进气性能论文范文（精选8篇）
进气性能论文 第1篇
随着能源的日益短缺和人们对环境污染问题的日益关注,要求新一代的发动机具有更高的动力性、经济性和环保性能[1]。相同大小的气缸容积,在相同的进气状态下若能吸入更多的新鲜空气,则可以容许喷入更多的燃料,在同样的燃烧条件下可以获得多的有用功因此可以通过提高充气效率来提高发动机的动力性[2]。进气谐振是提高发动的充气效率的有效措施,目前利用进气谐振改善进气的方法有改变进气管长度、采用串联谐振器及并联谐振器。一般车用发动机多采用可变进气管长度及串联谐振的方式来改善发动机的充气效率[3]。
发动机节气门与进气歧管中间相连的那段就是谐振器[4],它在整个发动机进气过程中起着非常重要的作用。由于进气波动合成波在进气道来回反射必然要经过谐振腔,谐振腔容积的大小会对合成波造成一定影响[5]。因此,根据发动机设计合适容积的谐振器有着重要的意义。之前很多学者也对该课题做出了相关的研究但大多数知识局限在两者确实存在很密切的联系,但具体的谐振器设计却很少涉及,因此,本研究将在之前的学者的基础进一步研究,针对某一款发动机对它的谐振器进行设计。
AVL-BOOST是AVL公司开发的汽车、发动机系列模拟软件的一个模块,主要针对发动机气体交换和热力性能的分析。AVL BOOST可以对发动机进行模拟仿真,通过建模去模拟一个实际存在或正在设计中的真实系统,以再现(可视化)或分析(数值计算)真实系统的本质特征,可节省大量人力和物力[6]。
本研究利用BOOST建立四缸的汽油机模型,然后进行仿真研究。
1进气谐振器容积的计算
1.1试验机型和模型简化
本研究所采用的机型如表1所示。
根据多缸机共用一谐振箱系统的实验结果和系统的结构特征,可将谐振系统视为单自由度的谐振系统,通过用所有各气缸活塞速度某阶谐振波的依次叠加,来模拟吸气过程对系统的激发作用;同时还可将谐振箱中谐振的气体看作是一个有弹性但质量的理想弹簧,谐振管中的气体当作不可压缩气柱;并认为整个系统是绝热的[7]。
简化模型如图1所示。
当系统内气体的固有频率等于激发频率时,压力波幅值达到最大值,从而实压这时发动机的谐振增压,这是发动机的转速称为谐振转速,根据Helmholtz谐振原理,谐振转速为[7]:
式中:a—当地气体音速,m/s;VRT—谐振腔总体容积,m3;lR—谐振管长度,m;AR—谐振管截面积,m2;v—气缸容积,m3。
由上式可以看出定的进气管参数和谐振箱容积,对应一定的谐振转速,并且现代四冲程车用内燃机中,整体系统一般只有一个谐振转速在实用转速范围内出现[8]。对于该机型,在进气总管不变的情况下,谐振转速约为3 000 r/min~5 000 r/min,因此在这个转速范围内进气性能的差异更能反映出谐振器的效果的好坏。
1.2谐振器容积的选择
参考以往学者大多数资料,通常把发动机排量的55%左右作为谐振腔容积[9]。本机的排量为1.6 L,谐振器的容积为1.0 L,因此为了验证谐振器的容积对进气性能的影响,本研究选择谐振器的容积范围为0.4 L~1.8 L。
2计算模型的建立
试验利用AVL-BOSST建立480汽油机工作的一维模型,然后通过计算分析,从而得出结论。
BOSST模型如图2所示。
该模型的元素参数如表2所示。
该模型的选择的燃烧模型为VIBE燃烧模型,换热模型选择采用Woschni1978公式[10]:
式中:C1=2.28+0.308Cu/Cm;C2=0.006 22;D—气缸直径,m;T—气缸内的气体温度,K;T1—进气门关闭时的缸内温度,K;p1—进气门关闭时的缸内压力,MPa;Vh—发动机单缸排量,L;V1—进气门关闭时的气缸体积,L;p—发动机实际缸内压力,MPa;p0—发动机的气缸压力,MPa;αw—表面换热系数,(W/(m2·K);Cm—活塞平均速度,m/s;Cu—圆周速度,m/s;C1—气流速度系数;C2—燃烧室形状系数。
通过设定活塞、气缸盖、缸套的表面积及壁面温度,可计算工质与壁面的传热。
3计算模型验证和结果分析
3.1计算模型的验证
本研究中保持进气总管的长度为510 mm,进气支管的长度为700 mm不变,改变谐振器的容积从0.4 L变化到1.8 L,转速从1 000 r/min变化到6 000 r/min。计算结果如图3所示。
3.2谐振转速对充量系数的影响
由图3可以发现,发动机充量系数总是在5 000 r/min左右的时候充量系数达到最大值,而随着谐振腔的容积的不同,谐振转速确实在不断变化的,并且谐振转速在3 000 r/min~5 000 r/min之间变化,因此,最大充量系数点与谐振转速总是存在的差异的,但是充量系数在谐振转速附近的时候,随着谐振器容积的变化充量系数变化较为剧烈。
3.3谐振器的容积对充量系数的影响
为了更加清楚地体现出谐振器的容积对发动机充量系数的影响,可以按下式算出发动机充量系数变化率:
β=(变化的谐振器下的发动机充量系数-原机下的充量系数)/原机的充量系数*100%(3)
3 000 r/min时不同容积谐振器的充量系数及变化率如图4所示。
4 000 r/min时不同容积谐振器的充量系数及变化率如图5所示。
5 000 r/min时不同容积谐振器的充量系数及变化率如图6所示。
由图(4~6)可以很明显地发现,在相同的转速下,发动机的充量系数有着很明显的变化。在3 000 r/min时,不同的谐振器容积下的充量系数和原机的充量系数的差异在0.5%~-1.5%。而在4 000 r/min时变化的范围在1.4~-0.2%之间。5 000 r/min时的变化范围也在1.2%~-0.2%。但在低速和高速的范围内,充量系数基本没什么变化,这是由于气流阻力增加,曲线变陡[11,12]。
3.4选择合适的谐振器容积
由图3所示,当转速在在2 000 r/min~3 500 r/min以及4 500 r/min~6 000 r/min的时候,若谐振器的容积在0.6 L~0.8 L之间时,发动机的充量系数都大于原机的充量系数,并且最多可以提高1.2%的充量系数。同时若容积大于1.2 L时,充量系数都低于原机的充量系数,最多可能会减低1.5%。
当转速在3 500 r/min~4 500 r/min时,若谐振器的容积在0.6 L~0.8 L之间时,谐振器的充量系数基本和原机相同,而若容积大于1.2 L时,充量系数都会大于原机的充量系数,最多可以提高约1.4%。
由图7所示,分别在3 000 r/min 0.6 L和1.6 L的容积进气口处的压力波动的不同。3 000 r/min时,0.6 L谐振器的压力波动明显强于1.6 L,谐振效果好些。因为当谐振腔的容积过大时,谐振腔就相当于一个稳压腔,基本没有什么谐振效果了。
由图8所示,两者在进气口的压力曲线基本重合,说明谐振器的容积并不是通过谐振系统改变压力波来改变充量系数的,具体原因还有待研究。
3 000 r/min的情况下0.6 L和1.6 L的谐振器进气口处的压力波动如图7所示。
4 000 r/min的情况下0.6 L和1.6 L的谐振器进气口处的压力波动如图8所示。
根据以上的分析,对于这款480的汽油机,谐振器的容积选择在0.6 L~1.0 L之间都比较合适。
4结束语
本研究针对发动机进气谐振器容积会对发动机的进气性能产生重要影响的问题,利用AVL-BOOST软件建立了汽油机的仿真模型,并详细介绍了该模型的建立过程,研究表明:
(1)发动机的最大充量系数点基本都保持在5 000 r/min左右,与谐振转速有一定的差异。但发动机在谐振转速附近时,充量系数随着谐振器容积的变化而变化幅度较大。
(2)谐振器的容积对发动机的进气性能有很重要的影响,合适的谐振器容积最多可以提高原机大约1.4%的充气效率。
(3)对于这款480汽油机来说,选择容积在0.6 L~1.0 L之间的谐振器比较合适。而对于不同的机型,需要通过计算,选择适当容积的谐振器,充分利用进气谐振,提高进气效率。
参考文献
[1]马超,赵永娟,刘云岗,等.车用发动机谐振进气系统[J].内燃机与动力装置,2009,26(5):41-48.
