4105型柴油机进排气管设计说明书毕业论文

1、4105型柴油机进排气管设计说明书毕业论文 目 录第一章 概述31.1 设计依据31.2 设计内容41.3 设计思路61.4 设计意义7第二章 设计方案及原理92.1材料的选择要求92.2进排气管类型选择及根本尺寸9第三章 进排气管设计的优化123.1 模拟计算工具123.2 一维气体流动模拟:有限差分123.3计算进气和排气系统元件133.3.1油门计算153.3.2管路口计163.4 缸体过程的计算:燃烧模型163.5 三维流动模拟173.5.1 数学框架173.5.2 数值求解过程193.6 引擎计算,一维发动机模型193.7 比拟测量和计算203.8 进排气管对发动机性能的影响203.

2、8.1 进气管长度对发动机性能的影响的影响213.8.2 排气管直径对发动机性能的影响213.8.3 排气管长度对发动机性能的影响223.8.4 连结阀几何尺寸对发动机性能的影响:一维模拟233.8.5 管连接阀几何尺寸对发动机性能的影响:三维模拟243.9 阀门对发动机性能的影响283.9.1 配气相位对发动机性能的影响293.9.2 气门升程对发动机性能的影响323.9.3 排气阀直径对发动机性能的影响34第四章 设计计算书344.1 进排气管的核算344.2 排气管的核算35第五章 设计小结355.1主要设计成果355.2存在的缺乏及改良意见36致 谢37参考资料38第一章 概述1.1

3、设计依据 提升发动机功率最简单的方法就是增大气缸工作容积,也就是提高排量。一般而言,增大工作容积就会增大发动机体积,重量也会随之增加,这种方法对于追求结构紧凑,追求行驶经济性的现代乘用车设计者来说是难以接受的。因此,在同体积或者更小体积的前提下,通过改良发动机结构和采用新材料来追求更高的输出功率,是当前厂商的追求目标。 提高发动机的升功率,也就是每升气缸工作容积所发出的有效功率,是实现这个目标的方法。要提高发动机的升功率,加大进气量是一种解决方案。有些发动机采用强制吸气法的方式,用增大气体密度来提高进气量,例如采用涡轮增压(Turbo)。但是,在日益严格的废气排放法例的管制及制造本钱的限制下,

4、多数汽车的发动机还是倾向采用自然吸气法方式。 采用自然吸气法,又要提高进气量,设计者就把注意力放在了进排气的速度方面,也就是千方百计提高气体的流动速度来提高单位时间内的进排气量,在提高换气效率上做文章。换气是汽车发动机最根本的功能。通过换气,排出废旧气体,发动机工作循环回复到循环初始状态,吸纳新鲜气体来提供燃料所需的氧气。用一句成语形容,就是“吐故纳新,只有“吐故纳新畅顺,发动机才能正常工作。 良好的发动机进气通道设计是提高进气量的重要保证。一些汽车运动者在传统发动机改装上,采用了大通量的空气滤清器,大口径或多支排气管,目的就是改善气体的流速以提升发动机功率。更进一步,改装深入到结构内部及材料

5、的选用,例如打磨进气歧管内壁,使用不锈钢排气管等,以增高管壁的光滑程度来减少与气体之间的摩擦,提高气体的流动速度。不锈钢进气管不锈钢排 图1-1进排气管 发动机进排气管过去都是用铸铁材料铸造出来的。发动机进排气管道改用不锈钢或铝合金材料,既可以降低管道内的气流阻力,同时也可以降低重量,因为不锈钢和铝合金比铸铁质量小得多,可谓是一举两得。因此,现在许多发动机都选用不锈钢材或铝合金材料做进排气管。据最新资料,德国拜耳专门开发了一种新型的Durethan材料,用于制造具有更精确内部几何形状的进气歧管,其焊接性能、加工可靠性、气密性、经济型等都表现良好。 从形状上看,传统发动机进排气管多用方形,这是因

6、为方形断面外表面积大,有利于进气管内油膜的蒸发,同时从铸造工艺上考虑,方形也比圆形更简单一些。但由于园形断面对气流的阻力小,同时多点电喷发动机的喷油位置就在进气门处,进气管道不易形成油膜,为了得到更高的气流速度,一些发动机进排气管就采用了圆形断面。? 从安装上看,传统发动机进排气管多安装在气缸的同一侧,进气管依赖排气管加热。它们用铸铁铸成一体或者分别铸成,再用螺栓连接在一起。现在高转速发动杌由于结构上的需要,进排气管多分置在气缸的两侧,进气管的加热靠冷却水或电热装置。这里要指出的是,因受废气温度的影响,排气管的冷热温度是急剧变化的,巨大的热应力可使排气管产生裂纹,为保证一定的热胀冷缩,排气歧管

