楊紹卿，張永峰

（陸軍裝甲兵學院 車輛工程系，北京 100072）

柴油機在使用過程中，由于其負荷強度、工作環(huán)境、加工裝配方式以及人員操作不當?shù)榷喾矫娴脑颍沟酶變雀滋?活塞環(huán)、氣門等部件出現(xiàn)較為嚴重的磨損，柴油機氣缸密封性下降，出現(xiàn)缸內漏氣現(xiàn)象。柴油機氣缸漏氣對柴油機的性能具有多方面的負面影響，具體表現(xiàn)為[1-4]：氣缸壓縮壓力減小，導致柴油機起動困難；缸內壓力降低，輸出功率下降；缸內高溫氣體泄漏，加劇潤滑油消耗和油品劣化；燃油有效比油耗增加。

針對以上問題，筆者通過模擬漏氣試驗和仿真計算的方法，在150 mm缸徑單缸柴油機上對不同漏氣面積開度對柴油機輸出性能的影響進行研究，對于提高柴油機性能合理制定維修策略具有十分重要的意義。

1 單缸機模擬漏氣試驗

1.1 試驗設備

試驗用單缸機為四沖程柴油機，主要性能參數(shù)見表1。

表1 單缸柴油機試驗臺主要參數(shù)

為實現(xiàn)對柴油機漏氣面積的定量控制，文中設計了漏氣模擬裝置，如圖1所示。通過調節(jié)漏氣模擬裝置開度的大小，可以實現(xiàn)對氣缸漏面積增量的線性控制與測量。缸內壓力采用Optrand H33294型缸壓傳感器進行測量；模擬漏氣裝置外接口連接Rheonik RHM15型渦輪質量流量傳感器測量漏氣率。

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

1.2 試驗步驟

試驗單缸機負荷選擇100%和60%，轉速選擇1400、1600 r/min，一共四個工況點進行。在每個工況點進行測試時，保持負荷與轉速不變，改變模擬漏氣裝置的漏氣面積開度（見表2），測量單缸機的缸內最大爆發(fā)壓力、比油耗及功率。

表2 模擬漏氣試驗參數(shù)

漏氣模擬試驗的步驟為：

1）預熱單缸機，控制水溫為45～60 ℃，機油壓力為0.4～0.6 MPa。

2）調節(jié)模擬漏氣裝置開度，調節(jié)負荷至60%，測量1400、1600 r/min條件下的功率、壓力和比油耗。

3）停機冷卻，改變漏氣面積開度，每個開度重復測量3次。

4）調節(jié)負荷至100%，每個開度重復3次測量，100%負荷工況不再測量油耗。

1.3 試驗結果

1.3.1 部分負荷工況試驗結果

60%負荷、1400 r/min工況下，單缸機缸內最大爆發(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，缸內最大爆發(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%負荷、1600 r/min工況下，單缸機缸內最大爆發(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的結果可知，模擬漏氣裝置開度從0.91 mm2增加至3.81 mm2時，缸內最大爆發(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%負荷工況試驗結果

100%負荷時，1400、1600 r/min工況下單缸機缸內最大爆發(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的結果可知，在100%負荷、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，單缸機最大爆發(fā)壓力下降，有效功率下降。缸內最大爆發(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%負荷、1600 r/min工況下，單缸機缸內最大爆發(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%。

單缸機漏氣模擬試驗的結果表明：隨著模擬漏氣裝置開度的增大，氣缸漏氣面積增大，導致柴油機缸內最大爆發(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 單缸機漏氣仿真建模

2.1 單缸機漏氣仿真模型建立

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

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為設定的任一曲軸轉角下氣缸漏氣面積。

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

圖6 模擬漏氣的單缸機工作過程仿真模型

2.2 單缸機漏氣仿真模型驗證

利用單缸機臺架試驗數(shù)據(jù)對模擬漏氣的單缸機工作過程仿真模型進行驗證。單缸機試驗點工況[10]見表3。將工況點輸入模擬漏氣的單缸機工作過程仿真模型進行計算，得到的結果與單缸機臺架實測值進行對比，結果如圖7所示。

由圖7可知，在外特性工況條件下，模擬漏氣的單缸機工作過程仿真模型功率的計算值與實驗實測值最大誤差為4.31%，出現(xiàn)在漏氣面積開度2.01 mm2，轉速1200 r/min時。仿真模型計算值與實測值吻合程度較好，計算精度可靠。

表3 漏氣模型試驗驗證測試工況點

3 漏氣對柴油機性能影響的仿真分析

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

圖9 外特性、2000 r/min工況下不同漏氣 面積開度缸內壓力

表4 功率、扭矩和燃油消耗對比結果

由圖9的分析結果可知，隨著漏氣面積開度的增大，單缸機內最大爆發(fā)壓力隨之減小，最大爆發(fā)壓力所對應的相位角出現(xiàn)延遲。當漏氣面積開度為3.01 mm2時，相對于開度2.01 mm2最大爆發(fā)壓力下降4.13%，對應相位角延遲0.247°。當漏氣面積開度為4.01 mm2時，相對于開度2.01 mm2最大爆發(fā)壓力下降7.22%，對應相位角延遲0.264°。

由表4的分析結果可知，隨著漏氣面積開度由2.01 mm2增大至3.01 mm2，單缸機的功率下降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，缸內氣體泄漏量顯著增加，在循環(huán)供油量不變的條件下，工質內能降低，導致缸內壓力和輸出功率下降。

4 結論

文中在150 mm缸徑單缸機臺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柴油缸內最大爆發(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工作過程仿真模型，對高負荷高轉速工況下漏氣面積對單缸機性能的影響進行了仿真研究，得到如下結論。

1）隨著模擬漏氣裝置開度由0.91 mm2增加至3.81 mm2，在60%負荷1400、1600 r/min工況下單缸機最大爆發(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%負荷1400、1600 r/min工況下單缸機最大爆發(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）模擬漏氣的單缸機工作過程仿真模型的計算結果表明，漏氣面積開度由2.01 mm2增大至3.01 mm2，單缸機的最大爆發(fā)壓力下降4.13%，對應相位角延遲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，單缸機的最大爆發(fā)壓力下降7.22%，對應相位角延遲0.264°CA，功率下降7.02%，燃油消耗率增加5.70%。