车用柴油机增压系统导气管喘振原因分析

1、学位论文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：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屮一 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 故障岀现吋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

2、原因，文中运用空气动力学、流体力学基木理论 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analysis on surge of turbocharger for diesel e

3、ngineabstractthe 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 compro

4、mises 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, thu

5、s avoiding unnecessary expense costs and blindness in diesel engine designingin 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

6、 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 turbocharg

7、er 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 practicekey words： diesel engine; turbocharger; surge; numerical s

8、imulation目 录摘要iabstractit1绪论11.1本课题的背景11.2国内外研究现状及存在的问题11.3本文的主要工作内容32基本理论4弓i言42. 1基本理论42. 1. 1基本概念42. 1.2基本方程52.2气流参数与通道面积的关系82.3有摩擦的管内流动93柴油机增压系统喘振影响因素分析11引言113. 1压气机喘振的机理113. 1. 1压气机的工作特性113. 1.2增压器（压气机）与柴油机联合工作123.2压气机喘振的原因133.2. 1增压器（压气机）自身结构的原因133. 2. 2进气管143.2.3中冷器153. 2. 4外部环境153. 3 管道消振措施文献

9、16、17、18、19、21163. 3. 1压力脉动的消减措施163. 3. 2改进管系结构特性的措施174导气管内气流的动力学计算194. 1确定紊流与层流194.2管内损失压力的计算214.3导气管内气流压力、速度的计算224. 3. 1马赫数的确定234. 3. 2确定气流参数和通道面积的关系244. 3. 3气流压力、速度计算244.4导气管内径的计算264. 5导气管管长的计算285数值模拟305. 1控制方程15305.2网格生成315.3进气管的数值计算315. 3.1进气管流道模型的建立325. 3.2网格的划分325. 3.3边界条件的确定335. 3.4计算结果34结论3

10、7参考文献38致谢391绪论1.1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 -o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人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

11、。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 动机及其组件也提岀了更高的耍求，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。1.2国内外研究现状及存在的问题eg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。

12、目前对喘振现象的研究依然是理论分析与实验相结合。这种硏究方法实验周 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來越能够精 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， 越來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

13、、三维的计算，近年來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，将原來圆形管状接头 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

14、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，还进行了人量的实验研 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

15、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)fit!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齐种边界的 连续场问题，程序具有较强的通用性，用户要做的只是

16、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。1.3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

17、状况进行了仿真计算。具体步骤如下：(-)分析增压系统喘振的原因。(-)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。2基本理论引言在理论力学屮，是以受力后不变形的绝对刚体为研究对彖，而在流体力学屮, 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岀的体积 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

18、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. 1基本理论2.1.1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) 均匀流动和菲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

19、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：c = 4krt(2. 1)式中k为空气系数；r为空气常数；t为温度气流速度u与当地声速c的比值，称为马赫(mach)数，记为ma:ma = -(2.2)c(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。re = m(2.3)式中p为空气密度；为速度；d为管径；“为粘性系数雷诺数re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 紊流

20、。层流向紊流转变的雷诺数不是一个常数。临界雷诺数的实际人小随实验的 外部条件而变化，通常在工程中，认为当re小于2100时管内的流动是层流；当 re大于4000,管内的流动是紊流。当处于两者之间时，则可能处于不确定的过 渡状态。流休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。在紊流屮，各点的压力也是脉动的。2. 1. 2基本方程把气体看作无粘性、定常流动、等爛过程。如图1, 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(1)连续

21、方程(2.4)由质量守恒定律 d(pva)= o 积分得或 px v, aj = p2v2a2 = c 式屮clm 质量流量 或为：些+砂+么0p v a(2. 5)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dq(j/kg),使气体内能增加tdu(j/kg),同时气体膨胀对外作了功皿一 vp)dq = du 十 pd(丿/焙)，由热力学第一定律:(2.6)又，恰爪j / kg)定义为(2.7)dh =du +如p+ pd(2.8)对恒定等嫡气流，血=0,则dh = p以上式中u(j/kg)为单位质量

22、流体的内能，称为比内能，c”为比等压热容。在可压缩等爛气流中，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，对于恒定等爛气流， 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 )(2. 10)d+lcp 2由以上各式，可把一元恒定等爛气流的能量方程写为vh = ckrt v21k-299或+ = c2以上五式都是一元恒定等爛气流的能量方程表达形式(3)运动方程7对式孤干c进行微分必+ d=dq + + vdv = 0p对等爛气流，dq = o,则坐+如0p(2. 11)(2. 12)(2. 13)(2. 14)(

