气动发动机（精选五篇）
气动发动机 篇1
发动机冷却系统的表现直接影响车辆的动力性和经济性。冷却风扇总成不但是发动机冷却系统的重要部件, 而且是发动机的主要噪声源。随着法律法规的日益严格及乘员对NVH要求的不断提高, 风扇噪声问题受到了广泛关注[1]。风扇噪声包括气动噪声, 振动噪声以及电磁噪声, 其中气动噪声占主导地位。因此, 降低发动机冷却风扇气动噪声对降低发动机运行噪声至关重要。
传统发动机冷却风扇设计主要依靠试验法, 周期长、成本高。近年来CFD和CAA技术的迅速发展, 风扇气动噪声数值预测成为研究的热点。耿丽珍等利用CFD对轿车发动机冷却风扇进行了降噪研究[2], 杨爱玲等研究了掠动叶对微型轴流风扇气动声学性能的影响[3], 田杰研究了空调器室外机轴流风机内部复杂流动及气动声学规律[4], 刘雄等进行了风力机翼型气动噪声研究[5], 伍文华等将大涡模拟应用于轴流风扇气动噪声仿真[6], 张代胜等基于CFD对发动机冷却风扇进行了仿真与优化[7]。Zanon等进行了低速轴流风扇的宽频噪声预测, 研究了网格拓扑对宽频噪声预测的影响[8]。但以往多数研究只关注了风扇本身而忽略风架的作用, 实际情况下风扇与风架组成的风扇总成是有机的整体, 风架的存在对流场和声场的影响有待研究。
本文以发动机冷却风扇总成为研究对象, 使用CFD和CAA分步耦合方法进行气动噪声预测。考虑风架对流场的影响, 通过大涡模拟 (LES) 进行瞬态计算捕获风扇声源信息。考虑风架护风圈对声传播的影响, 利用声学边界元方法 (BEM) 对冷却风扇总成气动噪声进行三维声场预测与声压频谱分析。最后进行噪声试验, 验证数值预测的准确性。
1 理论模型
1.1 流场理论模型
为了更加精确地捕获气动声源信息, 流场瞬态计算采用LES模型[6]。LES旨在用非稳态的N-S方程来直接仿真大尺度涡, 而小涡对大涡的影响通过近似模型替代。大涡数值模拟的控制方程为:
方程 (3) 右端还有不封闭项:
τij称为亚格子应力, 亚格子应力是过滤掉的小尺度脉动和可解尺度湍流间的动量输运。要实现大涡数值模拟, 必须构造亚格子应力的封闭模式。不可压缩湍流的亚格子涡粘和涡扩散模型采用分子粘性形式, 即:
以上公式中Vt称作亚格子涡粘系数。将亚格子应力的涡粘模型式 (5) 代入到大涡数值模拟控制方程式 (3) 可得:
采用涡粘的湍流控制方程只是在分子扩散系数上加上亚格子涡粘系数。涡粘系数是需要封闭的参数, 采用Smagorinsky模式将亚格子涡粘系数写成以下形式:
1.2 声场理论模型
风扇运转时主要考虑运动偶极子源, FW-H方程的时域解为:
用周期函数的Fourier级数展开, 方程 (8) 可以转换为:
式中:i是虚数单位;ω是叶轮的旋转角速度。图1为风扇坐标系示意图, 为便于数值计算, 假设各叶片压力波动时间历程相同, 可推得叶片噪声的Lowson公式[8]。风扇坐标系如图1所示, 叶片的轴向和切向辐射声压为:
式中, m为谐波数;B为转子叶片数;Ω为转速;R为观测点距风扇中心的距离;c0为声速;F (τ) 为叶片边缘总压力的傅里叶级数;M为旋转马赫数;V定子叶片数。
径向辐射声压为:
2 数值计算
2.1 流场计算
冷却风扇风扇总成为7叶片等节距带风圈风扇总成, 因为风架对于风扇流场的主要影响在于风架护风圈以及风架静叶, 所以不影响模型精确性基础上, 缝合叶片表面的碎片同时清理轮毂中的沟槽及加强筋。简化后风扇总成如图2所示。
在ANSYS CFX中建立旋转流体区和外部流体区。根据噪声试验环境建立边长为2000mm的外流域。进口区和出口区在外部流体区的前后两侧。
在ICEM中划分网格, 由于旋转流体区叶片表面是影响流场分布及噪声重要区域, 采用结构化网格划分, 在叶片近壁区采用O型拓扑[8], 建立5层棱柱边界层网格。综合考虑计算效率, 在外部流体区使用自适应更强的非结构化网格, 内外流域交界面节点一一对应。
进口边界条件设定为压力入口, 静压为零, 出口边界条件设定为压力出口, 静压为零。其余面设定为无滑移壁面。流体马赫数小于0.1, 定义为不可压缩气体。为捕获3种工况下气动声源信息, 工况设置如表1所示。
在流场稳态计算的基础上进行瞬态计算。设置截止频率为2500Hz, 根据奈奎斯特采样定理, 设定采样时间间隔为0.0002s, 瞬态求解10000步。为保证流场计算收敛性, 查看残差曲线和进出口的静压的变化情况。
