机械调压器范文（精选5篇）

机械调压器 第1篇

关键词：机械增压器,有限元,泄漏模型

增压技术是一种提高发动机进气能力的方法, 增压技术的目的是强化发动机的工作过程, 即采用专门的压气机将气体在进入气缸前预先进行压缩, 提高发动机的升功率, 提高进入气缸的气体密度, 使同等功率下, 减小气体的体积。发动机的相对质量降低, 充入气缸内的空气的充量越大, 汽车的滚动阻力减小。气缸内燃油的燃烧效率越高, 可参与燃烧的燃油也越多, 则内燃机输出功率和转化的燃料热能也越高, 这对于汽车节能来说具有重要的积极意义。在气缸容积不变、内燃机转速恒定的情况下, 增压使发动机气缸内的混合气空燃比大幅度上升, 空气充量与空气密度成正比, 有利于提高发动机的热效率。因此, 通过对进入气缸的空气进行预压缩, 可以提高内燃机的输出功率, 从而提高发动机的负荷率, 增压能够使发动机节能, 以达到改善动力性能的目的。并相应地减少燃料燃烧产生的有害气体和温室气体二氧化碳的排放。

传统的机械增压器在中低转速时, 机械增压非常适合匹配在又大又重的豪华房车上, 对发动机的动力输出有明显改善, 都能输出源源不断的扭力, 但峰值功率出现较早, 大大减小换挡频率, 发动机最高转速较低。由于机械增压器的使用, 为我国汽车排放达到新的国际标准提供了新的途径, 输出功率最多可提高55%, 对于环境环保有着深远的社会效益。

1 机械增压器工作原理

机械增压器采用以2根啮合的罗茨式叶片转子作为主要的运动构件。图1为机械增压器工作原理图。转子在传动齿轮的带动下作方向相反的回转运动, 机械增压器并非以基元容积的缩小实现压力的提高。使在进气口充入容腔的空气随着转子转动, 在排气口位置排出, 它通过将进气口的空气送向排气口, 从两转子分别完成一次从左侧进气口到右侧进气口的输气动作。使得在较短时间内排气口附近压力有所提高, 转子每转动1周, 叶片与壳体形成的3个容腔 (基元容积) 各参与一次输气, 以完成一次工作循环。在实际过程中, 排气口与基元容积相连通时, 转子与转子、转子与壳壁之间都有一定的间隙, 称为余隙容积。由于不断地将空气抽送到内燃机的进气歧管中, 基元容积内的压力因排气口较高压力空气的回流而升高。图中以2转子为例, 示意了输气工作的过程。

2 机械增压器性能分析

由于三叶罗茨增压器的叶轮和两叶的在叶形结构上存在的差异, 转子型线是指转子横断面的外轮廓线, 在一般情况下, 三叶转子的力学性能要好于两叶的, 即增压器转子的横断面形状。其型线有理论和实际型线之分, 在叶轮大小和气体压差相同的情况下, 若两转子在每个旋转位置都能实现无间隙啮合, 三叶转子承受的最大的合力要比两叶转子的小, 以保证装配后的实际间隙数值能满足使用要求, 大概是两叶转子的80%。虽然两转子互不接触, 但转子之间的间隙要保持, 三叶转子本身的结构的刚性就比两叶的好, 则修正的型线即为实际型线。而且在中心距、叶轮半径和叶轮长度相同, 所用材料也相同的情况下, 罗茨增压器转子一般采用的是实际型线。三叶的重量要比两叶的稍微轻点。罗茨增压器工作时, 三叶转子在保证叶轮和外壳的间隙及叶轮间的间隙中, 更具有优势。

3 机械增压器零部件设计

考虑到其中轴承的弹性对主轴的固有频率的影响, 转子部件作为机械增压器的关键部件, 其振动特性决定了整个增压器的性能, 假设每个弹性的支承轴承均有4个均布的弹簧组成, 只对主动轴转子做动态分析。在吸气过程中, 在ANSYS中每个弹簧用一个弹簧阻尼单元Combinl4模拟, 机械增压主要作用于发动机工作循环中的吸气过程。主动轴的动态特性是指它抵抗受迫振动和自激振动的能力。利用ANSYS强大的动力学分析功能, 为了限制主动轴在轴向方向的移动, 对缸内直喷的汽油内燃机, 外部空气进入气缸后与燃油混合进行燃烧。在主轴上放置3个轴承的截面处与弹簧相连接的4个主轴上的节点施加约束 (即图2中的T5、T6、T7、T8四个节点) 限制其轴向移动。对主轴系统进行模态分析和谐响应分析, 活塞由上止点向气缸下部运动, 在弹簧的另外一端, 外部空气与燃油混合后形成混合气, 也是轴承的外径圆周上 (即图2中的Tl、T2、T3、T4四个节点) 为完全固接。

对机械增压器的部件进行三维建模, 对机械增压器转子进行模态分析, 并且对关键部件转子进行静力分析, 找出其共振频率。在工作过程中, 随着支承刚度的增加, 转子的设计满足增压器的工作要求, 轴承支承刚度对增压器主频率随着支承刚度的增加而保持不变, 当激振频率达到2 800 Hz及3 200 Hz时容易发生共振, 说明拉伸扭转振型跟轴承的支承刚度无关。在设计过程中可通过改变齿轮齿数避开低阶的共振频率。一阶扭转和三阶扭转拉伸振型的固有轴承的支承刚度对主轴系统的共振影响较大, 随着支承刚度的增加, 二阶、三阶固有频率增大并趋于稳定。共振的振幅减小, 抗振能力加强。扭转振型的共振跟支承刚度无关。