[2]周龙保.内燃机学[M].北京:机械工业出版社,2005.
[3]马南,刘耀武,张所金,等.进气管长度可变系统的研究[J].车用发动机,2003,26(4):22-24.
[4]裴建权.可变进、排气系统对发动机动力性作用影响分析[D].长春:吉林大学机械科学与工程学院,2012.
[5]刘近平,李鹏.谐振箱对LJ465Q发动机进气系统影响的仿真研究[J].装备制造技术,2011(4):11-13.
[6]丁维新,彭北京,邓定红,等.应用AVL-BOOST软件对发动机排气系统设计优化[J].摩托车技术,2008,21(9):42-43.
[7]贾丽冬.汽油/LPG双燃料发动机谐振进气系统研究[D].洛阳:河南科技大学车辆与电力工程学院,2005.
[8]刘铮,张杨军.内燃机一维非定常流动[M].北京:清华大学出版社,2007.
[9]孙万臣.谐振废气涡轮增压进气系统的研究[D].长春:吉林大学机械科学与工程学院.2007.
[10]马宗正,程勇.进气谐振器对汽油机进气性能影响的计算分析[J].山东大学学报:工学版,2011,41(1):162-166.
[11]胡景彦,苏圣,洪进.某缸内直喷发动机进气歧管CFD模拟分析[J].液压气动与密封,2012(9):25-28.
进气性能论文 第2篇
格栅对进气道的气动性能和电磁散射特性的影响
给出了在进气道内加装格栅对进气道的气动性能和电磁散射特性的`影响.结果表明,格栅明显地降低了S弯进气道出口二次旋流,且使原始单涡旋流消失,出口流场畸变度减小,进气道的雷达散射截面值显著降低,但同时也降低了进气道出口截面上的平均总压恢复系数.还给出了格栅几何尺寸的影响,及设计中如何选择格栅尺寸.
作 者：梁德旺 郭荣伟 赵明桂 Liang Dewang Guo Rongwei Zhao Minggui 作者单位：南京航空航天大学动力工程系,南京,210016 刊 名：航空学报 ISTIC EI PKU英文刊名：ACTA AERONAUTICA ET ASTRONAUTICA SINICA 年，卷(期)： “”(5) 分类号：V211.48 V218 关键词：S弯进气道 隐身技术 流动畸变进气性能论文 第3篇
关键词：进气歧管；数值模拟；流场特性;压力损失；流量特性
中图分类号：U464.134+4 文献标志码：A 文章编号：1005-2550（2011）05-0032-05
Effect of Parameters of Intake Manifold Structure on Characteristics of
Intake Flow Based on Simulation
NING Jun1，2，DANG Feng-ling2，YANG Na2，LI Li-guang1
（1.The Institute of Automotive Studies，Tongji University，Shanghai 200092，China;
2.Shanghai Fuel Cell Vehicle Powertrain CO.，LTD，Shanghai 201804，China）
Abstract: Based on Fluent software， a three dimensional model of the intake manifold of a certain multi-cylinder gasoline engine were carried out .Through the three dimensional numerical simulation and analysis of the steady flow ， it found out the effect of main parameters of intake manifold structure on the flow field， pressure loss and discharge characteristics.
Key words: intake manifold；numerical simulation; flow field; pressure loss; discharge characteristics
进气系统是发动机的重要组成部分之一，其布置形式和结构参数对发动机的充气效率、进气阻力、进气均匀性、缸内混合气运动和燃烧过程有着重要的影响，进而影响发动机的动力性、经济性和排放特性。
进气系统良好的结构布置形式和结构参数的合理选择有助于充分利用重力自然进气，同时可以使发动机充分利用歧管内气体流动的动力效应，从而提高发动机的充气效率，使发动机在较宽的转速范围内具有良好的性能。
近年来，关于进气歧管对发动机性能影响的试验研究已有不少报道［1-4］，主要研究了各缸的进气不均匀度、质量流量、流量系数等。但关于模拟的研究有限，主要集中在对进气歧管进行优化计算，提供评估进气歧管性能的方法。本文针对某型号汽油机进气歧管的优化设计，采用三维数值模拟计算方法，利用Hypermesh软件和Tgrid软件进行网格划分，利用Fluent软件对多缸发动机进气歧管进行模拟，研究了进气歧管结构改进前后的流场特性、压力损失和流量特性，分析了主要结构参数对进气流动的影响。
1 进气歧管网格划分
研究对象汽油机排量为1.8 L，标定功率和转速为74 kW和5 200 r/min。首先用Hypermesh和Tgrid软件对进气歧管三维模型进行四面体网格的划分，在出口处对网格进行加密，并设置边界条件，入口端的前端面设为质量流量进口边界，各个歧管的出口端面设置为自由流，其他均为壁面边界，结果如图1所示。
图1 进气歧管三维网格效果图与边界定义
表1 进气歧管结构参数变化对比
对表1中的结构参数进行比较可知，进气歧管改进前后结构变化不大，主要是因为受发动机结构限制。各歧管在出口面积不变时，增加了长度；同时稳压腔与歧管过渡面变长，进口长度减小。下面将进一步计算和分析这些结构变化给流动所带来的影响。
2 湍流方程
Fluent常用的湍流模型包括Spalart-Allmaras模型，标准κ~ω、RNG κ~ω和Realizable κ~ω模型，标准和SST κ~ω模型，雷诺兹压力模型，大型艾迪仿真模型等等。本文的模拟计算所选用的是标准κ~ω湍流模型。
在标准κ~ε模型中，κ和ε是两个基本未知量，与之相对应的输运方程为：
（）+（i）=［（＋）］＋
Gk＋Gb--YM＋S（1）
（）+（i）=［（＋）］＋
G1（G＋G3Gb）-C2 +S（2）
式中：Gk是由于平均速度梯度引起的湍动能k的项；YM代表可压缩湍流中脉动扩展的贡献，C1ε、C2ε、C3ε是经验常数；σk和σε分别是与湍动能k和耗散率ε对应的湍流Prandtl数；Sk和Sε由用户定义的源项；μt是湍动粘度，可表示成k和ε的函数，即：标准κ~ε模型中的参数见表2。
表2 标准κ~ε模型中的常系数
3 模拟结果及分析
3.1 流场特性模拟
首先，模拟进气歧管齐开时的情况，分析流体内部流动特性。改进前后进气歧管模拟初始参数都选取进口质量流量为0.057 57 kg/s（虚拟转速为3 000转/分），进口表压为0（工作压力为1.013E05Pa），四个歧管均设置为流出自由流；其他设置均与前文所述一致。