图4和图5为工况3下某时间步风扇吸力面风压云图及风架表面风压云图, 吸力面出现大面积的负压, 而在风叶前缘附近为很大的正压, 在风圈上出现了很大的负压, 压力分布很不均匀。风扇叶片前缘以及风圈内缘是压力波动出现的主要区域。风架内侧存在着大量的负压区域, 说明空气发生了绕流。风架支撑筋上也存在约180Pa的正压, 说明支撑筋的存在会对风扇气流产生阻碍。风架的阻碍使叶片表面压力波动增大并产生涡流扰动, 所以风扇与风架之间的动静干涉产生的压力波动也对气动噪声源做出了贡献。
图6为工况3叶片附近风速矢量图, 可以看出空气经过叶片和风架后向出口处流动, 在风圈和风架护风圈之间存在少量回流, 说明在风扇外端安装风圈的方法, 减少了叶尖的回流损失, 提高了风扇效率。但回流的存在还是导致了风圈和风架护风圈的压力降波动从而产生了气动噪声。
2.2 声场计算
声场计算在LMS Virtual.Lab Acoustic中进行, 导入叶片表面压力脉动数据进行扇声源等效。因为本次分析的叶片是声学紧致的, 所以流动产生的压力将被集中在叶片的中心。图7是三个工况下一片风叶等效扇声源轴向压力脉动图, 不但可以看出风叶表面压力脉动形状有明显的基频分量。而且可以看出压力脉动幅值随着转速的增大而增大。
考虑风架护风罩对噪声传播的影响, 采用边界元 (BEM) 方法建立风架护风圈声学边界元网格。在风扇周围建立半径一米的三维球面, 并在中轴线前后一米处建立进风口和出风口接收点, 声场计算模型如图8所示。
工况3下, 1叶频至6叶频的三维球面声压分布如图7所示。可以看出1叶频至3叶频风扇声场轴向偶极特点最为明显, 且声辐射能量较为集中。4叶频至6叶频声场仍表现为偶极特点, 但轴向发生了偏转, 在4叶频时偏转最为强烈。
在时域条件下同时求解叶片离散和宽频噪声, 进而通过傅里叶变换为接收点声压级频谱图。图10为3个工况下出风口接收点声压级频谱预测结果。可以看出3个工况下, 声压级在500Hz以下时较小, 在500Hz后在30d B上下波动。叶频及其前9阶谐波处离散噪声峰值明显, 都在2阶谐频时出现了最大峰值。离散噪声比宽频噪声大, 说明了高转速时离散噪声占据了气动噪声的主要部分。在同一接收点, 离散噪声和宽频噪声随转速的增大而增大。
3 试验验证
为验证预测结果, 根据国家标准[10]在半消声室内进行冷却风扇总成噪声试验, 噪声试验环境如图11所示。
图12为3个工况下接收点A计权声压级频谱试验结果。可以看出3个工况下, 数值上离散噪声预测结果与试验结果基本相同, 但在4阶及以上谐波处, 预测结果较试验结果有一定误差。宽频噪声预测结果波动比试验结果大, 但在趋势上与试验值保持很好的一致性, 验证了噪声预测的准确性。
根据总声压级依据公式 (12) 计算接收点处声压级。
SPL (i) 为第i个1/3倍频中心频率点声压级。
图13为接收点处声压级试验值与预测值的对比。进风口和出风口接收点处的声压级随流量的增加而增加, 在工况3达到最大。出口接收点声压级比进口接收点A大, 说明偶极子源对出风口的影响比进风口大。声压级仿真值比试验结果小, 平均相对误差在5%以内。误差的主要原因是CFD仿真结果存在一定偏差, 等效声源计算误差, 同时没有考虑叶片振动噪声的影响。
4 结论
考虑风架对流场的影响, 建立完整的冷却风扇总成模型, 通过大涡模拟 (LES) 进行瞬态计算捕捉三个工况下风扇声源信息。考虑风架护风圈对声传播的影响, 利用声学边界元方法 (BEM) 进行冷却风扇总成气动噪声进行预测并进行了试验验证。得到结论如下:1) 风架对气流的阻碍使叶片表面压力波动增大, 从而增加了气动噪声。2) 低频时风扇声场轴向偶极特点最为明显, 高频时发生了轴偏转。3) 高转速时离散噪声占据了气动噪声的主要部分。4) 在同一接收点, 离散噪声和宽频噪声随转速的增大而增大。5) 气动噪声数值预测的准确, 可为低噪声设计提供参考。
参考文献
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[4]田杰.空调器室外机轴流风机系统内部复杂流动及其气动声学研究[D].上海:上海交通大学, 2009:104.