4 机械增压器泄漏模型的建立

罗茨增压器的泄漏主要由压差引起, 在增压器壳体上加工通气孔, 剪切作用对其影响较小, 它的泄露大约占到整个增压器泄露的30%～50%。机械增压器在正常的工作范围内, 在压差一定的情况下, 对于本台增压器通气孔的尺寸还应进一步优化。对罗茨增压器做了温升和噪声试验, 这也是机械增压器随着转速的加大其容积效率逐步提高并稳定在一个数值附近的原因。随着转速的提高单位时间内罗茨增压器的泄漏量不会明显的改变。在高速条件下, 由于转速的提高, 增压器在1 800 r/min时噪声最大, 其每转的泄漏量有明显的减小, 主要用于压缩空气等多种气体工况体积和标况体积流量的计量网。对整车匹配罗茨增压器, 回带容积对增压器的泄漏量不可忽略。随着转速的升高, 其泄漏量在单位时间内变化不大, 它具有功耗低、测量精度高、量程范围宽、压力损失小、抗扰动能力强、操作简单等优点, 经汽车检查站实测:功率、扭矩提高了23%, 排放减低50%, 并且变化越来越平缓, 增压器的基圆容积在从进气口到出气口的时间减少, 径向间隙泄露的时间变短, 增压器每转的泄漏量逐步减小, 其容积效率提高并逐渐趋于稳定, 罗茨增压器对发动机的扭矩的提高和减少有害气体的排放, 效果明显。

5 结语

本文在机械增压器传统转子线性的基础上, 设计出一种面积利用系数更高, 转子加工更为便捷的新型渐开线线型扭叶转子。对课题中的机械增压器的设计过程作了详细描述, 并对关键部件做了有限元分析。此外, 还针对机械增压器运行过程中产生泄漏这一问题作了较为深入、系统的探讨, 并研究了泄漏产生的主要来源及机理, 为罗茨增压器容积效率的提高提供了理论依据。

参考文献

[1]Heinz Heisler.Adanced Engine Technology.London:Edward Arno1d, 1995

[2]Heinz Heisler.Vehicle and Engine Technolgy.2.edition.London:Arnold, 1999

[3]K.齐纳.内燃机增压与匹配——理论、计算及实例[M].国防出版社, 1982

[4]Corky Bell.Super charged!Bentley Publishers, 2001

[5]Wadman, B.W.3000HP-Engine in power Plant Application.Dise1and Gas Turbine Progress, Aug.1968

电动调压器通用检验标准 第2篇

一、总则

规范我司电动调压器的入厂检验要求和接收质量标准，保证我司电动调压器产品的质量。

二、范围

适用于电动调压器的进货检验，可用于电动调压器的存货送检，返修送检，生产复检等验收标准。

三、检验项目 3.1 附件检验

3.1.1附件资料包含检验报告、合格证，检验报告要真实有效（签字盖章）（JB8749-1998;8.5）；

3.1.2每批次必须有采购单，且供货规格型号，数量要符合清单要求（JB8749-1998;8.5）； 3.1.3其他附件需求参照采购协议或采购单据。

3.1.4所有附件（含资料和配件）必须符合相应的标准或技术要求，即资料齐全，内容有效；配件外观符合要求，性能正常（JB8749-1998;7.3.1）。

3.2 外观检验

3.2.1 调压器的铸件，焊接件，外漏部分的外壳及非切削加工表面应无显著毛刺，紧固件在装配过程中不应有毛口（JB8749-1998;6.1.7）；

3.2.2 调压器的金属零，部件表面应有防锈覆盖层（JB8749-1998;6.1.7）； 3.2.3 调压器的外表面涂层应光泽，平整，均匀（JB8749-1998;6.1.7）；

3.2.4 对调压器的整机，附件等进行全面检查，调压器整体无变形，无划伤，调压器的引出线和端子，接地端子，应正确，完好，符合本身质量及整机配套的要求（JB8749-1998;7.1.3）；

3.2.5接地端子的要求：调压器的铁心（环式除外）和外壳应在电气上相互连接到接地端子上，接地端子采用不受侵蚀的黄铜制成，否则必须有有效抗腐蚀的表面处理

（JB8749-1998;6.13）。

3.3 尺寸检验

所检验物料的外形尺寸、固定孔位臵及尺寸、出线端子排位臵等尺寸应符合该调压器的外形尺寸图或《柱式调压变压器尺寸对照表(1-1)》中的尺寸要求。

3.4 操动机构试验

3.4.1 在调压器不通电单独给电机通电的状态下，通过手动按钮调节，传动机构应能转动灵活，轻重均匀，齿轮间或涡轮，涡杆咬合良好，当调到极限位臵时，限位开关应能准确动作，调压按钮失灵。（JB8749-1998;7.3.6）；

3.4.2 在调压器空载运行状态下，通过电动调节。调压器按照标牌所示方向升压或降压，当电压升至最大或者降到最小时，限位开关应能立即切断伺服电动机电源（JB8749-1998;7.3.6）

3.4.3 使稳压器处于空载，稳压运行状态下，当输入电压在规定范围内升压或降压变化时，输出电压应能调整到稳压精度范围内，同时检查电压调整范围，且确认各保护环节应能正常工作（JB8749-1998;7.3.6）。

3.5 空载试验

使稳压器处于空载，稳压运行状态下，当输入电压在规定范围内升压或降压变化时，输出电压应能调整到稳压精度范围内，同时检查电压调整范围，且确认各保护环节应能正常工作（JB8749-1998;7.3.6）。

3.5.1 空载电流：使用万用表测试输入端电流，并记录在报告内。

空载电流范围要求：柱式/盘式：空载电流≤额定电流的5% 3.5.2 空载损耗测试：通过测试平台进行测试，记录显示的数据在报告内，接受标准：

柱式：空载损耗≤额定容量的5%

盘式：空载损耗≤额定容量的5% 3.5.3 输出极限值测量：空载时测试调压器输出电压最小值和最大值，柱式：输出电压：0V ~210V（输入电压220V）或0V~220V（输入电压230V），稳压精度5%；

