V型汽油机范文

V型汽油机范文（精选7篇）

V型汽油机 第1篇

与直列发动机相比,V型发动机以其特有的高度低、尺寸小、布置方便且在空气动力学上更容易搭配高端轿车等优点,受到各大自主汽车品牌的重视并予以大量资源进行研发。但V型发动机也有其自身的技术难点:与同排量的直列发动机相比,V型发动机更加不利于散热,动力输出的顺畅性较差,并且V型发动机在燃烧稳定性、燃烧均匀性等方面表现较差。由此带来整车的振动和噪声问题,影响车辆的驾驶性。本文以某V型六缸汽油机为例,通过热力学开发试验,在怠速工况、典型部分负荷工况进行热力学分析,针对硬件选型布置、汽车电子控制单元(ECU)控制参数优化等方面进行研究,在最大程度上改善燃烧稳定性及各缸工作均匀性。

1 试验平台与方法

1.1 试验设备介绍

发动机热力学开发所用试验台架为AVL台架,试验室内配有进气恒温控制系统、冷却水恒温控制系统、燃油恒温控制系统、机油温度恒温控制系统等。试验设备见表1。

1.2 试验对象介绍

试验所用发动机为某六缸四冲程V型自然吸气(PFI)汽油机,排量3.5L,采用进排气可变配气机构(DVVT)和可变进气歧管容积机构,每个气缸有四个气门,采用双顶置凸轮轴驱动,左右两侧共四根凸轮轴。其技术参数见表2。

1.3 边界条件

为保证试验数据准确可靠,试验边界条件严格按照性能试验标准要求进行。试验边界条件控制见表3。

发动机排气温度不超过设计指标850℃,否则要适当加浓过量空气系数λ来控制排温。在没有爆震时点火提前角控制在最佳点火时刻,使燃烧中心角(即燃料放热50%所对应的曲轴转角)AI50在压缩上止点后8°曲轴转角左右;若发动机出现爆震时,是将点火提前角调整在爆震临界点,但必须确保无强烈爆震发生。

1.4 试验方案

发动机各缸均安装有缸压传感器,连接到燃烧分析仪读取燃烧相关参数。ECU控制参数通过INCA软件进行调节。汽油机的燃烧过程[1]所划分的滞燃期、急燃期(燃烧持续期)和后燃期三个阶段,在燃烧分析仪上统一以其对应的曲轴转角来表示,各阶段的定义如下:(1)滞燃期(火焰发展期),火花电火开始到累计放热率达到10%的曲轴转角;(2)燃烧持续期(主燃期),累计放热率为10%~90%的曲轴转角;(3)后燃期,从累计放热率为90%到97%~98%的曲轴转角。

通过燃烧分析仪测量和计算发动机AI50、滞燃期和燃烧持续期。

由于存在循环波动,点火提前角和空燃比等参数都不可能调整到最佳值,发动机的性能指标不可能得到充分优化[2];因此,平均指示压力(IMEP)循环波动率(COV,方差与平均值的比值)也是评价发动机工作的好坏及燃烧稳定性的重要指标。根据经验可知,发动机部分负荷工况循环波动率控制在3%以下。

试验所选取的工况分别是经典部分负荷工况2 000r/min(BMEP=200kPa)、全负荷工况及怠速工况。通过改变可调节的ECU电控参数,分别研究点火提前角、过量空气系数λ、气门重叠角对性能及燃烧的影响。

2 试验结果与分析

2.1 部分负荷工况热力学分析

部分负荷热力学开发的目的是通过优化点火角、VVT角度、λ等ECU控制参数,使发动机的油耗、排放达到最优,并保证发动机燃烧的稳定性,不能出现失火等现象。

2.1.1 部分负荷工况热力学分析

从点火时刻起到活塞到达压缩上止点这段时间内,曲轴转过的角度称为点火提前角。点火提前角对汽油机的工作性能影响较大,提前角偏离最佳值会导致汽油机热效率下降[3]。可燃混合气从点燃到完成有一个时间过程,最佳点火提前角的作用就是在各种不同工况下使气体膨胀趋势最大阶段处于活塞做功下降行程,这样效率最高,振动最小,温度最低。最佳点火角受很多因素影响,如缸温缸压、汽油辛烷值、λ等。

部分负荷工况下,通过点火角扫描结合燃烧分析仪测得的AI50的值进行点火角的选择。研究发现,在中等负荷,点火角使AI50约为8°时,发动机会得到最佳的转矩输出和最低的燃油消耗。经试验测得部分负荷点火角对发动机燃烧的影响如图1和图2所示。

