楊紹卿，張永峰

（陸軍裝甲兵學(xué)院 車輛工程系，北京 100072）

柴油機(jī)在使用過程中，由于其負(fù)荷強(qiáng)度、工作環(huán)境、加工裝配方式以及人員操作不當(dāng)?shù)榷喾矫娴脑?，使得缸?nèi)缸套-活塞環(huán)、氣門等部件出現(xiàn)較為嚴(yán)重的磨損，柴油機(jī)氣缸密封性下降，出現(xiàn)缸內(nèi)漏氣現(xiàn)象。柴油機(jī)氣缸漏氣對(duì)柴油機(jī)的性能具有多方面的負(fù)面影響，具體表現(xiàn)為[1-4]：氣缸壓縮壓力減小，導(dǎo)致柴油機(jī)起動(dòng)困難；缸內(nèi)壓力降低，輸出功率下降；缸內(nèi)高溫氣體泄漏，加劇潤滑油消耗和油品劣化；燃油有效比油耗增加。

針對(duì)以上問題，筆者通過模擬漏氣試驗(yàn)和仿真計(jì)算的方法，在150 mm缸徑單缸柴油機(jī)上對(duì)不同漏氣面積開度對(duì)柴油機(jī)輸出性能的影響進(jìn)行研究，對(duì)于提高柴油機(jī)性能合理制定維修策略具有十分重要的意義。

1 單缸機(jī)模擬漏氣試驗(yàn)

1.1 試驗(yàn)設(shè)備

試驗(yàn)用單缸機(jī)為四沖程柴油機(jī)，主要性能參數(shù)見表1。

表1 單缸柴油機(jī)試驗(yàn)臺(tái)主要參數(shù)

為實(shí)現(xiàn)對(duì)柴油機(jī)漏氣面積的定量控制，文中設(shè)計(jì)了漏氣模擬裝置，如圖1所示。通過調(diào)節(jié)漏氣模擬裝置開度的大小，可以實(shí)現(xiàn)對(duì)氣缸漏面積增量的線性控制與測(cè)量。缸內(nèi)壓力采用Optrand H33294型缸壓傳感器進(jìn)行測(cè)量；模擬漏氣裝置外接口連接Rheonik RHM15型渦輪質(zhì)量流量傳感器測(cè)量漏氣率。

通過旋轉(zhuǎn)漏氣模擬裝置的調(diào)整螺栓，可以控制調(diào)整螺栓與開口間隙的重合度，實(shí)現(xiàn)對(duì)漏氣面積開度的控制。調(diào)整螺栓每旋轉(zhuǎn)360°，裝置開口間隙變化0.25×10-6m2。

1.2 試驗(yàn)步驟

試驗(yàn)單缸機(jī)負(fù)荷選擇100%和60%，轉(zhuǎn)速選擇1400、1600 r/min，一共四個(gè)工況點(diǎn)進(jìn)行。在每個(gè)工況點(diǎn)進(jìn)行測(cè)試時(shí)，保持負(fù)荷與轉(zhuǎn)速不變，改變模擬漏氣裝置的漏氣面積開度（見表2），測(cè)量單缸機(jī)的缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力、比油耗及功率。

表2 模擬漏氣試驗(yàn)參數(shù)

漏氣模擬試驗(yàn)的步驟為：

1）預(yù)熱單缸機(jī)，控制水溫為45～60 ℃，機(jī)油壓力為0.4～0.6 MPa。

2）調(diào)節(jié)模擬漏氣裝置開度，調(diào)節(jié)負(fù)荷至60%，測(cè)量1400、1600 r/min條件下的功率、壓力和比油耗。

3）停機(jī)冷卻，改變漏氣面積開度，每個(gè)開度重復(fù)測(cè)量3次。

4）調(diào)節(jié)負(fù)荷至100%，每個(gè)開度重復(fù)3次測(cè)量，100%負(fù)荷工況不再測(cè)量油耗。

1.3 試驗(yàn)結(jié)果

1.3.1 部分負(fù)荷工況試驗(yàn)結(jié)果

60%負(fù)荷、1400 r/min工況下，單缸機(jī)缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力、功率及比油耗隨模擬漏氣裝置開度的變化規(guī)律如圖2所示。由圖2可知，隨著模擬漏氣裝置開度的增加，單缸機(jī)的最大爆發(fā)壓力和功率隨之下降，而有效比油耗上升。模擬漏氣裝置開度從0.91 mm2增加至3.81 mm2時(shí)，缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力由7.636 MPa下降至7.454 MPa，下降了2.383%。單缸機(jī)功率由17.28 kW下降至15.66 kW，下降了9.375%。有效比油耗由243.2 kg/(kW·h)增加至269.7 kg/(kW·h)，上升了10.896%。

