增压特性范文

增压特性范文（精选6篇）

增压特性 第1篇

关键词：叶片,模态分析,有限元法

0 引言

随着现代社会对于能源紧张问题的认识越来越深刻, 以及我国节能减排战略的逐步推行, 废气涡轮增压器以其自身增加功率和扭矩并减小排放的优势, 在机动车上已得到越来越广泛的应用。如何设计出更稳定的废气涡轮增压器已成为各大汽车厂商追逐的技术目标。

增压器的核心是其转子系统, 转子系统由废气涡轮、压气机叶轮、转子轴及轴承构成。发动机排气管排出的带有高能量的尾气推动涡轮旋转, 进而通过转子轴带动叶轮旋转, 将空滤带来的新鲜空气压缩后送入气缸之中, 增大气缸中的空气密度, 进而提高效率。由于废气涡轮增压器固有的迟滞效应, 常常被人们诟病反应速度慢, 故近年来对其叶轮叶片的性能改善成为了研究热点。叶轮尺寸、材料、角度等是影响废气涡轮增压器效率的重要因素。

在增压器叶片高速旋转时, 常常会出现由于振动而导致叶片损坏的现象。究其原因是由于叶片较薄以及过度的前掠或后掠, 使其重心偏离叶根截面中心, 在高速旋转下产生的离心力和不均匀流场造成叶片升力变化, 激发了叶片振动, 当激振力的频率与叶片的固有频率相等或成整数倍时, 叶片就会发生共振［１］, 引起叶片损坏, 甚至造成难以挽回的损失。因此, 对涡轮增压器叶片进行模态特性研究, 可为防止其产生共振及其下一步的优化设计打下较好的基础。

1 叶片的建模

由于叶片结构复杂, 故本文采用三维坐标仪测量叶片曲面, 这样所得到的数据精度较高;将得到的数据导入三维建模CAD软件中进行建模, 分别得到如图1、图2、图3所示的涡轮叶片、压气机大叶片和压气机小叶片。

2 振动基础理论

根据振动学理论［２］, 多自由度无阻尼系统的自由振动方程为:

其中:[M]为质量矩阵;为节点加速度向量;[K]为刚度矩阵;{x}为节点位移向量。

对式 (1) 求解就可得到叶片的振动模态, 在此, 我们将模型简化, 其上任何部位的振动均为相同的简谐振动, 可解得:

其中:Kｓ为考虑离心力作用后的微分刚度矩阵;φｉ为第i阶特征向量;ωｉ为第i阶自振频率。

3 叶片的有限元计算

3.1 材料参数

涡轮叶片的材料选择铸造合金钢, 其特点是线膨胀系数变化小, 它的密度为7 740kg/m3, 泊松比为0.25, 弹性模量为189GPa。压气机叶片的材料选择铝合金, 其线膨胀系数同样变化小, 它的密度为2 690kg/m3, 泊松比为0.3, 弹性模量为69 900Pa。

3.2 网格划分

由于压气机涡轮叶片特殊的对称性, 故本文采用小单元体分析的方法, 即对单个叶片进行分析。废气涡轮叶片网格采用自由网格划分, 可得单元体4 350个;压气机叶轮叶片采用自由网格划分, 大、小叶片单元体的数目分别为3 453个、751个。3种叶片均固定根部约束, 边界条件分别见图4、图5、图6。

3.3 压气机涡轮叶片的模态分析及固有频率

模态分析时, 模态提取采用分块Block Lanczos方法, 该方法计算精度高、计算速度快［３］。涡轮叶片的前5阶模态振型图如图7所示。

表1为涡轮叶片在不同转速下的前5阶固有频率值。

Hz

3.4 压气机叶轮叶片模态分析及固有频率

压气机叶轮大叶片的前5阶模态振型图如图8所示。表2为压气机大叶片在不同转速下的前5阶固有频率值。

压气机叶轮小叶片的前5阶模态振型图如图9所示。表3为压气机小叶片在不同转速下的前5阶固有频率值。

Hz

Hz

由表1~表3分析可得:在相同的固有频率条件下, 涡轮转速是和其频率呈正相关的。

4 增压器叶片的振动特性

4.1 压气机叶片的共振特性分析

由参考文献[4]可知, 压气机叶片的频率要满足:

该型废气涡轮增压器最高转速为150 000r/min, 基频为2 500Hz, 可知其满足式 (3) 条件。

由下式可求出压气机叶片的激振频率:

叶轮转速n的范围为100 000r/min~120 000r/min, j=1, 2, 3, …。 可得激振频率为8 363 Hz, 16 967Hz, …。由表3可知压气机小叶片在高阶状态下频率很高, 这里只考虑压气机叶轮大叶片。由表2可知, 大叶片在工作转速范围内会发生共振。

4.2 涡轮叶片共振特性分析

利用式 (4) 计算可得, 涡轮的激振频率为16 666Hz, 20 000 Hz, 33 332 Hz, 40 000 Hz, …。比照涡轮的激振频率和表1中的固有频率, 可知涡轮在工作转速范围内存在共振的现象。

5 结论

综上分析可知, 该涡轮增压器叶片的尺寸应该更改, 以减小不均匀度, 从而避免叶片发生共振现象, 降低由于叶片振动造成损坏的几率。

参考文献

[1]陈朝辉, 张韦, 王成, 等.涡轮增压器叶片模态特性分析[J].昆明理工大学学报, 2008, 33 (4) :30-33.

[2]徐稼轩.结构动力分析的数值方法[M].西安:西安交通大学出版社, 1993.

[3]马玉星, 李惠彬, 王一棣.涡轮增压器叶片振动分析[J].振动、测试与诊断, 2005, 25 (2) :131-133.

对机械增压和涡轮增压的分析比较 第2篇

关键词：机械增压涡轮增压离心武压气机径流式涡轮机比较

中图分类号：U262文献标识码：A文章编号：1007-3973(2011)007-092-02

内燃机增压技术开始于19世纪末，在20世纪初期得到初步的应用和发展，在20世纪中期开始大规模应用。目前绝大部分内燃机都采用了增压技术。增压后的功率比原机提高40％-60％，发动机的平均有效压力可达3MPa，燃油经济性也有所提高，增压已经成为发动机强化有效手段之一。本文主要对机械增压和排气涡轮增压进行分析比较。

1原理

1.1机械增压原理

机械增压是直接利用内燃机出力来驱动增压器，将空气压缩成高密度的进气送入气缸内，从而提高了内燃机的输出功率。它的驱动力来自内燃机曲轴，一般的是利用皮带连接曲轴皮带轮，间接将曲轴运转的扭力带动增压器，达到增压目的。机械增压器的类型很多，主要有螺杆式，涡旋式，旋转活塞式和刮片式等。根据构造不同，机械增压出现过许多种类，包括叶片式、鲁氏、温克尔等型式。以鲁氏为例。鲁氏增压器有双叶与三叶转子两种型式，目前以双叶转子较普遍，其构造是在椭圆形的壳体中装两个茧形的转子，转子之间保有极小的间隙而不直接相连，藉由螺旋齿轮连动，其中一个转子的转轴与驱动的皮带轮连结，转子转轴的皮带轮上装有电磁离合器，在不需要增压时即放开离合器以停止增压，离合器则由计算机控制以达到省油的目的。机械增压可以增加进气管内的空气压力和密度，往发动机内压入更多的空气，使发动机每个循环可以燃烧更多的燃油，从而提高发动机的升功率和平均有效压力，使汽车动力性、燃油经济性和排放都得到改善。

