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发动机废气涡轮增压

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发动机废气涡轮增压发动机废气涡轮增压 太原理工大学 硕士学位论文 发动机废气涡轮增压 姓名:王应红 申请学位级别:硕士 专业:动力机械及工程 指导教师:郑国璋 20040401 一 太原理工大学硕士研究生学位论文 发动机废气涡轮增压 摘要 本文主要研究发动机的废气涡轮增压及增压系统。 根据国内、外的有关文献,阐述了在发动机为了提高功 率、扭矩以及适应高原空气稀薄环境进行增压的必要性和可 能性。 介绍了废气涡轮增压系统中各组成部件的作用及工作 原理;介绍了增压器的结构和工作原理;发动机进行废气涡 轮增压时对进...
发动机废气涡轮增压
发动机废气涡轮增压 太原理工大学 硕士学位论文 发动机废气涡轮增压 姓名:王应红 申请学位级别:硕士 专业:动力机械及工程 指导教师:郑国璋 20040401 一 太原理工大学硕士研究生学位论文 发动机废气涡轮增压 摘要 本文主要研究发动机的废气涡轮增压及增压系统。 根据国内、外的有关文献,阐述了在发动机为了提高功 率、扭矩以及适应高原空气稀薄环境进行增压的必要性和可 能性。 介绍了废气涡轮增压系统中各组成部件的作用及工作 原理;介绍了增压器的结构和工作原理;发动机进行废气涡 轮增压时对进排气系统要求以及增压器在发动机上的安装 方法。 通过具体的试验数据和曲线详细介绍了废气涡轮增压 的增压器和发动机的匹配过程;详细介绍了以知发动机选配 增压器的计算方法、选配过程和发动机增压时进排气系统的 改进设计及增压器的改进设计。 提出了目前汽油机增压的难点、可能遇到的问题和针对 这些问题应采取的措施。 关键词:废气涡轮增压,发动机,增压器,工作原理,进排 气系统 I ―――――――――――苎生塑坚:兰!兰堡圭翌壅兰堂焦笙塞 STUDY ON TURBOCHARGER OF ENGINE ABSTRACT l nls studieson the paper exhaust-gas of turbocharger and the engine turbochargersystem( to the domestic A。cording and foreignreferences(this on pape。expatiates and improving the power,torquenecessitv and of possibility realizing mader the turbocharger altiplano environment where the airis thin( very The action and of operating principle comDonents in the a8?mbly turbocharger system,thestructure of turbocharger,the to requirementexhaust air when system and mat。hlng the turbochargermethod the turbochargeradiust on tne are all engine introducedin this paper_ the detailed Through test dataand graphicchart,this the pap盯gaves between matchingprocess the turbocha理er of the exhaust。gas and the turbocharger addition engine(In to(the oomputational when method,choosing&matchingprocess choosmg from the turbocharger given andthe engine improved of deslgn and exhaust‘gas system are turbocharger given( 1 his also paper forward to puts the current dmiculC TTT 太原理工大学硕士研究生学位论文 to of matchingturbochargerengine gasoline,problems andtheeffective measures these possible appearing resolving questions( Keyword:exhaust―gasturbocharger,engine, operating principle,handling&exhaustgassystem ( IV 太原理工大学硕士研究生学位论文 第一章发动机增压概论 1(发动机增压的目的和作用 现代各种动力装置对动力性能的要求越来越高,因此就要求发动 机不断提高其强化程度。发动机强化程度的主要动力指标是升功 率?。,可用下式表示: 1-1 札 孚 式中 只一平均有效压力 f一发动机冲程系数 n一发动机标定转速,r,min 在一定的冲程系数f时,升功率可有两种方式提高,提高平均有 效压力只或提高标定转速n。提高转速n的幅度不大,因受到燃烧恶 化,容积效率和机械效率的急剧降低、使用可靠性降低、工作寿命减 短以及发动机振动和噪声加大等原因的限制。”1一般中型高速柴油机 的转速不超过3000r,min,相应的活塞平均速度C。为12,13m,s;汽油 机的转速一般也不超过6000r,min。提高升功率的第二个途径是提高 平均有效压力只。所幸的是,提高只时发动机机械负荷及热负荷不成 比例增加,因此允许只作大幅度提高,甚至可成倍增长。 ? 1―2 只 二争叩,巩仉P,Pa 太原理工大学硕士研究生学位论文 式中 日。一燃料低热值 口一过量空气系数 上0一燃烧lkg燃料所需理论空气量 矾一发动机指示效率 ?一发动机机械效率 玑一发动机的充气效率 岛一气缸中的充气密度 式中,日。及上。是常数,而对于非增压四冲程柴油机吼 O(43, 0(50;仉 O(78,0(85;玑 0(80,0(90。三个效率的提高是有限的, 于是非增压柴油机的强化主要是靠减小口来实现的,但是过分减小a 会导致发动机热应力提高,燃烧过程恶化,冷却系带走的热量增加, 还会使发动机的指示效率下降。 所谓增压,就是借助于装在发动机上的专用增压装置,预先压缩 进入气缸的空气,以提高进入气缸中的充气密度。。1增压的作用是, 在气缸容积一定的情况下,充气密度越大,新鲜空气的绝对量越大, 就可以喷入较多的燃料进行燃烧,发动机就能发出更大的功率。增压 后发动机功率的增长程度常以增压度表示, ^:丝:旦:鱼 1―3 也。 只。P。 式中 n一增压后的充气密度 风一增压前的充气密度 由公式可以看出,增压度的大小取决于充气密度的提高程度,而 见2意,故充气密度的提高,除了提高进气压力以外,还可以降低 2 太原理工大学硕士研究生学位论文 进气温度。于是为了增强增压效果,特别是在高增压情况下需要采用 进气冷却措施,中冷除了可以提高充气密度以外还可以相应降低排气 温度,并对降低发动机热负荷也是有利的。关于增压程度的划分目前 尚无统一的规定,但通常以增压压力划分。一般划分的范围为: 低增压只 O(18MPa 只 O(8,1(OMPa (( 中增压只 0(18,O(25MPa 只 0(9,1(5MPa 高增压只 0(25,O(35MPa , 1(4,2(2MPa 超高增压只 0(35MPa 只 2(OMPa 2(发动机增压方式 发动机增压按其增压方式可分为四类: ?不用专门增压装置的增压,包括惯性增压、动力增压、谐波增压等; ?机械增压,即利用机械传动的增压器进行增压; ?发动机废气能量驱动增压器,分废气涡轮增压和气波增压两种; ?复合增压,同时采用两种形式的增压。 机械增压:早期较多采用离心式压气机,近来发展了各种转子式、 叶片式增压器。只一般不超过0(17MPa,否则压气机消耗功率过大, 使整机的机械效率下降,导致燃油消耗率,增加过多。由于机械增压 时,排气背压远远低于涡轮增压,所以机械增压发动机的加速性优于 涡轮增压,且发动机的泵气损失小。在增压器发展史上,早期多采用 机械增压,后来被新发展起来的涡轮增压取代,近来因为汽油机的转 速范围越来越宽,涡轮增压器与其匹配存在一定的困难,再加上小轿 车对加速性的要求也越来越高,涡轮增压器已难于胜任,于是又重新 启用机械增压。而且目前小汽油机转速高达4000,6000min,新发展的 3 太原理工大学硕士研究生学位论文 机械增压器转速也只有10000r,min左右,只需传动比为2左右的皮 带传动即可,同时小发动机的增压度不高,P?O,17MPa,这正是机 械增压器的适用范围。 涡轮增压:利用发动机排出的废气能量驱动涡轮,再由涡轮带动 离心式压气机的。 (优点在于: ?发动机重量和体积增加很少情况下,发动机不需作重大改变很 容易提高功率20,,50,。由于不象机械增压时压比受到限制,故近来 高增压的趋势越来越明显。高增压时功率提高甚至可大于100,。 ?由于废气能量的收回发动机经济性会明显的提高一般由于废 气能量的回收能提高经济性3,,4,,再加上相对地减少了机械损失及 散热损失,提高了发动机机械效率和热效率,使发动机涡轮增压后油 耗率降低5,,10,。 ?涡轮增压发动机对海拔高度的变化有较高的适应力,在高原地 区工作时比不增压发动机功率下降要少的多,故涡轮增压除了用来提 高发动机功率,外还可用作高原发动机恢复功率。 ?涡轮增压后排气噪声相对减少,排气烟度及排气中有害成分也 减少,故对减少污染是有利的。 缺点在于: ?迄今为止涡轮增压发动机的加速性以接近不增压或机械增压 发动机,但仍有差异。 ?与机械增压相比,涡轮增压时热负荷问题较严重。 ?对大气温度及排气背压比较敏感,故经常在高背压下工作的发 动机不宜采用涡轮增压。 4 太原理工大学硕士研究生学位论文 3(发动机增压的发展状况 1 增压技术的发展状况 目前普遍使用的增压器转速范围为60000,120000r,min左右, 最高的转速如三菱重工生产的TD-02涡轮增压器转速以达 260000r,min,最高压比可达3,3(5,个别的如法国小型涡轮公司生产 的TCSl4型增压器压比接近5,它用于低压缩比的超高增压发动机。 在成批量生产的涡轮增压器中,已公开发表的最小叶轮直径为34mm 最小的质量仅为2kg,它可用于排量为150mL的7(4Kw小型发动机的 增压,叶轮140mm以下的增压器,压气机最高效率可达玑 0(78,O(80 增压器总效率可达珂, 0(55,0(60。增压发动机在高速四冲程柴油机 领域内平均有效压力最高可达只 3(14MPa,最低油耗率在绝热发动 机上可达1639, kW(h ,在车用发动机上实际大到的较好水平是 e 1(37,1(76MPa,g。 197,2lOg, kW(^ 。”。 2 涡轮增压的发展方向 涡轮增压器目前正在向两个方向发展:一是小功率及汽油机方向 发展:另一是向高增压和超高增压方向发展。 在早期,涡轮增压器首先在大功率发动机上得到应用。由于涡轮 增压器属于叶片机械,随着叶轮直径的减小,叶片的机械效率是下降 的,随着空气动力学的深入,解决了在小叶轮下仍能保持较高效率, 才有了向小功率发动机和汽油机发动机发展的可能性。 5 太原理工大学硕士研究生学位论文 第二章废气涡轮增压的原理 涡轮增压器根据废气在涡轮机不同的流通方向,可分为径流式涡 轮与轴流式涡轮两大类。