某柴油機進氣系統(tǒng)空氣濾清器抽癟原因初探

孟萌，張秀娟,金苗

(大連交通大學 機械工程學院，遼寧 大連 116028)*

柴油機因擁有熱效率高、動力強勁、可靠性好等優(yōu)點被廣泛應用于工業(yè)領域，但是，在某廠印尼項目中出現(xiàn)了工作現(xiàn)場的油煙較大，而且無法散開，導致柴油機中冷器吸入了大量的油污，堵塞其散熱片，造成空氣濾清器被抽癟，嚴重地影響了柴油機工作效能，帶來了較大的經(jīng)濟損失.因此，對柴油機進氣系統(tǒng)進行分析研究，從而找到空氣濾清器被抽癟的原因是十分有必要的.目前，對進氣系統(tǒng)的研究主要集中在空氣濾清器內部流場分析[1]、濾芯結構和濾芯材料研究[2-3]，進氣道的綜合評價參數(shù)、流動特性和結構優(yōu)化設計[4-8]，以及渦輪增壓器的渦輪流場、溫度場分析和結構優(yōu)化等[9-10].然而，對整個進氣系統(tǒng)進行全面分析找出空氣濾清器抽癟原因的研究還未見報道.本文基于計算流體動力學理論，采用CREO3.0軟件建立正常工況和故障工況下進氣系統(tǒng)的三維模型，導入到ANSYS FLUENT軟件中進行流場分析，獲得進氣系統(tǒng)的流場跡線圖、速度云圖和壓力分布云圖，并把流場分析結果作為空氣濾清器流固耦合分析的載荷條件導入到ANSYS WORKBENCH軟件中，分析空氣濾清器的應力、應變和變形情況，并與某廠印尼項目中故障空氣濾清器進行比對，從而找出空氣濾清器抽癟原因.

1 理論研究基礎

1.1 流場分析理論

根據(jù)計算流體動力學分析理論[11]，離散后的連續(xù)性方程與動量方程分別為：

(ρuΔy)e-(ρuΔy)w+(ρuΔy)n-(ρuΔy)s=0

(1)

(2)

式中：ρ為密度；u為速度矢量；Δy為方向變化量；e、w、n、s為二維四個方向；動量方程中pp-pE、pp-pn可以用來計算作用在速度u的控制容積上的壓力合力；de、dn為面積與質量源的比值；ue、vn為方向速度；ue*、vn*為速度修正量；根據(jù)方程(2)得到壓力場，代入動量方程得到相應的速度.

1.2 流固耦合分析理論

由于流體流動引起固體振動、移動的固體控制方程[11]為：

(3)

在進行流固耦合分析時，耦合交界面處的流體和固體需要滿足相應的守恒定律：

τf·nf=τs·ns

(4)

df=ds

(5)

式中,τf和τs分別是流體和固體的應力；df和ds分別為流體和固體位移；ns和nf為固體和流體微元.

2 進氣系統(tǒng)流場分析

在ANSYS FLUENT軟件中對進氣系統(tǒng)進行正常工況和故障工況的流場分析，獲得了其流動跡線圖、速度云圖和壓力云圖，為空氣濾清器流固耦合分析做準備.

2.1 有限元模型建立

如圖1所示，柴油機進氣系統(tǒng)模型包括進氣道、空氣濾清器、渦輪增壓器和中冷器四部分.渦輪增壓器的計算域也就是氣體流經(jīng)渦輪葉片的區(qū)域，首先進行渦輪增壓器的實體建模，然后運用布爾運算將整個區(qū)域與實體模型做相交運算，然后減去相交部分，剩下的部分為渦輪增壓器流體區(qū)域.進氣道采用對數(shù)螺線螺旋室，氣道曲線如式(6)所示，喉口突出高度為5 mm，喉口直徑為32mm，入口高度為42 mm，入口寬度為32 mm，螺旋室高度為40 mm，螺旋包角為260°[4]；渦輪增壓器[10]葉輪為封閉式葉輪，葉片為前傾后彎型，葉輪內、外徑分別為35 mm和46 mm，總高度為52 mm，底座厚度為2 mm，底座直徑為85 mm.葉片高度為49 mm，弧度半徑為30 mm，葉片數(shù)為15片.葉片內徑為90 mm，外徑為125 mm，厚度為20mm，葉槽弧徑為15 mm，葉槽弦長為20 mm；空氣濾清器[12]濾芯外徑為300 mm，內徑為190 mm，高度為458 mm，厚度為2.5 mm，濾芯折褶角為3.5°，濾片片數(shù)為40.中冷器[9]的流道直徑12mm，進出口高度和直徑為70 mm和40 mm，厚度和寬度為22 mm和288 mm，長度為270 mm，流道長度為240 mm，外端弧徑為50 mm.