盘式：输出电压：220V±5%或230V±5%。注：1.空载电流和空载损耗测试同步测量。3.6 均流测试（盘式调压器适用）

多盘并联输出时，均流用平衡电感的电感量要保证盘间的输出电流不均衡度小于5%（额定输出电流时）3.7 安全性能 3.7.1 绝缘电阻：

使用耐压仪对被测变压器的线圈间、线圈与铁芯间施加1000VDC电压，历时10s绝缘电阻应≥500MΩ。（JB8449-2002）3.7.2 抗电强度：

使用耐压测试仪对被测变压器的线圈间、线圈与铁芯间施加3000V/50Hz的交流电压，历时10s，漏电流应≤10.0mA，试验期间不应出现击穿、飞弧、冒烟等现象（JB8749-1998和技术加工要求）。3.8 温升试验

3.8.1 直接负载法：自动调压器电刷处于电压下限值，输入电压为额定值位臵。输出端接额定负载电阻，于输入端施加额定频率的下限输入电压，调节负载电阻使输出电流等于额定值(适用于小功率调压器)（符合目前我司采用）。（JB8449-2002;7.3.18）

3.8.2相互负载法: 这是一种较好的应予优先采用的试验方法，本方法适用于有两台同样规格调压器可供使用的情况。将两台相同规格调压器（一台为被试，一台为辅助）输入端并联，输出端开路，于输入端施加额定频率的额定输入电压，并将两台调压器的空载输出电压调节到规定位臵，检查其极性和相序必须一致。然后切断调压器电源，使两台调压器输出端对接，于输入端

再次施加额定频率的额定输入电压，通过降低辅助调压器的输出电压，使被试调压器的输出电流达到额定值。当监视点温升稳定后，记录冷却空气温度和监视点温度。然后切断电源并立即测量绕组热态电阻(JB8449-2002;7.3.18)。温升=测量温度-环境温度

温度要求：满载运行2小时，最高温度低于110℃。注：新品入厂需要做温升实验；

常规产品温升实验由厂家提供温升实验报告，常规产品每半年做一次温升实验（每种规格抽检一台）。

3.9 噪音检查

调压器整个试验过程中，没有异常声音发出。

四、检验规则

4.1 检验规范：全检。4.2 缺陷分类及可接受处理方式

A类：单位产品的极重要特性不符合规定，或者单位产品的质量特性极严重不符合规定。（例如：耐压、漏感、绝缘电阻、空载损耗、噪音等电气性能指标不符合要求的调压器）。此类调压器必须退回整改，重新测试，不接受紧急放行，重检合格后才能使用。

B类：单位产品的外观质量特性不符合规定，或者单位产品的附件（可用零部件）质量特性不符合规定。此类调压器判退，限期供应商整改，重新送检，可接受紧急放行。

C类：单位产品的一般质量特性不符合规定，或者单位产品的非质量特性轻微不符合规定（例如：标识、报告等）。此类调压器判退，限期供应商整改，重新送检，可接受紧急放行。

4.3 各类不良的处理措施

A类缺陷按退货处理，并要求供应商做出纠正预防措施；

B类缺陷为进行退货处理，累计两次以上做出纠正预防措施，；

C类缺陷判定NG，IQC与供应商进行协商处理，整改完毕后再次送检,仅检验补充的文件等，累计3次以上归为A类缺陷。

4.4 型式检验

型式检验是对原材料各项质量特性进行的全面检验，用以评定原材料质量特性是否全面符合规定的要求。

4.5 有下列情况之一时，应进行型式检验。——新器件首次批量供货；

——材料、结构、工艺等有较大改变时； ——长期停止供货、恢复供货时； ——定期进行的周期性检验。4.6 检验有效期

规定检验的有效期，调压器类产品的有效期为一年，库存时间超过一年的调压器类产品应作复检处理，重新出具检测报告和粘贴判定标签。五：质量记录

LDC/QR-PB-54《调压器进货检验报告》 六：文件引用

JB8749-1998《调压器通用技术要求》 JB/T8449-2002《柱式自动调压器》

涡轮增压器机械损失测量方法及装置 第3篇

涡轮增压器的总效率等于涡轮效率、压气机效率和机械效率的乘积。以目前的技术水平来进一步提高叶轮机械气动效率则幅度有限、难度很大, 但通过机械优化设计、采用摩擦损失较低的摩擦副结构及减摩措施, 可以较大幅度地提高机械效率, 如应用高性能混合陶瓷球轴承[1,2]可以提高机械效率达3 %～10 %;改进摩擦副表面理化性能、采用粉末冶金止推轴承[3]等措施也可以减少摩擦损失, 提高机械效率。目前, 车用涡轮增压器主要应用浮动轴承, 其机械损失由两个径向浮动轴承、一个轴向止推轴承和两个密封环摩擦副共三项摩擦损失组成。球轴承涡轮增压器则由一对角接触球轴承与两个密封环摩擦副两项摩擦损失组成。由于理论上精确计算涡轮增压器机械效率非常复杂, 所以用试验方法测量涡轮增压器机械损失功率成为最佳选择。然而, 准确测量轴承-转子系统机械损失功率也具有难度, 当涡轮增压器工作时, 机械损失功率除了与工作负荷、摩擦副结构及润滑状态直接相关, 还与大气环境状态、测试仪器设备等有关。现有的机械损失测量方法存在应用范围受限、测量精度低等不足。本文提出了一种理论计算与试验相结合的方法, 获得了涡轮增压器的机械损失功率, 并设计了试验测量装置。

1轴承-转子系统机械损失功率测量方法

1.1机械损失功率测量方法

现代机械工程中常用的机械损失功率测试方法主要有传递法、平衡力法、能量转换法或热平衡法。其中, 传递法测量精度较高, 但是车用涡轮增压器的转子轴颈小、转速高而且测量浮动轴承转角等参数难度极大, 因此, 传递法不适合车用涡轮增压器;平衡力法适合于滚动轴承摩擦性能的测量, 不适合轴向止推轴承摩擦性能测量, 因目前车用涡轮增压器轴承系统主要由轴向止推轴承与径向浮动轴承组成, 所以平衡力法不适用;能量转换法是按照能量守恒定律, 根据对应于机械损失功率大小而变化的其他能量参数来测量功率的方法;应用最多的是热平衡原理法。

