车用汽油机缸

车用汽油机缸（精选七篇）

车用汽油机缸 篇1

1 缸内直喷汽油机

GDI发动机是电控汽油喷射发动机的一种常用的, PFI发动机是把汽油喷射到进气门上, 因此在喷油与油气混合气进入燃烧室之间要有一段时间延迟。而GDI发动机是把汽油直接喷射到气缸内, 因此并不存在PFI发动机喷油延迟的问题。根据发动机工况的不同, GDI的燃烧过程可分为均质稀燃和分层稀燃两种模式。从1 99 6年开始, 一些直喷汽油机已先后投入市场。最先投入市场的产品汽油机采用分层燃烧, 而最近采用了均匀混合燃烧的直喷汽油机也开始投入市场。

1.1 分层燃烧直喷汽油机

最先投入市场的一些产品直喷汽油机, 都在部分负荷工况时采用分层燃烧。理想的分层燃烧, 混合气在缸内分成两个区域:一个区域为含油混合气区, 当地空燃比接近当量空燃比。另一个区域为无油区, 空燃比为无穷大。点燃燃烧仅发生在含油混合气区, 因此, 分层燃烧混合气的平均空燃比在理论上可远远大于当量空燃比。

分层燃烧对汽油机热效率的影响, 主要是通过增加缸内平均空燃比来实现的;空燃比的增加可以减少汽油机在部分负荷工况的泵气损失, 同时也增加了混合气的比热比, 提高热效率。

1.2 均匀混合直喷汽油机

缸内直喷的另一个应用方向, 是直喷均匀混合燃烧系统, 即在所有工况下都采用均匀混合气, 空燃比和一般点燃汽油机相似。因此这种系统可看作是对进气道喷射的电喷均匀混合燃烧系统的改进。均匀混合直喷汽油机也可以提高汽油机的热效率, 其热效率的提高是通过直喷所带来的一系列改进的综合结果。如前面所述, 缸内直喷可以降低汽油机的爆震倾向, 使压缩比有所提高。缸内直喷还可以提高充量效率, 因此在同样的最大扭矩和最大功率的情况下汽油机的排量可以相应减小一些。在部分负荷工况时, 较小排量的汽油机将在较高的平均有效压力下工作来达到同样的扭矩, 工作点向高效率方向移动, 使热效率提高。

采用直喷均匀混合燃烧可以避免分层燃烧的一些主要问题。首先, 由于使用当量空燃比的混合气和三效催化器, 排气中氮氧化物的后处理问题可以得到妥善解决, 不再需要使用超低硫汽油。其次, 使用均匀混合气可以更容易地避免在缸内形成过浓或过稀的混合气区, 不仅避免了在过浓混合气区生成碳烟, 也避免于火焰不能传播进过稀混合气的情况出现, 使碳氢排放降低, 保持较高的燃烧效率。同时, 均匀混合直喷汽油机的控制比较简单, 不需要周期性地改变空燃比, 因此其成本也比较低。

2 GDI发动机的技术现状

2.1 燃油供给和喷射系统

现代的GDI发动机燃油供给系统均采用了精度高、响应快的柔性电控手段。高压共轨喷射系统加电磁驱动喷油器被认为是满足缸内灵活喷射要求的喷射系统之一。该系统由低压输油泵、燃油压力传感器、喷油压力控制阀、高压油泵、蓄压燃油轨、喷油器等组成。

燃油喷射系统中, 喷油器的结构形式对喷雾质量的影响很大。目前在GDI发动机上得到广泛应用的是内开式旋流喷油器, 只有一个喷孔, 工作油压为5.0-10MPa, 其内部设有燃油旋流腔, 它可以通过涡流比的选择而实现较好的喷雾形态和合适的贯穿度的配合, 且喷束方向便于调整, 方便了在气缸内的布置。

2.2 喷射模式

GDI发动机燃油喷射模式可以分为单阶段喷射模式和多阶段喷射模式。单阶段喷射模式是指在中小负荷时, 燃油在压缩行程后期喷入, 实现混合气分层稀燃并采用质调节以避免节流阀的节流损失, 从而使GDI汽油机达到与柴油机相当的经济性;在大负荷和全负荷时, 燃油在进气行程中喷入气缸, 实现均质预混合燃烧, 以保持汽油机升功率高的特点。多阶段喷射模式是指在进气行程中先喷入所需燃料的1/4, 形成极稀的均质混合气, 其余燃料在压缩行程后期再次喷入, 形成分层混合气。应用该技术可实现发动机从中小负荷到大负荷的平稳过渡, 降低气缸内的气体温度, 抑制爆燃的产生。

2.3 燃烧系统

GDI发动机燃烧系统按喷油器和火花塞的相对位置和混合气的组织形式可以有3种类型: (1) 喷束引导法。燃油喷嘴靠近火花塞布置, 火花塞位于燃油喷束的边缘, 这种方式的优点是保证当整个燃烧室内为稀薄混合气时, 火花塞周围仍能形成可供点火的混合气浓度。福特、本田公司生产的某些机型采用这种燃烧系统。 (2) 壁面引导法。燃油喷嘴远离火花塞布置, 利用特殊形状的活塞表面配合气流运动, 将燃油蒸气导向火花塞并在火花塞间隙形成合适浓度的混合气, 如三菱、丰田、日产等公司开发的机型。 (3) 气流引导法。同样是燃油喷嘴远离火花塞, 利用缸内有组织的气流运动来达到上述目的。FEV、AVL公司开发的方案采取这样的燃烧系统。

2.4 缸内空气运动的组织

GDI发动机缸内空气的运动有涡流、滚流和挤流。目前大部分GDI发动机应用涡流作为缸内空气运动的主要形式, 其特点是持续时间长, 在缸内的径向发散少, 对保持混合气的相对集中和分层有利, 可以充分利用它来维持压缩冲程中的混合气分层。但利用涡流来促进油气混合有一个操作范围限制。此外, 涡流比过高还会由于离心力的作用使油滴甩向缸壁, 造成湿壁现象的增加。

3 存在问题及前景展望

制约GDI发动机发展的主要技术难点是排放问题。主要表现在:

3.1 中小负荷下未燃碳氢 (UBHC) 的排放较多, 其主要原因有采

用分层混合气时引起火焰从浓区向稀区的熄灭, 稀空燃比工作条件造成缸内温度偏低, 也不利于未燃碳氢随后的继续氧化。远距离方式组织的燃烧系统因喷雾碰壁较多, 而活塞顶和缸壁的温度低, 形成的UBHC也较多。其它设计不当引起的混合气混合不充分和火焰延迟, 也会造成火焰传播速度降低, 使UBHC排放升高。

3.2 因为空燃比不在当量比附近, 目前成熟的三元催化技术不能得到有效利用, 因而NOx排放较高。

另外, GDI发动机较高的压缩比和较快的反应放热率也会引起NOx升高。

3.3 在低负荷、过渡工况和冷起动的情况下, GDI发动机的微粒排放比进气道喷射发动机有明显增加。

摘要：近年来, 无论是传统的汽油机, 还是燃用代用燃料的新型发动机, 都在寻求通过将燃料直接喷入缸内改善发动机的性能, 使发电机具有更高的燃油经济性和排放水平。

关键词：车用汽油机缸,直喷系统,研究现状

参考文献

车用汽油机瞬态排放特性的试验研究 篇2

车用汽油机瞬态排放特性的试验研究

文中对汽油机瞬态排放间接测量方法进行了探讨,通过对瞬态排放数据时延和幅值畸变进行修正,可得出较高精度的`瞬态排放间接测量数据.针对汽油机冷起动工况、恒转矩增转速、恒转矩减转速等工况进行了排放测量,得出了相应工况的排放特性,并作了影响因素分析.

