自由活塞式发动机

关键词： 压缩比 活塞式 活塞 发动机

自由活塞式发动机（精选八篇）

自由活塞式发动机 篇1

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。

自由活塞式发动机 篇2

燃油系统气塞对活塞式发动机稳定工作的影响

燃油系统气塞现象发生在燃油系统管路和附件内部.具有相当的隐蔽性,很容易被人们忽视.本文通过对气塞的`机理和对发动机稳定工作的影响分析,提出了应对燃油系统气塞的措施,以期提高小双发(PA-44-180)和赛斯纳172R等活塞式飞机的飞行安全.

作 者：罗雄儒 作者单位：中国民航飞行学院广汉分院刊 名：航空科学技术英文刊名：AERONAUTICAL SCIENCE AND TECHNOLOGY年，卷(期)：“”(2)分类号：V2关键词：燃油系统 气塞 活塞式发动机 稳定

自由活塞式发动机 篇3

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

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[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.

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自由活塞式发动机 篇4

自由活塞发动机-发电机系统具有节能与高效的发电效果,成为国内外新型动力系统研究与开发的研究方向之一。该系统将自由活塞发动机和直线电机集成为一体,在两个对置的自由活塞发动机中间布置一个直线电机,使活塞连杆组件与发电机的动子连接,发动机工作时活塞的每个行程均会带动发电机发电。因此,该系统可以作为发电机组应用在混合动力汽车上,为蓄电池和电动机提供电能,使发动机工作时经常处于最佳工况区域稳定运行,避免了怠速和瞬态工况,从而提高发动机效率,减少废气排放,达到了节能、减排的目的[1]。此外,由于自由活塞发动机没有传统发动机的曲柄连杆机构,活塞运动时不会受到侧向力作用,摩擦损失大幅度减小,因此,整个系统的效率更高。

与传统的曲柄连杆机构式内燃机相比,自由活塞发动机的活塞组件由于不受曲柄连杆机构的约束,其运动规律完全取决于自身的质量及所受的作用力,因此,活塞组件的运动是自由的,从而使得发动机压缩比是可变的[2]。而压缩比会对发动机性能产生直接或间接的影响,是反映发动机性能的重要指标[3]。本文以发动机压缩比作为重要考察指标,根据发动机带动直线电机持续发电的特定用途,通过仿真采用线性加权和的优化方法为发动机的标定工况确定了最佳的活塞组件质量和与之对应的最佳点火时刻,为样机试制提供了重要理论依据。

目前针对自由活塞发动机-发电机系统的研究尚处于样机开发和研究探索阶段,国内外研究较多的是对活塞组件的运动规律进行仿真[4,5]。本文通过建立自由活塞发动机系统的理论模型,对拟设计的发动机关键参数(如活塞组件质量、压缩比、点火时刻等)进行了有关输出有效功率和燃油消耗率等指标的模拟仿真计算,预测开发系统的外特性输出特性,进而指导实际样机的开发。

1 系统结构及工作原理

图1为所设计的自由活塞发动机-发电机系统的组合结构示意图。该系统由左右两端的自由活塞发动机和连接在发动机中间的直线电机两大系统组成。其中,发动机部分是基于传统二冲程摩托车发动机结构经改进设计加工而成;新设计中无曲轴箱和曲柄连杆机构,取而代之的是重新设计加工的扫气箱和连杆,扫气箱可起到储存预燃混合气和作为气缸垫储存压缩空气能量的双重作用,连杆可以提供活塞回复冲程所需的部分能量。自由活塞发动机与通常的二冲程发动机工作原理相同,但其活塞运动时不受其他机构的机械约束,是相对自由的运动,故称为自由活塞发动机。发动机的供油系统采用直接向进气管道内喷射燃油的电控喷射系统。点火正时是由电控系统根据直线位移传感器检测到的活塞的位置信号实现的。系统中的直线电机与传统的旋转电机结构及工作原理相似,其电枢绕组镶嵌在机体上相当于电机的定子;其磁体部分与活塞连杆连为一体,相当于电机的动子。该电机工作时,其动子部分不像旋转电机的动子那样做旋转运动,而是与自由活塞发动机的活塞连杆组件一起做往复直线运动,被称为直线电机。根据分配任务不同,该直线电机具有电动机和发电机的双重功能。

系统起动时,直线电机以电动机模式工作,其动子轴带动发动机的活塞连杆组件按一定频率往复运动。当活塞组件往复运动的频率和行程满足发动机的着火条件时,发动机即开始正常工作。当发动机开始正常工作后,直线电机即通过电控单元由电动机工作模式转换为发电机模式,发动机的活塞连杆组件带动直线电机的动子往复运动,从而使直线电机持续发电。

2 系统理论模型的建立

系统中自由活塞发动机活塞的运动规律完全取决于其本身的质量及所受的作用力。为了建立描述活塞组运动规律的数学模型,进行了如下假设[6]:(1)气缸内工质为理想气体,比热容采用定值比热容;(2)发动机的燃烧过程采用韦伯公式的形式描述其燃烧规律,相关参数采用经验值;(3)发动机工作过程中的热量损失采用热量利用系数的形式表示;(4)发动机的扫气过程和排气过程忽略流量损失。

2.1 热力学模型

系统的热力学模型是指从发动机点火开始到膨胀行程开始前缸内的热力过程模型。将燃烧过程中发动机缸内的工质视为闭口系统,根据燃烧过程中的能量平衡方程,转化为有效功的热量为喷入燃油燃烧放出的热量和热量损失之差[7],即:

式中,分别为燃烧放热速率、转化为有效功的加热速率、热量损失速率,它们均为时间t的函数。

为了简化计算,热量损失的数量采用热量利用系数的方式表示,即:

式中,ξ为热量利用系数。

燃油燃烧放热率方程为:

式中,mf为循环喷油量;Hu为燃料的低热值;为燃油燃烧速度。

根据韦伯公式,燃烧速度方程式为:

式中,m为形状系数,反映燃烧过程进展情况的参数;tz为燃烧的持续时间。

由热力学第一定律可得:

式中,dQ为工质的吸热量;dU为工质热力学能的变化量;dW为工质作的功。

式中,p为缸内压力;V为缸内容积;K为比热容比。

将式(6)、(7)代入式(5),可得:

将公式(2)～(4)、(8)联立,经整理得:

由公式(9)可知:当确定了热量利用系数ξ、循环喷油量mf等所有参数后,即可确定燃烧过程中缸内的压力变化率。

2.2 活塞组件受力分析

自由活塞发动机活塞组运动过程中主要受到两端缸内压力pL、pR电磁阻力Fmag和摩擦力Ff作用,如图2所示。本文分别建立了与发动机的扫气行程、压缩行程、膨胀行程以及排气行程对应的缸内压力-活塞位移关系的数学模型。

2.2.1 扫气过程气缸内压力

根据假设(4):发动机的扫气过程忽略流量损失,在扫气过程中,缸内压力始终等于扫气箱压力,并且保持恒值。根据扫气箱压缩比计算得到扫气压力为:pa=0.152 MPa。

2.2.2 压缩过程气缸内压力

在发动机压缩过程中,由于气缸内热力过程属于多变过程,缸内压力满足多变过程方程式。因此,压缩线上任意点压力为:

式中,pa为压缩始点压力,即扫气箱压力;Va为压缩始点缸内容积;n1为平均压缩多变指数;Vcx为压缩过程中气缸瞬时容积。

2.2.3 燃烧过程气缸内压力

燃烧过程中气缸内压力由公式(9)确定。

2.2.4 膨胀过程气缸内压力

发动机膨胀过程中,气缸内热力过程属于多变过程,缸内压力满足多变过程方程式,因此,膨胀线上任意点压力为:

式中,pz为燃烧终点缸内压力,由公式(9)确定;Vz为燃烧终点缸内容积;n2为平均膨胀多变指数;Vbx为膨胀过程中气缸瞬时容积。

2.2.5 排气过程气缸内压力

根据假设(4):发动机的排气过程忽略流量损失,在排气门打开时,缸内压力瞬间变为扫气箱压力。因此,排气过程中,气缸内压力为:pd=pa=0.152 MPa。

2.2.6 电磁力模型

活塞组件带动永磁体往复运动过程中,在周围定子线圈中产生与活塞运动方向相反的电磁阻力。已有研究表明:电磁阻力与活塞位移的关系呈正弦形状[4]。因此,可将电磁力表达成活塞位移的正弦函数形式,其中一种电磁力形式为:

式中,C为直线电机负载系数;v活塞运动的速度;x为活塞的位移;L为活塞运动的行程。

2.2.7 摩擦力模型

根据活塞环的数量和结构参数以及其他摩擦副的相关参数,可以计算出活塞组件在运动过程中所受到的总摩擦力Ff约为45 N。

2.3 动力学模型

如图2所示,以活塞组件为研究对象,根据牛顿第二定律,有:

式中,A为活塞的横截面积;M为活塞组件的质量;a为活塞组的加速度。

根据确定的活塞组件在运动过程中受到的各种力,通过式(14)即可确定活塞组的运动规律。

3 系统仿真模型的建立

为了对系统性能进行仿真研究,根据所建立的理论模型,在Matlab 7.1/Simulink 6.0环境下分别建立了发动机燃烧模型、系统的热力学和动力学模型,如图3～图5所示。由以上建立的Simulink模型和根据系统的工作过程所编写的Matlab程序共同组成了系统的仿真模型。

4 初始参数的确定及仿真结果

表1为原机的主要技术参数。表2为自由活塞发动机-发电机系统的仿真初始参数。在该系统中,自由活塞发动机的用途是在标定工况下,带动直线发电机持续发电,因此,研究重点是发动机的标定工况。相关的研究结果表明:循环喷油量对自由活塞发动机不同工况的性能具有重要影响[8]。由于本文针对发动机的标定工况,因此,在确定初始参数时,将发动机的循环喷油量作为定值考虑。根据原机标定工况的测试结果,确定发动机的循环喷油量为8.2 mg/cycle。

根据仿真初始参数,利用建立的仿真模型对系统的工作过程进行仿真运算。图6为仿真得到的自由活塞发动机的缸压曲线。图7为美国西弗吉尼亚大学通过台架试验实测的相似机型的缸压曲线[8]。本仿真研究的样机与美国西弗吉尼亚大学的实测机型相比,除了发动机缸径不同外,其他结构参数均相同。

对比图6和图7可见:仿真得到的缸压曲线与实测的类似机型的缸压曲线形状基本相似。由于本仿真研究样机的缸径(50 mm)比美国西弗吉尼亚大学实测机型的缸径(36.4 mm)稍大,所以最高燃烧压力值也稍高一些。同时仿真得到该工况下发动机压缩比为8.2,属于该机型的正常范围。试验结果表明:所建立的理论模型和仿真模型基本正确,可利用该模型进行参数选优计算。

5 参数变化对系统性能的影响

由于自由活塞发动机-发电机系统的活塞组件在运动时不受机械约束,其运动规律完全由自身的质量及所受到的作用力决定,因此,任何影响活塞组件受力状况的参数均会对活塞组件的运动规律产生影响,进而影响发动机的性能。其中,活塞组件的质量决定了活塞运动时惯性力的大小,是样机试制过程中应合理确定的结构参数;而点火时刻对发动机工作过程具有重要影响,应该对其进行重点调试和标定。本文重点研究了这两个参数对系统性能的影响规律。

5.1 活塞组件质量对系统性能的影响

活塞组件的质量决定了活塞运动时惯性力的大小,而惯性力会影响活塞运动的行程、频率等参数,活塞的运动行程和频率又会直接影响到发动机的压缩比、功率以及燃油消耗率等性能指标。图8为在保持其他初始参数不变的情况下,通过改变活塞组件质量的仿真结果。

活塞组件的质量对发动机的压缩比、输出功率和燃油消耗率均有不同程度的影响。其中,发动机压缩比随着活塞组件质量的增大有明显的增大趋势。这是因为对自由活塞发动机而言,其压缩比不是由机构约束决定而是由发动机的工作过程决定的。活塞组件质量的增大使活塞运动的惯性力增大,进而使活塞运动行程增大,最终导致发动机压缩比增大。而压缩比作为发动机设计的一项重要指标,其数值大小对发动机性能具有重要影响,压缩比过大会使发动机产生爆震,工作粗暴,并对发动机的某些零部件造成损害;压缩比过小,使发动机性能下降。由图8的功率曲线和燃油消耗率曲线可见:在活塞组件质量从3.5 kg增加到3.7 kg的过程中,使压缩比适当增加后,则发动机的功率上升,燃油消耗率下降,有利于提高发动机性能;但继续增加活塞组件质量,使活塞运动的惯性力增加过大,则活塞运动频率下降,导致发动机功率下降,燃油消耗率上升。因此,在样机试制过程中,应合理确定活塞组件的质量,将压缩比控制在合理的范围内。

5.2 发动机点火时刻对系统性能的影响

与传统发动机相比,自由活塞发动机的点火正时是由电控系统根据直线位移传感器检测到的活塞在压缩过程时距外止点前的某一位置信号来控制火花塞实现点火的。由于自由活塞发动机活塞运动时不受机械约束,其运动规律完全由所受的作用力决定,因此,点火时刻对于自由活塞发动机性能而言,则影响更大。为了研究点火时刻对自由活塞发动机性能的影响,在仿真模型中,通过调整点火时刻的大小,对该系统进行仿真分析,结果如图9所示。其中,Xs为点火时刻,即点火时活塞顶距外止点(外止点相当于传统发动机的活塞上止点)的距离,Xs值越大,表示点火时间越早。

随着Xs的减小,即随着点火时间的推迟,活塞在向外止点运动过程中,缸内压力达到峰值的时间推迟,活塞所消耗的压缩功减小,活塞的行程增加,使发动机压缩比增大。由图9的功率曲线和燃油消耗率曲线可见:在点火时刻由距外止点前4 mm推迟到2.4mm的过程中,发动机压缩比由6.6增加到9.5,由于压缩比增加适当,使发动机的功率上升,燃油消耗率下降,对发动机性能有利;但继续推迟点火时间,使发动机压缩比增加过大,有可能导致发动机工作粗暴,并对某些零部件造成损害,对发动机不利。由此可看出,发动机点火时刻对系统性能具有重要影响。

6 参数优化

仿真结果表明:活塞组件的质量和点火时刻对自由活塞发动机的压缩比、功率、燃油消耗率等性能指标具有重要影响。为了使系统可靠工作并达到理想的性能指标,在进行样机试制时,应合理确定活塞组件质量和点火时刻,使发动机的功率提高,燃油消耗率降低,并使压缩比在合理的范围内。由于在该系统中,发动机的正常使用工况是标定工况,因此,本文针对发动机的标定工况进行了参数优化,确定了最佳的活塞组件质量和与之对应的最佳点火时刻,使发动机在标定工况下,各项性能指标值达到最优。

在进行参数选取时,根据活塞组件质量M和点火时刻Xs的研究范围,在活塞组件质量3.5～4.5kg范围内,每隔0.1 kg作为1个点,确定了11个参数值作为活塞组件质量的选优对象;同样,将发动机点火时刻在距外止点前2～4 mm范围内,每隔0.5mm作为1个点,确定了5个参数值作为点火时刻的选优对象。为了寻求1组最佳的活塞组件质量和与之对应的点火时刻,采用的方法是:首先将已确定的活塞组件质量和点火时刻进行两两组合,共计组成55组数据;然后将这55组参数分别在所建立的仿真模型中进行模拟计算,计算出每组参数对应的发动机功率、燃油消耗率、压缩比等性能指标值,分别见表3～表5;最后根据模拟计算的各项性能指标值,利用参数优化方法进行优化计算,与最优性能指标值对应的1组参数即为最佳的活塞组件质量和点火时刻。

kW

g/(kW·h)

模拟计算结果表明:不同的活塞组件质量和点火时刻对应的发动机输出功率、燃油消耗率以及压缩比基本不同。为了从以上参数中寻求1组最佳的参数使发动机的性能指标值达到最优,须构建1个优化模型对参数进行选优。对于自由活塞发动机而言,不同参数下的压缩比是不同的,即压缩比是可变的,可变的压缩比为自由活塞发动机使用多种燃料提供了可能。但对于某一特定燃料而言,由于受到发动机结构强度和发动机本身的动力性、经济性、排放性等各项性能指标的限制,发动机压缩比值并非越大越好,而是应该在1个合理的变化范围内(汽油机压缩比为9～11[9])。因此,在构建优化模型时,将以上参数优化问题看成是以发动机动力性(有效功率Pe)、经济性(燃油消耗率be)为目标函数,以活塞组件质量和点火时刻为决策变量,以压缩比为约束条件的多目标最优化问题。