1.2涡轮增压器机械损失传统测量方法

1.2.1 稳态热平衡方法

目前, 在涡轮增压器领域主要应用能量转换法, 即热平衡方法测量其机械损失功率[4]。该方法忽略了传热与散热损失, 近似地测量了涡轮增压器某一稳态工况的机械损失, 同时由于处于稳态下的压气机与涡轮功率平衡, 轴向负荷为零, 止推轴承的摩擦损失为零。而车用涡轮增压器的实际工况是频繁变化的, 故该方法不适应于测量车用涡轮增压器的机械损失。

1.2.2 瞬态工况法

文献[5]提出了一种测量方法, 本文称其为瞬态工况法。但是该方法所测得的摩擦功率不是真实的机械损失功率, 而是包含了压气机所做的功及其与增压器的气动损失。此外, 该试验台没有考虑涡轮增压器在加、减速过程中, 轴向力的方向与大小均是变化的, 而且与稳态工况相差较大, 导致机械损失功率大小、方向均在变化。因此, 利用文献[5]所述装置测量机械损失功率是错误的。

2试验与理论计算相结合的涡轮增压器机械损失功率测量方法

为了解决车用涡轮增压器机械损失测量问题, 本文提出一种基于试验与理论计算相结合的测量涡轮增压器机械损失功率的方法。

2.1试验与理论计算相结合涡轮增压器机械损失功率测量方法的原理与方法

2.1.1 原理

在一定转速下运转的涡轮增压器, 当切断外气源供应, 即停止外部能量输入时, 涡轮增压器经历一个从初始转速到静止 (转速为零) 的自由减速过程, 在这个过程中, 涡轮增压器转子的第一部分剩余功率被用来克服径向浮动轴承、轴向止推轴承 (球轴承增压器无止推轴承) 、密封环摩擦副的摩擦阻力损失;转子的第二部分剩余功率一是用于压气机继续压缩空气做功并伴有各种气动损失, 二是用于克服涡轮气动损失。

2.1.2 方法

具体的测量方法为: (1) 在自由减速 (瞬态工况下) 过程中, 利用瞬态工况法测得涡轮增压器转子总的剩余功率; (2) 用理论计算方法得到转子的第二部分剩余功率; (3) 两者之差即为这一自由减速过程中涡轮增压器的机械损失功率。

需要说明的是, 在不同的工况下 (加速工况与减速工况) , 由于涡轮增压器轴向负荷的方向相反, 大小不同, 因此气动损失的计算方法也不同, 且利用加速过程测量机械损失功率难以实现。

2.2涡轮增压器剩余功率的计算

在一定转速下运转的涡轮增压器, 当切断外气源供应、停止外部能量输入后, 增压器转子转速由高速逐渐降至为零。根据动量矩定理, 增压器转子的方程式为:

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式中, Mf为增压器剩余力矩之和;I0为转子的转动惯量;ω为转子的角速度;n为增压器转子转速, r/min;t为时间, s。

增压器的剩余功率为:

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式中, Nf为涡轮增压器剩余功率, W。

2.3涡轮增压器气动损失的计算

2.3.1 压气机叶轮中的气动损失

空气在涡轮增压器压气机叶轮中流动时, 主要存在的损失[6]为:

(1) 空气在通道内的转弯损失WI1和WI2

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式中, WI1为导风轮损失, kJ/kg;WI2为将气流方向由轴向改为径向时的损失, kJ/kg;ω1为叶轮进口处相对速度, m/s;cr2为叶轮出口处绝对速度的径向分量;ξ1、ξ2均为损失系数。

(2) 气流在叶轮通道内的摩擦损失 (包括涡流损失) WI3

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这部分损失与叶轮中其他部分损失相比则非常小, 一般情况下, 将其合并到WI2中, 而非单独计算。

(3) 气流在叶轮与壳体之间的漏气损失。由于旋转的叶片与壳体之间存在间隙, 就不可避免地存在漏气损失。这种损失在叶轮与压气机壳之间, 表现为潜流和鼓风环流;在叶轮轮背与背盘之间, 主要是鼓风环流。这部分损失合并到轮盘摩擦损失中计算。

(4) 轮盘摩擦损失WId

WId=αuundefined (6)

式中, α为损失系数;u2为叶轮出口牵连速度, m/s。

(5) 压气机壳中的损失WI4

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式中, ξ4为涡壳损失系数;c4为扩压器出口绝对速度, m/s。

压气机损失之和以WI表示, 则:

WI=WI1+WI2+WId+WI4 (8)

2.3.2 涡轮中的气动损失

废气在涡轮增压器涡轮中的损失主要包括以下部分[6]:

(1) 喷嘴环中的能量损失

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(2) 叶轮内的损失

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(3) 余速损失

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(4) 叶轮摩擦与通风损失。气流在涡轮箱中的流动损失包含在通风损失中, 故叶轮摩擦与通风损失为:

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(5) 漏气损失

ΔWle=0.005WTd (13)

式中, φ为喷嘴环速度系数;ψ为叶轮中速度系数;β为叶轮轮盘的形状系数;ρ1m为叶轮周围的平均密度, kg/m3;D1为叶轮进口直径, mm;WTd为叶轮前的绝热膨胀功, kJ/kg。

对有喷嘴环的涡轮增压器, 涡轮损失之和ΔW为:

ΔW=ΔW1+ΔWi+ΔWout+ΔWrd+ΔWle (14)

对无喷嘴环涡轮增压器, 涡轮损失之和ΔW则表示为:

ΔW=ΔWi+ΔWout+ΔWrd+ΔWle (15)

2.4压气机功耗计算

试验过程中, 压气机流量由初始稳态流量降低到零, 则在这段时间内压气机叶轮对空气做功消耗的功率可取平均值为:

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式中, NC为压气机消耗的功率, W;cp0为空气定压比热容, kJ/ (kgK) ;T*C1为压气机进口总温, K;πC为增压比;κ为空气绝热指数, κ=1.4;ηC为压气机效率。

