增压进气系统

关键词：

增压进气系统（精选六篇）

增压进气系统 篇1

进排气管结构设计对发动机的充气效率影响较大, 而充气效率又影响发动机的经济性、动力性和排放性[1]。因此, 为了获得较好的动力性和经济性, 对发动机进气系统进行优化改进显得格外重要[2]。文献[3] 中选用可变容差法来优选谐振系统的结构参数。文献[4] 中钱耀义提出了简化的数学模型, 将发动机的各个部件作相应简化, 例如将实际机型的进气管用当量直管来代替。文献[5] 中刘敬平对几组不同的进气系统结构进行优劣评价, 并得出了进气管结构参数对发动机性能影响的规律曲线。

我们以某型号船用增压天然气发动机为研究对象, 以一维计算流体力学为基础, 采用有限体积法进行数值计算和分析, 运用GT-Power发动机仿真分析软件建立模型, 并通过实际试车记录的数据对模型进行标定。针对发动机进气特性的仿真计算理论、目标发动机仿真模型的建立及准确度验证、进气管结构参数对整机性能的影响等几个方面展开了研究。最后在研究结果的基础上, 提出了提升发动机动力性和经济性的优化方案[6~8]。

1 发动机仿真模型的建立和验证

1.1 仿真模型的建立

本研究对象为一台直列、八缸天然气发动机。该天然气发动机采用天然气和空气增压中冷后进气总管前端单点混合的进气方式, 发动机主要技术参数见表1。

在已知该发动机基本参数的基础上, 将发动机简化为七个模块, 它们分别是进气、排气系统、涡轮增压器子系统、中冷器子系统、气缸子系统、曲轴箱子系统、环境边界及连接管路子模块[9~11]。在以上假设的基础上, 按照实际发动机的结构布置, 建立发动机的计算模型。

在GT-Power中为发动机建模需要设置两种参数, 一种为发动机的基本参数, 一种为每个模块对应的详细参数。必须在熟悉每个模块和参数意义的基础上进行建模, 从而保证模型的准确度。发动机仿真模型见图1。

1.2 仿真模型的验证

发动机仿真模型是否具有较高的精确度, 直接影响仿真分析结果的可靠性。因此, 为了验证本仿真模型是否具有较高的准确性, 使用企业提供的试车数据, 对模型进行整机标定, 包括扭矩、功率、燃气消耗率和示功图[12], 得到图2、图3、图4、图5 所示的对比图。

从图2 可以得出, 在25%负荷, 332 r/min时, 通过仿真模型计算得出的发动机扭矩与实际试车记录的扭矩偏差最大, 为4.09%。从图3 可以看出, 在100%负荷, 525 r/min时, 通过仿真模型计算得出的发动机功率与实际试车记录的功率偏差最大, 其差值为29.14 N·m, 最大偏差为1.65%。从图4 可以得出, 最大偏差出现在25%负荷, 332r/min工况下, 计算所得的耗气率要比实际试车记录的耗气率大6.075g/ (k W· h) , 其最大偏差为2.628%。从图5 可知, 计算值与实测的缸压最大偏差出现在44.955 9 ℃A曲轴转角, 两者的最大偏差为2.49%。综上所述, 计算结果与试车记录的最大偏差均小于5%, 说明所建立的发动机仿真模型达到精度要求, 可以进行下一步的优化工作。

2 进气系统对发动机性能的影响

发动机充气效率的提升对于发动机的燃烧过程以及提高发动机的动力性和经济性具有至关重要的作用。在多缸机谐振进气系统中, 影响进气充量的结构参数有进气总管长度和直径, 谐振腔容积和进气歧管长度和直径。现取如下方案来分析进气总管结构参数对发动机性能的影响规律。

我们在原机进气总管长度为450 mm的基础上, 选取420, 430, 440, 450, 460, 470, 480mm, 在原进气总管直径为260 mm的基础上, 选230, 240, 250, 260, 270, 280, 290 mm。分别选取7 个不同的长度和直径, 利用已经校准的仿真模型, 计算不同结构参数对发动机性能的影响结果。本次仿真是在低负荷工况 (2 5%) 下, 选取6 个转速工况300, 400, 500, 600, 700, 800 r/min。

2.1 进气总管长度对发动机性能的影响

图6 所示为不同进气总管长度对发动机充气效率的影响规律。在同一转速下, 随着进气总管长度的逐渐增大, 充气效率反而降低。随着转速的增大, 发动机的充气效率先减小。在400 r/min时充气效率最小。随后, 充气效率逐渐增大。其中在450~650 r/min转速区间内, 进气总管长度变化对发动机充气效率影响较大。

图7、图8、图9 分别给出了管长变化对发动机扭矩、功率、耗气率的影响规律曲线。如图7 所示, 在500 r/min时扭矩随管长的增大而明显减小, 在450~650 r/min转速区间内, 管长对发动机扭矩影响较大。在整个转速区间内, 随着转速的增加, 发动机扭矩先突然下降, 在400 r/min时达到最小。随着转速的继续增大, 扭矩继续上升, 在500 r/min转速时, 长度为420 mm时的发动机扭矩比长度为480 mm时增加了21.2 N·m, 增幅为0.74%, 超过了其他所有工况转速下扭矩的增幅, 在转速超过600 r/min之后, 随着发动机转速的继续增加, 扭矩呈递减趋势, 而且管长变化对扭矩的影响削弱。而从图8 和图9 可知, 管长变化对发动机功率和耗气率的影响较小。

2.2 进气总管直径变化对发动机性能的影响

图10 给出的是进气总管直径变化对发动机充气效率的影响曲线。在同一转速下, 随着进气管直径的增大, 发动机的充气效率反而下降, 在420~680 r/min转速区间内, 管径变化对充气效率影响较大。其中, 在500 r/min时, 管径为230 mm时发动机的充气效率比管径为280 mm时提高了1.37%。

由图11 可知, 随着转速的增大, 发动机的扭矩先快速降低, 到了400 r/min以后, 扭矩又逐渐增大。在420~800 r/min转速区间内, 管径对发动机扭矩的影响较大。其中, 在500 r/min时, 管径为230 mm的发动机扭矩比管径为290 mm时提高了650.54 N·m, 提升幅度为9.35%。到了600r/min之后, 发动机扭矩随转速的增加逐渐减小。

由图12可知, 在400~700 r/min转速区间内, 管径对发动机功率影响较大, 其中, 转速为500 r/min时影响最大。管长为230 mm时发动机的功率比管长为280 mm时提高了58.79 KW, 增幅为17.3%。从整个转速区间看, 发动机的功率随着转速的增大而增大, 随着管径的增大而减小。

由图13 可知, 进气总管直径变化对耗气率的影响主要集中在400~620 r/min转速区间。在500r/min时, 管径为230 mm时的发动机的耗气率比管径为280 mm时降低了5.0 g/ (k W·h) , 降低幅度为1.98%。

3 多方案优选结果

通过上述进气系统结构参数对发动机性能的影响分析, 可见原发动机未能很好地利用发动机的气动效应, 应该对其进气管结构参数进行优化匹配, 现就上文仿真结果, 得出4 种匹配方案, 见表2 。

通过对比分析, 最终得到4 种方案的对比分析结果, 确定方案1 为最优进气总管结构参数组合, 即进气总管长为420 mm, 进气总管直径为230 mm。优化后的发动机各工况转速的动力性和经济性都得到明显提高。表3 所示为500 r/min转速工况下, 优化前、后发动机性能的对比结果。其中优化后的扭矩较优化前增加了540.9 N·m, 增幅为1.89%。 优化后的耗气率降低了5.456g/ (k W·h) , 降幅为2.59%。而优化前后发动机功率变化不大。

4 结论

参考文献

[1]赵文娟, 吴双群, 赵丹平, 冯强.基于AVL BOOST发动机进气管的优化设计[J].内燃机, 2015, 8 (4) :23-25.

