汽车开发中扮演越来越重要的角色,进气系统的噪声也越来越受到重视。目前,采用结构合理的进气消声器是降低整车噪声最有效、最简单的途径。

2进气系统概述

2.1进气系统结构

图1为一个进气系统示意图。一个完整的进气系统可以分为两部分:发动机进气管多支管系统和空气进入系统。本文主要研究空气进入系统,该系统包括进气控制阀,怠速进气通道,波纹管胶管,干净空气管,1/4波长管,空气滤清器,滤芯,谐振腔,进气管等。

2.2进气系统功用

进气系统的主要功用是为发动机输送清洁、干燥、充足而稳定的空气以满足发动机的需求,避免空气中杂质及大颗粒粉尘进入发动机燃烧室造成发动机异常磨损。进气系统的另一个重要功能是降低噪声,进气噪声不仅影响整车通过噪声,而且影响车内噪声,这对乘车舒适性有着很大的影响。进气系统设计的好坏直接影响到发动机的功率及噪声品质,关系到整车的乘坐舒适性。合理设计消声元件可降低子系统噪声,进而提升整车NVH性能。

3进气系统噪声源及降噪措施

3.1进气系统噪声源

空气噪声包括脉动噪声和流体噪声。脉动噪声是由进气门的周期性开、闭而产生的压力起伏变化所形成的。这部分噪声主要影响进气系统低频噪声特性。另外如果进气管的空气柱的固有频率与周期性脉动噪声的主要频率一致时,会产生空气柱的共鸣声。此外由于进气口和前侧板之间可能形成一个共鸣腔,可能产生额外的共鸣噪声。流体噪声是气流以高速流经进气门流通截面,形成涡流,产生的高频噪声。由于进气门流通截面是不断变化的,故这种噪声具有一定宽度的频率分布,主要频率成分在1000Hz以上。此外在节气门体处有时也会产生涡流噪声。

进气系统结构辐射噪声,是由于塑料壳体较小的刚度特性造成的,在内部压力波的激励下,壳体产生振动,外表面推动空气产生波动,从而辐射出噪声。这里所说的内部压力波实际上就是壳体内部的声波。

3.2进气系统的降噪措施

气体流动噪声和结构噪声处理的方法相对比较单一,而且往往不是进气系统的主要噪声。这里主要探讨低频噪声的降噪措施。

(1)合理设计空气滤清器。一般来说,消音容积越大,消音效果越好,但是也需要综合考虑布置空间、零件重量以及零件成本因素。一般情况下,空气滤清器的容积达到发动机容积的3倍以上,就能达到良好的消音效果。

(2)确定空滤器进出管管径和长度。减小空滤器进、出管管径,提高扩张比,利于降低噪声,但会导致进气系统阻力增加,降低发动机的进气量,影响发动机性能。空气滤清器的有效消声频率跟进气管长度有关,增加进气管长度,空气滤清器有效消声频率将移向低频,所以合理设计进、出气管的长度也十分有必要。

(3)合理设计消声元件。常用的消声元件有谐振腔、1/4波长管、多孔管和编织管等。谐振腔一般是针对低频的,1/4波长管一般用来消除中高频噪声,多孔管和编织管主要应用于消除频带比较宽的噪声。

3.3原进气系统降噪能力测试

为了探究原进气系统(如图2,图3)降噪水平,笔者在半消音室内采用了屏蔽周边噪声的办法,测试了源进气系统的进气口噪声,从图4测试结果可以得出,进气系统总声压级和阶次噪声均超出设定的目标线,其中2阶噪声在2750rmp左右,6阶噪声在3800 rmp左右存在明显峰值,4阶噪声在1500rmp和2800rmp,8阶次在2900rmp同样存在峰值。二阶噪声在76Hz处的峰值,是造成了车内的共鸣声。

4进气系统噪声优化设计

因该款车型已经进行到非常关键的开发阶段,正式工装模具已开发完成,时间和费用问题限制着笔者不能对进气系统噪声做重大更改,笔者尽可能考虑不更改其他零件的前提下完成进气系统噪声优化。通过CAE分析计算得知,原进气系统方案中,腔体内的多孔管布置位置并不合理,多孔管需设计在声压较强的位置才能具有起到较好的消声效果。另外,从传递损失分析结果可得出,整个进气系统在76Hz处存在消声水平较弱的谷点。因此,进气系统消声水平的提升需从以上两处进行设计优化。

噪声优化方案如下:

(1)原进气系统腔体内多孔管结构取消,并移到腔体外的进气管道上,如图6,以消除驻波的影响,从而到达降噪目的。

(2)在原腔体结构基础上增加插入管结构,设计成谐振腔结构,以消除二阶噪声在76Hz处的噪声峰值。

5试验验证

为了验证优化效果,笔者制作了快速样件,并再次到半消音室进行测试验证,测试结果如图8所示,从图中可得知,二阶噪声在2750rmp左右的峰值降低6d B(A)以上,4阶、6阶、8阶噪声以及总声压级均降低到设定目标线以下,进气系统进气口总声压级平均降低3d B(A)。