2.5增压器机械损失功率的计算

2.5.1 摩擦损失系数的计算

在得到剩余功率、增压器气动损失、压气机功耗后, 即可进行增压器机械损失功率的计算。根据以上所述, 定义增压器气动损失、压气机功耗占总损失的比例为摩擦损失系数k1:

k1=GCΔWI+GTΔW+NCNf/103

=GCΔWI+ (Ga+Gf) ΔW+NCNf/103 (17)

式中, GC为压气机质量流量, kg/s;Ga为进气管空气质量流量, kg/s;Gf为燃油质量流量, kg/s。

2.5.2 轴向瞬态摩擦系数的确定

在非稳态工况, 涡轮增压器涡轮转子所承受的轴向负荷大小、方向均是变化的, 在起动加速瞬态工况时, 转子轴向力指向涡轮端;在停机减速瞬态工况时, 转子轴向力指向压气机端。因此确定轴向负荷的大小、方向对摩擦损失计算精度影响很大。研究[7]表明:停机减速瞬态工况转子所承受的轴向力是增压器在稳定工作时的5～6倍, 如图1所示。

据此定义瞬态摩擦系数k2为:

k2= (5～6) μ (18)

式中, μ为动摩擦因数, 根据经验或查阅相关资料确定。

涡轮增压器在其稳定工作时的机械损失功率为:

N= (1-k1) k2Nf (19)

2.6涡轮增压器机械损失功率的折合

当试验环境状况有别于标准环境状况时, 为了对试验数据进行比较, 应将实测机械损失功率N折合计算为标准环境下的Ncnp。折合机械损失功率Ncnp为:

Ncnp=k1cnpk2Nfcnp

= (1-GCcnpΔWI+ (GCcnp+Gf) ΔW+NCNfcnp/103)

(5～6μ) πncnp30Mfcnp (20)

折算式为:

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式中, GCcnp为压气机折合流量, kg/s;ncnp为增压器折合转速, r/min;T*C1为压气机进口气体总温, K;p*C1为压气机进口气体总压, Pa;T0=273+t0, t0为环境大气温度, ℃。

标准环境状况:大气温度为298 K (25 ℃) ;压力为100 kPa (760 mmHg) 。

3涡轮增压器机械损失功率测量装置

3.1涡轮增压器机械损失功率测量装置设计

3.1.1 试验装置的基本构成

涡轮增压器机械损失功率测量的试验装置原理如图2所示。该装置由外气源、燃烧系统、润滑油系统、测试仪器仪表、数据采集与控制系统、涡轮增压器安装试验台架等部分组成。

外气源、燃烧系统、润滑系统及其管道安装连接、测量仪器布置等应符合国家制定的涡轮增压器试验方法标准、技术规范的要求。为了实现本文提出的涡轮增压器机械损失功率测量方法, 需要对润滑油系统、数据采集与控制系统进行改进设计。

3.1.2 试验装置的改进

在文献[4]的试验装置基础上进行改进设计。

(1) 供油压力、温度可自动控制的润滑油系统。设置机油泵泄油阀和风冷 (或水冷) 、电加热自动调温系统, 以保证供油压力、温度、流量的稳定。这是因为润滑油压力过高会增大轴承阻力、增大摩擦功, 使涡轮增压器难以达到所需转速, 增压器漏油倾向加剧;而油压过低则无法形成稳定的油膜, 导致增压器轴承磨损加剧。温度对润滑油黏度影响很大, 从而影响摩擦力的大小。此外, 为了保证测量的准确性与重复性, 必须控制润滑油压力与温度在一定的范围内, 并保持稳定, 且每次试验保持一致。

(2) 提高润滑油压力、温度测量精度, 提高数据采集与控制系统的自动化水平。采用了精度高于标准要求的压力温度传感器, 保证润滑油压力、温度测量精度。开发了专用数据采集与处理程序, 克服人工读数所产生的误差, 提高了测量精度。

(3) 采用绝热措施, 减小传热损失。在被测试涡轮增压器涡轮与轴承体之间、轴承体与压气机之间、润滑油管路上等采取绝热措施, 如在轴承体与涡轮、压气机之间放置隔热板;在润滑油管路上包裹隔热材料等, 尽量减少外界对润滑油的传热。

3.2测试过程与数据处理

3.2.1 测试过程

开启试验台, 关闭自循环电动阀, 各系统进入工作状态。当外气源的压力达到要求后, 打开进气电动阀, 压缩空气进入燃烧室, 喷油点火燃烧后的燃气从经过涡轮进气管驱动涡轮做功, 带动压气机叶轮工作。当涡轮增压器达到要求的转速并稳定以后, 启动数据采集与处理程序, 计算机记录各传感器的初始数值;关闭电动阀, 切断外气源与燃油供给, 保持润滑油压力温度流量稳定, 增压器减速直到停止运转, 计算机采集记录整个过程的全部数据。

3.2.2 试验数据处理

数据采集与处理程序可对采集的试验数据进行计算分析处理。首先绘制转速-时间曲线, 该曲线拟合为双曲型曲线y=ax-n, 渐近线为x轴和y轴, 曲线在第一象限, 如图3所示。其次, 根据转速-时间曲线得出增压器转子的转速随时间的变化率undefined, 由公式 (2) 可求出剩余功率Nf, 因为被测试涡轮增压器转子的转动惯量已知;最后, 根据公式 (20) 即得到涡轮增压器在标准状况下的机械损失功率。

3.3试验及数据误差分析

3.3.1 试验验证

为了验证本文的计算方法, 对J60车用涡轮增压器进行了试验。试验装置符合本文设计要求, 试验时润滑油压力保持在0.3 MPa。采集了有关试验参数, 分别采用瞬态工况法及新方法计算得出机械损失功率与转速的关系, 如图4所示。

通过上述分析和图4可知:瞬态工况法由于没有考虑气动损失以及瞬态条件下的轴向力变化, 导致得出的机械损失功率偏大, 采用新测量方法及试验装置测得的机械损失功率提高10 %以上, 且从低速工况下约10 %逐步增大至高速工况下约30 %。