图2~图5是在计算边界完全相同的情况下，分别为进气歧管流体压力等值云图和流场迹线图。可以看出，在原进气歧管进气过程中，气流发生的旋转、分离和回流现象明显要大于改进后，特别是压力值较大或较小的地方，如各歧管与稳压腔的过渡口以及歧管曲率半径较大处等都会发生回流或旋转等现象。如图2中，A点处为稳压腔左端，由于进气口位于稳压腔右端，进气气流在A点处明显受到挤压，而形成死区增大压力，增加流体与管壁或流体之间的摩擦，引起流体机械能的损失。在图3中A点处产生了明显的大面积回流。B、C、D、F点都是进歧管的过渡口，B、C、D点的压力由于受到进口流体的冲击造成压力急剧上升。F点位于进口后方受到流速加之歧管曲率半径的变化的影响产生了负压、回流（见流速图）和旋转流，以及E点产生的二次流，都会造成额外的能量损失。气流的旋转在图3中的四歧管中非常明显，延续到歧管出口处，对流动均匀性影响也非常大。
图6和图7是上述计算条件下的流速图，在流场迹线中无法判断的回流现象，可以在流速方向上明显得到。如图6和图7中A点处部分的回流现象在改进后的稳压腔内明显减弱且范围减小；B、C、D、F处的回流也基本消失或改善。从流速矢量图上也可以看出各个歧管内气流的旋转相应减少，这些都有助于减少压力损失。
3.2 单个进气歧管压力损失分析
已知结构上改进后的歧管长度有所增加，为了进一步分析长度所带来的影响，现通过研究内部质点的流迹图，分别在改进前后的进气歧管中取8个质点，然后由后处理工具绘制质点在歧管内的流动情况。工况仍为3 000转/分，只有歧管1（Outlet 1）为气缸充气。方便起见，质点起点为稳压腔与歧管1号过渡截面上一直径上的8个点。质点编号如图8所示。
从图9和图10中可以看出，质点进入歧管后，随着进气歧管长度的增加，压力是先降低再增加的。这是因为边界面的增加而增大了沿程损失，在歧管长度约150~175 mm处，压力达到了最小值。在此之后直至出口处，压力都呈上升趋势，分析认为此处受到进气谐振作用而呈现了波峰趋势，从而提高了出口压力，进而有利于进气。由图9质点号可以看出，4号、5号质点位置为歧管轴线附近，压力变化曲线相对于管壁附近的1号、8号幅度要小，如图中横坐标为25~150 mm处，说明随着管径的增大，其核心部分的流动随曲率半径的变化（见图1）相对较稳定，但是壁面附近的情况相对较差。与图10比较，最大的差异是迹线起始点附近，压力的集中度。在原歧管中由于稳压腔与歧管过渡段几何结构过于急剧，而产生较大的压力梯度，这也是图2和图3中D、F点处产生回流与旋转流的原因。
图11和图12为改进前后进气歧管内质点不同位置的湍动能。在整个歧管中流动的质点，后者的湍动能相对前者大，且沿程变化趋势相对一致。湍动能的增大对提高进气量有帮助。
观察稳压腔与歧管的过渡口与长度约150~175 mm处歧管形状结构对所取质点流动的影响，相对而言，后者的歧管结构较平顺，对流动的影响较小。从过渡口局部湍动能图13和图14可以看出，湍流区域发生了转移，后者更靠近歧管轴线附近，这也解释了为什么后者的流动更为均匀。
利用Fluent软件内质点迹线图来研究歧管长度的影响，虽然质点的轨迹不代表歧管轴线，但是却可以方便有效地做出内部流动评价。
3.3 稳压腔对压力损失的影响
图15和图16为改进前后进气歧管稳压腔局部流速（Y方向流速图），即流速在Y轴向的分量大小。需要说明的是该图为歧管稳压腔在Y向上中间剖面上的流速图，即理想流速应该没有Y轴方向。图中颜色偏红处为Y向速度偏大处，即图2中所示Ａ点处，前面提到该点处的回流较大，原因是稳压腔的结构不合理而在进气的冲压下产生了不必要的能量损失。改进后的稳压腔容积比之前略微减少，但是真正产生影响的应该还是过渡口加长的关系，从两图中可以明显看出这部分的流动要优于改动前，进入歧管的气流更加流畅，所以在流动死区在该截面上也基本消失。
3.4 流量特性分析
分支管出口截面流速不均匀，继续上一节的工况条件并采用三维模型可精确计算各分支管出口质量流量。质量流量按如下公式计算［7］:
Q=AVdA（3）
式中，A表示计算截面；ρ是微元面的流体密度；V是微元面的流体速度。上式在计算截面上离散后得到：
Q=i（Vix Aix+Viy Aiy+Viz Aiz）（4）
式中，i是第i个计算单元的密度，Vix，Viy，Viz是第i个计算单元的中心速度在三个坐标方向的投影，Aix，Aiy，Aiz是第i 个计算单元的面积在三个坐标方向的投影， n 是计算截面上的单元数。按上述方法计算各分支管出口质量流量如表3和表4 所示。同时给出fluent计算出口流量的数值，并进行误差对比。
从表3中可看出， 各分歧管出口流量不均匀，outlet 1出口质量流量最大，outlet 2 出口质量流量最小。这说明多缸发动机各缸进气不均匀。导致各缸进气不均匀的原因主要有两个: （1）各缸沿程流动损失不同。Outlet 1气缸距离进口最近，沿程流动损失小;outlet 3&4最远，沿程流动损失较大。（2）稳压腔容积影响。由于outlet 4开启时受稳压腔左端回流的影响，减少了进气量;（3）流体方向影响。气缸进气时，主流方向与2号歧管方向呈90度，对过渡段流动产生影响，相对于1号靠近进口以及3和4号死区改变主流方向看，只有2号影响较大。
表3中所述问题在表4依旧存在：靠近进气口的outlet 1和2的进气量仍然大于3和4，但是稳压腔问题有所缓和。
各缸进气的不均匀性将直接影响各缸空气与燃油的混合，从而影响燃烧过程的组织，使各缸的燃烧过程产生差异。因此，各缸进气的不均匀性是内燃机工作者所十分关心的课题。本文在进气管各分支管出口流量的数值计算的基础上，研究了各缸进气的不均匀性，为改善发动机各缸进气均匀性，提高发动机工作性能提供了有效手段。
4 结论
（1）针对某型号汽油机进气歧管内的流动进行三维数值分析，为深入了解其几何形状对流动特性的影响和改型设计提供了理论依据。
（2）计算结果表明，过渡口的优化与歧管长度的变化，对改善流动有明显影响。
（3）计算结果表明，改型后各歧管的流量偏差值比改型前普遍变小。
参考文献：
［1］ 罗马吉，陈国华，蒋焱坤，等. 进气管内三维稳态流动特性的数值分析［J］.小型内燃机与摩托车，2001，30（2）:1~4.
［2］ 许元默，等.进气歧管对电喷汽油机充气效率影响的研究［C］.内燃机清洁高效燃烧国际研讨会，2002.08.
［3］ 韩同群，马祥宁. 应用CAD/CFD技术对柴油机进气管进行优化设计［J］.内燃机，2006，2(1):13-16.
［4］ M. Safari and M. Ghamari. Intake Manifold Optimization by Using 3-D CFD Analysis［J］. SAE 2003-32-0073 JSAE 20034373.
［5］ 余国核.进气管道结构对单缸发动机动力性能的影响［J］.中国机械工程，2006，(17):10-14.
［6］ 王福军.计算流体动力学分析——CFD软件原理与应用［M］. 北京：清华大学出版社，2004.
［7］ 韩同群.电喷发动机进气歧管的设计与开发［J］.内燃机工程，2005，26(3):22-26.
［8］黄征宏，邢渊.汽车进气管改型的数值模拟及优化设计［J］.模具技术，2007，(1):1-6.
［9］ Jerry Caskey and Paul Daly. Effects of Rapid Strain Rates in Plastic Intake Manifolds.ISSN 0148-7191. SAE 980729.