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[9]A.Gérard, A.Berry, P.Masson, S.Moreau.Use of a beat effect for the automatic positioning of flow obstructions to control tonal fan noise:Theory and experiments[J].Journal of Sound and Vibration, 2013.
气动发动机 篇2
一体化小涡扇发动机系统的气动热力数值模拟
建立了一体化弹用小涡扇发动机系统含粘性力项的`准三维欧拉流动模型.燃烧室中给出了燃油相对浓度系数和燃烧不完全程度系数经验分布;用代数和椭圆形偏微分方程混合方法分别生成叶栅通道和燃烧室内贴体坐标网格;分别针对压气机转子、静子和涡轮叶栅,定义了三种不同损失系数;采用高阶精度Godunov格式和时间推进法,交替使用显/隐格式,收敛速度快,计算准确度高.预测了巡航条件下发动机节流特性、内涵喷口几何面积对发动机性能影响,结果与其它有效数据相吻合.数值试验表明,建立的程序可以预测发动机其他稳态条件下各种特性.经过推广可应用于过渡态的模拟,奠定了准三维数值试验台建设的基础.
作 者：施发树 刘兴洲 Shi Fashu Liu Xingzhou 作者单位：航天机电集团公司31所,北京,100074刊 名：推进技术 ISTIC EI PKU英文刊名：JOURNAL OF PROPULSION TECHNOLOGY年，卷(期)：200021(2)分类号：V235.13关键词：涡轮风扇发动机 涡轮叶栅 压气机部件 粘性流 气动热力学 一体化设计 数值仿真
气动发动机排气活塞的有限元分析 篇3
排气活塞是气动发动机的关键部件之一,兼具做功和排气功能的活塞,在高压气体压力、往复运动所产生的惯性力、侧向推力等周期性载荷的作用下,产生应力和变形。因此,对排气活塞在交变载荷作用下的变形、应力进行有限元分析,了解活塞的应力及恶劣区域分布情况,对改进活塞设计,提高其工作性能和可靠性具有重要意义。
1 活塞排气气动发动机进排气系统的原理
考虑到进排气的协调工作及气动发动机工作特点,采用了电磁阀驱动进气门进气,同时用顶柱控制排气门的开关状态。
高能气体贮存在气瓶中,打开气瓶单向球阀,高能气体经过节流阀门节流后进入发动机进气道,通过节流阀门控制气体流量。通过起动电机带动曲轴箱中的曲轴,使活塞运动到气缸的上止点,在上升的同时,活塞上的排气阀门与气缸顶上的上顶柱相碰撞,致使活塞运动到上止点时,排气阀门完全关闭,而排气阀门上的定位小球将排气阀门控制在关闭状态。与此同时,气缸顶上的进气门在电磁力和缸内压力的作用下打开,高能气体便迅速流进气缸内;当活塞向下止点运动时,高能气体在缸内膨胀做功,缸内压力下降,进气门在电磁力和压差的作用下保持一定进气持续角后关闭;当曲柄转动到接近下止点的某一角度时,活塞上的排气阀门与下顶柱接触,排气阀逐渐打开,当活塞运动到下止点时便使排气阀门完全打开,排气阀门中的定位小球将排气阀门有效控制在打开状态,气缸中做功完成的气体便通过上曲轴箱上的排气管排到外界。在活塞的运动过程中,连杆推动曲轴高速旋转,曲轴上的配重通过自身的惯性力来带动活塞向上止点运动,这样发动机就完成一个循环,如此往复运动使发动机持续输出轴功。如图1所示。
2 排气活塞受力分析
2.1 缸内气体状态变化