2.1.2 部分负荷过量空气系数λ对燃烧的影响

通过对2 000r/min(BMEP=200kPa)工况点过量空气系数λ的扫描,研究λ对残余废气、滞燃期、燃烧稳定性(COV)的影响,同时λ效率在ECU转矩模型中参与计算,使ECU模型精度控制更加准确。λ对燃烧稳定性影响如图3所示。

试验结果显示,部分负荷工况,在一定范围内随着λ的增大,滞燃期变长,残余废气增多,燃烧稳定性变差。

2.1.3 部分负荷气门重叠角对燃烧的影响

发动机在2 000r/min(BMEP=200kPa)工况下,通过对VVT的调整,研究不同的气门重叠角下发动机燃烧特性的变化,测试结果如图4所示。

内燃机气缸中的湍流是在同一流体中不同流速的流体层之间产生的,这种自然湍流[4]对火焰传播、燃烧速率、循环变动等有重要影响[5],进而决定低负荷时缸内残余废气量。气门重叠角扫描结果显示:随着气门重叠角的增大,在进气门和排气门同时处于开启状态的这段时间内,回流到燃烧室内的废气增多,内部EGR率增加,在一定范围内燃烧室内的残余废气可进一步促进混合气的形成,对燃烧稳定性有利;但随着气门重叠角增大,残余废气过多,燃烧稳定性变差。

2.1.4 燃烧均匀性研究

对于V型汽油机而言,各缸燃烧均匀性直接影响发动机的振动和噪声,对整机耐久、油耗和排放有着重要影响。对2 000r/min(BMEP=200kPa)工况点进行试验,测试分析影响各缸燃烧均匀性的因素。气缸的定义如图5所示。

试验通过VVT扫描研究气门重叠角对各缸燃烧均匀性的影响,发现随气门重叠角的增大两侧工作不均性增加,两侧气缸IMEP成“剪刀”形,右侧气缸燃烧变差,IMEP下降甚至出现失火现象。试验结果如图6所示。

ECU控制逻辑中,进入气缸的进气量由空气流量计测得,而流量计测得的进气量为发动机总的进气流量,在这种控制系统下无法精确计算进入每个气缸的进气量。在标定时通过氧传感器的值调整气缸两侧喷油量,使两侧的过量空气系数λ一致。但随着气门重叠角变大,气缸两侧λ差异变大,因此判断引起各缸工作不均匀的因素可能集中在各缸气缸进气量的差异上。为此对进气道和气门正时进行了研究,在气道试验台上对各缸气道的流动系数进行测试,测试结果见图7。

从气道的测试结果看以看出,5#缸和6#缸在各自侧的流动系数较小,造成这种情况的原因和气缸位于进气管路末端有关。总体来说各缸流动系数差异不大,气道流动系数的差异并不是导致各缸工作不均匀的主要原因,两侧气缸进气不均匀的因素可能在配气正时上。为了研究导致两侧气缸工作不均匀的原因,本文使用了能够独立控制两侧进排气VVT的软件,通过设置两侧不同VVT角度来研究气门正时对燃烧均匀性的影响,结果如图8所示。

测试结果显示,将两侧气缸VVT分别独立控制,可以改善各缸的燃烧均匀性。V型发动机在设计时很难控制两侧进气可能存在的不均匀性,在加工和安装的过程中也会产生配气正时的偏倾,因此需要采取软件上的控制策略来保证V型发动机气缸两侧的工作均匀性。

2.2 怠速燃烧稳定性研究

怠速燃烧的稳定性对发动机整机振动及噪声具有重要意义。本文通过ECU参数优化研究影响怠速燃烧稳定性的因素,并对发动机硬件优化方向提供依据。怠速工况下对气门重叠角、点火角、λ、喷油相位等因素对发动机燃烧稳定性的影响进行研究。

2.2.1 气门重叠角对怠速燃烧稳定性的影响

怠速工况下,通过扫描VVT来改变气门重叠角,分析气门重叠角对燃烧稳定性的影响,结果如图9所示。

测试结果表明,怠速工况气门重叠角最小时,发动机燃烧稳定性最好。怠速工况发动机进气量小,为了减少残余废气保证缸内具有充足的新鲜空气,使VVT工作在锁止位置。

2.2.2 点火角对怠速燃烧稳定性的影响

怠速工况下对点火角进行扫描,结果如图10所示。

从测试结果可知,怠速工况下随着点火角增大,发动机燃烧稳定性变差。由于怠速工况燃烧速率变慢,适当减小点火角可以延长混合气在缸内的混合时间,有利于燃烧的稳定性。

2.2.3 λ对怠速燃烧稳定性的影响

怠速工况下对λ进行扫描,结果如图11所示。

从测试结果可知,随着λ的增大,怠速燃烧稳定性变差。较浓的混合气可以改善怠速稳定性,但同时需考虑到发动机的油耗和排放,在标定时要兼顾这些方面的影响。

2.2.4 喷油相位对怠速燃烧稳定性的影响

怠速工况下对喷油相位进行扫描,试验结果如图12所示。

从试验结果可知,喷油相位对发动机怠速燃烧稳定性影响不大。

通过对ECU控制参数的优化研究,设计了两种凸轮轴进行试验研究。两种状态的凸轮轴区别在于排气凸轮轴基础相位不同,新凸轮轴的排气凸轮轴基础相位在老状态凸轮轴的基础上推迟10°的曲轴转角,即减小初始气门重叠角。在保证ECU参数和边界条件控制一致的情况下进行试验,结果如图13所示。