鉴于发动机动力性和经济性在一定条件下所具有的矛盾性,在进行参数优化时,应根据不同的发动机对其动力性、经济性的要求,分别对这两个性能指标乘以一定的权系数,再将这两个带权系数的目标相加来构造评价函数,极大(小)化由该评价函数所构成的数值函数,即采用线性加权和法对这两个性能指标进行优化[10]。由于在该系统中,发动机的正常使用工况为:在标定工况下带动直线发电机持续发电,所以,在优化发动机性能时,是在保证发动机动力性的基础上,实现节能的目的。在确定发动机功率和燃油消耗率的权系数时,功率的权系数比燃油消耗率的权系数稍大一些,在本优化中,根据需要给定功率的权系数wq1=0.6,燃油消耗率的权系数w2=0.4。同时,为了消除各自量纲的影响,须先对各目标除以其各自的均值,再进行加权求和。这是因为极小化评价函数与极大化评价函数的相反数等价,并且,优化时希望发动机发出的功率越大越好,燃油消耗率越小越好,所以本研究采用极大化模型,燃油消耗率应取负值。根据以上分析,对本研究的多目标最优化问题可归为求解以下数值极大化模型的最优解的问题,与该最优解对应的活塞组件质量和点火时刻即为该发动机在标定工况下最佳的活塞组件质量和点火时刻。

Pe(i,j)、be(i,j)和ε(i,j)是进行数据处理时,分别将表3、表4和表5中的输出功率、燃油消耗率和发动机压缩比看作是11×5的二维数组对应的数据。其中,i=1,2,…,11;j=1,2,…,5。

经求解,得满足式(15)的目标函数值分别为:Pemax=Pe(3,2)=7.42 kW;bemin=be(3,2)=313.4 g/kW·h)。即与该目标函数值对应的活塞组件质量和点火时刻分别为:M(3)=3.7kg;Xs(2)=2.5mm。此结果即为采用优化方法为本发动机的标定工况优化的最佳活塞组件质量和点火时刻。

7 发动机外特性曲线仿真

为了进一步了解该自由活塞发动机的最高性能,利用优化后的活塞组件质量和点火时刻,通过改变直线电机的负载系数,经仿真得到了发动机的外特性曲线,如图10所示。该自由活塞发动机在全负荷时,活塞运动频率在36～40.5 Hz范围内。由于活塞运动频率变化范围比较小,所以外特性曲线中的功率和燃油消耗率曲线变化比较平坦。当活塞运动频率在39.4 Hz时,发动机功率为7.42 kW,该功率是发动机全负荷时的最高功率,而燃油消耗率为313.4g/(kW·h),与原机的最低燃油消耗率476 g/(kW·h)相比(表1),节省燃油34%。此外,经仿真后的发动机在该工况点(全负荷、活塞运动频率为39.4 Hz)时,发动机压缩比为9.1,该压缩比在该机型的正常范围内。因此,可规定该发动机的标定功率点为:7.42 kW(39.4 Hz),相比原机的标定功率点为6.25 kW(7 500 r/min)(表1),则自由活塞机型的标定功率提高了1.17 kW。

8 结论

(1)自由活塞发动机设计中,活塞组件的质量、发动机点火时刻对发动机的压缩比、输出功率和燃油消耗率具有重要影响。

(2)通过参数优化为自由活塞发动机-发电机系统的标定工况点确定了最佳的活塞组件质量为3.7 kg和与之对应的最佳点火时刻为2.5 mm(距外止点前)。

(3)经参数优化后自由活塞发动机标定功率为7.42 kW,相比原机的标定功率提高了1.17 kW;最低燃油消耗率为313.4g/kW·h),相比原机节省燃油34%。

摘要：针对拟开发设计的用于混合动力汽车的自由活塞发动机-发电机系统,对其自由活塞发动机的关键设计参数(活塞组件质量、压缩比、点火提前角及其经济性和动力输出特性),进行了仿真优化研究。研究结果表明:经参数优化后的自由活塞发动机标定功率为7.42 kW,相比原机的标定功率提高了1.17 kW;最低燃油消耗率为313.4 g/(kW·h),相比原机节省燃油34%。

关键词：内燃机,自由活塞发动机,设计参数,性能,模拟优化

参考文献

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挑战活塞式曲柄连杆发动机 篇5

1解析活塞式曲柄连杆发动机存在的问题

1.1曲柄连杆发动机存在做功死点

活塞式曲柄连杆发动机在上止点燃烧室容积最小爆发压力最大时, 其由于结构原因, 活塞发力的方向与连杆和曲轴及曲柄, 呈一条称之为0°的直线, 致使曲柄不能做到产生力臂的做功扭矩。又由于这种不对持的压力 (指扭矩所要求的用力方向, 与实际推动的方向不对持, 本文笔者定为不对持压力) , 致使活塞式曲柄连杆发动机为了抗压, 不得不增加其机件的强度, 从而加大了其连杆和曲轴的体积及重量, 同时加大了自身负载和原料消耗。

1.2曲柄连杆发动机力臂不均衡

活塞式曲柄连杆发动机由于其结构原因, 致使力臂不均衡, 同时导致扭矩不均匀。这种不对持的压力, 致使活塞式曲柄连杆发动机在上止点脱离0°, 在1-30°范围内虽然可以产生扭矩做功, 但人们都知道, 此时燃烧室是随着活塞下行容积由小变大、压力也就由大变小、而力臂则由小变大, 致使压力大时力臂小, 压力小时力臂大, 力臂长短不均衡, 导致扭矩不均匀。同时1-30°其实际力臂很短 (其只占曲轴曲柄实际长度的1-60%) , 不能达到曲轴半径的真正的力臂长度效果, 同时其压力方向, 对其曲轴的旋转还有一定的钝压而滞速, 使其不能真正反应出应有的力臂扭矩, 所以活塞式曲柄连杆发动机, 在高速时转矩反而到小。

1.3曲柄连杆发动机活塞与缸筒产生侧压阻力

这种不对持的压力, 还致使活塞与缸筒产生侧压阻力 (此为公知的不再多述) , 其阻力虽然不好测算, 但在工件的磨损中显而易见, 这足可以说其降低了应有的功率。

1.4曲柄连杆发动机在设计小缸径大扭矩上受到限制

活塞式曲柄连杆发动机, 由于曲轴半径决定力臂, 力臂的长短又决定扭矩, 其曲轴半径要想加大, 导致连杆的摆幅也要加大, 致使连杆和缸径乃至机体都要加大, 所以理想的, 小缸径大扭矩是很难做到的。在此问题上;由芬兰瓦锡兰研制的RT-flex96C船用柴油机, 由于采用了增加一个活塞直推杆 (piston rod) 和滑动连杆总成 (crosshead及connectingrod) 的方式, 使得其体积缩小, 如果使用传统的曲柄连杆机构它的体积还要大的多。

芬兰瓦锡兰研制的RT-flex96C对比传统曲柄连杆图 (见图1) 。

图1所示:虽然左图RT-flex96C船用柴油机其在设计中解决了连杆在缸内的摆幅和气缸加长问题, 使其针对传统发动机右图大大的改善和降低了该机的体积, 但其终归还是曲柄连杆结构, 没有从根本上解决, 致使该机还是依然很庞大。这就是活塞式曲柄连杆发动机其结构的最大弊病, 不从结构上改变是无法从根本上解决其大扭矩小缸径及小体积问题, 和在曲柄连杆发动机设计小缸径大扭矩上受到限制的问题。

1.5曲柄连杆发动机在解决多角度做功上受到设计限制

活塞式曲柄连杆发动机, 每缸工作的方式只能是180°, 所以在解决多角度做功的方法, 只有靠增加气缸的数量来解决, 致使缸数越多体积越大, 此也是造成机体过大的原因。

1.6曲柄连杆发动机0°范围的钝压和滞速

由于活塞式曲柄连杆发动机0°范围内气缸爆发压力时的钝压和滞速, 致使;发动机震动大, 在高速时扭矩变小, 其活塞爆发的速度不足子弹和炮弹出膛速度的10%其主要原因就是;在上止点0°及0-15°范围内和下止点180°时产生钝压滞速现象。