缸内气体状态在一个工作周期中随曲轴转角变化规律如图4所示(为减少初始值误差,可取第二工作周期,即i=360°～720°时的模拟结果)。仿真参数选取进气压力1MPa,环境压力0.101MPa,环境温度300K,气缸直径150mm,曲轴半径80mm,连杆长度235mm,转速1000r/min。
从图中可知,i=446°(即曲轴转角为86°)时活塞所受压力最大,Fp=8.766×105Pa,温度也最高;可把此时排气活塞的受力情况作为研究对象。
2.2 活塞的受力分析
排气活塞虽然受各种力和力矩的综合作用,但影响活塞性能和寿命的力主要有:缸内气体压力Fp、连杆作用在活塞销座上的力FL、活塞往复惯性力FG和法向压力FF四种,其余的力、力矩对活塞的影响很小,可忽略不计。
基于动力学原理,本文对排气活塞进行了受力分析,如图3所示。
往复惯性力:FG=-ma=-mrω2(cosi+λcos2i),其中ω=nπ/30,从UG软件中分析得排气活塞的质量m=1.02865kg,带入公式得FG=241.27N。
3 有限元模型建立及约束
3.1 建立分析模型
根据有限元理论,取活塞1/2模型作为分析对象。首先,在ANSYS Workbench中建立Static Structural(ANSYS),编辑Engineering Data设置材料属性,并利用Geometry导入UG建立的排气活塞几何模型;然后在Model中划分网格,在Static Structural中施加约束、添加载荷完成有限元模型的建立;最后在Solution中完成Total Deformation和Equivalent Stress的求解。
排气活塞材料采用共晶铝硅合金(ZL109)铸造而成,其弹性模量E=7100MPa,泊松比μ=0.31,密度ρ=2700kg/m3,材料的抗拉强度为268MPa,抗压强度260.7MPa。
3.2 边界及约束
为方便施加约束,模型中同时导入了活塞销和排气阀来近似模拟实际的受力状态。排气活塞的边界条件为受力约束,在有限元分析中,为避免活塞产生刚性位移,给出以下约束:剖面上全部节点的法向位移为零;为模拟活塞杆对活塞的约束,固定活塞连杆,活塞销孔的节点轴向位移约束为零;排气阀门只允许轴向位移,如图5所示。
4 结果分析
排气活塞的应力场分析包括变形、应力两个方面;变形是评价活塞及附属组件相互配合间隙的主要依据,应力是评定活塞结构强度的主要指标。排气活塞的应力、变形如图所示。
(1)从应力图6中可知,应力危险区域出现在排气活塞销座内侧上端,最大应力=30.351MPa,与材料的抗拉压强度260MPa相比,具有足够的强度裕量;排气孔处虽然存在应力峰值区,但最大为15MPa,也远小于材料的抗拉压强度260MPa,因此可以增加排气孔直径;受活塞销座槽尺寸的影响,排气孔直径最大可增大到35mm,加以分析,结果如图7所示,此时,应力危险点出现在左排气孔右下端,最大应力值为38.3MPa,与材料的抗拉压强度260MPa相比,也具有足够的强度裕量。
(2)从变形图8中可知,排气活塞裙部薄壁处和右排气孔右下端存在最大变形区,最大变形为0.14mm,可在活塞下端倒圆角,以减少活塞与缸壁的摩擦。
参考文献
[1]李兵,胡欲立,姚倡峰.活塞在温度和机械载荷作用下的应力和变形的有限元分析[J].机械科学与技术,2002(2):222-223.
[2]王云,陈红彦,谢胡凌.一种自动进排气气动发动机:中国,CN101435343[P].2009-05-20.
[3]佟景伟,李林安,李鸿琦,文世骐,刘桂莲.在温度和机械载荷作用下活塞应力与变形的三维有限元分析[J].内燃机学报,1995(2):123-131.
[4]冯耀潮,陈鹏,朱宏顺,朱仁文,朱达,张均华.薄壁油冷活塞三维有限元计算及强度分析[J].内燃机工程,1997(3):6-11.