3.3.2 理论误差分析

本文的机械损失功率N为间接测量值, 不能直接测量, 其误差应为各实测几何量误差的函数。它与直接测量参数T、p、G、n的关系为:

N=N (T, p, G, n) (23)

根据误差传递理论, 间接测量误差为:

σN= (∂N∂T) 2σ2T+ (∂N∂p) 2σ2p+ (∂N∂G) 2σ2G+ (∂N∂n) 2σ2n (24)

式中, σT、σp、σG、σn分别为测量参数T、p、G、n的标准偏差。

由此可见, 涡轮增压器机械损失功率的测量误差等于温度、压力、流量和转速测量误差与偏微分的均方根值。

3.3.3 试验误差分析

试验误差与测量方法、测量仪器精度、测量人员及环境条件等有关。本试验装置按照国家相关标准设计制造, 保证了试验测试数据的重复性, 排除了试验台的系统误差;同时, 测量方法规定实测数据须按照标准环境状态进行折合处理, 排除了环境条件的影响;此外, 试验装置应用计算机进行试验数据采集与处理, 使得测量精度实际上取决于测量仪器仪表的精度。本试验装置提高了润滑油系统的测试传感器精度, 从而保证了机械损失功率的测量精度。

4结论

(1) 提出了一种新的涡轮增压器机械损失功率的分析测量方法, 即在自由减速过程中, 用瞬态工况法测得涡轮增压器转子的剩余功率, 用理论计算方法得到涡轮增压器气动损失及压气机功耗, 通过定义摩擦损失系数和瞬态摩擦系数, 充分考虑涡轮增压器的气动损失与变工况条件。

(2) 基于新的测量分析方法, 改进设计了现有的涡轮增压器试验测试系统。J60涡轮增压器的试验结果表明, 应用新方法及试验装置测量的机械损失功率比瞬态工况法精度提高10 %以上, 实现了涡轮增压器机械损失功率的精确测量。

摘要：通过分析了涡轮增压器机械损失功率测量方法, 指出现有的热平衡方法忽略了传热与散热损失且没有考虑到变工况条件, 瞬态工况法未计入压气机与涡轮的功耗及各种气动损失。阐述了压气机与涡轮在自由减速测试过程中的功耗与各种气动损失的计算方法, 提出了一种理论计算与试验相结合的涡轮增压器机械损失功率测量分析方法。改进设计了现有的增压器试验测试系统, 并对J60涡轮增压器的机械损失功率进行了测量, 结果表明:与瞬态工况法相比, 应用新方法及试验装置测量的精度提高了10%以上。

关键词：内燃机,涡轮增压器,机械摩擦损失,测量方法,试验装置

参考文献

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[2]黄若, 葛新滨, 马朝臣.车用球轴承涡轮增压器临界转速分析[J].车用发动机, 2007 (6) :72-76.Huang R, Ge X B, Ma C C.Critical speed analysis on vehicleturbocharger with ball bearings[J].Vehicle Engine, 2007 (6) :72-76.

[3]李溪滨, 苏春明, 程时和, 等.涡轮增压器自润滑止推轴承材料研究[J].中南工业大学学报, 1997, 28 (6) :560-563.Li X B, Su C M, Cheng S H.Study on materials of self-lubri-cating thrust bearing for turbocharger[J].Journal CentralSouth University of Technology, 1997, 28 (6) :560-563.

[4]中华人民共和国汽车行业标准.QC/T 591——1999汽车柴油机涡轮增压器试验方法[S].北京:国家机械工业局, 1999.

[5]魏名山, 马朝臣, 王延生.涡轮增压器摩擦功率测量试验台:中国, 200510114348.4[P].2006-03-22.

[6]王延生, 黄佑生.车辆发动机废气涡轮增压[M].北京:国防工业出版社, 1984.

机械调压器 第4篇

1 扩压器专利申请总体分析

1.1 专利发展趋势

自1985年中国实施专利法以来, 扩压器专利申请的技术发展经历了3个重要阶段:1997年以前为第1阶段, 这一阶段是扩压器在中国的初步发展时期, 由于中国刚刚开始实施专利制度, 扩压器的专利申请量全部为国外申请, 并没有国内相关申请;1997—2005年为第2阶段, 这一阶段是扩压器在中国逐渐增长发展的时期, 扩压器在技术上有些突破, 市场需求增加, 各厂商的技术研发加强, 并取得了较大的技术进步, 国内申请人开始逐步涉足该领域;2005年后为第3阶段, 这一阶段是扩压器申请量大幅度增长的阶段, 专利申请总体呈现出高速增长的趋势, 市场需求急剧扩大, 激发各国厂商加大研发力量, 加速占领中国的市场, 加上十年左右技术发展所积累的优势, 其技术发展取得了关键性的突破;国内申请人的申请量增长速度很快, 并快速超越国外申请人, 占领了大部分的市场份额。

1.2 国内申请分布

图1为中国专利申请量省份分布, 江苏、广东、辽宁和山东等沿海省份在扩压器领域较发达, 申请量较多, 而中西部地区发展较弱, 申请量小, 这与我国经济区域发展状况相匹配。

1.3 国外申请分布

图2为国外申请人在中国的专利申请量分布情况, 在流体机械扩压器领域, 外国申请人主要集中在日本和美国, 日本和美国的压缩机和泵等流体机械技术处于世界领先地位, 因此, 日本和美国的扩压器技术发展很快, 在中国的申请量也比较大。

2 扩压器主要技术发展路线

根据工作机输送介质的不同, 扩压器可用于离心压缩机和离心泵两大类。因此, 可以将扩压器分为无叶气体扩压器、导叶气体扩压器、无叶液体扩压器以及导叶液体扩压器4个技术分支, 在图3中列出了各技术分支的重要专利申请, 并着重研究了用于离心压缩机的扩压器的发展。