[2]周龙保.内燃机学 (第3版) [M].北京:机械工业出版社, 2011.

[3]马捷, 顾宏中.柴油机谐振系统的优化和瞬态过程仿真[J].西安交通大学学报, 1990, 24 (5) :6-8.

[4]陈力, 陈劭.基于AVL BOOST的发动机性能检测与仿真研究[J].内燃机, 2013, 2 (1) :34-35.

[5]Liu J P.Gas Dynamics Resonance Mechanism of Variable Geometry Intake Systems.ASME, 1998, 91:7-20.

[6]许元默, 帅石金, 王建昕.电喷汽油机进气歧管的CAD/CFD设计[J].汽车工程, 2002, 24 (4) :314-317.

[7]徐斌, 史艳彬.发动机进气系统流动模拟与优化[J].内燃机工程, 2005, (8) , 12-14.

[8]褚超美.进排气管结构与配气系统匹配对汽油机性能的影响研究[J].内燃机工程, 2003, (5) .

[9]Ranini A, Monnier G.Turbocharging a gasoline direct injection engine[J].SAE paper, 2001-01-0736.

[10]李玉军, 杨建国.柴油机配气机构动力学仿真与分析[J].船海工程, 2007, 36 (1) :61-63.

[11]M.Takizawa, T.Oue.A Study of Gas Exchange Process Simulation an Automotive Multi-Cylinder Internal Combustion Engine.SAE, 82410:594-610.

增压进气系统 篇2

受国内某大型工程机械生产企业的委托，对某款矿用载重自卸汽车开展噪声控制工程治理工作。根据标准QC/T 203－1995《矿用自卸汽车驾驶室噪声－测量方法及限值》，首先开展对项目车型驾驶室的噪声振动水平摸底测试，并与相同吨位及功率的进口标杆车进行对比，结果显示：驾驶室噪声超过85 dB（A），未达到标准规定的限值水平。对驾驶室噪声测试结果分析，发现进气噪声为主要贡献声源之一，对发动机进气系统进行降噪改进。

1 噪声源识别

1.1 进气噪声的测量

试验场地及环境要求：试验路面的路段应为空旷的硬路面，其表面结构必须尽可能平坦，如水泥路面，路面要求干燥清洁且无石块等杂物。在无风或者微风的晴朗天气，最适宜安排噪声振动试验。具体来说，空气温度应在－5℃～+35℃范围内，离地面高1.2 m处的风速最高不得超过5 m/s。根据声学原理，测试过程中要求背景噪声和仪器内部电噪声至少低于所研究目标点声级10 dB。

车辆条件要求：在试验开始前，要检查发动机的所有运行条件（如燃料、润滑油等）是否都符合生产厂家的规定。发动机在测量开始前还要怠速稳定运行10分钟左右以保证其在正常的工作温度范围内。车辆载荷根据标准QC/T 203－1995，要求矿用载重自卸汽车在测试时必须是空载，即除驾驶员、测量人员和测试装备外，不得有其它载荷。

测点选择要求：根据一般经验，振动测点的选择应该符合择近原则、方向原则、界面原则，即测点的位置与振源的位置最靠近、与振动传播的方向一致、与振源之间尽量为同一连续介质组成的整体，界面应该尽可能的少。传声器的布置，主要是就近原则，并且尽量避震和避免高温。

对矿用载重自卸汽车驾驶室内噪声的采集和分析中，由于车内声压级与测量位置有明显的关系，因此，选择了最能够代表驾驶员耳旁的测点位置。根据本次试验的要求，噪声测点分别为驾驶员左右耳、进排气和风扇，振动测点分别为驾驶室座椅、驾驶室悬置及发动机悬置，并同时利用激光转速仪与反光贴片提取其转速信号。试验时，还参照了标准GB/T 18697-2002《声学 汽车车内噪声测量方法》［1］以及GB/T 14365-93《声学 机动车辆定置噪声测量方法》［2］。

在进气口处布置传声器，布置位置如图1所示，驾驶员左右耳传声器布置如图2所示。

图3、图4噪声频谱曲线显示，发动机常用转速1 500~2 000 r/min时进气噪声幅值主要集中在500 Hz以下的低频，表明该进气系统消声器对低频噪声消声效果较低。该矿车进气系统的空气进入系统由两个空气滤清器与一个集气箱 （扩张腔）通过管道连接组成，要对滤清器及集气箱分别进行传递损失测试分析，以确定是哪个消声器件在低频消声时失效。

1.2 进气噪声主要幅值频率分析

获得进气系统空气入口处噪声频谱后，需要与驾驶室内驾驶员右耳处噪声频谱进行对比分析，以驾驶员右耳处噪声声压值为标准，来确定进气系统噪声对驾驶室噪声声压的贡献，找出主要贡献频率，针对该频率段进行改进设计。

如图5所示，发动机转速超过1 500 r/min后，驾驶员右耳处声压明显升高最高达到了87.2 dB，超过了国家标准85 dB，发动机1 800 r/min到2 000 r/min是该矿车的常用工作转速，此时驾驶室内噪声值偏高，驾驶员长期在此环境下工作，会对听力以及注意力造成很大影响，甚至危及身体健康。

为确定哪个噪声源对驾驶员右耳处各频率阶段噪声贡献最大，需要对各个噪声源测点测得噪声频谱与驾驶员右耳处噪声频谱进行相干性分析。如图6所示，在100 Hz时，进气口处噪声与驾驶员右耳处噪声相关性为0.95。由此可以认为此时驾驶员右耳处的主要声压是由进气噪声所贡献的。

1.3 进气系统消声器传递损失实验

对进气系统空气滤清器进行无气流时传递损失实验如图7所示，传递损失是消声器的消声性能的一种重要评价量。当消声器出口无强反射，或采用吸声棉使出口处反射影响很小，且入口和出口的横截面积相等时，则传递损失计算公式可改进为:

式中：Lp1为入射声压级；Lp2为透射声压级。

在试验条件下，出口终端采用吸声棉处理，消声体进口和出口各布置测点，利用白噪声及单频纯声激励。

从图8空气滤清器传递损失曲线可以看出，滤清器在110 Hz以下消声量基本为零，这些频率恰好对应发动机三阶，也是驾驶室噪声能量的主要频率，是进气系统对驾驶室噪声能量的主要贡献量频率，从降低进气系统噪声需要对空气滤清器进行改进，但是对空气滤清器的改进成本较高，从经济性及结构安装的实用性上考虑，用户不希望对滤清器进行改进，所以对进气系统的降噪优化设计主要改进集气箱的结构。

2 进气系统的CAE分析

2.1 声学性能分析［3］

建成进气系统的三维几何模型，尽量保证某型的关键尺寸的精准性，由于不考虑结构辐射再生噪声，可以对几何模型上一些小特征例如安装孔位、加强筋等进行简化，不会对进气系统传递损失仿真分析造成影响。根据简单扩张室消声器理论消声上限频率，计算出最小波长，按照在最小波长内至少有六个网格单元的理论原则［17］划分有限元网格，划分后的网格模型如图9所示。进一步研究进气系统声学特性及给后期消声器的改进提供依据，运用LMS.Virtual.lab软件中Acoustics模块对进气消声器的传递损失进行仿真分析并与试验结果做比较。

图10为进气系统声学性能仿真分析的声压云图，在100 Hz时，集气箱的声压为声模态的反节点，而且空气滤清器声压也较高，表明空气滤清器与集气箱对频率100 Hz的声波消减无效。实验测试时，进气系统噪声源对驾驶室噪声能量贡献量最大的频率为100 Hz，仿真分析结果实验测试结果相符，应对集气箱的结构进行重新设计，使其对频率为100 Hz的声波有消减作用。

图11为进气系统传递损失仿真曲线图，原进气系统在80～120 Hz时的传递损失曲线为波谷，特别是100 Hz时，传递损失值接近为0。在实验测试时，100 Hz左右的进气系统噪声对驾驶员左右耳的噪声贡献量最大，传递损失仿真曲线与实际测试结果在低频区域基本相符。进气系统声学性能的实际测试结果与仿真分析结果在低频阶段基本相符，表明进气系统对频率为100 Hz的噪声消声效果最差，且在100 Hz时为驾驶室声波能量的主要声波贡献源，因此对进气系统的降噪性能改进方案要以频率为100 Hz的声波为主。

2.2 流场特性分析［4］［5］

很多实验表明，对于不同结构的消声元器件，气流速度对其声学特性的影响是不同的。一般情况下，气流速度v＜10 m/s时，对消声元器件的声学特性造成的影响很小，气流速度v＞20 m/s时，就会对消声元器件的声学特性造成很大的影响，另一方面，根据Lighthill空气动力声学理论，气流再生噪声将以流速的六到八次方呈比例增加，所以需要充分考虑到管道流动气流再生噪声的影响。该矿车所匹配的发动机进气口处最高气流速度达到44 m/s，在进气系统内部的气流速度可以更高，对进气系统的声学特性会产生很大的影响，需要对其进行流场特性分析。

2.2.1速度云图分析

对原进气系统速度云图分析（见图12），可以得出，集气箱内气流很不均匀。流体由管道向外喷射所形成的流动称为射流，由于纵向尺寸偏小，导致由空气滤清器管道过来的气流以射流状态对集气箱壁面产生高速的冲击，导致集气箱壁面振动产生辐射噪声，且射流不能充分发散，会产生大量的涡流与回流，涡流是产生气流再噪声主要原因，回流会对气体动力性造成很大阻碍，所以从流体特性分析，集气箱纵向尺寸应该加大，以保证射流能得到充分的发散。

滤清器结构也有不足之处，在滤清器内部中心区域，气流流速分布比较均匀，流速平稳，但在内隔板与外壁间，由于空间较小且为滤清器空气入口直接相连区域，气体流速偏高，会产生气流噪声以及使滤清器外壁面振动引起辐射噪声，应该对滤清器入口管与外壁连接处进行改进，可以选择切向连接，使流体流动方向改变减少正向冲击能量。与集气箱连接的管道有两处弯折角度很大的转角，会使弯角处流体速度急剧增加，增大流动阻力，会对气动性能造成很大影响。

2.2.2湍流强度分析

流体的流动速度很小的时候为层流流动，速度逐渐增大，产生了许多涡旋，层流被破坏，这时流体流动为湍流流动。实际情况下，绝大部分的流体流动都为湍流流动，湍流流动中层与层之间有干扰，并且干扰的力度会随着流体的流动而加大，在层与层之间存在着质量和动量的传递。湍流强度等于湍流脉动速度与平均速度的比值，是衡量湍流强弱的相对指标。湍流会产生湍流噪声，还会产生不利的回流，影响流体流动。

图13为原进气系统湍流强度云图，空气滤清器中心区域湍流强度很低，在内隔板与外壁之间，靠滤清器进气管道一侧，湍流强度较高，会造成湍流噪声，由于此处壁面较大容易受冲击引起振动产生辐射噪声。在滤清器与集气箱连接的管道口处，湍流强度最高，不但会产生湍流噪声，而且会有回流和涡流，会阻碍流体里流动，使滤清器内静压增大，增大压损，影响发动机的进气效率。此外，在于集气箱连接的管道第一个弯转处湍流强度也较高，会产生较大压力损失。

3 进气系统的改进

根据前期试验测试与CAE分析结果，并从结构改进的难易程度与成本高低等方面考虑，确定改进方案。

保持集气箱连接的进气管尺寸位置不改变，改变滤清器的位置与连接方式。集气箱可以相当于扩张腔，根据扩张腔设计原理，尽量增大扩张比m=扩张腔横截面/进气管道截面积，来提高传递损失幅值，控制集气箱长度L来确定集气箱的消声频率，选择消声中心频率为100 Hz，设定长集气箱尺寸为A=1 000 mm、宽B=1 000 mm，调整集气箱的高度L来改变传递损失曲线在低频的中心频率，并取得良好的消声效果，经数次尝试分析后，当L=472 mm时，得到比较满意的仿真分析效果。改进后进气系统结构尺寸如图14所示。

3.1 改进方案仿真模拟分析

3.1.1声学性能分析

对比分析传递损失曲线，改进后进气系统在20~300 Hz间比改进前传递损失平均增大10 dB以上，可以对发动机转速1 400~2 000 r/min的基频噪声进行有效降噪控制，在90 Hz时，传递损失曲线出现波谷，幅值为17 dB，比改进前高出7 dB，可以达到项目降噪指标。声压云图显示，在频率100 Hz时，集气箱内部平局声压为111 dB，在滤清器内部平均声压值适中，滤清器进气口处平均声压101 dB，低于改进前，见图15。在声学性能方面对比，改进后的进气系统优于改进前，见图16。