根据测试结果可知,在怠速工况下减小初始气门重叠角可改善燃烧稳定性,且有利于对各缸燃烧的均匀性。

3 结论

(1)部分负荷工况,设置点火角使AI50约为8°的曲轴转角时发动机可获得最大的动力性及最佳的经济性。

(2)通过2 000r/min(BMEP=200kPa)典型工况的优化试验,合理控制气门重叠角、点火角、过量空气系数λ等参数可使发动机燃烧稳定性达到较优的水平。

(3)V型发动机存在两侧气缸工作不均情况,且随着气门重叠角的增大,这种不均匀性会增大;通过设计单独控制两侧VVT角度的软件,通过标定手段可以改善这一现象。

(4)怠速工况下,最小的气门重叠角有利于怠速燃烧稳定性。较浓的过量空气系数λ和较小的点火角可以改善怠速燃烧稳定性,但需要考虑发动机油耗和排放的影响。

摘要：研究了不同的控制参数对发动机燃烧特性的影响情况。通过对进气道及配气正时的研究,分析了影响V型汽油机燃烧稳定性和燃烧均匀性的主要因素。在部分负荷工况和怠速工况,通过对汽车电子控制单元(ECU)控制参数的调整进行试验研究。试验结果表明:点火角、过量空气系数λ、可变气门(VVT)角度对燃烧滞燃期和燃烧稳定性均有明显的影响,通过合理地调整ECU控制参数可改善发动机的燃烧特性;对于V型发动机存在两侧进气不均的情况,可通过优化标定软件及其他标定手段改善该现象。

关键词：内燃机,V型汽油机,喷射策略,燃烧稳定性,燃烧均匀性

参考文献

[1]周龙保.内燃机学[M].3版.北京:机械工业出版社,2010:96-97.

[2]王建昕,帅石金.汽车发动机原理[M].北京:清华大学出版社,2013:228.

[3]刘永长.内燃机原理[M].武汉:华中科技大学出版社,2001:91.

[4]蒋德明.内燃机燃烧与排放学[M].西安:西安交通大学出版社,2001:141.

[5]蒋德明,陈长佑,杨嘉林,等.高等车用内燃机原理[M].西安:西安交通大学出版社,2006.

[6]ARCOUMANIS C,GAVAISES M,FRENCH B.Effect of fuel injection process on the structure of diesel sprays[C]//SAE Paper.Detroit,Michigan,USA,1997,970799.

[7]GILLES-BIRTH I,BERNHARDT S,SPICHER U,et al.A study of the in-nozzle flow characteristic of valve covered orifice nozzles for gasoline direct injection.[C]//SAE Paper.Detroit,Michigan,USA,2005,2005-01-3684.

V型汽油机 第2篇

机体是整个柴油机的基础, 安装着发动机的主要零件和附件, 在工作过程中的受力也十分复杂, 包括各缸内气体对气缸盖的气体压力、经活塞作用于各气缸壁的侧压力、经曲轴加在各主轴承上的作用力、支架对发动机的支承反力和反力矩, 在这些交变载荷的作用下机体可能发生疲劳破坏。随着柴油机功率和强化程度的提高, 机体的疲劳寿命成为内燃机设计中必须考虑的因素之一。长期以来, 人们多侧重于对机体进行应力、变形和振动模态分析, 近年来开始注重疲劳强度的研究[1,2,3,4]。应用有限元疲劳仿真方法对柴油机进行了研究, 讨论了不同加载方式对机体局部疲劳寿命的影响, 进行了疲劳安全评价方法的比较分析, 认为应用正应力作为损伤控制参量更为合理。另外, 针对发动机用复合材料的疲劳性能进行了探索性的研究[5]。本文针对某高强化V型柴油机, 对其运动机构进行多体系统动力学分析, 获取动态工作载荷的时间历程, 应用有限元瞬态动力学分析计算了机体在激振力作用下的动态响应, 得到了应力-时间历程, 预测了机体上薄弱部位的疲劳寿命。本文的分析流程如图1所示。