1.2涡轮增压原理

涡轮增压的原理是利用原理利用内燃机运转时所排出来的废气，用废气来转动涡轮增压器中的排气侧转子，而排气侧转子与进气侧转子是同轴异室，当涡轮机转予达到一定转速时它带动另一侧的转子，使压气机转予引进外来的新鲜空气，经过压缩倒入进气管内，以此来实现进气增压的。内燃机排气涡轮增压系统包含压气机、涡轮机、中冷器等部件。内燃机的排气涡轮增压器可以分为两大类：径流式涡轮增压器和轴流式涡轮增压器。而车用发动机多采用径流式，以适应高转速及较高响应性能的要求。

在这里主要介绍一下径流式涡轮机的工作原理。径流式涡轮由同轴安装的涡轮和压气机组成，其中涡轮机转化发动机的排气能量，产生机械能，而压气机则消耗这部分能量，用以压缩进气，提高发动机的进气密度。

下面先简要介绍一下内燃机排气涡轮增压系统的两个主要组成部分。

2离心式压气机

单级离心式压气机主要由导流壳、叶轮罩、压气机叶轮、扩压器及蜗壳等组成。叶轮是压气机的主要部件，它与涡轮安装在同一转轴上。压气机叶轮上有一组径向叶片，叶片的前部呈弯曲形，后部为直叶片。扩压器在压气机叶轮的外缘，它是固定在机壳上的一个圆环状叶栅，叶片间形成渐扩形空气流道。

首先在很短的进口段，空气沿截面收缩的轴向进气道进入工作轮，压力下降，气流速度上升。随后气流进入高速旋转的工作轮上叶片组成的气流通道内，吸收叶轮的机械能，使气体的压力、流动速度和温度均有大幅的增加。驱动工作轮的机械功转化成空气能量的增加，而机械功又来自与同轴的涡轮。在出气蜗壳和扩压气的通道内，由于两者的截面积逐渐增大，气体的动能大部分转化为压力势能，压力和温度进一步的升高，速度下降。而出气蜗壳同时还兼有收集流出的气体以便向内燃机进气管输送的功能。

3径流式涡轮机

涡轮的功用是将发动机排出的高温燃气所拥有的能量尽可能多的转化为机械功，用来驱动压气机。径流式涡轮机由蜗壳、喷管、叶轮和出气道等组成。

涡轮机得工作原理与压气机正好相反，蜗壳的进口与发动机排气管相连，发动机排气经蜗壳引导进入叶片式喷管，叶片式喷管是由周向均匀安装、带有一定倾角的多个叶片组成，叶片之间形成渐缩通道，内燃机高温排气流过喷管时被加速，压力和温度下降，速度大大增加，一部分排气能量转化为气流的动能。具有一定方向的气流进入工作叶轮后继续膨胀，在向心流动的过程中继续加速，讲排气的能量转化为推动叶轮旋转的轴功，即气体推动叶片做功。从叶轮出口排出的气体仍然具有的一定速度，进入排气管后，该部分动能无法利用，形成余项损失。

涡轮出气道内排气的能量与进口处内燃机的排气能量相比有很大下降，表明排气的大部分能量已经传给了工作轮。

除了上述两种内燃机排气涡轮增压系统的部件外，还有一个不可缺少的部件——中冷器。由理想气体定律得出，气体在压缩时内能会增加，也就是温度升高，而同样气压下，气体密度会因温度升高而降低，所以将压缩后的高温气体降温，可以进一步的增加空气流量，而中冷器的作用就是将空气在进入气缸前降温，使发动机更多的吸入空气，并避免爆燃。经过机械增压之后的空气温度可以达到100℃，经过涡轮增压之后的温度就更高了，所以中冷器是个很有必要的部件。

4比较

两种增压方式各有好处也各有缺点。

首先是机械增压。有前面机械增压的原理可知，它是通过增压发动机的进气量来提升发动机的动力。只要发动机在运转，机械增压就会产生，且随着发动机转速的提高，压力度会变大，从而增强了动力。而在动力提升的同时，节气门的开度也是同步的，因此不会像涡轮增压一样，有一个较为明显的发力点。机械增压器的工作环境温度不高，增压后空气的温度也不高，因此对润滑和冷却的要求不高，工况稳定。总之，机械增压相比于涡轮增压在低速时的表现更好，且在车速控制方面也更加精确。

不过机械增压是需要消耗发动机动力的，并且单级压气机的增压幅度有限，一般都在0.6-1.2bar，最高也就1.5bar，而涡轮增压却可以很轻易的达到1 5bar。因此机械增压在经济性上表现稍差一些，且在高速时动力性不及涡轮增压。

再说说涡轮增压，它是以废气为动力带动涡轮为发动机提供更多的空气。在一般的民用发动机上加一个涡轮，就可将动力大幅度甚至成倍的提升。涡轮增压最大的特点是将尾气动力充分利用，因而可以在一定程度上节油。当然涡轮增压的节油效果不仅如此，在低速时，涡轮不介入，发动机处于较低的功率，相当于一台小排量发动机，油耗也就小了很多。

但涡轮增压发动机有一个通病——“涡轮迟滞”，它不能直接进行增压，低速状态下排出的废气不能推动风扇，要在一定转速以上才行，当涡轮介入，动力徒增，显得很突兀。靠涡轮增压增加动力输出虽然轻而易举，但伴随着增压所产生的高热必须妥善处理，高热会影响两部分，一个是负责直接冷却和润滑的机油，它会因为受到高热而快速氧化。因此涡轮增压引擎必须选用耐高温、抗氧化好的优质机油，而且机油更换周期会相应缩短，才不容易产生氧化物。还有一个受高温影响的就是进气部分的冷却系统。因此可以用水深火热来形容涡轮增压器的工作环境。所以涡轮增压对润滑和冷却的要求都是比较高的。

5结论

总体来说机械增压的表现形式更为稳定，工作更为线性，汽车启动就能工作，但它在告诉状态时损失动力较为明显。而涡轮增压表现更为粗暴，在低速时不能驱动涡轮增压，但在高速时动力增压很明显。

参考文献：

增压特性 第3篇

关键词：发动机,涡轮增压,转矩特性,控制策略

0 前言

车用发动机是动力机械装置, 要求低速时输出高转矩。对废气涡轮增压, 由于涡轮机是流体机械, 其增压能力取决于增压器的转速。增压器的转速是由发动机排出的废气所具有的能量在涡轮机上推动叶轮旋转而转换的。发动机低速时, 排气流量低而能量不足, 涡轮转速低致使压气机的增压效果不明显, 发动机转矩增加不多, 与动力机械要求的发动机转矩特性互相矛盾。内燃机对负荷与转速的迅速响应, 对车辆行驶的安全性与经济性十分重要。在发动机工况改变时, 涡轮增压器自身的惯性使其瞬态响应特性较差, 从排气能量的变化到进气压力的建立需要一定的时间, 不仅影响了发动机对突变负荷的加速响应特性, 而且由于过渡过程拖长致使加速时排放性能和经济性能变差。因此, 有必要采取措施改善车用涡轮增压发动机的转矩特性。

1 降低涡轮转动惯量

1.1 小型涡轮技术

利用新的涡轮制造材料, 减轻涡轮质量是降低涡轮增压器的转动惯量, 改善车用涡轮增压发动机低速转矩特性的一项重要措施。铝钛合金作为一种新型的高温材料, 密度小 (约3.7~3.9g/cm3, 只有镍基高温合金7.8~8.3g/cm3的1/2左右) , 高温强度及抗氧化性好, 用于涡轮增压器可以大幅降低其转动惯量, 提高其动态响应性, 改善涡轮增压发动机的低速转矩特性。

