液压自由活塞

关键词： 活塞 项目组 液压 发动机

液压自由活塞（精选七篇）

液压自由活塞 篇1

随着人们对于动力装置节能与环保的要求不断提高,曾一度成为20世纪中期热门研究对象的自由活塞发动机,由于其在降低排放和提高效率方面的潜在优势,以及现代电子控制技术的迅速发展,近来再次成为国内外许多项目组研究的热点[1,2]。

液压自由活塞发动机(HFPE)是将内燃机与液压泵集成为一体,通过输出液压能来驱动负载工作的特种发动机,相比传统的发动机-泵组合的效率有明显提高。HFPE没有曲柄连杆机构的限制,活塞的运动轨迹完全决定于其受到的作用力[3]。本文通过建立HFPE模型,研究活塞运动规律及其影响因素,为控制系统的开发与完善提供依据。

1 HFPE工作原理与建模

1.1 HFPE结构与工作原理

本文的研究对象为单活塞式液压自由活塞柴油机,其结构如图1所示。工作过程为:活塞位于下止点时,频率阀9打开,高压油液进入压缩腔7推动活塞组件向上止点方向运动,当压缩活塞6打开蓄能器8与压缩腔7的接口后,活塞在蓄能器压力作用下继续向上止点运动,高压腔3油液压力升高并从高压端输出,同时泵腔5从低压端吸入液压油。当动力活塞2接近上止点时,喷油电磁阀10打开,喷油器喷出柴油,燃烧产生的高压气体推动活塞向下止点运动,泵腔油液受到泵活塞的压缩压力升高,从高压端输出,同时压缩活塞将高压油推入蓄能器8,储备液压能为下次循环使用,至此完成一个工作循环[4]。

1.动力腔 2.动力活塞 3.高压腔 4.泵活塞 5.泵腔 6.压缩活塞 7.压缩腔 8.压缩蓄能器 9.频率阀 10.喷油电磁阀 11.气门开电磁阀 12.气门关电磁阀

1.2 仿真模型的建立

HFPE主要分为三部分,即活塞组件、动力部分和液压泵部分。本文研究的重点在于各控制变量对HFPE活塞运动规律的影响,建模过程做如下假设:

(1) 工质为理想气体,其比热容c、内能u、焓h等参数仅与气体温度T及气体成分有关。

(2) 气缸内工质的状态均匀,即同一瞬时气缸内各点的压力、温度和浓度处处相等。

(3) 不考虑实际存在的工质更换以及泄漏损失,即工质的总质量保持不变,循环是在定量工质下进行的,忽略进、排气流动损失及其影响。

1.2.1 活塞动力学方程

活塞组件受力如图2所示。根据牛顿第二定律,活塞组件的运动方程可表示为:

pS+p1S1-p2S2-p3S3-sign(x·)Ff=Md2xdt2 (1)

式中,p为动力腔内的气体压力;S为动力活塞的有效受力面积;p1、p2分别为高压腔压力和泵腔压力,分别作用在泵活塞左右两端的有效受力面积S1和S2上;p3为压缩腔压力;S3为压缩活塞有效受力面积;Ff为活塞组件所受到的摩擦力;M为活塞组件质量;x为活塞位移。

1.2.2 燃烧放热率计算

发动机燃烧放热率的计算使用文献[5]提出的针对缸内直喷式柴油机的放热率计算公式:

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式中,Cmode为放热率增益;mf为缸内燃油质量;Crate为混合速率增益;Vcyc为燃烧室体积;k为燃油喷雾引起的湍流动能。

1.2.3 缸内压力计算

仿真计算时认为缸内混合气包括三种组分,即空气、燃油和燃烧废气。根据热力学第一定律:

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式中,U为热力学能;undefined和hi分别为缸内各组分的质量流量和比焓;W为系统所做的功。而

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设ui为各组分的比热力学能,xi为各组分的质量分数,m、T、V分别为缸内混合气的质量、温度、体积,则有:

U=∑uimi=m∑uixi (5)

进而式(3)可以改写为:

从而有:

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式中,Cv为工质比定容热容。

缸内压力p通过下式计算:

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式中,ρ为缸内气体密度;r为混合气理想气体常数。

1.2.4 进排气模型

进排气过程可认为是通过小孔的一维非定常流动,气体质量流量undefined通过下式计算:

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其中

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式中,A为排气门或进气口的面积;Cq为流量系数;pin和pout分别为排气门或进气口内、外的压力;Tin为排气门或进气口内的温度;κ为绝热指数;Cm为流动状态参数;当undefined时,气体为亚音速流动,否则为超音速流动。

1.2.5 液压系统计算

根据HFPE的设计原理,高压腔的压力即发动机的工作负载压力,在实际工作中会有波动,在仿真计算中,假定高压腔压力为一个定值:

p1=p0 (11)

式中,p0为系统工作压力,且为常数。

泵腔压力可表示为:

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式中,K为油液体积弹性模量;q2为泵腔的输入流量;V2为泵腔体积;v为活塞运动速度。

压缩腔压力即压缩蓄能器的压力,认为蓄能器的压力充放过程为绝热过程,压缩蓄能器的压力pa,蓄能器内的气体体积Va与蓄能器的充气压力和初始气体体积满足绝热方程:

paVγa=pa0Vγa0 (13)

式中,γ为气体多变指数,由于是绝热过程,取γ为1.4。

2 仿真结果与讨论

HFPE的动态特性与其结构参数密切关联,根据HFPE原理样机设计,仿真计算时的主要结构参数见表1。为研究各控制变量对活塞运动的影响规律,使用定工况的方法,即在研究任一变量变化对活塞运动的影响时,其他各变量均设定为名义值且保持不变,各参数名义值见表2。

2.1 循环供油量的影响

HFPE通过控制膨胀行程的长度来控制活塞的下止点位置,膨胀行程的长度取决于在燃烧和膨胀过程中活塞获得的能量与活塞传递给发动机负载(即液压泵部分)的能量平衡。因此,发动机燃烧能量输入和活塞膨胀行程长度之间存在一定关系,利用这个关系可以控制活塞膨胀行程的长度。循环供油量是燃烧输入能量在数量上的直接表征。图3a表示了不同的循环供油量对活塞下止点位置的影响,循环供油量为26 mg时,活塞下止点为理论最佳下止点,在相同的喷油定时条件下,10 %(2.6 mg)的油量增加或减少将导致活塞膨胀行程长度增加或缩短约5 mm,且循环供油量的变化与活塞膨胀行程长度近似呈线性关系,如图3b所示。

2.2 喷油定时的影响

HFPE由于没有旋转机构,其各项正时控制都依赖于活塞的位移。在喷油定时控制中,将HFPE理论下止点作为基准点,喷油时刻为活塞位移值距该基准点某一距离处。在模型中,引入液压驱动供油系统的滞后时间3 ms,并且认为燃油喷入气缸后立即开始燃烧。在HFPE工作过程中,喷油定时对于活塞运动有着明显的影响。由于喷入的燃料在高温高压环境下自行着火燃烧,缸内气体压力迅速升高,且HFPE活塞不受机械约束,升高的缸内气体压力阻碍了活塞进一步向上止点运动,喷油提前量越大,这种阻碍作用越“提前”、越明显(图4),若将喷油时刻提前至76 mm处,由于提前释放燃烧能量,压缩比减小,缸内最高燃烧压力随之减小,进而导致活塞膨胀行程不能达到名义下止点;若将喷油时刻延后至96 mm处,缸内最高燃烧压力作用于活塞的起始时间也相应延后,活塞上止点则略向上偏移,在这种情况下气缸压力出现两个峰值(图4)。这是由于喷油时刻延后,燃烧始点在上止点之后,虽然最高燃烧压力不高,但由于缸压曲线变宽,作用于活塞上的时间变长,活塞仍然可以达到名义下止点。喷油定时对于循环周期也有一定影响,其变动在1 ms之内。

