车用柴油机增压系统导气管喘振原因分析.doc

学学 位位 论论 文文 车用柴油机增压系统导气管喘振原因分析车用柴油机增压系统导气管喘振原因分析 Analysis on Surge of Turbocharger for Diesel Engine 作 者 姓 名 学科 专业 机械设计制造及其自动化 学 号 指 导 教 师 完 成 日 期 车用柴油机增压系统导气管喘振原因分析 I 摘 要 柴油机增压后其经济性 排放 动力性提高到一个新的水平 但增压后对柴油机 及其组件也提出了更高的要求 从而引发了一些新的问题 压气机的喘振现象就是其 中一个主要问题 一旦喘振发生 就会使增压器性能下降 引起柴油机燃烧恶劣 缩 短了增压器和柴油机的寿命 因此 有必要对喘振现象进行研究 分析其产生的原因 以便在故障出现时避免不必要的损失和设计的盲目性 为了研究某柴油机增压系统喘振的原因 文中运用空气动力学 流体力学基本理 论和经验公式 对该增压系统不同工况下管内气流的流动状态 流动参数进行了判断 和计算 确定管内气流的流动状态 探讨了变化规律 分析了流动参数与喘振的关系 根据气流的脉动理论对导气管合理长度进行了分析 运用流体力学软件 Fluent 对某一 工况下导气管内气流流动状态进行数值模拟 并对计算结果进行分析 本文所采用的检验计算方法和数值计算方法是可行的 能够较为准确地反映管内 气流的流动状况 为工程实践的参考依据作了探讨 关键词 柴油机 增压系统 喘振 解析计算 数值分析关键词 柴油机 增压系统 喘振 解析计算 数值分析 II Analysis on Surge of Turbocharger for Diesel Engine Abstract The economic efficiency emission function and power of a diesel engine can be improved by boosting its pressure With boosted pressure in a diesel engine however greater demands are placed on the performances of the components and the turbocharger may be subject to surge which compromises the functions of turbocharger results in unwanted burning and shortens the life period of the turbocharger and diesel engine It is therefore of great importance to launch a research into the mechanism through which surge happens in order to pointedly deal with diesel engine malfunctions thus avoiding unnecessary expense costs and blindness in diesel engine designing In order to study the infection of Turbocharger for Diesel Engine against Surge the basic theories of aerodynamics and hydrodynamics and experience formulas were used to analyze and compute the fluid parameters The results of calculations were analyzed The law of change was found out and computed the least inner diameter and length in according with the fluid pulse theory Fluent was used to simulate situation of fluid and analyze the result This paper mainly studied the infection of fluid parameters of Turbocharger for Diesel Engine against Surge After comparing results of two methods numerical simulation was proved that it is practicable It can better and truly reflect the flow status in the pipe It can be regarded as reference of project practice KeyKey wordswords diesel engine turbocharger surge numerical simulation 车用柴油机增压系统导气管喘振原因分析 III 目 录 摘要 I