作 者：许建民 作者单位：厦门理工学院机械工程系,福建厦门,361024刊 名：北京汽车英文刊名：BEIJING AUTOMOTIVE ENGINEERING年，卷(期)：2009“”(2)分类号：U467.4+8 U464.149关键词：汽油机 瞬态排放 修正方法

车用汽油机缸 篇3

关键词：内燃机,车用柴油机,缸孔变形,缸盖螺栓预紧力

0概述

车用柴油机机体缸孔变形造成缸套与活塞、活塞环的贴合度降低,影响发动机的机械效率和机油消耗率,进而影响发动机的经济性、动力性和排放特性。机油消耗生成的有机可溶物是柴油机颗粒物排放的重要来源之一[1,2,3],而通过缸套与活塞、活塞环这套摩擦副的缸内机油消耗占总机油消耗的90%以上[4]。随着国家排放法规日益严格,国-Ⅲ阶段的颗粒物排放限值从国-Ⅱ阶段的0.15g/(kW·h)降低到0.10 g/kW·h);而国-Ⅳ阶段的限值在国-Ⅲ基础上又降低了80%,降低到0.02 g/(kW·h)。目前国内的大部分车用柴油机,仅有机油消耗产生的颗粒物排放量在0.015～0.025 g/(kW·h)之间,接近或超过国-Ⅳ阶段整体的颗粒物排放限值。因此,通过控制缸孔变形来有效地控制机油消耗量,这已经成为国内柴油机达到国-Ⅲ标准并具有国-Ⅳ达标潜力的必要手段。

本文以国内市场上应用范围较广的493车用柴油机为研究对象,采用模拟计算和试验测量相结合的方法,研究了在缸盖螺栓预紧力下缸孔的变形。既获得了缸孔变形的全面信息,为优化结构设计提供依据,同时也对数值模拟模型的准确性进行了验证,为进一步进行发动机在实际工作状况下缸孔变形的多场耦合模拟分析打下基础。

1 模拟计算模型的建立

为了避免局部模型和对机体单独进行研究的不足,使用对边长比适应性较强的二次实体单元,建立了包含完整机体、缸盖、缸套、缸盖垫和缸盖螺栓的整体接触关系模型。整体模型的建立使网格与节点数量大幅度增加,接触问题本身也使计算规模加大。为了克服以上难点,本文根据各零件结构特点、功能及特性来建立各零件的模型,力求在真实地反映各零件基本力学关系的同时,对其进行合理的简化。

1.1 机体模型

机体是一个内部有许多隔板和孔洞的复杂箱形薄壁类零件。机体三维建模时,对冷却水套、缸套止口等重要结构进行精确建模,以确保模拟计算的准确可信。同时忽略对机体变形影响较小的局部结构,如机体内部尺寸小于5 mm的细小油、水道孔和螺栓孔等;简化结构细节,以直孔代替阶梯状的螺栓孔、简化不必要的倒角、倒圆等;在不改变机体基本结构的基础上,尽量使用大曲面或平面替代机体表面的细小曲面和复杂的几何元素。按照上述策略采用Pro/E软件建立了机体三维实体模型,共生成面1 947个、线5 566条,使模型的复杂程度大幅度降低,为控制机体整体网格的数量提供了保证。

机体模型的网格采用分块划分的方法,缸孔采用20节点的SOLID95单元划分规则的六面体网格,圆周方向均分32份,缸孔轴向单元长度6 mm;其他部位采用10节点的四面体单元SOLID92,以适应机体复杂的结构和表面形状;对缸盖螺栓孔、水孔、主轴承盖螺栓孔以及缸套上止口等结构采用局部加密的方式保证网格质量。机体模型共生成网格122 618个,节点237 521个,如图1所示。

1.2 缸盖垫的非线性组合模型

493柴油机的缸盖垫采用层叠式钢片结构,如图2所示。整体由多层钢片组成,为了增加油道、水道以及缸孔的密封性,在水道孔周圈用铜皮镶边,在回油道孔周圈用奥氏体弹簧钢片镶边,而在缸孔周围用08钢丝镶圈,并用奥氏体弹簧钢片镶边。在缸盖螺栓压紧过程中,这些孔周圈的镶边必然首先承力,由于钢丝镶圈、钢片镶边以及内部凹凸钢片的存在,镶边初始的弹性模量较低,随着压力的加大,某些局部结构会产生塑性变形,镶边的弹性模量也逐渐加大,整个压紧过程中载荷与变形之间呈现曲线的变化关系,这就是缸盖垫的非线性属性。缸盖垫是机体、缸盖以及缸套接触关系中的主要变形体,其非线性属性对于各零件受力情况的影响至关重要,必须在整体接触模型中进行真实的反映。但是如果按照缸盖垫的图纸,完全照搬其凹凸钢片、钢丝镶圈、钢片镶边等所有的结构细节,仅缸盖垫模型本身就将非常巨大,有限元计算的难度很大。所以,只能将这种复杂多层的结构简化为单层的简单结构,忽略钢丝、镶边等特征,然后根据缸盖垫各个部分的不同力学特性,以材料特性的形式体现在有限元模型中。

根据缸盖垫不同部分的结构和特性,可以将其分为缸盖垫本体、缸孔密封圈、水孔密封圈、回油孔密封圈和上油孔密封圈5个部分,建立缸盖垫的非线性组合模型。作为缸盖垫本体的多层钢片平面部分在螺栓压紧过程中,载荷与变形之间基本呈线性关系,采用10节点的四面体单元SOLID92划分网格,给出恒定的弹性模量。对缸孔密封圈、回油孔密封圈2个部分进行压力试验,测量它们加载变形曲线,如图3所示。采用16节点的二次实体单元INTER194,建立GASKET模型[5]。机体水孔周圈的铜镶边整体弹性模量较低,上油孔周圈使用橡胶密封,压紧后对机体作用力很小,这些均可以进行简化处理。最终的缸盖垫非线性组合模型如图4所示,共生成网格11 331个,节点29 538个。

1.3 缸套模型

493车用柴油机的薄壁缸套壁厚仅有1.0 mm,缸套对机体缸孔的径向作用力较小,但是,缸套与机体装配后,其台肩凸出机体并与缸盖垫的缸口护圈接触,被缸盖压紧。在缸盖、缸盖垫、缸套台肩和机体这一组接触关系中,缸套台肩对缸孔的密封和接触应力的传递具有不可替代的作用。所以,保留缸套的台肩部分,而忽略掉薄壁桶面,建立缸套的圆环结构模型,如图5所示,图中深色部分为缸套模型,在准确模拟接触关系的同时,最大限度地控制了网格数量。

1.4 缸盖螺栓模型

在493柴油机的整体接触关系模型中,缸盖螺栓是施加载荷的零件,它使其他各零件间形成接触关系,建立模型内部的应力场。缸盖螺栓头部简化为圆盘,螺栓杆身简化为长圆柱,如图6所示。对于机体与缸盖螺栓的螺纹连接,使用螺栓杆身端部与机体模型螺栓孔的黏结方式(Glue)代替,忽略螺纹牙形等微小结构。螺栓杆身采用六面体单元,螺栓头部采用四面体单元,每个螺栓生成网格2 434个,节点8 169个。

1.5 缸盖模型

由于在本模型中,机体是主要的研究对象,缸盖的作用是将缸盖螺栓的预紧力通过缸垫、缸套等零件传导到机体顶面,其内部的应力应变不是本次研究重点,已有研究结果表明了可用一定厚度的钢板模拟缸盖的压紧和密封作用[6]。因此,本文在保留493缸盖主要结构的同时,简化了缸盖的水套、气道等复杂结构,建立的缸盖模型如图7所示,共生成网格32 383个,节点61 427个。

1.6 整体接触关系模型

通过对机体、缸盖垫、缸套、缸盖螺栓和缸盖等零件结构特点、功能及特性的专题研究,根据各自在缸孔变形整体接触关系模型中的作用和重要程度,分别建立了各自的模型,在真实地反映各零件的基本力学关系的同时进行了合理的简化,以控制计算规模。综合各个零件模型,493柴油机的整体接触模型如图8所示,共生成网格180 620个,节点365 588个。整体接触模型的建立,为进行机体缸孔在各种物理场下的变形研究做好了准备。