7、的安装形式与进气管有所不同,一般发动机排气管是一缸一歧管,以减少排气管的热负荷。 ?按照空气动力学原理,气管的流通性应以最小截面处的流动情况为依据,而发动机整个进排气道系统中最小截面处位于气门阀隙处,这也就是现代发动机采用多气门或者尽量增大气门头直径的原因。同时,也要考虑到进排气管尺寸、形状、材料、弯曲半径、安装位置等因素对气流速度的影响,只有各种因素配合良好,发动机才能发挥最正确性能。1.2 设计内容 进排气管的结构形状繁多,一般按柴油机的用途、要求和安装特点而设计。大体上有车用、船用和一般用途的结构。常见进排气管结构形式如以下图所示。 图1-2常见进排气管 为了防止排气管受高温膨胀的影响,

8、一些柴油机排气管在任何两缸之间,考虑有允许轴向自由伸长的连接结构,如以下图所示。以下图中右侧的结构方案较好。 图1-3常见进排气管 4缸柴油机排气管的通常形式如以下图: 图1-4常见进排气管1.3 设计思路1进行4105型进排气管设计时主要需要考虑以下因素:1. 进、排气管应设计成流线型,管内不应有急剧转弯和突变截面。设计成圆形截面阻力较小。 2.进气管道应尽可能远离排气管,以免降低充气效率。3.排气管内背压,一般不宜超过600mm水柱,车用柴油机背压较低。通常中型中速柴油机排气背压增加10mm水柱,燃油消耗率上升0.5g?ps?h,排气温度增加1.72。排气管内壁要光滑平整。 4.大型多缸柴

9、油机,受热膨胀变形,可考虑成分段管道的结构。5.船用和机车用排气管,应设计有冷却水套,或排气管包有石棉层,以免工作人员烫伤,并可降机舱温度。6.进、排气管材料,一般采用普通铸铁。为进一步减轻重量,进排气管可用铝合金材料,也可用薄钢板焊接而成,但其噪音较大。2进行进排气管的计算时主要需要注意一下参数: 1.进气管长度; 2.排气管直径; 3.连结阀几何尺寸; 4.进排气管直径与缸体连接处开口的比例;1.4 设计意义 进排气管,安装于发动机排气岐管和消声器之间,使整个排气系统呈挠性联接,从而起到减振降噪、方便安装和延长排气消声系统寿命的作用 我们先来看,世界及我国汽车开展的历史,19世纪末20世纪

10、初,欧美一些主要资本主义国家相继完成了工业革命。随着生产力的大幅度提高,要求交通运输工具也要有相应的开展。汽车虽然诞生于欧洲,但美国依靠优越的资源和自然条件以及宽松的政策,又利用欧洲遭受第一次世界大战破坏的时机,使汽车工业迅速崛起,并超过了欧洲。从20世纪初至70年代的几十年间,美国的汽车工业一直遥遥领先。日本汽车工业在第二次世界大战前规模较小,但在20世纪60?70年代,依靠引进国外的先进技术和科学的经营管理方法,使汽车工业迅猛开展,后来者居上,先后逐个超过意大利,英国,法国,德国等一些老牌的汽车工业国家,并曾于1980-1993年期间,汽车年产量超过美国而跃居世界第一位。目前,全世界汽车量

11、超过5500万辆,总保有量超过了6.5亿辆。据资料介绍,1997年产量最多的国家是依次是美国、日本、德国、法国、韩国、加拿大、西班牙、巴西、英国、意大利、中国、墨西哥、俄罗斯、瑞典、澳大利亚等。 对于我国建国初期,我国汽车工业在国家方案经济的指导下开展,集中资金建成了第一,第二汽车制造厂两个中型货车生产基地。20世纪80年代初期,我国汽车行业以各大型骨干厂为主,联合一批相关的中小型企业建立了企业集团。1994年国家方案经济委员会公布了?汽车工业产业政策?,作为我国汽车工业开展的纲领。我国汽车工业的目标是到2021年汽车产量达600万辆,成为国民经济的支柱产业。自从参加WTO以来,我国正在逐步对

12、我国的经济结构进行相应的调整和改革。据中国汽车工业协会最新统计资料显示,由于国内汽车热的持续升温,2003年我国的汽车产量到达了创纪录的201.89万辆,比2002年净增加了91.71万辆。轿车产量的大幅度增长,带动了我国汽车年产量突破四百万量,到达444.37万辆,其中汽车年产量为119.52万辆,货车年产量为122.96万辆。随着轿车产量的迅猛增加,我国的汽车车型结构不断优化,2003年轿车产量占汽车总产量的45%,客车和货车各占27%和28%,但是,与国外汽车大国轿车产量占70%的比例相比,还有很大的差距! 汽车界权威人士预计,2004年我国汽车产量将比上年增长20%产销总量各将超过50

13、0万辆,其中轿车产量可望到达260万辆以上。今后10多年期间也是我国汽车工业飞越开展的重要阶段,届时,我国将步入汽车工业强国行列!近年来,随着汽车排放控制法规及即节能或控制CO2要求的不断严格,对现生产的车用发动机采取一系列排放控制技术,力图排放量控制在最低限度的同时,开发研究出一些其他类型的发动机形成了现代的发动机,他们主要是转子发动机,燃气轮机等 柴油机排放的颗粒物中,有相当一局部来自馏分较重的机油的燃烧。 为了满足日益严格的柴油机(车)排放限值标准的要求,必须把来自机油的燃烧降至最低限度, 即在保证发动机正常运转的前提下,最大限度地减少机油的消耗。为了降低柴油机的机油消耗, 柴油机的的优