2.3 气门正时的影响

HFPE采用直流扫气的换气方式,同喷油定时一样,气门正时也是以活塞位置作为依据。在模型中,气门开启和关闭时刻分别对应膨胀和压缩行程的同一活塞位置。改变气门正时,在改变气门开启和关闭时刻的同时,也改变了气门的时面值。发动机进气口距离活塞名义下止点25 mm,仿真中分别使用距名义下止点22、31、40 mm作为气门正时对应活塞位移,从图5可看出,气门关闭越晚,气缸建立压力的时间也越晚,活塞运动速度也相应提高,活塞压缩行程越长,理论压缩比越大。而实际压缩比也随着气门关闭延后而增大,对于上述的三种气门正时,实际压缩比分别为9.8、11.5和12.5,并使缸内最高燃烧压力升高(图5),进而造成膨胀行程变长。

2.4 压缩能量的影响

HFPE的压缩能量可以通过调节压缩蓄能器压力来实现。图6a为不同的压缩蓄能器压力对应的活塞运动曲线。从图中可以看出压缩压力的变化对活塞压缩行程有着明显的影响,从能量角度来看,提高压缩压力,增大了活塞压缩过程的输入能量,使得活塞压缩行程达到上止点的位置更靠近气缸盖底平面,即提高了HFPE压缩比,缸内工质压缩终了的温度、压力升高,有利于燃烧进行,同样循环供油量的前提下燃烧释放的能量更多。HFPE的循环周期也受到压缩能量的影响,2 MPa(13 %)的压缩压力变动,使发动机工作频率变化约3Hz,进而引起HFPE输出流量发生变化。图6b为压缩能量对发动机压缩比的影响,在可以使柴油压燃的压缩压力范围内,压缩比与压缩压力近似呈线性关系,可以利用这种关系实现对压缩比的精确控制。

2.5 负载压力的影响

HFPE的负载端即高压端且为恒压输出,对于不同的负载压力需求,若其他控制变量保持不变,则活塞的运动将发生变化。显然,在压缩行程中,负载压力起阻力作用,负载压力的变化将影响活塞运动速度和上止点位置;在膨胀行程中,当泵腔的压力超过高压腔(负载)压力时,连接泵腔与高压腔的单向阀打开,泵腔压力与负载压力相同,但由于泵活塞两端压力作用面积不同,负载压力仍起阻力作用,进而影响膨胀行程长度。从图7可以看出,负载压力的变动对于膨胀行程的影响比压缩行程更为明显,这是由于负载压力升高首先降低了活塞压缩速度,随之压缩终了缸内工质压力、温度均降低,不利于燃料燃烧,抑制了缸内最高燃烧压力的提高,而且阻力(负载压力)升高,使膨胀行程长度明显减小。

3 结论

(1) HFPE活塞运动完全由作用在活塞上的合力直接决定,各控制变量的变化影响活塞受力的变化,进而改变活塞的运动规律,使活塞的下止点位置和压缩比发生变化,将使HFPE的正常运转和性能受到影响。

(2) HFPE的循环油量与活塞膨胀行程长度、压缩能量与压缩比均近似呈线性增加。

(3) HFPE任一控制变量单独的变化都会引起活塞运动规律的变化,而各控制变量的设定又都依赖于活塞位移,因此HFPE循环工作是一个多参数耦合和能量重新分配的复杂过程。

(4) 执行器的滞后是影响正时控制精确度的重要因素。在控制策略的制定中,应将活塞运动速度作为控制变量调节的参考。

参考文献

[1]Mikalsen R,Roskilly A P.Areviewof free piston engine his-tory and applications[J].Applied Thermal Engineering,2007,27:2339-2352.

[2]杨华勇,夏必忠,傅新.液压自由活塞发动机的发展历程及研究现状[J].机械工程学报,2001,37(2):127.Yang H Y,Xia B Z,Fu X.Hydraulic free piston engine evolu-tion process and recent studies[J].Chinese Journal of Mechani-cal Engineering,2001,37(2):127.

[3]Achten P A J,Johan P J,Pot ma J,et al.Horsepower withbrains:the design of the chiron free piston engine[C]//SAE2000-01-2545,2000.

[4]Zhao Z F,Zhang F J,Zhao C L,et al.Modeling and si mula-tion of a hydraulic free piston diesel engine[C]//SAE 2008-01-1528,2008.

液压自由活塞发动机的气体流动模拟 篇2

液压自由活塞发动机将发动机与液压泵结合为一个紧凑的整体,将燃烧释放的热能直接转化为液压能输出。与发动机耦合液压泵方案相比,液压自由活塞发动机传动链缩短、结构简化,因此系统效率更高[1]。将蓄能器作为储能元件,复合驱动系统可以实现不同的功率流模式,具有最大限度提高效率并减少排放的潜力[2]。由于自由活塞发动机的每个工作循环都需要一个做功行程输出液压流并使活塞复位,因此每个工作循环一般为两行程。换气过程组织的优劣直接关系到发动机的经济性、动力性和排放水平。

液压自由活塞发动机没有机械结构约束,活塞运动取决于作用于其上的各种力的综合[3]。扫气、燃烧和泵油过程与活塞动力学密切耦合,扫气过程既对系统产生影响同时又受到其他环节的约束。

对自由活塞发动机扫气过程的模拟研究存在着以下3种技术路线:①采用定量工质,忽略进排气流动,不考虑气体交换过程[4,5,6];②采用零维模型模拟活塞动力学特性,将得到的活塞运动规律放入通用发动机气体动力学程序进行气体交换过程的模拟[7,8,9];③建立自由活塞发动机模型,采用准稳态公式描述气口流动,扫气模型或者采用理想模型[10],或者采用经验公式[11]。

然而,采用理想扫气模型不能准确描述实际扫气过程,而且经验公式的参数调整也需要根据曲柄发动机的实验结果。尤为重要的是,目前已知的模型在本质上是零维的,意味着无法分析进排气的脉动效应。

本文的目标是建立一维通用自由活塞发动机的气体动力学模型。基于第三种技术路线,将扫气过程与活塞动力学直接耦合,无需进行零维活塞动力学与气体动力学的迭代。将进排气流处理为一维可压缩流体,在流动方向上求解质量、动量和能量守恒方程。基于目标,采用Amesim建立了仿真模型,以时间为全局变量,以活塞位移为控制参数。针对直流扫气特点提出了单区三阶段扫气模型,根据CFD 计算结果对扫气参数进行了标定。在此基础上,分析了自由活塞发动机气体交换过程的特点,并利用排气脉动效应改善扫气性能。

1 仿真模型

1.1 Amesim模型

Amesim仿真模型包括发动机、液压泵、曲轴箱、喷油器、进排气管路、传感器和液压网络,如图1所示。控制部分由喷油控制部分、气口控制部分和液压控制部分组成。喷油控制部分在喷嘴模型中进行喷油脉宽和流量的设置,

在上止点前设定位置,并根据位移传感器的信号产生触发脉冲,控制喷油时刻。气口控制部分根据活塞位移控制气口的开启与关闭,在开启期间气口面积由活塞位移曲线插值得到。液压控制部分通过控制开关阀的导通和关闭实现输入和输出液压流的调节。

活塞动力学模型遵循牛顿第二定律,作用力包括缸内气体压力、液压力和曲轴箱气体压力,由加速度公式积分得到活塞速度和位移。采用Barba模型[12]模拟燃烧进展,子模型包括着火延迟模型、预混燃烧模型和混合控制燃烧模型。