导弹射流对进气道性能的影响 第4篇
战斗机在高空、低速情况下飞行时,其所发射的导弹尾焰很容易被飞机发动机进气道吸入,进而可能引起压气机喘振、燃烧室熄火(空中停车)。因此,研究导弹尾流在进气道内传播特性,对于进行发动机稳定性的评估,进而进行发动机气动稳定性的设计,提高发动机稳定裕度和战斗机的使用性能具有重要的理论和实际意义[1]。
因飞机发射导弹实验耗资大、周期长且不利于实现的特点,随着计算流体的发展,数值模拟已成为研究流场的重要手段。目前国内外关于超音速进气道流场畸变的数值模拟所做的工作很多[2,3]。然而,并没有发现在进气道流场数值仿真计算中加入导弹的先例。飞机发射导弹是一个动态的过程,存在着复杂的激波相互干涉,因此,本次研究对导弹尾流可能对进气道入口前流场产生的影响也进行了模拟和分析。
1 计算模型与数值方法
1.1物理模型
本次研究采用的控制方程包括完全气体状态方程、连续方程、时均雷诺方程和能量方程,另外,使用标准k-ε湍流模型,一阶迎风格式进行计算[4,5]。
如图1所示,导弹模型的设计参考了文献[6],导弹喷管喉部半径R1=0.15 m,喷管出口半径R2=2R1,导弹长度
为了模拟飞机发射导弹的动态过程,网格的建立使用了滑动网格技术,网格划分如图3所示。在实际的计算过程当中,“Grid interface”下方的流体区域随着时间向箭头方向水平移动。移动初始速度为0 m/s,加速度为20 m/s2,即导弹发射离体后的飞行速度与加速度。
导弹与机体的初始位置如图4所示,导弹喷管底部与进气道入口下唇口在导弹轴向上的初始距离为0 m。
1.2边界条件
计算中所涉及到的边界条件类型有: 压力入口边界、压力远场边界、压力出口边界条件、壁面边界条件和对称面边界条件。具体边界参数分别为:大气静压P1=35 652 Pa(飞行高度H=8 000 m),大气静温T=236.2 K,飞机飞行马赫数Ma=2,进气道出口静压P2=228 020 Pa,导弹喷管总压分别为6×107 Pa和2×107 Pa。
2 计算结果与分析
本次研究着重对导弹燃烧室总压为6×107 Pa的工况进行分析,以下所载图片如无特别说明均为此种情况下的计算结果。
为了便于分析,经过导弹轴线向与进气道底面垂直的方向作截面。图5和图6为本次模拟部分计算结果截面图,对它们进行对比可以发现,在导弹的发射初期,导弹射流会对进气道入口前的流场产生影响,使得通过进气道进口的空气流量所对应的自由流流管面积发生改变,进而导致了进气道空气质量流量发生变化。图7显示了随着导弹飞行时间不同(即导弹与进气道相对位置不同),导弹射流对进气道空气质量流量产生的影响。
在战机发射导弹时,导弹尾部喷出的高温高速气流若进入进气道,则在进气道出口截面会产生压力畸变和温度畸变。而温度畸变对发动机稳定性影响的主要参数包括面平均相对温升δT,“高温”区周向范围、温度场周向不均匀度和温升率等[7,8],对进气道出口面平均相对温升进行了研究,面平均相对温升定义:
式(1)中,Tt,AV为进气道出口面平均总温,其表达式为
式(2)中 Tt,0—未受扰动气流总温;
r,φ —发动机进口截面的径向和周向坐标;
rt,rh—发动机进口截面的叶尖和轮毂半径。
如图8所示,可以看到,在导弹发射0.45 s,即导弹喷管尾部与进气道轴向距离为2.025 m时,进气道出口相对温升达到最大值。
由于通过软件所建立的模型比较复杂,模型的计算迭代难以收敛,而进气道温度畸变与导弹射流流场各参数的分布和进气道在导弹流场中的位置有着直接的关系,鉴于这种情况,通过分析导弹射流流场中进入进气道入口的气流部分以及进气道在导弹射流流场中的位置,提出了较为简单的面平均相对温升估算方法。
设导弹射流没有受到入口斜激波和机体的影响而直接进入进气道,以此时未受扰动的射流流场中进气道入口截面处气动参数作为计算量计算进气道入口面平均相对温升δi,t.2,根据数值模拟结果,δi,t.2与出口相对温升有如式(3)的关系式。
使用公式(3)计算导弹燃烧室总压为2×107 Pa时的温度畸变结果,经对比,与数值模拟结果吻合较好。
通过以上估算公式,只需要知道相应型号导弹的射流流场气动参数分布、机身和进气道所对应的扩散因素修正系数(本次研究中修正系数为0.99)以及导弹与进气道入口的距离,就能得出进气道温度畸变结果。
3 结论
(1)导弹射流会对进气道入口流场产生影响,当导弹射流膨胀段(见图6和图7)经过进气道入口时,会使得进气道空气质量流量增加。
(2)提出了进气道出口温度畸变估算公式,可以为战机气动布局设计提供参考。在本次研究中的飞行状态下,某型飞机进气道正下方挂点导弹发射造成飞机进气道出口流场的最大面平均温升13.06 K,最大平均相对温升为3.07%,参照该型发动机抗畸变能力数据,可以确定不会引起发动机的喘振。
参考文献
[1]方宝瑞.飞机气动布局设计.北京:航空工业出版社,1997
[2]马汉东,汪翼云.实用S形进气道内部流动特性研究.航空动力学报,1997;12(2):203—205
[3] Menzies R,Badcock D D,Richards K J,et al.Validation of thesimulation of flow in an S-duct,A02-31484,AIAA Paper2002—2808
[4]张福祥.火箭燃气射流动力学.哈尔滨:哈尔滨工程大学出版社,2004
[5]马铁犹.计算流体动力学.北京航空航天大学出版社,1983
[6]徐春光,刘君.某型导弹尾喷流形状的数值模拟.推进技术,2003;24(2):142—143
[7]廉筱纯,吴虎.航空发动机原理.西安:西北工业大学出版,2005
进气歧管结构对发动机性能的影响 第5篇
目前,国内的发动机和整车行业较少做一个全新发动机的设计项目,为了适应法律法规及当前市场的需求,对现有发动机的改型、优化设计是发动机各主机厂的主要任务。在对发动机的改型及设计的优化过程中,常利用仿真计算的方法进行先期预测,以仿真计算为指导,在仿真计算的基础上进行结构的优化改进,能够较大地缩减发动机开发的周期及费用。
一般汽油发动机使用量调节进行负荷调节,因此进气量的大小与发动机的动力性能有直接联系,而进气歧管的结构又对进气量有着较大的影响,所以进气歧管设计的好坏对发动机动力性有着直接的影响。
通过理论基础分析,总结进气歧管的各部分结构对发动机动力性的影响,并利用仿真计算的方法对某款自然吸气发动机进气歧管进行改进,同时通过试验验证,确定最终的方案,实现初期设定的性能开发目标。
1 理论基础
1.1 进气歧管分类
进气歧管的结构根据发动机类型、布置形式以及其他一些因素决定,不同类型的发动机对进气歧管的要求也不同,所以决定了进气歧管结构的不同。根据发动机的类型,一般把进气歧管分为以下两类:
1.1.1 增压式进气歧管
对于增压发动机来说,因为进气不再是负压,所以对进气歧管的进气动态效应要求不是很高,进气歧管的长度越长反而增加进气阻力,影响进气量,所以增压式进气歧管应尽量减小支管长度。
1.1.2 自然吸气式进气歧管
对于自然吸气发动机来说,进气压力是负压,所以进气歧管的动态效应对进气量的影响较大,在进气歧管优化的过程中主要是利用进气的压力波动态效应增加进气量,利用进气动态效应得到最优的进气歧管结构。
1.2 进气动态效应
在发动机进气过程中,进气门打开,由于活塞的下行运动导致进气支管内产生膨胀波,该波在进气支管的开口端反射,形成压力波返回,向气缸方向传播。这种压力波可以使得发动机进气过程即将结束时,进气门处的压力高于正常的进气压力,利用此压力波可以增加发动机的进气量,从而提高了充量系数[1]。
