二冲程船用柴油机

2024-05-17

二冲程船用柴油机（精选四篇）

二冲程船用柴油机篇1

为了提高性能和减少燃油消耗率, 船用二冲程柴油机活塞冲程越来越长、空燃越来越高、气缸最高爆压和平均有效压力越来越大。因此气缸的工作条件变得日益苛刻, 在此情况下仍然需要保持气缸的良好润滑, 传统的机械式气缸注油器已很难满足要求。虽然其结构简单, 操作方便, 检修容易, 但它也有许多不可忽略的问题, 如注油量不能随负荷变化, 注油定时不够精确, 注油压力低。国外有些机构研究的电控式气缸注油器很好地解决了这些问题, 但成本太高, 在旧船上改装划不来, 同时电控式气缸注油器结构复杂, 对维护人员的要求很高。因此很难在当前推行开来。鉴于此, 本文介绍一种船用二冲程柴油机旁通电控气缸润滑系统。该系统虽不如国外先进的电控系统那样优异, 但是却能兼顾到机械式注油系统和电控注油系统的部分优点, 下文将着重介绍该新型系统的理论实用性。

1 工作原理介绍

旁通电控气缸润滑系统简图如图1所示。

图1所示的气缸润滑系统完全保留原有的机械式润滑系统, 仅仅是在原有的机械式润滑系统上加装带有电控通断阀的旁通油路。

当旁通阀关闭时, 旁通回路与注油管路不相通, 此时的注油效果与机械式气缸注油器完全相同。当旁通阀处于开启状态时, 旁通回路与注油管路相通, 气缸油经过低压的旁通回路回到油箱。此时尽管注油器还在运行, 但是却不会向气缸注油。通过改变旁通阀的开启时长可以控制每循环的注油量, 通过控制旁通阀的开启时间或关闭时间可以控制注油起始时间或注油结束时间, 还可以控制每循环旁通阀开启次数来控制注油频率量 (根据主机运行需要可以设置每循环为主机运行4转或者5转, 视具体情况而定) [1]。

1.气缸油油箱2.截止阀3.旁通阀4.机械式注油器5.注油枪

2 旁通电控气缸润滑系统仿真模型

2.1 HYDSIM仿真软件介绍

HYDSIM的全称是Hydraulic Simulation, 它是奥地利AVL公司开发的一款软件, 它主要包括以下几个方面的优点: (1) 建模灵活, 方便、适用范围较广; (2) 对于柴油机喷射系统, 软件自带很多example模型, 方便用户参考; (3) 一维优化的系统参数; (4) 可以对不同模型进行仿真计算, 对比其结果, 分析各参数之间的影响; (5) 目前最新的图形预处理和后处理技术; (6) 为用户提供了友好的图形界面, 基本上为柴油机喷射系统中每一个特定物理元件定义了一个图标; (7) 计算结果接近于实际试验结果, 性能稳定可靠[2,3]。

为了简化过程, HYDSIM在模拟计算中, 有如下假设:

(1) 注油过程中, 整个系统内的温度假设为恒定;

(2) 各部件均为刚体, 不考虑弹性变形;

(3) 气缸油在各部件内的分布均匀, 即各部件内气缸油的密度处处相等;

(4) 系统压力始终大于穴蚀压力, 即仿真过程中不考虑穴蚀;

(5) 回油腔为恒压源, 无压力波动。

2.2 原型机气缸注油系统仿真模型

本文选择的原型机是RT-flex60C-B R1, 它采用稍加改进的机械式气缸注油器, 传统的机械式气缸注油器采用注油泵, 注油压力很低, 在0.2 MPa左右, 本机型不同之处在于它采用燃油泵替代传统的低压注油泵 (为了不引起混淆, 在下文中仍然称之为注油泵) , 因此注油压力得到大幅度提高, 约为2.1 MPa。

2.3 改进后系统气缸润滑系统仿真模型

旁通电控式气缸注油系统是在原型机的注油系统上增加了一个二位三通电磁换向阀, 为方便建模, 电控系统未在模型中建立, 时间控制阀可替代电控系统的作用。原型机的仿真模型和改进后的仿真模型相差不大, 主要有以下两点: (1) 改进后的系统中增加了时间控制的开关阀作为旁通电磁阀; (2) 在出油阀后接一个单向阀避免注油枪内高压油回流进回油管路。