气动发动机 篇4
活塞式气动发动机利用高压压缩空气、液氮等储能介质膨胀推动气缸中的活塞运动, 通过曲轴输出机械能。气动发动机有以下三个特点,第一,气动发动机的做功原理比较简单, 机体内部没有高温燃烧的现象和大幅度的热力工况变化, 有利于延长主要零部件的使用寿命; 第二, 气动发动机的做功介质为无机气体, 可以实现污染物的零排放[1~3];第三,气动发动机介质具有低温特性,可以实现低温空调的功能,而不需要消耗额外的能量[2,3]。
利用柴油机,将其凸轮轴时序改为气动发动机所需时序, 可以将四冲程柴油机改为二冲程气动发动机[4]。凸轮轴式气门参数都是固定的,通常只能在特定工况下才能发挥较好的性能[5]。而采用电控配气控制系统的气动发动机, 可以检测发动机工况, 接收和处理传感器信号, 并进行相应的逻辑判断, 以此来控制气门的开通与关断,结构较为简单[6,7]。
本文采用电控配气机构来实现气动发动机在全工况下以最佳性能运行,搭建基于数字信号处理器(DSP)的电控配气气动发动机控制系统,使发动机处于二冲程工作制, 同时进行了相应研究。
2 气动发动机的电控配气
本文是将某四冲程往复活塞式柴油机改成二冲程气动发动机,进气和膨胀同时进行,为做功冲程,另一冲程是排气冲程, 将乏气排出气缸。采用电控气门, 拆除柴油发动机凸轮轴及其附属机械配气系统、燃油供给系统,去掉不必要的附件,以减小功率损耗,提高输出的机械效率。新的配气机构由绝对光电编码器和电控气门组成, 绝对光电编码器检测的曲轴位置信号反馈给DSP,通过DSP控制电控气门的通断,以适应发动机各种工况的变化,合理调节通气的脉宽。活塞式电控配气气动发动机控制系统结构如图1。
2.1 曲轴位置传感器
曲轴位置传感器采用的是绝对式光电编码器。绝对式编码器是直接输出数字量的传感器, 它是利用自然二进制或循环二进制( 格雷码) 方式进行光电转换的。其特点是: 在曲轴的任意位置都可读出一个与位置相对应的二进制编码;它的抗干扰能力强,没用累积误差;断电后位置信息不会丢失,但分辨率是由二进制的位数决定的,根据不同的精度要求,可以选择不同的分辨率。
2.2 配气机构
气动发动机的配气机构控制高压气体进入气缸膨胀做功并将乏气排出,这是决定气动发动机性能的关键环节之一。是否合理设定配气相位对气动发动机的动力性和效率都有较大影响[8]。
电控气门作为执行器, 必须接收正确的控制信号, 才能保证系统的稳定运行,因此,对其控制时序进行研究是十分有必要的。电控气门的开关有一定的响应速度, 即吸合时间和释放时间。在气动发动机一定转速的情况下,若要达到对气门的准确控制,就必须对其提前施加控制信号, 才能确保气门在响应时间过后在正确的位置打开相应气门, 因此对每一个气门的开通和关断控制都应该有控制提前角。设气门的吸合时间为Ton,释放时间为Toff,αJ1、βJ1分别为1#进气门的开通提前角和关断提前角, αP1、βP1分别为1#排气门的开通提前角和关断提前角, αJ2、βJ2分别为2#进气门的开通提前角和关断提前角,αP2、βP2分别为2#排气门的开通提前角和关断提前角。因为四个气门的规格完全一样,故有
故提前角与转速成正比,如图2为气门正常起动运转之后的开关时序。其中εJ、εP分别为进气门的进气角度和排气门的开通角度位置。
2.3 功率给定装置
功率给定装置采用电位器,通过改变输出电压的大小, 来控制进气角度的大小, 从而实现对输出功率的调节。输出电压的变化范围是0-3V,然后输入到DSP。另外,还采用了上位机给定功率。图3为本文中所研制的活塞式电控配气气动发动机控制系统。
3 控制系统的硬件
3.1 数字信号处理器的选型
本课题选用的是TMS320F2812型号的DSP,其应用最为广泛[8]。TI公司的TMS320C28x系列DSP是目前控制领域性能较高的处理器,具有精度高、速度快、集成度高等特点。
3.2 功率驱动模块
在处理器和执行机构之间设计功率驱动电路,完成数字信号到控制信号的转换,同时进行功率放大和必要的电气隔离。本文所采用电控气门的额定电压为24V, 而DSP的通用输入 / 输出口(GPIO)输出电压为3.3V,所设计的驱动电路如图4。1#进气门、1#排气门与两侧两个气缸的管路连接, 2#进气门、2#排气门与中间两个气缸的管路连接。