ABSTRACT II 1 绪论 1 1 1 本课题的背景 1 1 2 国内外研究现状及存在的问题 1 1 3 本文的主要工作内容 3 2 基本理论 4 引言 4 2 1 基本理论 4 2 1 1 基本概念 4 2 1 2 基本方程 5 2 2 气流参数与通道面积的关系 8 2 3 有摩擦的管内流动 9 3 柴油机增压系统喘振影响因素分析 11 引言 11 3 1 压气机喘振的机理 11 3 1 1 压气机的工作特性 11 3 1 2 增压器 压气机 与柴油机联合工作 12 3 2 压气机喘振的原因 13 3 2 1 增压器 压气机 自身结构的原因 13 3 2 2 进气管 14 3 2 3 中冷器 15 3 2 4 外部环境 15 3 3 管道消振措施 文献 16 17 18 19 21 16 3 3 1 压力脉动的消减措施 16 3 3 2 改进管系结构特性的措施 17 4 导气管内气流的动力学计算 19 4 1 确定紊流与层流 19 4 2 管内损失压力的计算 21 4 3 导气管内气流压力 速度的计算 22 4 3 1 马赫数的确定 23 4 3 2 确定气流参数和通道面积的关系 24 4 3 3 气流压力 速度计算 24 4 4 导气管内径的计算 26 4 5 导气管管长的计算 28 5 数值模拟 30 5 1 控制方程 15 30 IV 5 2 网格生成 31 5 3 进气管的数值计算 31 5 3 1 进气管流道模型的建立 32 5 3 2 网格的划分 32 5 3 3 边界条件的确定 33 5 3 4 计算结果 34 结 论 37 参 考 文 献 38 致 谢 39 车用柴油机增压系统导气管喘振原因分析 1 1 绪论绪论 1 11 1 本课题的背景本课题的背景 柴油机广泛用于海船 内河船舶 常规舰艇 机车 各式火车 坦克 军 用车辆 工程机械 小型电站等 在石油危机的几十年中 各柴油机厂的研究 机构大力开展提高柴油机热效率多种热能的研究 把降低油耗作为主要的研究 目标之一 与此同时 柴油机增压程度不断提高 为适应低工况的性能要求 开发出了各种各样的增压系统 废气涡轮增压器是利用内燃机排出的部分废气能量 通过涡轮驱动压气机 使空气压缩的装置 发动机排气利用的好坏与进排气系统中气体的受力与运动 规律有很大关系 进气系统流动阻力的大小直接影响汽缸的充气系数 燃烧过 程与品质 油耗率 功率的输出和有害物的排放 进排气系统设计的好坏影响 到汽缸活塞的做功 对于增压发动机来说 主要是影响排气能量的有效利用 影响到增压系统的匹配和效果 发动机增压后其经济性 排放 动力性提高到一个新的水平 但增压后对 发动机及其组件也提出了更高的要求 从而也引发一些新的问题 其中一个问 题就是压气机的喘振现象 喘振一旦发生 就会使增压器性能下降 引起柴油 机燃烧不充分 缩短了增压器和柴油机的寿命 因此 对喘振现象做细致的研 究 分析其产生的原因 在故障出现时有的放矢 避免不必要的损失和设计的 盲目性是很必要的 1 21 2 国内外研究现状及存在的问题国内外研究现状及存在的问题 对于柴油机增压系统喘振的研究主要是运用实验分析和模拟计算两种方法 来解决 目前对喘振现象的研究依然是理论分析与实验相结合 这种研究方法实验周 期长 没有一定的通用性 随着计算机技术的发展 人们运用模拟计算的方法所得的结果越来越能够 精确反映实际状况 计算流体力学就是流体力学与计算机技术的有效结合 发动机发展到今天 越来越多的人都已认识到 终究会有一天 人们会通过计算流体力学在发动机 2 设计研究领域的广泛应用 取得良好的经济和社会效益 发动机各系统中的气体流动实际上都是非定常的三维流动 随着计算机的 飞速发展 计算流体力学也随之发展起来 成为一门新兴科学 发动机中的多 维模拟就是计算流体力学在发动机工作过程中的应用 从 70 年代开始 陆续对 发动机汽缸内的流动进行了二维 三维的计算 近年来对发动机多维流动的计 算研究做的较少 1978 年英国帝国学院进气支管和总管的接头中的分散流进行 了三维定常的湍流计算 主要是了解接头的压力损失和速度分布 为一维压力 计算提供有关压力损失系数 计算时对实际的进气管接头进行简化 将原来圆 形管状接头简化成方形管状接头 将分管与支管分开计算 然后进行迭代 1986 年三菱重工长崎研究所用一维和二维相结合的方法对进气管流动进行了计 算 将管内流动假定为非粘性 可压缩 无质量力和传热等 1988 年日立制作 发动机研究所对发动机进排气管进行了二维非定常流动计算 计算中采用了正 交变换技术 使计算机网格可以比较贴近实际边界 1997 年日本三菱对排气支 管与总管的接头进行了二维的非定常计算 计算中假定流动是无粘性的可压缩 流动 对进排气系统的流动 除进行数值模拟计算研究外 还进行了大量的实验 研究 长期以来 人们对影响进排气系统中气体流动的原因做了大量研究工作 近年来 线测速技术和激光多普勒测速在内燃机气体流动测速过程中的应用 为研究多维流提供更有效的手段和更加丰富的信息 1992 年英国曼彻斯特理工 学院对发动机进气管内的气体进行了三维定常流动的计算 数值计算的同时还 用激光多普勒测速仪对此进行了实测 所得结果与计算值比较一致 这证明数 值计算的精度在逐步提高 在国内进排气系统的设计和研究 还主要停留在经验设计和整机性能研究 的基础上 