气缸和曲轴箱模型遵循热力学第一定律,定义3种工质成分:空气、燃油蒸汽和废气。工质的物性参数取决于温度及气体组分。将缸内工质看作是均质的(温度和组分均匀分布),采用Woschini公式描述工质与气缸之间的热交换。气口采用可变截面孔口模型,用准稳态公式描述扫排气的瞬态流动。簧片阀模拟为可变截面的单向阀。

实际扫气过程是多相多阶段过程,本文针对直流扫气特点提出了简化单区三阶段扫气模型。3个阶段依次为完全扫气阶段、部分混合阶段和完全混合阶段,共3个扫气参数:第一阶段、第二阶段的比例系数k1、k2和第二阶段的混合比例系数k3。参数经过标定后,扫气模型可以准确预测扫气效率和充气效率。

1.2 CFD模型

采用Fire fame engine产生移动网格,计算域包括气缸、扫排气口和曲轴箱。将气缸壁面和气口接触面定义为arbitrary connect边界来处理网格之间的连通和分离。初始计算网格(图2)为全六面体,共117 000个单元,对气口部位进行细化以更精确地描述速度梯度的变化。计算时刻从扫气过程到压缩行程,再到膨胀行程排气口再次打开,初始条件和活塞行程规律来自于Amesim的计算结果。

AVL fire在生成移动网格和计算过程中以曲轴转角作为时间步长,而步长在Amesim模型中以时间为单位。时间t和曲轴转角θ的转换关系为

$\text{d}t=\frac{{\rm T}}{360°}\text{d}\theta (1)$

其中,T为循环周期,是自由活塞发动机连续工作频率的倒数。在一个循环周期中,自由活塞发动机压缩行程进行得比较缓慢,在膨胀行程活塞速度加快[13]。AVL fire在计算过程中,压缩行程上止点对应曲轴转角定义为360°,因此进气下止点对应曲轴转角小于180°。

对喷雾过程的模拟分别选取Dukowicz蒸发模型和Reitz的wave破碎模型;燃烧模型采用Magnussen涡破碎模型(eddy breakup model);选用k-zeta-f湍流模型描述紊流场。

2 仿真结果及分析

样机的总体方案如下:①对置活塞,活塞运动同步条件下发动机完全平衡;②曲轴箱直流扫气,以简化结构和提高扫气性能;③扫气口和排气口在气缸两侧周向布置,高气口宽度缸径率;④扫气口切向倾角产生涡流;⑤共轨喷射系统精确控制着火时刻和燃烧放热率;⑥双喷油器对称布置,空气利用率更高;⑦簧片阀进气系统可消除进气系统回流。发动机的结构和运转参数如表1所示:

2.1 一维模型验证

在准稳态公式中,瞬态流量取决于流量系数、压缩比和开启面积,而两行程发动机的气口流量系数与气口类型和扫气倾角有关,在扫气过程中随压缩比和开启面积变化[14]。本文建立了以压缩比和开启面积为自变量的插值表对流量系数进行优化,得到的一维瞬态流量与计算流体力学(computational fluid dynamics,CFD)计算结果如图3、图4所示。图3中虚线位置代表下止点BDC位置的时刻,即膨胀行程和压缩行程的分界点,下同。整个扫气过程分为3个阶段:扫气口刚开启时,缸内压力较高,废气向曲轴箱倒流;随着活塞下行,曲轴箱压力继续升高,新鲜工质开始向缸内流动,在下止点前瞬态流量达到峰值;接近扫气终了时,活塞上行,曲轴箱压力持续降低,废气出现了轻微倒流现象。CFD的峰值流量高于Amesim的计算结果,而且峰值流量的相位也稍有提前。瞬态扫气流量的积分即为总扫气量,Amesim和CFD的总扫气量两者相差不到1%。

整个排气过程可以分为3个阶段:排气口开启时,压缩比达到临界值,排气流量迅速上升,在稍后气口面积较大时瞬态流量达到第一个峰值,随后由于缸内压力下降达到波谷;随着新鲜工质不断流入,缸内压力上升,在下止点附近达到第二个峰值,尽管此时气口开启面积最大,但是压缩比较临界值小得多,幅值也小于第一个峰值;在排气末期,活塞上行,缸内压力升高推动工质向外流出,形成了第三阶段排气流。除了在第二峰略有差异,Amesim和CFD的结果符合。

扫气模型描述了扫气过程中缸内混合程度的进展和排气纯度的变化,根据CFD的计算结果对扫气模型参数进行了标定,验证了排气口高度变化时模型的预测能力,扫气效率和充气效率的对比示于图5。随着气口高度变化,Amesim和CFD预测的扫气效率变化趋势一致,扫气效率数值在小气口高度时略有偏差;两者预测的充气效率变化趋势一致性很好,但是Ameim得到的充气效率略小。

1.CFD扫气效率 2.Amesim扫气效率 3.CFD充气效率 4.Amesim充气效率

自由活塞发动机的活塞行程规律取决于作用于其上的各种力的综合。在上止点附近,燃烧室气体压力占支配地位,决定了活塞最大加速度,因此准确预测气缸压力是十分必要的。CFD和Amesim计算的缸内压力变化历程示于图6,喷油时刻为4mm的上止点前(before top dead center,BTDC)。在压缩和膨胀阶段Amesim和CFD的压力曲线一致,Amesim模型预测的着火时刻略有提前,预混燃烧略快,爆压相位也稍有提前。

2.2 气口时-面图

气口配气相位不变时,对于曲柄发动机,时-面图关于下止点对称。而自由活塞发动机的活塞行程规律取决于各种力的综合,其时-面图是不对称的,如图7所示。纵坐标采用量纲一气口面积表示,定义为开启面积与气口最大面积的比值。

表2列出了在相同的结构和气口相位条件下,自由活塞和曲柄发动机的比时-面值和扫气性能计算结果,其中,比时-面值定义为时-面值与气缸排量的比值,单位为s/m。对于曲柄发动机,提前排气和过后排气的时-面值相同;对于自由活塞发动机,过后排气的时-面值明显高于提前排气的时-面值,因此在排气口关闭之前,缸内纯度较高的工质容易产生继续溢出的倾向,这也和图4所示的计算结果相对应。虽然自由活塞发动机的扫气效率略高,但过后的排气造成充气效率有所下降。

2.3 气口相位

排气口高度决定了有效行程,同时影响排气的时-面值。在扫气相位不变的条件下,排气口高度对扫气特性的影响示于图8,扫气口高度为10mm。随着排气口高度的减小,排气的时-面值减小,扫气效率呈现出下降趋势;

充气效率与有效行程、扫气效率、扫气终了工质温度和压力有关,随排气口高度的减小,有效行程增加,充气效率呈现上升趋势,排气口高度小于15mm时,扫气效率过低导致最终的充气效率降低。

排气相位在压缩行程决定了有效压缩比,同时在膨胀行程影响有效做功。如图9所示,在排气口高度变化范围内,随排气口高度的减小,有效行程增加,实际压缩比提高,膨胀做功更加充分,因此热效率呈现出上升趋势。但是排气口高度小于15mm时,扫气效率恶化,充气效率下降,热效率开始出现下降趋势。

扫气相位主要影响提前排气和扫气的时-面值以及曲轴箱压缩功,排气口高度对热效率的影响示于图10,在排气相位不变条件下,扫气效率和充气效率与扫气口高度的变化趋势相一致,排气口高度为16mm。扫气口高度开始减小时,提前排气的时-面值增加,有利于废气充分流出,此时扫气的时-面值足够,因此扫气效率和充气效率变化很小;随着气口高度进一步降低,扫气的时-面值严重过小,导致两者迅速下降。