1.3 进气总管直径
进气歧管的总管影响发动机总的进气量,所以进气歧管的总管直径、长度的选择对发动机进气量尤为重要,一般进气总管直径的选择需要考虑与节流阀体的匹配。由于节流阀体一般选用供应商的成熟产品,节流阀体选择时在满足性能目标的前提下应尽量选择喉口直径较小的节流阀体,节流阀体选定后,从而确定了进气总管的直径。进气总管的长度应根据整机结构的布置确定。
1.4 稳压腔容积
稳压腔是入射波和反射波的必经之道,稳压腔是进气系统利用进气动态效应的一个重要部分,稳压腔与进气管合理匹配,在谐振转速,能够使进气压力波形成谐振波形。因此稳压腔容积对压力波形状有直接的影响。增大稳压腔容积,可使谐振系统的自振频率下降。当稳压腔的容积过大时,压力波动很小,发动机也很难产生谐振,然而,要获得较高又合适的充气效率,也不应采用过小的稳压腔容积,因为过小的稳压腔容积,会使气流阻力增加,流动损失加大。
国内外学者常利用Helmholtz谐振器模型得到共振时发动机转速,见公式(1),进行估算[2]:
式中,n为发动机转速,r/min;C为声波传递速度,m/s;Z为每个稳压腔连接的气缸数;A1为谐振管的横截面积,m2;L为谐振管长度,m;V为稳压腔容积,L。
由(1)式可知,在不考虑进气支管影响时,保持A1,V不变,加大谐振管长度L时,谐振转速减小,即相应的发动机转速较低,有较好的谐振效果。
1.5 进气支管长度
进气支管是进气系统中重要的组成部分,进气支管长度既决定了进气系统中压力波的相位,又影响波动效应传递到气门的时间。合成波的相位应与配气相位的关闭时刻配合,而合成波的相位主要取决于支管长度,配气相位的关闭时刻与转速有关。可以运用公式(2)进行估算:
式中,n为发动机转速,r/min;C为声波传递速度,m/s;φs为进气门开启持续角,(°);Le为进气支管的长度,m。
从上述公式可以看出,在每个转速下都有一个最佳的进气支管长度,所以我们在设计不变结构的进气歧管时一般采用折中的方案。现在有较多的可变进气歧管,其原理就是在发动机的高速与低速分别设计了不同的进气歧管长度,有的甚至做成连续可调的,通过调节阀调节进气歧管的长度以满足不同转速下的要求。
1.6 进气支管直径
严格地讲,进气支管的管径应根据管道摩擦和波动效果来选取。从摩擦影响的角度来看,由于管道中的压力降与管径四次方的倒数成正比,因此希望管径较大;而从波动效果来看,则希望管径较小以增大波动的幅度[3]。通常在概念设计时,进气支管的直径可以运用公式(3),(4),(5)进行估算:
式中,n为进气管连接的气缸数;Q为气缸单缸排量,L;N为发动机转速,r/min;v为容积效率;A为进气支管横截面积,m2;D为气缸直径,m;d为进气管直径,m;S为活塞行程,m;V为进气流速,m/s。
进气支管直径的选型计算适用于各种类型的发动机,无论增压发动机还是自然吸气发动机均可适用此公式进行估算,基本的原理都是一样的,但进气支管的直径选择要综合考虑进气道入口当量面积及整个气道的设计,所以一般在确定进气支管直径时需要考虑多方面的因素。
2 进气歧管优化
在概念设计时一般使用上述公式对进气歧管进行粗略的估算,但发动机性能优化时各部分的结构均已确定,且有试验数据,所以在对已有样机的发动机进行性能优化时,需要使用软件计算来辅助完成,进一步精确计算。
2.1 优化目标
我们对某款发动机中低速性能偏低,油耗较高的问题通过调整进气歧管结构尺寸进行优化,并达到初期设定的性能目标。试验测试数据及优化目标见图1。
2.2 计算模型标定
对发动机的零部件进行合理的改进,从模拟计算上来讲,首先要确保原机计算模型的计算结果与实测结果有较小的误差,即计算模型的参数设置是正确的前提下,才能进行设计参数的优化,仿真计算与试验数据的对比结果见图2、图3。
由以上试验数据与计算数据对比可以看出,仿真计算数据与试验数据误差较小,认为模型是仿真可用的,以下利用此模型对发动机进气歧管优化计算分析。
2.3 不同进气支管长度的影响
我们在设计不可变进气歧管的时候,进气支管长度一般都取折中的一个值。现在有很多可变长度的进气歧管,其原理就是根据动力进气效应分别在低速和高速设计了不同的进气支管长度,甚至还有把进气支管长度设计成连续可调的,以满足不同转速下所需要的进气支管长度。不同进气支管长度对发动机各主要性能参数的影响见图4。
从计算结果可以看出低速时,较长的进气支管能够产生较好的谐振效应,在高速时,短的进气支管谐振效应更明显。所以在选择进气支管长度时,应综合比较低速与高速的设计目标。根据此款发动机设计的目标最大扭矩点转速及常用工况点等综合考虑,选择支管长度为400 mm。
2.4 不同谐振腔容积的影响
谐振腔容积对压力波形状及谐振强度有直接的影响。不同的谐振腔容积对应的谐振频率也是不同的,合理选用谐振腔的容积可以改善进气的谐振效应。
不同的谐振腔容积对发动机各主要性能参数的影响见图5、图6。
由以上计算结果及理论分析可知,确定了进气支管长度及谐振转速后,在这种状态下,增加稳压腔容积时,整个谐振系统的自振频率必然下降,系统谐振转速向低速方向移动。而在低谐振转速,由于活塞运行速度慢,其下行对气流的吸入作用小,从而引起谐振系统的压力波振幅减小。如此相互影响,最终导致进气压力波动减小,谐振效果也相应下降[4]。
因此,对于不同缸数和进气管的发动机,应通过合理的计算比较,以求得谐振进气时稳压腔容积的最佳范围。根据以上计算结果综合考虑,选择稳压腔容积为1.5 L。
2.5 试验验证
根据以上计算结果,使用稳压腔容积1.5 L、进气支管长度为400 mm的进气歧管进行验证,试验验证结果见图7。
通过对进气歧管的理论分析与计算,然后通过试验进行验证,可以很好地缩短开发周期,从试验结果来看,计算结果与试验结果也较好地吻合。
3 结论
由理论分析及计算对比,可以得出以下结论:
a.进气歧管长度及谐振腔容积对发动机充气效率影响显著。进气支管长度越长,发动机外特性峰值越向低速区域移动,谐振腔的容积影响谐振效应的频率。
b.对于自然吸气发动机,谐振动态效应能够较好地提高发动机的进气效率,不同的发动机转速对应的谐振频率不同,可以通过计算,确定不同转速下需要最佳谐振的结构尺寸,然后综合各方面的要求,确定最终的结构尺寸。
c.谐振效应与发动机的配气机构的正时有着密切的关系,若要确定精确的进气结构,需要确定配气正时及进气结构的综合影响。
d.对于增压发动机来说,因为进气是正压,所以对进气歧管的谐振效应要求不高,进气歧管的长度越长反而增加了进气阻力,影响了进气量,所以增压发动机进气歧管应尽量减小支管长度。但谐振腔的容积对不同的增压发动机也有着较大的影响,如三缸增压发动机与四缸增压发动机,谐振腔容积有不同程度的影响。
参考文献
[1]马超,赵永娟,刘云岗,程勇.车用发动机谐振进气系统[J].内燃机与动力装置,2009,19(5):41-48.
[2]M.C Brands.Helmlholtz Tuned Induction Systems for Turbocharged Diesel Engine.Turbochargers and Turbocharged Engines[C].SAE790069,1979.
[3]肖民.L368Q汽油机进气系统计算及设计[J].华东船舶工业学院学报(自然科学版),2002,2(16):56-61.