这种设计和研究方法存在周期长 效率低 精度差并且相同或类似 机型间可借鉴性较差的缺点 大部分设计和研究工作属于重复劳动 缺乏对具 体零件的定量研究 目前 CFD Computer Flow Dynamics 的方法主要有 有限容积法 有限元法 特征线法和边界元法等 广泛使用的是有限容积法 这种方法比较成熟 计算 速度比较快 所以多维非定常模拟计算主要采用有限容积法 但这种方法对复 杂边界的适应能力比较差 对不同流场计算缺乏通用性 故通常采用贴体坐标 车用柴油机增压系统导气管喘振原因分析 3 来解决 现在人们开始研究用有限元法计算流场 因为有限元法可方便的用于 各种边界的连续场问题 程序具有较强的通用性 用户要做的只是网格的划分 和边界的确定 近几年来 有限元法在 CFD Computer Flow Dynamics 中的应用 研究越来越活跃 方法越来越成熟 1 31 3 本文的主要工作内容本文的主要工作内容 经过对有关资料的消化和分析发现 同一工况下 当中冷器与压气机直接 相连时压气机喘振现象消失 当中冷器与压气机之间用导气管相连就会出现喘 振现象 这说明导气管是该增压系统产生喘振的直接原因 本文运用空气动力学 流体力学基本理论和经验公式对柴油机增压系统不 同工况下 导气管内气流的流动参数进行计算 运用气流脉动理论对导气管内 径进行估算 对计算结果进行分析 找出其变化规律 同时 应用计算流体力 学软件对压气机某一工况下导气管内气流流动状况进行了仿真计算 具体步骤 如下 一 分析增压系统喘振的原因 二 对管路进行压力损失计算 三 对导气管内气流参数进行计算 四 对导气管内径 长度进行计算 五 运用计算流体软件对压气机某一工况下导气管内气流流动状况进行 了计算 4 2 2 基本理论基本理论 引言引言 在理论力学中 是以受力后不变形的绝对刚体为研究对象 而在流体力学 中 是以无固定形状的流体为研究对象 流体的每个质点都受周围各质点的影 响 其运动相互牵制 由连续介质假设可知 流体质点是从连续介质流体中取 出的体积趋近于零的流体微团 流体质点在空间运动具有确定的物理量 在运 动的过程中 这些物理量要发生变化 研究流体运动可着眼于研究流体质点的 运动 也可着眼于流动空间点上流动参数的变化 对应于两种方法为拉格朗日 方法和欧拉方法 2 12 1 基本理论基本理论 2 1 12 1 1 基本概念基本概念 1 定常流动和非定常流动 流体运动的过程中 若空间点上对应的物理量不随时间的变化而变化 则 称此流动为定常流动 反之为非定常流动 2 均匀流动和非均匀流动 流体在运动的过程中 若所有物理量皆不依赖于空间坐标 则称此流动为 均匀流动 反之为非均匀流动 均匀流动中流场内的物理量不随空间点坐标而 变 因此它们仅是时间 t 的函数 3 迹线 流线 迹线是流体微团运动的轨迹 流线是流场中瞬时光滑曲线 曲线上各点的 切线与该点的瞬时速度向量相重合 4 声速与马赫数 在弹性介质中 任何微小的扰动 都会从受扰点自动向外传播 微小的扰 动 就是压强和密度发生一个微小变化 这种变化是以波的形式在介质中传播 的 这种压强和密度变化的传播速度称为声速 其公式是 kRTc 车用柴油机增压系统导气管喘振原因分析 5 2 1 式中 k 为空气系数 为空气常数 为温度RT 气流速度 与当地声速 c 的比值 称为马赫 Mach 数 记为 vMa c v Ma 2 2 5 紊流与层流 紊流与层流有本质的区别 紊流情况下流体质点的运动非常紊乱 随时改 变速度的大小和方向 雷诺数由公式 2 3 确定 vD Re 2 3 式中为空气密度 为速度 为管径 为粘性系数 vD 雷诺数小时 流体呈现为层流 雷诺数增大到一定数值时 层流就转为Re 紊流 层流向紊流转变的雷诺数不是一个常数 临界雷诺数的实际大小随实验 的外部条件而变化 通常在工程中 认为当小于 2100 时管内的流动是层流 Re 当大于 4000 管内的流动是紊流 当处于两者之间时 则可能处于不确定Re 的过渡状态 流体质点在向前运动的同时 还有很大的横向速度 而横向速度的大小和 方向是不断变化 从而引起纵向速度的大小和方向也随时间作无规则的变化 这就引发了速度的脉动现象 在紊流中 各点的压力也是脉动的 2 1 22 1 2 基本方程基本方程 把气体看作无粘性 定常流动 等熵过程 如图 1 2 断面和壁面构成 控制体 通过此控制体建立连续方程 能量方程和运动方程 图 2 1 管子计算示意图 6 1 连续方程 由质量守恒定律 2 4 0 vAd 积分得 CqvA m 或 CAvAv 222111 式中 质量流量 m q 或为 2 5 0 A dA v dvd 由上式可知 沿流管流体的速度 密度 和流管的截面积三者的相对变化 量之代数和必须等于零 2 能量方程 对单位质量的静止气体 从外部加入的热量 使气体内能增加 kgJdq 了 同时气体膨胀对外作了功 由热力学第一定 kgJdu 1 pd kgJ 律 2 6 1 pddudq 又 焓定义为 kgJh TC p uh p 2 7 故 2 8 dp dqpd dp dudh 1 对恒定等熵气流 则0 dq dp dh 以上式中为单位质量流体的内能 称为比内能 为比等压热容 kgJu p C 车用柴油机增压系统导气管喘振原因分析 7 在可压缩等熵气流中 比位能相对比压能和比动能来说很小 