难道直线往复运动与旋转运动相互转换的机械传动方式, 曲柄连杆机构是唯一的选择吗?当然不是, 笔者在专利文献中看到了很多, 但真正是否可行不得而知, 笔者在此问题上思考和实验了很多年, 最后笔者在我国的传统科技文化“太极”中得到了启发。它使笔者得到的启发是:看上去世间的事物很复杂, 但它们都存在着一个最基本的规律, 就是事物都是相互对立依存的, 来与去的运动, 就是往复运动, 相同质量的正与副就会带来相同的正、副能量, 笔者以其道理实施到其发明中, 经过反复的实验笔者也终于设计出了一种“往复运动与旋转运动相互转换装置”。它是一种新的组合式传动装置 (以下简称:合式传动) , 该技术同时得到了中国国家知识产权局的专利授权, 专利号:ZL2011 2 0339809.9, 并且设计和研制出, 使用在活塞式发动机上的合式传动概念发动机。该机解决了以上曲柄连杆发动机存在的很多问题。

2依靠创新解决活塞式曲柄连杆发动机存在的问题

2.1新的往复运动与旋转运动相互转换装置合式传动

以下具体的介绍笔者的, 往复运动与旋转运动相互转换装置的设计和实施的图解;合式传动摘要图 (见图2) 。

1-缸筒与活塞四套;2-活塞推杆四套;3-上、下推杆总成两套;4-推杆小轴上下各四套;5-主传动齿轮;6-主拨轮;7-付拨轮;8-付传动齿轮;9-主轴;10-付轴

从合式传动摘要图2中可以看出, 该技术合式传动主要是采用了, 在两个相同齿数和模数的齿轮上还固定有相同的拨轮, 与上、下推杆同为45度齿合后固定安装各自的主、副轴上。

该技术合式传动的直线往复运动与旋转运动相互转换是这样实施的;旋转运动带动往复运动:当主齿轮5正时针旋转时, 则带动副齿轮8向相反的方向旋转, 其拨轮6、7推动推杆上小轴4, 使之产生互动的往复运动。往复运动带动旋转运动:当活塞1推动推杆2、同时带动推杆总成3、总成3上的小轴4, 小轴4又推动了进入其的拨轮6或7旋转。其工作方式详见合式传动做功图;a、b、c、d、e的工作循环。合式传动做功图 (见图3) 。

图3所示:

a.在活塞的作用下, 上推杆小轴被推到左止点, 下推杆小轴被推到右止点位置, 此时主拨轮上拨头在齿轮的带动下进入上方两个小轴之中, 而付拨轮上拨头在齿轮的带动下则释出上方两个小轴, 下方的部分与上方相同但为反向不再详述。

b.在活塞的推动下, 上推杆小轴推动主拨轮上拨头向右运动, 下推杆小轴推动主拨轮下拨4头向左运动。副拨轮在外做避让旋转不与上下推杆接触。

c.在活塞的继续推动下, 上、下推杆为a图的反向止点不再详述。

d.在各另一端活塞的推动下, 上、下推杆为b图的反向运动不再详述。

e.在各另一端活塞的继续推动下, 又到了与a图相同位置, 为一个工作循环。

2.2合式传动对比曲柄连杆可以避开或脱离0°做功

该技术合式传动首先解决活塞所行的直线, 避开或脱离与力臂 (曲轴曲柄) 和扭矩点 (曲轴心) 形成的0度直线。合式传动对比曲柄连杆可以避开或脱离0度做功图 (见图4) 。

图4所示:以上图中左边为曲柄连杆机构, 右边为合式传动机构, 它们的运动对比图, 曲柄连杆机构为公知的不再详述, 具体该技术合式传动;是利用活塞推杆走直线, 主、付轴, 带动齿轮和旋转拨轮, 走弧线的特点, 采用直线推弧线、或弧线推直线的相互作用来完成, 即直线动时则弧线动, 弧线动时则直线动的互动效果, 具体的说;当活塞推杆做直线运动带动其上的小轴就推动了弧线运动的拨轮的拨头, 当拨轮的拨头在齿轮的带动下做旋转运动, 推动了推杆上的小轴时, 弧线就推动了直线 (见图3) 。同时两个不同方向旋转的齿轮带动各自的拨轮又相互切入、避让的配合将推杆推向不同而相量的方向。

通过以上的图解和介绍, 可以得知该技术合式传动其结构对比曲柄连杆的不同, 其特点就显而易见了, 以下针对活塞式发动机, 在曲柄连杆发动机存在的问题, 和合式传动的技术特点加以比较。

2.3合式传动解决0°与1-30°力臂问题

合式传动;有上止点但无做功死点, 其在上止点初始的 (压力高时) 做功力臂长。可对比曲柄连杆在0° (上止点) 和1-30°范围内短力臂扭矩时, 很大程度的改善了不对持的力臂效果, 扭矩也更加均匀。同时还可以降低为抗压而加大的连杆与曲轴的体积和重量。

合式传动对比曲柄连杆0°与1-30°力臂图 (见图5) 。

图5所示:由上图中可知, 左边为曲柄连杆机构右边为合式传动机构的运动对比图, 活塞同样的行程而力臂和扭矩却相差几倍。

2.4合式传动小缸径大扭矩没有摆幅限制

针对曲柄连杆发动机设计小缸径大扭矩从而降低体积上受到很大的局限问题;合式传动;活塞推杆与拨轮是分离式的不存在连杆的摆幅问题, 所以力臂的长短不影响缸径的大小, 其可以降低由于连杆摆幅问题而增加的体积部分。

合式传动对比曲柄连杆小缸径大扭矩没有摆幅限制图 (见图6) 。

图6所示:由上图可知, 图左下为合式传动在增加力臂时不用增加缸径, 图右为曲柄连杆式增加力臂为了避开连杆的摆幅, 就需增加缸径和连杆长度。在缸径与行程 (力臂) 问题上合式传动对比曲柄连杆, 可以大大节省材料。对比芬兰瓦锡兰研制的RT-flex96C船用柴油机如在同等力臂扭矩 (曲柄长度) 要求下, 体积也要节省的多。

2.5合式传动对比曲柄连杆即多角度做功问题

合式传动;多角度做功只需增加拨轮的拨头数量, 无需增加更多的汽缸体。可以大大的降低体积。其做功角度可以分为每180°、90°、60°、45°……凡被360°等分的都可以作为拨头的做功点数, 单缸使主轴在360°中可以多次往返做工。而曲柄连杆单缸360°只有一个往返, 致使;曲柄连杆只能靠增加缸数和曲轴长度来解决多角度做功。

合式传动多角度做功图 (见图7) 。

图7所示:图7中为两个主、副拨轮组合后的示意图, 和合式传动其等量往复运动与旋转运动的相互避让的内容, 其角度计算及对数和函数公式等, 另行撰写文章, 此文由于文字有限暂不发表。

2.6合式传动对比曲柄连杆发动机产生侧压阻力的问题

合式传动活塞与推杆是直推式的不存在活塞与缸壁的测压阻力。

2.7合式传动可以两室 (燃烧室) 同时做功

合式传动可以根据压力和扭矩要求合理分配从而降低缸径。其在压力和力臂相同的情况下, 活塞面积可以是曲柄连杆式的1/2, 并可以两室同时做功, 见合式传动做功图 (见图3) 。

2.8合式传动做功力臂还可以加大使得行程加长

目前曲柄连杆发动机的排气压力一般为4-6kg/cm2, 致使热能很大的浪费, 活塞式发动机要想做到气缸排气在低于2kg/cm2的气压时排气, 使得发动机热能量得到充分利用, 必须要加长气缸和行程, 才能创造更好的热能利用条件。

合式传动做功力臂加大行程图 (见图8) 。

图8所示:图8中合式传动为今后活塞式发动机做到气缸排气在低于每平方厘米2kg/cm2的气压时排气创造了必要的条件。

2.9合式传动还可以做到行程大、小与力臂长、短, 缸径大、小可控制效果

由于合式传动可以分成45°、30°、22.5°…为上止点做功起点, 做功角度可为180°、90°、60°、45°…所以致使行程是可控的, 而这曲柄连杆是无法办到的。见合式传动多角度做功图图7。

3关于气缸的长炮管效应及在活塞式发动机的应用

一个同样质量的炮弹, 如果在一个炮管只有一米长的火炮发射时, 其发射的距离只有5-10km, 而在一个炮管有10m长的火炮里发射的情况下, 其发射的距离就会有50-100km, 显而易见, 这说明炮管相对加长其炮弹燃料的热效率就越高, 笔者把这种现象定为“长炮管效应”, 这种长跑管效应的道理, 针对内燃机活塞与缸筒的配合应该也是相通的, 其缸筒越长其爆发膨胀的热能利用率就越高。