在D S P和驱动电 路之间加 上八路总 线驱动器7 4 H C 2 4 5 ,在控制信号的传递过程中用来对其功率进行放大,同时可以保护CPU芯片。其中,采用TLP5214光电耦合器来实现上下级电路的隔离,可以增加安全性。功率放大电路采用的是NPN型晶体管2SD882,其集电极最大允许电流为3 A , 而电磁气门的额定电流为1.6A,故而满足要求。当DSP的GPIO口输出低电平时, 光耦的发光二极管导通,同时光敏三极管也导通。晶体管基极产生电流, 促使晶体管导通, 气门电源接口与集电极相接,得电导通。其中二极管D1、D2、D3、D4为续流二极管,在气门关闭时,迅速消耗内部线圈的能量, 防止晶体管被击穿。
3.3 信号采集模块
信号采集模块主要是通过绝对式编码器对曲轴位置信号进行采集, 将位置信息返回给D S P , 由D S P进行译码, 进行逻辑判断和数值运算, 得到气门的开通正时和关闭正时,从而有效、准确的控制气动发动机的运转。
本课题采用的是欧姆龙E6CP-AG5C型号8位绝对式编码器, 输出形式为集电极开路输出, 输出代码为格雷二进制。其相应的接口电路如图5。
4 控制系统的软件
软件设计主要包括系统初始化模块、主循环模块、中断处理模块,每一模块都完成相应的任务。系统初始化模块主要完成对系统时钟的配置、中断系统初始化、事件管理器初始化、通用输入输出口初始化、串口通信模块初始化以及对寄存器进行自定义设置。
主循环模块主要完成开关状态的检测、工况的判断、执行电控气门的相应的开关操作,其中格雷码的译码并非一直转换,只在进行判断和读取位置数据之前进行相应转换操作,这样也节省了CPU的开销。主循环程序框图如图6所示。
5 实验
气动发动机的空载实验是在0.2MPa下进行的,通过改变进气脉宽ε的大小来观测其对转速的影响。由空气压缩机、储气罐和变频器共同控制获得恒定压力的气源。在空气压缩机的出口压力恒定、变频器的频率 恒定时的状态下,记录转速数据。图7为在不同进气脉宽下测得的转速变化曲线。
在0 . 2 M P a的压力下, 进气脉宽ε在1 5°C A以下时, 气动发动机不能连续运转, 主要是因为进气量较少, 可以推动活塞, 但不足以使其带动曲轴进行连续运转;当ε达到15°以后,转速随着ε的增大,转速n也在增加;在ε达到80°CA左右时,n达到最大值;当ε继续增加时,发现转速开始下降;ε在130°CA以后,n基本保持不变。
在0.3MPa的压力下,ε在15°CA到70°CA之间时,转速n比在0.2MPa时有所提升。由此,提升压力也是提升转速的一个有效措施。数据曲线如图7。
另外,用D S P进行转速的测量,采用串口通信进行转速数据的上传,PC端通过Lab VIEW平台编写监控软件进行数据监控。其监控画面如图8。
图8中所示,转速曲线存在着波动。一方面是因为气门响应速度的问题,其导通关断还存着正时问题;另一方面, 转速测量采用的是M法测速, 在转速较低的情况下,精度不高,波动较大。
6 结束语
⑴活塞式电控配气气动发动机控制系统的运行说明了这种气动发动机控制系统的可行性,值得继续深入研究。
⑵电控气门的响应速度制约着转速的大小。需要研制可用高速电磁气门或液压气门。
⑶实验过程中, 气源压力对气门的开通角度影响很大, 应精确检测气源压力, 通过热力学计算, 由DSP实现。
气动发动机 篇5
气动发动机以压缩空气为储能介质, 通过高压气体膨胀实现动力输出[1,2]。相比传统内燃机, 气动发动机无污染, 属于绿色能源动力[3]。但是气动发动机输出功率小、能量利用效率低, 而直接排气造成的能量损失为主要原因之一。
气动发动机在工作过程中, 压缩空气随活塞下行在缸内膨胀吸热[4,5], 因此其排气温度较低, 使其具有一定的冷量回收价值。在气动发动机排气冷量的利用上, 国内外还鲜有研究。
本研究提出一种气动发动机排气冷量回收利用方案, 将气动发动机低温排气作为传统内燃机水冷散热器冷却介质[6], 采用试验测试与数值仿真相结合的方法, 对气动发动机排气冷量在内燃机冷却系统中的回收利用进行研究。
1 数学模型
1.1 系统原理
气动发动机的工作过程为压缩空气在缸内膨胀。根据热力学计算结果, 压缩空气在膨胀后温度较低[7,8], 其排气具有一定的冷量可供回收;另一方面, 内燃机水散热器一般形式为水空中冷器, 其冷侧依靠风扇吸风 (吹风) 使空气强迫对流, 从而对冷却水进行冷却。若将气动发动机排气作为冷却介质引入水散热器冷侧, 亦可实现冷却效果, 从而降低内燃机冷却系统能耗, 实现内燃机节能及总能效率提升。