略去 而考 虑能量转换中有热能参与 故应加入比内能 u 这一项 于是 对于恒定等熵气 流 流动中的能量守恒可表示为比内能 比压能和比动能三者之和是一常数 即 2 9 C vp u 2 2 由以上各式 可把一元恒定等熵气流的能量方程写为 2 10 C v h 2 2 2 11 C v TCp 2 2 2 12 C v k kRT 21 2 或 2 13 C v k c 21 22 以上五式都是一元恒定等熵气流的能量方程表达形式 3 运动方程 对式进行微分 C v h 2 2 2 14 0 2 2 vdv dp dq v ddh 对等熵气流 则0 dq 2 15 0 vdv dp 上式就是一元恒定等熵气流的运动方程 已略去重力影响 其积分形式为 2 16 C vdp 2 2 只要知道和的关系 就可求得上式中的积分 p 将以上的连续方程 能量方程 和运动方程合起来求解恒定等熵气流问题 三个方程尚不能求解 四个参变量 还需加入一个等熵状态方程 vp T 8 C k p 2 17 才能使方程组封闭 构成了一元恒定等熵气流的基本方程组 如图 2 1 所示 对于任意 1 2 两断面 由 2 4 式到 2 17 式可推出 如下方程 2 18 22 2121 2121 2121 2 2 2 1 2 1 2 2 2 2 1 2 1 2 2 2 2 2 1 2 1 1 2 2 2 1 2 1 v h v h v k cv k c vp k kvp k k v RT k kv RT k k 通过 2 18 式 只要知道截面 1 的所有参数 截面 2 的任意一个参数 就可求出所有其他参数 对于一元等熵气流 尽管在实际流动中有摩擦会造成机械能的损失 但只 要讨论的系统与外界不发生热交换 则所损失的机械能仍以热能的形式存在于 系统中 2 22 2 气流参数与通道面积的关系气流参数与通道面积的关系 通道面积沿流程增大或减小直接影响流速 压力沿流程的变化 本文中认为通道内的 气流是恒定等熵的 由连续方程可写出 2 19 d A dA v dv 并由运动方程可写出 2 20 2 v dp v dv 由上两式可得 2 21 2 2 2 2 22 1 1 c v v dp ddp v v dpd v dp A dA 车用柴油机增压系统导气管喘振原因分析 9 即 2 22 2 2 1Ma v dp A dA 或 2 23 2 1Ma v dv A dA 上两式建立了通道面积变化与压强的变化和速度的相对变化之间的关系 以下 分三种情况讨论 1 亚音速 cvMa 即 1 此时由式 2 22 式 2 23 可以看出 同号而与 0 1 2 MadpdA与 异号 即沿流向过流面积的增加会使流速不断减小而压强不断增大 反之 dv 沿流向过流面积的减小会使流速不断增大而压强不断减小 2 超音速 即 1 Macv 此时同样由式 2 22 式 2 23 可以看出 现与 0 1 2 MadA 异号而与同号 即沿流向过流面积的增大反使流速不断增大而压强不断减dpdv 小 反之 沿流向过流面积的减小会使流速不断减小而压强不断增大 3 音速 即 1 Macv 从 2 23 式中可看出 当时 式为零 这说明过流面积在此时应1 Ma 取极大值或极小值 2 32 3 有摩擦的管内流动有摩擦的管内流动 现用表示 dx 长管段内流动因摩擦造成的压损 用表示管内流动沿 f dp 程阻力系数 则 2 24 f dp 2 2 v D dx 式中为管径 为所取管段长度 见图 2 2 Ddx 图 2 2 有摩擦管流中取控制体 图中取长流段为控制体 采用动量守恒定律 有dx 10 2 25 fm AdpAdpppAvdvvq 式中 为管中的质量流量 A 为管断面积 整理上式可得 vAqm 2 26 2 2 v D dx AAdpvAdv 即 2 27 0 2 2 2 2 kMa v dv D dx p dp 上式就是有摩擦的管内流动的动量方程 它与能量方程式 和 0 2 2 h v h 连续方程式 组成绝热有摩擦管流的基本方程组 由这些基本方GCv 程可求解出以下一些参数之间的关系式 2 28 D dx Ma Ma k kMa Ma dMa 2 22 2 2 1 2 1 1 2 29 D dx Ma kMa v dv 2 2 2 2 1 2 30 D dx Ma MakkMa p dp 2 22 12 11 2 31 D dxkMa p dp 2 2 0 0 通过上述公式我们就可以针对不同条件求解出管内气流的参数变化 车用柴油机增压系统导气管喘振原因分析 11 3 3 柴油机增压系统喘振影响因素分析柴油机增压系统喘振影响因素分析 引言引言 在能源利用 环境保护要求日益提高的今天 发动机的发展已经进入增压 时代 发动机增压后其经济性 排放 动力性提高到一个新的水平 但增压后 对发动机及其组件也提出了更高的要求 从而也引发一些新的问题 其中一个 问题就是压气机的喘振现象 喘振一旦发生 就会使增压器性能下降 引起柴 油机燃烧等严重问题 因此 如何对喘振原因进行分析 在故障出现时有的放 矢 避免不必要的损失和盲目性是很必要的 3 13 1 压气机喘振的机理压气机喘振的机理 柴油机增压系统由柴油发动机 导气管 增压 器 中冷器组成 而增压器由涡轮和压气机组成 增压系统中的柴油机和增压器 在运转中各有不同 的规律性 