3.1长炮管效应的应用在活塞式发动机上的效果分析

由于活塞式曲柄连杆发动机的结构问题, 致使其一般在燃烧室还有4-6kg/cm2压强时, 就打开了排气门, 使热能造成浪费, 这是因为4-6kg/cm2是大气的压强1kg/cm2的4-6倍, 所以其就损失了大量的能量, 按其燃料热效率来讲它只利用了30% (按容积压力估算) 。以上介绍了合式传动可以加长气缸和行程的道理, 下面就针对合式传动与曲柄连杆行程的对比进行分析。长炮管效应应用在, 曲柄连杆与合式传动对比效果分析坐标图 (见图9) 。

图9所示:坐标分别是活塞顶部的压强坐标 (垂直坐标) 和活塞的行程坐标 (横向坐标) 。

压强坐标是气缸压强由大到小, 高压走向低压的过程。

行程坐标是上止点向下止点行使的气缸容积, 由小到大过程。

当活塞由上止点向下止点移动时, 使得上部燃烧室不断的加大, 燃烧室容积每增加1倍则其压强也相对降低1倍, 即:容积×2×2×2×2……致使:压强/2/2/2/2……。

气缸燃烧室过早的排气致使燃料燃烧的不充分, 造成环境污染, 同时排气压力大其温度就过高, 致使发动机的叠加温度就越来越高, 还要增加降温设施导致自身的负载加大, 纯属劳民伤财。合式传动与活塞式曲柄连杆发动机的不同之处就在于, 其在不加大气缸缸径的基础上, 可以延长缸筒的长度, 同时加大拨轮的半径 (加大力臂) , 这样就可以延长膨胀的距离, 使其在压强为2kg/cm2略高与大气的1kg/cm2压强下排放, 使得燃烧室的热能成倍的提高。同时燃料燃烧的更充分, 排放的废气污染更小, 使得气缸的热膨胀产生长炮管效应。

3.2介绍合式传动发动机长炮管效应应用技术

合式传动发动机技术的第二项已获权的专利 (单室二冲程发动机) 专利号:2012 2 0057672.2就是针对气缸的长炮管效应而发明的新概念发动机的一项专利技术。

合式传动发动机长炮管效应应用技术[单室二冲程发动机]气缸图 (见图10) 。

图10所示:图10中的A为单室二冲程发动机气缸总成100, 缸体110, 火花塞111, 燃料供给口及供给总成112, 减压口及减压总成113, 排气口114, 进气口115, 活塞120组成。简介单室二冲程发动机工作循环, 图中的:

a.进气过程, 当活塞在下止点时进气口打开, 减压阀此时也开着, 使新鲜空气进入气缸;

b.活塞上行, 为减压过程, 可根据气缸压缩比要求放气减压 (同时起到气缸内散热的效果) 。

c.供燃料、关闭燃料口和压缩过程, 此为单向阀只可以向气缸内供燃料;

d.燃烧室的火花塞点火爆发过程;

e.气缸的膨胀过程, 此时燃料单向阀关闭;

f.气缸在膨胀过程中由于压力超过了限压的压力, 致使限压阀自动关闭, 保持气缸的压力;

g.为排气过程, 活塞途径排气口排气;

h.为进气过程, 进气口打开, 活塞在一定的下行在气缸产生负压下进气。

3.3实践与验证

为了更好的证明以上的理论, 笔者将两项专利即:往复运动与旋转运动相互转换装置简称合式传动 (专利号ZL 2011 2 0339809.9) 和单室二冲程发动机 (专利号:ZL2012 2 0057672.2) 相结合, 研发了新概念合式传动发动机, 同时附有该机基本概念技术参数表, 并附有实验报告。

根据以上合式传动概念发动机的实验结果和技术参数, 我们可以看出以下特点:

特点1采用新型合式传动结构有了加长冲程的优势;致使缸径与行程比和与机体比的比例, 有了为长炮管效应的应用改善, 曲柄连杆想做到其比例, 则体积会很大。

特点2由于活塞的直推克服了连杆的摆幅的弊病;实现了小缸径、大扭矩、力臂长、行程长, 充分的发挥了长炮管效果。

特点3由于有了足够长的行程在保证压缩比的情况下, 设有限压减压机构起到了由里向外散热的功能, 改变了传统的气缸体只有外冷的方式, 可减少了降温的设备。

特点4排气压力降低, 热能的利用有了提高, 排气压力从曲柄连杆的4-6kg/cm2下降到2kg/cm2其理论计算应提高1倍左右。

特点5上止点几乎没有顿压主轴 (曲轴) 现象做功力臂均匀。

特点6由于气缸与机体是结构性组合, 致使在同等功率下的机体, 合式传动远小于曲柄连杆发动机。

3.4合式传动具体的效率提升数据还有待进一步测试和研究的问题

1.合式传动虽然没有0°但也存在往返换位的拐点滞压问题其转换角度还有待实验研究。

2.单室换气在无负载的工况下依靠减压阀外排式散热可以维持较长叠加温度上升的限制, 而在有负载时其效果如何数据还有待实验研究。

3.其长炮管效应和热能利用及功率提高的理论数据还有待实验研究。

4.合式传动是否承受大功率扭矩的理论数据还有待实验研究。

5.合式传动的多缸多排多角度及双功的研发还有待实验研究。

6.由于检测设备有限和缺少, 对概念机工况的检测报告和参数还有待实验研究。

7.合适传动需要引申的离心动力与向心动力的新概念理论数据还有待实验研究后发表。

8.总之以上新的未知的内容很多, 所以笔者只能继续努力的去逐渐完成这也包括笔者的学识。

通过概念机的研发使笔者认识到;合式传动与单室二冲程发动机必须要以实际出发, 才能更好的验证以上理论的可行性和可靠性, 由于合式传动给了概念机[小缸径大行程]的有利条件, 为概念机的长炮管效应创造了良好前提, 同时也为单室二冲程发动机实施[单室换气]创造了有利的条件。又由于结构的改变致使很多技术参数与曲柄连杆发动机有些不同 (参见上表) , 又由于检测设备和资金以及笔者经验和水平的不足等原因, 有些参数还存在不准确的可能性, 所以缺少可靠的理论和计算数据, 笔者只能凭样机的实验结果, 来证明其的可行性。为了让专家和专业们得到解读, 笔者还列举了几种不同方式的合式传动结构的动漫视屏。从而更好的证明其的可行性和可靠性。

4结论

最后笔者想论证的是:直线往复运动与旋转运动相互转换装置, 曲柄连杆机构不是唯一的, 而曲柄连杆机构使用在活塞式发动机上的直线往复运动与旋转运动相互转换装置, 则不是绝对完美的, 虽然它为人类作了二百多年的贡献。而长炮管效应是提高燃料热能利用率和解决活塞式发动机节能, 降低机体提高功率比的一种可以深入研究和探讨的方向。

参考文献

[1]芬兰瓦锡兰研制的RT-flex96C船用柴油机网上资料

[2]各有关内燃机传动和多冲程发动机专利文献资料

[3]法国MCE-5 CLIP-EN直推式活塞新型发动机视屏资料

活塞式发动机安装节加工工艺研究 篇6

活塞式发动机是我国成功研制的第一台航空发动机, 目前国外航空发动机中活塞式发动机主要装备于小型飞机中, 国内对此类发动机的制造还处于较低的水平。国防科工委提出要研制开发水平对置活塞式航空发动机, 填补我国对置活塞式航空发动机的空白。安装节是活塞式发动机一个关键重要零件, 为铸件铝合金毛坯, 形状结构复杂, 尺寸精度要求高、公差小。首次加工在工艺路线、装夹方式上并无太多经验可借鉴, 本文通过对零件的加工工艺分析, 选择合适的热表处理方式, 摸索合理的加工参数, 确定合适的工艺路线, 来提高生产合格率和产品质量。

2 零件的功用

安装节作为发动机和飞机上的一种联接件, 用于发动机零件或者发动机在飞机上的固定, 并传递部分横向外传力, 并允许相对轴向位移, 起发动机辅助支承和热补偿作用, 通常作为发动机部件或者发动机在飞机上的定位点。