另外,在道路上也对整车进行车内噪声水平验证,从图9可知,进气系统噪声优化后对整车内噪改善明显,加速轰鸣声明显减弱,语言清晰度提升约2%,对整车内噪有着极大改观,提升了整车NVH品质。

6结束语

通过试验分析及优化验证,增加谐振腔和多孔消音元件后,车内加速噪声明显改善,增强了该车在市场上的竞争力;此外,通过对该车进气系统优化及试验分析及验证,积累了进气系统的数据和经验,其分析和设计方法可以在其它车型中得以运用。

参考文献

[1]庞剑,谌刚,何华,等.汽车噪声与振动[M].北京:北京理工出版社,2006.

发动机进气空气分离系统 篇7

汽车尾气有害物排放, 对汽油机有CO、HC和NOx;对柴油机而言, 除CO、HC、NOx外, 还有微粒和烟度。而这些尾气排放物的生成直接与发动机的燃烧过程有关。为了减少发动机的各种有害物排放, 目前有很多控制方式, 如氧化催化转化装置、还原催化转化装置、三元催化转化装置、稀薄NOx催化转化装置以及EGR系统等, 虽然这些措施在一定程度上减少了部分有害气体的排放, 但是在空燃比、可靠性、耐久性等方面存在诸多缺陷。例如, EGR系统已经成为降低柴油机NOx排放量的有效技术措施, 但在大、中型柴油机上的应用仍受到耐久性和可靠性的影响, 并且实施较大的EGR率也带来了燃油消耗率和黑烟恶化等问题。

从上述的现有技术中不难看出, 目前减少发动机尾气有害气体排放的是措施, 或是利用催化转换装置或是控制燃烧, 而尾气有害气体排放物的生成直接与发动机的燃烧过程有关。但这些措施都是在复杂的燃烧过程中产生了有害气体之后才采取的。均不能从根本上解决发动机尾气有害气体的排放问题。为克服背景技术中的不足, 本文的目的在于提供一种在发动机进气环节的空气分离系统, 该系统将吸入其内的空气分离成氮气和富氧气体, 氮气排入大气, 富氧气体与燃料混合供入气缸燃烧或者通过进气道进入气缸并与气缸内燃料燃烧, 这样氮气不参与燃烧过程, 也就抑制了NOx的生成, 所以不需再采取催化转化装置或控制燃烧等措施了, 这样就实现了本较好的节能减排的目的。

2 技术方案

一种发动机进气空气分离系统, 主要通过使用Na-X型沸石和Li-X型沸石的压力回转吸附法实现发动机进气空气中氮气与氧气的分离。包括用于进气的空气进气口, 并在进气口初安装有滤清器, 用于滤去空气中的微粒和水蒸汽, 系统含一套吸附装置, 吸附装置包括两个吸附器A、B和两个二次吸附器C、D;吸附器与二次吸附器之间分别有气管相连, 其中A与C、B与D相对应。吸附器的进口端分别设有供气电磁阀与抽空电磁阀;抽空电磁阀与真空泵相连。二次吸附器出口端安装有缓冲器, 缓冲器出口端设有分离电磁阀, 富氧气体通过分离电磁阀经进气道进入发动机气缸或与燃料混合后进入发动机气缸。

吸附器进口端导入Na-X型沸石, 吸附器进口端导入Li-X型沸石。二次吸附器进口端导入Na-X型沸石, 二次吸附器进口端导入Li-X型沸石。二次吸附器体积较小于吸附器, 安装在吸附器的出口端主要是为了进行氮气的二次吸附, 从而提高氧气的纯度。吸附过程的吸附压力为1巴~1.1巴;抽空过程的解吸压力为100毫巴~400毫巴。供气电磁阀、抽空电磁阀、分离电磁阀均由控制器统一控制, 定时开闭。吸附装置亦可根据发动机需氧量的增加实现并联, 即用多套吸附装置同时供气。真空泵的动力由发动机主动轴提供。缓冲器的作用是为了使供气气流均匀。

研究表明采用上述技术方案, 可以达到以下有益效果:

本文所提出的发动机进气空气分离系统, 通过使用Na-X型沸石和Li-X型沸石的压力回转吸附法实现发动机进气空气中氮气与氧气的分离。有效的分离出了氮气, 得到的富氧气体与燃料混合供入气缸燃烧或者通过进气道进入气缸并与气缸内燃料燃烧, 这样氮气不参与燃烧过程, 也就抑制了NOx的生成, 亦不需再采取催化转化装置或控制燃烧等措施, 这样就实现了较好的节能减排的目的。