大中型柴油机多采用轴流式涡轮增压器,而 对于车用内燃机则用径流式涡轮增压器。 图2―1 为径流式涡轮增压器的结构图,它是由离心式压气机 和径流式涡轮机这两个主要部分,以及支承装置、密封装置、冷却系 统、润滑系统所组成„。 奎 图2-1 径流涡轮增压器结构图 Structural ofradialflow Fig(2-1 diagram turbocharger 6 太原理工大学硕士研究生学位论文 1(离心式压气机的工作原理 1 空气在压气机中的流动 离心式压气机主要由进气道1、工作轮2、扩压器3和出气涡轮 壳4组成。 如图2―2 空气沿收敛的轴向进气道流入时,气流略有加 速„。 ( of Fig(2-2Simplifieddiagramcentrifugal compressor i一进气道2一工作轮3一扩压器4一出气涡轮 万 国。 图2-3空气在工作轮中流动的速度三角形 inthe ofair wheel Fig(2―3Velocitytriangle running 太原理工大学硕士研究生学位论文 图2-4扩压器原理图 of Schematic diffuser Fig(2―4 diagram 1一工作轮2一无叶扩压器3一叶片扩压器4一蜗壳 在工作轮入口处,气流的绝对速度是c(,由于工作轮绕轴旋转, 所以气流将沿相对速度wt的方向流入工作轮叶片所形成的流道。为了 减少流动损失,需要将叶片前沿部分顺空气流入的方向弯曲成某一 角度,使与气流人口角届基本一致。当空气进入工作轮上叶片组成的 流道后,受离心力压缩被甩向工作轮外缘,空气从回转的工作轮上获 得了能量,使压力、温度、特别是气流速度均有较大增长。 在工作轮出口处气流的方向由出口速度三角形决定 如图2-3 , 该方向也就是空气流入扩压器时的入口方向C,。扩压器为截面逐渐增 大的流道,空气流经扩压器时,它所具有的动能,大部分在这里转变 为压力能,气流的速度降低,而压力温度升高。 扩压器通常由无叶扩压器与叶片扩压器组成 如图2―4 。无叶扩 压器实际上是两侧壁形成的环形空间,高速气流在此环形空间中沿对 数螺线运动,气流速度与圆周切线之间的夹角总是不变。它的流动轨 迹较长,扩压比较缓慢。为此在无叶扩压器外侧设置叶片扩压器,这 时空气的流动轨迹是由叶片所限制的。叶片的存在迫使空气不能沿对 8 太原理工大学硕士研究生学位论文 数螺线自然运动,而使其沿着此角向增大的方向偏移,因而在相同的 直径下,可以获得较大的扩压比,减少了气流运动的轨迹长度和摩擦 损失,提高了扩压器效率。 蜗壳的作用为收集从扩压器流出的空气,并继续进行空气动能向 压力能转变的过程,并将这部分空气输向柴油机进气管。总之,空气 流经压气机的这些流道时,完成一系列功能转换,将涡轮机传给压气 机工作轮的大部分机械功能转变为空气的压力能„。 2 压气机的绝热效率 压气机的绝热效率是衡量压气机性能的基本指标。 实际压气机工作过程完善的程度,经常是以它与理想压气机相比 较来平定。即压缩到同一压力时,在理想压气机中压缩空气的绝热压 缩功与在实际压气机中消耗的实际功之比。 ?,, ,,等 绝热效率叩。。说明了在消耗于转动压气机的机械功中有多少是 有用部分,表明压气机流通部分的完善程度。目前涡轮增压器上应用 的离心式压气机绝热效率为刁。一。 O(60,0(80 3 压气机的特性曲线 压气机的特性曲线是指在不同转速下,压气机的压力比及效率与 空气流量的关系由于压气机在实际运行中,工况经常变化,为了了解 压气机在全部工作范围内气流参数之间的关系,在各种工况下压 气机运行的完善程度,以及为了获得增压器与发动机之间在全部工作 9 太原理工大学硕士研究生学位论文 范围内良好的匹配关系,研究压气机特性具有重要的意义。 ’2l,l b 气 ,、 _ 气 m(k ks,s 图2-5 离心式压气机的特性曲线 PerformanceCHIveof Fig(2-5 centrifugalcompressor 从 图2―5 的特性曲线可以看出,当空气沿压气机的等转速线 从大流量向小流量变化时,压气机的压比与效率最初有所提高,随着 流量减少到某值,压比与效率达到最高,在这以后,流量继续减少, 压比与效率反而略有下降。可是当流量进一步减少到某一值后,压气 机工作开始不稳定,气流发生强烈地脉动,甚至引起整台压气机剧烈 振动并发出粗暴的喘息声,这种不稳定的工况称为喘振。将各种转速 下的喘振点连接在一起,就可确定喘振线,压气机只能在喘振线右边 的范围内工作。 】0 太原理工大学硕士研究生学位论文 从特性曲线的等效率曲线看,中间是高效率区。高效率区一般比 较靠近喘振边界线,沿高效率区向外,效率逐渐下降,特别在大流量 及低压比区,效率下降很多。当压气机工作轮转速升高时,流量与压 比均有所增加,但转速过高将受到材料机械应力及轴承可靠工作的限 制。最高转速只能在某个允许的范围内。由于车用内燃机的转速范围 很大,从而要求压气机高效率区的流量范围不宣过窄,为此在增压器 研制中常采用具有无叶扩压器的压气机或采用一种具有后弯式的工 作轮使之更符合气流在工作流道中的流动规律,以增大高效率的工作 范围。 图2-6径流式涡轮机简图 ofradialflowturbine Fig(2―6Simplified diagram 1一进气蜗壳2一喷嘴环3一工作轮4一出气道 2(径流式涡轮机的工作原理 1 燃气在涡轮机中的流动 径流式涡轮机主要由进气涡轮壳1、喷嘴环2、工作轮3及出气 道4 如图2―6 。进气涡壳的作用引导发动机的排气均匀地进入涡 11 太原理工大学硕士研究生学位论文 轮。根据增压系统的要求,蜗壳可以有一个、两个甚至更多的进气口。 由发动机进气管中排出的气体具有压力B、温度耳,并以速度经 进气涡壳流入喷嘴环。在喷嘴环上均匀地安装了具有一定角度的许多 叶片,这就使燃气经过叶片间的通道后更具有方向性,使气流更加均 匀且有秩序地进入涡轮机工作轮。