60%負(fù)荷、1600 r/min工況下，單缸機(jī)缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力、功率及比油耗隨模擬漏氣裝置開度的變化規(guī)律如圖3所示。由圖3的結(jié)果可知，模擬漏氣裝置開度從0.91 mm2增加至3.81 mm2時(shí)，缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力由7.738 MPa下降至7.511 MPa，下降了2.934%。單缸機(jī)功率由19.83 kW下降至17.19 kW，下降了13.313%。有效比油耗由254.7 kg/(kW·h)增加至292.9 kg/(kW·h)，上升了14.998%。

1.3.2 1 00%負(fù)荷工況試驗(yàn)結(jié)果

100%負(fù)荷時(shí)，1400、1600 r/min工況下單缸機(jī)缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力和功率隨模擬漏氣裝置開度的變化規(guī)律如圖4和圖5所示。

圖2 60%負(fù)荷、1400 r/min工況下最大爆發(fā)壓力、 功率及有效比油耗隨模擬漏氣裝置開度的變化

由圖4的結(jié)果可知，在100%負(fù)荷、1400 r/min工況下，隨著模擬漏氣裝置開度由0.91 mm2增至2.01 mm2，單缸機(jī)最大爆發(fā)壓力下降，有效功率下降。缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力由8.018 MPa降至7.823 MPa，下降了2.431%；功率從22.78 kW降至21.55 kW，下降了5.399%。

在100%負(fù)荷、1600 r/min工況下，單缸機(jī)缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力從8.038 MPa降至7.861 MPa，下降了2.202%；功率從26.20 kW降至24.60 kW，下降了6.107%。

單缸機(jī)漏氣模擬試驗(yàn)的結(jié)果表明：隨著模擬漏氣裝置開度的增大，氣缸漏氣面積增大，導(dǎo)致柴油機(jī)缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力和功率隨之減小，而有效比油耗隨之增大。

圖3 60%負(fù)荷、1600 r/min工況下最大爆發(fā)壓力、功率及有效比油耗隨模擬漏氣裝置開度的變化

2 單缸機(jī)漏氣仿真建模

2.1 單缸機(jī)漏氣仿真模型建立

由于試驗(yàn)所能研究的漏氣面積開度和柴油機(jī)工況有限，為更全面地分析研究外特性、高轉(zhuǎn)速工況下，更大的漏氣面積開度對(duì)柴油機(jī)性能的影響，在GT-Power軟件中搭建了漏氣條件下的單缸機(jī)工作過程仿真模型，分析全工況條件下不同漏氣面積對(duì)單缸柴油機(jī)的性能影響。

采用在氣缸模塊上添加排氣門模塊的方式控制單缸機(jī)仿真模型的漏氣面積開度[9]。

式中：hq為模擬漏氣的氣門升程；θ為曲軸轉(zhuǎn)角；μ為模擬漏氣氣門的流量系數(shù)；dv為氣門座喉口直徑；Asd為設(shè)定的任一曲軸轉(zhuǎn)角下氣缸漏氣面積。

在GT-Power中搭建模擬漏氣的單缸機(jī)工作過程仿真模型，如圖6所示。模擬漏氣的單缸機(jī)工作過程仿真模型包括單缸機(jī)本體、進(jìn)排氣模塊、參數(shù)檢測(cè)模塊和漏氣面積控制模塊。

圖6 模擬漏氣的單缸機(jī)工作過程仿真模型

2.2 單缸機(jī)漏氣仿真模型驗(yàn)證

利用單缸機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)模擬漏氣的單缸機(jī)工作過程仿真模型進(jìn)行驗(yàn)證。單缸機(jī)試驗(yàn)點(diǎn)工況[10]見表3。將工況點(diǎn)輸入模擬漏氣的單缸機(jī)工作過程仿真模型進(jìn)行計(jì)算，得到的結(jié)果與單缸機(jī)臺(tái)架實(shí)測(cè)值進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如圖7所示。