系统示意图如图1所示, 图1中, 虚线表示冷却水流动路径, 实线则表示气动发动机排气流动路径。气动发动机排气由排气管引出, 进入水散热器的冷侧, 与冷却水发生热交换后排至环境;冷却水则通过水泵从内燃机水套中引出, 经换热器热侧, 与气动发动机排气进行热交换后, 经管路流回水套中。
1.2 换热器模型
系统中的换热器采用典型板翅式水空中冷器[9], 其结构参数如表1所示。根据传热学原理可写出热侧及冷侧介质传热量关系式[10]:
式中:下标H, C—换热器热侧及冷侧;Q—传热量;k—壁面导热系数;A—换热面积;T—流体温度;TW—壁面温度;Nu—努赛尔数。
其表达式为:
式中:Re, Pr—流体雷诺数及普朗特数;C1, C2—经验系数。
1.3 边界条件
1.3.1 冷侧边界条件
换热器冷侧入口温度为气动发动机排气温度, 入口流量为气动发动机排气流量。气动发动机排气温度通过实验测得, 排气流量则用进气流量代替。实验方法与实验过程如下所述。
气动发动机排气测试系统如图2所示。气动发动机实验样机采用S185原型机, 其结构参数及运行参数如表2所示, 数据采集系统如表3所示, 数据采集过程通过NI Lab VIEW实现。在实验过程中, 保持气动发动机进气压力为1.0 MPa。实验结果如图3、图4所示。
气动发动机排气流量随气动发动机转速变化的情况如图3所示。从图3中可以看出, 气动发动机排气流量随其转速呈非线性增长, 从400 r/min时的77.81 kg/h上升至800 r/min时的118.25 kg/h。当转速较低时, 排气流量增长较快, 而随着转速升高, 流量增长趋于平缓。
气动发动机排气温度随气动发动机转速变化情况如图4所示。从图4中可以看出, 气动发动机排气温度逐渐升高:当气动发动机转速为500 r/min时, 所测得的排气温度为247.1 K;当气动发动机转速上升至900 r/min时, 其排气温度上升至251.1 K。
1.3.2 热侧边界条件
设定换热器热侧入口温度, 即内燃机水套出水口温度为366 K;冷却水流量分别取4个数值:1.5 m3/h, 2 m3/h, 2.5 m3/h, 3 m3/h。
2 计算结果分析
2.1 冷却水温度变化情况
设定水泵流量为2 m3/h, 本研究通过数值模拟的方法分析不同气动发动机转速与换热器进出口温差及换热量之间的关系。计算结果如图5、图6所示。
气动发动机转速与换热器进出口温度及温差之间关系如图5所示。从图5中可以看出, 随着气动发动机转速的升高, 冷却水在换热器出口温度逐渐降低, 冷却水进出口温差逐渐增大。这是由于, 在换热器进口热水温度、流量相同的情况下, 随着气动发动机转速升高, 排气流量吸收冷却水的热量增大, 从而使换热器出口温度逐渐降低。
2.2 冷却水散热量变化情况
热水流经换热器后放出的热量为:
式中:cp—换热器中水的定压比热容, 取cp=4.2 k J/ (kg·K) ;m—水的质量流量, 可根据冷却水体积流量换算;ΔT—换热器进出口温差, 可从图5 (b) 计算结果中获得。
计算结果如图6所示。
从图6中可以看出, 冷却水放出的热量随气动发动机转速的升高而增大。当气动发动机转速为500 r/min时, 冷却水放出的热量为2.12 k W;当转速上升800 r/min时, 换热量上升至3.14 k W。这是由于, 随着气动发动机转速的上升, 气动发动机排气流量增加, 换热效果更明显。图6 (a) 中换热量曲线的一次导数如图6 (b) 所示, 表示相邻转速间换热器中热水换热量的增加值, 该曲线在700 r/min时换热量增加值最小, 当气动发动机的转速低于700 r/min时, 换热器中热水的换热量增加值随转速的升高呈线性迅速递减, 当气动发动机的转速高于700 r/min时, 换热器中热水的换热量增加值随转速的升高呈线性增加, 增加的速度较平缓。
2.3 冷却水流量的影响
设定水泵流量分别为1.5 m3/h、2 m3/h、2.5 m3/h、3 m3/h, 利用数值模拟的方法分析4种水泵流量下气动发动机转速与换热器进、出口温差及换热量之间关系。
不同水泵流量下气动发动机转速与换热器进出口温差之间关系曲线图如图7所示。由图7 (a) 可知, 随着气动发动机转速升高, 各个工况下热水流经换热器进出口的温差均增加;随着水泵流量的增加, 不同转速下热水流经换热器内进出口的温差均减小, 水泵流量为1.5 m3/h、2 m3/h、2.5 m3/h、3 m3/h时, 热水流经换热器内进出口的温差范围分别为1.24 K~1.89 K、0.97 K~1.47 K、0.84 K~1.21 K、0.77 K~1.03 K。