2.4 仿真模型的真实性分析

模型建立都比较容易, 但真实性有待考量, 下面就验证模型建立的合理性。

原型机的循环注油量为0.34 g/r。图2中原型机的循环注油量约为0.34 g/次, 与理论值相符;改进后系统的循环注油量约为0.33 g/次, 与理论值0.34 g/r相差2.94%, 也基本符合。

图3原型机的稳定注油压力约为2.1 MPa, 最高注油压力约为2.2 MPa;改进后系统的稳定注油压力约为2.05 MPa, 最高注油压力约为2.2 MPa。由于改进后系统比原型机多一个旁通阀和一个截止阀, 具有一定的节流作用, 因此两条曲线并未完全重合, 但结果仍可认为满足实验要求。

3 旁通电控气缸润滑系统仿真分析

本文采取单一变量原则, 即在只改变一个量的情况下比较原型机的仿真结果和改进后的仿真结果, 这样得到的结果更加客观, 因此具有参考意义。

3.1 气缸润滑系统仿真结果

(1) 注油时刻控制如图4所示。

观察注油压力曲线, 由上分析可知, 在开关阀初始状态为全关的条件下, 改变开关阀的开启时间 (对应于凸轮的转角) , 可以改变注油的开始时间和结束时间, 而且这种调节方式比起原型机更加精确和方便。

(2) 注油量控制如图5所示。

由图5分析得出如下结论:改进后的注油系统开始注油的角度可以更大, 结束注油的角度可以更小, 因此每循环的注油量可以减少, 在保证主机气缸可靠润滑的前提下, 注油量的减少不仅可以节省开支, 还可以较少污油处理量和管理工作量。因此改进后的机器具有明显的经济效益。

(3) 注油频率控制如图6所示。

根据主机的需要还可以改变注油频率, 即通过设置电磁阀的程序实现凸轮转动2圈注油一次或者转动4圈注油一次。如图6 (a) 所示, 开关阀初始状态为全关, 流通面积保持为最大值, 而在图6 (b) 上, 注油量保持为零, 即此时即使凸轮在转动, 但气缸油全部经过开关阀回流到油箱, 注油枪不注油。

由以上分析可知, 注油定时, 注油量和注油频率都可由电磁阀的开关控制, 且控制过程简单, 易于维护管理。

3.2 影响因素分析

(1) 在模型建立时约定系统部件全部是刚体, 不会发生弹性形变, 气缸油也不可压缩, 但其实任何物体受到力都会发生形变, 在这其中以气缸油的压缩和油管的弹性形变最为严重, 油管长度越长, 压力波传递越慢, 相应的注油开启时间就会延后。因此仿真得到的注油定时和实际的注油定时有一定的差别。

(2) 在模型建立时约定系统内温度不变, 密度不变, 但根据PV=n RT可知, 压力变大温度会相应升高, 温度升高使粘度降低, 注油压力会随之降低, 因此注油枪的注油压力略低于实际的注油压力。

(3) 弹簧刚度:出油阀弹簧刚度的大小直接影响启阀压力的大小, 注油枪截止阀弹簧刚度大小则影响注油雾化效果以及残余压力的大小。弹簧刚度过大则出油阀突然泄压容易引起气缸油气化, 不仅会使系统压力出现较大的波动, 还会引起穴蚀, 弹簧刚度过小则注油开始提前, 关闭延后, 还会使注油压力下降, 雾化效果变差。

(4) 凸轮角度和升程的取值是根据凸轮升程数据表而非加速度数据表, 给出升程计算速度和加速度时使用的是微分算法, 微分算法对离散数据的偏差比较敏感, 数据精度不够往往会导致误差产生及油管内压力的波动。

(5) 仿真计算过程中对部分数据做了简化, 与实际数据有一定的出入, 如对各腔室容积的选定等, 这些参数的简化对各结果都有一定的影响。

4 结束语

本文研究的新型注油系统具有以下三个优点:

(1) 改变电磁阀的通断可以控制注油定时;

(2) 改变电磁阀的开启时长可以改变每次的注油量;

(3) 改变电磁阀的控制程序可以改变每循环注油次数 (注油频率) 。

参考文献

[1]董健, 吕松.二冲程柴油机回流阀脉冲式电控气缸注油润滑系统[P].中国专利:201320193121.3, 2013-11-06.