2 缸盖螺栓预紧力下缸孔变形的数值模拟研究

机体缸孔在缸盖螺栓预紧力下变形的模拟计算可以归纳为复杂结构和边界条件下的三维弹性力学空间问题,即弹性体在载荷作用下,体内任意一点的应力与应变状态可由3个正应力σx、σy、σz,3个剪应力τxy、τyz、τzx,3个正应变εx、εy、εz和3个剪应变vxy、vyz、vzx来表示。根据单元体的平衡和变形协调关系,其应力与应变参数应满足平衡方程、几何方程和物理方程[7]。

2.1 零件材料基本参数

整体接触关系模型中所涉及的493柴油机中各零件的材料基本参数见表1。

2.2 边界条件的设定

2.2.1 载荷边界条件

要加载缸盖螺栓预紧力的载荷边界条件,首先需要计算缸盖螺栓的预紧力。缸盖螺栓总的拧紧力矩T等于螺旋副间的摩擦力矩T1和螺栓头部底面与缸盖接合面间的摩擦阻力矩T2之和[8],即:

联立求解,得到:

式中,λ为螺纹升角,取值为1°42';d2为螺纹中径,d2=0.9d;d0为螺纹孔直径,d0≈1.1d;D0为螺栓头部直径,D0≈1.7d为螺纹直径,d=11;Φv为螺旋副的当量摩擦角,Φv≈arctg 1.155fc;fc为接合面摩擦系数,fc=0.15。

代入式(4),导出缸盖螺栓预紧力为:

493车用柴油机缸盖螺栓采用M11×1.5的高强度螺栓,拧紧力矩为(105±5) N·m,代入式(5),得到单个缸盖螺栓的预紧力为:

通过接触边界加载螺栓预紧力时,本文采用输入初变形的方法:首先将缸盖螺栓缩短,然后利用接触边界将螺栓头部的下平面与缸盖螺栓孔的顶平面强制接触,缩短螺栓被拉长,此时螺栓杆部所受拉力应该等于缸盖螺栓的预紧力。在计算过程中,缸盖、缸盖垫、缸套台肩和机体上部等零件高度方向将被压缩,而缸盖螺栓杆部将被拉长,两者之和即为缸盖螺栓的预缩短量。根据单向虎克定律分别计算出以上形变,得到缸盖螺栓总的预缩短量为0.504 3 mm,通过此预缩短量可以较为准确地加载模型的载荷边界条件。

2.2.2 接触边界条件

接触边界条件是高度非线性的复杂问题,有限元分析中的接触物体必须满足无穿透约束条件。本文采用直接约束法[9,10]来求解接触问题,它是解决所有接触问题的通用方法,特别是针对大面积接触问题时,程序能将接触所需的运动约束和节点力作为边界条件直接施加在产生接触的节点上。这种方法对接触的描述精度很高,具有普遍适应性。

为了模拟缸盖、缸盖垫、缸套台肩和机体之间的接触情况,在缸盖垫本体与缸盖、缸盖垫本体与机体、机体与缸套、缸盖垫本体与缸套以及缸盖螺栓与缸盖之间分别建立接触对,摩擦因数设为0.25,并假定接触面之间处于小滑动状态。需要特别指出:由于在缸盖垫的非线性组合模型中采用了GASKET模块,缸盖垫片上的缸孔密封圈、回油孔密封圈部分与机体、缸盖、缸套台肩之间不需要再设定接触关系。

2.2.3 位移约束及其他边界条件

整个模型采用平面直角坐标系:曲轴轴向指向飞轮端为Y轴正方向;活塞运动方向指向缸盖为Z轴正方向;与YOZ平面垂直指向进气侧为X轴正方向。为了与机体缸孔的静态测量结果进行对比,对机体模型底面施加位移约束,环境温度设为313 K。

2.3 计算结果分析

采用分析模块对模型进行计算,计算环境为Linux操作系统,Intel Xeon处理器,主频为3.2GHz、4G内存。在后处理模块中读入计算结果,为了能够更加可视化地分析运算结果,设置变形值的单位为mm,同时所有输出的变形值均被放大200倍显示,机体的整体变形如图9所示。由图9可见:变形主要发生在机体的上部,表现为进排气两侧受预紧力向上翘曲,进气侧变形明显大于排气侧,机体最大变形值约为0.096 mm。

为了更加细致地研究机体缸孔的变形,距机体顶平面13～155 mm共做横截面12个,限于篇幅,本文仅给出距机体顶面分别为40、50、65 mm的横截面图,如图10所示,图中用虚线勾勒出了缸孔变形前的原始位置。由图10可见:第一缸的变形最为剧烈,尤其在距机体顶面40、50 mm的横截面,从进气侧经过发动机前端到排气侧的区域内,变形呈正负间隔的波浪状,且数值较大;第二、三缸的变形基本相似,呈椭圆形状,椭圆的长轴位于X轴方向,截面距离机体顶面越远,椭圆度越小;第四缸的变形与前面各缸明显不同,其与第三缸相邻一侧变形逐渐较小,而缸孔靠近后端的部分在3个横截面中始终保持了较大的变形数值。

对缸孔的变形结果进行后处理,按照建立的坐标系,求取上述横截面X方向和Y方向总变形的最大值,见表2。为了更好地表征缸孔的失圆位置,以每个缸孔的中心为原点,远离气缸中心线方向的变形为正变形,相反为负变形;Y方向为0°,从机体顶面向下看逆时针方向为正方向,定义360°区间。

通过分析得出以下结论:(1)无论是缸孔变形后的形状,还是变形的数值与位置,第二和第三缸比较相似,而第一缸和第四缸各不相同,说明采用局部模型很难全面地体现机体以及缸孔的变形,具有局限性;(2)主要变形集中在缸孔的中上部,在距机体顶面22～40 mm范围,各缸最大变形值为19～22μm,而且全是正变形;在缸孔中下部,第二、三缸的最大变形值绝对值减小,而第一、四缸的负变形达到最大,其中第四缸达到23.2μm;(3)缸盖螺栓预紧力是造成缸孔变形的主要原因之一。

3 机体缸孔静态变形测量与验证

对机体缸孔进行静态变形测量,采用了东京精密的RONDCOM72A型圆度测量仪,如图11所示。该圆度测量仪具有自动对心功能,测量高度可达到1 000 mm,旋转方向精度为0.06μm,直线度为2μm/200 mm,测量母线平行度为2μm/100 mm。由于测量的对象是缸套底孔,同时缸套台肩对缸孔变形的影响至关重要,所以仅保留原始缸套距离机体顶面10mm的部分,并将其压入机体的缸孔内,然后装配缸盖垫、缸盖等零件,并按规定力矩拧紧缸盖螺栓。完成上述工作后,将机体倒置,以机体底平面为基准调平,测量仪的测头从缸孔底部伸入。测量截面的位置和方向设置与模拟计算一致,距机体顶面40、50、65 mm横截面的变形测量结果如图12所示。由图12可见:测量的变形与模拟结果非常一致,第一缸前端变形较为剧烈;第二、三缸呈椭圆状变形;而第四缸后端产生较大的负变形。

在不同横截面上的最大变形量和位置见表3。对比表2与表3可知:除了第二、三缸少数截面变形有较大的奇异点,模拟计算与静态测量结果的误差为3%～12%,而且各横截面模拟与测量的变形趋势基本相同,产生最大变形的位置也基本相同。