进气性能论文 第6篇
近年来,联合收割机向高效率方向发展,机器宽度不断增加,原有离心风扇的性能已不能与之相适应,其出口气流不均匀性显得更为突出,这对筛面上谷粒的分离非常不利。目前,要求联合收割机的清粮室应有一种在宽度方向上不受性能限制的风扇,径向进气风扇是有可能满足这种要求的新型风扇。为了掌握径向进气风扇的性能特点,笔者对其进行了理论分析和性能试验。
1 理论分析
1.1 工作原理及特点
1.1.1 工作原理
径向进气风扇的结构与离心式风扇不同,其壳体两端封闭,而中间部分敞开。其工作原理是:当叶轮在壳体内旋转时,气流在其内部形成一个偏心漩涡,造成低压中心,使风扇的内外产生很大压力差;外部气流在风扇的整个宽度上大致是径向吸入,穿越叶轮的进风叶栅,随后沿着涡旋的切向穿越叶轮的出风叶栅,经壳体的扩散管排出。其示意图如图1所示。
1.1.2 特点
1)径向进气风扇的特点是气体在两维空间内流过叶轮,因而气流沿横向分布比较均匀,这是其他类型风扇无可比拟的。因为气流没有轴向分量,所以没有宽度方向的理论极限,当叶轮的宽度加大时,流量也增加,从而可以按照需要选择风扇叶轮的宽度。
2)由于气体两次流过前弯式叶片,进风和出风被集中在叶轮叶片内径上的涡旋所分隔,能够产生较高的流量和压力,因而可以采用较小的尺寸和较低的转速。
上述特点表明,径向进气风扇能较好地满足清洗风扇的基本要求,使清粮室具有良好的气流条件。
1.2 叶轮内圈速度分析
由于气流在叶轮内部形成一个偏心涡旋,而涡旋中心位置和涡的核心范围影响叶轮内的速度场分布。一般认为,涡旋中心在叶轮内圆上[1]。设涡旋中心位于O点,且进出口叶栅的弧长相等,内圆上A点距O点的半径为R,中心角为θ。叶轮内原速度分布如图2所示。
在无旋区域,因为VR=常数[2],所以同一条流线上各点速度的大小相等,方向沿切线方向,从而可以由图2的几何关系导出计算叶轮内圆处各点的气流速度。Va=常数,。其中,Va和Vm分别为气流绝对速度的切向分量和径向的量。
这个涡旋规律表明:Va为常数,且等于叶轮内圆的切向速度;Vm按正切规律变化,即在叶轮内圆处的流速是变化的,越靠近涡核边界,越影响出气口速度和压力分布的不均匀性。因此,径向进气风扇的流量系数和压力系数均为其平均值。
1.3 速度三角形
由速度三角形可以得出扭速ΔCn。根据动量定理,只需做出叶轮进口及出口的速度三角形。由于叶轮内气体不可压缩,叶栅进出口具有相同的叶片角,因此可以把进口和出口叶栅展开成直线,并把进出口速度三角形画在一起,如图3和图4所示。
若气流径向流入,且叶轮进出口弧相等,进出口的竞相速度相等,即CⅠm=CⅡm
当改变β2时,ΔCu为常数,等于两倍叶轮的外圆速度,即ΔCu=2u2=常数。
若气流径向进入且轮进口弧大于出口弧时,出气速度大于进气速度,即CⅠm>CⅡm。
当改变β2时,叶轮进出口气流速度的关系式为CⅠm/CⅡm=C´Ⅰm/C´Ⅱm,而扭速仍为常数。
1.4 压力系数和流量系数
径向进气风扇的理论压力系数(ρ为空气密度)。根据欧拉方程,理论压力Pth∞=ρU2ΔCu,因而可得实际压力系数为
式中η—全压效率;
E—有限叶片修正系数;
u2—叶轮的外圆速度。
径向进气风扇的流量系数Q为
式中Q—流量;
CⅡm—出气速度(平均值);
D2—叶轮外径;
b—叶轮宽度。
由式(1)和式(2)可知,改变进气口的大小对径向进气风扇的压力系数和流量系数有较大影响。
2 试验方法
本研究是在风扇试验台上进行的。试验台由无极变速器、试验用风扇、试验管道、毕托管、压力计和阻风板等组成。测定点按等效面积法确定,纵向分为上中下3层,横向分为5个测试点,总共有15个测试点,如图5所示。
试验用的风扇结构如图6所示。采用“直线-圆弧”形叶片,其主要参数为叶轮外径、叶片数、叶片安装角、叶片直线部分长度、叶片圆弧半径、进气口角度、出气口角度、壳体升角度和出口高度。
试验按常规方法测量了风扇的出口气流速度分布和风扇的特性参数,还采用了入口节流调节和变速调节两种方法研究了风扇的变化规律。
3 试验结果
3.1 风扇出风口气流速度的分布特性
试验时,取叶轮转速为700r/min,进气口角度λ=190°。去掉管道,在风扇出风口测定各点的气流速度,其测定数据如表1所示。同时,绘制风扇的质特性曲线,如图7所示。
从表1和图7中看出,风扇出口气流分布是很均匀的,不均匀系数k=0.16,平均速度Vcp=9m/s,风口的中间气流速度高,两边稍有降低的趋势,这种气流分布特性有利于筛子对谷粒的清选。
对于工作质量很高的清粮室,气流不均匀系数k<0.2,而联合收割机清选风扇出口平均速度为8~10m/s。由此可见,径向进气风扇在转速不高的条件下就可以产生清粮室所要求的均匀气流速度。
3.2 径向进气风扇的工作性能
试验时,取叶轮转速为900r/min,进气角为λ1=190º。根据试验结果按式(3)、式(4)、式(5)和式(6)计算出风扇的流量系数、全压系数、静压系数和功率系数,并绘出无因次特性曲线,如图8所示。
式中Q—风扇流量(m3/s);
P—风扇全压(Pa);
Ps—风扇静压(Pa);
N—风扇轴功率(k W)。
从图8可以看出,径向进气风扇的效率比较高,最大效率ηmax=52%,效率在90%最大效率以上的上升曲线段。流量系数,压力系数,相应的静压与动压之比值为。
现有传统的离心风扇全压系数P=0.8~1,流量系数,静动压比例,所以径向进气风扇具有压力系数和流量系数较大的特点。图9是试验所得的竞相进气风扇Ps-Q曲线。
由图9可见,径向进气风扇的Ps-Q曲线有凸峰M存在。在点的左边为不稳定工作区,在点的右边为稳定工作区。图中画出了按公式Pc=.9 8×ϕQ2(Pa)的管路特性曲线。式中Pc是管路中的压力损失。ϕ=9.35(在一定管路中ϕ是常数)时,风扇的工作点位于M点右侧的稳定工作区,此点处于效率为95%ηmax。该风扇虽有不稳定的趋势,但在正常时风扇处于稳定状态。影响风扇工作稳定性的因素很多,如风扇叶轮和壳体结构、舌部形状、舌部和叶轮的间隙、进气角的位置和大小等,应进一步试验。
3.3 进气口节流调节对风扇性能的影响
试验采用5种进气角,即130°、145°、160°、175°和190°。不同进气角时的静压随流量的变化曲线如图10所示。
从图10可以看出,改变进气角1λ,可以使“静压-流量”曲线发生变化。增加进气角1λ,流量Q和静压sP随之增大,曲线上移。随着进气角的增加,静压的最大值(即凸峰)移向流量值小的区域,风扇不稳定工作区减小。
通过对比管路特性、风扇效率和功率随流量的变化曲线(图11和图12所示)可以看出,在不同进气角,风扇的最大效率ηmax都在50%以上。当λ=160°时,效率最高,达63%。这说明径向进气风扇具有良好的截流特性。
根据试验结果,得出径向进气风扇在出风口处气流沿纵向分布的平均速度值列于表2所示。气流平均速度向量如图13所示。
由图13可知,改变进气角对风扇出口纵向气流结构影响较大。减小进气角,上层速度增加,而下层有所降低。当进气角由190°减小到130°时,上层速度增加2.2m/s,而下层速度减小2.7m/s。因此,只要改变进气角大小,则纵向气流结构可以得到重新分布。
m/s
3.4 变速调节对风扇性能的影响
当转速为700r/min和900r/min时,所得风扇的特性曲线如图14所示。
由图14中可知,随着叶轮转速的提高,风扇的流量、压力和效率均随之增加,而风扇效率略有增加,曲线形状相似。这与风扇的相似定律相吻合。
4 结论
1)径向进气风扇的出口气流分布比较均匀,不均匀系数不大于0.2,可以产生较大的压力系数和流量系数。在所试验的条件下,位于最大效率附近的压力系数,流量系数,最大效率为50%,但静压与动压之比较低,且有不稳定工作区存在。
2)试验用叶轮直径为D2=276mm,转速为n=700r/min,测得风扇出风口气流的平均速度为9.0m/s,证明径向进气风扇可以在不大的直径和较小的叶轮转速下,满足联合收割机清粮室所要求的气流速度。由风扇出风口气流速度分布图可以看出,气流沿横向分布比较均匀,因此可以根据需要选择叶轮的宽度,适于脱粒机、清洗机和大型联合收割机使用。
3)采用进气口的截流调节方法,可以改变风扇的“静压-流量”曲线,使纵向气流结构可以得到重新分布,扩大风扇的工作规范。增加进气角,可以增加流量、全压和静压,提高风扇的工作能力,改善风扇的工作稳定性。试验表明,径向进气风扇具有良好的节流性能,在试验的范围内,最大效率均在50%以上。因此,用进气口截流的方法具有使用价值。
4)采用变速调节法观念法可以改变“静压-流量”曲线,曲线形状相似,效率相近,气流结构形状不变。该调节方法具有良好的经济性,但需要昂贵的变速装置。
参考文献
[1]中国农业机械科学研究院,农业机械设计手册(上册)[M].机械工业出版社,1990:699-724.