它们既相互依存又相互制约 在一设备 的参数发生变化时 会引起其它设备参数的相应变 化 如果变化不当将破坏组件之间的配合 两者将 不能正常运转 只有各个组件的协调配合才能使整 个系统正常工作 图 3 1 叶轮气体分离 3 1 13 1 1 压气机的工作特性压气机的工作特性 所谓压气机特性 即当压气机工况变化时 在不同转速下 压气机的排出 压力和效率随空气流量的变化规律 从试验得知 在每一转速下 当压气机的 流量减小到一定程度时 都会发生喘振 喘振是压气机固有的特性 把不同转 速下发生喘振的点连接起来 就是喘振线 压气机的特性可通过试验测得 图 3 2 是一台经典中速柴油机的涡轮增压器压气机的特性曲线图 喘振线以左区 域为压气机禁止运行的喘振区 产生喘振的根本原因是 如图 3 1 压气机工 作叶轮转速一定时 当流量减小到一定程度时 就会在压气机叶轮的背部发生 气体分离 气体分离进一步发生就形成了失速区 失速的气体以低于叶轮旋转 12 速度的线速度逆叶轮旋转方向传播 如果再进一步降低流量 气体失速区就会 进一步扩大 叶片通道出现涡流区 这时逆压增大 流入叶轮的气体瞬时中断 气流可能由涡流区倒流至压气机空气进口 这样逆压梯度消失 空气再进入叶 轮 再重新分离和倒流 这种不稳定的现象持续进行 就形成了喘振 喘振时 气流强烈颤动 压气机出口压力 气体流量大幅下降 同时引起压气机叶片强 烈震动并伴有噪声 喘振严重时会使压气机的零件损坏 3 1 23 1 2 增压器 压气机 与柴油机联合工作增压器 压气机 与柴油机联合工作 在设计时 压气机与柴油机配合工作线应选择喘振线右侧的适当位置 因 此 在正常状况下是不会发生喘振的 只有当工作条件发生变化或操作不当时 部分工作线就会部分地或全部的左移 从而引发喘振 图 3 2 压气机特性曲线 发动机在不同工况下运行时 相应每一个工况 需要一定的空气量的和压 力 此空气量和压力将由压气机供给 将各个工况下所需的空气量绘制在压气 机的特性图上 即得到发动机和压气机的配合工作线 它是分析和改进的依据 见图 3 3 为一柴油机和压气机配合的特性曲线图 曲线是比较理想的 柴油机 的运行线基本平行于喘振线 且穿过压气机的最高效率区 曲线 2 3 部分或全 部位于喘振线左侧即发生了喘振 曲线 2 与喘振线较为接近 表明在低负荷运 行时发生喘振 曲线 3 远离喘振线 表明在高负荷下发生喘振 曲线 4 表明发 车用柴油机增压系统导气管喘振原因分析 13 动机所需要流量太大 而压力过低 压气机无法供应 产生了阻塞 从图中可 看出 良好的配合线应保证柴油机的运行线处在压气机的高效率区 并且不发 生喘振 图 3 3 柴油机和压气机配合曲线 3 23 2 压气机喘振的原因压气机喘振的原因 3 2 13 2 1 增压器 压气机 自身结构的原因增压器 压气机 自身结构的原因 在增压系统发生的喘振种种现象出现时 多会反映在压气机的工作状态上 所以研究喘振应从压气机本身结构入手 1 叶轮叶片进口角的和叶轮进口直径 文献 1 中介绍 通过实验证明叶轮叶片的进口角对喘振线的位置有显著影 响 在 8V 135 发动机与 110 增压器联合实验中遇到喘振时 增压器叶轮出口 直径 110mm 入口直径 65mm 叶片进口角从 32 陆续减至 16 喘振流量从 0 259 减至 0 127kg s 喘振流量减小 如图 3 4 所示 在文献 1 中介绍 通 过实验证明叶轮叶片的进口角对喘振线的位置有显著影响 在 8V 135 发动机 与 110 增压器联合实验中遇到喘振时 增压器叶轮出口直径 110mm 入口直径 65mm 叶片进口角从 32 振线从 1 移到 3 整个喘振线向小流量方向作了很大平 移 分析其原因 叶轮在一定转速下 随着叶轮叶片进口角的减小 发生喘振 14 的流量也在减小 在压气机内发生气体分流的流量也在减小 形成逆涡流 近 而发生喘振的气体流量也相应减小 叶轮进口直径的改变也能显著的改变压气机的喘振流量 从图 3 4 中可见 110 压气机进口直径由 65mm 变为 56mm 喘振线由 4 移动到 1 喘振流量向高流 量移动 这是因为叶轮的进口直径小 它的扫气能力就小 进而相同时间相同 转速下进入压气机的流量小 所以产生气体失速上游流量向小流量移动 但问 题往往是多方面的 在减小喘振流量的同时压气机的效率也随之减小了 图 3 4 喘振线位置比较 2 扩压器的形式 另外 在压气机自身原因中还有扩压器的型式 叶轮叶片的型式都对压气 机发生喘振用一定的影响 扩压器一般分为无叶扩压器和叶片扩压器两种 为 了满足高性能压气机的要求 常采用叶片扩压器 叶片扩压器等固定元件的合 理应用能将叶轮出口的动能有效地转化为压力能 从而达到提高压气机性能的 目的 扩压器的型式对于喘振工况和阻塞有很大影响 它们是决定压气机的稳 定工况范围的重要因素 但是扩压器在实际的设计中没有一个通用的方法 并 且叶片扩压器的各种设计参数的扩压器的实际流动条件变化较大 2 主要是与 其配置的叶轮形式不同 在压气机运行过程中 始终在设计工况是难以保证的 车用柴油机增压系统导气管喘振原因分析 15 这些因素对扩压器的性能影响很大 3 2 23 2 2 进气管进气管 进气管系引导压气机出口气体方向 它的流道设计直接影响压气机出口气 流均匀性与稳定性 影响增压器的性能和喘振流量 