同时,叶片间的通道面积是渐缩的, 使部分压力势能转变为气体的动能,即气体的压力降低到只,温度降 低到正,气体的流动速度增加到C( 如图2―7 。 图2-7涡轮机中气流参数的变化 Parameterofairintheturbine Fig(2―7 change 由于气流在工作轮中是向心流动的,所以工作轮叶片之间的通道 也是呈渐缩的形状,气体在通道中继续膨胀,在工作轮出口处压力下 降到昱,温度降低到正,此时气体的绝对速度下降到c:。工作轮或气 体的绝对速度c:远远小于C。,这说明燃气在喷嘴中膨胀获得的动能大 12 太原理工大学硕士研究生学位论文 部分传给了工作轮。燃气离开工作轮时还具有一定的速度C(即余速损 失。具有一定热能即压力能的燃气在喷嘴环通道中仅部分地得到加 速,转变为燃气的动能。而从喷嘴环中流出的具有一定动能及压力能 的燃气,在工作轮中将所具有能量的大部分转变为机械功。 2 涡轮机的特性 增压器的涡轮机是利用发动机排出的废气能量转换为机械功的 装置。 2-2 涡轮机效率珊 wT,Hr, 式中 孵――涡轮机轴上的有用功; ?,――1kg废气所具有的能量。 现在废气涡轮增压器的涡轮效率为7,, 0(65,0(85。 在涡轮机作变工况运行时,燃气在涡轮机中流动,随着膨胀比增 大,流量跟着增加,当膨胀比增加到某一临界值时,流量达到最大值, 不在增加了,这就是涡轮机的阻塞现象。涡轮机流量特性虽受阻塞的 限制,但工作范围比压气机大得多,一种涡轮机可以和不同的压气机 配套。 13 太原理工大学硕士研究生学位论文 第三章发动机排气能量的利用 内燃机中,燃料所供给的能量有25,,45,是由排气带走的,发动 机排气系统的作用就是要利用这部分排气能量,通过涡轮增压器将其 转换为压缩空气的有效功,以增加发动机的充气量,达到增压目的。 1(发动机排气中的可用能量 排气最大可用能量: 排气门打开后气缸中燃气含有的能量不可能完全用来做功,实际 上只有当排气等熵膨胀到大气压力时所释放出来的能量才有可能转 换为有用功,它约占排气总能量的60,左右。 排气管进口处排气压力波中包含的能量E,: 用燃气在理想涡轮中等熵膨胀到大气压力所作的最大功。 涡轮前排气压力波中包含的能量: 3-2 易 l幽。岛d。, Gr为流经涡轮的燃气质量流量 。 离心式压气机等熵压缩空气增压压力所需的理论压缩功: 3-3 疋 l?^。Gcd,, Gc为流经压气机的空气质量流量 。 3-4 E E,+E,+Eo”。 2(排气能量传递效率 排气系统设计中最关心的问题就是从排气最大可用能量中究竟 14 太原理工大学硕士研究生学位论文 莹 : ? 魁 t1气口苍 图3-1 排气过程中能量传递效率的变化情况 of condition transfer inthe exhaust Fig(3―1Change energy efficiency process l?? 。,( &10l 0?? , 屯t20 ’_,, ? 毒o。 、 心龟;,o 0( 、 - 2 1 J 黢 ,遗 、 0( 吒 图3-2排气管分支对77,的影响 Influenceof exhausttube branch Fig(3―2 to?E ,一一能量传递效率的相对值 15 太原理工大学硕士研究生学位论文 N,;v上#一i(《、’簪爱晕拳、(睾兽_tlJ b 图3―3不同增压系统的能量损失 lossofdifferent Energy Fig(3―3 turbochargersystem a 脉冲增压 b 定压增压 一 S--。’一 , ,’ , , , 装 - , (,一--$t冲llla 7一i警帮 堆爪啦力,,IMPa’ 0(255 ?(j: 0(飘11机轴? ;7l Pa; 平均有蛙fK力p,??M 图3-4 四冲程中速高增压发动机排气能量传递效率 Transfer exhaustof of Fig(3―4 efficiency energyfour-cyclemid??velocitysuperchargeengine 16 太原理工大学硕士研究生学位论文 有多少可转换涡轮效率叩。 ET,E:。涡轮前排气压力波中所包含 的能量与涡轮前排气压力波的形状有关,它主要受到涡轮的流通截 面、排气门开启规律、排气支管直径、长度和分支情况等的影响。 因此,刁。的大小代表了从发动机排气门开始一直到涡轮箱这一段 排气系统设计的良好程度,它对脉冲涡轮增压系统的工作是否良好具 有重要的意义。77。本身是一个统观的平均数量,排气可用能量的损失 主要发生在先期排气阶段,此时的节流损失很大,排气能量传递效率 最低。以后的强制排气阶段,由于排气门开启已很大,主要是气流流 动时的摩擦损失和局部阻力损失,其值一般较小,因此刁。值较高 如 图3-1 。能量传递效率的高低首先取决于增压系统的方式,从不同增 压系统中能量损失情况不同的比较中可以看出 如图3―3 。在脉冲涡 轮增压系统中,管道进口处的废气能量中还有一定数量的动能。这种 动能在定压系统中由于节流而完全损失掉了。 如图3―4 为四冲程,中速高增压发动机的排气能量传递效率, 由图知,三脉冲及双脉冲增压系统的高于定压增压系统且随压比的增 加其差别减少。能量传递效率还与排气管的分支情况有关。 如图3-2 曲线从上到下依次表示排气管为直管、单支管、双支管时的排气能量 传递效率,随无因次管长吼的变化情况。 在直管的情况下,曲线比较平坦,这表明管长妒,对排气能量传递 效率的影响不大。但当有分支时,能量传递效率急剧下降,且管长对 其有明显的影响,排气支管的影响表现为在气缸排气的初始阶段,通 过压力波的传播,它吸收大量的能量,以后通过支管的端部的正反射 又释放出来,使气缸排空缓慢。而在分支管处产生的负发射使气门处 的压力下降,导致节流损失增加。另外,由于支管的影响,使同一排 17 太原理工大学硕士研究生学位论文 气管上连接的各个气缸所提供的排气能量不均匀。 