分析模拟计算与静态测量结果产生误差的主要原因为:(1)由于加工误差等因素,任何被测量的实际缸孔在自由状态下均存在一定的失圆,这些变形必然会被累加到缸盖螺栓预紧力下的变形测量结果中;而在有限元计算模型中,缸孔的自由状态被假设为理想的圆形,二者初始状态存在一定的偏差;(2)拧紧缸盖螺栓的过程中,拧紧力矩本身也有允差;即使拧紧力矩完全相同,由于缸盖螺栓头部和螺纹部分与接触表面的摩擦力不同,也会造成实际的预紧力不同,从而导致缸孔变形的不同;(3)模拟计算中,对各零件的简化尤其对缸盖垫上水孔密封圈的简化,使模型与真实情况产生一定的差别,但是为了控制计算规模则难以避免;(4)被测机体材料的实际属性与理论值的偏差、铸件尺寸的允差、缸垫质量的偏差等方面均会造成模拟计算与静态测量结果数据的不同。

总体而言,模拟结果与静态测量结果具有较高的一致性,这表明了模拟计算结果具有一定的实用价值,同时也表明了本文所建立的整体模型和设置的接触边界条件的正确性,为下一步进行各种机械作用力下缸孔的变形研究以及多场耦合模拟打下良好的基础。

4 结论

(1)采用整体接触关系模型对机体缸孔变形进行研究,可以更准确地模拟机体的力学边界条件,使模拟计算更接近实际工况。

(2)缸盖垫的非线性组合模型及缸套圆环模型,可较真实地反映零件的基本力学关系,同时合理简化了整体接触模型,控制了计算规模。

(3) 493车用柴油机缸孔在缸盖螺栓预紧力下变形的模拟结果表明:对于4缸发动机而言,第二、三缸变形的方向和大小均相似,而第一缸和第四缸则各不相同。缸孔中上部距机体顶面22～40 mm范围,各缸最大正变形值达19～22μm,在缸孔中下部,第二、三缸的最大变形值绝对值减小,而第一、四缸的负变形达到最大,其中第四缸达到23.2μm。缸盖螺栓预紧力是造成缸孔变形的主要原因之一,并且采用局部模型很难准确模拟机体缸孔的变形状况。

(4)在相同状态下对缸孔变形进行的静态测量结果表明:各横截面模拟与测量的变形趋势及最大变形位置基本相同,模拟计算与静态测量结果的误差范围为3%～12%。

参考文献

[1]Frenklach M,Wang H.Detailed modeling of soot particle nucleation andgrowth[C].Pittsburgh:23rdSymp(Intl.) Comb, The Combustion Institute,1991(23):1559.

[2]Johnson J H.A review of diesel particulate control technology and emissions effects——1992 horning memorial award lecture [C]//SAE 940233,1994.

[3]李勤,现代内燃机排气污染物的测量与控制[M].北京:机械工业出版社,1998.

[4]尹琪,卓斌,邬静川.车用柴油机降低机油耗减少颗粒排放研究动态[J].车用发动机,1 996(1):12-17. Yin Q,Zhuo B,Wu J C.Study status of the effect of oil consumption to the particulate emission for the vehicle diesel engines [J].Vehicle Engine,1996(1):12-17.

[5]张朝晖,ANSYS工程应用范例入门与提高[M].北京:清华大学出版社,2004.

[6]曾金玲,李康,蒋文虎.采用模拟缸盖时发动机缸筒变形的仿真分析[J].汽车技术,2005(1):19-22. Zeng J L,Li K,Jiang W H.Simulation analysis of engine cylinder deformation when using simulating cylinder head[J].Automobile Technology,2005(1 ):19-22.

[7]蒋纬城.固体力学有限元分析[M].北京:北京理工大学出版社,1989.

[8]王文斌.机械设计手册[M].北京:机械工业出版社,2005.

[9]王娜,李同勇,沈瑞琪.三维多接触复杂非线性问题的分析与研究[J].机械,2004,31(2):1-4. Wang N,Li T Y,Shen R Q.Numerical analysis and research about three dimensional multi contact complex primers[J].Machinery, 2004,31(2):1-4.

汽油机缸直喷技术略谈 篇4

一、基本原理

汽油机缸内直喷是指将燃油直喷喷射到缸内, 并采用电控和现代供油系统对喷油时间及喷雾特性加以精确的控制, 加上适当的组织气流运动, 使燃油和空气充分混合, 实现快速燃烧, 大幅度提高热效率。

二、GDI发动机的优点

GDI发动机是在适当的曲轴转角, 将汽油直接喷入汽缸中, 因而它兼有柴油机热效率高和汽油机升功率大的特点。较之传统的进气道喷射式发动机 (PFI) , GDI发动机具有许多明显的优势。

1.GDI发动机可解决进气道喷射式发动机冷启动时高碳氢化合物排放的问题。PFI发动机是把汽油经较大的油滴喷向进气门背部和门口附近的壁上, 汽油蒸发和空气混合主要依靠进气门和进气道壁面的高温及在进气门打开时灼热的废气的倒流和冲击。但在冷启动时, 汽油蒸发和油气混合严重不足, 此时就不得不过量供油使发动机得以启动, 这就造成了很高的HC排放。GDI发动机是将汽油直接喷入缸内, 油气混合主要依靠喷雾和缸内空气运动。与冷启动时低温关系不大, 勿需过量供油, 因而HC排放低。此外汽油直接喷入缸内, 也使发动机具有良好的加速响应性和优异的瞬态驱动特性。

2.GDI发动机可以不再使用节气门来调节负荷, 而是利用缸内空燃比的变化来达到发动机的工况要求, 这就避免了PFI发动机部分负荷时节气门所引起的节流损失, 并提高了发动机在部分负荷时的容积效率, 燃油经济性也随之得以改善。

3.GDI发动机直喷时, 油滴蒸发主要依靠从空气中吸热而非从壁面吸热, 混合气温度和体积下降, 这就使得其充气效率得以提高, 同时爆震倾向也大为降低。再通过合理地组织缸内气流运动, 实现分层燃烧, 可使GDI发动机的压缩比提高至l2-l4。

三、燃油供给系统

供油系统的主要部件是:高压油泵、共轨、燃油压力传感器、压力控制阀、高压喷嘴和ECU。电动低压输油泵把燃油从油箱输送到高压油泵。高压油泵由发动机凸轮轴驱动, 将低压油泵送来的压力约0.35Mpa的燃油增压至8～12Mpa, 送往蓄压燃油共轨, 充满各高压喷嘴的油腔。当ECU令喷油器的电磁线圈通电而吸起封闭喷嘴的针阀时, 汽油就通过嘴口喷入气缸。

GDI发动机的喷射系统与PFI发动机有着许多的不同点。由于要向缸内压缩气体喷油, 且燃油蒸发混合的时间很短, 要求喷雾的细度高, 所以要用一个高压油泵提高喷油压力。汽油直接喷射模式所需要的喷油压力应维持在4～13Mpa。高压油泵一般是径向多柱塞, 即在一个泵体内有3～4个径向均布的压油柱塞, 由同一个偏心凸轮驱动。用多个柱塞是为了减少油压脉动。为避免润滑油混入汽油, 柱塞及凸轮从动块用汽油润滑。

四、燃烧过程:均匀燃烧和分层燃烧

均匀燃烧:在全负荷时, 燃油喷射与进气同步, 燃油得到完全雾化, 使混合汽均匀地充满燃烧室, 自然会得到充分的燃烧, 使发动机动力得到淋漓尽致的发挥。在均匀燃烧时有着和传统喷射发动机相同的空气与燃油混合比, 即空燃比是14.7∶1, 此时的lambda值是1。而燃油的蒸发又使混合汽降温, 去除了爆震的产生。可燃混合物只分布在火花塞周围, 换言之就是空燃比是14.7∶1的混合气集中在火花塞周围, 在燃烧室的其他部分则是纯净的空气。混合汽层的大小范围精确地反映了瞬时发动机动力的需求, 也就是说在均匀燃烧情况下, 在获得高动力输出和扭矩值的同时付出了较低的燃油消耗, 表现出GDI出色的经济性。