2.4 曲轴箱容积

图11所示为曲轴箱容积对扫气性能的影响,横坐标为量纲一曲轴箱容积(曲轴箱容积与气缸排量的比)。随曲轴箱容积的增加,曲轴箱压缩比减小,扫气压力降低使得扫气效率和充气效率呈现出下降趋势。但是扫气压力提高导致曲轴箱压缩功增加,因此曲轴箱容积的选取应该综合考虑。

同时可以看到,扫气效率的下降速度更快,而量纲一曲轴箱容积小于2.5时,充气效率几乎保持不变。

2.5 排气脉动效应

利用排气管中的压力波脉动效应是改善气缸充气的有效手段。优化后排气管长度对扫气过程中气缸和扫排气口压力的影响示于图12。图12中,EO和EC分别为排气管开启和关闭的时刻,SO和SC分别为扫气口开启和关闭的时刻。排气口开启后,气口处迅速形成了一个压力峰值,并以声速向尾管方向传播。当正压波通过开口边界时,即产生一个往回反射的负压反射波,该反射波在下止点稍后的位置返回到排气口,形成了一个负压谷。在正值扫气期间,它将有利于废气的进一步清除。扫气口开启后,扫气压力经过短暂的上升迅速达到峰值然后开始缓慢下降。在整个扫气期间,除了在扫气开始和接近终了阶段,扫气压力始终高于气缸压力。

优化排气脉动效应对扫气过程中瞬时扫气效率和充气效率的影响示于图13。未利用排气脉动效应时,扫气口开启后缸内回流较小,扫气效率迅速上升,在下止点后很快达到峰值,在随后的扫气期间几乎保持不变;充气效率达到峰值后,在扫气后期一直呈现出下降趋势。主要的原因是缸内工质向曲轴箱倒流,而且过后排气明显,最后达到的充气效率为0.555。

1.优化扫气效率 2.未优化扫气效率 3.优化充气效率 4.未优化充气效率

优化排气脉动效应时,扫气流进入气缸略晚,扫气效率增加趋缓,但在整个扫气期间一直呈上升趋势,在过后排气期,扫气效率几乎保持不变;充气效率的增加一直持续到扫气口关闭,在过后排气期达到峰值,此后在排气口关闭前略有下降,最后达到的充气效率为0.66。

3 结束语

自由活塞发动机的气体交换过程具有如下特点:①气口配气相位不变时,气口的时-面图关于下止点不对称;②过后排气的时-面值显著高于提前排气的时-面值,与理想扫气过程相反,对充气效率不利;③排气口高度减小有利于提高充气效率,但受到扫气效率过分下降的约束;④排气相位不变时,扫气效率和充气效率与扫气口高度的变化趋势相一致,过小的扫气口高度导致扫气性能恶化;⑤减小曲轴箱容积提高了扫气压力,有利于提高扫气效率和充气效率;⑥排气流动控制明显改善了扫气性能,优化排气脉动效应可以显著提高充气效率。

摘要：基于Amesim建立了两行程自由活塞发动机模型,针对直流扫气特点提出了单区三阶段扫气模型,根据CFD计算结果对扫气参数进行了标定,在准确预测扫气性能的基础上分析了耦合活塞动力学条件下的气体交换过程。研究结果表明,当气口的配气相位角不变时,自由活塞发动机的气口面积随时间的变化关系与曲柄发动机的气口面积随时间的变化关系存在显著差异。气口高度减小对提高充气效率有利,但是受到扫气效率过分下降的约束。排气流动控制明显改善了扫气性能,利用排气脉动效应可以显著提高充气效率。

自由活塞发动机活塞环密封特性研究 篇3

自由活塞发 动机 (free-piston linear alternator, FPLA)作为自由活塞发动机在现阶段的一种新的表现形式,其结构如图1所示。与传统往复活塞式发动机相比,其最大的特点是省去了曲柄连杆机构,具有压缩比可变、能量转换效率高、无侧向力、摩擦损失小和排放污染低等潜在优势,已引起广泛重视[1,2,3,4,5,6]。

研究发现,由于自由活塞发动机省去了曲柄连杆机构,工作过程中存在诸多不同于传统发动机的运行特点[4,5,6]。比如,FPLA活塞运动加速度峰值较大;上止点附近,自由活塞发动机具有相对较慢的压缩行程和较快的膨胀行程等[4,5,6]。这些活塞运动学上的差异可能会导致两种发动机活塞环的密封状况出现差异。本文拟通过建立活塞环密封数学模型, 对其密封特点进行研究,并对比传统二冲程柴油发动机(traditional two stroke engine,TTSE),探寻FPLA活塞环密封可能存在的特殊状况,以便为物理样机的密封设计提供参考。

1活塞环密封数学模型

1.1活塞环气室热力学方程

通常情况下,发动机漏气主要来自活塞环闭口间隙,在活塞环两侧压力差作用下,气体从高压侧流向低压侧[7,8,9]。发动机活塞环的气体流动模型如图2所示。图中环1至环n按燃烧室到扫气箱方向顺序排列;A为活塞环开口面积;L为气体流量;T为活塞环气室 内气体温 度;V为气室体 积;p为气体压 力;下标代表对应的活塞环气室。

自由活塞发动机实际工作过程中,由于存在缸内气体泄漏,活塞环气室内热力学变化过程是一个传质过程。对于任意第n个气室内的气体应用质量守恒定律,如式(1)所示。

由活塞环密封结构可知:

式中,mn为第n个气室内气体质量;mnin为流入到第n个气室的气体质量;mnout为第n个气室内流出的气体质量;mn-1out为第n-1个气室流 出气体质 量; mn+1in为流入第n+1个气室的气体质量。

由于各个气室内气体温度存在差异,特别是燃烧室内存在燃烧放热,气室内热力学变化过程也是一个能量传递的过程。根据能量守恒方程,气室内工质能量变化可以表示为:

式中,Un为第n个气室内气体内能;Qn为该气室传出或传入的能量;Wn为该气室内气体对外作的功; hn该气室内气体比焓。

另外,气室气体对外作功dWn=pndVn,并且Un=mnun,微分后得到

结合理想气体状态方程的微分表达式

并根据热力学关系R=cp-cV,γ=cp/cV,un=cVTn, 可以得到气室内气体压力:

式中,cp、cV分别为比定压热容和比定容热容;un为第n个气室气体比内能;R为气体常数;γ为比热比。

1.2活塞环气室气体流量方程

根据流体力学上的准一维等熵流动,按照连续性方程,气体流过任意截面的质量流量相同,并将缝隙区看作为渐缩性喷管[8,9,10,11]。第n个气室内气体泄漏的质量流率为:

式中,Kcn为流量系数;Rm为气体质量常数。

随着活塞位移的变化,相邻活塞环间气体压力比也会发生改变,流量系数也跟着变化。其变化关系为[10]

另外,自由活塞往复运动过程中,当相邻活塞环间气室内气体压力之比小于临界值时,气体泄漏流动呈现超临界状态,气室内气体以当地声速流过活塞环开口间歇,泄漏流量只取决于气室内气体状态和活塞环开口面积的大小,与外界气体状态无关,此时气体流量为[7]

2活塞环密封试验

2.1试验方案

为了验证活塞环密封模型的正确性,借鉴文献 [9]的研究方法,设计了活塞环密封静态试验。其试验原理为:在保持自由活塞相对静止的状态下,测试燃烧室内气体压力随时间的变化规律,并对比通过活塞环密封模型计算的结果,修正模型中的相关参数, 以使模型能够准确反映实际的活塞环密封状况。

