對(duì)置活塞對(duì)置氣缸發(fā)動(dòng)機(jī)性能模擬研究*

徐元利，焦志勇，孫苗鐘，周玉存，談炳發(fā)

(天津科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，天津 300222)

前言

在20世紀(jì)初，曾有人提出了對(duì)置活塞的發(fā)動(dòng)機(jī)形式(如Junkers發(fā)動(dòng)機(jī))和對(duì)置氣缸的發(fā)動(dòng)機(jī)形式(如Boxer發(fā)動(dòng)機(jī))。Junkers發(fā)動(dòng)機(jī)由于其升功率高而被用于螺旋槳戰(zhàn)斗機(jī);而Boxer發(fā)動(dòng)機(jī)可以平衡往復(fù)慣性力從而大大減小發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)。但由于與傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)相比，這兩種發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，對(duì)制造工藝和材料性能要求高，且可靠性有待改善，使它們逐漸淡出了人們的視線。

近年來(lái)，隨著內(nèi)燃機(jī)新材料新工藝制造技術(shù)的突飛猛進(jìn)，使這兩種發(fā)動(dòng)機(jī)概念又被重新提及。文獻(xiàn)［1］中把兩種形式結(jié)合在一起，提出了對(duì)置活塞對(duì)置氣缸(opposed piston opposed cylinder，OPOC)的概念，開展了高功率壓燃式OPOC發(fā)動(dòng)機(jī)的研究［2］，這種發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)合了兩種發(fā)動(dòng)機(jī)的長(zhǎng)處，熱效率高達(dá)41%，升功率可達(dá)88kW/L。

由于OPOC發(fā)動(dòng)機(jī)采用對(duì)置活塞、對(duì)置氣缸二沖程的結(jié)構(gòu)，噴油器沿氣缸徑向布置，且油束要同時(shí)適應(yīng)內(nèi)、外活塞兩個(gè)燃燒室;再加上這種發(fā)動(dòng)機(jī)國(guó)內(nèi)外的研究資料較少［3-6］，因此給研究工作帶來(lái)了相當(dāng)大的難度和挑戰(zhàn)。

前階段利用CFD軟件研究了OPOC柴油機(jī)不同進(jìn)氣方式形成渦流和滾流的效果。著重優(yōu)化滾流的形成方式，比較渦流、滾流情況下缸內(nèi)流動(dòng)的特點(diǎn)，研究?jī)煞N流動(dòng)方式對(duì)燃燒的影響。結(jié)果表明，缸內(nèi)流動(dòng)形式對(duì)燃燒的影響有很大差異。其中，組織滾流能大大提高上止點(diǎn)附近的缸內(nèi)湍流動(dòng)能，加快燃燒進(jìn)程，減小向缸壁的傳熱損失，從而提高了OPOC 柴油機(jī)的性能［7］。

為了對(duì)新開發(fā)的OPOC發(fā)動(dòng)機(jī)的性能進(jìn)行研究，本研究依照前期三維計(jì)算所得放熱規(guī)律進(jìn)行一維計(jì)算。利用GT-power軟件對(duì)OPOC發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行模型的建立和性能模擬，從而為這種發(fā)動(dòng)機(jī)的設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。

1 研究目標(biāo)

本文中研究的OPOC發(fā)動(dòng)機(jī)是一臺(tái)單缸排量為1.34L、二沖程、水冷、直噴式柴油機(jī)。它采用電控高壓共軌燃油噴射系統(tǒng)。該發(fā)動(dòng)機(jī)的研究分3個(gè)階段，各階段的研究目標(biāo)參照文獻(xiàn)［1］確定，見表1。

表1 各階段的研究目標(biāo)

2 發(fā)動(dòng)機(jī)的性能優(yōu)化

2.1 計(jì)算的初始條件和邊界條件

計(jì)算的初始條件和邊界條件見表2，進(jìn)、排氣口流通面積隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化見圖1和圖2。

表2 計(jì)算的初始條件和邊界條件

2.2 缸內(nèi)熱力過(guò)程基本方程

內(nèi)燃機(jī)缸內(nèi)的工作過(guò)程可用3個(gè)基本參數(shù)(p，T，m)來(lái)表示缸內(nèi)氣體的狀態(tài)，并且可以通過(guò)能量守恒方程、質(zhì)量守恒方程和理想氣體狀態(tài)方程把整個(gè)工作過(guò)程聯(lián)系起來(lái)。