在分层燃烧时, 直到压缩行程时才喷射燃油, 油雾直接进入燃烧室中的空气, 而喷油就发生在点火前瞬间。分层燃烧时lambda值达到4, 可见发动机在中、低速时燃油是多么节省。另一个优点是, 在燃烧时空气层隔绝了热, 减少了热量向汽缸壁的传递, 从而减少了热量损失提升了发动机热效率。完善的发动机后处理使排放达到欧Ⅳ标准废气的30%又流回了燃烧室, 帮助降低了燃烧温度, 并使分层燃烧时的氮氧化物降低了70%。GDI发动机有2个触酶转化器, 在排气管后面是三元催化转换器, 再后面是NOx储存型转化器, 排放达到了欧Ⅳ。

为进一步提高发动机升功率, 降低油耗, 适应小排量化趋势, 除缸内直喷技术之外, 增加涡轮增压器使发动机升功率进一步提升;同时, 为防止爆震, 降低发动机压缩比, 在自然吸气发动机基础上对燃烧、换气过程进一步优化。

车用汽油机排放控制技术研究 篇5

关键词：汽油机,排放控制,机前净化,机内净化,机外处理

为满足日益严格的排放法规的需求,降低汽车污染物的排放,各类车用汽油机废气排放控制技术和控制方法迅速发展。本文从机前净化技术、机内净化技术和机外处理技术三条途径着手,对汽油机排放控制技术的发展进行了分析。

1 机前净化技术

机前净化技术是在混合气进入气缸之前,对燃料和空气采取的措施。主要从以下几个方面进行介绍。

1.1 燃油处理技术

燃油处理技术是通过提高汽油的品质或添加一些添加剂使汽油充分燃烧,以此减少有害物的排放。

在提高汽油品质方面,除了需要采用含铅汽油外,还要降低汽油中的硫、苯及烃类物质的含量。此外,在燃油中使用添加剂可以减少进气系统和油路中产生的积碳,改善发动机的燃烧效率,降低HC、CO的排放量。在发动机采用无铅汽油后,为提高汽油的辛烷值,在燃油中添加抗爆剂,如醇类、醚类,可改善汽车发动机的性能,降低废气中的CO的含量。这种混合燃料又被称之为汽醇燃料或M燃料。

1.2 替代燃料的使用

车用汽油机的替代燃料主要是:液化石油气、天然气、醇类燃料等。液化石油气辛烷值高、抗爆性好、热值高、安全可靠,且热效率较高;但是CO和NOx的排放较高,发动机冷启动困难,加速性能下降。天然气在主要成分是烷烃,主要有压缩天然气和液化天然气两种。其主要特点是化学性质稳定、热值高、抗爆性能好、燃烧效率高。醇类燃料主要应用甲醇和乙醇两种,因其本身含氧量较高,燃料燃烧的更加充分,减少了环境的压力,但是因为能源利用率较低、成本较高等原因,很难广泛应用[1]。

1.3 燃油蒸发控制系统

燃油蒸发控制系统可有效降低燃油箱中汽油蒸发排入大气所造成的污染,以活性碳罐的使用效果最为有效。工作原理:当停车期间,利用活性碳罐活性,吸收汽油蒸汽,防止向大气扩散;当发动机运行后,电控单元控制活性碳罐电磁阀打开与进气管的通道,利用进气真空度将活性碳罐中吸附的汽油蒸汽吸入进气管道中与进气一起参与燃烧。这不仅降低了HC的排放,还提高了燃油的有效利用率。

此系统在怠速及全负荷工况下不工作,以防止在怠速工况时造成混合气过浓而熄火及在全负荷运行时,混合气过稀而降低发动机的动力性[2]。

1.4 进气系统的技术改进

为提高进气系统的充气效率,使混合气混合更为均匀,发动机的进气系统多采用以下技术:

(1)采用多气门技术,保证较大的换气流通截面。这不仅可以增大充气系数,而且对于火花塞的中心布置、泵气损失减少、有害排放物降低等有很大的帮助。

(2)采用进气涡流电控系统,加强油气混合,实现可燃混合气的快速、充分燃烧。该系统电控单元采集发动机转速、节气门开度、冷却水温等信号,控制进气管路中涡流控制阀的旋转角度,引导气流偏转产生涡流,提高火焰的传播速度,降低HC的排放。此技术多应用在采用稀薄燃烧技术的发动机上。

(3)采用可变进气系统,以适应发动机高、低转速不同工况进气量的需求。目前采用的可变进气系统控制,主要有这么两种控制方式:可变流通面积控制方式和可变流通长度控制方式。控制原理均是利用进气谐振的效果,提高充气效率,在发动机不同转速条件下实现性能的最优化,可提高发动机动力性、经济性。

2 机内净化技术

2.1 燃烧系统的优化

燃烧室系统的优化主要围绕两个方面:改善缸内的气流及采用紧凑的燃烧室形状。要增强缸内混合气的涡流和紊流,可采用螺旋进气道或利用可变的截止阀增强缸内涡流扰动,提高火焰的传播速度[3]。紧凑的燃烧室可通过减少不参与燃烧的缝隙容积的措施,即将活塞第一环槽的位置上移减少活塞头部到活塞顶部的距离,使燃烧室更紧凑,以降低HC的排放。

2.2 电控燃油喷射系统的优化

电控燃油喷射系统的优化,给发动机提供适应工况要求的燃油空燃比。闭环反馈控制的应用,满足了三元催化转化器对空燃比的要求。不仅可以降低燃油消耗率,还能很好的改善发动机的排放特性。现在多用精度更高的线性宽域氧传感器替代传统氧传感器,能在更宽的范围内对空燃比进行反馈,使发动机排放性能更佳。

2.3 点火正时的优化

点火提前角对发动机的动力性、经济性和排放性能有重要影响。最常用的排放控制是推迟点火提前角,以降低HC和NOx的排放。但是推迟点火提前角会使平均有效压力下降和油耗上升,所以应综合考虑发动机排放特性、动力性及经济性来确定最佳点火提前角。

2.4 稀薄燃烧技术

使发动机的空燃比较之传统发动机14.7:1理论空燃比提高到15:1-27:1,随着空燃比的增加,尾气中的NOx、CO等浓度会明显减少,HC的排放也有一定的降低。此技术是降低汽油机排放、提高发动机性能的主要研究方向。在稀薄燃烧技术应用的同时,通常与分层燃烧技术、紧凑的燃烧室形状、火花塞结构及布置位置的改善等技术协调应用。

2.5 废气再循环控制技术

废气再循环将一定数量的废气引入发动机进气管道,利用惰性气体的高比热值及不可燃特性,使发动机的燃烧温度降低、氧的浓度减少,从而有效的控制发动机NOx的排放,但在发动机处于怠速、小负荷低转速及冷启动工况时,废气的再循环量必须要严格控制以保证发动机的性能。

2.6 均质混合气压燃技术

在启动和加速阶段,通过火花塞点火将燃料与空气的混合物点着;当进入高速行驶时,发动机切换至均质混合气压燃模式,通过气缸内的高温高压使燃料燃烧,工作情况与柴油机类似。此技术被称为内燃机的第三者燃烧方式,是当前内燃机燃烧的研究热点,是点燃式内燃机和压缩式内燃机的有机结合,可适用于汽油、天然气、丙烷、乙醇、柴油和生物燃料等多种燃料。目前,均质混合气压燃技术具有低排放、高热效率、低燃油消耗率的优点,但其燃烧时刻、爆震、可变压缩比等的控制与调整需要进一步攻克[4]。

3 机外净化技术

在改进发动机本身设计及优化其运行参数来降低污染物的排放,难度越来越大。需要兼顾发动机动力性、经济性、排放性等要求的发动机结构越来越复杂,成本急剧上升[5]。

3.1 三元催化转换器

三元催化转换器是目前应用最广泛的排放后处理装置,安装在排气管上。其最高转换效率发生在理论空燃比14.7:1附近的很小的范围之内,为了实现空燃比的精确控制,通常在排气管道中安装氧传感器,形成闭环控制。但在低温起动、暖机、急加速、急减速等开环情况下,三元催化转换器效率较低,排放污染物就会增加。