3(影响排气能量利用的主要因素 1 理想的压力波应具备的形态 1(1排气管内压力在气缸开始排气时应迅速上升,以减少排气门处的 节流损失: 1(2在排气行程,活塞上行排挤废气时,排气管压力应迅速降低,以 减少泵气损失; 1(3在进排气门重叠期内,排气压力波应出现波谷,增大进排气之间 的压差,以利于气缸之间的扫气。 2 压力波的六个无因次参数 2(1排气管长的无因次参数吼 3"5 吼2了【_ 2了,。 吼:丝eX360 :一12Ln,。CA 式中 n„一发动机转速,r,min L一一排气管长度,nl a„一排气管中的平均音速,口 ?』矾丁。m,s 吼为压力波在排气管道内往返一次所需要的时间,即从排气门开 启产生扰动起到发射波回到气缸为止所经历的曲轴转角。 吼 2400CA,即排气管很长,压力波往返时间等于或大于排气门开启 持续角,这种情况下,发射波达到气缸端时,排气门已关闭,气缸的 扫气已结束,对气缸的扫气不发生任何影响。但是反射波将与同一排 18 太原理工大学硕士研究生学位论文 气管内相邻排气的下一气缸排气初期的基本波相叠加,增强了波幅, 这对减少排气压差,从而减少排气节流损失有好处,但实际上发动机 的排气管不会有这样长,而且发动机转速降低时吼值成正比地减少, 这就意味着发射波回到气缸的相位提前,可能干扰气缸的扫气。故这 种长管没有实际意义。 妒, 160,240 oCA,发射波到达时,气缸正处于扫气阶段,如果 是正反射则会引起排气背压的上升,出现第二个波峰,严重地妨碍 气缸的扫气。 p, 50,160 oCA,发射波返回较早,第二波峰向前移,对扫气 过程虽无大影响,但这时正处于活塞上行、推挤废气阶段,由于发射 波导致背压的上升,会引起泵气功的增大。 吼? 35,50 oCA,排气管很短,发射波很快返回与本缸排气的 基本波叠加,增大了基本波的波幅,从而使排气节流损失减少,且当 转速降低时,发射波提前到达也不会产生不良的影响。因此脉冲系统 可能的情况下尽可能选用短管。 2(2排气始点的压力比纯 3―6 , 只,只 ,值越大,表示排气门开启时气缸内气体压力越高。由于压差大, 排气的气流加快,排气管内建立快,压力波的波峰就越高,排气波所 含的能量就越大;但是,由于压力提高会导致活塞上行时消耗的泵气 功也增大。 在实际上发动机要增大饥就要增大排气提前角,这将导致气缸内 气体膨胀功的减少。为了保持预定的平均有效压力值,就需要气缸内 喷入更多的燃油。这样会引起油耗的增加,排温上升,引起机件热负 19 太原理工大学硕士研究生学位论文 荷增大。因此钆值必须兼顾这几个方面,在非增压柴油机中通常 吼 4,5。随着增压度的提高,气缸中的压力水平和吼值都增大 钆 5,10 。 2(3排气门的开启规律妒, 3-7 妒, t,E, 式中 F(---一排气门瞬时流通面积 F。,一一排气门最大流通面积 流通面积增加 p,表示排气门的开启规律,如果排气门开启越快, 缸内压 力下降 越快,则在单位时间内从气流流出的气体流量就越多, 也迅速,排气管内压力很快建立,节流损失减少。 2(4气缸的排空速度仇 3-8 仍 EmarXa6, ?H,60 式中 E。一„排气门开启的最大截面积,m2 巧,一一气缸排量,m3 n。,一一排气门处排气始点声速,m,s 吼表示气缸的排空速度。纯与t一有关,排气门开启面积越大, 则气缸排空越迅速,排气管内压力建立越快,波幅也越大。为了加大 气门开启面积,可采用两个或多个排气门。对低增压的四冲程柴油机, 一般吼214,20,而现代大功率柴油机吼一35,40。 2(5排气管的截面积? 3-9 ,2‘,t。。 式中 F。„一排气管截面积,m2 驴,表示排气管截面积,当排气管长度一定时,减小伊,则排气管 的容积减小,有利于增强压力波。如R接近于F„。则可避免由于通道 20 太原理工大学硕士研究生学位论文 突然扩展而形成的涡流损失。 妒。过小时,由于流动损失严重,尽管减少了涡轮喷嘴环面积,但 压力波没有明显增强;p。过大时,流动损失减小,但由于排气初期的 节流损失严重,涡轮前压力波也没有明显增强,只有在伊。接近最佳值 时,才可获得排气能量最高的传递效率。随着发动机增压程度的提高, (排气管直径应该相应减小,现代中、高增压发动机中通常取fo。 0(8, 1(O。 2(6涡轮喷嘴环面积办 3-10 办 Era,, Vhn,60 式中 毋,„一涡轮喷嘴环的面积,m2 d,„„对应于排气管内平均温度T,的声速,口 ?芷R‘ 矽,代表涡轮的流通能力,在长管情况下,由于发射波返回较晚, 因此可以把发射波和基本波分开讨论,而基本波主要取决与气门开启 规律、排气管截面、排气门开启时气缸内的压力及气缸排空能力等。 在短管情况下压力波从涡轮端发射到气缸端时,压力波正处于形成初 期。因此发射波对基本波的形态及排气门的节流都有影响,而且在排 气期间压力波在排气管两端之间发射往返多次,因而出现复杂的现 象。在四冲程发动机上减小涡轮流通截面来增加排气能量不应超过一 定限度,一般办 9,12 高增压取低值 。 要提高排气能量传递效率,除要注意上述几点外,还要精心设计 排气门、排气道以及排气道和排气管之间的弯头或过度管,使其具有 良好的气动性能,减少排气可用能量的损失,故必须重视整个排气系 统的设计。 21 太原理工大学硕士研究生学位论文 4(排气系统的两种基本型式 废气涡轮增压的两种基本型式:等压 定压 系统和脉冲 变压 系统 如图12 。 1 定压系统 各缸排气均排入一根大容积的排气管,涡轮前排气管内的压力基 本上是恒定的。 在定压系统中,废气能量EL,即从排气门打开到气缸内压力等于 排气管内气体压力时释放出来的能量,基本上不能利用,气流通过排 气门时产生的节流损失是能量损失的主要原因。 2 脉冲系统 使排气管中的压力造成尽可能大的压力波动,把涡轮增压器尽量 靠近气缸,把排气管做的短而且细,并且排气管做成分支型式。 