23、2. 15)上式就是一元恒定等爛气流的运动方程(已略去重力影响)，其积分形式为徑+ c(2. 16)p 2只要知道卩和。的关系，就可求得上式中的积分。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爛气流问题,三个方程尚不能求解,p、p、t四个参变量，还需加入一个等燔状态方程 = c(2. 17)pk才能使方程组封闭，构成了一元恒定等爛气流的基本方程组。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：电+亡k p -,2(2. 18)2 2c 1 v 11k-22 2c 2 v 21k-2通过（2.18）式，只要知道截面1的所有参数、截面2的任意

24、一个参数，就 可求出所有其他参数。对于一元等怖气流，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。2.2气流参数与通道面积的关系通道面积沿流程增人或减小直接影响流速、压力沿流程的变化。木文小认为通道内的气流是恒定等嫡的。由连续方程可写出:dv_公+妙、a p >(2. 19)并由运动方程可写出:dvdpv pv(2. 20)由上两式可得:(2.21)(2. 22)(2. 23)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. ma<.v<c (亚音速)此时

25、(1-m/)>0,由式(2.22)、式(2.23)可以看出：必与同号而与加 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，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. ma > 1,即(超咅速)此时(l-m/)vo,同样由式(2.22)、式(2. 23)可以看出：现da与dp异 号而与加同号，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小； 反z,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. ma = 1,即 v = c (音速)从(2. 23)式中可看出，当ma = l时，式为零，这说明过流面积在此时应取 极大值或极小值。2.3

26、有摩擦的管内流动现用如/表示dx长管段内流动因摩擦造成的压损，用2表示管内流动沿程 阻力系数，贝ij:dpf =磴岸24)式中d为管径；心为所取管段长度，见图2. 2。“14图2. 2有摩擦管流中取控制体图中取必长流段为控制体，采用动量守恒定律，有qm (v + dv)- v=- (/? + dp)a - adpf(2. 25)式中qm = pva ,为管中的质量流量，a为管断面积。整理上式可得：p>adv = -adp-(2. 26)即dp_pdv2kma2v2 j=0(2. 27)上式就是有摩擦的管内流动的动量方程，它与能量方程式(力+工二力。)和连2续方程式(pv = c = g

27、)组成绝热有摩擦管流的基本方程组。由这些基本方程可 求解出以下一些参数z间的关系式dma2ma2( b-kma2 + mq2i 2丿-ma2dv1 kma2 . dx= x一v2 l-ma2 ddp _ kma2 1 + (/： - l)mtz2 dx p2(-ma2) ddpopoakmcr 0 dxz2 d(2. 28)(2. 29)(2. 30)(2.31)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。3柴油机增压系统喘振影响因素分析引言在能源利用，环境保护要求口益提高的今天，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

28、 动机及其组件也提岀了更高的要求，从而也引发一些新的问题。其中一个问题就 是压气机的喘振现彖。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，在故障出现吋有的放矢，避免不 必要的损失和盲目性是很必要的。3.1压气机喘振的机理绝对速度图3.1叶轮气体分离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

29、调配合才能使整 个系统正常工作。3.1.1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

30、气体以低于叶轮旋转速度的线速度 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，同吋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. 1.2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，只有当工作条件发牛变化或操作不当时

31、，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吋，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 线基木平行于喘振线，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表明发动机所需要 流量太大，而压力过低

32、，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。空气流量(kg/s)图3. 3柴油机和压气机配合曲线3.2压气机喘振的原因3. 2. 1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入口肓径65mm,叶片进口角从32°c陆续减至16°

33、;c,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吋，增压器叶轮出口直径llorrnn入口直径65rmn,叶片进 口角从32°c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

34、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。0.25伍比2.01.81.61. 压气机叶轮110/65-322. 压气机叶轮110/58-233压气机叶轮110/58-164. 压气机叶鸵105/58-221.41.20.050. 100. 150.200.250.30空气涼量（kg/s）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

35、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叫 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，这些因素对扩压 器的性能影响很大。3. 2. 2进气管进气管系引导压气机出口气体

36、方向，它的流道设计直接影响压气机岀口气流 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休分离，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

37、减小，发生气体 分离，引起喘振。3. 2. 3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彖。 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。3.2.4外部环境前面所述，引起增

38、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。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，故不难想彖实验状 况，特别是压气机出口气流稳定状态与否可使喘振提前或

39、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

40、发而应从系统着眼来解决。3. 3管道消振措施文献16、17、18、19、213. 3.1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

41、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；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：匕=9.27v(kts/ m)vd = vs/ri/k式中：匕一入口缓冲罐的最小容积匕一出口缓冲罐的最小容积k绝热指数兀一吸入侧绝对温度m气体分了量v与缓冲罐相连的气缸每转排(吸)总净容积气缸的级压比(4) .增设孔板在容积的入口处加装适当尺寸