3.1.2流场特性分析

对改进后的进气系统速度云图（见图17）分析可以得出，集气箱内气流流速较均匀，因纵向尺寸增大，由空气滤清器管道过来的射流得到了充分的发散，集气箱壁面处的气流平均速度仅有8 m/s，不会使壁面受到太大的冲击，产生辐射噪声，但在图17（b）中，集气箱的前壁面处，气流速度偏高，应在此处采取大的圆角，可以缓冲气流并增加集气箱刚度。滤清器进气管道和滤清器与集气箱的连接管道处，气流速度最高达到20 m/s，会产生一定的气流再噪声，滤清器内部大部分区域气流速度平缓，不会产生较大气流再生噪声，壁面处气流速度适中，对滤清器壁面冲击较小。

对改进后的进气系统湍流强度云图 （见图18）进行分析，空气滤清器中心区域湍流分布均匀，在内隔板与外壁之间，靠滤清器进气管道一侧，湍流强度依旧较高，会造成湍流噪声。在集气箱与滤清器连接的管道口处，湍流强度最高，不但会产生湍流噪声，而且会有回流和涡流，会阻碍流体里流动，使滤清器内静压增大，增大压损，影响发动机的进气效率。在集气箱内部，湍流分布均匀，并无湍流强度较强区域，结构比较合理。

4 改进方案测试结果

图19为改进后的进气系统实际制造安装图。对改进后的进气系统进行实验测试，图20显示，改进后发动机转速为2 000 r/min时，进气口处噪声峰值在频率500 Hz以下进气口处测量的声压值都小于改进前。测试结果对比图21显示，进气口噪声平均降低4 dB。达到项目预期降噪指标。

5 总结

本文主要针对案例车辆的进气系统进行降噪改进，通过实验测试对噪声源进行识别，确定降噪中心频率，有针对性的对进气噪声进行控制。用有限元法对改进前后的进气系统进行仿真分析，并实验测试验证了改进方案的有效性。

改进后，定置试验驾驶室整体噪声水平为68.3~79.7 dB（A）；路试试验工况下驾驶室整体噪声水平为78.9~80.7 dB（A）；已经基本达到项目要求，见图 22、23。

［1］GB/T 18697-2002.声学-汽车车内噪声测量方法［S］.

［2］GB/T 14365-93.声学-机动车辆定置噪声测量方法［S］.

［3］李增刚，詹福良.Virtual.Lab Acoustics声学仿真计算高级应用实例［M］.北京：国防工业出版社，2010:49-61.

［4］马家义，袁兆成.消声器内部流场及其对消声性能影响［J］，车用发动机，2007，（5）:31-34.

［5］王福军.计算流体动力学分析-CFD软件原理及应用［M］.北京:清华大学出版社，2004.

增压进气系统 篇3

由于气门开启面积及气缸工作容积随曲轴转角变化, 进、排气管内存在气体的惯性效应和压力波的传播, 因此在气体的交换过程中进气管、气缸、排气管内的压力变化是很复杂的, 这与进气管的结构、进气道结构、排气管的结构、排气道结构、配气相位、发火顺序、转速、负荷等因素有密切关系[1,2]。进气管内气体的惯性效应和压力波直接影响着柴油机进气量的多少, 进而影响柴油机的性能指标[3,4]。通常希望当进气门开度较大时, 进气门前的气体压力较高;希望当活塞经过下止点上行、进气门接近关闭时, 进气门前的气体压力也较高, 从而使柴油机具有较大的进气量。本文针对某V型8缸增压柴油机, 测量了不同转速和负荷下的瞬态进气压力, 分析了压力波动情况, 以便为改进柴油机的结构做准备。

1 试验条件及内容

试验在某V型8缸增压柴油机上进行, 柴油机的主要技术参数见表1。

测试过程中使用了申克公司的电涡流测功机和湘仪动力公司的测控系统测量稳态数据, 使用Kisler公司的瞬态压力传感器及其电荷放大器、Kisler公司的角标仪、Dewetron公司的燃烧分析仪采集瞬态压力数据。

进气管布局及压力传感器安装位置见简图1, 左排的4个气缸共用1个进气总管, 右排的4个气缸共用1个进气总管, 进气压力传感器安装在第1缸的进气道入口处, 左排4个气缸的发火顺序为1-4-3-2。

测量不同工况下柴油机第1缸进气道入口处的瞬态压力, 每0.2°CA采集1次进气压力信号, 转速分别为1100r/min、1285r/min、1400r/min、1700r/min、1858r/min、2100r/min, 各转速下负荷分别为25%、50%、75%、100%的最大负荷。

2 数据处理方法

对于不同工况下压力波动的评价主要采用平均压力pmean、压力波动值均方根δp、进气压力波动强度Δp、最大压力pmax、最小压力pmin, 各参数的计算方法如下

undefined

undefined

undefined

式中, N为在进气过程中压力采样点的总数。

3 试验结果

图2为1100r/min、不同负荷时, 进气过程中进气道入口的压力随曲轴转角的变化。从图中可以看出, 不同负荷下, 进气压力的波动变化趋势相同, 进气压力最大值出现在进气上止点后125°CA附近, 进气压力最小值出现在进气上止点前19°CA附近。从表2中可以看到, 随着负荷的增加, pmean逐渐增加, δp也逐渐增加, pmax和pmin之间的差值也增加, 但是Δp在0.019～0.02之间变化, 变化幅度不大。

图3为1285r/min、不同负荷时, 进气过程中进气道入口的压力随曲轴转角的变化。从图中可以看出, 不同负荷下, 进气压力的波动变化趋势相同, 进气压力最大值出现在进气上止点后152°CA附近, 进气压力最小值出现在进气上止点后67°CA附近。从表3中可以看到, 随着负荷的增加, pmean逐渐增加, δp也逐渐增加, pmax和pmin之间的差值也增加, 但是Δp在0.025～0.028之间变化, 变化幅度不大。

图4为1400r/min、不同负荷时, 进气过程中进气道入口的压力随曲轴转角的变化。从图中可以看出, 不同负荷下, 进气压力的波动变化趋势相同, 进气压力最大值出现在进气上止点后160°CA附近, 进气压力最小值出现在进气上止点后72°CA附近。从表4中可以看到, 随着负荷的增加, pmean逐渐增加, δp也逐渐增加, pmax和pmin之间的差值也增加, 但是Δp在0.022～0.025之间变化, 变化幅度不大。

图5为1700r/min、不同负荷时, 进气过程中进气道入口的压力随曲轴转角的变化。从图中可以看出, 不同负荷下, 进气压力的波动变化趋势相同, 进气压力最大值出现在进气下止点后10°CA附近, 进气压力最小值出现在进气上止点前20°CA附近。从表5中可以看到, 随着负荷的增加, pmean逐渐增加, δp也逐渐增加, pmax和pmin之间的差值也增加, 但是Δp在0.035～0.038之间变化, 变化幅度不大。