22 太原理工大学硕士研究生学位论文 遣f ? 。 孓 l l r f , I厂 、,, 、,一 、,1、厂 、小f 1_ -:iJ 一,, 一,, J, ,, (((一 ,,,I卜 ? - l I - ? „ 一、!,_ 7 f ’II- (簧f --、, 孓( _ - _ - _ - I厂、厂 、厂,、,, 、厂 、厂 、rL广 一,,、 八八 一;_,, 八 ,l上 卜 王 - I ? l l ? J _ I t ? ‘‘一Ie J I[一 一 b 图3-5涡轮增压系统的两种基本型式 Twobasic of Fig(3-5 typeturbochargedsystem a 定压系统 b 变压 脉冲 系统 太原理工大学硕士研究生学位论文 第四章汽油机增压 1(汽油机增压的特点 1(1车用汽油机的速度和功率范围宽广,工况变化频繁,扭矩储备要 大,这些在采用废气涡轮增压后,不采取特殊措施,会限制它的推广。 1(2汽油机的口比较小,所以工作温度比柴油机高,增压后尤为突出。 而且汽油机空燃比由于工作循环的性质决定,仍需限制在较浓的狭窄 范围内,又不能用较大的气门重叠角使较多的扫气空气来降低燃烧室 零件和排气的温度。 1(3对增压汽油机来说,进入汽缸的混合气,因受压气机压缩的影响, 其温度一般要比非增压高30,60。C左右,这就为加速混合气的焰前反 应创造了有利条件。又由于增压汽油机的热负荷高,燃烧室和气缸的 壁面温度较高,对新鲜充量的热辐射和热传导都将增加,这也会导致 焰前反应的增加,促使正常燃烧速度增加,但对未燃混合气的压爆作 用也增强。 2(车用涡轮增压汽油机参数匹配特点 1 抑制爆振燃烧和降低热负荷 汽油机的最大增压压力主要是受爆振的限制,而增压后爆振加剧 的最大原因是由于热负荷增加,两者是密切相关的。防止爆振燃烧, 一般考虑如下: 24 太原理工大学硕士研究生学位论文 1(1降低压缩比 ‘这是防止爆振最常见而有效的办法。降低压缩比还可以改善排 放,实验表明,当,从下降到6(5时,排气中的H0减少50,,NO,减 少30,,40,。但汽油机的压缩比本来就比较小,处于对经济性很敏感 的区域,s的下降必然引起热效率较多的下降,因此,不希望仅用此 一个措施来解决防止爆振问题,在燃油等级不变下汽油机改为涡轮增 压时的压缩比占。可按下列经验公式确定: “-1’ 旷矗摇 式中 岛――非增压汽油机的压缩比: p。――标准大气压,海平面取为0(1MPa; p。――预定的增压压力,MPa。 1(2减小点火提前角 推迟点火时间将有助于防止爆振。但是过晚的点火将使后燃加 剧,不仅影响功率,还将增加排气温度,实验表明点火提前角推迟1 度,排气温度将升高3,5。C,这对涡轮来说十分不利。理想的点火提 前角是调整到即将爆震而尚未爆振时,此时动力性和经济性均最好。 如何控制点火提前角是汽油机增压的一个重要技术问题,先进的 方法是用电子仪表控制,美国Buick公司联合其他三个公司共同研制 了ESC系统来控制点火提前角。但出现微震时,在信号比较仪中获得 汽油机爆振信号,即发出讯号,从而改变控制单元电流,获得点火滞 后指令,延迟点火,因为这个系统只有在爆振发生时才有作用,所以 不影响正常时的经济性。 1(3对增压空气进行中冷 25 太原理工大学硕士研究生学位论文 安装中冷器对空气进行中冷是十分有效的,不仅与柴油机有相同 效果,对功率增加、热负荷降低都是十分有利的,而且对防止爆震也 是非常有效的。 2 改善涡轮增压汽油机的扭矩特性 车用增压汽油机与柴油机一样,必须有低转速大扭矩特性,要有 一个较大的速度系数或,个较大的扭矩储备系数。但较柴油机改善扭 矩特性的难度更大一些。 扭矩特性较差的原因是随着转速的增加,负荷的提高,排气温度 也相应升高,涡轮进口焓值增加,增压器转速提高,增压压力上升, 相应扭矩增大。这种匹配情况,不仅容易发生高速爆震,而且扭矩特 性也不符合车用发动机的要求。 目前改善增压汽油机特性的措施一般有下列方法: ?采用放气。在增压器上装放气阀。 ?压气机进口节流,在压气机进气处放置一个节流阀,使进口 压力适当减少,相应压气机出口压力也降低。当小负荷低转速时,希 望有较大的扭矩,此时,正值流量小,所以节流效果弱,增压压力没 受多大的影响。当高转速大负荷时,扭矩不希望很大,而这时流量较 大,节流效果较强,因而增压压力得到控制。 ?采用可变喷嘴环截面积。 ?采用具有共振系统的复合增压。 3 改善涡轮增压汽油机的加速性 涡轮增压系统在汽油机工况突变时,不能随工况变化供应的增压 26 太原理工大学硕士研究生学位论文 空气流量和增压压力,而要滞后一段时间才能适应,滞后时间越长, 汽油机的加速性也越差。汽油机的增压滞后问题更显得突出,因为汽 油机本身的惯性小,灵活性强,转速范围宽广,所以对增压器的反应 要求更高。解决这个问题的方法有: ?减小迸排道的容积。过大的进排气系统的容积,特别是进气 系统的容积是造成增压器反应迟缓的重要原因,因此任何有利于减少 进排气系统容积的设计都有利于缩短滞后期。 ?缩小涡轮增压器的尺寸。小尺寸的涡轮增压器具有小的转动 惯量,对于提高加速性的作用很大,为了减小转动惯量,在条件具备 的情况下,宁可使用两个小增压器而不用一个大增压器。如果大增压 器的叶轮比小增压器的叶轮重1(5倍,半径大1(3倍,则大增压器的 转动惯性就要比小增压器大2(535倍,也就是说,小增压器的滞后时 间就可以缩短两倍多。 ?排气管尺寸的影响。排气管应该短,管子直径应该小,也就 是排气管的容积较小,并且应能很好地将各缸的压力脉冲不相干扰地 引入涡轮。排气系统的阻力应尽可能地小。排气管短而直以及具有一 定尺寸的圆锥形扩压器均能减少排气系统的阻力,使低速扭矩特性满 足于所希望的扭矩曲线,随着转速提高,扭矩能够迅速提高,保证了 汽油机具有满意加速性能。 