为了改善低温起动性能,采用紧凑耦合催化器安装在距离发动机较近的位置,通常热容量较小、激活时间短,可显著减少冷启动阶段的HC的排放。

3.2 闭式曲轴箱强制通风系统

闭式曲轴箱强制通风系统是在早期曲轴箱通风的基础上发展出来的,将曲轴箱和进气管连通,根据发动机工况的不同,利用进气管中真空度的变化,控制曲轴箱窜气进入进气管的再循环量。此技术可以提高发动机的经济性,并可以降低排放,因此在发动机上广泛采用。

3.3 二次空气喷射技术

以减少废气排放为目的,二次空气喷射技术被广泛地应用在发动机上,通常有空气泵式和脉冲式两种。该技术是将新鲜空气送入发动机排气管内,使废气中的HC、CO进一步氧化为H2O、CO2。因此二次空气喷射系统也常被称为补燃系统或后燃系统。

4 结束语

发动机排放污染物的净化往往在降低HC、CO与降低NOx排放量上相互矛盾,无法兼顾。同时,废气处理净化装置也常与发动机的动力性、经济性指标发生冲突。因此,对发动机排放物控制的技术综合优化的关键是将性能达到最佳折中。同时还应在日常的车辆使用中养成良好的驾驶习惯,并对发动机做好维护保养,使发动机保持在最佳的工作状态,从根本上预防、减少有害排放物的生成。S

参考文献

[1]郭猛超,张亚军,胡伟.车用替代燃料现状及应用分析[J].能源与环境,2007(05):20-21.

[2]王春雨.燃油蒸发排放控制系统诱发的故障与排除[J].汽车维修,2009.2:12.

[3]刘志强,吴文兵,王锡云.降低车用汽油机排放的技术措施[J].公路与汽运,2003(1):5-7.

[4]孙庆,秦松涛,张勇.汽油机均质混合气压燃燃烧技术[J].山东内燃机,2006(1):14-17.

车用汽油机曲轴断裂分析与研究 篇6

曲轴是内燃机主要零部件之一,曲轴的疲劳强度对内燃机的工作性能和寿命有决定性的影响[1]。某款1.5 L汽油机是由1.3 L汽油机通过增加行程改进而来。由于行程增加,曲轴的重叠度减小为3.6,根据设计经验该重叠度下曲轴材料应设计为42 CrMo,而实际材料却为QT800-2。发动机全速全负荷试验中曲轴发生断裂,断裂位置发生在第五主轴承圆角处,见图1。

现有的曲轴疲劳试验[2]分别考虑弯曲应力和扭转应力对曲轴疲劳强度的影响,与发动机工作时曲轴实际受力情况不一致。我们在曲轴弯曲疲劳试验基础上,对疲劳试验过程进行仿真模拟,标定疲劳计算模型,计算弯扭耦合状态下曲轴安全系数。基于曲轴断口失效分析[3],综合解决曲轴断裂失效问题。

1 弯曲疲劳试验与仿真计算

1.1 弯曲疲劳试验

疲劳试验是评价曲轴疲劳强度的有效手段。首先在谐振式曲轴疲劳试验台上对曲轴进行弯曲疲劳试验,试验台见图2。试验样品为成品曲轴上截取的单拐模型,在共振频率下循环1×107次,采用升降法,部分试验数据见表1。

通过表1数据可得,50%存活率下的疲劳极限M-1=625 N·m。

因为试验得到的是50%存活率下的疲劳极限,根据国家汽车行业标准QC/T637-2000[2]中规定,存活率为P的疲劳极限值可按下式计算:

式中,a为对应概率为P的单侧正态分布位值;K为与有效数据的对子数目有关的修正系数;Sn-1为对应M-1的标准差。

通过公式计算可以得到各存活率下的疲劳极限:

根据上述标准规定的发动机曲轴名义工作弯矩的计算方法,得到曲轴名义工作弯矩M-1'=300N·m,由此可计算出存活率为50%时的安全系数:

存活率为99.9%时的安全系数:

存活率为99.99%时的安全系数:

1.2 弯曲疲劳仿真分析

为标定疲劳分析的影响参数,需要对曲轴弯曲疲劳试验过程进行仿真模拟,得到准确的边界,计算弯扭耦合状态下的曲轴疲劳强度。

根据弯曲疲劳试验,建立曲轴弯曲强度计算有限元模型,采用圆角子模型方法,将曲拐作为整体模型,主要针对主轴颈与连杆轴颈圆角进行网格细化,见图3。

根据试验弯矩,在相应位置施加载荷,加载参数均与试验取值相同,进行圆角强度计算。曲轴弯曲强度结果见图4,圆角最大拉应力出现在主轴颈圆角处,最大值为377 MPa,小于曲轴材料QT800-2的屈服极限480 MPa。

图5为弯曲载荷作用下的曲轴主轴颈圆角安全系数[3]。通过调整计算模型,使仿真结果接近疲劳试验值,从而以该边界条件进行弯扭耦合疲劳强度分析,得到真实的安全系数分布,评估曲轴是否满足设计要求。

如表2所示,误差范围在6%以内。其中疲劳试验值误差相对较大,试验采用升降法,共选取了六对曲拐做分析,有一定的随机性。由于仿真计算仅考虑主要影响因素,故此计算模型可以用于曲轴弯扭疲劳强度计算。

2 弯扭耦合疲劳仿真计算

弯曲疲劳试验仅考虑了曲轴工作过程中所受到的弯曲应力,没有考虑扭转应力对曲轴疲劳强度的影响,通过仿真手段可以很好地模拟曲轴在弯扭耦合状态下的疲劳强度,获得曲轴实际工作情况下真实的最小安全系数,可靠地判断是否满足设计要求。

通过曲轴多体动力学计算,输出各转速下的载荷历程,计算各圆角安全系数,评估在弯扭耦合状态下是否满足设计要求。

经过弯扭耦合状态下的圆角安全系数计算,我们可以得出在6 200 r/min下,曲轴第八拐主轴颈圆角安全系数最低,见图6,通过标定的疲劳强度分析模型计算得到99.99%存活率下的安全系数为1.32,大于设计标准,因此该曲轴满足设计要求。

第八拐安全系数最小,属于整个结构最薄弱的地方,如发生疲劳破坏,该区域最先断裂。

3 曲轴断口失效分析

发动机试验中,除曲轴自身影响因素外(如设计、材质、加工等),试验台架对曲轴的影响最大。其中测功机与发动机连接轴的对中问题影响最大,必须进行激光校准。还有测功机的转动惯量也要和发动机匹配,转动惯量过大也会造成曲轴承受多余的旋转弯曲载荷,引起疲劳破坏。

断口金相组织见图7,金相组织见表3。通过断口分析可得,发动机曲轴硬度和金相组织都符合要求,曲柄与轴颈相交的圆弧过渡较好,没有严重应力集中。在发动机全速全负荷试验中,曲轴存在运行不良现象;在曲轴断裂前,飞轮一端存在旋转弯曲载荷,使曲轴从断裂处滚压面与侧壁相交的位置产生疲劳裂纹,最后发生疲劳断裂。初步判定是由试验台架引起的。经检测,发动机与测功机连接轴没有对中,导致发动机运行过程承受较大的扭转冲击,最终引起曲轴断裂。因此,该曲轴断裂是由台架安装不当引起的,与曲轴设计、材质、加工等无关。

重新安装台架并仔细检查,确保连接正确后开始实验。目前该发动机已成功通过循环工况耐久与全速全负荷试验。

4 结论

根据曲轴弯曲疲劳的实验结果来标定疲劳分析的影响参数,再用标定的疲劳参数计算实际弯扭耦合状态下曲轴各拐的安全系数,可以获得更加准确的计算结果,可靠地指导设计工作。

发动机与测功机连接轴没有对中将恶化曲轴工作过程的受力情况,使其承受较大的扭转冲击并最终引起曲轴断裂。因此,台架实验时要确保各连接准确可靠,避免发生非设计类的失效故障。

参考文献

[1]杨连生.内燃机设计[M].北京:中国农业机械出版社,1981.