图6为1858r/min、不同负荷时, 进气过程中进气道入口的压力随曲轴转角的变化。从图中可以看出, 不同负荷下, 进气压力的波动变化趋势相同, 进气压力最大值出现在进气下止点后23°CA附近, 进气压力最小值出现在进气上止点前3°CA附近。从表6中可以看到, 随着负荷的增加, pmean逐渐增加, δp也逐渐增加, pmax和pmin之间的差值也增加, 但是Δp在0.026～0.028之间变化, 变化幅度不大。

图7为2100r/min、不同负荷时, 进气过程中进气道入口的压力随曲轴转角的变化。从图中可以看出, 不同负荷下, 进气压力的波动变化趋势相同, 进气压力最大值出现在进气上止点后70°CA附近, 进气压力最小值出现在进气上止点附近。从表7中可以看到, 随着负荷的增加, pmean逐渐增加, δp也逐渐增加, pmax和pmin之间的差值也增加, 但是Δp在0.028～0.03之间变化, 变化幅度不大。

4 结论

(1) 从试验结果看, 对于该V型8缸增压柴油机, 在低转速时, 进气压力的最高值出现在进气门升程较大的时刻, 随着转速的逐步提高, 进气压力的最高值对应的曲轴转角越来越靠近进气门关闭时刻, 但是当转速超过1858r/min时, 转速再升高时, 进气压力的最高值对应的曲轴转角又向进气门开启时刻靠近。

(2) 在相同的转速下, 不同负荷时, 进气压力波动的规律相近, 负荷越大, 进气压力的平均值越大, 进气压力的波动值也越大, 但是波动强度很接近, 变化不大。

(3) 对于不同的转速, 进气压力的波动规律明显不一样, 随着转速的变化, 波动强度也是波动变化的, 这与进排气系统结构、配气相位有关。

摘要：利用Kistler公司的瞬态压力传感器和Dewetron公司的燃烧分析仪, 在某V型8缸增压柴油机上, 测量了第1缸进气道入口进气压力在不同转速、不同负荷下的波动状况, 对压力波动曲线进行了数据处理、对比和分析。结果表明:在相同的转速下, 不同负荷时, 进气压力波动的规律相近, 负荷越大, 进气压力的平均值越大, 进气压力的波动范围也越大, 但是波动强度很接近, 变化不大;对于不同的转速, 进气压力的波动规律明显不一样, 随着转速的变化, 压力最大值对应的曲轴转角不同, 波动强度也是随转速波动变化的。

关键词：内燃机,增压柴油机,进气压力,瞬态测量

参考文献

[1]唐开元.内燃机原理[M].大连:海军工程学院出版社, 1992.

[2]罗福强, 刘浩龙, 汤东, 等.柴油机各缸工作不均匀性对NOx排放量的影响[J].农业机械学报, 2007, 38 (2) :65-68.Luo F Q, Liu H L, Tang D, et al.Calculation analysis of thecylinder-to-cylinder variations of the NOxemission of DI dieselengine[J].Transactions of the Chinese Society for Argicultur-al Machinery, 2007, 38 (2) :65-68.

[3]孙万臣, 刘忠长, 郭永田, 等.谐振进气改善增压中冷柴油机性能和排放的研究[J].车用发动机, 2005 (6) :10-13.Sun W C, Liu Z C, Guo Y T, et al.Effects on performance andemissions of the turbocharged and intercooled automotive dieselengine by using resonant intake system[J].Vehicle Engine, 2005 (6) :10-13.

增压进气系统 篇4

发动机进气增压压力传感器属于压阻式传感器,它根据进气歧管内部压力输出电压。发动机的ECM通过此信号检测增压压力,并根据此压力信号实时控制正确的燃油喷射量。该传感器原安装在发动机舱内的进气歧管上,如图1所示。其电路接线图如图2所示。

根据发动机检测电脑提供的压力参数,我们认为该传感器工作不稳定的原因是其受环境温度影响较大。环境温度变化后,其不能随发动机负载变化向ECM提供正确的压力信号,是导致发动机不能加载的主要原因。

非洲苏丹常年气候炎热,环境温度常常在40～44℃以上,挖掘机在如此高的环境温度下运行,对传感器正常工作极为不利。加之该传感器安装在发动机机舱内的进气歧管上,工作温度更高。这些因素直接导致进气增压压力传感器过早损坏。

经过上述分析,决定将传感器信号线束延长,并将新的传感器固定在发动机散热器的前部,如图3所示。

增压进气系统 篇5

轿车在改善人们生活便捷的同时,亦带来了能源紧张和环境危机问题。提高发动机热效率、降低整车油耗和排放水平已成为研究热点。当前全球各高校、研究所、主机厂都在致力于研究节能减排新技术,如汽油直喷压燃(gasoline direct-injection compression ignition, GDCI)、均质充量压燃(homogenous charge compression ignition,HCCI)、预混充量压燃(premixed charge compression ignition,PCCI)、连续可变气门升程(continuously variable valve lift,CVVL)等,此类研究都是以提高传统内燃机的热效率为主,来应对能源、环境危机和日益严格的法规要求。 废气再循环(exhaust gas recirculation,EGR)技术已大量应用于柴油机,其中主要应用的是高压EGR。EGR气体由CO2、N2、水蒸气及其他未燃产物构成,因CO2、水蒸气等三原子分子与空气相比比热容较高,所以EGR气体可降低燃烧室内的燃烧温度,从而降低NOx排放[1]。近年来国外展开了将EGR应用于汽油机的研究,试验结果表明EGR能降低汽油机固有的泵气损失,减少爆震倾向[2,3],能够达到节油降排的目的;而国内,文献[4-7]等也开展了EGR应用于汽油机的研究。本文对一款四缸涡轮增压进气道喷射汽油机进行改造,研究了低压EGR对发动机燃烧、泵气损失、排放、油耗等方面的影响。

1 试验资源

1.1 发动机主要参数

试验在一款经过改造的直列四缸涡轮增压进气道喷射汽油机样机上进行,原发动机压缩比为9.3,其中可变气门正时(variable valve timing,VVT)可调整范围为60°CA,试验样机主要参数如表1所示。

1.2 台架布置图

台架布置如图1 所示。EGR回路从涡轮后端的排气管路取气,废气经过EGR冷却器和EGR阀,引至压气机前,与空滤后的新鲜空气混合,混合气被压气机压缩经中冷器冷却后进入进气歧管,此结构称之为低压EGR回路。低压EGR回路不同于高压EGR回路,高压EGR回路取气位置在涡轮之前,废气经冷却后直接被引至进气歧管内。进气取气口置于中冷器后,用于分析进气内CO2含量;排气取气口置于涡轮后,用于分析CO、HC、NOx、CO2、O2含量;λ仪用以分析实际的过量空气系数;各缸燃烧室内安装缸压传感器,用于监测缸内燃烧时的瞬态压力。