1.2 双级增压系统

双级增压是指利用两个废气涡轮增压器来提高增压效果的增压方式。

(1) 双级并列增压系统。按照多缸发动机的工作顺序, 将排气管分为两组, 采用相同的废气涡轮增压器, 如图1所示。与多缸发动机采用一个增压器相比, 双级并列增压所流过废气涡轮的排气流量减小一半, 所以可采用小型增压器, 以改善涡轮增压器的瞬态响应特性。双级并列增压还可避免出现各缸排气干涉的现象。

(2) 双级直列增压系统。由一个小型增压器和一个大型增压器组成, 如图2所示。中、高速时打开进气切换阀和排气切换阀, 此时, 小型增压器涡轮的进出口压力相等, 所以自动停止工作, 排气流向大型增压器, 使增压发动机在高效率区进行匹配, 以提高发动机的经济性。低速时关闭进气切换阀和排气切换阀, 使小型增压器工作, 以提高低速增压效果, 改善低速转矩特性。

2 改变气体流通状态

2.1 进气旁通增压系统

进气旁通增压系统是将部分增压空气返回到压气机入口或大气中, 以减少进入气缸的空气量, 使发动机进气压力得以适当降低, 以适应发动机高速工况对增压压力的要求。但这种方式消耗了部分涡轮做的功, 对增压发动机的效率会有一定的影响。

2.2 排气旁通增压系统

排气旁通增压系统如图3所示, 旁通阀受驱动气室的控制, ECU控制的电磁阀安装在增压器压气机出口与驱动气室之间的高压空气管中, 电磁阀控制进入驱动气室的气体压力。ECU将增压压力传感器检测到的实际增压压力与内存的目标值进行比较, 当实际增压压力低于目标时, ECU控制的电磁阀搭铁回路断开, 电磁阀关闭通往驱动气室的高压空气管路, 驱动气室驱动旁通阀关闭废气旁通口, 使废气流经增压器, 废气涡轮增压器工作;当实际增压压力高于目标时, ECU控制的电磁阀搭铁回路接通, 电磁阀开启通往驱动气室的高压空气管路, 驱动气室驱动旁通阀开启废气旁通口, 由于废气经旁通口排出, 废气涡轮增压器停止工作。

2.3 可变截面涡轮增压系统

可变截面涡轮增压系统可分为可变喷嘴环流通截面涡轮增压系统、节流阀式涡轮增压系统和双蜗壳通道涡轮增压系统等形式。

(1) 可变喷嘴环流通截面涡轮增压系统。可变喷嘴环流通截面涡轮增压 (VNT) 系统如图4所示, 调整环安装在增压器的涡轮壳上, 与可调叶片和轴制成一体的叶片拨销位于调整环相应的卡槽内, 叶片轴由支撑环支撑, 调整环转动时, 即可通过相应的卡槽驱动叶片拨销和叶片一起转动, 从而改变叶片角度。控制连杆通过调整环拨销相应的卡槽驱动调整环转动, 而控制连杆的转动则由ECU通过电磁阀和驱动气室来控制。

可变喷嘴环流通截面涡轮增压控制原理如图5所示。发动机低速时, ECU通过电磁阀和驱动气室控制调整环转动, 使可调叶片角度减小, 由于废气经过可调叶片流向涡轮时的通道截面变小, 使废气流速加快, 而且废气冲击涡轮叶片的外边缘, 也增大了涡轮驱动力矩, 所以废气涡轮增压器转速较高, 增压压力相对提高。反之, 可调叶片角度增大时, 增压压力则相对减小。

(2) 节流阀式涡轮增压系统。节流阀式涡轮增压控制装置如图6所示。节流阀安装在增压器的涡轮进口处, 当发动机低速时, 节流阀关闭以减小涡轮进口截面, 使废气流速加快, 增压器转速提高, 以避免低速时增压压力不足的现象。当发动机转速较高时, 节流阀开启以增大涡轮进口截面, 使废气流速减慢, 以防止高速时增压器超速现象。节流阀的开启或关闭, 由电磁阀和驱动气室来控制, 其控制原理与前述旁通阀控制基本相同。

(3) 双蜗壳通道涡轮增压。双蜗壳通道涡轮增压系统中, 涡轮壳入口通道由壁板分隔成两个通道, 然后再汇总到涡轮叶轮边缘入口处。在涡轮壳总入口处, 有一个开关平板阀。发动机低速工作时, 平板阀关闭, 气流仅通过一个通道流向涡轮, 废气流速增加, 并以接近90°的角度冲向涡轮的叶片, 涡轮机和压气机的转速能够迅速增加;发动机高速工作时, 平板阀开启, 气流通过两个通道流向涡轮, 气流速度较低, 并以钝角射向叶片, 使涡轮机和压气机保持在适当的转速上, 防止发动机热负荷过高和涡轮增压器超速。

3 辅助增压

3.1 电辅助涡轮增压 (EAT) 系统

电辅助涡轮增压 (EAT) 系统如图7所示。与传统涡轮增压器相比, 电辅助涡轮增压系统主要增加了电动机/发电机、功率调节器、电控单元、电池及各类传感器, 当发动机工作在起动或加速工况时, ECU发出控制信号, 电动机起动, 驱动压气机加速, 电池中储存的电能转化为压气机的动能, 提高进气压力, 满足发动机气缸燃烧所需的空气量要求。发动机转速上升到一定程度, 压气机能够提供足够的空气时, 电动机就可以脱开或关闭。当发动机工作在高速或大负荷工况时, ECU发出控制信号, 起动发电机, 涡轮回收能量中的一部分通过发电机转化为电能, 储存在电池中。因此, 发动机采用电辅助涡轮增压系统后, 不但可以去掉放气阀和冒烟限制器, 而且可以将二者的匹配点选在标定工况或其他经济性好的工况, 通过电辅助系统改善发动机低速小负荷和加速时的燃烧, 可避免出现排温过高、冒黑烟等问题, 从而扩大了发动机的经济、高效工作区域, 也改善了发动机的起动性能和瞬态响应特性。

3.2 涡轮、机械双增压 (TSI) 系统

TSI是Turbo-charging (涡轮增压) 、Supercharging (机械增压) 和Injection (燃油直喷) 三个关键特色的首字母缩写。涡轮增压的特性是利用排放废气, 增加进气效率提高动力, 装置本身基本不消耗发动机动力, 但是缺点是通常要发动机超过2000r min后才介入, 不利于起步加速, 涡轮的惯性让加速还有一个响应时间的延迟。机械增压优点是发动机起动运转就开始介入, 起步加速有力, 没有涡轮的工作延迟, 即时响应, 缺点是通过发动机的动力输出来让增压器工作, 消耗部分发动机动力。两者的结合, 改善了起步加速, 也具有充足的后劲, 相对来说动力损耗降低到最小。

4 结论

为了保证发动机在低速时具有较高的增压压力和较高的转矩, 同时保证发动机在高速时增压压力又不致过高, 防止发动机热负荷过高和涡轮增压器超速, 应采取相应的技术措施改善车用涡轮增压发动机的转矩特性。随着新型涡轮材料的研制和开发, 小涡轮技术有望得到进一步的发展。可变喷嘴环流通截面涡轮增压系统通过调节喷嘴环的转角, 改变涡轮的流通面积, 使涡轮的流量特性和效率特性发生变化, 从而使涡轮与发动机在较宽广的工况范围内保持良好的匹配, 将是今后改善车用涡轮增压发动机转矩特性的重点研究方向。TSI系统综合了涡轮增压和机械增压的优点, 相信在车用发动机上的应用将会越来越广。

参考文献

[1]周广猛, 郝士祥, 周平, 等.改善涡轮增压内燃机低速扭矩性能的技术措施[J].内燃机与动力装置, 2010 (3) :7-11.