1 有限元模型的建立

应用Pro/E建立了较为详细的机体的几何模型。为减少计算量, 省略了部分油道孔、螺栓孔和倒角, 而对于关心的部位保留了足够的几何信息。机体为八缸V形结构, 有五个隔板, 气缸位置如图2 (a) 所示。由于缸盖、主轴承盖等的受力最终都作用在机体上, 因此建立机体、缸盖、主轴承盖、轴瓦的装配模型。因不考察缸盖和主轴承盖的应力状态, 在刚度相等的原则下对它们进行了简化。采用十节点四面体单元进行网格划分并对易发生疲劳破坏的主轴承座附近进行加密, 该模型共有424 156个节点, 235 977个单元, 如图2 (b) 所示。

2 瞬态动力学分析

2.1 阻尼与初始时间步长的确定

瞬态动力学是通过求解动力学的一般方程来求解结构对于动态载荷的响应问题。动力学的一般方程为

式中, ü和分别为系统的加速度和速度向量;M、C、K、F (t) 分别为系统的质量矩阵、阻尼矩阵、刚度矩阵和节点载荷向量, 并由各自的单元矩阵或向量集成, 即

其中

式中, Me为单元质量矩阵;Ce为单元阻尼矩阵;Ke为单元刚度矩阵;Fe为单元载荷向量;ρ为材料密度;N为形函数矩阵;μ为阻尼矩阵的比例系数;B为应变矩阵;D为弹性矩阵;f为单元体积力向量;T为单元边界面积力向量。

阻尼矩阵的比例系数μ在一般情况下是依赖于频率的, 因此在实际分析中, 要精确确定阻尼矩阵是相当困难的。同时, 在计算一般外力作用下结构的动力响应时, 阻尼对结构的最大响应起控制作用, 因此必须考虑阻尼的影响[6]。通常允许将实际结构的阻尼矩阵简化为M和K的线性组合[7], 即

式中, α、β是不依赖于频率的常数。由于α的数值很小, 所以可只考虑β阻尼。β阻尼可根据式 (5) 得到[8]:

式中, ξ为阻尼比, 本文取其值为0.05;ω为主要响应圆频率;fresponse为主要响应工程频率。

本文应用Newmark隐式算法求解方程 (1) 。Newmark算法是无条件稳定的, 即时间步长Δt的大小不影响解的稳定性。此时Δt的选择主要根据解的精度要求确定[8], 一般根据所关心的主要响应频率来确定。因此, 本文首先进行了机体的模态分析, 确定初始时间步长Δt=1/10fresponse。

2.2 约束条件的施加

根据机体的实际安装情况, 约束机体两侧安装固定螺栓的位置, 消除其刚体位移。

2.3 动载荷计算

在多体动力学软件ADAMS的Engine环境中建立发动机曲柄连杆机构的多体系统动力学模型, 如图3所示。模型包括曲轴、平衡重、连杆、活塞、飞轮、活塞销等构件, 建立了各构件间的约束关系, 设定了各缸的气体压力。

本文针对标定工况, 进行了多体动力学计算, 提取了主轴承载荷、缸内气体压力、活塞侧推力与机体相关的动载荷。机体所受动载荷如图4所示。其中主轴承力的方向规定为:Z轴指向机体安装飞轮的一端, X轴指向机体底部, 活塞侧推力在活塞运动平面内, 其正方向垂直于气缸轴线指向机体内侧。

由于活塞侧推力P的作用点一直在变化, 为简化计算, 将其按力的等效原理等效为作用在活塞销上的集中力P。进一步按力的等效原理, 通过求解力和力矩的平衡方程确定机体固定气缸的上下两个支撑面上所受的作用力F1、F2, 如图5所示。其中, L1为活塞位于上止点时, 侧推力作用点距上接触面的垂直距离;L2为活塞位于上止点时, 侧推力作用点距下接触面的垂直距离;x为活塞位移。F1、F2的计算式为

等效后的载荷-时间历程如图6所示。其中, 负值表示作用力反向。

2.4 载荷的施加

缸盖、机体、主轴承座之间均为螺栓连接。根据各螺栓的安装要求, 计算缸盖螺栓、主轴承盖螺栓和主轴承盖横向固定螺栓的预紧力。在ANSYS Workbench中应用Bolt Pretention载荷将预紧力施加于螺杆上以模拟螺栓预紧。

主轴承载荷在圆周方向, 按余弦规律分布, 圆心角为120°[9], 如图7所示。通过ANSYS Workbench中的Bearing Load载荷模拟, 只要给定主轴承载荷的坐标分量, 程序可自动确定载荷的矢量方向并形成加载区域, 极大地简化了瞬态动力学分析中的动载荷设置问题。