1.3 试验设备

试验中使用的主要设备见表2。

2 计算方法

本文通过相对总进气量来计算EGR率,如式(1)所示。

式中,分别为进气、排气及大气中二氧化碳体积含量,%。

通过未燃CO、HC的总质量来计算燃油的燃烧效率,如式(2)所示。

式中,mCO和mHC分别为排气中CO和HC的质量;HuCO和HuHC分别为CO和HC的低热值;mG为燃油消耗质量;Hu为燃油的低热值。

泵气损失效率由式(3)计算。

式中,Wp为泵气损失功,J;Q为燃料释放总能量,J。

研究中发动机转速保持2 000r/min,在不使用EGR时将各控制参数(节气门开度、点火提前角、喷油脉宽、进气VVT)调整至最佳,使发动机制动平均有效压力(break mean effective pressure,BMEP)达到0.2MPa,以该工况下的喷油脉宽作为本试验研究的恒定喷油脉宽,研究不同EGR率对发动机燃烧、泵气损失、排放、油耗等方面的影响,并在台架试验中针对发动机所搭载车辆在新欧洲行驶循环(new European driving cycle,NEDC)等速行驶工况进行了油耗验证工作。在整个试验过程中,始终保持发动机的实际空燃比在理论空燃比附近(Фa=1±0.01)。

3 试验结果及讨论

试验样机在不使用EGR时,点火提前角为曲轴转角为34°且进气VVT为上止点前40°时,试验样机在台架上有最佳的油耗表现。样机部分台架试验结果如表3所示。

保持VVT为上止点前曲轴转角40°位置不变,不同的EGR率下点火角对发动机的影响如图2所示。由图2可知,当EGR率一定时,随着点火角的增大,有效燃油消耗率呈现明显下降的趋势。这是由于EGR的加入降低了发动机爆震的敏感度,从而可以通过提前点火角的方式进一步提高燃烧等容度。

所以本文将重点研究点火提前角为42°、VVT为上止点前40°时,不同EGR率对缸压、放热率、循环变动、泵气损失、排放、有效燃油消耗率等方面的影响。

3.1 EGR对缸压、放热率、燃烧持续期、AI50、循环变动的影响

如图3所示,随着EGR率的增加,缸压峰值呈现减小的趋势且缸压峰值对应相位推迟。4.8%EGR率缸压峰值比0.2%EGR率缸压峰值略高且燃烧相位略靠前。这是因为其点火早于0.2%EGR率工况8°,燃烧在压缩上止点之前已经开始,最终使得压缩压力和缸压峰值都略高于0.2%EGR率时;两者燃烧相位相差大约2°,远小于点火角差值,说明EGR在一定程度上延长了滞燃期,减缓了燃烧速度。EGR率为10.3%和12.7%的缸压峰值和缸压峰值对应的曲轴转角位置相差不大,即在该工况下超过一定EGR率后,EGR率对缸压的影响减小。

由图4可以看出,随着EGR率的提高,放热率曲线呈现放缓的趋势。4.8%EGR率与0.2%EGR率时相比,放热始点较早。这是由于其较早的点火角所致,而放热持续期随EGR率的增加而变长。

如图5所示,除0.2%EGR率外,随着EGR率增加,燃烧持续期逐渐增加,最长至34.4°;燃料燃烧50%对应的曲轴转角(AI50)位置亦向后延迟,其中12.7%EGR率的AI50位置保持在最佳燃烧相位上止点后曲轴转角8°~12°范围之内。这是因为EGR稀释了缸内的油气混合气,降低了氧分子与可燃分子的碰撞机率,且EGR废气高比热容特性吸收了燃烧室部分能量,阻碍了火焰的传播速度,使得油气混合气的燃烧速度变慢,缸压峰值有所降低且燃烧相位向后推迟。与4.8%EGR率相比,0.2%EGR率较长的燃烧持续期和较晚的AI50位置是由于该工况点无EGR引入未使燃烧变缓,且和两者点火角位置不同。由图5还可看出,随着EGR率的增加,循环变动率逐渐变大,当EGR率超过10.3%后,循环变动略有减小,但其值都在汽油机允许范围(5%)之内。这是因为本研究将点火提前角固定在42°,当EGR率增加时,燃烧相位向后延迟,导致了燃烧不稳定,使得循环变动有所增大。若要使循环变动降低,需要EGR率与点火角相匹配,以提高燃烧的稳定性。

VVT为40°、EGR率为12.7%时,点火提前角对循环变动的影响如图6所示。随着点火角不断提前,循环变动呈现先减小后增加的趋势,点火角在上止点前曲轴转角42°时循环变动有最小值。当点火提前角位置在33.8°和36.0°时,循环变动值均超过了汽油机允许范围,说明过晚的点火角不利于燃烧的稳定性。点火角提前至合适的曲轴位置,将燃烧相位保持在较佳的相位,有利于燃烧稳定性,降低发动机的循环变动,提高整车舒适性。

3.2 EGR对泵气损失的影响

如图7所示,随着EGR率的增加,泵气平均有效压力(pumping mean effective pressure,PMEP)呈现减小的趋势。这是因为EGR废气替代了一部分新鲜进气量进入了燃烧室参与燃烧,为保持相同的过量空气系数,节气门开度需要增大,这就减小了节气门对气体的节流效应,所以泵气损失有所降低。样机使用EGR时与不使用EGR时相比,PMEP减小了约0.003MPa,PL提高了约0.2%~6.0%,有效提高了发动机的热效率。

3.3 EGR对排放的影响

如图8所示,随着EGR率的增大,CO排放呈现减小的趋势。其原因目前没有合理的解释:文献[3]指出这可能是CO的生成温度及氧化动力学有所改善而引起的;本文中认为燃烧持续期的延长为CO争取了更长的化学反应时间,且EGR的引入降低了燃烧室内的温度,抑制了CO2裂解成为CO和O2,这都有利于CO的减少。CO因EGR而减小的趋势并不只局限于此工况点,如图9所示,绝大部分工况范围内样机(实线)CO排放与原机(虚线)相比都呈现减小的趋势,这说明EGR可在发动机较宽广的范围内减少CO排放。随EGR率增加HC排放呈先减小后增加的趋势,变化幅度较小,但应用大EGR率后HC排放值高于无EGR率的HC排放值。这是因为,由于EGR对火焰传播的阻碍作用,出现了容积淬熄,且燃烧室内温度的降低亦减少了排气系统后期未燃HC的氧化作用,整体上使得HC排放水平上升。

此工况点下样机应用EGR后的燃烧效率最高达96.3%,比不使用EGR时提高了3.5%;在发动机所有工况范围内,CO、HC的排放值平衡较好,有利于提高燃烧效率。

如图8所示,随EGR率增加,NOx排放呈现明显的下降趋势。NOx生成的边界条件为高温、富氧,而此研究保持过量空气系数为1,所以富氧条件在此并不起主要作用;因EGR废气具有较高的比热容,吸收了燃烧室内部分能量,减缓了燃烧速度,最终降低了燃烧室内的温度,抑制了NOx生成的高温边界条件,所以NOx排放呈现明显降低的趋势。汽油机应用EGR对NOx的作用与柴油机类似。样机使用EGR与不使用EGR相比,NOx排放最高降幅达68.3%。在保证排放达标的前提下,可牺牲部分三元催化转化器转化效率,让发动机运行在较稀混合气状态下,以提高发动机的热效率,达到降低整车油耗的目的。