3 零件结构及分析

3.1 零件的结构

安装节由支承部分、工作部分、连接安装部分组成, 对零件上的安装面、支承孔表面及基准面有较高的技术要求。发动机静子中, 向安装节传递负荷的由构件组成的主干路线称为承力系统, 主干构件主要由承力壳体、承力框架, 以安装节组成。安装节的结构形式不仅取决与飞机与发动机的机种, 而且还与发动机在飞机上的安装形式、安装位置有关。

安装节形状结构复杂, 尺寸精度要求高、公差小。支承用端面有较高的平面度及轴向尺寸精度及两端面的平行度要求, 对转接作用的内孔等与平面的垂直度要求, 外圆、内孔的同轴度要求也比较高, 给加工带来了很大难度, 需要在加工中不断摸索出可行的加工方法。

3.2 零件的材料

铸造铝合金是在纯铝的基础上加入其他金属或非金属元素, 不仅保持纯铝的基本性能, 而且由于合金化及热处理的作用, 使铝合金具有良好的综合性能, 在工业上占有重要地位, 大量用于军事、工业、农业、交通运输领域, 也广泛用作建筑材料、家庭生活用具和体育用品。

铸造铝合金ZL105属于Al-Si-Cu系合金, 化学全名ZAl Si5Cu1Mg, 化学成分:4.5%-5.5%Si, 1.0%-1.5%Cu, 0.4%-0.6%Mg, 其余为Al。铸造铝合金ZL105具有良好的加工性能、锻造性能和足够强度, 冷成性, 切削性、焊接性、抗蚀性及可热处理强化性能好, 适用于铸造形状较复杂和承受中等载荷、工作温度至250度的各种发动机零件和附件, 例如气缸、机匣、油泵壳体、安装节座等。材料的物理性能、机械性能见表1。

3.3 零件的精度指标

安装节零件是发动机部件或发动机在飞机上的安装受力件, 因此其各项精度要求指标均很高。

3.4 毛坯及其选择

为保证零件有足够的强度, 毛坯采用精铸毛坯, 可保证内部组织为流线型。与锻造相比可铸造出形状比较复杂, 尺寸较为精确的毛坯, 不但减少了机械加工余量及机械加工后残余应力而产生的零件变形, 而且节省了铝合金金属材料。

3.5 零件的热处理

由于零件受到一定的静载荷, 不致因温度、变形或制造装配而引起的内应力, 飞机与发动机不是刚体, 受热、受力引起的变形量较大。因此零件材料经过热处理, 达HB≥70。

3.6 零件的表面处理

零件铝合金金属在空气中会氧化, 经过阳极化处理, 能使零件表面获得一层致密膜层, 可以使金属表面光泽长久不变, 抗蚀性强, 机械强度有所提高。

4 工艺分析

4.1 机械加工工艺分析

4.1.1 工艺基准

根据零件不同的作用, 零件的主要基准会有所不同, 一是以端面为主 (如支承块) , 其零件加工中的主要定位基准为平面;二是以内孔为主, 由于盘的轴向尺寸小, 往往以孔为定位基准 (径向) 的同时, 再辅以端面的配合。

4.1.2 内孔加工方式的选择

零件中最重要的部位为内孔, 因此零件内孔的加工非常关键。

因为零件内孔转接要求非常高, 所以一般采用精镗加工方式进行。而要保证零件内孔的精度, 那么作为定位基准的必须先达到一定的加工精度。

4.2 热加工工艺分析

按零件要求, 需要经过固溶加不完全人工时效热处理。

由于零件毛坯热处理后硬度HB≥70硬度并不很高, 普通机械加工应无问题, 因此零件在毛坯成型后直接进行固溶时效以达到要求。

4.3 工艺路线安排

由于该零件结构复杂, 专用工装难设计, 零件B基准面对另一端平面的平行度要求仅为0.02, 对内孔的垂直度为0.04, 内孔Φ51 (+0.046, 0) 对A、C基准的位置度为0.1 (图1) , A、C基准分别为底座平面上的两小孔, 空间尺寸较多, 难以保证, 底座四个U型槽尺寸难以控制。

经过对零件进行工艺分析和尺寸计算, 再对工艺路线进行数控化转换, 综合考虑各方面的因素, 确定工艺路线如下:毛坯———数铣——数铣———数铣———数铣——数铣———数铣———数车———钳工———检验———硫酸阳极化———涂漆———检验。

5 零件加工难点分析

安装节零件精度要求高, 加工时较难保证零件的尺寸及形位公差要求。加工首批零件一次交检合格率极低, 在加工过程中, 主要发现有以下几个加工难点:

5.1 大孔的加工及精度

车工粗加工B基准面, 平面度要求0.02, 与底座空间尺寸为82.34±0.2, 内孔尺寸为Φ49 (+0.05, 0) (图2) , 端面与内孔表面粗糙度均为1.6。由于零件外型结构不规则, 专用工装难以设计, 内孔中心线与底座平面形成一个20度的夹角, 加工时底座部分对刀具形成干涉, 空间尺寸82.34不方便测量, 加工过程中难以控制, 相关尺寸难以保证。

5.2 四小孔空间尺寸及其位置度

铣工工序要保证基准面A到中心孔的空间尺寸79.36±0.05;钻工工序加工底座平面上四个Φ10.2 (+0.03, 0) 孔, 四孔相互位置度为0.1;并且其中两小孔中心与Φ49孔中心线的空间距离尺寸为19.76±0.05 (图3) 。在无专用工装的情况下, 如何在加工过程中控制好两个空间尺寸, 是本工序需要解决的重要问题。

5.3 不规则U形槽的特殊加工

两道数铣工序分别加工四个U型槽和槽口相对应两平面的若干不规则圆弧组成的台阶。由于U型槽与其相接两侧面, 底面均有R连接, 本身U型由两个R8构成。一般的加工刀具、机床和加工方法难以达到要求。

5.4 内孔与平面形位公差要求

加工零件B基准面与另一平面, 保证平面度0.02, 两型面平行度0.02, B基准面对内孔垂直度0.02, 两平面表面粗糙度为1.6, 正反平面同时加工;内孔Φ51 (+0.046, 0) 对A、C基准位置度仅为0.1;在三轴加工中心无法达到要求, 即使安排在四轴卧式加工中心上加工, 也难以保证各尺寸精度。并且没有专用工装, 同时加工两个型面, 受力不均匀, 容易导致零件变形。

6 工艺改进及解决措施

6.1 车工夹具与铣刀的选择

由于普通车床加工尺寸难以保证, 零件外型结构不规则, 专用工装难以设计, 加工时底座部分对刀具形成干涉, 空间尺寸82.34测量不便, 所以将车工改为数控铣削 (HASS:VF-3) 加工, 这样利用简单的拼装夹具, 就能解决装夹问题。并且在加工过程中, 能够方便的控制空间尺寸82.34, 测量方便;铣刀与夹具之间也不会形成干涉。

选择Φ20与Φ14的合金铣刀, 通过调整合适的主轴转速与进刀量, 来保证平面度0.02与表面粗糙度1.6。粗铣平面:主轴转速600转/分, 进刀量15MM/分, 精铣平面:主轴转速1200转/分, 进刀量20MM/分;铣内孔:粗铣600转/分, 进刀量20MM/分;精铣1500转/分, 进刀量25MM/分。

6.2 加工方法与装夹方式的改进

由于两道工序均要保证两个空间距离尺寸, 所以将两道工序合并成一道工序在数铣上加工, 这样在加工平面和钻孔的同时, 可以通过多次进刀, 逐步调整尺寸, 最后来保证两个公差较小的空间尺寸。用拼装夹具, 采用内孔定位, 两平面分别支靠和固定的装夹方式来加工零件。

6.3 数控程序的调整与刀具改制

零件材料为铸造铝合金, 易加工, 所以两道工序中的U型槽可以通过球头铣刀来加工完成, 但要配合单段的加工程序, 因为U型槽底部与平面连接的圆弧小于球头铣刀的半径, 故采用一把小型圆弧铣刀来清根对接完成。

改制刀具。在保证刀具强度能经受较刀切削量的同时, 选择直径Φ10MM的整体硬质合金球头铣刀, 并修磨一把Φ6MM底齿圆弧为R1的普通铣刀来加工零件。

调整主轴转速与进刀量。粗加工要去除较大余量, 主轴转速选择600转/分, 进刀量20MM/分, 留0.5MM余量给精加工。精加工主轴转速调至1000转/分, 进刀量25MM/分。