[2]QC/T 637-2000.汽车发动机曲轴弯曲疲劳试验方法[S].

汽油机缸内滚流测量方式研究 篇7

缸内气流运动是影响发动机燃烧特性及排放特性的主要因素之一,对缸内湍流强度、燃油雾化混合及燃烧速率、壁面传热等起着至关重要的作用。

对于汽油机,流量系数和滚流强度是表征进、排气道流动特性的重要参数,直接决定着汽油机缸内气流运动形式的组织,可以通过稳流试验[1]、光学诊断[2,3]及数值模拟方式得到评价参数,但是从工程角度考虑,一般使用气道稳流试验来进行测量评价。基于滚流运动的复杂性,缸内滚流强度的测量评价一直是汽油机设计开发中的一个瓶颈,关键问题在于滚流的评价方法和测量方式难于统一[4]。国外气道稳流试验评价方法主要有FEV方式、Ricardo方式、AVL方式及SwRI方式等[5,6]; 国内气道稳流特性测量研究中,天津大学提出了自主研发的SKLE滚流预测模型及评价方法[7]。

滚流测量方式对测量结果有直接影响,并最终决定滚流的评价结果。通常稳流试验测量得到的滚流强度结 果随着气 门升程平 缓上升,但是文献 [8-10]发现了滚流强度跃升现象,即在一定气门升程范围滚流强度会产生骤然上升,文献[11]的试验结果进一步显示滚流强度跃升后达到3.7,远高于一般稳流试验的测量结果,且明显高于LDA方法[6]和PIV方法[12]所测滚流强度,主要原因在于测量方式的差异,导致滚流演变规律的异常。

本文中在气道稳流试验台上针对不同滚流测量方式进行了研究,并结合数值模拟结果,探究了不同测量方式对滚流形成发展的影响,为滚流运动的客观评价提供理论基础。

1滚流测量的方式及评价方法

滚流测量方式按其测量位置大致可分为间接测量和直接测量,如图1所示。

如图1(a)所示,间接测量方式是将滚流通过模拟缸套上的垂直导管转换成涡流并导出,在导管出口处利用动量计或叶片风速仪测量,此时测试缸盖一般竖直放置。如图1(b)所示,直接测量方式将叶片风速仪的测速叶片置于模拟缸套内部,直接对滚流转速进行测量,此时测试缸盖一般水平放置。不同测量方式必然导致测量结果的差异性,对影响测量结果的因素进行分析很有必要。

滚流测试方式具有不同的模拟缸套结构,同时针对不同测量方式,其对应的评价方法也不相同。 本文中对试验结果的评价采用如下的评价方法[4,5]。

1.1间接测量方式评价方法

间接测量装置评价方法,其中无量纲流量系数CF如式(1)所示。

式中,Q为流经气道的流量;A为气门座圈内表面的截面积;n为进气门的数目;V0为理论进气速度或速度头,m/s。

无量纲涡流(滚流)强度NR为:

或

式中,ωR为叶片旋转角速度,rad/s;B为气缸直径, m;G为动量计 测量扭矩,N·m;m·为空气质 量流率,kg/s;V0为理论进气速度或速度头,m/s。

1.2直接测量方式评价方法

直接测量装置评价方法采用发动机在90%最大气门升程时所对应的流 量系数αk和涡流比Cu/Cα来评价气道的流通能力和涡流强度。其中,无量纲流量系数αk为

式中,As为进气道的有效流通截面积,As=Q/V0; Ak为气缸的横截面积,Ak=πB2/4。

涡流(滚流)强度为Cu/Cα,如式(5)和式(6)所示。

式中,Ns为叶片转速;RFL为叶片旋转中心半径。

两种评价方法在无量纲参数的定义及假设条件等方面均存在差异:间接测量装置评价方法侧重于评价气道本身性能的优劣,而直接测量装置评价方法侧重于反映气道与缸径的匹配。

2试验装置及试验工况

2.1气道稳流试验台

汽油机缸内气流运动的测量在气道稳流试验台上进行,其结构如图2所示。试验台主要包括模拟缸套、动量计、稳压箱、流量计、风机、变频器等零部件和仪器。试验装置固定在测试平台上,试验1为直接测量方式,试验2为间接测量方式。

试验台工作原理是:在不同的气门升程下,风机对系统抽气,在气缸盖气道上下游形成一定的气道压差,从而模拟发动机的进气过程,通过测量气门升程、动量计扭矩、流量、气道压差、大气压力、温度、湿度等参数,计算出流量系数和涡流/滚流强度等气道稳态流动特性参数。试验中所使用的稳流试验台为自主研发,其体积流量测量误差小于0.5%,涡流动量计误差小于1.5%。

2.2稳流试验工况

直接测量方式测试装置固定于稳流气道试验台上,主要通过模拟缸套内叶片的转速来求解缸内滚流强度大小。为了对比研究出口面积对测量结果的影响,制作了不同出口直径的模拟缸套。为了探究缸内不同区域滚流运动规律,在原测量装置中环型叶片的基础上,设计了如图3所示的A型叶片和B型叶片。两种叶片相当于环型叶片的一段扇环,角度均为60°,分别用于测量气缸轴线附近流场和出气口附近流场的滚流强度。

间接测量方式所用装置如图4所示。间接测量方式是将气流导入滚流模拟缸套中,通过动量计测量角动量流率,进而计算得到滚流强度,测量点在距离中间截面2.5B(B为缸径)的位置。

试验用发动机缸盖基本参数见表1。直接滚流测试试验工况见表2。各工况模拟缸套出气口直径的选取原则为:保证出气口面积分别为气缸截面的0.5、1.0、1.5、2.0倍。试验时气道压差在高气门升程(>4mm)为4kPa,低气门升 程 (<4mm)为6 kPa,间接测量所选用的气门升程和压差与直接测量方式相同。

2.3滚流测量方式的模拟计算

不同滚流测量方式导致测量结果存在差异的根本原因在于缸内流场结构的变化。为了深入研究不同测量方式对缸内流场变化的影响,本文中采用计算流体 动力学 (computat ional fluid dynamics, CFD)方法,分别对直接测量方式和间接测量方式的试验工况进行流场的详细分析。

数值模拟采用内燃机流体计算软件Converge。 图5为直接测量方式和间接测量方式的表面网格模型。体网格由 软件自动 划分,总体网格 尺寸为2mm。为了保证计算的结果的准确性,对几何结构复杂的气门阀座及气道区域进行局部加密,网格尺寸达到1.0mm,网格数量均为40万左右。

连续性方程、动量方程及能量方程采用中心差分方法进行离散求解。湍流模型采用RNGk-ε 湍流模型,壁面采用标准壁面函数,速度采用无滑移边界条件,壁面温度采用绝热边界条件。流体介质为干空气。进出口边界条件设置与气道稳流试验条相同,见表3。其中,压力设置针对间接测量方式,直接测量方式的出口压力为气道压差4kPa时的试验测量值。

3结果与分析

3.1直接与间接测量方式试验结果比较

图6为稳流试验台上直接和间接测量方式的测量结果。如图6(a)所示,采用不同测量方式时,流量系数和滚流强度(均为无量纲量)无论数值还是趋势都存在较大差异。在变化趋势方面,直接测量方式的滚流强度在气门升程为7.5mm时出现明显跃升, 数值从0.95升至2.30,而流量系 数则相应 地从0.166降至0.156,该现象与文献[11]得到的结论相似。然而,间接测量方式则并未出现该现象,仅是平缓上升。此外,由于不同的测量方式对应的评价体系不同,图6(a)所示结果同时体现了评价方法对测量结果的影响。