(a)正常工況 (b)故障工況

(6)

正常工況下，流場分析模型如圖1(a)所示，進口壓力為101 kPa，出口壓力為33.5 kPa，流體介質采用不可壓縮氣體，壁面設定為絕熱無滑移，在渦輪增壓器內部轉動域和靜止域交接面處，采用interface邊界條件將渦輪增壓器壓氣機葉輪轉速設為100 500 rad/s[7].故障工況時，根據(jù)某廠項目的實際工況，中冷器散熱片被油污堵塞，氣體無法進入進氣道，因此，建立模型時，如圖1(b)所示，進氣道部分被去除，空氣濾清器的進口壓力為101 kPa，中冷器出口壓力為0，中冷器內部壁面設定為絕熱無滑移，葉輪轉速為100 500 rad/s，在渦輪增壓器內部轉動區(qū)域和靜止區(qū)域交接面處，采用interface邊界條件，流體介質為空氣，密度為1.225 kg/m3[8].

2.2 流場分析結果

正常工況下流場分析結果表明氣體由空氣濾清器進入渦輪增壓器和中冷器，最終進入進氣道，各特征位置的氣體速度和壓力如表1所示，氣體從空氣濾清器流出，進入渦輪增壓器后，在葉輪的推動下，壓力和速度增高，流入中冷器進行冷卻，由于螺旋進氣道曲面較為復雜，因此氣體的流動不穩(wěn)定，氣門處的流體截面面積的突變導致氣門附近的速度較大.進氣系統(tǒng)最大壓力和最大流速均發(fā)生于渦輪增壓器壓氣機的葉輪葉片處，其值分別為550 m/s 和155 kPa.

表1 進氣系統(tǒng)各組件的氣體速度值和動壓力值

故障工況的流場分析結果表明氣體通過中冷器倒流至渦輪增壓器，在增壓器轉動葉輪的離心力作用下加速的氣體順著渦殼流道被推入到空氣濾清器中，氣體出現(xiàn)了逆向流動現(xiàn)象，且氣體的流動速度從中冷器經(jīng)渦輪增壓器到空氣濾清器數(shù)值呈遞減趨勢；系統(tǒng)的最大速度發(fā)生于渦輪增壓器中，數(shù)值為515 m/s.故障工況下分析結果最大壓力發(fā)生在渦輪增壓器葉輪處，其值為141 kPa.空氣濾清器出口壓力也較大，其值為98.9 kPa，而進口壓力為49.4 kPa.這說明由于系統(tǒng)內的氣體逆向流動，使得空氣濾清器內產(chǎn)生了較大的負向壓差.

3 空氣濾清器流固耦合分析

通過在ANSYS FLUENT軟件中對進氣系統(tǒng)進行正常工況和故障工況的流場分析，獲得了兩種工況下空氣濾清器的靜壓力分布情況，將其導入ANSYS WORKBENCH軟件中，進行空氣濾清器流固耦合分析.

3.1 分析模型建立

其流固耦合有限元分析模型如圖2所示，濾清器的濾芯為纖維紙，其密度為1.25 kg/m3，泊松比為0.16，楊氏模量為18.9 GPa，屈服強度為44.1 MPa，抗拉強度為83.4 MPa；濾網(wǎng)為不銹鋼，屈服強度σs為205 MPa，抗拉強度σb為520MPa，密度為7 900 kg/m3，泊松比為0.305，楊氏模量為190 GPa.兩種工況的流固耦合分析的邊界條件相同，濾清器內壁設為流固耦合面，然后選擇CFD Surface為流體壁面Wall，對其入口截面施加全約束.

(a)故障工況載荷 (b)正常工況載荷 (c)邊界條件

3.2 分析結果

正常工況下濾清器的等效應力分析結果，各處最大等效應力數(shù)值如表2所示，濾網(wǎng)處等效應力值最大，其值為105.03 MPa，未超出濾網(wǎng)材料的屈服極限205 MPa，故濾清器未發(fā)生塑性變形.各特征位置的等效應變值如表2所示，濾網(wǎng)的等效應變最大，數(shù)值為0.002 0.

表2 正常工況濾清器各位置等效應力和應變值

故障工況濾清器的等效應力分析結果，各處最大等效應力數(shù)值如表3所示，濾網(wǎng)處等效應力值最大，其值為465.97 MPa，已經(jīng)超出濾網(wǎng)材料的屈服極限205 MPa，故濾網(wǎng)發(fā)生了較大的塑性變形.故障工況下濾清器各特征位置的等效應變值如表3所示，濾網(wǎng)的等效應變最大，數(shù)值為0.0026.從分析結果可以看出濾清器中部的濾芯發(fā)生了較大的塑性變形，變形量已經(jīng)達到0.774mm.這與某廠印尼項目的濾清器被抽癟的實際工況相符，現(xiàn)場抽癟的濾清器如圖3所示.

表3 濾清器各位置等效應力和應變值

圖3 現(xiàn)場抽癟的濾清器

4 結論

通過對正常工況和故障工況進氣系統(tǒng)進行流場分析和流固耦合分析對比，可知某廠印尼項目的濾清器被抽癟的原因,在于柴油機工作時，產(chǎn)生了很多油煙，且無法散開，導致中冷器散熱裝置吸入了大量的油污.油泥堵塞了中冷器的散熱片，造成進氣系統(tǒng)中的氣體無法進入進氣道，從而產(chǎn)生了逆向流動.氣體通過渦輪增壓器進入空氣濾清器，使得濾清器承受較大的負向壓力，發(fā)生了較大的塑性變形，嚴重時甚至被抽癟了.本文的研究對柴油機進氣系統(tǒng)的設計與改進有一定的理論意義.