14、化设计和制造及缸套间的科学配置非常重要。 所以对于我国汽车业来说,还有很长的路要走,怎样才能创造出属于我们自己的世界名车,对于汽车来说,良好的进排气系统,对发动机的性能至关重要,所以在本文中我们着重讨论发动机进排气管设计的问题,以期为我国的汽车自主品牌的创造做出一定的奉献。第二章 设计方案及原理 1)取材容易,价格低廉,适宜大量生产,有良好的耐热强度、铸造性以及导热性和耐磨性。热膨胀小,变形小,能承受交变热应力。 2)目前高速、大功率、机车和增压柴油机气缸盖,多采用不锈钢材料,并添加Mo、Cr、Cu、Ni等合金元素,以增强材料耐高温强度和耐磨性。 3)铸铁的热强度较高,焊接性好。缺点是浇铸流动

15、性差,本钱较高,铸锻焊接进排气管,本钱高。 4)铝合金有良好的导热性和浇铸性,重量比钢和铁气缸盖轻一半。其缺点是热强度低,变形大,本钱稍贵,不适于制造进排气管。4105型柴油机的参数如下表所示: 4105型柴油机由柴油机的命名规那么: (1)4: 柴油机为四缸顺排; (2)105:柴油机的气缸直径D为105毫米; (3)冷却方式:水冷。图2-1进气管进气管:内径58外径75长度372图2-2排气管排气管:内径50外径60长度372下表中给出了进排气管的相关参数:柴油机型号 进气管参数 排气管参数总管直径 mm总管截 面积()缸径与总管直径之比总管直径mm总管截 面积()缸径与总管直径之比冷却水

16、套宽度(mm)165254902.6244522.7?175307062.5296602.59?S1954415201.93?4955221201.8340×5219941.78?61006028201.666028201.66?41106836201.66028201.83?61358650301.697544001.8?61406836202.065826402.42?41466836202.157645401.92?6160135143001.189063501.78?6160A10075801.694×13085001.85?6200Z?17801.76703840

17、2.86?6270170236001.59?第三章 进排气管设计的优化3.1 模拟计算工具 内燃机的优化是内燃机效率,废气和噪音排放以及内燃机操作行为优化的一个综合结果。在过去的几十年,计算机技术已被用来模拟在内燃机内发生的各种现象。这些技术保证了内燃机各种操作,设计以及制造公差等因素对内燃机性能的评定可以得到精确的结果。这些技术为传统的实验测试提供了一个非常有价值的参考。 发动机开发所使用的计算方法是发动机汽缸填充和排空法的计算过程,比方零维程序和有限差分法比方一维和多维流体力学方法。优化发动机使用的方法有:零维方法,汽车模拟和MOSES评价系统,这种方法是由格拉茨技术大学热力学和内燃机研究

18、所开发的方法;它是有一个一维程序,叫做发动机循环模拟程序;还有一个多维程序,称作CFD。 3.2 一维气体流动模拟:有限差分 气体流入和流出各缸脉时所发生的震动产生了重大的气体动态效果,因此这需要一个比零维模型更好的方法,比方填充和排空法。 将气体动力学模型用于对内燃机整个过程的研究已经有很多年的历史了。这些模型使用质量,动量和能量守恒方程来研究进排管气系统中的不稳定可压缩流体。在过去,特征方法用于处理气体动力学方程。有限差分法在解决进排气管的不稳定流动方程时比特征法更灵活有效。 发动机进排气管中的流体的流动是作为一维来处理的。这意味着从气体动力方程所得到的压力,温度,流速对于交叉管道都有一定

19、的价值!在发动机特定位置由于三维尺度的影响而造成的流动损失被认为是恰当的流动。质量,动量,能量守恒方程可以写成如下: 3-1 其中为气体密度,t为时间,U是气体速度,u是具体的气体内能,p是压力,A是流通领域,x是坐标,是摩擦系数,D是流通区域的当量直径,hc是对流换热系数,T是气体温度,Tw是壁面温度和c是比热容。 上述方程具有矢量形式 3-2 其中G和H是F的唯一功能。有几个有限差分方法可以解决这些方程。一步Lax - Wendroff方法解决这些方程是非常有效的。对于此方法,均衡器。 (2)可开展成一个对时间的泰勒级数与周围的网状J点中央的分歧近似空间衍生物(见图。 1): 3-3 其中

20、。这个方程是一阶是准确的,除非H很小。在稳定融合的过程中时间步长和网格尺寸必须符合CFL定律标准如下: 3-4 其中C是Courant数和a是理想气体音速。 发动机循环模拟代码在发动机的设计和分析阶段被广泛地用于对发动机性能的预测。该发动机循环模拟程序BOOST给内燃机及其缸体的进排气系统的优化的各种因素提供了非常好的模拟准那么。 发动机系统的组成有:汽缸,阀门,喷油器,管路口,固定容积稳压器或可变容积稳压器,空气冷却器,涡轮增压器,管道系统图。管道内控制容积的一维不稳定 (b)一维不稳定气体流动的一步拉克斯?温兆夫方法。图3-3-1一维管路模型边界,止回阀,消声器,催化剂等,这些要素都可以在