[2]李诗久,工程流体力学[M].北京:机械工业出版社,1980.
[3]李庆宜.通风机[M].北京:机械工业出版社,1981.
进气性能论文 第7篇
进气门座圈位于气道端点,见图1,它靠其内锥面与气门锥面的紧密贴合与气门头部共同对气缸起密封作用,并接受气门传来的热量。其形状尺寸对进气道的阻力特性和涡流比有着明显的影响,因此在许可范围内增大进气门座圈内径,可以增大气体流通面积,也有利于提高发动机充气效率[1,2]。
1 模型的建立与验证
1.1 模型的建立
通过BOOST模拟计算软件,建立试验汽油机(压缩比为10)整机计算模型,见图2。该模型主要由气缸、进气系统和排气系统三大部分组成。进气系统主要包括空气滤清器CL1、容积腔PL1、进气歧管4~9和外接管2,3等模块。排气系统主要由排气歧管10~15和流动约束R2~R4等组成,在排气管路上有三元催化转换器和消声器等。气缸内的燃烧模型采用较为简单的单区韦伯函数,换热系数选用沃西尼1978年提出的经验公式[3~5]。另外模型中图例C1~C3表示气缸,SB1~SB2表示边界,MP1~MP7为测量点。笔者在原发动机的基础上,对其它参数不作改动,通过改变进气门座圈内径进行分析,预测发动机性能。
1.2 模型的验证
为了评价所建模型的计算精度和可靠性,模拟计算了发动机的速度特性,相关的实验数据是在发动机相应速度特性工况下获得的。模拟计算时一些参数(如摩擦系数等)的选择是通过经验值和参考值确定的。将模拟结果与实验结果进行比较见图3。
通过对比可以看出,计算结果与实验值之间的最大误差不超过5%,大多数工况下的误差在3%以下,两者变化规律一致。因此从总体来看,软件和模型具有较高的计算精度和可靠性,可以用来对发动机进行变参数计算。
2 进气门座圈内径对发动机性能的影响
由于AVL BOOST软件没有考虑多向流,因此为避免由多向流引起的压力损失,AVL BOOST软件需要标定气道的流量系数。若与气缸相连的管道的截面积不同,气道的流量系数也有所不同,则需要确定比例系数,用以得到有效的流通面积。通常,流量系数与气门内阀座的面积(即气门座圈内径)有关。因此比例系数的计算由下式得到[5~6]:
式中,fsc为比例系数;nv为气道中气门的个数;dvi为气门的内阀座直径,mm;dpi为与气缸相连的管道直径,mm。
本次研究的汽油机为四气门(二进二排)发动机,两进气门座圈内径大小从原设置的23.5 mm逐渐加大到25 mm(最大尺寸受燃烧室及气门结构的限制),步长为0.5 mm,对汽油机性能进行预测。其扭矩、功率、燃油消耗率和充气效率随转速变化见图4。随着进气门座圈内径的逐渐加大,在中低转速时,发动机性能基本无变化,中高转速(n>3 600 r/min)时,扭矩有一定提升,最大可提高3.3%(4 800 r min),最大扭矩为86.62 N·m(4 800 r/min时);在高转速(n>4 000 r/min)时,功率有所提升,最高可提升2.0%(6 000 r/min时);在中高转速(n>3 600 r/min)时,燃油消耗率有所降低,在6 000 r/min时最大可下降3 g/(kW·h),同时充气效率有所提升,最大可提高2.0%(6 000 r/min)。通过计算,进气门内径加大时最高燃烧压力均在许可范围内(不超过7 MPa)。
3 结论
a.借助AVL BOOST软件,对试验汽油机进行了理论建模,同时对汽油机的不同工况下的速度特性进行模拟计算,以试验数据为依据验证了该模型的正确性。
b.笔者只对进气门座圈内径变化进行模拟计算,进气门座内径由两个直径23.5 mm的气门座圈逐渐加大到两个25 mm的气门座圈,步长为0.5 mm,通过计算可知,发动机在中低转速时各性能基本无变化,而在中高转速(n>3 600 r/min)时,进气流量加大较明显,此时的扭矩、功率和充气效率都有所提升,同时燃油消耗率有所下降,也即加大进气门座圈内径,可以增大气体流通面积,减小进气流动阻力,可改善发动机在中高转速时的动力性和经济性,尤其是对于发动机气门座圈的设计具有一定的指导意义。
c.通过对试验汽油机进气门座圈内径的模拟计算,有助于深刻认识进气道结构参数对发动机性能的影响,同时对今后发动机的设计改进和各参数的调整具有重要的参考价值。
参考文献
[1]关文达.汽车构造[M].北京:机械工业出版社,2004.
[2]陈家瑞.汽车构造(上册)[M].北京:机械工业出版社,2003.
[3]Roger Peyret.Handbook of Computational Fluid Mechanics[M].Academics Press,1996.
[4]Sweby P K.High Resolution Schemes for Hyperbolic Conservation Laws[J].J Comput Phys,1983.
[5]AVL BOOST,Version 4.0.3——User’s Guide[C].AVL,Graz2003.
进气性能论文 第8篇
发动机大多以部分负荷工况工作,因此,发动机技术的一个主要目标是提高部分负荷的性能,即在满足高功率的同时,要求保证中低转速和负荷下发动机的动力性、经济性和排放特性。按照传统的发动机结构,很难保证中低速性能,原因是发动机在不同工况下对气体运动具有不同的要求:低速运转时,气体运动是影响发动机性能的主要因素;高速运转时,流通系数成为影响发动机性能的重要因素。可变进气结构是针对发动机对气体运动和流通系数的不同要求而产生的,其实质是在发动机的工作过程中,通过改变单一的进气模式,组织变化的进气方式,使进入缸内的充量大小和运动形式适合变化的发动机运行工况,从而提高发动机性能,降低排放水平。目前,可变进气技术在国外的汽车发动机和大排量的发动机上已经有较多应用;而在国内的研究与应用均处于初级阶段,尤其在小排量发动机上还没有实际的研究与应用。本文针对1台单缸电控4气门发动机,进行了可变进气的改进设计、台架性能及排放试验。
1 可变进气道的实现方式
试验用机为单缸125 mL 4气门发动机,具有发动机高速性能优越,但中低负荷性能不好的特点。为此,考虑在发动机上设计1个可变进气装置,以满足发动机的中低负荷性能。可变进气结构的主要工作原理是通过改变4气门发动机单边气道的流通面积来实现进气充量运动形式及强度的变化[1,2]。
设计了简易的横向滑动式可变进气结构[3],如图1所示。其中,实线部分为滑片形状,数字1～5分别表示为滑片的5个位置,实现了不同的进气方式,如图2所示。在不同的节气门开度下,配合不同的滑片位置,使1个进气道有不同的开度,实现可变充量运动。5种可变进气模式分别为:不可变进气,on模式;可变进气25 %(关闭1个气道口面积的25 %),off 0.25模式;可变进气50 %(关闭1个气道口面积的50 %),off 0.5模式;可变进气75 %(关闭1个气道口面积的75 %),off 0.75模式;可变进气100 %(完全关闭1个进气道),off 1.0模式。
2 可变进气道的流通特性
用Ricardo方法所定义的流量系数和无因次涡流与滚流分别为:
CF=Q/nAV0
NR=ω RB/V0 (1)
式中,Q为流经气道的流量;A为气门座圈内径的面积;n为进气门数;B为气缸直径;ωR为风速仪叶片转速;V0为速度,undefined,Δp为气道压差。
涡流与滚流比Rs为:
Rs=LD·∫α2α1CFNRdα(∫α2α1CFdα)2
LD=BSnD2 (2)
式中,α1、α2分别为气门开启和关闭的曲轴转角;S为活塞行程;D为气门座圈内径。
通过气道稳流试验台对可变进气发动机气道的流动特性进行了试验,结果如图3所示。
由图3可见:气道的流量系数总是随着气门升程的增加而增大,但是,在不同的进气模式时,气道的流量系数随着气门升程提高的变化率明显不同,在小气门升程时,节流反而使流量系数增大;而在大气门升程,节流使流量系数降低。这是因为在小气门升程时,由于气门开度很小,气门处的流通阻力很大,气流在气道内的流动非常紊乱,如果在气道口节流,就使气流的运动重新组织,使流动速度加快,使流量增加,随着气门升程的增大,气门处的流通阻力减小,需要更多的空气,就不需要在气道口节流了。由此可见,进气模式对发动机气道的流量系数影响较大,可以通过改变进气模式来满足发动机对流量系数的要求。