[2]林学东.发动机原理[M].北京:机械工业出版社, 2008.

[3]董敬, 庄志, 常思勤.汽车拖拉机发动机 (第3版) [M].北京:机械工业出版社, 2003.

[4]周龙宝.内燃机学 (第2版) [M].北京:机械工业出版社, 2006.

增压特性 第4篇

目前对柴油机的研究主要集中在稳态性能,而车用柴油机在日常工作中大部分时间处于非稳态工况,即瞬变工况。瞬变工况下柴油机的循环进气量和喷油量不断变化,导致缸内空燃比和燃烧状态偏离稳态性能,从而导致排放的显著恶化[1,2,3,4]。随着排放法规的日益严格[5,6],柴油机瞬变工况的研究受到科研人员的重视[7,8,9,10,11,12,13,14,15],研究柴油机瞬变工况的燃烧特点有助于更好地理解瞬变工况的燃烧变化特性和排放生成机理。文献[7]通过在一台增压中冷柴油机上进行恒转速增转矩试验研究发现,在增转矩过程中,随着负荷的增高,着火滞燃期缩短,而随着转矩变化率的增加,最高燃烧压力降低,着火滞燃期延长,燃烧持续期缩短,最高燃烧温度下降;文献[8]通过在一台增压中冷柴油机上进行恒转速增转矩瞬态工况试验发现,随着转矩增加率的上升,空燃比减小,燃烧恶化(燃烧始点后移,燃烧持续期延长),预混燃烧比下降,排气烟度上升;文献[9-10]通过试验研究增压柴油机恒转速增转矩瞬变工况的燃烧和排放特性发现,与稳态工况相比,瞬变过程中发动机存在燃烧劣变问题,且随着加载时间的缩短,劣变愈加严重;文献[11]通过仿真建模研究柴油机瞬变工况的燃烧特性;文献[12-13]预测瞬变工况的排放。然而,目前对瞬变工况中柴油机燃烧各个阶段的变化还未见报道。

本文中在一台共轨增压重型柴油机上开展了恒转速增转矩试验研究,分析了瞬变过程中的缸压峰值、缸内温度峰值和燃烧四阶段的变化规律,为瞬变工况的深入研究提供了基础数据参考;此外,还对柴油机瞬变过程中的缸压峰值和缸内温度峰值与燃烧四个阶段的相关性进行了分析。

1 试验设备及方案

1.1 试验柴油机

试验用机为一台排放水平为国-Ⅳ 的电控高压共轨重型柴油机,其主要技术参数见表1。试验用燃料为沪-Ⅳ0#柴油。

1.2 测试设备

试验台架采用AVL-PUMA柴油机全自动试验台架测控系统控制并测试柴油机转速、转矩和油门开度,该系统采用电力测功机;采用DEWE-5000燃烧分析仪、KISTLER压力传感器和曲轴转角信号发生器测试分析柴油机循环缸压,其中曲轴转角分辨率为1°CA。

1.3 测试方案

本文中研究了不同 转矩增加 率的恒转 速增转矩瞬变工况下 的燃烧过 程参数变 化。试验时保 持转速(样机最大转矩对应转速1500r/min)不变,柴油机首先在227N·m转矩下稳定运行1.6s,然后柴油机转矩由227N·m升至772N·m。其中,转矩增加率的大小由不同过渡时间控制,增加率最大为1098(N·m)/s,最小为109.8(N·m)/s,分别对应0.5s和5.0s过渡时间。表2为试验方案相关参数。

2 试验结果分析

2.1 柴油机油门开度和转矩的变化

图1为柴油机恒转速增转矩瞬变工况下,油门开度和转矩随着时间的变化。由图1可见,柴油机油门开度和转矩均在第1.6s后开始发生变化。以0.5s过渡时,油门开度先成线性增加,达到峰值后逐渐降低;而转矩先迅速成线性增加,然后成非线性增加,最后逐渐降低。以5.0s过渡时,油门开度和转矩均成线性增加。这是因为以0.5s过渡时,柴油机目标转矩变化率较大,所以油门开度和循环喷油量增加率也相对较大,过大的增幅导致油门开度和转矩在变化过程中出 现了超过 终了稳定 状态的峰值。然而,为了限制柴油机瞬变过程 中的烟度[16],电控喷油系统限定了瞬变过程中的最大喷油量[17],使得转矩变化过程中出现了非线性增加,而变化幅度相对得到减缓。此外,瞬变过渡过程中,油门开度和转矩达到稳定状态都经历了较长时间,原因是瞬变过程中燃烧发生劣变[9,10]。

为了研究柴油机恒转速增转矩工况下缸压、缸内温度和燃烧阶段的变化情况,本文中主要对图1所示的0~15s(约180个循环)进行详细 分析。其中,0~1.6s过程中,发动机运行在初始稳定状态,根据发动机转速可推算出其对应了20个循环变化,即0~20循环发动机运行在1500r/min、227N·m工况下,而第20循环后转矩开始增加。

2.2 缸压峰值

图2为柴油机恒转速增转矩瞬变工况下缸压峰值的循环变化情况。由图2可见,缸压峰值的变化主要集中在第20~第120循环。以0.5s过渡时,主要集中在第20~第70循环;以5.0s过渡时,主要集中在第20~第120循环。在恒转速增转矩瞬变过程中,缸压峰值由初始的7.8MPa升至16.0MPa。以0.5s过渡时,缸压峰值迅速增加,在第50循环时达到峰值15MPa;而以5.0s过渡时,缸压峰值 增幅缓慢,在第99循环时达 到15MPa,与0.5s过渡相比滞后约50个循环。这是因为增转矩过程中,循环喷油量增加,使得缸内燃烧热量提高,缸压也呈现升高趋势。当过渡时间短、转矩增加率大时,过量空气系数急剧减小,缸内混合气浓度偏高,燃烧放热量迅速增大,缸压也急剧增加。当过渡时间延长、转矩增加率小时,过量空气系数逐渐减小,缸内混合气浓度逐渐升高,燃烧放热量逐渐增大,缸压升高过程也相应减缓。

2.3 缸内温度峰值

图3为柴油机恒转速增转矩瞬变工况下缸内温度峰值的循环变化情况。由图3可见,缸内温度峰值的变化趋势和缸压峰值相似。在恒转速增转矩瞬变过程中,缸内温度峰值由初始的1800K左右升至3600K左右。其中,以0.5s过渡时,在第40循环时缸内温度达到3200K;以5s过渡时,在第86循环时缸内温度峰值达到3200K,与0.5s过渡相比滞后约50个循环。

2.4 燃烧阶段分析

通过DEWE-5000燃烧分析仪可对测试得到的缸压数据进行分析处理,得到燃烧过程中的循环放热率、累积循环放热率、压力升高率等参数,但要得到较为满意的放热规律曲线,必须对发动机缸压曲线进行光顺处理,因为燃烧过程中的压力波动对放热率影响巨大[14,15]。本文中在 光顺处理 缸压曲线后,找出柴油机燃烧循环中的五个特殊曲轴转角点:喷油始点(A点)、压缩线脱离点(B点)、最高燃烧压力点pmax(C点)、最高燃烧 温度点Tmax(D点)和95%总放热量的曲轴转角点(E点)。将燃烧过程分为四个阶段[18,19]:1滞燃期、2速燃期、3缓燃期和4后燃期。图4为柴油机燃烧过程四阶段划 分示意图。