活塞侧推力的施加方式与轴承载荷类似, 其作用角度为180°, 分别将上节计算得到的动载荷施加在气缸与机体上下两接触面上。

主轴承上安装的轴瓦与主轴承孔之间为过盈配合。本文应用接触法对过盈接触进行模拟, 通过定义接触面间的初始偏移量达到施加过盈量的目的。

2.5 计算结果分析

在标定工况下, 计算了一个工作循环, 得到了机体的动响应。由于机体的固定安装位置靠近机体两端, 中间隔板的挠度最大, 其附近强度最为薄弱, 因此重点考察中间隔板的应力分布。图8为第六缸最高燃烧压力下中间隔板的Von Mises等效应力云图。图8标注1~5的位置应力-时间历程波动较大, 分别是主轴承座孔、机体肩胛的圆角处、隔板与气缸水套的交界处和主轴承座油道外壁与隔板的连接处。下文将重点讨论这些位置的疲劳寿命。

图9为中间隔板上位置1和其对称位置1的主应力-时间历程曲线, 分析可知曲线的极值点出现在与隔板相邻的各气缸最高燃烧动力的时刻, 且极大值 (或极小值) 出现在同侧缸最高燃烧压力时刻。因此, 对于V型内燃机, 隔板上节点的最大应力幅主要是由与隔板相邻的左右异侧气缸的最高燃烧压力引起的。另外, 由主应力的曲线可知隔板主要受拉压应力作用。由对称位置的应力-时间历程的比较可见, 其变化趋势大致是相反的, 即当某一位置上的应力达到极大值时, 对称位置将达到 (或接近) 极小值。

3 疲劳寿命的预测

3.1 疲劳寿命预测的流程

由于该机体在工作时所受的应力均在弹性范围内。峰值应力水平高于材料的疲劳极限。因此, 该机体的疲劳寿命属于高周疲劳问题。本文采用的高周疲劳寿命计算的流程。

(1) 确定结构中的危险位置。根据应力测量、应力分析结果, 综合考虑缺口附近的应力集中效应。或参考以往的经验和使用中破坏的统计资料来确定结构中的危险部位或薄弱环节。

(2) 确定疲劳载荷谱。针对工况谱测量或计算得到关心位置的载荷-时间历程, 然后对数据进行处理并根据数理统计的方法转化为应力谱。常用的统计方法有峰值法、雨流计数法和双参数循环计数法等, 其中雨流计数法应用最为广泛。具体算法参考文献[10]。

对于平均应力不为零的载荷谱, 通常需要等效为对称循环, 以便采用标准试样的S-N曲线给出的材料参数进行寿命估算。常用修正的Goodman方程进行等效。

式中, σa为应力幅;为等效应力幅;σm为平均应力;σb为极限强度。

本文针对内燃机疲劳寿命的相关考核标准确定载荷谱。各工况占总考核时间的比例如图10所示。标定工况工作时间占总体考核时间的80%以上, 此工况下机体承受的载荷较大, 能够反映该机型的典型工作状态和疲劳寿命。权衡计算成本与预测精度, 选取标定工况进行瞬态动力学计算。将得到的载荷-时间历程应用雨流计数法处理, 得到应力谱。

(3) 选取合适的疲劳计算模型。除最基本的应用等效应力计算疲劳寿命的模型外, 针对不同的材料和加载形式有多种疲劳寿命模型。临界面的概念是建立在疲劳裂纹萌生和扩展机理上的, 具有一定的物理意义, 被普遍认为是分析多轴疲劳的一种有效方法。临界面法以同一平面上的正应力、剪应力或正应力和剪应力的组合为损伤控制参量[11], 定义损伤最大的平面为临界面。针对不同的疲劳模型, 临界面定义为最大剪应力平面、最大剪应力变程平面或最大主应力平面[12]。文献[13]针对铸铁设计的疲劳试验表明, 其失效平面发生在最大主应力平面上, 因此可认为最大主应力平面为临界面[13]。

本文以最大主应力平面为临界面, 以临界面上的正应力幅为损伤控制参量, 应用Basquin公式预测疲劳寿命。Basquin公式为

式中, σn, a为临界面上的正应力幅;σf’为疲劳强度系数;b为疲劳强度指数;Nf为疲劳寿命。

(4) 应用疲劳累积损伤方法估算寿命。目前的累积损伤理论主要有三大类, 即线性累积损伤理论、修正线性累积损伤理论和其他理论。应用最广泛的是Miner线性累积损伤理论, 本文应用此理论对步骤 (3) 得到的各循环的损伤进行累积从而预测寿命。Miner线性累积损伤准则为