21、BOOST程序中进行模拟。它们中只有少数需要保持合理的网格尺寸。表1总结了各种必要的计算油门和管路的计算公式。 从表1可以看出,我们使用能量守恒定律来研究流过油门的流动在忽略管路口速度的前提下我们可以使用等熵流动能量方程来计算!计算油门的排放系数,需要考虑二次流动,边界层别离,摩擦力等因素的影响。 BOOST软件可以建立三管路交叉口德模型。建立这种模型的时候该软件可以对表1所示的六种交叉口流动建立模型。对于各种具有这种特征的流动,BOOST数据库中可以提供其流动系数。这些流动系数是通过对不同的管道直径和转角进行测试后得到的。在这些测试中管路口网格的质量流量都是不同的。表一列出了管路口的质量和能

22、量守恒方程。3.4 缸体过程的计算:燃烧模型 建立燃烧模型时我们用到了表2列出的热力学第一定律和质量守恒定律。在计算缸体中的任意步长的燃烧状况时我们用到了气体的比容,所包含的能量及其焓。此时我们不但要考虑其质量还要考虑空气与燃料的混合比例。我们通过实际气体的组成来计算气体的性质。我们通过化学平衡来计算这些混合气体的组分,以及在高温缸体中气体的裂解。通过这种方法计算燃料气体的性质时气体的性质主要是取决于气体的压力,温度及进气速率。 在计算通过阀门的质量流量时必须考虑流过阀门通道的热量。我们使用Zaph 方程计算热量的传递。热量通过活塞传到缸体顶部再到缸体内部的热量通过固体逼得传导可以用如下公式计

23、算:3-5 其中Ai和TWi分别表示相应的外表积和外表温度,HT为传热系数。T为缸体温度,其中传热系数有发动机的压力,温度和直径决定,我们可以通过使用Woschni,奥昂贝格等方程来计算。 这里使用的模型我们假设,在汽缸内的混合气体是完美的。基于此假设,理想气体的状态方程可以写为如下式: (3-6) 其中R是气体常数。 对于不充分燃烧,x代表燃烧百分比,我们可以通过燃烧初始,燃烧时间,曲轴直径又叫做几何尺寸来计算燃烧的充分情况,如下式。 3-7 其中A0为燃烧的持续时间。 通过使用均衡器。 (5) - (7)和表2中列出的其他热力学方程,我们可以的到一组常微分方程,我们可以计算关于曲轴的的一系

24、列参数:pC, TC, mC, x, V, QF, QW, W。具体如何得到这些微分方程参见文献17,22-24。这些微分方程的求解可以使用Runge - Kutta方法。 表二 缸体内的计算过程热力学第一定律质量守恒方程阀门质量流量3.5 三维流动模拟3.5.1 数学框架 在CFD分析的根底上我们用一系列的非线性微分方程来描述质量,动量以及能量微分方程。用这种分析方法我们们可以计算不稳定流动以及湍流和他们一些常规流动,总体均值以及一些有价值的问题。我们通过用一个平均值()和一个变量()来代替这个瞬时值18 3-8通过替换动量方程中的瞬变量以及连续的热能方程中的平均变动量我们得到一组笛卡尔坐标

25、下的方程18。 质量守恒: j1,2,33-9动量守恒: 3-10 在这个方程中,uj卜是直角坐标中沿xj方向的分量,p是压力,是密度,g是重力加速度,tij应力张量,来自于方程中的波动量。我们忽略了密度及薄层内以及反向流动的湍流。 (3-11) 公约: 能量守恒定律: (3-12) (3-13) 其中H是总焓, CP是常压下的比热容和T是温度。 此外,湍流在一个非常广泛的时间和空间范围内变化都是很大的。只有合理得时间和空间离散我们才能得到这个方程的合理数值解。目前,在实际应用方面我们还没有一个非常好的算出这个方程的直接数值解的方法,即使用超级计算机也不可以。 在描述控制方程中流动的变量均值时

26、这个问题得到了解决。但是在随后的平均过程中会出现一些未知的波动因素。在描述这些的和未知的因素时我们用到了湍流模型。进行描述时我们用到了代数方法或差分方程,这主要是根据湍流的复杂程度来选择。据目前最流行的K - 湍流模型,我们必须在上述方程中参加两个差分方程才能对其进行描述。在最大雷诺压力实验中,该系统由7个差分方程来描述。3.5.2 数值求解过程 上述系统的所有方程,都是由一般的非正交坐标系得到的。其中个别偏微分方程中的个别局部被有限控制容积内的代数近似值所代替,进行该替代计算时我们定义的是覆盖在流动区域上的网络图。这种我们所熟知的离散过程会产生一些由诸如速度,压力等因素决定的非线性方程。典型