[2]宫宇龙, 周瑞涛, 吕松.基于HYDSIM的电控气缸注油器设计与仿真[J].起重机运输, 2019 (09) :1-3.

二冲程船用柴油机篇2

新修订的MAPOL公约附则Ⅵ于2008年国际海事组织 (IMO) 讨论后通过, 这是基于原有的MAPOL73/78公约附则Ⅵ对船用柴油机氮氧化物 (NOx) 排放提出的新规范, 原有条约于1997年通过并且已于2005年开始实施。对于现有和新造的船用柴油机, IMO对最大允许的氮氧化物 (NOx) 排放量分为三个等级 (见图1) , 其第一个新阶段 (TierⅡ) 已经对2011年1月1日以后铺龙骨的新船开始实施。

TierⅢ将于2016年开始实施, 但仅适用于指定的氮氧化物 (NOx) 排放控制区域 (NECAs) 。在此区域外, 将继续实施TierⅡ排放控制。

新的法规对柴油机研发提出很大的挑战, 必须尽可能优化柴油机产品以适应更严格的排放要求, 因为满足TierⅢ的优化会影响其他的成本, 导致用户在NECA区域之外并不想采用。典型的影响诸如油耗的增加, 其他运行成本的增加或者服务间隔的缩短。许多用户会在NECA区域内及以外运行, 因此希望技术上能够在TierⅡ和TierⅢ之间进行切换, 对于二冲冲柴油机此切换意味着技术上需满足氮氧化物 (NOx) 排放能够降低76%以上。

2 瓦锡兰SCR系统研发必然性

对于目前已经执行的TierⅡ排放控制, 瓦锡兰柴油机通过本身技术研发, 考虑对其他参数最低影响, 主要关注燃烧性能的改善从而实现RT-flex及RTA柴油机均可以满足TierⅡ排放要求。同时受益于电控控制的RT-flex系统, 在TierⅡ排放控制方面, 与传统机械式RTA柴油机相比具有很大的优势。

对于更大要求的降低氮氧化物 (NOx) 排放, 依靠柴油机本身的调节已无法实现, 因此, 更先进的内部措施如柴油机改烧天然气LNG或外部后处理装置选择性催化还原技术 (SCR) 被考虑。

3 瓦锡兰选择性催化还原 (SCR) 技术

选择性催化还原 (SCR) 技术一般选择氨或尿素作为还原剂, 在反应体中300-450℃温度条件下, 使废气中的氮氧化物 (NOx) 还原为氮气 (N2) 和氧气 (O2) 。瓦锡兰低速船用二冲程柴油机SCR技术是采用40%尿素水做为还原剂, 喷入废气与废气混合后在反应体内还原, 反应体安装在排气总管出口及增压器透屏之间, 以充分利用废气温度, 同时还原剂的喷入量根据柴油机运行状态自动调节。

3.1 瓦锡兰SCR主反应

瓦锡兰SCR主反应如下:

1.尿素通过高温蒸发分解成异氰酸 (HNCO) 、二氧化碳 (CO2) 和氨气 (NH3) ;.

2.异氰酸 (HNCO) 进一步分解成氨气 (NH3) 及二氧化碳 (CO2) ;

3.废气中的氮氧化物 (NOx) 与还原剂氨气 (NH3) 反应生成氮气 (N2) 及水 (H2O) 。

整个反应过程下图2:

为了保证尿素的完全分解和蒸发以及分解成的还原剂充分均匀地分布在反应体内, 以达到完全反应从而降低氮氧化物 (NOx) 排放的目的, 因此尿素喷射单元及后续的反应体设计需要格处重视。

3.2 反应温度

选择性催化还原 (SCR) 理论上的反应温度范围一般为250—500℃, 而实际最适宜的温度范围却很小。为了达到充足的反应率, 并防止废气中的污垢冷凝留存在反应体内, 瓦锡兰SCR最小反应温度一般要求为300—350℃, 且此最低温度根据燃油中硫含量的多少而不同, 燃油含硫量越高, 其最低反应温度也越高。