2.2.1 能量守恒方程

根據(jù)熱力學(xué)第一定律，可以建立內(nèi)燃機(jī)缸內(nèi)能量守恒方程式:

式中:U為系統(tǒng)的內(nèi)能;W為作用在活塞上的機(jī)械功;Qi為通過(guò)系統(tǒng)邊界交換的熱量;hj為比焓;hj·dmj為質(zhì)量dmj帶入(或帶出)系統(tǒng)的能量。

2.2.2 質(zhì)量守恒方程

忽略泄漏，內(nèi)燃機(jī)缸內(nèi)的氣體質(zhì)量變化量等于噴入氣缸的燃料質(zhì)量、流入氣缸的氣體質(zhì)量與流出氣缸的氣體質(zhì)量之差，即

式中:mB為噴入氣缸燃料質(zhì)量，kg;ms為流入氣缸的氣體質(zhì)量，kg;me為流出氣缸的氣體質(zhì)量，kg。

2.2.3 氣體狀態(tài)方程

對(duì)于理想氣體來(lái)說(shuō)，滿足理想氣體狀態(tài)方程:

式中Rg為氣體常數(shù)，J/(kg·K)。

2.3 模型的建立

由于兩個(gè)氣缸的對(duì)稱性，為了簡(jiǎn)化計(jì)算模型，只對(duì)其中一個(gè)氣缸進(jìn)行建模。另外，由于OPOC發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸的特殊性，即一個(gè)氣缸內(nèi)包括兩只活塞、兩套連桿，與同一根曲軸相連，因此，無(wú)法用傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)的建模形式。本文中利用GT-power軟件，采用獨(dú)特的建模形式，即兩個(gè)氣缸采用V形180°布置，使兩氣缸在同一水平面內(nèi);發(fā)火間隔為0°，使兩活塞同時(shí)到達(dá)上止點(diǎn)，以實(shí)現(xiàn)對(duì)置運(yùn)動(dòng);兩氣缸用一厚度極小的管道連接以實(shí)現(xiàn)一個(gè)氣缸、兩只活塞、兩套連桿與同一根曲軸相連。計(jì)算模型見圖3，依照前期三維計(jì)算所得放熱規(guī)律進(jìn)行一維計(jì)算［7］。

2.4 模型的校正

參照表2中所給的邊界條件，對(duì)2 500r/min、80N·m這一工況點(diǎn)的性能進(jìn)行模型校正，結(jié)果與FEV資料上所給的數(shù)據(jù)基本吻合［1］。該工況點(diǎn)性能的計(jì)算結(jié)果見表3。

表3 2 500r/min、80N·m工況點(diǎn)的性能

2.5 性能模擬

模型確定以后，對(duì)1 500、2 500和3 800r/min的外特性點(diǎn)性能進(jìn)行模擬，主要包括:進(jìn)、排氣管直徑，進(jìn)氣壓力，供油提前角和噴油嘴方案的優(yōu)化，為發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)和試驗(yàn)提供理論依據(jù)。

2.5.1 進(jìn)、排氣管直徑的優(yōu)化

改變進(jìn)、排氣管的直徑，共有3個(gè)方案。方案1:進(jìn)氣50mm、排氣40mm;方案 2:進(jìn)氣 58mm、排氣48mm;方案3:進(jìn)氣65mm、排55mm。3個(gè)工況點(diǎn)的性能計(jì)算結(jié)果見表4～表6。

表4 進(jìn)、排氣管內(nèi)徑對(duì)1 500r/min外特性點(diǎn)的性能影響

表5 進(jìn)、排氣管內(nèi)徑對(duì)2 500r/min外特性點(diǎn)的性能影響

表6 進(jìn)、排氣管內(nèi)徑對(duì)3 800r/min外特性點(diǎn)的性能影響

由表可見:進(jìn)、排氣管內(nèi)徑的變化對(duì)1 500r/min外特性點(diǎn)的性能影響不大，而對(duì)2 500和3 800r/min外特性點(diǎn)的性能影響較大。后兩個(gè)工況性能隨進(jìn)、排氣管內(nèi)徑的增大逐漸得到改善，方案3已基本達(dá)到預(yù)期目標(biāo)要求，以下計(jì)算進(jìn)、排氣管的內(nèi)徑均按方案3進(jìn)行。

2.5.2 進(jìn)氣壓力的優(yōu)化

由于所研制樣機(jī)擬采用模擬增壓進(jìn)行試驗(yàn)研究，為了提高計(jì)算的準(zhǔn)確性，本次計(jì)算未在對(duì)置二沖程計(jì)算模型中加上渦輪增壓器。