3.4 EGR对有效燃油消耗率的影响

如图10所示,随着EGR率的增加,有效燃油消耗率(brake specific fuel consumption,BSFC)呈现明显的下降趋势。在EGR率为12.7%时,BSFC最低达352.3g/(kW·h)。这主要是由于发动机燃烧效率的提高、泵气损失的减小、传热损失的减小及燃烧相位的改善综合作用的结果。

在本文研究条件下,样机使用EGR时与不使用EGR时相比,有效热效率最多提高了约2.7%,即相同的燃油供油量所做的有效功有所增加。这表明增压汽油机应用低压EGR能够有效提高发动机热效率,具备节油的潜力。

3.5 NEDC循环等速工况油耗对比

搭载该发动机的车辆NEDC循环内三个等速行驶工况下(通过汽车理论公式结合该发动机所搭载车辆参数信息进行计算,将车速换算成发动机的实际转速及转矩),保持发动机的理论空燃比不变,并分别控制适当的EGR率和点火提前角,在发动机台架上针对此三个工况点进行油耗对比试验,油耗情况如表4所示。台架试验实测结果表明:搭载样机的整车与搭载原机的整车相比,其节油效果比较明显,且整车节油效果也随车速的增加而增加。在整车120km/h等速工况时,节油率最高达9.4%。

4 结论

(1)汽油机应用EGR后能够减少汽油发动机固有的泵气损失。

(2)汽油机应用EGR后排气中NOx的含量明显降低,为稀混燃烧创造了条件,减少了部分传热损失。

(3)汽油机应用EGR后能够降低排气中CO含量,但HC含量却有所升高。低压EGR的引入能够在发动机部分工况区域内提高发动机的燃烧效率,提升燃油能量的利用率。

(4)在保证燃烧稳定的前提下,应用合适的EGR率并配合适当的点火提前角,能够有效地提高发动机热效率,有效降低整车等速油耗水平。

参考文献

[1]SARIKOC F,KETTNER M,VELJI A,et al.Potential of reducing the NOxemissions in a spray guided DI gasoline engine by stratified exhaust gas recirculation(EGR)[C]//SAE Paper.Detroit,Michigan,USA,2006,2006-01-1261.

[2]AMANN M,ALGER T,MEHTA D.The effect of EGR on low-speed pre-ignition in boosted SI engines[C]//SAE Paper.Detroit,Michigan,USA,2011,2011-01-0339.

[3]BOURHIS G,CHAUVIN J,GAUTROT X,et al.LP EGR and IGR compromise on a GDI engine at middle load[C]//SAE Paper.Detroit,Michigan,USA,2013,2013-01-0256.

[4]宋金瓯,姚春德,姚广涛,等.汽油机废气滚流分层技术对燃烧排放特性影响的研究[J].内燃机学报,2005,23(3):218-223.SONG J O,YAO C D,YAO G T,et al.Study on combustion and emission characteristics of a gasoline engine with tumbling stratifiedEGR technique[J].Transactions of CSICE,2005,23(3):218-223.

[5]姚春德,刘增勇,卢艳彬,等.四气门汽油机分层EGR的试验研究[J].工程热物理学报,2005,26(6):1053-1056.YAO C D,LIU Z Y,LU Y B,et al.Study on stratified EGR for SI engine with 4-valve[J].Journal of Engineering Thermophysics,2005,26(6):1053-1056.

[6]宋金瓯,姚春德,姚广涛,等.汽油机废气滚流分层技术燃烧放热规律的研究[J].内燃机学报,2006,24(2):157-161.SONG J O,YAO C D,YAO G T,et al.Study on heat release of gasoline engine with tumble generating stratified-EGR technique[J].Transactions of CSICE,2006,24(2):157-161.

增压进气系统 篇6

汽油机缸内的气流运动对汽油机的燃烧过程具有重要影响[1],尤其是进气终了时刻缸内流场的分布,直接决定了点火时刻前火花塞附近的湍流强度、气流速度及缸内的燃料分布,从而影响发动机的动力、经济和排放性能。合理设计优化进气道的结构可以改善其流通特性,实现滚流比、涡流比和流量系数的合理配置,增强缸内滚流强度,提高火焰传播速度和燃烧速率,缩短燃烧持续期,提高发动机的动力性和经济性。本文中对某增压非直喷四缸汽油机进气道进行优化改进,通过气道试验验证了改进后气道滚流比的变化情况,并通过发动机台架试验验证了进气道改进前后对缸内燃烧和动力性、经济性的影响。

1 试验对象

1.1 试验样机

试验用样机为一款增压非直喷汽油机,发动机主要结构参数见表1。

1.2 进气道的优化改进

影响汽油机缸内滚流强度的进气道结构主要参数包括α角、β角、气道倾斜角θ及气道曲面圆弧曲率(图1),原进气道的α、β、γ角度(对应于图1)分别为90°、90°、15°,此时从气门两侧进入气缸的气体量相当,存在缸内滚流比较弱的情况。

根据文献[2]对不同α、β、θ倾斜角组合的单进气道的研究结果,调节进气道出口处的α、β倾斜角对改变滚流比有明显作用。本文在保持进气门及阀座不变的前提下,减小进气道倾斜角α角,使通过气门上、下缘间隙处流入气体质量的不均匀而产生更多的滚动旋转气流,从而达到增强滚流强度的目的。优化改进前后的进气道示意图如图2所示。

2 试验设备和方法

2.1 气道稳流对比试验

通过气道稳流试验台测试进气道改进前后的涡流和流量系数变化,采用叶片式风速仪测量缸内涡流或滚流的转换。试验时将叶片风速仪固定在同一位置不变,由计算机自动采集各气门下的气体流量、叶片转速、缸内压差等参数,并利用FEV方法[3]计算得到流量系数αk和滚流比Cu/Ca。

气道试验台主要试验仪器及设备见表2。

2.2 台架性能对比试验

本文采用同一台发动机分别装用原进气道和改进后的进气道进行台架性能对比试验。通过外特性试验来对比研究发动机的燃烧性能、动力性能和涡前温度,对样机经济性能的对比增加了2 000r/min时的负荷特性试验内容。由于气道流量、缸内涡流等变化会影响到汽油机的燃烧状况,为得到准确的参数对比结果,对装用改进后进气道的样机,在外特性试验中通过优化点火角、可变气门正时(variable valve timing,VVT)开启角使动力性能最佳,在负荷特性试验中通过优化点火提前角和VVT开启角使经济性能最优。

台架试验用主要仪器及设备见表3。

3 试验结果及分析

3.1 气道稳流试验验证结果

在稳流试验中性能良好的气道,通常在实际发动机中也有较好的工作特性[4]。图3和图4分别为通过气道稳流试验台测试的滚流强度和流量系数对比结果。试验结果表明:相比原进气道,进气道改进后的缸内滚流强度有所增强,在较大气门升程区域[5]的缸内滚流强度均有明显增加,其中在最大气门升程时的滚流比增大了139%。需要说明的是,此时新进气道比原进气道的流量系数降低了约15.2%,对于自然吸气方式的发动机,降低流量系数会对其进气量产生较大影响,但对于增压进气方式的发动机,实际进气量的下降可以通过提高增压压力等方式来弥补。