6.4 分工序加工与加工方式改进

将数铣工序分为两道工序进行, 首先由数铣加工零件B基准面及此端倒角, 内孔Φ51 (+0.046, 0) , 小孔Φ3.2, 并保证相关尺寸, 其余部位不加工。拼装夹具采用A基准面、另一平面支靠, 四处U型槽固定的方式装夹, 加工前找正D基准孔。加工参数:精铣平面, 主轴转速1000转/分, 进刀量20MM/分;镗孔, 主轴转速1200转/分, 进刀量20MM/分。

在加工好零件B基准面及相关尺寸之后, 剩下部分将在数车上进行, 加工厚度尺寸15.9及此端倒角, 保证两型面平行度0.02。采用软爪撑内孔的方式装夹。加工参数:主轴转速1300转/分, 进刀量0.08MM, 采用高转速, 低进给的方式, 保证零件的表面粗糙度。

7 数控的运用及数控化转换

随着数控设备的增多, 使用数控设备加工零件可以加快新机研制进度, 这样安排合并工序不仅从成本上得到了节约, 而且从精度及进度得到很好的保证。安装节加工工艺路线包含了六道数铣工序和一道数车工序, 加工的产品无论是尺寸精度、一致性还是表面粗糙度, 都能得到很好的保证, 同时也提高了加工效率。

8 表面处理其防护

零件材料为铸造铝合金, 在空气中会氧化, 铝金属表面自然形成的氧化膜是无晶型的, 会使铝金属表面失去光泽, 表面会略有钝化, 但很薄, 不能有效的防止大气中各种介质对铝金属的进一步腐蚀。所以安排硫酸阳极化表面处理, 能使零件表面获得一层比自然氧化膜厚很多的致密膜层, 再经过封闭处理, 无晶型的氧化膜变成结晶型的氧化膜, 使零件表面光泽长久不变, 增强了抗腐蚀行和机械强度, 经染色还可获得装饰性外观。再喷涂H6-1-1环氧有机硅耐热漆, 由铝粉、助剂、溶剂等调制而成, 进一步增强了零件的抗腐蚀性及耐高温性能。

结语

本文结合活塞式发动机产品加工工艺的特点, 系统的分析了其关键重要件安装节的加工工艺过程, 该零件结构复杂, 其精度要求高, 加工各部位时, 须保持工艺基准、设计基准、检测基准的统一, 核算好尺寸链, 尽量采用数控机床加工, 以保证最终达到设计要求, 探讨了零件热表处理方式, 摸索了加工参数, 为航空发动机零部件产品的加工工艺提供了一定的借鉴经验。

摘要：在活塞式发动机零部件加工中, 安装节属于异形结构件, 其材料特殊, 形状奇异, 尺寸精度要求高、公差小, 难以装夹及加工, 本文通过对零件的加工工艺分析, 选择合适的热表处理方式, 摸索合理的加工参数, 来提高生产合格率和产品质量水平。

关键词：安装节,尺寸精度,加工难点,形位公差,数控加工

参考文献

[1]王庆海.数控铣床/加工中心编程与操作[M].北京:人民邮电出版社, 2010.

[2]陈宏骏.实用机械加工工艺手册 (第2版) [M].北京:机械工业出版社, 2003.

自由活塞式发动机 篇7

在今后相当长一段时期内, 内燃机车仍将是汽车市场的主导, 是人们主要使用的交通运输工具。曲轴偏置带来发动机动力性、经济性等方面的改善, 宝马公司V10、本田飞度i-DSIM、丰田1SZ-FE和日产LIVINA骊威等款发动机采用了偏置式曲轴设计。国内相关有裘澄立专利 (ZL01256936.4) 、李德平等专利 (89205287) 、杨入山专利 (89205287) 等曲轴偏置式往复活塞式内燃机报道。但在曲轴偏置式发动机工作过程中, 活塞对气缸壁的侧压力始终存在, 造成摩擦增大, 功耗增加。针对侧压力进行分析, 进一步优化曲轴偏置发动机经济性, 将有利于提高发动机使用效率, 同时降低燃油消耗, 减少对环境的污染, 具有现实意义。

1 曲轴偏置的概念

曲轴偏置式发动机是在中心式发动机的基础上, 在曲轴、连杆、缸径等重要参数不变的情况下, 仅仅改变其曲轴中心的位置, 将曲轴中心左偏一定距离, 可解决敲缸问题, 改善发动机工作的平顺性, 同时可提高发动机工作过程中的动力性和经济性。

2 活塞对气缸壁侧压力分析

2.1 曲轴连杆机构所受外力

以一个单缸机的曲轴连杆机构为例, 若忽略各运动副的摩擦阻力和阻力矩不计, 忽略构件自身重力不计, 则它所受到的外力就只有:

(1) 作用于活塞的气体作用力Pj;

(2) 作用于曲轴动力输出端的旋转阻力矩M';

(3) 气体对活塞的支承力N';

(4) 机体对曲轴的支承力Pr。

其中N'可认为垂直于气缸中心线并通过活塞销中心。

2.2侧压力分析

2.2.1 进气行程

刚开始工作时, 偏置式发动机侧压力大于中心式发动机, 随着气缸内压力的增大, 二者相差不大。

2.2.2 压缩行程

压缩过程中偏置式发动机侧压力一直大于中心式发动机, 但是到压缩终了时二者相等。

2.2.3 做功行程

偏置式发动机与中心式发动机侧压力峰值相差不大, 总的来说, 偏置式发动机侧压力变化曲线较为突然, 造成对缸壁瞬间冲击加剧, 正压力较大, 磨损严重。

2.2.4 排气行程

在排气行程中, 偏置式发动机侧压力始终大于中心式发动机。

3 减少活塞组摩擦损失

通过对侧压力的分析, 针对减少摩擦、进一步优化曲轴偏置发动机经济性采取改进措施, 将有利于提高发动机使用效率, 降低燃油消耗。

3.1 活塞缸套表面处理

3.1.1 缸壁硬化处理

在对侧压力分析的基础上, 针对磨损加剧处增强缸壁硬化处理, 保证发动机工作的可靠性。

3.1.2 缸套表面镀层

根据Michael Halsband对不同缸套表面镀层摩擦力平均值影响的研究, 若在缸套表面镀石墨, 摩擦力平均值下降6%, 缸套表面镀Ni Si Di时, 摩擦力平均值下降高达16%。车用发动机在低负荷工况下, 通过减少活塞摩擦力可以降低燃油消耗率4.5%-7.5%。

3.1.2 活塞表面涂层

日本丰田公司曾推出低粘度树脂涂层活塞, 其树脂涂层材料是由固体润滑剂和保持润滑的树脂型粘合剂构成。以往的树脂涂层材料是用二氧化钼和石墨作为固体润滑剂, 粘合剂则采用聚酰胺亚胺树脂;而新开发的涂层材料则掺有减少摩擦的聚四氟乙烯, 这种材料与以往的树脂层材料一样具有良好的耐久性, 同时还可以减少摩擦。活塞采用了这种新涂层材料的2MZ-FE型发动机与原涂层材料的1MZ-FE型发动机相比, 活塞组的摩擦损失降低了10%。

3.2 采用低张力活塞环

活塞环的摩擦损失占总摩擦损失的比例最大, 特别是在发动机低速运转时, 活塞环的摩擦损失所占的比例更大。若将活塞环的张力减小10%, 其摩擦损失可减小5%-10%。

4 结论

在新能源汽车没有大量进入人们的生活之前, 内燃机车在相当长的一段时期内仍将作为汽车市场的主导。通过提升内燃机的动力性和经济性达到节约能源、保护环境的目的, 仍将我们今后一段长时间内努力的方向。曲轴偏置式发动机与中心式相比较具有明显的优势, 从理论上讲“曲轴偏置式462Q发动机”的动力性和经济性仍然有很大的空间可以改进提高。

摘要：以曲轴中心式462Q发动机为基础, 在曲轴、连杆、缸径等重要参数不变的情况下, 仅仅改变其曲轴中心的位置 (本文以正偏置22mm为例) , 能提高发动机的动力性和经济性。但在发动机工作过程中, 活塞对气缸壁的侧压力始终存在, 造成摩擦增大, 功耗增加。本文从分析曲轴偏置式462Q发动机侧压力着手, 提出改进措施, 减小活塞对气缸壁的摩擦, 降低功耗, 延长使用寿命。

关键词：462Q,曲轴偏置,侧压力,耐磨性

参考文献

[1]王敏智, 周恒昌.微型汽车构造与维修[M].北京:人民交通出版社, 1993.