2.2试验设备

进行自由活塞柴油直线发动机活塞环密封性能试验,试验系统如图3所示,主要由原理样机系统、 气压系统和数据采集系统组成。样机结构参数和后续计算边界条件见表1。

2.3试验过程

试验过程:(1)样机自由活塞上安装两个气环,保持两个气环开口相互错开180°;(2)在直线电机底部安装限位块,使活塞组件固定;(3)打开高压气源罐, 向发动机气缸内充入高压空气,在标定压力时关闭气源;(4)开启数据采集系统,采集缸内压力变化数据, 直至压力减小到大气压力;(5)改变充入到发动机气缸内的气体压力,重复试验步骤(3)~步骤(5)。

2.4试验结果

在搭建的自由活 塞发动机 静态气密 性试验台 上,进行了活塞环的密封性能试验,采集到了不同充气压力下,发动机缸内压力变化曲线如图4所示。 对比初始压力分别为2.2 MPa和3.3 MPa下的理论计算与试验结果,可以看出计算和试验曲线具有相似的变化规律,但与试验相比,仿真计算的缸内气体压力衰减时间长且差异较大。这主要是因为理论计算过程中只考虑活塞环闭口间隙处的气体泄漏, 没有考虑侧泄与端泄,因此仿真计算与测试结果存在一定的误 差。为了获得 更为准确 的仿真计 算模型,以测试获得的试验数据为基础,对仿真模型相关参数进行多次修正,得到了能够较为准确反映实际气体泄漏 的仿真模 型,修正后的 气口间歇 为0.95mm,修正后仿 真模型计 算结果也 表示在图4中。

3FPLA活塞环密封特性

以试验修正获得 的活塞环 开口间歇 为漏气面 积,在FPLA理想工况计算模型的基础上(详见文献 [12]),补充活塞环密封模型,计算了耦合漏气损失下的自由活塞发动机工作性能。同时,在保证与计算所得的自由活塞发动机缸径、行程、压缩比和工作频率等参数均相同的前提下,计算了传统发动机活塞运动曲线如图5所示。然后根据活塞运动边界条件计算了传统发动机活塞环密封性能,并对比自由活塞发动机密封特性,如图6所示。

由图6中压力曲线可知,在压缩行程中,随着活塞向上止点运动,燃烧室(第一气室)内气体压力逐渐升高,气体流过第一道气环开口的流量增大,导致第二气室内的气体质量增加,压力不断升高。在着火燃烧后,燃烧室内气体压力剧增,气体流速更快, 并迅速达到峰值,但由于受到活塞环开口间歇的限制,此时第二气室内的压力并未达到峰值,仍然处于上升过程中。当活塞越过上止点反向运动后,燃烧室内压力快速下降,在压力下降到与第二气室压力相等时,第二气室内气体压力达到最大值。随后第二气室内气体会流向燃烧室和外界扫气箱(第三气室),压力快速下降。最后,当活塞打开排气口时迅速降至环境压力。

对比两种发动机 不同气室 的压力曲 线可以发 现,相对于传统发动机,自由活塞发动机两个气室内的气体压力仅在初始压缩时刻略大于传统发动机, 其余时间内普遍较小;另外,自由活塞发动机活塞环一个周期时间内,处于密封状态的工作时间更长,这就导致自由活塞发 动机气缸 内的气体 泄漏的时 间更长。

由图6中两种发动机在不同气室内气体质量流量变化状况可以看出,传统发动机燃烧室内气体通过第一道气环的流速比自由活塞发动机大,并且在膨胀冲程后期发生环间气体倒灌气缸的现象,此时传统发动机的倒灌流速也比自由活塞发动机大。通过计算,从气体泄漏的指示功率来看,自由活塞发动机漏气损失占指示功率的比例为4.4%,传统发动机为4.6%。

综上可知,FPLA活塞环密封过程与传统发动机相比存在明显不同的特征,这正是由于两种发动机活塞运动规律差异所导致的。在压缩初始阶段自由活塞发动机更早开始实际压缩过程,压缩过程所花费的时间更长,并且压缩过程中两种发动机缸内气体压力差异不大,这就导致FPLA压缩过程的漏气质量较大;当两种发动机在相同的点火提前位置着火时,由于活塞运动规律的差异,传统发动机具有较大的点火提前时间,点火后传统发动机在压缩行程阶段完成燃烧放热的可燃混合气也较多,使缸内气体温度、最高燃烧压力较自由活塞发动机大,并且此时传统发动机活塞加速度小于自由活塞发动机, 因此最高燃烧压力保持期相对较长,这就导致传统发动机在燃烧过程期间燃烧室内气体通过第一道活塞环开口间歇流向第二气室的流速较大,流出气体质量较多。在膨胀过程中,传统发动机由于燃烧导致的缸内气体压力比自由活塞发动机大,在此阶段, 传统发动机缸内气体 压力也均 比自由活 塞发动机 高,漏气质量也较多,漏气损失功率也较大。

4FPLA密封影响因素分析

对于自由活塞发动机,活塞环的结构参数决定了气缸的密封性能,而密封性能又影响着缸内气体作用力、活塞运动组件的行程及工作频率等参数,最终反映到系统的工作频率和输出功率等性能指标。 为了确保整个系统具备良好的工作性能,研究了活塞环结构参数和相关运行参数对自由活塞发动机漏气损失的影响。

图7为两个活塞环间隔不同距离时,自由活塞发动机由于漏气所损失的发电机输出功率及其所占发电机输出功率的比例。由图7可知,随活塞环间距离的增加,漏气损失功率和效率呈现先减小后增大的趋势,间距过大会导致燃烧室内的气体流向活塞环气室的流量增多,间距过小则会导致活塞环气室内压力变化剧烈,更多的气体流向外界环境,即活塞环间的距离存在一个最佳值。为了确保系统能够输出较大功率,应合理设计活塞环间距离。

自由活塞发动机其 运行过程 最大的特 点是压缩比可变,为了获得 压缩比变 化下活塞 环密封特 性,计算了FPLA在不同压 缩比下的 漏气损失 状况,如图8所示。由图8可知,随发动机 压缩比的 增加,漏气损失功率和效率 均增大,在高压缩 比状况下,漏气损失更严重。因此如果FPLA变工况运行在高压缩比 状态下,则需要更 加严格的 活塞环密封。

图9为自由活塞发动机不同外部电磁负载下, 漏气损失的变化状况。由图9可见,随着外部负载增大,漏气损失功率呈减小趋势,漏气损失效率曲线整体也随负载的增大而减小,但中间略微有波 动。 因此从增强密封性能和提高能量转换效率的角度来看,适当加大发电机负载能够有效减小漏气损失。

5结论

(1)相对于传统发动机,自由活塞发动机在一个往复工作循环内活塞环处于密封工作状态的时间更长,但总体漏气质量较少。

(2)压缩过程中,自由活塞发动机较传统发动机气体泄漏质量较多,但燃烧过程和膨胀过程自由活塞发动机气体流量较少。

(3)在保证发动机压缩比工作在合理的范围内的前提下,通过设计最佳的活塞环间距,同时适当加大外部电磁负载,有助于减小漏气损失,提高直线发电机的输出功率。

摘要：为获得自由活塞发动机活塞环密封特性,基于热力学方程和一维等熵流动方程建立了工作过程活塞环密封数学模型,对比发动机静态密封试验数据对模型进行了修正。运用所建密封模型和已有工作过程计算模型分析了自由活塞发动机和传统发动机活塞环密封特性之间的差异,并研究了相关参数对自由活塞发动机漏气损失的影响规律。研究发现:一个循环时间内,自由活塞发动机活塞环密封工作的时间较传统发动机长,但缸内气体泄漏质量较少;压缩过程中,自由活塞发动机缸内气体泄漏质量较多,但燃烧过程和膨胀过程泄漏的质量较少;选取适当的压缩比、活塞环间距和电磁负载有助于减小漏气损失。