3.2 台架性能对比试验验证结果

3.2.1 燃烧性能对比

图5为发动机装用原进气道与新进气道在外特性试验中滞燃期、快速燃烧期和总燃烧持续期的对比结果。试验结果表明:发动机装用新进气道后,各转速下的燃烧滞燃期和快速燃烧前期时间明显缩短,总燃烧持续期有明显缩短。这主要是因为进气道改进后缸内滚流增强,火焰传播速率加快,使燃烧前期(滞燃期和快速燃烧前期)的燃烧速度加快;而快速燃烧后期的持续时间与原进气道相比变化不明显,说明缸内涡流强度不再是影响快速燃烧后期燃烧速度的主要因素。提高滞燃期和快速燃烧前期的燃烧速度可以改善燃烧效率提高发动机的经济性能,但在高负荷爆震区域也会因爆震明显而推迟点火提前角,可能会导致动力性能的下降。

图6为发动机装用原进气道与新进气道在外特性试验中的缸内最高燃烧压力对比结果。发动机装用新进气道后,各转速下的最高燃烧压力均有明显增加,4 500r/min及以下转速区域最高燃烧压力的增幅在0.5MPa以上。最高燃烧压力增加主要是缸内滚流强度变化使火焰传播速率加快,使得最高燃烧压力对应曲轴转角前移所致。图7为试验时的最高燃烧压力所对应曲轴转角。缸内最高燃烧压力所对应的曲轴转角相比原进气道均有所提前,根据内燃机原理[6]可知,最高燃烧压力出现在上止点后曲轴转角12°~15°为宜,越靠近上止点,汽油机经济性、动力性越好,图7结果显示进气道改进后最高燃烧压力更接近12°~15°。但同时最高燃烧压力提高及其对应的曲轴转角前移会导致压力升高率增大,所以发动机装用新进气道后的爆震发生概率要大于装用原进气道。

3.2.2 动力性能对比

图8为发动机装用原进气道和新进气道的外特性对比试验结果。试验结果表明:在外特性低转速区域(转速≤3 000r/min)两者动力性基本一致或略有提升,主要原因是进气道改进后缸内燃烧速度加快,最高燃烧压力明显增加及对应曲轴转角前移;而在中高转速区域(3 000~5 500r/min)动力性稍有下降,主要原因是燃烧加快的同时爆震倾向增加,实际标定时需推迟点火提前角,这造成转矩的下降,但中高速动力性能仍能满足设计指标要求。

3.2.3 经济性能对比

图9为发动机装用原进气道和新进气道对燃油消耗率的外特性和负荷特性对比试验结果。由外特性试验对比结果可知,进气道改进后,外特性试验中低转速区域所对应的燃油消耗率均有所下降,降幅在0~12g/(kW·h)之间,其中在2 000r/min时燃油消耗率降幅为12g/(kW·h)。外特性经济性改善的主要原因是进气道改进后缸内滚流增强,促使火焰传播速率加快,燃烧效率提高。由2 000r/min时的部分负荷试验对比结果可知,进气道改进后,2 000r/min下的中低负荷(0%~60%负荷)区域,发动机经济性能未见明显变化,但在中高负荷区域(60%~100%负荷),发动机经济性能有明显改善,燃油消耗率最大降低值为16g/(kW·h)。这是因为进气道改进后在中高负荷区域缸内滚流强度明显增加,燃烧效率提高,发动机经济性能得到改善。

3.2.4 热负荷对比

图10为发动机分别装用原进气道与新进气道进行外特性试验时的涡前排气温度对比结果。试验结果表明:装用新进气道后,涡前排气温度降低明显,降幅约为30~50℃之间,相比自然吸气式汽油机,增压汽油机热负荷较大,涡轮增压器的热负荷集中尤为明显,涡前排气温度的有效降低可减小主要部件热负荷,有助于提高发动机及涡轮增压器的可靠性和使用寿命。

图11为发动机涡前温度测量时所对应的点火提前角对比结果。试验结果表明:装用新进气道后,外特性试验中的点火提前角均出现推迟,而点火提前角推迟会引起排气温度上升,但实际上装用新进气道后涡前排气温度反而下降,这说明进气道改进后燃烧速率加快是实现排气温度降低的主要原因。

4 结论

(1)对于某增压非直喷汽油机减小进气道的倾斜角(特别是α角),可增强较大气门升程区域的缸内气体运动滚流强度,降低其流量系数,但对于较小气门升程区域的涡流强度增加不明显。

(2)通过改进进气道增加缸内涡流强度,可缩短燃烧滞燃期和快速燃烧前期时间,并使得缸内最高燃烧压力明显增大,其对应曲轴转角前移,改善燃烧过程,但对快速燃烧后期燃烧速度影响不大。

(3)此次改进进气道滚流比过大,导致燃烧速率过快,缸内燃烧爆震倾向加剧,因此装用新进气道后的点火提前角比原进气道时更为推迟,对提高发动机动力性能的作用不明显。

(4)进气道改进后能有效改善发动机中低转速下中高负荷区域的经济性能,发动机的全负荷燃油消耗率最大降低值达约12g/(kW·h)(发动机对应转速为2 000r/min),2 000r/min转速下的部分负荷燃油消耗率降低最大值约16g/(kW·h),发动机经济性能改善的主要原因是通过增大滚流比,改善了缸内燃烧。

(5)进气道改进后,全负荷下发动机增压器涡轮前排气温度降低明显,降幅为30~50℃,这将有助于提高增压器的可靠性及使用寿命。

参考文献

[1]LI Y F,ZHAO H,PENG Z J.Analysis of tumble and swirl motions in a four-valve SI engine[C]//SAE Paper.Warrendale,PA,USA 2001,2001-01-3555.

[2]裴普成.CA1102Q五气门汽油机电控燃油喷射稀混合气燃烧的研究[D].天津:天津大学,1997.

[3]户冬.气道试验台及4种评价方法介绍[J].重庆理工大学学报(自然科学),2010,24(12):123-126.HU D.An introduction of air passage experiment sets and their four evaluation methods[J]Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science),2010,24(12):123-126.

[4]许振忠,肖浩栋,刘书亮,等.进气道对点火发动机性能影响的试验研究[J].试验,测试,2001(6):21-24.

[5]刘德新,李丹,冯洪庆,等.四气门汽油机进气道气流运动的三维数值模拟研究[J].内燃机工程,2006,27(2):36-38.LIU D X,LI D,FENG H Q,et al.Study of three dimensional numerical simulation for air flows in intake port of four valve gasoline engine[J].Chinese Internal Combustion Engine Engineering,2006,27(2):36-38.