27、的用CFD解决实际问题的过程包括如下步骤: 1.增加时间步长。 2.动量方程的装配系数和动量方程的求解。 3.装配系数和压力校正方程求解,以确保质量流量在单元格内是守恒的(连续性方程)。我们通过SIMPLE方法来解耦合的动力和压力校正方程。 4.校正速度,压力和密度。 5. 湍流模型的方程的装配系数的选定。6.计算熵程的系数从而解除出熵程同时改变温度和压力。7.检查是否收敛,如果不,重复步骤2-7,否那么启动下一步骤,重复步骤1-7。3.6 引擎计算,一维发动机模型 发动机进排气系统的对发动机性能的影响至少可以通过一维发动机模型来研究。我们利用发动机循环的BOOST代码来建立这个发动机模型。然

28、后,这个模型可以通过在发动机缸体及废气涡轮机的不同地点不同时间的压力的实验比照来进行验证。在数值及几何的简化和假设下,这样的一个发动机计算模型有很大的不确定性!我们用敏感度分析来研究这些不确定因素对发动机性能的影响。 从而我们得到了一个与实验结果很吻合的结果。通过这个验证,我们得到了对涡轮增压系统有影响的参数。 现在我们所研究的发动机模型主要是V16型混合动力以及1500转的天然气发动机,他们的技术数据可以在表3中找到。因为每个缸体都有一个涡轮增压器,而在模型中我们只考虑了其中一个缸体的涡轮增压器(图4)。这个模型中有八个缸体,一个涡轮增压器,一个混合冷却器,四个管子的端口(其中两个端口是开的

29、,两个是关的),56根管子,16个连接阀,19个油门,一个喷油嘴,三个压力测量点,这三个压力测量点一个在缸体内,一个在排气管末,还有一个在废气涡轮机前。 以下的介绍和比拟,是由使用的发动机效率,体积效率,集气效率,剩余气体组分,平均有效压力和气体交换的平均有效压力来进行的,他们的定义列于表4。3.7 比拟测量和计算 测量是在一个高效的现代化标准执行的。这里在发动机机上仍然有上面所提到的三个真正的测点。他们是:一个在缸体上,一个在排气管的尾部,还有一个在废气涡轮机的尾部。在这些测点我们可以得到压力时程。另外还可以得到还可以得到发动机总体特征,涡轮增压器的数据,冷却系统以及冷却系统的温度,还有废气

30、的排放等物理量。通过这些测量和比照我们得到这些量的计算值。 我们用压力传感器来测量这三个点的压力。在缸体内的的压力传感器显示为0.004bar,排气管的压力显示为0.0002bar。这些压力传感器得出了发动机的压力时程。这里同样有很多测得的发动机压力,其中的一些我们列在了表5中。这些温度测量的精确度大概为1K. 在第5节中描述的缸体1的过程使用的是零维模型。我们通过给出的曲轴转角处的各点的能量释放比例来计算燃烧。为了得到能量的释放比例,我们需要用到缸体1中的压力时程,以及用MOSOS来分析得到其他必要的数据。 表5给出了对测量的计算比照结果。要特别注意振幅,频率和谐波的协调。这些结果都符合这里

31、的用高精度的计算方法以及发动机模型所算出的结果。据发动机模型图2,有赖于发动机曲轴转角三个点的压力测量值经计算得出事非常精确的。因为发动机模型通过对实验结果得比照被证实是正确的,所以我们认为用他来分析各种因素对发动机性能的影响以及设计新的发动机是可靠的。3.8 进排气管对发动机性能的影响 在下面,我们研究了V12,V16,V20发动机上的进排气系统的性能。特别是,考察了排气管的直径,进排气管的长度,以及管道接口的几何尺寸对发动机的影响。其中,后者是利用一维和三维模拟来进行研究的。下面是这些研究的结果。3.8.1 进气管长度对发动机性能的影响的影响 我们利用BOOIT软件来研究进气管长度对发动机

32、性能的影响。在这个研究中除了进气管的长度是变化的外所有的发动机参数都是不变的。研究结果显示发动机的效率随进气管长的增加只有轻微的提高(3)。效率略微提高的原因是气体交换的平均有效压力的提高。3.8.2 排气管直径对发动机性能的影响 对于此类内燃机系列,恒压涡轮增压器被选作启动系统。为了得到一个近似的理想的恒压涡轮增压器,我们对排气管的直径进行了优化。 图8-2-1曲轴转角对发动机性能的影响 上图是V16型发动机模型的排气管末端的压力和缸体一中废气涡轮前的压力的计算和测量值的比照。 为了弄清排气管直径对发动机性能的影响,我们在缸体上开了近似70-116%的各种不同的孔。热效率,平均有效压力,气体