液压油缸活塞杆焊接修复 篇4

大修阿特拉斯H175三臂凿岩台车, 对所有磨损或局部破坏的活塞杆采取补焊修复工艺, 大大降低维修成本, 节省资源。设备活塞杆材料为45#钢表面镀铬处理, 选用直径2.5 mm的A302 (JWE309-16) 不锈钢焊条进行补焊修复。焊接前, 一定要将活塞杆焊接表面清洗干净, 并将焊条加热至300~350℃后保温待用。焊接时, 根据焊点大小, 焊接电流控制在50~80A, 搭铁线尽量靠近焊点。补焊后的活塞杆回复至常温后, 使用角磨机磨除凸出来的焊点, 再用砂纸打磨, 最后用油石抛光。打磨过程中要注意保证活塞杆弧面, 在不同打磨阶段要留出余量, 最后使用油石在打磨平滑的同时, 保持活塞杆原尺寸。修复后的活塞缸见图1。

在修理H175三臂凿岩台车中, 对17根活塞杆采用此种方法修复, 大臂的延伸臂也采用此种修复方法, 均取得良好效益。

双作用自动活塞液压缸的设计 篇5

关键词：自动活塞液压缸,执行元件,液压能

液压缸是液压中的执行机构,需确定其类别并分析工作环境,选取双作用活塞缸;利用压力可以实现液压缸的双向往复运动,分为双活塞杆式和单活塞杆式,此设计选择单活塞杆,该液压缸只有一端有活塞杆伸出,它的两端作用面积不等[1]。工作时可以使缸筒固定,活塞杆驱动载荷,还可以是活塞杆固定,缸筒驱动载荷。

1液压缸的设计计算

1.1缸筒壁厚计算及校核

1.2缸筒结构设计

缸筒两端分别与缸筒缸盖相连,构成密闭的压力腔,因而它的结构形式往往和缸盖缸底密切相关[2]。因此在设计缸筒结构时,因根据实际情况,选用结构便与装配、拆卸和维修的连接形式,缸筒内外径因根据标准进行圆整。

2活塞杆的设计与计算

活塞杆是液压缸传递力的主要零件,它要承受拉力、压力、弯曲力及振动冲击等多种作用,必须有足够的刚度和强度。

根据表1选取液压缸活塞杆直径为90mm

经计算活塞杆合格。

3活塞的设计

由于活塞在液压力的作用下沿缸筒反复滑动,因此,他与缸筒的配合应适当,既不能过紧也不能间隙过大。配合过紧,不紧使最低启动压力增大,降低机械效率,而且容易损坏缸筒和活塞的配合表面;间隙过大,会引起液压缸内部泄露,降低容积效率,使液压缸达不到设计要求[3]。

本设计选用螺纹连接O型密封。如图1所示。

4结束语

经过此液压缸的设计,使液压缸工作中达到少泄漏、摩擦小和耐磨损的要求,在设计时保证了液压缸有一定的最小导向长度,最终实现密封性能好、耐磨损、对温度的使用范围大,其密封也有适当的机械强度,摩擦阻力小,容易制造和拆装,能随压力的升高而提高密封能力和利于自动补偿磨损,达到目的。

参考文献

[1]雷天觉.新编液压工程手册[M].北京:北京理工大学出版社,1999.

[2]李壮云.液压元件与系统[M].北京:机械工业出版社,2005.

液压缸活塞杆的粘接与刷镀修复 篇6

1. 粘接

(1)选择修补胶

修补胶主要用于凹坑的填补,且涂层的抗拉压强度、耐磨性、结合强度都要好。考虑到粘接与电刷镀同时应用,选择修补胶时既要注意粘接强度又要考虑修补胶的可刷镀性。为此,选择TG900系列导电型“超金属”胶作为修补胶。

(2)活塞杆表面预处理

①清洗:采用无水酒精混合液清除油污。②去毛刺及疲劳层:用电动磨头打磨待修部位至弧形平滑过渡。③粗化处理:将活塞杆拉痕先用砂纸打磨出金属光泽,再用清洗剂或丙酮三度清洗,然后进行粘接。

(3)涂敷涂层及涂层固化

修补胶的配制及涂敷涂层:TG金属导电修补胶为双组分,按重量比严格称量配制并混合均匀,立即进行涂敷。涂敷时,先将少量胶敷于拉伤处,用油灰刀反复按压,使胶与基体充分浸润后再大量涂胶,并使胶层表面低于活塞杆表面0.1 mm左右,留出电刷镀余量。

涂层固化:涂层采用室温固化,25℃时一般1～4h即可固化,24 h达到可用程度。

2. 刷镀

电刷镀工艺流程:前处理一刷镀铬面底镍一水洗一刷镀工作层一水洗一机械修磨一表面抛光。

(1)前处理

①修整:首先对预刷镀部位进行除油清洗,再用细砂布精细打磨整形,最后用丙酮反复冲刷和清洗,以确保粘接部位干净。②电净:采用TGY-1电净液,工件接负极,电压15 V,处理时间5～15 s,电净后的工件表面应使水膜均匀摊开。③活化:电源置反极性(即活塞杆接正极),用2号活化液活化,电压12 V,时间约1 min,用自来水冲洗。

(2)刷镀打底层

用特殊镍作为镀铬面的底层,作用是在修复部位刷镀出结合牢固的底层,时间不宜太长,以刷镀面呈均匀的亮白色为宜。如果底层呈灰色或暗灰色,应磨去底层,重新进行刷镀前处理和刷镀底镍的工序。

特殊镍配方如下:硫酸镍265 g/L,柠檬酸铵64g/L,有机酸20～30 g/L,活化剂3～5g/L,pH值1～1.5。

操作时先不通电,用刷镀笔蘸上刷镀液将被刷镀表面擦拭一遍,通电后先用15 V电压刷镀一遍,然后降至10 V、工件相对镀笔的运动速度为6～10 m/min,镀层厚度以1～2μm为宜,用自来水冲洗干净。

(3)刷镀工作层

用高效硬铬作为镀铬面,其配方为:铬离子含量20g/L,草酸铵112g/L,有机酸310～330 g/L,添加剂适量。

刷镀规范:镀笔接正极,工作电压8～14V,工件相对镀笔的移动速度10～12 m/min。

(4)机械修磨与表面抛光

用仿形磨具修磨刷镀面,按照由粗到细的顺序将其修磨至平滑过渡并符合公差要求。

表面抛光的作用是修刷镀面,用细砂纸蘸抛光膏抛磨刷镀面,使表面达到镜面光泽,提高密封性能,防止磨伤油封。

3. 注意事项

(1)应充分重视刷镀前的准备工作

包括:电净和活化工序,刷镀底层和工作层的刷镀液选择等。镀层表面应光滑,色泽均匀,晶粒细密,无小孔、 小麻点、棱边堆积、起皮和裂纹。

(2)刷镀液、活塞杆温差不能太大

起镀时若活塞杆和刷镀液温度太低,又在较高的电流密度下刷镀,刷镀液、活塞杆会急剧升温。因活塞杆前后温差较大,刷镀层易起泡脱落,因此刷镀工作层前,刷镀液、活塞杆必须预热至40℃左右,并在刷镀过程中刷镀液温差不能超过±5℃,使镀层内应力减小,结晶细致,沉积速度快,结合强度高。