式中, ni为应力水平i的循环次数;Ni为应力水平i下的寿命。

本文寿命预测的具体计算流程如图11所示。

3.2 疲劳寿命的计算结果分析

应用上节提到的模型和流程计算图8标出的五个部位的寿命, 结果如表1所示。

由表1可知, 在所考察的位置中, 位置2的寿命预测结果最小, 位置3的寿命预测结果最大。图12、图13分别为位置2和位置3处的主应力-时间历程曲线和临界面上的正应力-时间历程曲线。由两图的对比可见, 位置2受拉压交变载荷的趋势较为明显, 而位置3主要受压应力作用, 主应力变化趋势与临界面上正应力的变化趋势相近, 其中位置2临界面上正应力的曲线与主应力曲线基本重合, 可见在整个工作循环中主应力的方向基本不变, 其受力状态为典型的拉压交变应力。文献[13]对铸铁试样的疲劳试验证实其裂纹方向与主应力垂直。因此, 虽然位置3的主应力波动较大, 但其临界面上的正应力波动较小, 不易发生疲劳破坏。

文献[14]按照考核工况谱对某V型柴油机的样机进行台架考核至387h时, 机体第二横隔板发生了断裂, 其裂纹如图14所示。裂纹从主轴承盖与机体连接处外侧产生, 近似呈弧形分布, 横隔板右侧有约50mm相连。虽然该机体与本文讨论的机体具体结构有所不同, 但同为V型柴油机机体, 其发生疲劳破坏的总体趋势是相同的。因此, 本文预测位置2和位置4较为危险是合理的。

4 结论

(1) 通过对机体隔板的动响应结果的分析可知, 对于V型柴油机, 隔板主要受拉压载荷作用;隔板上一点处的应力变程是由不同侧气缸的最高燃烧压力所引起的;隔板上对称两点处的应力分布趋势大致相反。

(2) 指出了机体隔板上应力波动较大的位置。其中, 机体肩胛的圆角处、主轴承座孔、隔板与气缸水套的连接处等几何形状发生突变的位置是疲劳破坏的重点考察位置。

(3) 综合考虑裂纹萌生与扩展的机制及疲劳预测结果, 认为机体肩胛的圆角处由于受到典型的拉压载荷作用, 易发生疲劳破坏。

摘要：对某高强化V型柴油机运动机构进行多体系统动力学分析, 将获取的动态工作载荷应用于有限元瞬态动力学分析, 计算了机体在激振力作用下的动态响应, 得到了结构的应力-时间历程。研究结果表明:V型柴油机机体隔板一点处应力变程由不同侧气缸的最高燃烧压力所引起且隔板上对称位置的应力分布趋势大致相反。根据该机体的材料和受力特点, 应用临界面法预测了机体上若干位置的疲劳寿命, 认为机体肩胛的圆角处由于受到典型的拉压载荷作用, 易发生疲劳破坏。相关的样机台架试验表明:按照考核工况谱测试, 经过387h试验, 机体第二横隔板左侧产生裂纹。预测结果与试验结果相吻合, 证明该计算的正确性。

V型汽油机 第3篇

与国Ⅳ标准的汽油相比,新标准的硫、锰、烯烃含量均有所降低。据相关专家预测,油品升级后,目前在用车的总体排放污染物可减少10%-15%,同时,新车的氮氧化物排放量则可减少25%左右。

值得关注的是,在空气质量治理问题上,油品升级的成本将由消费者和炼油企业共同承担。

根据国家发展改革委今年9月公布的各地车用汽、柴油质量升级至第四、第五阶段的价格调整标准。各地车用汽油质量升级至第四阶段每吨加价290元,2018年升级至第五阶段后每吨加价170元。

V型汽油机 第4篇

解决环境及能源问题的关键在于提高柴油机燃油经济性和实现清洁燃烧。目前普遍认为提高燃油喷射压力是实现这一目标的主要方法。但较高的燃油喷射压力在改善柴油机雾化及燃烧效率的同时对供油系统的密封性及可靠性提出了新的挑战,而功耗及成本升高也是需要面对的问题。

从燃烧的角度来看,提高喷射压力并非百利而无一害。过长的喷雾贯穿距使大量的燃油与活塞碰撞,而油膜的不完全蒸发及碰撞后形成的大粒径油滴不仅对柴油机的燃油经济性和排放特性产生负面影响,同时也使对每循环混合气的精确控制变得困难[1,2,3]。对于HCCI燃烧而言,在压缩行程初期,具有较高动能的燃油与缸套的碰撞将稀释润滑油,对柴油机性能产生负面影响[4]。文献[5,6]尝试采用减小孔径、增加孔数的方法来配合超高压喷射(最高300 MPa),但超高压喷射无法应用于所有工况,在某些工况会出现混合气分布不均匀及喷油持续期变长等问题。文献[7]的研究表明: 正方形喷孔喷出的喷雾与普通的圆形喷孔形成的喷雾无明显区别,而三角形喷孔虽然能够形成非对称喷雾,但实际上却与普通喷孔的喷雾区别不大,反而在一定程度上使喷雾体积有所减小。此外,其他油嘴孔结构设计,如圆锥形喷孔,也并未明显改善喷雾雾化、扩大喷雾分布范围[8]。