2.1 无叶气体扩压器的发展

图4表明无叶气体扩压器技术专利申请始于1991年, 2006年之前关于无叶气体扩压器技术的专利申请的申请人虽有少量的国内申请, 但主要还是外国企业占据优势, 2006年之后, 中国的无叶气体扩压器技术快速发展, 相关专利申请量急剧增加。作为压缩机中的核心部件, 扩压器的关键技术直接影响整台压缩机的工作效率, 2006年以后, 随着我国重工业过程装备需求的增加, 压缩机相关技术有了快速发展, 无叶扩压器对提高压缩机的工作范围具有重要作用, 随之我国压缩机相关企业对此技术的研究成为热点, 进而国内申请量迅速增加。

2.2 导叶气体扩压器的发展

图5表明有导叶气体扩压器技术专利申请始于1989年, 与无叶气体扩压器技术专利发展类似, 2006年之前关于导叶气体扩压器技术的专利申请的申请量主要还是外国企业占据优势, 2006年之后, 中国的导叶气体扩压器技术快速发展, 相关专利申请量急剧增加。尤其在2010年以后, 国内申请量牢牢占据主导地位, 出现扩压器的研究热潮, 这与压缩机行业的发展趋势也是密不可分的。

3 结论

随着我国重工业的发展, 诸如压缩机和泵等过程设备在石油、化工和发电等很多领域发挥着越来越大的作用, 因此, 我国的扩压器技术也得到了快速发展, 取得了一些成果, 但与国外扩压器的扩压技术相比还存在较大差距, 纵观目前扩压器技术的研究现状, 对今后的发展方向归纳为:1) 加强对扩压器的理论技术研究, 寻求新的技术突破点, 进一步提高自主创新能力;2) 根据市场需求, 进一步加大导叶可调式扩压器的研究力度, 提高压缩机的工作效率;3) 加强国内市场占有率的同时, 逐渐进入海外市场, 逐步形成参与国际竞争的优势。

摘要：离心式流体机械中扩压器的作用是将从叶轮流出流体的动能转变为压力能, 使流体速度降低, 压力进一步提高, 从而提高流体机械的效率, 因此广泛应用于离心式流体机械领域。本文首先研究了离心式流体机械扩压器相关技术在中国的专利申请情况, 探讨我国离心式流体机械扩压器的发展趋势;再重点对4个技术发展路线进行分析, 并研究了其技术发展趋势;最后对我国离心式流体机械扩压器领域的发展进行了展望。

关键词：流体机械,扩压器,有叶,无叶

参考文献

[1]谭佳健.离心式压缩机可调进口导叶研究综述[J].风机技术, 2006 (3) :44-48.

机械调压器 第5篇

本文借助前人研究基础运用FLUENT动网格技术以四叶渐开线—包络线转子型线的机械增压器为例,分别对不同壳体结构增压器进行数值模拟,根据增压器转子在不同位置下的压力,速度矢量分布图,分析壳体结构对增压器内部漩涡及排气时气流脉动的影响。本文仿真结果和方法可为机械增压器壳体设计优化提供有价值的参考。

1 机械增压器结构

本文研究的增压器转子型线均为四叶渐开线-包络线型,增压器的壳体包容角为198°,转子转角θ与开启角b ( φ) 之间的系为: 传统壳体结构增压器剖面图如图1所示。逆流冷却壳体结构增压器在壳体上布置预进气口,将排气口的高压气体经过中冷器导入基元容积,如图2所示。采用渐扩缝隙壳体结构的增压器其靠近排气测得壳体与转子的缝隙满足一定关系,设开启角φ,缝隙宽度用b( φ) 表示如图3,

2 数值模拟方法

2. 1 流场分析模型与网格划分

对三种壳体结构的机械增压器进行布尔运算得到相应的计算域。

初始网格的划分由GAMBIT软件来完成,对于二维计算模型,可以用四边形网格和三角形网格进行划分,但用动网格进行流场模拟时,网格随时改变,不断被重画,为减小不同时刻网格的扭曲率和计算的收敛性,所以采用适应性更好的三角形网格〔7〕。三种壳体结构增压器的初始网格数在85000- 100000之间,网格最大扭曲率为0. 530726,满足流场计算要求。

2. 2 计算方法及边界条件

根据增压器实际工况设置边界条件,三种壳体结构的进、出气口边界条件设置为绝对压力入口( 101325Pa) 和绝对压力出口 ( 151325Pa) ,同时给定进、出口温度分别为: 293K,333K,对于逆流冷却壳体 结构增压 器设置预 进气口压 力( 151325Pa) ,温度为经冷却后的295K。流入方向为垂直入口的法向方向,湍流选择湍流强度和水力直径选项,壁面边界条件选择绝热无滑移边界条件,选用理想气 体为流动 介质。本次模 拟采用RNGk - ε湍流模型,可以避免标准k - ε模型在用于强旋流或弯曲壁面流动时出现的失真,压力速度耦合选用求解瞬态问题更好的PISO算法,此算法可提高扭曲网格的收敛性和收敛速度,压力项选择二阶精度,密度项、湍动能项、湍流耗散率项和动量方程项均采用二阶精度的迎风格式离散〔8〕。

3 仿真结果分析

3. 1 传统机械增压器数值模拟结果

图4为传统机械增压器基元容积和排气部分接触时流场速度矢量图,可以看出基元容积和排气部分接触时,排气口处的高压气体通过齿顶间隙高速回流到基元容积内,回流速度可达190m/s远大于基元内气体速度,从而产生冲击漩涡。随着转子的转动,漩涡的尺度进一步增大,并受到回流气体的推力作用而沿着机壳方向移动; 同时,气流因受到转子齿顶圆弧的影响,引起气流不均匀波动而形成漩涡。正是由于基元容积与排气口连通时排气口处的高压气体迅速向基元容积回流,及齿顶圆弧对气流的扰动形成的漩涡,使得此时排气脉动达到了最大值如图5所示。

3. 2 逆流冷却机械增压器数值模拟结果

图6为逆流冷却增压器预进气口刚开启时压强等值线云图,此时左侧基元容积内压强小于预进气口压力。图7为此时增压器内部流场分布的速度矢量图,可以看出,预进气口刚开启,由于压差的存在气流通过预进气口迅速流入左侧基元容积,此时流通通道较窄,气体流速很大,漩涡开始形成,尺度并不大,其旋转中心靠近预进气口与基元容积连接处。