图5为柴油机恒转速增转矩瞬变工况下燃烧过程中滞燃期、速燃期、缓燃期和后燃期的循环变化情况。

由图5(a)可见,在恒转速增转矩瞬变过程中,滞燃期由初始的6.8°CA缩短至5.4°CA。这是因为:(1)柴油机滞燃期可通过控制初始喷油时刻调节,为保证柴油机在接近上止点时开始燃烧,增转矩瞬变工况中适当地提前了初始喷油时刻,故滞燃期变化幅度小;(2)增转矩过程中,缸内循环喷油量持续增加,使得缸内燃烧温度不断升高,有利于燃油的雾化、蒸发、扩散和混合气的形成,缩短了柴油燃烧的物理、化学准备时间,故滞燃期有缩短趋势。与5.0s过渡过程相比,以0.5s过渡过程中滞燃期变化速度明显较快,原因是短时间过渡时循环喷油量变化迅速,故滞燃期也相应快速变化。

由图5(b)可见,在恒转速增转矩瞬变过程中,速燃期由初始的11°CA延长至17°CA。这是因为增转矩过程中,缸内循环喷油量的增加,使得滞燃期内形成的预混合气量也增加,故速燃期内燃烧量增加,燃烧时间也延长。以0.5s过渡时速燃期明显快速增长,比以5.0°CAs过渡时提前50多个循环到达17°CA。这是因为与5.0s过渡相比,以0.5s过渡时的循环喷油量瞬时大幅增加,缸内过量空气系数急剧减小,使得滞燃期内的预混合气浓度较高,其在速燃期内燃烧量相对多,放热时间也更长,所以速燃期明显快速增长,提前达到最高值。

由图5(c)可见,在恒转速增转矩瞬变过程中,缓燃期由初始的6.5°CA波动至6.2°CA,虽然始末变化幅度不大,但是期间波动幅度值约为2~3°CA,其中以0.5s过渡时缓燃期先增加后减小,以5.0s过渡时缓燃期增加时刻相对落后10多个循环,且增幅也略低。由此可知,柴油机加载瞬变过程中,缓燃期有增加的趋势,且瞬变过程时间越短暂,缓燃期延长趋势越明显。这是因为:缓燃期阶段主要是扩散燃烧,燃烧速度受控于混合气形成的速度,当短时间过渡、转矩增加率大时,缸内混合气突然迅速变浓,缸内相对缺氧,不利于可燃混合气的形成,故缓燃期延长;而过渡时间延长、转矩增加率小时,缸内混合气浓度缓缓加浓,使得缓燃期内的可燃混合气形成得到改善。

由图5(d)可见,在恒转速增转矩瞬变过程中,后燃期由初始的30°CA延长至40°CA。其中,以0.5s过渡时,后燃期明显先增加后减小,期间在第45循环附近达到最高值;以5.0s过渡时,则呈现逐渐上升的趋势。二者均在第85循环附近达到较为一致的后燃期。这是因为:增转矩瞬变过程中,循环喷油量增加,使得燃料整体燃烧时间延长,故后燃期呈现增加趋势;而过渡时间短、转矩增加率大时,循环喷油量瞬时增多、进气量不足,导致油气混合极不 均匀,对于不能及时形成可燃混合气的部分燃料只能拖到膨胀期间继续燃烧,后燃期明显延长。

3 相关性分析

瞬变过程中,缸内油气混合状态不断变化,燃烧放热过程变得复杂且不易分析。为了进一步研究缸压和缸内温度与燃烧各个阶段的相关性,本文中采用统计学较为常用的相关系数法[20,21]对其进行了计算分析。因研究主要关注瞬变过程,相关性分析选取了瞬变过程 中较为明 显的变化 区间的数 据,即0.5s过渡过程中采用第20~第70循环区间的数据,5.0s过渡过程 中采用第20~ 第120循环区间 的数据。

相关性分析结果见表3。由表3可见,瞬变过程中,滞燃期和速燃期与缸压峰值和缸内温度峰值的相关性较强,且随着瞬变 过渡时间 的延长,其相关程度不断增强。缓燃期与 短时间瞬 变过渡的 缸压峰值和缸内温度 峰值的相 关性较强。后燃期与缓慢过渡过程中的缸 压峰值和 缸内温度 峰值的相关性较强。

4 结论

(1)恒转速增转矩瞬变过程中,缸压峰值、缸内燃烧温度峰值呈上升趋势,且过渡时间越短暂转矩增加率越大,其变化越迅速。

(2)恒转速增转矩瞬变过程中,燃烧过程的滞燃期略有缩短,速燃期和后燃期有所延长,缓燃期在初始和终了状态差异不大,但在瞬变过程中略呈现延长趋势;而且,过渡时间越短暂、转矩增加率越大,相关参数变化越迅速。其中,燃烧阶段中的速燃期、缓燃期和后燃期都有峰值出现。

增压特性 第5篇

换气过程是柴油机热力循环的重要环节,而气道的流通能力是影响换气过程效率的关键因素。随着现代柴油机增压比和转速不断提高,进气道压差不断增大。如某缸径增压柴油机,在增压比2.5、转速2 100 r/min时,进气道前后平均压差约20 kPa;当增压比提高到3.5、转速4 200 r/min时,进气道前后压差可达100 kPa,按照平均活塞速度计算出的进气马赫数可达0.6左右[1]。高进气道压差导致气道内气体流速不断增大,气道内局部出现跨声速流动,气道流通能力受到影响。

传统的气道稳流试验台是在自然吸气条件下进行的,气道压差大多在7 kPa以下[2,3],不能进行较高压差下气道流通能力的试验研究。文献[4,5]提出气道压差对气道流通系数的影响较大,并通过试验测量了几种不同形式气道流通系数随气门升程和气道压差的变化关系,结果表明,气道流通系数随压差的变化规律随气道结构不同而发生变化,但尚未研究产生该变化的原因。

本文建立了某增压柴油机进气道复杂三维流动稳态仿真分析模型,通过仿真计算方法研究了高压差下该型增压柴油机进气道流通特性变化规律,并通过进气道三维流场分析对变化规律进行了研究。

1 三维仿真计算模型

1.1 控制方程

发动机气道内部流动是复杂的三维粘性流动,存在着诸如分离、漩涡等复杂的流动现象。此外,在高气道压差下,气道内部可能出现跨声速流动现象。根据质量守恒定律、动量守恒定律和能量守恒定律分别建立三维可压缩流动的质量守恒方程、动量守恒方程和能量守恒方程,从而构成气道内部气体流动的控制方程。

1.2 湍流模型

本文计算时选择k-ζ-f模型。k-ζ-f湍流模型的实质是Durbin提出的υ2-f模型[6],为了提高其计算收敛性,Popovac和Hanjalic对其进行了改进,引入ζ表征湍流的速度尺度[7]。

在该模型中,湍动粘度μt计算公式为

undefined

式中,Cμ为经验常数;ζ表征湍流的速度尺度;k为湍动能;ε为湍动耗散率。

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相应的输运方程为(忽略源项)

undefined

undefined

式中,Pk为湍动能产生项;L为空间尺度;T为时间尺度;C1、C2为经验常数。

k-ζ-f湍流模型为四方程模型,由于引入了新的输运方程来表征与湍动粘度μt有关的变量ζ,因而能体现湍流各向异性的特点[8],对旋流和分离流动的模拟精度较高,同时计算量较广泛使用的k-ε模型没有明显增加。