對(duì)于實(shí)際發(fā)動(dòng)機(jī)，進(jìn)氣壓力發(fā)生變化后，排氣壓力也相應(yīng)變化，本次計(jì)算根據(jù)進(jìn)氣壓力和渦輪增壓器效率來(lái)估算排氣壓力，其值為進(jìn)氣壓力的0.8～0.9倍。

表7～表9分別為進(jìn)氣壓力對(duì)3個(gè)工況點(diǎn)性能的影響。由表可見，隨著進(jìn)氣壓力升高，發(fā)動(dòng)機(jī)性能逐漸得到改善，當(dāng)3個(gè)工況點(diǎn)進(jìn)氣壓力分別為0.25、0.30和0.35MPa時(shí)，各工況點(diǎn)性能接近或達(dá)到預(yù)期目標(biāo)。以下進(jìn)氣壓力均按此值計(jì)算。

表7 進(jìn)氣壓力對(duì)1 500r/min外特性點(diǎn)的性能影響

表8 進(jìn)氣壓力對(duì)2 500r/min外特性點(diǎn)的性能影響

表9 進(jìn)氣壓力對(duì)3 800r/min外特性點(diǎn)的性能影響

2.5.3 供油提前角的優(yōu)化

表10～表12分別為供油提前角對(duì)3個(gè)工況點(diǎn)性能的影響。

表10 供油提前角對(duì)1 500r/min外特性點(diǎn)的性能影響

由表可見，供油提前角對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)性能影響有較大影響，當(dāng)供油提前角為-20°CA時(shí)，3工況點(diǎn)性能較優(yōu)。

2.5.4 噴油嘴方案的優(yōu)化

表11 供油提前角對(duì)2 500r/min外特性點(diǎn)的性能影響

表12 供油提前角對(duì)3 800r/min外特性點(diǎn)的性能影響

噴油嘴的設(shè)計(jì)方案有 3種:3×φ0.22，4×φ0.19和3×φ0.17。各轉(zhuǎn)速外特性點(diǎn)的性能計(jì)算結(jié)果見表13～表15。

表13 油嘴方案對(duì)1 500r/min外特性點(diǎn)的性能影響

表14 油嘴方案對(duì)2 500r/min外特性點(diǎn)的性能影響

表15 油嘴方案對(duì)3 800r/min外特性點(diǎn)的性能影響

由表可見，3×φ0.17油嘴低速性能較好，而3×φ0.22油嘴高速性能較好，綜合3種油嘴的性能，考慮加工工藝性等方面的影響，選用3×φ0.22為宜。

2.5.5 最終優(yōu)化的性能指標(biāo)

最終優(yōu)化的性能指標(biāo)見表16。3個(gè)工況點(diǎn)缸壓曲線見圖4～圖6。

表16 最終優(yōu)化的性能指標(biāo)

1 500r/min外特性工況點(diǎn)，最高燃燒壓力為11.6MPa，相位為 12.2°CA;最大壓力升高率為0.42MPa/°CA。

2 500r/min外特性工況點(diǎn)，最高燃燒壓力為11.9MPa，相位為 12.3°CA;最大壓力升高率為0.45MPa/°CA。

3 800r/min外特性工況點(diǎn)，最高燃燒壓力為11.9MPa，相位為 12°CA;最大壓力升高率為0.41MPa/°CA。

由上述燃燒特征參數(shù)可知，3個(gè)工況點(diǎn)最高燃燒壓力相位均在上止點(diǎn)后10°CA左右，燃燒效率較高，最大壓力升高率均低于0.5MPa/(°)CA，有效控制了燃燒噪聲和振動(dòng)。

3 結(jié)論

針對(duì)OPOC發(fā)動(dòng)機(jī)的特殊性，本文中建立了相應(yīng)的計(jì)算模型。計(jì)算結(jié)果表明，模型可以適于該類發(fā)動(dòng)機(jī)的性能模擬計(jì)算。利用該模型對(duì)其進(jìn)排氣管內(nèi)徑、進(jìn)氣壓力、供油提前角和油嘴方案等進(jìn)行的優(yōu)化結(jié)果表明:發(fā)動(dòng)機(jī)3個(gè)工況點(diǎn)的性能指標(biāo)均可以達(dá)到預(yù)期的目標(biāo)。

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