4 喷水技术在汽油机增压中的应用 4(1进气喷水 爆震是在正常火焰传到之前混合气自行着火而形成的,如果在 燃烧准备阶段有一部分水 或水和酒精的混合物 的雾粒掺入可燃混 27 太原理工大学硕士研究生学位论文 合气中,由于水的汽化潜热较大,因而利用它的汽化吸热来降低可燃 混合气的温度,延长在正常火焰传到之前自行着火的准备时间,所以 防止爆震是有效的。例如解放CA一10B的增压实验表明,在外特性运 行时,大于2000r,min后,就会出现爆震,当利用喉管压力和增压压 力之间的压差,将水喷入喉管,爆震很快就消除了。 进气喷水量必须适中,过大的水量不仅影响发动机功率,而且 使燃烧不稳定,气缸内润滑条件变坏。但过少的水量,降温作用少, 控制不住爆震,也达不到抗暴的目的。为了控制适当的喷水量,一般 用增压压力或涡轮前压力来控制 如图13 调节弹簧预紧力,可改变 打开放水阀的工况,放水阀的表面有不同深浅的料槽,转动阀体可以 满足各种工况下不同喷水量的需要。?“ 图4-i用排气压力P,调节的自动喷水控制器示意图 Schematic controller exhaust Fig(4_1 diagramofauto―water-jet PT using gaspressure 4(2排气喷水 将水喷入高温的排气中,水迅速蒸发汽化,吸收大量的热来降低 排气温度是显而易见的。在解放CA-IOB型的增压实验中,采用了排 气支管喷入降温措施,在外特性试验中,汽油机在转速为1600r,min, 排气温度达700。C,此时四个喷头同时喷水。随着汽油机转速升高, 喷水压力由0(13MPa逐步增加到0(32MPa,排气温度可以控制在700? 28 太原理工大学硕士研究生学位论文 左右,排气温度虽然不如进气温度那样直接影响爆震燃烧,但是由于 涡轮进口温度下降,必然导致压气机出口温度和增压压力的下降,间 接地对防止爆震起一定的作用。排气喷水可以避免缸内发生水蚀和水 垢现象,同时还不致发生水蒸汽分压对内燃机性能的影响。„3 5 增压汽油机的改装问题 5(1中冷器 汽油机增压时,增压压力主要受到汽油机爆震和热负荷的限制, 而降低增压空气的温度对减轻和降低热负荷具有较大的作用,特别是 在增压较高的情况下,降低温度就显得更为重要。,般增压空气温度 每降低10。C,汽油机功率可增加2(5,,燃油经济性也有所改善,采 用中冷,使进气温度降低,相应气缸内压缩温度和最高燃烧温度,排 气温度都有所降低,这对改善汽油机的热负荷也是有利的,一般资料 介绍,进气温度降低l?,排气温度相应降低卜3"C。增压空气的中 冷效果取决于热交换器的大小,冷却介质的温度以及冷却介质的流量 等因素。 5(2增压器的润滑与机油散热器 小型涡轮增压器一般与汽油机共用一个润滑系。为了保证供给增 压器清洁的润滑油,在通向增压器的润滑油管路上装有专门的机油滤 清器。有时为了在冷启动时预先润滑轴承以及在大负荷下汽油机突然 熄火时仍有足够的润滑油供应增压器轴承润滑,在通向增压器的润滑 油管路中还设有专门的蓄压式油罐供油系统,以防止断油而烧坏增压 器轴承。 汽油机增压后本身热负荷较高,传给润滑油的热量也相应增加。 29 太原理工大学硕士研究生学位论文 同时润滑油通过增压器润滑和冷却轴承后温度亦急剧增高。为了使机 油不致过热,应该加装机油散热器,并最好同时采用抗高温氧化机油。 增压器与汽油机共用一个润滑系的优点是结构比较简单改装费 用不大。但其缺点是在汽油机用旧了或接近大修时,主油道的油压往 往不能满足增压器轴承润滑的要求,使轴承因机油压力不足而易于磨 损。此外由于增压器的温度较高,机油容易变质。 为了克服上述缺点,出现了独立润滑系统和半独立润滑系统。所 谓独立润滑系是指增压器的润滑由单独的润滑系统来完成,包括油 泵,贮油池、机油滤清器、调压阀以及既有散热器等。独立润滑系结 构比较复杂,油路多改装费用大,布置在发动机罩内也比较困难。为 此又出现了半独立润滑系,它是与汽油机共用一个润滑油池和机油散 热器,而供给增压器的润滑油则由独立的机油泵、滤清器、调压阀来 完成,这样就能保证润滑增压器轴承所需的油压和流量。 5(3改善冷却系统的散热问题 汽油机增压后,应加强汽油机冷却系统的散热,适当加大水箱容 积,采用封闭式水箱以及改善汽油机水套中冷却水的循环,提高风扇 转速等,对改善冷却、防止“开锅”都有一定作用。对风扇汽油机可 加强风扇的散热强度来解决汽油机的过热问题。 5(4汽油机的机械强度 增压后汽油机最高燃烧压力将增大,因此由气体压力所决定的机 械负荷也将加大。在增压度不大时,汽油机的机械强度是不成问题的, 对小型高速汽油机来说,轴承的最高负荷主要由惯性力而不是由气体 压力所引起的,所以增加气体压力并不会使最高轴承负荷增大很多。 同时由气缸壁的应力来看,高速汽油机也比较容易承受增大了的内部 30 太原理工大学硕士研究生学位论文 应力,这是因为气缸壁厚度往往是从铸造和加工工艺的要求出发来决 定的,而不是从许用应力出发来决定的,安全系数一般都偏大。 不过增压时,最高燃烧压力和温度增大,气缸垫的强度应加强, 否则很容易冲缸垫。 5(5进排气支管 由于增压仅仅使进气支管内混合气密度增加,而龟流速与非增压 汽油机相差不大。所以进气支管的截面积无须大于非增压汽油机所用 截面。此外,增压后进气温度升高,燃料的蒸发和雾化均得到改善, 为了使进气温度不致过高,进气支管的预热应适当减小。 排气管的截面积应使气体在排气管中平均流速在40―45m,s之间。 5(6配气相位 现代高速高性能的汽车汽油机气门重叠角一般较大。增压时,混 合气在增压压力作用下,在气门叠开时间内会通过排气进入排气支 管。这样一方面造成燃料的损失,另一方面混合气在排气管中继续燃 烧,排温增高,使涡轮叶轮工作温度增高,因此对于气门重叠角较大 的高速汽油机,增压时应适当减小气门重叠角;对于气门重叠角较小 的低速汽油机可适当增大气门重叠角,以增加汽油机功率。