反应温度也并非越高越好, 反应温度若超过实际要求的上限400—450℃, 将会消耗更多的还原剂, 因为在此高温下, 还原剂可能会被燃烧。而如果反应温度超过500℃, 甚至会导致反应体本体材料被熔掉, 以及产生其他未知反应。

3.3 瓦锡兰SCR系统图

瓦锡兰SCR系统的标准设计由还原剂 (尿素) 储存罐, 还原剂供给泵、计量单元, 还原剂喷射及混合装置, 反应体, 吹灰系统及控制系统图成, 其系统图见下图3。

供给泵将还原剂 (尿素) 从其储存罐中传输至计量单元, 后者根据柴油机运行状态控制喷入还原剂 (尿素) 的数量, 然后还原剂 (尿素) 通过喷射系统与废气进行混合并随废气一起流经反应体从而进行催化还原, 最后排入大气中的主要为反应后的氮气, 从而实现降低氮氧化物 (NOx) 排放以满足TierⅢ要求。

3.4 瓦锡兰SCR系统操纵保养

瓦锡兰SCR反应体的使用寿命相对较长, 根据燃油的选用及操纵状态, 反应体内部主要部件触媒具有长达两年或16000运行小时的使用寿命。而SCR系统的其他零部件如供给泵, 喷射系统、吹灰系统等则仅需按照各自维保说明书定期保养。

4 结束语

新规范要求更严格的氮氧化物 (NOx) 排放将于2016年于排放控制区域 (NECA) 实施, 选择性催化还原 (SCR) 系统的研发就是为了实现柴油机更低的排放, 保护环境。对于即将配置该SCR系统的船用低速二冲程柴油机, 该SCR系统将与柴油机一起申请国际海事组织 (IMO) 认可, 而瓦锡兰超过400台的四冲程柴油机已成功装配并运行此SCR系统, 为二冲程柴油机SCR系统的研发及运行提供丰富的经验。

参考文献

[1]Juha Kytola主编, Wartsila Licensees Conference瓦锡兰瑞士公司出版, 2011。

[2]国际海事组织73/78防污染公约MARPOL73/78综合文本2006, 人民交通出版社, 2007, 11。

二冲程船用柴油机篇3

本文以该型柴油机的左缸为研究对象，应用AVL FIRE软件，结合OPOC发动机的结构特点，设计了多种喷油方案，并通过对比分析，对每种情况下缸内流动、喷雾和燃烧特性进行研究，并对喷油对柴油机性能的影响进行了预测，为OPOC发动机性能的研究提供参考和依据。

1 模型的建立

1.1 实体模型的建立

在Pro/E三维建模软件中，建立两活塞的几何模型，并将其保存为STL格式表面网格文件。为了提高进气活塞侧的扫气效率，将进气活塞顶面设计为对称圆型浅坑，如图2(a)所示;排气端活塞为了在避免喷出油雾与活塞顶面接触的同时实现最小径深比，将其设计为深坑椭圆型，如图2(b)所示。

1.2 有限元模型的建立

将建好的STL格式活塞模型导入FIRE软件中，通过两活塞顶面建立燃烧室有限元模型，再通过Enlarger工具拉伸两活塞顶面，形成气缸部分的动网格模型，360°CA时的有限元模型如图3所示。

1.3 边界条件的设定

根据实验所得油耗率为225 g/(kW·h)，计算所得循环喷油量为0.085 g，其他各参数如下表1所示。其中，湍流模型设置为RNG k-ε模型，液滴破碎模型采用ETAB模型，液滴撞壁模型定为N-R模型，湍流燃烧模型设置为PaSR模型[1,2]。

2 喷油方案设计

Peter.H对三孔、四孔的不同喷油方案进行了仿真研究，认为三孔喷油方案优于四孔喷油方案[1,3]，所以针对该型OPOC柴油机采用三孔喷油方案。在气缸侧壁中心设置两个对向的喷油器，为了能充分利用湍流动能的促进作用，对湍流动能的变化和喷孔布置进行优化。喷油器特殊的安装位置使得喷油距离减小，通过喷油偏角的设计来减少油滴的接触，但是由于喷油位置在侧壁，喷油在气缸轴向设计的偏角不宜过大，否则与活塞面的接触过多，形成湿壁现象，不利于雾化燃烧。其优化原则为:不使油雾粘在活塞凹坑及壁面，提高空气利用率，使各自达到最优的效果。