图中:1.气缸;2.分离电磁阀 (1) ;3.缓冲器 (1) ;4.二次吸附器 (C) ;5.吸附器 (A) ;6.滤清器;7.空气进气口;8.供气电磁阀 (1) ;9.抽空电磁阀 (1) ;10.真空泵;11.供气电磁阀 (2) ;12.抽空电磁阀 (2) ;13.吸附器 (B) ;14.二次吸附器 (D) ;15.缓冲器 (2) ;16.分离电磁阀 (2) ;17.进气道

3 工作原理

结合图1, 发动机进气空气分离系统主要通过压力回转吸附法实现发动机进气空气中氮气与氧气的分离。包括用于进气的空气进气口, 并在进气口初安装有滤清器, 用于滤去空气中的微粒和水蒸汽, 系统含一套吸附装置, 吸附装置包括吸附器 (A) 、吸附器 (B) 和二次吸附器 (C) 、二次吸附器 (D) ;吸附器与二次吸附器之间分别有气管相连, 其中A与C、B与D相对应。吸附器的进口端分别设有供气电磁阀、与抽空电磁阀;抽空电磁阀与真空泵相连。二次吸附器出口端安装有缓冲器, 缓冲器出口端设有分离电磁阀, 富氧气体通过分离电磁阀经进气道进入发动机气缸或与燃料混合后进入发动机气缸。

结合图1具体介绍吸附装置的工作循环:

0s时刻:吸附器 (B) 已经完成吸附过程3;

0~30s:

吸附器 (A) 5、二次吸附器 (C) 4:供气电控阀 (1) 6、分离电控阀 (1) 2“开”抽空电控阀 (1) 9“闭”, 空气由空气进气口7进入通过滤清器6, 过滤掉微粒和水蒸气, 混合气体流出滤清器6通过供气电磁阀 (1) 8进入吸附器 (A) 5, 吸附器 (A) 5内Na-X型沸石和Li-X型沸石吸附混合气体内的氮气、二氧化碳、水蒸气, 剩余气体 (氧气、氩气及少量的氮气、二氧化碳、水蒸气等) 通过二次吸附器 (A) 4进行再次吸附, 主要吸附上个工序所遗留的少量的氮气、二氧化碳、水蒸气等气体。从二次吸附器 (A) 4流出的富氧气体 (氧气、氩气) 经过缓冲器 (1) 3、分离电磁阀 (1) 2进入进气道, 从而供入发动机气缸1。

吸附器 (B) 13、二次吸附器 (D) 14:供气电控阀 (2) 11、分离电控阀 (2) 16“闭”抽空电控阀 (2) 12“开”, 通过真空泵10将吸附器 (B) 13和二次吸附器 (D) 14抽至负压, 吸附剂所吸附的氮气得到解吸, 并排到大气。

30s时刻:吸附器 (A) 5已经完成吸附过程;

30~60s:

吸附器 (A) 5、二次吸附器 (C) 4:供气电控阀 (1) 6、分离电控阀 (1) 2“闭”抽空电控阀 (1) 9“开”, 通过真空泵10将吸附器 (A) 5和二次吸附器 (C) 4抽至负压, 吸附剂所吸附的氮气得到解吸, 并排到大气。

吸附器 (B) 、二次吸附器 (D) :供气电控阀 (2) 、分离电控阀 (2) “开”抽空电控阀 (2) “闭”, 空气由空气进气口进入通过滤清器, 过滤掉微粒和水蒸气, 混合气体流出滤清器通过供气电磁阀 (2) 进入吸附器 (B) , 吸附器 (B) 内Na-X型沸石和Li-X型沸石吸附混合气体内的氮气、二氧化碳、水蒸气, 剩余气体 (氧气、氩气及少量的氮气、二氧化碳、水蒸气等) 通过二次吸附器 (D) 进行再次吸附, 主要吸附上个工序所遗留的少量的氮气、二氧化碳、水蒸气等气体。从二次吸附器 (D) 流出的富氧气体 (氧气、氩气) 经过缓冲器 (2) 、分离电磁阀 (2) 进入进气道, 从而供入发动机气缸。

4 结论

该发动机进气空气分离系统针对不同型号、不同需氧量的汽油机或柴油机, 在具体某种发动机上的灵活应用。由于不同发动机需氧量不同, 为了限制单套吸附装置的体积不至过大, 可根据发动机实际需氧量增加吸附装置, 原理相同并且同步并联工作, 即形成多套吸附装置、多个空气进气口、多路富氧气体汇总到进气管, 从而增加氧气进气量以满足不同发动机的要求。

摘要：本文提出一种高效降低发动机有害物排放的空气分离技术。