1.3 边界条件

在气道稳态仿真计算中,为了与气道稳流试验结果对比,进出口采用定压差条件,通常选用总压作为进口边界,静压作为出口边界,同时设定入口温度和湍流状态等边界条件。

对于湍流状态的设置,要求气流为完全发展湍流状态,能与发动机实际工作状态一致。入口湍流强度由经验公式(5)、公式(6)确定[9]

I∞=u′/U∞ (5)

(T.K.E)b=1.5(I∞·U∞)2 (6)

式中,I∞为湍流强度,一般选取5%～10%;u′为湍流脉动速度;U∞为自由流动的流速,根据进出口压差估算得到;(T.K.E)b为湍动能。

1.4 模型验证

采用AVL气道稳流试验台对计算模型进行了校核。选取气道压差6 kPa,在特定气门升程下进行稳流试验,同时设定与试验条件相同的边界条件进行仿真计算。试验与计算得到的进气道空气流量对比如图1所示。从图1可以看出:计算值与试验值吻合良好,该模型满足模拟精度的要求。

2 气道流通特性评价方法

本文主要针对进气道的流通能力进行研究。采用了AVL评价方法,采用无因次流通系数μσ来评价气道的流通能力,但同时为了考虑气体的可压缩性以及气道跨声速流动现象,对AVL方法进行了修正。

无因次流通系数μσ为实际测得的质量流量与理论质量流量之比

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理论质量流量undefined的定义[3]为

(1) 若进气流动为亚音速

undefined

(2) 若进气流动为超音速

undefined

式中,undefined为实际质量流量;undefined为理论质量流量;Av为气门座圈内截面面积,Av=dundefinedπ/4,dv为气门座圈内径;p0为进气压力;pc为气缸内压力;R为空气的气体常数;k为绝热指数。

3 结果与讨论

本文所研究的某柴油机进气道由一个螺旋气道和一个切向气道组合而成,其结构形式见图2。为了模拟增压发动机的进气条件,计算时进口取总压为350 kPa,总温为323 K,气道压差分别为4、6、8、12、20、50、100、150 kPa等。根据上述压差值设置出口静压,对各主要气门升程下进气道流通能力进行了仿真计算。

3.1 气道流通系数变化

图3为不同气门升程下进气道无因次流通系数随气道压差的变化关系。从图3可以看出:各气门升程下,当气道压差较小时,进气道无因次流通系数基本不变,这与稳流试验和仿真研究结果基本一致;当压差进一步增大时,进气道无因次流通系数逐渐降低;在气道压差100 kPa下,最大降幅可达12%;在气道压差150 kPa下,最大降幅可达17 %;在气门升程大时,流通系数下降更加明显。

3.2 气道三维流场分析

进气道无因次流通系数随压差的变化与气道内气体流动状态有关,本文通过进气道三维流场分析对其变化原因进行了研究。

3.2.1 进气道速度场分析

图4为气门升程10 mm、不同进气道压差下螺旋气道与切向气道气门盘上方环形流通通道内的气体流速周向分布情况。从图4可以看出:无论是螺旋气道还是切向气道,随压差增大气道内气体流速不断提高,同时整个环形进气通道内气体流速分布不均匀性也不断增大;在气道压差150 kPa下,通道内局部区域气体流速已超过当地音速。

螺旋气道与切向气道的特殊形状,引起气道内气体的分离旋涡流动,是引起气体流速分布不均匀的主要原因。图5为高压差下气道内流场分布情况。由图5a可见:对于螺旋气道,在高气道压差下,气道同一截面处的流速较大,气流在气门杆和气门锥面连接处发生气流分离,在气门锥面和气门座圈处产生旋涡流动。由图5b可见:在切向气道内,受气门杆及气流运动方向的影响,气体在气门杆后发生停滞和回流。在切向气道内侧,气流方向发生改变,气体在气门锥面和气门座处产生分离旋涡流动。

图6为气道内某区域流场状态随气道压差的变化情况。从图6可以看出:压差增大引起气体流速增大,当压差增大到一定值时,气体在该流通区域内发生分离,产生旋涡流动。

螺旋气道与切向气道内的分离旋涡流动,引起气道内气体流速分布不均匀,进气气流集中在气道部分区域进入气缸,而其它区域则由于旋涡流动的存在气体流动受到抑制,气道的有效流通截面积减小。随气道压差不断提高,气道内分离旋涡流动剧烈程度不断增加,气道有效流通截面积进一步减小,从而引起气道无因次流动系数不断降低。当气道压差增大到一定程度后,气道部分区域流速达到音速,流动出现“阻塞”,气道流通系数进一步降低。

3.2.2 进气道压力场分析

为了分析进气道压力分布,沿气流流动方向依次选取了5个截面,见图7。其中截面1、2之间区域为气道进口段,截面2、3之间为弯曲段,截面3、4之间为喉口段,截面4、5之间为出口段。图8显示了气道不同截段间总压损失占全程总压损失的比例随气道压差的变化关系。从图8可以看出:螺旋气道和切向气道总压损失最大的区域均发生在喉口段,占整个总压损失的50 %～70 %;随着气道压差的增大,该部分所占比例不断增加。

通过前面的分析可知,受螺旋气道和切向气道特殊形状的影响,在气道喉口段存在分离旋涡流动。随着气道压差的增大,由气流分离和旋涡流动造成的流动损失也随之增加,因而该区段的总压损失比例随压差增大而不断提高,进而造成了进气道的流通能力不断下降。

3.3 气道改进设计

利用上述研究结果,对某柴油机进气道进行了改进设计。图9为改进前后气道流场对比结果:通过对气门座圈及气门形状进行优化设计,有效消除了该处的分离旋涡流动。图10为改进前后在气道压差120 kPa下气道流通系数对比情况:改进后在高压差下气道流通系数有效提高,气门升程大时气道流通系数的提高更为明显。

4 结论

(1) 高压差下增压柴油机进气道无因次流通系数明显降低,气门升程大时该值下降趋势更加明显,最大降幅可达17 %。

(2) 气道内的分离旋涡流动引起气道流速分布不均,部分流通区域流动能力受到抑制,造成气道有效流通截面积减小。随进气道压差不断提高,这种由于分离旋涡流动造成的流动损失也随之增大,气道流通能力不断下降。此外,由于气门升程大时更容易出现分离旋涡流动,因而,此时气道流通能力受压差变化的影响更加明显。

(3) 对某柴油机通过进气道气门座圈及气门形状的优化设计,可有效消除该处的分离旋涡流动,使该气道在高压差下流通系数明显提高。

参考文献

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[8]Laccarino G.Predictions of a turbulent separated flow usingcommercial CFD codes[J].Journal of Fluids Engineering,2001,123(4):819-828.