33、交换过程的平均有效压力,V20型发动机缸体内的压力以及排气管内的压力都被列在图4中。通过图表我们看出热效率和平均有效压力随管子直径的增加而增加。因为一般的发动机的直径有差不多132毫米的直径,是缸体上的开口的0.7倍,我们使管子的直径等于缸体上的开口,可以大概使发动机的效率提高0.7%。如果管子的直径大于或等于缸体上的开口,那么其根本上不能提高发动机的效率反而会增加发动机的体积。因此,对于V20型发动机1.0的比例是最有价值的。 图 8-2-2管子直径与开口比例对柴油机性能的影响 事实上,排气管的直径与缸体上开口的比例取决于与排气总量及发动机载荷有关的发动机的缸体的数量。如果在同一点,V12型

34、发动机的最小热效率为0.9的话,V20型发动机的效率会比V20型发动机的效率高一些。 图8-2-3管子直径与开口比例对柴油机性能的影响 图8-2-2b给出了缸体中排气管不同排气过程的压力时程。从图中我们可以看出,随着排气管直径的增加压力也随着增加,因此,活塞只需做更少的功就可以把废弃排出缸体外,从而提高了发动机效率。3.8.3 排气管长度对发动机性能的影响 影响发动机性能的另一个参数是汽缸盖部到排气管末端的排气管的长度。为了得到这个参数对发动机性能的影响,我们研究了V20型发动机的这个参数。结果说明发动机的效率随着管子长度的增加而提高。(见图8-3-1) 排气管的长度的增加导致缸体中气波流动时

35、间的增加以及缸体间相互作用时间的减少。这意味着基于平均有效压力和发动机效率的总体效能的提高。例如,如果我们 使排气管的长度从62毫米增加到1.5米,就可以使发动机的效率提高0.38%。如果再使排气管的长度高与1.5米,我们就能得到更高的效率。 排气管长度增加会使发动机的尺寸变大,这是非常不利的,所以复杂的尺寸是发动机性能及尺寸的紧凑之间必须权衡的一个因素。同时,发动机的另一个设计标准是发动机的保养。 图 8-3-1管长对发动机效率的影响3.8.4 连结阀几何尺寸对发动机性能的影响:一维模拟 连接阀是两个或两个以上的管子系统的连结。排气系统中的连接阀的几何尺寸会影响管内的流动特性及废气涡轮机的效

36、率。 图8-4-1排气管长对发动机性能和平均有效压力的影响 排气管长度对发动机性能的影响我们已经在上一节中讨论过了,结果是明显的随着排气管长度的增加,发动机的效率将提高。同时我们也选用300毫米长度的排气管长度来进行研究。这个长度既可以得到一个良好的发动机性能又能得到一个紧凑的发动机尺寸。这个长度增加提高了发动机的效率大约0.08%左右(见图8-4-1),并且使得排气管可以呈分散状排列。 我们可以根据考察排气管中4bar范围内的压力,以及950K左右的温度,来估计排气系统中的最小雷诺数在1000000范围内,在这个雷诺数范围内的气体流动,所允许的最小延展角是6°?8°. 图

37、8-2-5给出了300毫米排气管散布的延展角对发动机效率的影响。如果延展角为 8°那么发动机的效率会增加0.07%。如果排气管长从62毫米增加到300,那么发动机的效率可以提高0.08%。如果同时排气管的延展角增加8°那么发动机的效率可以提高0.15%。3.8.5 管连接阀几何尺寸对发动机性能的影响:三维模拟 通过对发动机排气系统的精确分析,我们可以很恰当地定义从废气涡轮到排气管的熵效率。它是由迈尔等人得出的用来描述关于废气进入废气涡轮并排出缸体的气体传递效率以及管路的效率15。据此我们可以得出通过优化管连接阀的几何尺寸来提高传输效率。 另外,我们通过一维及三维的计算方法我

38、们来分析排气管连接阀对发动机性能的影响,这也是对发动机性能优化的另一个主要工作。我们通过三维模拟来计算管连接阀几何尺寸的优化。图8-5-1管连接阀对发动机性能的影响(1) 管连接阀的几何尺寸 在连接管下的排气管的分支角度是发动机管路连接阀的一个重要参数。因为管路连接口处的流动,特别是分支处对流动的影响不能完全地用一维的方法来进行描述。不同的连接阀的几何尺寸我们往往是用CFD软件来进行分析。只有这样才能对管路连接口进行精确的模拟。 之前的一维模拟说明应该以300毫米的长度以分散的方式排放。与以前的一维仿真研究说明,该排气管要形一个有300毫米长度的扩散形式。我们用一维模拟的结果来设计各种排气管连

39、接阀的几何尺寸。在所有的模拟中,我们都用到了,管子的直径我们都用了190毫米。连接到缸体盖的管子的直径保持80.9mm。由于空间的限制,我们只讨论其中的两个。主要的特征我们把表示在图8-2-6中。 ?对于根本几种几何尺寸的几何尺寸,排气管从缸体盖到排气管之间管道的直径是恒定的,而管路分叉出的角度为90°的T型管。J1型排气管的长度为300毫米。 ?对于J2型连接管,排气管按一定的分散角连接到缸体盖。排气管分支到主排气管轴线的分散角为50°.缸体中蒸汽管路的长度是300毫米。 图8-5-2 两种连接阀结构(2) 三维模拟的计算机模型和结果 我们这节中主要是研究如何得到有赖于整