由圖7可知，在外特性工況條件下，模擬漏氣的單缸機(jī)工作過程仿真模型功率的計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)實(shí)測(cè)值最大誤差為4.31%，出現(xiàn)在漏氣面積開度2.01 mm2，轉(zhuǎn)速1200 r/min時(shí)。仿真模型計(jì)算值與實(shí)測(cè)值吻合程度較好，計(jì)算精度可靠。

表3 漏氣模型試驗(yàn)驗(yàn)證測(cè)試工況點(diǎn)

3 漏氣對(duì)柴油機(jī)性能影響的仿真分析

利用模擬漏氣的單缸機(jī)工作過程仿真模型就更大的漏氣面積開度對(duì)柴油機(jī)性能的影響進(jìn)行仿真分析。分別計(jì)算漏氣面積開度2.01、3.01、4.01 mm2單缸機(jī)在外特性、2000 r/min工況下的缸壓，結(jié)果如圖8所示。缸壓、功率和燃油消耗率的對(duì)比結(jié)果見表4。

圖9 外特性、2000 r/min工況下不同漏氣 面積開度缸內(nèi)壓力

表4 功率、扭矩和燃油消耗對(duì)比結(jié)果

由圖9的分析結(jié)果可知，隨著漏氣面積開度的增大，單缸機(jī)內(nèi)最大爆發(fā)壓力隨之減小，最大爆發(fā)壓力所對(duì)應(yīng)的相位角出現(xiàn)延遲。當(dāng)漏氣面積開度為3.01 mm2時(shí)，相對(duì)于開度2.01 mm2最大爆發(fā)壓力下降4.13%，對(duì)應(yīng)相位角延遲0.247°。當(dāng)漏氣面積開度為4.01 mm2時(shí)，相對(duì)于開度2.01 mm2最大爆發(fā)壓力下降7.22%，對(duì)應(yīng)相位角延遲0.264°。

由表4的分析結(jié)果可知，隨著漏氣面積開度由2.01 mm2增大至3.01 mm2，單缸機(jī)的功率下降6.07%，燃油消耗率增加3.81%。隨著漏氣面積開度由3.01 mm2增大至4.01 mm2，單缸機(jī)的功率下降7.02%，燃油消耗率增加5.70%。由于氣缸漏氣面積的增大，缸內(nèi)氣體泄漏量顯著增加，在循環(huán)供油量不變的條件下，工質(zhì)內(nèi)能降低，導(dǎo)致缸內(nèi)壓力和輸出功率下降。

4 結(jié)論

文中在150 mm缸徑單缸機(jī)臺(tái)架上通過加裝漏氣模擬裝置的方法研究了漏氣面積開度對(duì)柴油缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力、功率和有效比油耗的影響，建立了模擬漏氣的單缸機(jī)工作過程仿真模型，對(duì)高負(fù)荷高轉(zhuǎn)速工況下漏氣面積對(duì)單缸機(jī)性能的影響進(jìn)行了仿真研究，得到如下結(jié)論。

1）隨著模擬漏氣裝置開度由0.91 mm2增加至3.81 mm2，在60%負(fù)荷1400、1600 r/min工況下單缸機(jī)最大爆發(fā)壓力分別下降2.383%和2.934%，功率分別下降9.375%和13.313%，有效比油耗分別上升10.896%和14.998%。

2）隨著模擬漏氣裝置開度由0.91 mm2增加至2.01 mm2，100%負(fù)荷1400、1600 r/min工況下單缸機(jī)最大爆發(fā)壓力分別下降2.431%和2.202%，功率分別下降9.375%和6.107%，有效比油耗分別上升5.399%和14.998%。

3）模擬漏氣的單缸機(jī)工作過程仿真模型的計(jì)算結(jié)果表明，漏氣面積開度由2.01 mm2增大至3.01 mm2，單缸機(jī)的最大爆發(fā)壓力下降4.13%，對(duì)應(yīng)相位角延遲0.247°，功率下降6.07%，燃油消耗率增加3.81%。隨著漏氣面積開度由3.01 mm2增大至4.01 mm2，單缸機(jī)的最大爆發(fā)壓力下降7.22%，對(duì)應(yīng)相位角延遲0.264°CA，功率下降7.02%，燃油消耗率增加5.70%。