所以进气管也是一个重要 部件 管道带进气弯管 增加了进气损失 流动阻力增大 加大流场的不稳定性 使高效区变窄 效率降低 尤其是在增压器高转速 大流量工况下 流场的不 稳定性加剧 导致压气机叶轮发生气体分离 提前发生喘振 它的喘振线向左 移动 由于发动机本身结构的特点 问题不可回避 在实际设计中必须通过进 气管来引导气流流动 所以在设计中必须考虑管子对整个系统的影响 本文分 析 管子引发喘振是由于管子的加入 增加了气流的流动损失 流动阻力增大 从而造成整个增压系统流动阻力增大 进而引起一定转速下压气机进气流量减 小 发生气体分离 引起喘振 3 2 33 2 3 中冷器中冷器 中冷器是对流动过程中的气流进行冷却的装置 在使用初期可有效的降低 气流的温度 使流经的气流流动状况改善 但一段时间后压气机也会发生喘振 现象 通过测试发现 分析发现两个原因 一个是在压气机发生喘振前 中冷器 后的空气温度远高于设计给定值由此 可以推断中冷器的换热效果较差 从而 造成叶轮的入口温度较高 落在喘振区内 进而导致整个机组进入非稳定工作 状态 另一个是随着使用时间的加长 渐渐会在中冷器入口处堆积污垢 造成流通面积的减小 背压升高 气体流量减小 造成整个增压系统进气流量 减小 产生分流 增加了喘振可能 3 2 43 2 4 外部环境外部环境 前面所述 引起增压系统喘振的因素是多方面 除结构和联合工作中的因 素外还有其他方面的因素 大气环境对压气机的工作过程有很大影响 在同一 转速下 温度高时比温度低时喘振发生的早 这是因为 压气机周围的温度高 时 空气单位体积的密度小 在一定转速下进入压气机的空气量就小 较早的 引起气体分流 从而造成喘振 喘振是压气机及整个系统中介质的前进运动的稳定性遭到破坏所致 即喘 振时气流的脉动是轴向的 喘振时流量 压力 功率均有波动 16 如前所述 当压气机在一定转速下流量小到一定程度时要发生喘振 不同 工况下喘振时的最小流量是不同 喘振本身是一种不稳定流动 故不难想象实 验状况 特别是压气机出口气流稳定状态与否可使喘振提前或推后发生 另外 发现在部件实验台上测得的压气机喘振线与压气机与发动机联合工 作时测得的喘振线是不同的 有时从特性图上看发动机在外特性上低速工作时 已经进入压气机的喘振区 但实际实验时并未发生喘振 分析其原因在于活塞 发动机在进气冲程中产生一定的吸力 故使压气机脱流不易产生 也就推迟了 喘振的发生 此外 发动机上进气管容积的大小 发火次序的均匀与否等均对 喘振线的位置产生影响 综上所述 喘振并非压气机的唯一特性 它与整个系统密切相关 实践证 明 当增压器与发动机联合工作时 压气机的喘振与发动机发火次序 进气脉 动 增压器配置情况以及发动机运行工况等有很大关系 一旦发生喘振 不能 仅从压气机本身出发而应从系统着眼来解决 3 33 3 管道消振措施管道消振措施 文献 16 17 18 19 21 3 3 13 3 1 压力脉动的消减措施压力脉动的消减措施 通过降低管内气流压力的不均匀度 减小气流压力脉动幅值即消减激振力 对于缓解管道振动非常重要 1 避开气柱共振 消减气流脉动 首先应避免气柱共振 要进行气柱固有频率的计算 使气 柱固有频率与活塞激发频率错开 2 采用合理的吸排气顺序 多缸压气机吸 排气时 管道中气流脉动情况与气缸气阀开启时间长短和 彼此的相位差有关 各气缸开启时间相位则取决于气缸的结构和各列气缸的曲 柄错角 通过改进气缸的结构和配置 采用合理的吸排气顺序 使压气机较均 匀的向管道排 吸 气 可以达到减小气流压力脉动的目的 3 装设缓冲器 缓冲器被认为是最简单且有效的减缓气流脉动的设施 压缩机排出的气体 经过缓冲器后的压力脉动明显下降 理论分析和实践表明 为了能充分发挥缓 冲器减缓气流脉动的效果 应尽量将缓冲器放置在紧靠压缩机的进 排气口 车用柴油机增压系统导气管喘振原因分析 17 缓冲器和管道要采取合适的连接方式 缓冲器容积要通过必要的计算来确定 以下是美国石油协会 API618 计算缓冲器容积的近似公式 K SdSS RVVMKTVV 1 4 1 27 9 式中 入口缓冲罐的最小容积 S V 出口缓冲罐的最小容积 d V 绝热指数K 吸入侧绝对温度 S T 气体分子量M 与缓冲罐相连的气缸每转排 吸 总净容积V 气缸的级压比 R 4 增设孔板 在容积的入口处加装适当尺寸的孔板 可以降低该管段内的压力不均匀度 使管道尾端不具有反射条件从而达到减轻管道振动的目的 消振孔板通常安装 在缓冲罐的进出口管嘴处 孔板与管道取相同材料制作 孔板的孔径 d 与管道 直径 D 之比与工质 平均流速有关 有的学者推荐孔径比用下式计算 0 v 4 0 avDd 有的资料推荐 d D 0 5 0 43 低声速工质取较大质 高声速工质取较小值 孔 板厚为 3 5mm 5 增设气流脉动衰减器 衰减器基于声学滤波原理制作 也叫声学滤波器 比缓冲器有更好的衰减 气流脉动的效果 不过结构比较复杂 分为高频波通滤波器和低频波通滤波器 两种 6 设置集管器 并联运行的管道在汇合处脉动量会相互迭加 迭加的结果有时相互抵消 有 时相互加强 为避免在多处汇合处产生过大脉动值 在汇合处应设置集管器 通常的原则是集管器的通流面积应大于进气管通流面积总和的三倍 7 消减气流脉动的其他措施 如利用波的干涉原理设计消振器 加大总管直径等 