(3)刷镀时刷镀液应连续供给

刷镀铬溶液必须由输液泵连续供给,如果供液断断续续,铬层表面会发暗、粗糙。遇到这种情况应迅速调整流量,保证连续供给便可获得细致铬层的正常外观。

(4)刷镀液中Cr3+含量不能太低或太高。

含量太低,电流效率低,沉积速度慢;含量太高,刷镀层表面发黑、粗糙。Cr3+含量控制在20 g/L左右,可得到光亮、细致的刷镀层。

(5)工件相对镀笔的移动速度不能太快

自由活塞式内燃发电机仿真研究 篇7

自由活塞式内燃发电机 (free piston linear alternator, FPLA)是一种新兴的能量转化装置,是自由活塞式内燃机在电磁学领域的一个新应用。它利用自由活塞式内燃机作为原动力装置,耦合直线发电机,将燃料化学能直接转换为电能,避免了传统发电装置的能量中途转换损失,能量利用率高,在20世纪末得到国外许多科研机构的重视。美国Sandia National Laboratory (SNL)采用高压缩比 (不小于30)对多种稀薄气体进行快速压缩实验来模拟自由活塞式内燃机的工作过程,研究在此种特殊运动方式下燃烧规律的变化,最终目的是设计一种清洁、高能量密度的燃料电池,为混合动力汽车提供能源[1];美国West Virginia University对两冲程汽油机进行改造,制作了FPLA样机,并对该两冲程样机进行了简单模拟[2];浙江大学流体传动及控制国家重点实验室在国内率先对自由活塞式内燃机展开研究,对双活塞液压自由活塞式内燃机进行了研究和开发,建立了较为完整的燃烧室零维模型[3,4,5]。本文基于上述研究,对FPLA的运动过程进行分析,将直线发电机的数学模型耦合到活塞运动微分方程中,并且设定燃料空燃比、初始进气压力、活塞质量、负载等作为程序输入变量,建立了完整的数学模型,讨论了FPLA与传统活塞式内燃机运动规律的区别,并通过设置不同的初始参数,观察FPLA系统的运动变化,最终确定了最优参数,作为实际样机的设计参考。

1 FPLA工作原理及特点

一种常见的FPLA示意图见图1,它由两个对置的两冲程内燃机和一个永磁直线发电机构成。燃烧室分置于两端,两个活塞由连杆连接为一体,连杆上装有永磁体,铁芯及线圈置于系统中间。可燃混合气体由进气门进入气缸,当活塞向左运动时,压缩左端燃烧室内可燃混合气体 (同时右端燃烧室内可燃混合气体完成膨胀和扫气过程),在左端气缸上止点附近左侧火花塞点火,混合气体着火燃烧,推动活塞向右运动,压缩右端燃烧室内可燃混合气体(同时左端燃烧室内可燃混合气体完成膨胀和扫气过程),在右端气缸上止点附近右侧火花塞点火,混合气体着火燃烧。在这种方式下,两个对置的燃烧室内轮流着火燃烧推动装有永磁体的连杆在铁芯内来回运动,使线圈中的磁通量发生变化从而产生感应电流。

与传统的曲轴式内燃机相比,FPLA没有曲轴连杆机构,结构简单、零件数目少、重量轻、启停容易、成本低;在受力方面,活塞与缸体间无侧向力作用,摩擦力小,有利于延长内燃机的寿命;此外,由于活塞运动没有物理约束,上止点位置(即压缩比)可变,使该装置易于使用其他代用燃料。本文主要利用MATLAB/Simulink对FPLA建立仿真模型,分析FPLA的运动特性,与国外相似装置进行对比,以进一步推进实验方案的设计、改进。

2 仿真模型建立

所建模型主要包括热力学和动力学两个子模块,由两者结合起来共同描述FPLA的工作特性。

2.1 热力学模型

为了方便模拟,做如下假设:①左右两侧气缸中的工质为理想气体,在整个运动过程中工质的比定容热容为常数,不随温度变化,而且无泄漏损失;②两冲程的扫气过程为一个理想过程,忽略扫气能量损失,并且在排气门打开时,缸内气体的压力迅速变为外界扫气压力;③气缸内工质的温度、压力、气体成分等处处相等,采用单Wiebe经验公式对气缸内气体燃烧速率进行估计,气体与缸体之间的换热采用Eichelberg经验公式。基于以上假设,自由活塞式内燃机燃烧室热力学模型如下[3]:

式中,δQ为燃烧室热量变化,它由两方面因素决定,一是燃料燃烧产生的热量,另一个是燃烧室内气体与气缸壁之间的热量传递;cV为比定容热容;Rg为气体状态常数;p、V分别为燃烧室内瞬时压力和体积。

(1)燃料燃烧产生的热量Qc。燃料燃烧产生的热量Qc可由下式计算:

式中,Hu为燃料的低热值;Gb为每一循环喷入气缸内的燃料质量;dχ/dt为燃料燃烧率。

由假设③,根据单Wiebe经验公式,燃烧率公式为

式中,n为燃料品质数,对于汽油,一般取1~3之间的常数;tz为燃烧持续时间[6,7]。

(2)燃烧室内气体与气缸壁间的热量传递。

忽略传热系数的空间变化,认为工质温度在整个缸内为均匀分布,有

式中,h为对流传热系数;T、 Tw分别为缸内工质瞬时温度和壁面温度;A为有效传热面积,包括活塞顶表面面积、缸盖内表面面积以及燃气与气缸壁接触的传热面积。

根据Eichelberg对自然吸气低速二冲程内燃机研究得出的经验公式[6],传热系数表示为

式中,vm为活塞平均速度。

2.2 动力学模型

取活塞连杆组成的系统作为研究对象,进行受力分析,如图2所示。活塞连杆系统在运动过程中受到左右两侧气体的压力p1、p2、活塞与缸壁之间的摩擦力Ff以及线圈在磁场中的电磁推力Fmag的作用。记以上3个力的合力为Ft,若活塞运动组件质量为m,加速度为a,速度为v,根据牛顿第二定律,有

∑Ft=ma (6)

式中,S为活塞截面面积。

2.2.1 摩擦力

摩擦力Ff包括库仑摩擦力和运动过程中的黏性摩擦力[8],对自由活塞式内燃机来说,由于活塞不受侧向应力的作用,与电磁推力相比,摩擦力很小。

2.2.2 电磁推力 (负载)

直线发电机电磁推力方向与运动方向相反,其大小为

Fmag=Kfi(t) (8)

式中,Kf为电磁推力常数;i(t)为线圈中产生的感应电流。

简化的直线发电机模型如图3所示,感应电动势、感应电流满足

式中,ε(t)为感应电动势;L为发电机定子线圈的自感;r为线圈内阻;R为外接电阻。

因此,感应电流与感应电动势之间的传递函数描述为

而发电机产生的感应电动势为

式中,N为发电机定子匝数;x为活塞位移;Φ为穿过线圈的磁通量,与x成正比[9]

根据式(8)~式(11)即可得到所需电磁力。可以看出,电磁力与活塞速度、外接电阻大小有关。空载(发电机开路,R无穷大)时电磁力为零;随着R的减小,电磁力逐渐增大。

2.3 仿真模型框图

因模型涉及热力学、动力学微分方程的联立,需要直观地查看各个部件的实时运动情况,所以仿真模型在MATLAB/Simulink/环境下建立。利用Simulink搭建运动模型,将热力学和动力学模型结合在一起。所建模型框架如图4所示,通过左右两侧的气缸容积将热力学和动力学模块联系起来,整个模块为闭环控制。

3 仿真结果分析

3.1 运动规律分析

在此模型中,燃料空燃比、燃烧持续时间、点火位置、燃油品质数、活塞质量、黏性摩擦因数、库伦摩擦力、外接电阻等参数都作为输入变量,以适应不同的工作过程。设定初始进气压力为101 325Pa(一个标准大气压),燃料按照当量空燃比14.7供给,在上止点前2.5mm处点火,向燃烧室注入燃料,着火持续时间为4ms。