增压特性 第6篇

汽油机小型化增压直喷技术使得汽油机在获得良好动力性能的同时降低燃油消耗和二氧化碳 (CO２) 排放量［１］, 然而小型化增压直喷技术的发展仍面临一些挑战, 如为保证小型化发动机的动力性能而采取的高增压加重了高负荷下的爆震倾向, 缸内直喷引起的较高的碳烟排放问题［２］, 以及冷起动工况的HC排放问题等。

爆震是由于远离火花塞的未燃混合气在火焰传播到来之前自燃引起的［３］。目前国内外很多研究机构都在研究汽油机的爆震问题, 也探索出了一些有效抑制爆震［４］的方法, 如可变压缩比技术、外部冷却EGR和可变气门正时 (VVT) 技术［５］等。冷起动时的排放研究表明:超过整个测试阶段80%的HC排放来自冷起动过程［８］。冷起动时喷油压力低, 燃烧室的温度低, 造成发动机燃烧不稳定及失火现象, 使HC排放增加, 而且此时三元催化器温度低, 催化剂还未达到有效氧化HC的工作温度;因此, 在催化器未达到起燃温度之前, 冷起动过程中排气管中的HC排放基本等于发动机出口 (催化器前) HC排放［９］。为了缩短催化器起燃时间, 可以推迟点火提前角来提高排气温度［１０］。推迟点火提前角会导致循环波动增大及失火问题严重, 所以点火提前角的推迟受到了限制。两次喷油策略可以提高汽油机的点火可靠性和燃烧的稳定性, 从而可以使点火提前角进一步的推迟, 提高排气温度, 使催化器快速起燃。

本文将发动机压缩比由9.3提升到12.0, 并对各控制参数进行合理优化后［６－７］, 从燃油喷射控制策略角度出发, 研究两次喷油策略对高负荷下的爆震和碳烟排放的影响;在原机压缩比9.3时发动机的冷起动过程中, 研究采用两次喷油策略对着火稳定性和三元催化器起燃速度的影响。通过试验确认采用两次喷油策略可以提高直喷汽油机高负荷下爆震抑制能力, 在提高燃油经济性的同时降低碳烟排放;在冷起动过程中, 采用两次喷油可以提高发动机点火可靠性和燃烧稳定性, 进而推迟点火提前角, 提高排温使催化器快速起燃, 降低HC排放。

1 试验设备与方法

1.1 试验设备

试验用发动机为双VVT涡轮增压缸内直喷汽油机。发动机参数见表1。 台架试验系统如图1所示。

研究采用开发的ECU, 通过INCA标定软件可实现对发动机第一次喷油开始时刻 (SOI) 、进气门开启时刻 (IVO) 、排气门关闭时刻 (EVC) 、喷油压力 (FP) 、第二次喷油结束时刻 (EOI) 、第二次喷射喷油量所占比例 (mass fraction of the second injection, MFOSI) 、过量空气系数 (λ) 及点火时刻等进行控制。试验在AVL电力测功机台架上进行。燃油消耗由AVL733S油耗仪来测定, 排放由AVL Smoke Meter和Horiba Mexa-7100EGR来进行测定。燃油、冷却液、机油温度分别用AVL753C、AVL553、AVL554来控制。缸内压力通过Kistler 6125A缸压传感器采样后, 采用DEWE-800燃烧分析仪进行放热率分析。

1.2 试验方法

试验分两部分:试验1探究两次喷油策略对爆震及碳烟排放的影响, 试验在新设计的压缩比12.0的发动机上进行, 工况为1000r/min、150N·m (为原机压缩比下最高负荷的75%) ;试验2探究两次喷油策略对冷起动性能的影响, 试验在原机压缩比9.3的发动机上进行, 为了模拟车辆刚起动时的发动机状态, 选取典型工况为1200r/min、0.2MPa净指示平均有效压力 (NMEP) , 相当于1200r/min、22.5N·m工况。

试验1的总体思路是:首先对两次喷油策略的主要控制参数以外的发动机控制参数进行优化, 选取最优的控制参数, 然后对两次喷油策略的主要控制参数进行扫描试验。试验过程是:首先对IVO、EVC、FP进行优化, 点火提前角选在临界爆震点, 以最低油耗为目标同时兼顾碳烟排放选取最优值;然后分别进行单次喷油和两次喷油试验, 单次喷油试验是在优化的IVO、EVC及FP下进行变SOI和λ的试验, 两次喷油试验是在优化的IVO、EVC、FP下分别进行变SOI、EOI、MFOSI和λ 的试验, 优化后试验内容见表2。试验中保持大气环境温湿度和进气温度不变, 发动机出水口冷却液温度保持在90℃, 缸体主油道润滑油温度保持在90℃, 点火提前角都设置在临界爆震点。临界爆震点是通过综合INCA读取的发动机机体上的爆震传感器信号和对缸压进行处理得到的信号, 进行判断的。通过缸压信号得到的爆震指标精度比较高, 采用爆震传感器可以比较快的找到临爆震点的范围。结合这两种方法可以准确快速地确定临界爆震点火提前角。

试验2的总体思路是:对两种喷油策略的主要控制参数进行优化之后, 选取最优发动机控制参数, 然后进行变点火提前角扫描试验。试验时保持大气环境温湿度和进气温度不变, 发动机出水口冷却液温度及缸体主油道润滑油温度控制在50℃。首先采用单次喷油策略做变点火提前角的试验, 在变点火提前角试验之前要对发动机控制参数SOI、IVO、EVC、FP进行优化, 优化的原则是兼顾碳烟排放、燃烧稳定性及燃油消耗率, 在碳烟排放及循环波动较小的范围内选择燃油消耗率较小的点;然后采用两次喷油策略做变点火提前角的试验, 试验之前同样要对各控制参数进行优化, 优化的参数除了单次喷油中优化的参数外, 还包括EOI和MFOSI, 优化的原则同单次喷油。

2 试验结果与分析

2.1 两次喷油策略在爆震工况对发动机性能的影响

图2和图3为两次喷油策略对爆震倾向、油耗及放热率的影响情况。试验时SOI为280°CA BTDC, EOI为140°CA BTDC, MFOSI为0.3。

图2显示, 通过合理优化两次喷油的控制参数, CA50相比采用单次喷油策略时提前3.3°CA, 油耗比单次喷油时改善2.3%。这主要是因为两次喷油时第二次喷油发生在压缩冲程, 可以更好地利用燃油汽化潜热降低混合气温度的效果, 使爆震倾向得到抑制, 燃烧相位提前, 等容度提高。图3累计放热率结果也印证了上述的推断。

为了研究两种喷射对碳烟排放的影响, 对过量空气系数进行了扫描试验, 试验时, SOI为280°CA BTDC, EOI为140°CA BTDC, MFOSI为0.3。试验结果如图4所示。

由图4可知, 当 λ≥1 时, 两次喷油策略对碳烟排放的改善不明显。这主要是因为λ≥1时, 喷油量较少, 其蒸发速度较快, 燃油湿壁量少。当 λ≤0.9时, 两次喷油策略对碳烟排放的改善十分明显, λ=0.9、0.8、0.7时, 两次喷油策略比单次喷油策略的碳烟排放分别改善22.6%、33.5%、41.2%。造成这种现象的原因是, 随着喷油量的增多, 燃油湿壁量增大, 混合气的混合质量也变差。采用两次喷油策略, 使得第一次喷雾中的燃油质量减少, 加快了燃油雾化, 减少了燃油湿壁现象［１１］;第二次喷油量所占比例较小 (占总喷油量的30%) , 喷油时刻也不是特别迟, 喷雾动量、射程及燃油碰壁量都较小, 且喷油时处于压缩冲程, 缸内温度开始升高, 雾化加快, 不会对碳烟排放造成不利影响。由此可得出以下结论:在高负荷工况, 特别是为了抑制爆震而加浓的工况, 喷油量较多, 采用两次喷油策略可明显改善碳烟排放。

2.2两次喷油策略各控制参数对爆震及碳烟排放的影响

合理选取两次喷油中各控制参数, 可使碳烟排放、充气效率及爆震抑制都得到改善［１２］。两次喷油策略中较重要的控制参数有SOI、EOI和MFOSI。

为了研究SOI对爆震和碳烟排放的影响, 进行了扫描SOI试验, 还将单次喷油的喷油开始时刻和两次喷油时第一次喷油开始时刻对发动机性能的影响进行了比较, 试验时λ为1, EOI为145°CA BTDC, MFOSI为0.4, 结果如图5所示。