[2]田丰果, 睢娟.《曲轴偏置式发动机力学分析研究》[J].数字技术与应用, 2009 (11) :95-97.

自由活塞式发动机 篇8

活塞式气动发动机利用高压压缩空气、液氮等储能介质膨胀推动气缸中的活塞运动, 通过曲轴输出机械能。气动发动机有以下三个特点,第一,气动发动机的做功原理比较简单, 机体内部没有高温燃烧的现象和大幅度的热力工况变化, 有利于延长主要零部件的使用寿命; 第二, 气动发动机的做功介质为无机气体, 可以实现污染物的零排放[1~3];第三,气动发动机介质具有低温特性,可以实现低温空调的功能,而不需要消耗额外的能量[2,3]。

利用柴油机,将其凸轮轴时序改为气动发动机所需时序, 可以将四冲程柴油机改为二冲程气动发动机[4]。凸轮轴式气门参数都是固定的,通常只能在特定工况下才能发挥较好的性能[5]。而采用电控配气控制系统的气动发动机, 可以检测发动机工况, 接收和处理传感器信号, 并进行相应的逻辑判断, 以此来控制气门的开通与关断,结构较为简单[6,7]。

本文采用电控配气机构来实现气动发动机在全工况下以最佳性能运行,搭建基于数字信号处理器(DSP)的电控配气气动发动机控制系统,使发动机处于二冲程工作制, 同时进行了相应研究。

2 气动发动机的电控配气

本文是将某四冲程往复活塞式柴油机改成二冲程气动发动机,进气和膨胀同时进行,为做功冲程,另一冲程是排气冲程, 将乏气排出气缸。采用电控气门, 拆除柴油发动机凸轮轴及其附属机械配气系统、燃油供给系统,去掉不必要的附件,以减小功率损耗,提高输出的机械效率。新的配气机构由绝对光电编码器和电控气门组成, 绝对光电编码器检测的曲轴位置信号反馈给DSP,通过DSP控制电控气门的通断,以适应发动机各种工况的变化,合理调节通气的脉宽。活塞式电控配气气动发动机控制系统结构如图1。

2.1 曲轴位置传感器

曲轴位置传感器采用的是绝对式光电编码器。绝对式编码器是直接输出数字量的传感器, 它是利用自然二进制或循环二进制( 格雷码) 方式进行光电转换的。其特点是: 在曲轴的任意位置都可读出一个与位置相对应的二进制编码;它的抗干扰能力强,没用累积误差;断电后位置信息不会丢失,但分辨率是由二进制的位数决定的,根据不同的精度要求,可以选择不同的分辨率。

2.2 配气机构

气动发动机的配气机构控制高压气体进入气缸膨胀做功并将乏气排出,这是决定气动发动机性能的关键环节之一。是否合理设定配气相位对气动发动机的动力性和效率都有较大影响[8]。

电控气门作为执行器, 必须接收正确的控制信号, 才能保证系统的稳定运行,因此,对其控制时序进行研究是十分有必要的。电控气门的开关有一定的响应速度, 即吸合时间和释放时间。在气动发动机一定转速的情况下,若要达到对气门的准确控制,就必须对其提前施加控制信号, 才能确保气门在响应时间过后在正确的位置打开相应气门, 因此对每一个气门的开通和关断控制都应该有控制提前角。设气门的吸合时间为Ton,释放时间为Toff,αJ1、βJ1分别为1#进气门的开通提前角和关断提前角, αP1、βP1分别为1#排气门的开通提前角和关断提前角, αJ2、βJ2分别为2#进气门的开通提前角和关断提前角,αP2、βP2分别为2#排气门的开通提前角和关断提前角。因为四个气门的规格完全一样,故有

故提前角与转速成正比,如图2为气门正常起动运转之后的开关时序。其中εJ、εP分别为进气门的进气角度和排气门的开通角度位置。

2.3 功率给定装置

功率给定装置采用电位器,通过改变输出电压的大小, 来控制进气角度的大小, 从而实现对输出功率的调节。输出电压的变化范围是0-3V,然后输入到DSP。另外,还采用了上位机给定功率。图3为本文中所研制的活塞式电控配气气动发动机控制系统。

3 控制系统的硬件

3.1 数字信号处理器的选型

本课题选用的是TMS320F2812型号的DSP,其应用最为广泛[8]。TI公司的TMS320C28x系列DSP是目前控制领域性能较高的处理器,具有精度高、速度快、集成度高等特点。

3.2 功率驱动模块

在处理器和执行机构之间设计功率驱动电路,完成数字信号到控制信号的转换,同时进行功率放大和必要的电气隔离。本文所采用电控气门的额定电压为24V, 而DSP的通用输入 / 输出口(GPIO)输出电压为3.3V,所设计的驱动电路如图4。1#进气门、1#排气门与两侧两个气缸的管路连接, 2#进气门、2#排气门与中间两个气缸的管路连接。

在D S P和驱动电 路之间加 上八路总 线驱动器7 4 H C 2 4 5 ,在控制信号的传递过程中用来对其功率进行放大,同时可以保护CPU芯片。其中,采用TLP5214光电耦合器来实现上下级电路的隔离,可以增加安全性。功率放大电路采用的是NPN型晶体管2SD882,其集电极最大允许电流为3 A , 而电磁气门的额定电流为1.6A,故而满足要求。当DSP的GPIO口输出低电平时, 光耦的发光二极管导通,同时光敏三极管也导通。晶体管基极产生电流, 促使晶体管导通, 气门电源接口与集电极相接,得电导通。其中二极管D1、D2、D3、D4为续流二极管,在气门关闭时,迅速消耗内部线圈的能量, 防止晶体管被击穿。

3.3 信号采集模块

信号采集模块主要是通过绝对式编码器对曲轴位置信号进行采集, 将位置信息返回给D S P , 由D S P进行译码, 进行逻辑判断和数值运算, 得到气门的开通正时和关闭正时,从而有效、准确的控制气动发动机的运转。

本课题采用的是欧姆龙E6CP-AG5C型号8位绝对式编码器, 输出形式为集电极开路输出, 输出代码为格雷二进制。其相应的接口电路如图5。

4 控制系统的软件

软件设计主要包括系统初始化模块、主循环模块、中断处理模块,每一模块都完成相应的任务。系统初始化模块主要完成对系统时钟的配置、中断系统初始化、事件管理器初始化、通用输入输出口初始化、串口通信模块初始化以及对寄存器进行自定义设置。

主循环模块主要完成开关状态的检测、工况的判断、执行电控气门的相应的开关操作,其中格雷码的译码并非一直转换,只在进行判断和读取位置数据之前进行相应转换操作,这样也节省了CPU的开销。主循环程序框图如图6所示。

5 实验

气动发动机的空载实验是在0.2MPa下进行的,通过改变进气脉宽ε的大小来观测其对转速的影响。由空气压缩机、储气罐和变频器共同控制获得恒定压力的气源。在空气压缩机的出口压力恒定、变频器的频率 恒定时的状态下,记录转速数据。图7为在不同进气脉宽下测得的转速变化曲线。

在0 . 2 M P a的压力下, 进气脉宽ε在1 5°C A以下时, 气动发动机不能连续运转, 主要是因为进气量较少, 可以推动活塞, 但不足以使其带动曲轴进行连续运转;当ε达到15°以后,转速随着ε的增大,转速n也在增加;在ε达到80°CA左右时,n达到最大值;当ε继续增加时,发现转速开始下降;ε在130°CA以后,n基本保持不变。

在0.3MPa的压力下,ε在15°CA到70°CA之间时,转速n比在0.2MPa时有所提升。由此,提升压力也是提升转速的一个有效措施。数据曲线如图7。

另外,用D S P进行转速的测量,采用串口通信进行转速数据的上传,PC端通过Lab VIEW平台编写监控软件进行数据监控。其监控画面如图8。

图8中所示,转速曲线存在着波动。一方面是因为气门响应速度的问题,其导通关断还存着正时问题;另一方面, 转速测量采用的是M法测速, 在转速较低的情况下,精度不高,波动较大。

6 结束语

⑴活塞式电控配气气动发动机控制系统的运行说明了这种气动发动机控制系统的可行性,值得继续深入研究。

⑵电控气门的响应速度制约着转速的大小。需要研制可用高速电磁气门或液压气门。

⑶实验过程中, 气源压力对气门的开通角度影响很大, 应精确检测气源压力, 通过热力学计算, 由DSP实现。