图5给出了在上述参数组合下FPLA的各种特性规律曲线。其中,图5a是燃烧室内压力随活塞位移变化图;图5b是对应的活塞速度与位移图;图5c和图5d分别是FPLA与相同频率的传统内燃机活塞运动规律对比图。

由图5b和图5c可以看出,自由活塞的最大速度约为4m/s,曲线为中心线倾斜的圆角矩形,它与水平线之间的倾角大小与点火位置以及燃烧持续时间有关。在此参数组合下,速度图像不关于上止点对称;在2/3冲程中活塞速度都保持在2m/s以上,接近左右两侧上止点时速度骤变,拐角非常明显,这与传统活塞内燃机的运动规律不同。传统的活塞由于有飞轮贮能,所以受力均匀,运动过程中速度曲线变化较为平滑,尤其是左右两侧上止点处速度没有明显突变,峰值速度也略大于FPLA的峰值速度。由图5d中曲线1可见,曲线出现了4个对称的间断点。速度绝对值在3m/s附近的突变是基于假设②,这时另一侧排气口打开,缸内压力突然减小,导致加速度的绝对值增大;速度为零附近的突变是由于此时库仑摩擦力改变方向,导致加速度绝对值减小。由图5d可见,很明显,在上止点附近,自由活塞的加速度远远大于传统活塞的加速度,达到了2000m/s2,为传统活塞加速度的两倍以上。对于所选的参数,活塞最大加速度出现在活塞膨胀离开上止点的时刻,这是由于所选的参数对应的燃烧放热峰值出现在上止点之后,根据活塞实际工作情况调节火花塞点火位置和着火持续时间会使加速度峰值在上止点前后移动。活塞在上止点附近极高的加速度必然要求燃烧尽快完成,否则随着活塞的迅速反向运动,气缸内压力温度会迅速下降,导致燃烧经济性变差。而实际FPLA运行过程恰恰相反,根据文献[2], West Virginia University的两冲程FPLA稳定运行在24.5Hz,在上止点前4.65mm处火花塞点火,燃烧持续时间长达5.85ms,约占整个循环时间的14.4%,这表明在活塞膨胀冲程中燃烧仍然持续了一段时间,所以燃烧持续期长是FPLA的又一个显著特征,这一特征对燃油的品质提出了较大的考验。Paradiso等[10]在Sandia国家实验室展开研究,对自由活塞式内燃机使用多种燃料,观察燃料燃烧特性以及对热效率的变化,发现常温下呈气态的燃料非常适合自由活塞式内燃机的运行。进一步地,自由活塞极高的加速度直接导致它在上止点附近的驻留时间短,这大大降低了高温散热损失,进一步说,短的高温驻留时间也有利于降低NOx的排放。

3.2 变参数研究

自由活塞式内燃机的机械结构较为特殊,一方面,活塞上止点位置不固定,仅由左右两侧燃烧状况决定;另一方面,布置有火花塞的燃烧室余隙容积一般较大。这样,若实际压缩比不当,活塞极有可能撞到缸盖,产生安全隐患,因此初始阶段的设计主要围绕安全因素展开,具体对应活塞的最大位移和燃烧室内最高压力。以下主要讨论不同参数对这两个因素的影响。

图6所示是改变发电机外接电阻R得到的不同负载下燃烧室压力变化趋势,其中R1>R2>R3。随着R的减小,活塞的速度、有效冲程长度随之减小,即活塞物理压缩比变小,对应燃烧室内的峰值压力也减小,当R小于某一值时,实际压缩比太小,燃烧将不能稳定进行。

图7描述了不同点火位置P对FPLA的影响,其中,点火位置P1、P2、P3、P4分别为距缸盖13.7mm、8.7mm、5.7mm、2.7mm。由图7a可看出,在其他参数恒定的前提下,提前点火(增大P值)可以有效地减小活塞最大冲程。对应图6可以看出,提前点火的措施在低负载或者空载时非常必要。空载时(发电机输出端开路的情况),电磁推力为零,燃料产生的热量除了散热损失以外仅由数量值较小的摩擦力消耗,没有曲轴连杆的物理约束,活塞的最大位移很容易超过缸盖的位置,发生碰撞危险。在这种情况下,一方面需要在保证着火的情况下调节喷油量,另一方面应该大幅度增大P值,使得燃烧多余的能量消耗在对活塞做负功上,以保证机器安全运行。图7b描述了不同点火位置下活塞速度与位移的关系。虽然仿真参数发生了变化,但是仿真图形仍然保持原有的圆角矩形形状。可以看出,随着P的减小,峰值速度逐渐变大并向上止点后移动,图像中心线与水平线的夹角也在增大。原因是点火位置推迟导致燃料燃烧起点推后,进而燃烧室峰值压力向后移动,加速度、速度峰值随之后移。

图8描述了不同活塞组件质量m对FPLA的影响,其中m1=2.0kg,m2=2.6kg,m3=3.1kg,m4=3.6kg。很明显,随着组件质量的增大,缸内峰值压力不断升高,活塞的有效冲程增大,但峰值速度却略有降低,相应地,内燃机的运行频率略有降低。运动部件质量增大导致运动惯性量的增大,从而使得几何位移变大、物理压缩比增大。当活塞质量超过某一值后(m>3.5kg),活塞会碰到缸盖,发生危险;而质量过小,运动件的惯性力不足,达不到预设的点火位置,发动机也不能稳定运行。对于本模拟条件,稳定运行时活塞质量应控制在2.1~3.5kg之间。

由上所述,由于自由活塞式内燃机的燃烧室余隙容积较大,FPLA运行过程中实际压缩比不大,尤其是低负载提前点火时,为了增大火花塞点火瞬时燃烧室压力,应该采用提高进气压力的方法调节内燃机的实际压缩比。在其余参数不变的情况下,增大进气压力可以成比例地增大活塞的运行频率、活塞的最高运动速度以及最大位移。

由以上分析可以看出,各种外部参数联合制约着FPLA的运动,一组参数组合决定着一种运功规律。表1总结归纳了FPLA的活塞最高速度、活塞最大位移、活塞运动频率以及燃烧室最高压力等特性参数随外部参数的变化。随着进气压力的增大,FPLA的活塞最高速度、活塞最大位移、活塞运动频率以及燃烧室最高压力均呈比例地上升;随着活塞运动部件质量的增大,FPLA的活塞最大位移、燃烧室最高压力略有上升,同时活塞最高速度和活塞运动频率略有下降;而不断推迟火花塞的点火位置将直接导致FPLA系统活塞最高速度、活塞最大位移以及燃烧室最高压力的增大;负载的增大可以同时有效降低FPLA的活塞最高速度、活塞最大位移、活塞运动频率以及燃烧室最高压力。

将表1的仿真结果与West Virginia University的仿真结果[11]进行对比,虽然仿真的工具、具体参数、工况、模型简化方法不同,但是所得的外部参数对FPLA的运动规律的影响趋势完全一致。本文又结合实际设计需要,扩展讨论了进气压力和点火位置对FPLA的影响。对于拟设计的实验样机,由几何约束知,活塞的位移约束在-0.0187~0.0187m之间,根据仿真结果确定初始的设计参数为活塞质量3.0kg,扫气压力0.12~0.15MPa,在上止点前2.5mm处控制火花塞点火。

4 结论

(1)与传统内燃机不同,自由活塞不受物理约束,各种外因 (活塞质量、点火位置、负载、进气压力等)都能显著影响活塞运动规律,一种参数组合对应自由活塞一种运动状况。

(2)在上止点附近,FPLA的活塞速度发生明显的突变,迅速达到峰值速度,然后几乎保持不变直到另一侧上止点附近;上止点附近加速度也远大于传统活塞加速度,伴随着活塞迅速远离上止点,缸内压力温度降低,使得燃烧持续期较传统内燃机要长很多。

参考文献

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