42、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，平均流速心有关，有的学者推荐孔径比用下式计算d/d = vja有的资料推荐d/d二0.50.43,低声速工质取较大质，高声速工质取较小值，孔 板厚为35mm。(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

43、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应 的措施。3.3.2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乩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，弯管的弯曲半径耍大，转角要尽量小，避免 气流方向

44、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z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。4导气管内气流的动力学计算前面分析了增压系统发牛喘振原因，得知增压系统各个组件都可能对压气机 喘振产生影

45、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。木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. 1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、

46、气体密度和粘性。雷诺数小吋，流动呈现为层流，雷诺数re增人到一定 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。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re小于 2100吋，管内流动为层流；当re犬于4000,管内流动为紊流；当re处于两者 之间时，则处于由层流向紊流转变的不确定状态。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一 雷诺数re,其计算公式为：=(4. 1)a式中p为空气密度,单位：kg/m3 ； u为气流速度，单位：m/s ； £为管径, 单位：m； “为粘性系数。以出口边界条件：压气机转速4oooo/

47、min 出口压力155985“/、出口温 度361.8p、流量0.317/5 ；入口边界条件：空气密度1.225/m3 标准大 气压101325 pa，温度293 k为例计算在此工况下导气管内气流的密度p、速度v、 雷诺数re。由于导气管截面积相等，由连续方程（2-4）可知有：= piv 2（42）乂将流体流动的能量方程式（2.18）中式（1）-式（2）有rt、丄= rt?且ppi将 /? = 287 > 7； =28%、p =.225kg/m3 > 门=101325/、3=361.%、p2 = 155985“/ 代入上式、即知 °2 = 1.501 /m3kk2而又将流

48、体流动的能量方程式（2.18）中式（1）进行移项有(4.3)将式（4.2）和式（4.3） 连幕求解得:v2 = 41.4m/s于是计算出在此工况下的气流流动雷诺数：re = 2.78x10 s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v、雷诺数re如 表 4. io表4.1各转速下导气管内气流雷诺数压气机转速p气流速度vre(n/min )(kg/m3 )()(*105)400001.50141.42. 7840000c1.49129. 11.94450001.59245.93. 2645000c1.56433.72. 35500001.68150.93. 8250000

49、c1.68336. 12.71注1）：表屮“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。4.2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，式中 如/表示山长的管段内流体因摩擦造成的压损，用2表示管内流动沿 程阻力系数；d为管径

50、，单位：m；力为管段长度，单位:/77； p为气流密度, 单位：kg/m3 ； v为气流速度，单位：m/s q本文分别取距进气口 165加加和330mm管长的压降进行了计算，如图4. 2。由于马赫数的平方约等于零（m/ =0）,所以在计算中气流密度取压气机出 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。弯管就可等同于如图 4.2的管型。入口图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 屮间截面和出口处压力损失压气机转速ptgvpdp f2n/minpakkgsm/skg/m3papa

51、40000155985361.80. 31741.41.5012651530240000c157855370. 10.21829. 11.4911301260345000173015379.00. 36745.91.5923451691245000c173275386.80. 26433. 71.5641833365650000191465398.00. 43050.91.6814492898450000c194695404.60. 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卩、温度t和流量g是通过实验得出的，根 据公式（2.4）、（

52、2. 18）.计算出密度p和速度八 再通过公式（4.4）计算出气 流的压力损失。表4. 2中必?/. 1是气流流经165/nm管长的压力损失，dp2是气 流流经330mm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，这吋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。从计算结果可以看岀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。4.3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

53、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。4. 3.1马赫数的确定由公式:ma = -cc = 4krt要对管内气流进行动力学分析必须确定气流是超音速流述是亚音速流，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；在扩压管中流过吋压力增大速度减小。超音速与亚音速流的判断是由 马赫数的大小来确定的。(4. 5)(4. 6)式中c为音速，单位:m/s ；"为气流速度，单位:m/s ； k为空气系数；r 为空气常数；t为温度，单位：k。根据公式(4.5)、(4

54、. 6)计算气流音速c、马赫数mg,结果如表4. 3所示：表4. 3不同工况下的马赫数压气机转速(n/min)c(m/s)v(m/s)ma40000381.441.40. 10940000c385. 729. 10. 07545000390.345.90. 11845000c394.333.70. 08550000400.050.90. 12750000c403.336. 10. 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. 3.2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。由连续方稈可写出： =+(4. 7)v i a p )并由运动方程可写出： =(4. 8)v pv由上两式可得:da _ dp dp _ dp q v2)a pv p pvdp/dp(4. 9)或 (4. 10) a v根据(4.9)、(4.10