40、个排气系统能量损失的较高的排气管的较高效率和较高的气体传输效率。因为只有较高的传输效率才能得到一个较低的能量损失,我们用管路连接口的总熵损失来评估依CFD软件分析后所得到的结果。这里,我们用通过优化排气管的几何尺寸来减少排气系统的总熵损失。我们通过如下方法来计算总熵损失。HS.代表等熵过程熵的变化量,我们可以用如下方式来定义废气的状态及压力范围:该式中mEXH表示废气的流动速率,hEXH表示废气的熵,hEXH,s表示示缸体中的等熵膨胀后废气的熵,pEXH和TEXH分别是废气的压力和温度,pA表示缸体内的压力,sEXH是缸体中熵的具体的熵的值。图8-5-3管连接阀处的燃气分布 如果考虑动能的存在

41、的话,EK表示等熵过程熵的变化量,HS;tot,表示此过程的废气的熵的变化量,我们可以将此过程的动能及熵方程列如下:其中,vEXH废气的速率。 我们定义熵损失HLOSS为进入及离开管连接阀的废气在等熵过程中的熵的变化量:这个方程说明某个区域的熵是被整个流动区域的熵所包含的,同时他们也是整个发动机循环的总熵的一局部! 结果显示J2型排气系统的熵损失为7.6%低于J1型排气系统的熵损失。换句话说就是J2型排气系统是排气系统的气体传输效率提高了7.6%。我们用了一些近似值来估算这种影响对发动机效率提高的影响。(3)用BOOST软件来研究以下的一系列流动参数 为了用一维BOOST软件评估J12型连接阀

42、对发动机效率的影响,我们必须得到J12型连接管的流动系数,因为我们所给出的BOOST软件中所包含的流动系数不包括管路连接阀的流动系数。表中所列的流动系数表示了交叉区域的流动管子分支的角度,以及每个分支管中的质量流量。 我们有6个不同的管连接阀来连接三根管子。他们中有三个是分流的有三个是合流的。另外,我们所给出的目录中包括各种类型流动的流动参数。由于篇幅有限,管连接阀中的流动我们就不做深入讨论了。 在图8-5-4中我们给出了J2型连接阀的三维几何模型,为了得到连接管内的稳定流动状态,我们对这种模型进行了修改,即忽略了这类连接阀内的湍流影响,特别是复杂流动出现的时候我们越应该忽略湍流的影响。我们是

43、通过延长连接阀分支管的长度来进行这种修改的。在进行3维流动状态计算真实的发动机内的废气质量流量时我们必须考虑诸如质量流量或温度等必要的边界条件。其中的后者,我们已经在之前研究过了。我们用三维分析的结果来计算J2型连接阀内的各种类型的流动。例如,如图8-5-3所示,分流的流动系数主要是与质量流量有关。 当我们用BOOST软件对J12型连接阀对发动机效率的影响进行分析的时候我们用到了流动系数。在BOOST软件中对这些系数的模拟结果说明,J2型连接阀可以使发动机的效率提高0.3%左右,比我们用熵的总的变化量分析方法所预测的0.35%稍微低了一点。我们可以用如下的理由来解释造成这两种方法所预测结果之间

44、的轻微差距的原因:首先,一维模拟不能非常确切地描述很复杂的三维流动。其次,我们估算时所用的流动系数是在稳定的状态下的假设值,而真实的发动机环境中,状态却是变化的。 我们可以通过结合对发动机的一维及三维分析方法来解决这个矛盾。这个结合就是,用三维模拟来分析整个发动机排气系统,然后用一维模拟来分析其余的发动机局部。西瓦拉曾就做过这样的关于发动机进排气管系统的一维及三维模拟分析方法的结合的操作。3.9 阀门对发动机性能的影响 在这一节我们研究阀门的配气相位,阀门升程,以及阀门直径对发动机性能的影响。除了气缸的数量外,发动机的模型和图二中给出的发动机模型是一样的。下面我们给出这些研究的结果。3.9.1

45、 配气相位对发动机性能的影响 阀门的配气相位对发动机的运行过程特别是气体的交换过程有很大的影响,因此配气相位对发动机的进气有直接的影响。在气体排放的最后阶段,进排气阀都是开着的,这样的话就会出现一系列的流动影响,比方说当排气管中的压力大于进气管中的压力时会导致废气流入进气管中。这个回流使发动机的容积效率降低了。换句话说,这会稀释进气的浓度,从而降低燃料燃烧所能到达的最高温度,同时氮氧化物的排放也会减少的28。当进气压力大于排气压力时,在进气过程中会出现一种循环流,它是天然气与发动机中空气混合的结果。这个混合气体最终会带出一局部能量,这局部能量并没在发动机中气体燃烧的时候被利用。这会导致发动机效