基于以上背景,本文中提出交叉孔(IH)的新型油嘴结构设计[9]。与传统的多孔油嘴不同,交叉孔油嘴是由2个子喷孔组成,如图1所示。2个子喷孔轴线相交于喷嘴的球头表面,因此从外观来看,2个交叉孔的出口形状近似呈圆形,其面积也与单孔油嘴的出口面积近似相等。由于这种“V”字形的喷孔布置,燃油在喷孔内部的流动特性将受到明显影响,并最终改变喷雾的宏观特性。

1 试验装置及方法

1.1 油嘴结构

如图1所示,试验采用一个作为参考的单孔油嘴(SH)和2个交叉孔油嘴(IH1和IH2),交叉孔油嘴的子喷孔交叉角分别为20°和25°。采用独立的控制系统保证喷油器的喷油持续期和喷油频率分别为2 ms和2 Hz。

1.2 定容弹

图2为试验装置布置图。定容弹为喷雾可视化提供一个稳定的试验环境,3枚直径为50 mm、厚度为35 mm的石英玻璃为高速摄影系统提供良好的光学通路。试验过程中,环境温度控制在(296±1)K。高压供油系统为喷油器提供压力(pinj)分别为80 MPa、120 MPa和160 MPa的高压燃油。高压氮气作为环境气体为试验提供1.1 MPa和2.1 MPa 2种高背压环境。试验用燃料为JIS#2市贩柴油,试验测得的燃油密度为825 g/L。

高速摄影系统由12 bit单色CCD相机(Phantom, V12)、2盏500 W白炽灯及一个Nikon AF 60 mm/2.8 D镜头组成。CCD相机的拍摄速度为24 000 fps,照片解像度为512512 pixels。在定容弹顶面的同一个装配孔内,喷油器采用2个安装位置,位置1与位置2角度相差90°,因此相机能够分布记录在X和Y这2个垂直方向上的喷雾特征。

1.3 PDA系统

喷雾场的粒子算数平均直径(D10)是在开放的试验环境下(pb=0.1 MPa)采用PDA(phase Doppler anemometry)系统测量得到的。PDA系统(dantec, PDA spray system)主要由激光发射器、光学信号接收器和数据处理器3个部分组成。激光发射器和光学信号接收器安装在由计算机控制的三维坐标台架上,其轴线在相同的水平面上,2个轴线呈30°夹角。考虑到喷雾的对称性,波长为532 nm的激光测点集中在喷雾的一侧。为了保证PDA系统获得较高的数据率,测量点设在距离油嘴较远的Z=60 mm的位置。在径向方向上,从X=0开始到X=10 mm为止,以2 mm为间隔布置测量点。本系统的测点位置最大误差为±0.1 mm,速度和粒径的最大测量误差均为±2%,粒子球形相似度下限为90%。

2 试验结果分析

2.1 喷雾形状及喷雾角

以不同试验条件下高速摄影照相机记录的3种试验油嘴的喷雾照片为基础,首先对交叉孔和单孔油嘴形成的喷雾形状及喷雾角进行比较和分析。

2.1.1 扇状喷雾

通过将喷油器从安装位置1变为位置2,高速摄影照相机分别记录了喷雾正面和侧面的喷雾特征(图1中油嘴剖面方向的喷雾为正向喷雾)。为了能够明显地区别交叉油嘴(IH1和IH2)与单孔油嘴(SH)在喷雾结构上存在的差异,对IH2与SH在不同条件下的喷雾进行比较,如图3所示。其中,第1组和第2组分别为IH2(交叉角为25°)的正向和侧向喷雾照片;第3组为SH的喷雾照片。从IH2的正向喷雾与侧向喷雾的比较来看,在80、120 MPa 2种喷射压力和0.1、1.1和2.1 MPa 3种背压组合的6种试验条件下,正向喷雾的径向展开幅度均大于侧向喷雾。喷雾增长率在X和Y 2个径向方向上的明显差距说明交叉孔油嘴形成的喷雾具有扇状结构特征。此外,从IH2与SH喷雾的直观比较来看,在所有试验条件下,无论是正向喷雾还是侧向喷雾,交叉孔油嘴的喷雾展开幅度均明显大于单孔油嘴。