结合内、外活塞的位移变化规律，可得到进、排气口开闭配气时序。左进气口开启时刻140.3°CA，左进气口关闭时刻265.7°CA，左排气口开启时刻113.4°CA，左排气口开启时刻252.2°CA。因而，进气过程持续125.4°CA，排气过程持续138.8°CA，进排气重叠角为26.9°CA。本文针对以下三种方案进行研究，OPOC柴油机喷油角度不同于传统内燃机喷油角度的规律性分部。为便于描述，对各方案中每个油束进行编号，编号规则为从上往下，从左到右，依次为(1)、(2)、(3)、(4)、(5)、(6)，如图4所示。规定以喷油器口A为顶点，沿喷油器轴线方向，顺时针旋转为正，逆时针旋转为负;平行于气缸轴线的平面为X平面，垂直于气缸轴线的平面为Y平面。各方案的喷油孔角度如表3所示。

3 计算模型验证

依照表2和图4对喷雾的初始参数进行设置。通过喷雾-燃烧过程的模拟计算，得到仿真燃烧反应进程曲线如图5中实线所示。其中，仿真计算结果曲线与FEV公司的试验曲线趋势基本吻合，表明计算模型可靠，可以对其进行深入的计算分析。

4 喷雾燃烧计算结果分析

在进行喷油-燃烧过程模拟时，选择进气结束时刻对应的曲轴转角作为计算起始时刻，排气口即将开启时刻所对应的曲轴转角作为计算结束时刻。因此，整个计算过程实际包括了进气结束后的压缩冲程、喷雾燃烧冲程以及膨胀做功冲程。由进气开始时刻决定的气缸长度以及两端燃烧室凹坑组成的几何空间，便构成模拟计算初始时刻所要定义的计算区域。内燃机燃烧性能的主要评定指标有缸内湍动能、缸内平均温度分布、缸内压力分布以及燃烧累积放热量等[4]。

4.1 缸内流动分析

缸内湍动能是反应缸内燃油混合气形成的重要指标。图6给出的是缸内湍动能特性曲线。

从图6中可以看出，三种方案的湍流动能随曲轴转角表现出先增大后减小的趋势。其中，在曲轴转角为360°CA左右均达到最大值。在缸内气体压缩前期，三者变化规律基本相同，并在上止点处湍流动能达到最大值，方案2的湍流动能明显比其他两种方案的大，有利于燃油的雾化及混合气的形成;而在压缩后期，随着活塞由上止点到下止点移动，涡流的湍流动能呈现下降趋势。因此，方案2能更好的组织缸内湍流，有利于燃油混合气的形成。

4.2 缸内温度场分析

曲轴转角为370°时各方案的温度分布云图如图7所示。从图7中可以看出，方案1火核不集中，主要分布在燃烧室靠近壁面的位置，容易引起爆震，传热损失大，影响其做功能力;方案2中燃烧更集中于燃烧室中央，有利于减少气缸壁面的传热损失，更利于热能的利用;针对缸内温度场分布方案3火焰不及方案2集中，性能较差。

4.3 累积放热量和缸内压力分析

累积放热量和缸内压力随反应进程的变化曲线分别由图8和图9给出。从图8中可以看出，三种方案的燃烧过程均主要集中在上止点附近355～375°CA之间。方案1中，两个喷孔位置的油束正面相逢，自身喷射能量互相抵消，不利于湍动能的形成。方案3油束全部喷向排气活塞一侧，虽然这种方案有利于形成轴向的滚流，但其形成的滚流对油束的喷射路线形成干扰，火焰中心更靠近椭圆侧活塞顶面，活塞顶面传热量增加;同时也存在自身喷射能量互相抵消的缺点，不利于形成涡流，对燃烧特性不利。相比其他两种方案，方案2燃烧过程更集中，累积放热更大，空气利用率高。这主要是因为其缸内湍流动能更强，混合气形成更快，有利于加快燃烧反应进程，火焰更集中于气缸中心，与壁面传热损失小。通过上述分析预测方案2做功能力更强，缸内压力曲线(即p-φ示功图)很好地印证了预测结果。