从图5可看到, 两次喷油策略中SOI对爆震倾向的影响不明显, SOI在180~340°CA BTDC, 其CA50在17~18°CA ATDC之间波动, 波动在1°CA内, 影响很小。然而单次喷油策略中SOI对爆震倾向的影响较明显, SOI为180°CA BTDC时爆震倾向明显小于SOI为340°CA BTDC时, CA50提前了4°CA, 基本趋势就是喷油越迟, 爆震抑制效果越好。其原因是喷雾油滴从空气中吸热蒸发之后, 气体温度下降, 影响了气壁间的传热。如果混合气形成的时间早, 在混合气温度低于燃烧室壁面温度时, 油滴汽化潜热的效果使得混合气温度较低, 增加了壁面向混合气的传热;当混合气温度超过壁面温度后, 由于油滴汽化潜热的作用, 较低的混合气温度减少了混合气向壁面的传热;同时如果喷油过早, 使喷雾碰到活塞, 油滴的蒸发就会从活塞面吸热而减少了从缸内空气的吸热量, 减弱了燃油汽化潜热对爆震倾向的抑制效果［１２］。由此可见, 为了抑制爆震倾向, 应当适当推迟喷油时刻。

图5显示, 两种喷油策略下SOI对碳烟排放的影响呈相同趋势。SOI在240~300°CA BTDC, 碳烟排放较低;SOI在240~180°CA BTDC, 随着SOI的推迟, 碳烟排放有逐步增加的趋势, 原因是喷油时刻越推迟, 燃油气化后混合气混合的越不完全;SOI从300°CA BTDC开始提前, 碳烟排放陡然增加, 原因是SOI的提前使得喷雾碰到活塞, 在紧贴壁面处形成一层过浓混合气, 增加了碳烟排放;然而继续提前喷油时刻, 单次喷油时碳烟排放没有明显恶化, 两次喷油时反而呈现下降的趋势, 造成这个现象的原因是喷油时刻的进一步提前, 使得喷雾碰活塞时动量较大, 喷雾碰到活塞后油滴更容易破碎成更小的油滴, 利于蒸发和混合, 同时由于油滴碰壁较早, 活塞面温度较高有利于燃油蒸发, 且产生的蒸气可以将活塞面附近的较浓混合气推离壁面进行进一步的雾化和混合, 这些都使得碳烟排放得到改善。从图5还可看到, SOI早于300°CA BTDC时, 两次喷油策略由于第一次喷油量的减少, 造成的碳烟排放也明显低于单次喷油。

图6为两次喷油策略中第二次喷油结束时刻 (EOI) 对爆震倾向和碳烟排放的影响图, 试验中SOI为280°CA BTDC, MFOSI为0.4, λ 为1。图6 显示, EOI过早或过晚都不利于爆震倾向的抑制, 结果显示EOI为140°CA BTDC时爆震倾向最小。过早喷射影响了气壁间的传热, 使爆震倾向加重, 过晚喷射使得燃油碰壁量增加, 部分燃油会通过吸收活塞面的热量而蒸发, 燃油从缸内空气蒸发吸热降低混合气温度的效果被减弱, 也使爆震倾向加剧。燃油碰壁量的增加也使碳烟排放明显恶化。

第二次喷油量占总喷油量的比例对爆震倾向和碳烟排放的影响也很明显, 试验结果如图7所示。试验中, SOI为280°CA BTDC, EOI为140°CA BTDC, λ为1。跟预期的一样, MFOSI越大, 对爆震倾向的抑制效果越好, 而碳烟排放会逐步恶化。其原因也非常简单, 第二次喷油量的增加, 使得燃油汽化潜热的效果更好, 更有利于爆震倾向的抑制;然而由于第二次喷油较晚, 增加喷油量使混合气的混合质量变差, 造成碳烟排放增加。试验中MFOSI优化点选取0.3, 理由是单次喷油时优化点的碳烟排放为0.25FSN。图7显示两次喷油策略中MFOSI分别为0.4、0.5、0.6、0.7、0.8时, 碳烟排放分别比单次喷油时的碳烟排放增加了60.0%、70.0%、102.4%、116.8%、120.4%, 碳烟排放很差, 因此从碳烟排放角度考虑MFOSI只能选择0.2或0.3。从图7可看出, MFOSI为0.3时爆震抑制效果比MFOSI为0.2时好。

另外, 由于两次喷油策略中, 第二次喷油发生在压缩行程, 此时进气门已经关闭, 其蒸发吸热对充量系数已经没有任何影响, 单次喷油策略中喷油时刻在进气冲程, 且比两次喷油策略中第一次喷油的喷油量大, 所以两次喷油策略的充量系数低于单次喷油策略;但是, 由于两次喷油对爆震倾向的抑制, 反而可以提高发动机的热效率和动力输出, 这弥补了两次喷油对充量系数的不利影响。这可从图8得到印证, 进气流量由发动机空气滤清器后的空气流量计测得, 所测工况仍为1000r/min、150N·m、EOI为145°CA BTDC、MFOSI为0.4, 在相同的扭矩输出下, 采用两次喷油时的进气量要低于采用单次喷油时的进气量。

2.3 两次喷油策略在冷起动工况对催化器起燃速度的影响

冷起动过程虽然短, 但是其HC排放却占了整个测试阶段的绝大部分, 因此减少冷起动阶段的HC排放意义重大。在1200r/min、0.2MPa NMEP工况下, 模拟冷起动过程, 分别采用两次喷油策略和单次喷油策略, 在对各控制参数进行优化后, 进行点火提前角扫描试验, 研究不同喷油策略对催化器起燃速度的影响, 试验结果如图9所示。其中, COV NMEP为300个测试循环NMEP的变动率。试验中两次喷油时SOI为200°CA BTDC, EOI为45°CA BTDC, MFOSI为0.4。

为了缩短催化器起燃时间, 推迟点火提高排气温度。推迟点火提前角会使循环波动增大及失火问题严重, 所以点火提前角的推迟受到了限制。如图9所示, 单次喷油时, 点火提前角迟于-26°CA ATDC, 发动机就出现了严重的失火现象使得试验无法继续, 试验记录显示点火提前角晚于-26°CA ATDC时COV NMEP已经超过20%。两次喷油策略可使点火之时缸内火花塞处的混合气较浓, 有利于点火和火焰的传播, 提高燃烧的稳定性, 可使点火提前角进一步推迟, 提高排气温度, 使催化器快速起燃。图9显示两次喷油时最迟点火提前角可比单次喷油迟47°CA, COV NMEP低于20%且没有出现失火现象。点火提前角的大幅度推迟使得两次喷油时排气温度远高于单次喷油, 如图9所示。由此可见, 两次喷油策略可以在冷起动时使催化器快速起燃。

3 结论

(1) 对直喷增压汽油机采用两次喷射策略, 合理选取两次喷油控制参数, 可以改善发动机在高负荷工况的爆震倾向, 在本试验的测试工况, 两次喷油策略可使CA50提前3.3°CA。

(2) 在高负荷工况, 特别是为了抑制爆震而加浓的工况, 喷油量较多, 采用两次喷油策略可以明显地改善碳烟排放。

(3) 冷起动时, 两次喷油策略比单次喷油有更迟的点火提前角, 两次喷油时最迟点火提前角比单次喷油迟47°CA, 有利于三元催化器快速起燃, 降低冷起动工况的HC排放。

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