图7 (a) 中各条曲线的一次导数曲线如图7 (b) 所示, 表示不同水泵流量下相邻转速间温差增加值。随着水泵流量的增大, 温差增加值逐渐减少;当气动发动机的转速为700 r/min时, 温差增加值均为最小值;当气动发动机的转速低于700 r/min时, 水泵流量为1.5 m3/h、2 m3/h、2.5 m3/h的温差增加值随着转速的升高呈线性降低, 其中水泵流量为1.5 m3/h的降低幅度最大, 水泵流量为2.5 m3/h降低幅度最小, 水泵流量为3 m3/h的温差增加值随着转速的升高呈非线性降低, 降低的幅度在4种流量中居最小;当气动发动机的转速高于700 r/min时, 水泵流量为1.5 m3/h、2 m3/h、3 m3/h的温差增加值随着转速的升高逐渐增大, 水泵流量为3 m3/h的温差增加值增加幅度最大, 水泵流量为1.5 m3/h、2 m3/h的温差增加值的增加幅度基本一致, 水泵流量为2.5 m3/h的温差增加值的增加幅度基本为零, 即增加值保持不变。
根据式 (4) 可计算出不同水泵流量下气动发动机转速与换热器换热量之间的关系, 计算结果如图8所示。由8 (a) 可知, 同一水泵流量下, 换热器的换热量随着气动发动机转速的升高而增大;不同水泵流量下, 同一气动发动机转速下, 水泵流量越大, 冷却水放出的热量越多;从图8 (a) 中亦可看出, 4条曲线几乎重合, 说明4种工况下换热量相差较小, 由2.3节可知, 随着水泵流量的增加, 温差随转速减小, 即公式 (5) 中ΔT逐渐减小, 而水泵流量增加, 因此二者相乘后相互削弱, 使4种水泵流量下换热器的换热量相差较小。
图8 (a) 中各条曲线的一次导数如图8 (b) 所示, 即不同水泵流量下, 气动发动机相邻两转速间的换热器中热水换热量的增加值。随着水泵流量的增大, 换热量的增加值减少;气动发动机转速为700 r/min时, 4种水泵流量下换热量增加值为最小;当气动发动机转速小于700 r/min时, 4种水泵流量下换热量增加值均随转速的升高呈线性下降, 下降幅度几乎一致, 当气动发动机转速大于于700 r/min时, 4种水泵流量下换热量增加值均随转速的升高呈线性增加, 增加幅度亦几乎一致[11]。
2.4 冷量回收可行性分析
定义气动发动机的排气冷量回收指数η为冷却水散热量Q与排气冷量EQ的比值, 其表达式为:
η越大, 表明能量利用率越高, 冷量回收效果越好。
式中的冷却水散热量ΔQ由仿真计算得出。EQ为气动发动机排气的冷量。本研究采用分析方法[12,13]对气动发动机排气冷量EQ进行分析:
式中:cp—空气的平均定压比热容, cp=1.004 k J/ (kg·K) ;T1—气动发动机排气温度;T0—环境温度;ma—气动发动机排气质量流量[14,15]。
设环境状态为300 K, 0.1 MPa, 当气动发动机转速分别为505 r/min, 611 r/min, 711 r/min, 803 r/min, 855 r/min时, 本研究根据式 (6) 计算气动发动机排气冷量, 计算结果如表4所示。
气动发动机的排气冷量回收效果如表4所示, 从表4可以看出, 随着气动发动机转速增加, 其排气冷量从0.137 k W上升至0.148 k W;回收指数η随气动发动机转速的增加而上升, 即冷量回收效果随着气动发动机转速的增加而变好。
3 结束语
针对气动发动机排气具有较低温度的特点, 本研究提出了将气动发动机排气作为内燃机水散热器冷却介质的技术方案。利用数值模拟手段, 笔者建立了系统数学模型, 对气动发动机排气冷量回收效果进行了仿真计算, 研究结果表明:
(1) 内燃机冷却水流量为2 m3/h时, 由于气动发动机排气流量的随转速增加而增大, 排换热器出口水温随气动发动机转速升高而降低, 冷却水进出口温差随气动发动机转速增加而增大。
(2) 冷却水放出的热量随气动发动机转速的升高而增大, 当气动发动机的转速低于700 r/min时, 换热器中热水的换热量增加值随转速的升高呈线性迅速递减;当气动发动机的转速高于700 r/min时, 换热器中热水的换热量增加值随转速的升高呈线性增加, 增加的速度较平缓。
(3) 随着冷却水流量的增加, 其流经换热器进、出口的温差减小, 换热量增大, 但各个流量之间换热量相差较小;气动发动机相邻转速间温差增加值及换热量的增加值均随着水泵流量的增加逐渐减少。