通过对图9中部分示功图曲线进行积分，分析计算得知在一个循环内，方案1最大爆发压力为25.2 MPa，所做的功为2 049 J，方案2最大爆发压力达到25.7 MPa，做功2 056 J，方案3最大爆发压力是25.4 MPa，做功2 054 J。观察压力曲线也可得知，方案2的p-φ示功图面积明显大于其他两种方案，所以其做功能力更强。上述情况可见，改变喷油策略会影响燃油的雾化，进面影响燃烧性能。

5 结论

以该型柴油机的左缸为研究对象，结合OPOC发动机的结构特点，设计了多种喷油方案，对比分析每种情况下喷雾和燃烧特性，得出以下结论。

(1)优化喷油策略可以作为改善燃烧性能的一种有效手段。

(2)合理的喷油角度及互不干涉的油束，有利于喷射能量与湍动能之间的转化，进而改善油气混合效果，使燃烧更充分;累积放热量更集中于上止点附近，有利于热功转化;燃烧更集中于燃烧室中央，有利于减少气缸壁面的传热损失，从而提高热能的利用率。

参考文献

[1] Peter H.Opposed piston opposed cylinder(OPOC)engine for military ground vehicles.SAE 2005;(01):15—48

[2] Franke M,Huang H,Liu J P,et al.Opposed piston opposed cylinder(OPOC)450 hp engine:performance development by CAE simulations and testing.SAE,2006;(02):77

[3] 许汉君,宋金瓯,姚春德,等.对置二冲程柴油机缸内流动形式对混合气形成及燃烧的模拟研究.内燃机学报,2009;27(5):395 —400Xu H J,Song J O,Yao C D,et al.Simulation on in-cylinder flow on mixture formation and combustion in OPOC engine.Transactions of CSICE,2009;27(5):395—400

二冲程增压汽油机排气温降特性研究篇4

关键词：内燃机,二冲程,增压汽油机,排气温降

0概述

采用涡轮增压技术是提高发动机输出功率以及在高海拔处恢复功率的有效手段之一。利用发动机的废气能量驱动涡轮, 增大进入气缸内气体的压力 (密度) , 使发动机的循环进气量增多, 燃烧更多的燃料, 发出更大的功率。进气压力的提升取决于压气机对进气的压缩功, 即排气能量通过涡轮而转化的涡轮功, 涡轮功的计算公式:

undefined

式中, ηT为涡轮的等熵膨胀效率;undefined为涡轮流量;p、T分别为压力和热力学温度;下标3、4分别代表涡轮的进、出口状态;r为比热容比;R为气体常数。当发动机采用较长的排气管且排气管截面积有变化时, 从发动机排气口到涡轮入口的温降 (ΔT=TT-T3) 无法忽略。发动机排气口温度TT可通过缸内燃烧放热计算得到[1], 温降ΔT可通过流动传热分析列出偏微分方程, 编程求解, 但这一过程耗时耗力, 在工程上需要快速选型或匹配计算时希望有一简单的方法来估算ΔT的值。本文通过影响ΔT的主要传热学因素, 推导出计算ΔT的简单公式, 并进行了验证与分析。

1排气温降公式的确定

1.1传热学分析

排气管段主要的热交换过程包括高温排气与排气管壁的对流换热以及排气管壁与外部环境的对流换热。排气管内任意截面的气体温度是周期变化的, 同样, 排气管壁的温度也呈周期变化但振幅小。对于稳定运行的发动机, 每个循环周期的时间很短, 可以认为每个截面处排气保持着1个稳定的温度, 同时气体温度的分布是一维的, 从气缸排气口到涡轮进口逐步下降, 平均温度为T;排气为稳定的均匀流, 流量为undefined;因为排气管为金属, 导热能力强, 热容高于气体, 所以排气管壁的温度可考虑为固定值TW;对于变化的排气管的截面以及具有支管的排气管系, 可以依据排气管散热表面积相等的原则在实际排气管长度l一样的约束下得到1个等效直径d。

经过上述简化, 则排气管散热的能量平衡关系式为

undefined (2)