如图6(b)所示,为了更好地横向对比不同测量方式对测量结果的影响,采用两种方式测量了质量流率和角动量流率。其中,对于直接测量方式中得到的叶片转速,采用刚体涡流假设[4]将叶片转速换算为角动量流率,如式(7)所示。

式中,ω 为叶片的旋转角速度;m·为质量流量。

对比图6(b)中不同测量方式的数据可以看到,直接测量方式的角动量流率同样存在跃升现象,但在跃升前与间接测量方式的测量结果一致。而对于质量流率, 在低气门升程时,直接测量方式得到的数据高于间接测量方式,滚流跃升之后则下降到与间接测量方式同一水平。

由于直接测量方式测量结果存在大幅跃升,导致与其他测量评价方法的横向对比无法进行,因此需要进一步研究跃升现象出现的原因。

3.2直接测量方式滚流测量结果影响因素分析

直接测量方式与间接测量方式相比最大的不同在于滚流的测量位置和模拟缸套的出口直径,而模拟缸套的形状直接决定着其内部气流的运动规律。本文中着重研究了模拟缸套出口直径对滚流运动的影响规律。

为了研究模拟缸 套内不同 区域的滚 流运动规 律,采用了不同测速叶片来进行直接测量,其中环型叶片综合了缸内流场的整体特性,而A型和B型叶片则分别体现模拟缸套出口附近和气缸中心区域的流场运动特性。

图7为直接测量方式中模拟缸套出口直径对缸套内滚流变化的影响。图7(a)为采用环型叶片测量结果,代表了缸 套内流动 的整体特 性。 出口直径0.35B时(采用标准FEV测量装置),滚流强度骤然大幅度增加,由气门升 程7.5mm(0.948)增加到8.1mm(2.311)。测量结果显示滚流强度在中等气门升程时会突然产生跃升。然而,随着模拟缸套出口直径的增大,增幅持续减小,出口直径达到0.7B时跃升后只有1.913,当出口直径达到0.857B时跃升现象不再出现。

图7(b)和图7(c)分别给出了模拟缸套出口附近和中心区域滚流的变化规律。从两图可以看到, 模拟缸套内不同区域流场的滚流强度并不一致,出口附近滚流及其跃升程度较强,且受出口直径影响更为明显。对于出口直径0.350B,最大气门升程为11.0mm时出口附近滚流强度达到4.5,而中心区域则仅有2.8。然而,随着出口直径的增大,该处滚流强度下降明显,当出口直径增大到0.700B时,已经与中心区域滚流强度相当,当出口直径达到0.857B时甚至低于中心区滚流强度。而中心区域滚流强度随着出口直径增大而降低的幅度有限。

出口直径对模拟缸套内流场的影响近似符合流体的角动量守恒定律。滚流由旋转半径较大的气缸中心平面向出口运动时,由于旋转半径减小,导致滚流旋转角速度增大,使出口区域流场产生畸变。

3.3不同测量方式的流场结构分析

从以上分析中看到,无论模拟缸套出口直径大小滚流强度均存在跃升现象,出口直径仅影响跃升幅度,从宏观的稳流试验结果中无法分析跃升的原因,因此对直接测量方式与间接测量方式的稳流试验进行了相应的数值模拟(图8),通过对流场的分析来研究缸内滚流的演变规律。从图8可以看出,间接测量的模拟结果与试验结果数值上偏差较小,在大气门升程时流量偏差小于3%,滚流强度偏差小于10%且趋势相同。对于直接测量方式,在大气门升程时,模拟结果流量系数偏差在5%左右,滚流强度偏差小于12%,模拟与试验结果一致,都出现了滚流强度的跃升及流量系数的相应下降,其中模拟计算滚流流场发生变化对应的气门升程略小。模拟结果能够较好地反映缸内流动的变化。

图9和图10分别为直接测量方式和间接测量方式模拟缸套内流场情况。其中,50m/s和10m/s为流场速度标尺,第一平面为距离中间平面0.1m的位置,第二平面为试验中动量计测量平面距中间平面0.2m位置。本文中模拟缸 套出口直 径为0.35B工况下, 3.5、7.5、9.3mm三种气门升程下流场矢量图。气门升程3.5mm时(图9(a)),气流从气门左右两侧进入模拟缸套,其中左侧气流经排气门侧燃烧室及沿左侧缸壁向下流入气缸,在缸套底平面的导向作用下向上运动,形成逆时针涡旋,右侧气流直接沿右侧缸壁向下运动与左侧气流相遇。对于一般的汽油机而言,上侧气流都会在进气过程起到主要作用,有利于形成大尺度的涡团,但是在气门升程较低时,该作用并不明显;随着气门升程的增大,下侧气流明显减弱,此时缸内开始形成较为统一的逆时针大尺度滚流;当气门升程继续增大,滚流强度增大,流场结构也愈加明显,在气门升程7.5mm时(图9(b)),已经可以在流场内看到较为完整的滚流。正是由于在低气门升程时缸内未形成大尺度旋涡,导致使用直接滚流测量方式在稳流试验中测得的滚流强度结果偏小,而当气门升程达到一定值后,缸内旋涡形成,使叶片转速急剧上升,从而产生测量结果中滚流强度的跃升。而较小的出口直径对滚流转速的加速作用进一步导致跃升幅度的大幅提高。

对于间接测量方式,低气门升程(3.5mm)缸内中间平面流场分布(图10(a))与直接测量方式相似, 左右两股气流相互平衡,而未能形成大尺度滚 流。 然而,随着气流进入模拟缸套导管内部,逐渐形成趋于规则的逆时针滚流(图10(b)),在距离气缸中心平面0.2m的第二平面处(图10(c))导管内已经形成较为规则的刚体涡。该现象表明:间接测量方式中的导管对滚流运动具有整流作用,使其趋于规则和稳定。

由此可知,间接测量方式与直接测量方式测量的滚流状态并不相同,后者直接测量模拟缸套内的滚流,未经过稳定过程。在低气门升程时,虽然缸内并未形成大尺度滚流,但是对于间接测量方式,气流有相应的空间(模拟缸套下端导管)发展形成规则滚流,从而导致滚流强度测量结果的改变。

4结论

(1)不同测量 方式对滚 流的评价 结果存在 差异:采用直接测量方式对滚流进行测量时,缸内滚流强度会在中等气门升程产生大幅度跃升,流量系数会相应下降;间接测量方式则变化平缓。

(2)直接测量方式产生滚流跃升的根本原因在于中等气门升程时,前期两股气流相互平衡的流场结构演变为统一的大尺度滚流,导致滚流强度的骤然跃升。而出口直径对跃升幅度有直接影响,在角动量守恒规律的支配下,小的出口直径对缸内滚流尤其是出口附近流动具有加速作用,加剧了滚流强度的跃升。

(3)间接测量方式在气缸中心平面具有和直接测量方式相一致的流场结构,尤其是低气门升程,均无法形成明显滚流。然而,对于间接测量方式,气流有相应的空间(模拟缸套下端导管)发展形成规则滚流,由此将滚流的突然跃升转变为缓慢上升。

摘要：针对汽油机滚流测量方式,通过气道稳流试验结合数值模拟方法对不同滚流测量方式下缸内滚流的演化规律进行了研究。研究结果表明:采用直接测量方式对滚流进行测量时,缸内滚流强度会产生大幅度跃升,而间接测量方式则变化平缓,其根本原因是在一定的气门升程范围缸内滚流流场由相互平衡的两股气流,演变为统一的大尺度滚流。同时发现直接测量装置的出气口直径对跃升幅度有直接影响,小的出口直径加剧了缸内滚流强度的跃升;间接测量方式在气缸中心平面具有和直接测量方式相一致的流场结构,基于间接测量模拟缸套的整流作用,其测量得到的滚流强度变化平缓。