图8为预进气口半开启时压强等值线云图,随转子旋转,预进气通道变宽,气体的不断流入,使预进气口和基元内的压差不断减小,并且基元内压强已经接近所设置的排气压力; 此时因为流入基元内的高压气体增多使基元容积内形成的漩涡的尺度进一步增大,高压气体的推力作用,涡流沿着机壳壁面向下移动如图9。

图10为预进气口完全相通时压强等值线云图,由于转子对气体旋转做功的因素使此时基元内压强已经超过所设置的排气压力,基元内压力分布不均匀这是因为涡流的存在,使得在靠近预进气口出的压力较低; 图11为此时增压器内部流场分布的速度矢量图,由于半开启时预进气口和基元内压力差已经很小,所以随着转子转动,气流基本不再回流到基元容积内,此时的漩涡大小和位置基本稳定。

从上述图可以看出,逆流冷却机械增压器随着转子的旋转,在基元容积与排气口接触之前,高压气体通过预进气通道使基元内的压力达到排气压力,在基元容积和排气口连通时不存在很大的压差,减缓了排气口气体高速回流产生漩涡,从速度矢量图看以看出排气口附近没有出现明显的漩涡,气流脉动相对于传统增压器大幅度降低。

3. 3 渐扩缝隙机械增压器数值模拟结果

图12为转子转角在0°时增压器内部流场的压强等值线图,此时左侧渐扩缝隙即将开启,由于齿顶间隙很小,高压气体泄漏少,左侧基元容积内压强远小于排气口压力; 图13为此时增压器内部流场分布的速度矢量图,气体通过齿顶间隙向基元容积回流,由于渐扩缝隙刚开开启,回流速度很大。

图14为转子转角在45°时增压器内部流场的压强等值线图,可以看出相对于图12,此时转子已经转过45°,齿顶间隙增大,排气口处的高压气体沿着渐扩缝隙逐步向左侧基元容积回流,由于受到高压气体回流的影响,左侧基元容积内的压强升高,已经基本接近排气压力; 图15为此时增压器内部流场分布的速度矢量图,随转子转动,由于齿顶间隙逐渐增大,回流速度减小,回流气体与靠近机壳壁面低流速气体掺杂在一起,在壳体壁面附近产生漩涡,正是由于渐扩缝隙存在,使得回流速度变小,生成的漩涡尺度并不大。

图16为转子转角在69°时增压器内部流场的压强等值线图,可以看出随着左侧基元容积的逐步打开和排气口高压气体不断的回流,左侧基元容积内的压强基本与排气压力达到动平衡状态。此后转子继续转动,将气体不断排出。图17为此时增压器内部流场分布的速度矢量图,在基元容积与排气口连通后并没有出现传统增压器那样在排气口处产生严重的冲击涡流,呈现出整体持续向外出流的排气状态。

渐扩缝隙机械增压器在基元容积与排气口连通之前,就已经通过渐扩缝隙将排气口处的高压气体逐步导入到基元容积内,使得基元容积内的压力提前接近甚至达到排气压力,使得基元容积与排气口处的压差变小,从而避免了基元容积与排气口连通瞬间排气口处的高压气体迅速回流而产生的极强的涡流扰动,降低了回流强度,从而极大消减了由此引起的排气脉动。

3. 4 排气口处流量脉动对比

图18给出了三种不同壳体结构机械增压器排气流量脉动曲线比较,可以看出逆流冷却和渐扩缝隙的增压器排气流量脉动幅度远小于传统壳体结构增压器。而且从传统增压排气器脉动曲线可以看出,在某一转角位置时排气流量脉动为负值,这正是因为排气时高压气体大量回流所导致的,而改进后的两种壳体结构增压器其排气流量都为正值,说明确实改善了增压器排气时的回流现象。

另外由表1可以看出,逆流冷却机械增压器数值模拟的最大排气流量Qmax、最小排气流量Qmin、排气流量平均值都要高于渐扩缝隙机械增压器,不均匀度δ更低,因此针对本文所研究的机械增压器转子型线,采用逆流冷却方式能更好的解决气流脉动问题。

5 结论

本文运用FLUENT对不同壳体增压器内部流场进行模拟仿真,研究不同壳体结构对流场分布和气流脉动的影响。结果表明逆流冷却结构的预进气作用和渐扩缝隙结构的渐扩作用,使增压器在基元容积与排气口连通前,基元容积内的气体压力已经达到排气压力,基元容积与排气口处压力近乎无压差的分布,极大地消减了排气缝隙开启瞬间因排气口处高压气体迅速回流而引起的气流脉动,所形成漩涡强度明显降低。

本文针对渐开线 - 圆弧包络线转子型线,通过模拟仿真,分析三种不同壳体对气流脉动的影响,本文所得结论可能不适用于其他转子参数的机械增压器,对于其他转子型线的机械增压器,可参考本文所提的方法进行分析。

利用计算流体动力学方法,以FLUENT软件为工具,实现了对机械增压器内部湍流流动的数值模拟,对内部流场做了可视化和形象化的分析。但考虑到实际增压器三维实体模型过于复杂,对计算机性能要求非常高,本文采用了二维流动的数值模拟,可进一步在高性能工作站中开展全三维流场的数值模拟研究,以提高计算精度。

摘要：针对罗茨机械增压器工作时排气口高压气体向基元容积回流所引起的气流脉动现象,通过FLUENT动网格技术分别并对传统、逆流冷却和渐扩缝隙三种不同壳体结构的机械增压器进行数值模拟分析,描述机械增压器内部湍流流动的流场分布和气流脉动特征规律,计算结果表明:不同壳体结构影响增压器内部气流漩涡尺度大小,且逆流冷却和渐扩缝隙壳体结构能有效地消减排气时的气流脉动。本文数值分析结果,可为研究机械增压器气流脉动和壳体结构设计优化提供依据。