但最佳气 门重叠角一般通过汽油机台架试验才能最后确定。 6 汽油机增压的发展 6(1废气涡轮增压与电子控制燃料直接喷射相结合,使汽油机的动力 性和燃料经济性提高到一个新水平。 6(2发展流量范围宽、效率高的增压系统。车用汽油机的速度范围比 较宽,因此汽油机的进气质量流量的范围也比较宽,就需要有相应增 31 太原理工大学硕士研究生学位论文 压器来适应车用汽油机的要求。同时要求增压器在低转速和高转速均 有高的效率,因为提高增压器的低速效率,可以使低速时也具有较高 的增压压力,使汽油机低速扭矩特性得到改善,从而使汽车的加速性 得到改善。在高速下有较高的效率,可使汽油机在相同压比下,具有 较底的迸气温度,从而可降低汽油机的热负荷,并使排气温度降低, 改善涡轮的工作条件,提高增压器的可靠性。目前要保证在高低速均 有较高的效率还有较大的困难,,般从以下方面改善: ?采用后弯叶片的压气机叶轮。后弯叶片的压气机流量范围比较 宽广,流量范围随着后弯角的增大而增大,且后弯叶片压气机的效率 高。然而,由于后弯角的增大,使压气机叶片强度下降,且压气机的 压头系数降低。这样,在保持同样压比的情况下,需要增大压气机叶 轮的直径或在同样叶轮直径的情况下需要提高增压器转速。着也相应 地提高了对强度的要求,并使叶轮的转动惯量增大,从而影响增压器 的反应时间。 ?采用增压器和汽油机在中速范围内获得最佳匹配的方法,使低 速也具有一定的增压比,以改善中、低速的扭矩特性,而在高速时用 排气放气阀旁通一部分燃气来控制增压压力,是目前最常用的方法。 ?采用可调式进气口压气机或可变截面喷嘴环涡轮。可变截面喷 嘴环涡轮,在汽油机低速时,自动关小喷嘴截面积,使增压器具有较 高的转速和较高的压比。在汽油机高速时,喷嘴截面积增大,以降低 压比和增压器转速。这无论对汽油机性能、防止爆震、降低汽油机的 机械负荷和热负荷,还是提高增压系统的可靠性都是有利的。 ?采用电子点火自动控制装置。采用电子点火自动控制装置能保 证增压汽油机在任何工况下都处于最佳点火提前角数值,对提高汽油 32 太原理工大学硕士研究生学位论文 机性能有很大益处。 ?降低增压器成本,提高可靠性。采用先进的工艺技术,减少零 件数量,尽量采用通用性结构,增大生产批量等,生产成本将会降低。 ?采用增压加中冷的增压系统。汽油机增压存在的主要问题仍然 是爆震和热负荷问题。采用中间冷却器是提高功率,防止爆震、降低 热负荷的有效措施之一。 ( ?改善增压器的“反应滞后”现象。在车用工况使用场合,增压 器反应时间问题尤为突出。从使用角度来说,反应时间愈短愈好。变 截面喷嘴涡轮增压器的反应时间最短。反应时间短有利于增压器的加 速,从而影响汽车的加速性能。 3(495Q汽油机与JSO增压器匹配 根据495Q汽油机的要求 如表4-1 ,选配了J50增压器。 增压器在发动机上的布置 如图4―2左视、4-3前视 。 增压器润滑油由主油道引出经过增压器中间体回到油底壳,对增 压器润滑并且冷却。由于汽油机排温比柴油机高,为防止增压器温度 过高,采取对增压器水冷的方案:在495汽油机缸体侧面开一个出水 口,用水管与增压器连接,再用水管连接增压器出水口与水箱上水室。 经过与山西大同七0研究所协商后,由七0研究所负责进行J50增压 器中间体增加冷却的设计,冷却水由缸体引出后流入增压器水腔最后 回到水箱。 太原理工大学硕士研究生学位论文 表4-1涡轮增压器选配表 Tal(4―1 chartof Selected mating turbocharger 项目 原机 现要求 序号 单位 495 4100 1 发动机型号 4 4 2 缸数 lOOXl00 3 m巾 100X100 缸径X行程 4 100,3800 kW,r,min80,3800 额定功率,转速 5 最大扭矩,转速 N(m,r,min253,2500253,2500 6 L 3(14 3(14 发动机排量 7(6 7 6(08 发动机压缩比 8 MPa 1(01 1(24 平均有效压力、额定工况,最大扭矩 9 295 295 比油耗、额定工况,最大扭矩 g,kW,h 10 1:1 1:1 空燃比、额定工况,最大扭矩 11 m 2000 2500 发动机可能运行的最高海拔高度 12 750 750 r,mln 发动机怠速转速 8 13 MPa 8 气缸允许的最高爆发压力 14 1-2-4-31―2―4―3 气缸发火次序 15 发动机用途 汽 车动力 16 混合气 燃烧系统形式 直喷、非直喷 17 增压器系统布置:增压或增压中冷 增压 18 93 93 额定点冷却介质温度 19 恒压 增压方式:恒压或脉冲 太原理工大学硕士研究生学位论文 20 排放要求 欧II 欧?I 2l 低速扭矩和转速要求 N(m,r,min180,1000 200,1000 进气门开 上止点前 , 20,56 15,50 Deg,deg 气门 进气门关 下止点后 22 定时 排气门开 下止点前 , 56,20 50 ,15 Deg,deg 排气门关 上止点后 23 1 每缸气门数 进气,排气 l PCs,PCS 24 1 气门升程 进气,排气 Mm,mm 1 25 93# 燃油种类与牌号 93# 26 MPa 0( 1 进气管允许最大压力 0(13 27 oC 100 最高可能的润滑温度 100 28 oC 95 最高可能的冷却介质温度 95 太原理工大学硕士研究生学位论文 苫oI^案一 o磬皇g七暑onh 一霹q一田瑶蒜酷嗵昙手。 唧毒督划d?n目N毒匝 q磊Da苟口?d长基。善醯叠口当丑暑廿器《q吨?酝 36 太原理工大学硕士研究生学位论文 69 213 4 图4-3 95Q发动
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