要视实际情况采取相 18 应的措施 3 3 23 3 2 改进管系结构特性的措施改进管系结构特性的措施 在整个管系脉动值都控制在允许的范围内后 再进行管系结构振动的计算 通过适当改进管道系统结构 将机械振动的振幅和动应力控制在允许的范围内 1 避免气流方向和速度突变的措施 a 在管道中气流压力不均匀度比较高的地方 应尽量不用弯管 保持管线的 平直 b 管道中必须使用弯头的地方 弯管的弯曲半径要大 转角要尽量小 避免 气流方向的突变 c 在异径接头处 应尽量减小收缩口的角度 避免管径收缩的突然性 2 避免机械共振 改变结构的固有频率 使之避免落入机械共振区域 一般通过采用不同的 支架型式 数量 位置等方法来实现 3 增加管系结构的阻尼 增加管系结构的阻尼 可以有效地防止管系结构发生共振破坏 增加管系 结构阻尼的主要方法是在适当的位置设置阻尼器 但实际上这种方法在往复式 压缩机管道减振措施中很少使用 一般情况下采用在管道的固定支承的部位放 置金属弹簧 橡皮或软木等来改变管系结构的阻尼 其隔振 减振的效果也比 较好 车用柴油机增压系统导气管喘振原因分析 19 4 4 导气管内气流的动力学计算导气管内气流的动力学计算 前面分析了增压系统发生喘振原因 得知增压系统各个组件都可能对压气 机喘振产生影响 就本课题来说主要考虑导气管对喘振的影响 在流经管子时 气流的压力 速度等参数如何变化 气流参数变化与管子结构参数的关系如何 是本文对探讨增压系统喘振的主要出发点 本章就对导气管进行动力学计算 对计算结果进行分析 找出其内在规律 探讨其对压气机喘振的影响 并对导 气管结构进行探讨 本文研究的柴油机增压系统如图 4 1 所示 图 4 1 柴油机增压系统结构图 4 14 1 确定紊流与层流确定紊流与层流 研究气体流动 首先确定气流的流动状态 因为流动状态不同 研究的目 标和方式也有所不同 1883 年 英国科学家雷诺第一个把通道流分为紊流和层 流 通过大量的实验发现 决定管内流动是紊流还是层流的因素有 气流的平 均速度 管径 气体密度和粘性 雷诺数小时 流动呈现为层流 雷诺数增Re 大到一定程度时 层流就转变为紊流 层流向紊流转变的雷诺数不是一个常数 20 临界雷诺数的实际大小随实验的外部条件的变化而变化 通常在工程中 认为 当小于 2100 时 管内流动为层流 当大于 4000 管内流动为紊流 当ReRe 处于两者之间时 则处于由层流向紊流转变的不确定状态 Re 通过理论研究表明 决定管内流动状态的判断依据是一个无量纲准则数 雷诺数 其计算公式为 Re 4 1 vD Re 式中为空气密度 单位 为气流速度 单位 为管径 3 mkgvsmD 单位 为粘性系数 m 以出口边界条件 压气机转速 40000 出口压力 155985 出口温minnpa 度 361 8 流量 0 317 入口边界条件 空气密度 1 225 标准kskg 3 mkg 大气压 101325 温度 293为例计算在此工况下导气管内气流的密度 速pak 度 雷诺数 vRe 由于导气管截面积相等 由连续方程 2 4 可知有 4 2 2211 vv 又将流体流动的能量方程式 2 18 中式 1 式 2 有 2 2 2 1 1 1 P RT P RT 将 287 RkT288 1 3 1 225 1 mkg pap101325 1 kT8 361 2 代入上式 即知pap155985 2 3 2 501 1 mkg 而又将流体流动的能量方程式 2 18 中式 1 进行移项有 22 1 2 1 2 2 21 vv TTR k k 4 3 将式 4 2 和式 4 3 连幂求解得 2 vsm 4 41 于是计算出在此工况下的气流流动雷诺数 e R 5 1078 2 依此计算方法计算出在各工况下导气管内气流的密度 速度 雷诺数如 vRe 表 4 1 表 4 1 各转速下导气管内气流雷诺数 车用柴油机增压系统导气管喘振原因分析 21 压气机转速 minn 3 mkg 气流速度v sm Re 105 40000 1 501 41 4 2 78 40000c 1 491 29 1 1 94 45000 1 592 45 9 3 26 45000c 1 564 33 7 2 35 50000 1 681 50 9 3 82 50000c 1 683 36 1 2 71 注 1 表中 c 表示喘振工况 从表 4 1 可以看出压气机各转速下气流的雷诺数都远大于 4000 从而可知 导气管内气流流动处于紊流状态 只有在紊流状态下 气流的速度 压力 流 量才会波动 才可能使增压系统发生喘振 4 24 2 管内损失压力的计算管内损失压力的计算 气流在流经管内的过程中 受到沿程阻力压力 导气管结构等因素的影响 其压力是有损失的 流动阻力增大伴随着压力损失增大 造成其背部压力增大 使的压气机流量减小 本节对现有管子的压力损失进行计算 分析对压气机的 影响 管内压力损失由公式 4 4 求出 f dp 2 2 v D dx 4 4 式中 表示长的管段内流体因摩擦造成的压损 用表示管内流动 f dpdx 沿程阻力系数 为管径 单位 为管段长度 单位 为气流Dmdxm 密度 单位 为气流速度 单位 3 mkgvsm 本文分别取距进气口 165和 330管长的压降进行了计算 如图mmmm 4 2 由于马赫数的平方约等于零 