在可变进气结构的作用下,减小单边气道流通面积之后,缸内气体运动不再是单纯的涡流运动或单纯的滚流运动,而是涡流运动和滚流运动的结合[4]。在节流增大后,滚流、涡流均加强了,这对于燃料的混合和火焰传播均有明显的改善,从而改善低速燃烧过程和低速扭矩。
3 可变进气发动机性能试验及结果分析
试验在天津内燃机研究所开发的发动机台架测试系统上进行,试验装置如图4所示。使用AVL燃烧分析仪采集气缸压力,用佛山排放分析仪采集排放数据。发动机的主要技术参数见表1。
3.1 发动机性能试验结果及分析
在不同的节气门开度(25 %、35 %、50 %、75 %)下,选用不同的可变进气开度,进行了发动机的性能试验。在节气门25 %开度时(图5),转速为2 500～4 000 r/min,采用off 1.0的进气方式的功率、扭矩,相比不可变进气及其他可变进气方式时分别提高了4.21 %、4.37 %,而燃油消耗率降低了4.9 %;在4 000 r/min时,发动机工作恶化,功率和扭矩均下降。试验结果表明:在节气门25 %开度时,由于进气流量很小,off 1.0模式的涡流比与滚流比最大,缸内混合气混合最好,燃烧完善,所以发动机性能提高。
在节气门35 %开度时(图6),转速为2 500～4 500 r/min,可变进气为off 0.75的功率和扭矩,相比相同工况下非可变进气,分别提高了4.12 %、4.32 %,而燃油消耗率降低了4.54 %。功率、扭矩变化趋势为:off 0.75→off 0.25→off 1.0→on→off 0.5。由功率、扭矩变化趋势可见:缸内滚流、涡流的加大有助于燃烧,但off 1.0模式性能下降的原因在于off 1.0模式的流量系数显著降低,其改进的燃烧不足以弥补流量减小的影响。
在节气门50 %开度时(图7),转速为3 000～5 000 r/min,off 0.5进气模式的功率和扭矩相比其他进气方式分别提高了3.58 %、3.92 %,燃油消耗率降低了3.87 %。功率、扭矩变化趋势为:off 0.5→off 0.25→on→off 1.0→off 0.75。试验结果表明:在中等负荷与转速时,保证流量系数、并有一定的流动强度对燃烧最有益。
在节气门75 %开度时(图8),转速为5 000～6 500 r/min,采用off 0.25可变进气的功率和扭矩分别上升了2.56 %、2.89 %,而燃油消耗率下降了2.66 %。试验结果表明:在低速时,off 0.25的可变进气使功率、扭矩略有下降,燃油消耗率大幅度增加;而在高速与高负荷时,由于进气流量大,则不需要节流。
不同节气门开度时的发动机性能变化对比如表2所示。
在不同的节气门开度(不同的负荷)、不同转速下,功率随着进气模式呈现不同的变化规律如图9所示。不同的进气模式对应不同的流量、涡流比和滚流比。基于缸内气流运动具有涡流和滚流两种运动,所以它对发动机燃烧过程和性能的影响既不同于涡流运动也不同于滚流运动,而是两种运动对发动机燃烧过程和性能影响的综合。滚流运动不仅可以提高发动机燃烧过程预燃期和主燃期的燃烧速率而且可以提高后燃期的燃烧速率。off 1.0模式相对于其他4种模式的涡流比与滚流比最大,对发动机缸内燃烧的改善最有利。但在不同的负荷与转速下对发动机的燃烧有不同表现:低负荷时,在25 %节气门开度、转速为3 000～4 000 r/min时,off 1.0模式对发动机性能具有最大的改善;在35 %节气门开度、转速为3 000～4 500 r/min时,off 0.75模式对发动机性能有最大的改善;在50 %节气门开度、转速为4 000 ～5 500 r/min时,off 0.5模式对发动机性能有最大的改善。
3.2 发动机排放试验结果及分析
图10～图13为不同油门开度、不同的可变进气模式时的发动机排放性能。试验结果表明:HC、CO排放降低了4 %～9 %,原因在于气流运动使混合气形成均质化,从而使燃烧室内减少或消除混合气局部地区过浓或过稀以及局部高温缺氧区,减少了高温裂解未燃燃油,从而减少HC排放[5],但NOx排放有所增加。NOx、HC、CO排放试验结果的对比见表3。
3.3 发动机缸内燃烧特性分析
对试验采集的相应工况点的气缸压力、放热率及温度进行分析,如图14～18所示。由连续50个循环的平均示功图和放热率曲线可见:可变进气后,气缸压力有所升高,放热率加快,放热率曲线提前,根据热力循环分析可知,越接近上止点放热,发动机热效率越高,缸内温度略有升高。
涡流与滚流可以显著提高发动机缸内混合气的湍动能,从而最终提高气缸压力。由于可变进气的采用,使进气产生的大尺度涡流与滚流得到加强,随着节流尺度的增大,涡流比与滚流比均增大。在进气过程中产生的涡流运动,在压缩过程被压缩而破碎成小尺度涡团,从而使点火时刻缸内的湍动能大幅度增加,进气过程产生的涡流比越大,点火时刻湍动能增加幅度越大,从而加快了火焰传播速度,缩短了燃烧持续期,优化了发动机的燃烧过程[6]。但是,这一优化效果是有一个极限的,而且,在实际应用中不可能无限制地提高发动机的涡流比与滚流比,因此,需要选择适当的涡流比来提高发动机的性能。
4 结论
(1) 在不同节气门开度,采用不同的可变进气模式,发动机性能有不同程度的改善,但随着负荷的增大其改善幅度降低。随着节气门开度从25 %上升到75 %,发动机功率提高了4.37 %～2.56 %,扭矩提高了4.21 %～2.56 %,燃油消耗率降低了4.89 %～2.66 %,同时,HC、CO排放降低了4 %～9 %,而NOx排放有所上升。
(2) 可变进气模式的改变,即改变了进气的流动特性、充量大小和运动形式;在中低负荷时适当增加了涡流比与滚流比。根据热力循环分析可知:增加的涡流比与滚流比,使气缸压力有所升高,放热率加快,放热率曲线提前(越接近上止点放热,发动机热效率越高),缸内温度略有升高,从而改善发动机中低负荷性能。
(3) 对于短进气道、小排量高速汽油机,通过采用可变进气方式,可以优化发动机中低负荷性能。
参考文献
[1]Maier J.Variable charge motion for 2007-2010 diesel enginesdiesel engine emissions reduction(DEER)conference 2003[C].Newport:2003:24-28.
[2]Kapus P E,Denger D,Holland T.AVLlist GmbHintelligentsi mplification-ways towards i mproved fuel economy[C]//SAE2002-01-0236,2002.
[3]Lai mboeck F J,Glanz R,Modre E,et al.AVL approach forsmall 4-stroke cylinderhead-port-and combustion chamber lay-out[C]//SAE 1999-01-3344,1999.
[4]李岳林,沈文.一种新型可变进气系统的试验研究———EQ6100Q型汽油机进气系统的一种改进方案[J].长沙交通学院学报,2000,16(3):8-10.Li Y L,Shen W.An experi mental study of the variableinduc-tion system[J].Journal of Changsha Communications Univer-sity,2000,16(3):8-10.
[5]Mikulic L A.Development of low emission high performancefour valve engine[C]//SAE 900227,1990.