式中, h为对流换热系数, 与排气管的材料、表面粗糙度、气体密度、流动激烈程度等有关[2]。大部分发动机的排气管材料相同或相近, 多为铸铁或不锈钢等金属材料, 而且排气过程为激烈的湍流流动, 所以本文只考虑流动激烈程度对换热系数的影响, 与发动机流量和管径相关。流量越大, h越大;相同流量下d越大则流动激烈程度下降, h变小。设:

undefined (3)

设undefined为环境温度, 则

undefined (4)

可以近似认为

undefined (5)

undefined (6)

将式 (3) ～式 (5) 代入式 (2) 并合并比例项, 得到排气温降公式的一般形式。

undefined (7)

式中, k、a、b为常数, 可将模拟计算结果利用最小二乘法回归得到。

1.2公式的适用范围

排气温降公式 (7) 一般形式的推导是建立在传热学基本原理的分析与简化上, 所以其应用范围并不限于二冲程汽油机, 采用铸铁或不锈钢排气管系的四冲程汽油机甚至柴油机在根据具体情况, 确定了适合本机型的k、a、b值后, 都可以构造出相应的排气温降公式。只要该发动机有着单一的排气口出口温度, 如单缸机或多缸并具有对称的排气管布置。

1.3基于GT-POWER的排气温降公式参数确定

由于采用试验方法来确定式 (7) 中的参数k、a、b, 需要进行大量的试验工作, 所以本文利用仿真模拟方法经计算得到足够的数据来确定发动机的温降公式, 最后再利用试验数据对公式进行验证。

GT-POWER是Gamma Technologies公司开发的一维发动机仿真软件, 采用模块化的设计以及图形化的用户界面, 使用直接方便。GT-POWER在进排气管模块中的数值计算采用的是一维交错网格, 如图1所示。标量在网格中心计算, 如压力、温度等;矢量在网格的交接面计算, 如速度、质量流量等。排气管在每个曲轴转角内的散热量, 管内气体流量及温度的变化将被计算[3]。排气管进口的边界条件为发动机缸内计算模块的输出结果, 每时刻缸内排出气体的温度、压力和流量。出口边界为大气环境, 压力温度为定值。

研究对象为航空用2缸二冲程汽油机, 发动机原机为非增压式, 主要性能参数见表1。其GT-POWER模型已经过试验数据的校核与验证[4]。增压匹配排气管系布置方案:发动机的2个缸各加装1段不锈钢排气子管, 经过直管、膨胀部分、收缩部分, 2根子管成一定角度连接进入涡轮, 如图2所示。对发动机的排气管而言, 设计有膨胀收缩段是为了利用排气的压力波动效应来提高发动机的充气效率[5]。

取8组不同的分布范围在0.7～1.2 m的排气管长l以及5组分布范围在0.075～0.112 m的等效直径d, 构成40种不同的排气管布置方案。利用上述GT-POWER模型分别计算这些方案的发动机排气管从气缸排气口到涡轮进口的温降ΔT并记下其它相关参数。发动机的工作高度为海拔8 000 m, 环境温度T0=236.15 K。将所得模拟计算结果利用最小二乘法回归得到式 (7) 中的参数k=41.5、a=0.2、b=0.6。二冲程汽油机的排气温降值计算公式为

undefined (8)

式中, 温度单位为K, 长度单位为m, 流量单位为kg/s。

图3为应用式 (8) 计算得到的涡轮前温度与GT-POWER模拟所得的涡轮前温度对比。计算值与模拟值呈现相同的变化趋势, 计算值与模拟值的最大偏差在3 %以内, 表明了排气温降的变化规律与式 (8) 有很好的相关性。

2排气温降公式验证与分析

2.1排气温降公式的试验验证

采用增压方案的发动机和原机都为预混合燃烧, 除了加装增压器外其它结构不变, 因此式 (8) 也适合原机的排气温降估算, 并可利用原机的试验数据对式 (8) 进行验证。图4为原机试验的示意图。在发动机排气管上安装有2个温度传感器, 温度传感器1在温度传感器2的上游0.6 m处。发动机进气管处装有热膜式质量流量计, 与油耗仪测得油耗量相加即可得到排气管内的质量流量;排气管直径为0.035 m。