所以在计算中气流密度取压气机0 2 Ma 出口值 本文研究的导气管是一进口小 出口大的弯形管 在满足计算要求的 情况下 根据流体力学理论 用损失系数代替管的弯部损失 弯管就可等同于 22 如图 4 2 的管型 图 4 2 压力损失计算示意图 计算导气管内气流压力损失 计算结果如下 表 4 2 中间截面和出口处压力损失 压气机转速 minn p pa T k G skg v sm 3 mkg 1 f dp pa 2 f dp pa 40000155985361 80 31741 41 50126515302 40000c157855370 10 21829 11 49113012603 45000173015379 00 36745 91 59234516912 45000c173275386 80 26433 71 56418333656 50000191465398 00 43050 91 68144928984 50000c194695404 60 30536 11 68322614522 注 1 表中 c 表示喘振工况 表 4 2 中 导气管入口气流压力 温度和流量是通过实验得出的 pTG 根据公式 2 4 2 18 计算出密度和速度 再通过公式 4 4 计算出 v 气流的压力损失 表 4 2 中1 是气流流经 165管长的压力损失 2 是 f dpmm f dp 气流流经 330管长的压力损失 从表 4 2 中可以看出压力损失是随着转速的mm 增加而增加的 同时压力损失也是随着管长的增加而不断增大的 本文取柴油 机工作一定时间后为研究对象 这时可以认为导气管的温度是恒温的 在此我 们不考虑热交换造成的压力损失 车用柴油机增压系统导气管喘振原因分析 23 从计算结果可以看出损失的压力和初始压力相比是很小的 压力损失对导 气管的影响是很小的 可以忽略 4 34 3 导气管内气流压力 速度的计算导气管内气流压力 速度的计算 在探讨喘振问题时 首先要了解管内气流的流动状况 即而探讨导气管对 压气机的影响 气流流经导气管时 气流各参数与导气管各参数有密切关系 两者相互制约 相互影响 取导气管的四个截面进行计算 如图 4 3 所示 图 4 3 导气管示意图 4 3 14 3 1 马赫数的确定马赫数的确定 要对管内气流进行动力学分析必须确定气流是超音速流还是亚音速流 通 过流速的大小来判断导气管是喷管还是扩压管 气流在喷管中流过时 速度增 大压力减小 在扩压管中流过时压力增大速度减小 超音速与亚音速流的判断 是由马赫数的大小来确定的 由公式 4 5 c v Ma 4 6 kRTc 式中 为音速 单位 为气流速度 单位 为空气系数 csmvsmk 为空气常数 为温度 单位 RTk 根据公式 4 5 4 6 计算气流音速 马赫数 结果如表 4 3 所示 cMa 表 4 3 不同工况下的马赫数 压气机转速 minn c sm v sm Ma 40000 381 4 41 4 0 109 24 40000c 385 7 29 1 0 075 45000 390 3 45 9 0 118 45000c 394 3 33 7 0 085 50000 400 0 50 9 0 127 50000c 403 3 36 1 0 090 注 1 表中 c 表示喘振工况 从表 4 3 我们可以看出气流的马赫数在喘振和非喘振时都是小于 1 的 从而可以确定管内流动为亚音速流动 管内气流为亚音速流时 气流流过时压 力增大速度减小 超声速流动与亚声速流动中 流速与端面变化的关系有着本 质上的区别 为了阐明这个问题 下一小节确定气流参数和通道面积的关系 4 3 24 3 2 确定气流参数和通道面积的关系确定气流参数和通道面积的关系 对气流进行动力学计算之前首先要确定气流参数和通道面积的关系 这 样才会了解气流压力 速度是如何变化的 由连续方程可写出 4 7 D A dA v dv 并由运动方程可写出 4 8 2 v dp v dv 由上两式可得 1 1 2 2 2 2 22 c v v dp ddp v v dpd v dp A dA 即 4 9 2 2 1Ma v dp A dA 或 4 10 2 1Ma v dv A dA 根据 4 9 4 10 式我们可知管截面的变化与气流压力变化成正比 与 气流速度变化成反比 可压缩气体的一元流动的基本理论 是动力学的基本内 容 能够研究流体密度或流体压缩性起显著作用的流体的运动规律 气体的密 度是随压强和温度而变化的 但当气流的速度远小于声速时 如气流速度小于 50m s 或 70m s 其密度或压强的相对变化都不大 可将这种低速气流按不可压 缩流体处理 然而 当气体接近声速或超声速流动时 其参数的变化规律与不 可压缩流体流动有本质的不同 这时必须考虑气体的压缩性 车用柴油机增压系统导气管喘振原因分析 25 4 3 34 3 3 气流压力 速度计算气流压力 速度计算 增压系统是发动机运行体系的一个环节 发动机工作状态会对增压系统产 生影响 本文就柴油机增压系统中压气机与中冷器之间的导气管作为研究对象 分析导气管中气体流动各参数的变化 进而研究压气机喘振的原因 表 4 4 为 柴油机增压系统压气机出口气流边界条件值 表 4 4 柴油机增压系统压气机出口气流实验测量值 转速 r min 压力 pa 温度 k 流量 kg