46、率的降低甚至使发动机的性能受到影响,因为燃料的效率并没有转变为发动机的机械能。 对于涡轮增压发动机,排气阀开启时间扮演了重要角色。如果排气阀翻开太早,会导致燃烧膨胀后期许多有用的功损失掉。然而,如果排气阀开得太晚,将会导致排气末尾时缸体中的压力过大,这将导致活塞由于废气的阻碍而不能及时地将废气排出,造成推动共得增加。排气阀开关时间的选择是非常重要的。如果排气阀开得过早,会导致过多的废气留在缸体中导致容积效率的降低,同时造成发动做功能力的损失。如果排气阀开得过晚,过多的废气就会流入进气管中29。 图9-1-1a显示了V12型发动机进排气管及缸体中的压力时程。图10b给出了流过阀门的质量流量。从这

47、两个图中我们可以得出如下结论:在进气管的进气初始及进气末尾过大的废气压力会导致进气管中的气体回流。上面我们已经提到过,废气压力过大会导致发动机功的损失。特别是,在进气过程中的回流会是相当危险的,因为此时废气的温度是相当高的。 图9-1-1给出了几种最根本的阀门升程。我们进行了一系列的参数研究以得到配气相位对发动机性能的影响。做这些参数研究时我们保持气门升程保持不变,但是在每个方向上都做10°的转变,也就是我们保持涡轮轮廓及涡轮长度保持不变。 图9-1-1进排气阀对发动机性能的影响 进行此参数研究时,我们保持供应发动机以及废气涡轮的能量恒定不变。在进行配气相位的研究时这些假设是必须的。

48、在优化阀门配气相位时,如果我们让发动机的集气效率到达100%并且没有通过阀门的回流我们就可以得到最高的发动机效率。 图9-1-2配气相位对发动机性能的影响 对于这里的讨论,用到了以下的简称: EVO / EVC:排气阀门开启/关闭 IVO / IVC:进气阀门开启/关闭 在图9-1-2中给出了发动机容积效率,局部废气,发动机机效率以及集气效率。图9-1-2显示容积效率随着进排气阀的晚开而提高。如果进气阀晚开高于353dCA,那么容积效率将会降低。只有到达下面给出的这个比例时我们才能得到最高的容积效率:EVO 149 dCA and IVO 353 dCA。根据这个配气相位排气管中只会出现相当小

49、的回流。 剩余气体比例:图9-1-2b说明剩余气体比率主要取决于EVO。如果我们有较早的早的EVO,剩余气体比率将升高。进气管的配气相位对剩余气体比率只是次要因素。因为剩余气体比率在一个非常广的范围内变动,所以废气会在缸体内出现一个非线性的内部循环。这个结果对将来我们研究发动机的废气排放有非常重要的意义。 发动机效率:图9-1-2说明,当配气相位为EVO 129 dCA and IVO 313 dCA时,发动机效率将最大。用这个配气相位时发动机的效率将比通常的配气相位高0.84%。如果我们把这个发动机效率作为一个标准,这个配气相位是最正确的。 集气效率:如图11所示,如果使用较早的IVO较晚的

50、EVO,集气效率将低于100%,因为阀门重合的时间变得长了。我们已经说过我们的目标是使集气效率到达100%。 流过阀门的质量流量:为了确保通过阀门没有回流,我们研究了各种配气相位下的流过阀门的质量流量。这个研究也要求我们必须结合可能出现的回流研究配气相位。图9-1-3给出了刚开始进气时所能到达最大发动机效率下的配气相位下所出现的回流。所以,为了对发动机进行优化,我们忽略这个配气相位。 图9-1-3配气相位对发动机性能的影响 研究显示,所有的配气相位都会产生流入进气管的回流,所以我们使用别的方法来优化阀门配气相位。前面我们已经提到过,我们这里的研究时基于阀门升程不变的条件下进行的。为了更好地优化

51、阀门配气相位,我们使用不同的阀门升程和凸轮轮廓以及凸轮长度下的配气相位来设计一个能够得到更高发动机效率的配气相位。这时在进气管内几乎没有废气而且没有回流。这只是我们进行的一个附带的研究。进行优化的时候我们选的排气管的直径为132毫米,在9.2中我们给出了经优化配气相位后流过阀门的质量流量。我们发现在这个配气相位下没有出现回流。比照三种配气相位下的发动机性能,我们将配气相位列在了表3中。从比照的结果中我们发现,经过优化的配气相位及排气管直径使发动机的效率提高了0.85%。3.9.2 气门升程对发动机性能的影响 在内燃机中最重要的流动阀门就是进排气阀。进气阀,对进入缸体的气体有很大的限制作用。为了减少这个限制,我们必须增加进气阀的直径。同样,在考虑到内燃机空间的前提下我们应该使排气阀尽可能地大。大的阀门可以使流量增大并且减少气体流出的时间。这样就可以允许排气阀晚一点开并且减少能量的损失。 有三种减少阀门对流动限制的方法:第一,在空间较大的条件下设计一个大的阀门并且允许其有一个较大的阀门升程。第二,增加阀门的直径。第三,通过合理地设计缸体上的接口与管子直径的比例来提高阀门的流动系数。为了研究阀门升程对发动机性能的影响,我们用了三个不同的阀门升程(见图9-2-