应用式 (8) 与发动机外特性试验测得的上述参数可以计算得到温度传感器2处的计算温度T′2, 与温度传感器实测温度T2对比如图5所示。由图5可见, 计算值与实测值呈现相同的变化规律。在发动机6 000 r/min以上与3 600 r/min时, 计算误差在2 %以内, 精确度高。中间转速 (4 000～5 000 r/min) 时, 误差较大, 最大误差发生在4 500 r/min, 为-8.3 %。这是由于此时排气管的排气波动效应影响较大。扫气区间内, 排气口处出现了压缩波, 阻止了新鲜流量进入气缸。文献[5,6]中详细分析了这一现象的形成, 同时以实测和计算结果证明了在二冲程汽油机的中间转速处有给气量出现波谷的现象[6]。发动机原机试验时同样也出现了上述的排气波动效应, 见图6。排气管内压缩波的影响使得4 000 r/min与4 500 r/min时的空气进气流量明显低于正常趋势。排气不畅使排气管内的热负荷比较高;同时未燃烧的油气混和物占排气的比例增多, 使排气比热容增大, 这些原因致使T2大于T′2。总体来看, 公式 (8) 在大部分发动机工作区间内显示了良好的相关性与准确性, 尤其是在扫气效率优化过的高转速标定状态, 精确度很高, 6 000、6 500 r/min时的计算误差均在1 %以内。在3 700 r/min处的误差小于2 %。适合应用在重点关注标定状态性能的工程上的选型和匹配初步计算。

2.2排气温降规律分析

图7为等效直径相同时排气温降随排气管长度的变化规律。箭头所指方向为排气管长度增加方向。等效直径相同时, 随着排气管长度的增加, 温降变大。等效直径大时, 排气管内的废气流动相对稳定, 温降公式 (8) 与GT-POWER模拟所得结果的相关性很好。等效直径小时, 排气管内气体流动剧烈, 压力波动大, 应用平均参数推导出的公式计算结果偏差相对较大, 但变化趋势相同且最大偏差在5 %以内。

图8为排气管长度相同时, 排气温降随排气管等效直径的变化规律。箭头所指方向为等效直径增加方向。排气管长度<1 m时, 随着等效直径增大, 温降变小, 变化趋势明显。排气管长度>1 m时, 温降值随着等效直径的增大持续下降, 但下降幅度趋小。这是由于排气管越长, 管内的平均温度与环境温度差距越小, 等效直径对温降的影响变小, 极端来看, 当排气管长度无限长时, 无论等效直径多大, 排气管出口温度都是环境温度。温降公式 (8) 能准确地反映出上述变化趋势。

3结论

(1) 应用发动机一维仿真软件GT-POWER可以模拟计算出发动机的性能以及各参数之间的变化关联情况。能够有效地节约发动机设计开发等研究的时间和成本, 避免大量重复的试验。

(2) 本文所提出的发动机排气温降公式由GT-POWER仿真计算结果确定其参数, 并经过了试验数据验证, 证明该公式具有较好的相关性与准确性, 能快速进行涡轮增压器的匹配计算。

(3) 该排气温降公式应用在二冲程汽油机上时, 在进排气管气动效应好的区域内, 如标定工况等精度很高, 误差<2 %;在气动效应异常区域内误差较大。适合应用在比较关注标定状态性能的工程上的选型和匹配初步计算。

(4) 发动机排气的温降值基本与排气管长度成正比, 与排气管的等效直径成反比。但当排气管长持续增加时, 等效直径对其的影响逐渐变小。

参考文献

[1]顾宏中.涡轮增压柴油机性能研究[M].上海:上海交通大学出版社, 1998.

[2]杨世铭, 陶文铨.传热学 (第三版) [M].北京:高等教育出版社, 1998.

[3]GammaTechnologies.GT-POWERuser manual Version 6.1[M].Gamma Technologies公司, 2004.

[4]刘博, 邓康耀.航空二冲程汽油机高海拔增压恢复功率研究[C].镇江:华东地区内燃机学会第十二届联合学术年会, 2007.

[5]Blair G P.Design and si mulation of two-stroke engine[C].SAE R-161.

[6]Heywood J B, Sher E.The two-stroke cycle engine[DB].Phila-delphia:Taylor&Francis, Inc, 1999:193-201.