2.1.2 背压及喷射压力对喷雾角的影响

图4为IH2和SH在80 MPa和120 MPa 2种喷射压力条件下的喷雾角随背压升高的变化。由图4可见,无论是喷射压力升高还是背压升高,都不能明显影响这种扇状喷雾的正向喷雾角大小。正向喷雾角大小主要由喷嘴内部2个子喷孔的几何交叉角度决定。而对于交叉孔油嘴的侧向喷雾角而言,喷射压力及背压的增加对其的影响则相对比较明显。所以从总体来看,随着背压从0.1 MPa升高到2.1 MPa,正向喷雾角与侧向喷雾角之间的差距也逐渐减小。从IH2和SH的比较来看,即使是侧向喷雾,IH2喷雾角在相同试验条件下也达到了SH喷雾角的2倍。此外,与IH2的侧向喷雾相似,SH的喷雾角也随背压升高而明显变大。

2.1.3 交叉角对喷雾角的影响

图5为喷射压力120 MPa条件下,IH1和IH2的喷雾角随背压升高的变化。由图5可见,随着背压升高,2个交叉孔油嘴的正向喷雾角的增长幅度相同,而侧向喷雾角也具有同样的特征。这说明交叉角的变化并不会影响背压与扇状喷雾喷雾角的关系。从交叉角对喷雾角的影响来看,随着子喷孔的交叉角度从20°增大到25°,无论是正向喷雾还是侧向喷雾,其喷雾角均明显增大。此外,IH1和IH2在正向喷雾角之间的差距要大于侧向喷雾角的差距。如上文所述,正向喷雾角之间的差距主要是由子喷孔几何交叉角度的差异引起的。而对于侧向喷雾角之间差异,交叉角度的增大促进了喷孔内流在出口附近的相互作用,从而提高了喷雾的径向增长率。此外,空气的动力作用也是引起2个油嘴侧向喷雾角差距变大的主要原因,如图5所示,背压升高使2个油嘴侧向喷雾角曲线之间的差距变大。

2.2 喷雾贯穿距

图6为3个油嘴以120 MPa喷射压力分别向背压为1.1 MPa和2.1 MPa 2种环境内喷射所获得的喷雾贯穿距。由图6可见,较高的背压环境限制了喷雾的空间发展,也使3个油嘴的喷雾贯穿距曲线之间的差距变小。但从图6中仍然能看到,在相同的时间点(time after start of injection, TASOI),IH1和IH2的喷雾贯穿距要明显小于单孔油嘴的喷雾贯穿距。这主要是由于交叉孔喷嘴形成的扇状喷雾具有更大的油气接触面积,因此受到了更大的空气阻力,最终限制了交叉孔油嘴的喷雾贯穿距增长。交叉角增大促进了喷雾径向展开幅度的同时也使喷雾在轴向上的贯穿距进一步减小[10]。

图7为喷射压力对IH1的喷雾贯穿距的影响。由图7可见,随着喷射压力从80 MPa升高到160 MPa,IH1的喷雾贯穿距明显变大,但是在1.1 MPa背压条件下,喷射压力升高1倍却使TASOI=0.3 ms时刻的喷雾贯穿距增加不到30%。

2.3 每循环喷油量及流量系数

图8为每循环喷油量与喷油持续期的关系。由图8可见,在背压为常压的试验条件下,改变喷射压力从80 MPa到160 MPa,每循环喷油量(100次脉冲喷射取样的平均值)始终能够与喷油持续期保持近似线性的关系。在喷射压力为120 MPa的条件下,IH1和IH2每循环喷油量之间区别不大。由此可见,交叉角的变化不会对每循环喷油产生明显影响。3种试验油嘴的喷孔出口面积差别很小,但2种交叉孔油嘴的每循环喷油量都明显大于单孔油嘴。此外,从IH1在3种喷射压力条件下的比较结果可以看到,喷射压力的升高可以显著提高每循环喷油量。

表1为试验获得的3种油嘴在常压条件下的流量系数(Cd)和单孔油嘴的空化数(K)。由表1可见,2种交叉孔油嘴的流量系数要明显大于单孔油嘴的流量系数。而喷射压力升高使单孔油嘴的空化数减小,这将进一步促进喷孔内的空化发展,导致喷射压力升高带来的流量系数增长幅度要小于2种交叉喷孔油嘴的流量系数增长幅度。

注: 柴油饱和蒸气压力为1 280 Pa (296 K)。

2.4 粒子算数平均直径

试验采用PDA对试验油嘴的喷雾场中多个空间点的粒子算数平均直径D10进行了测量。考虑到定容弹不具有换气功能,为了保证测量结果的准确性,试验在开放的环境下进行(pb=0.1 MPa)。喷油器的喷射压力稳定在120 MPa,PDA系统在每个测量点采集的数据量为9 000个。

图9为Z=60 mm径向方向上3个测量点(X=6、8、10 mm)IH2的粒子速度及粒径特性。其中,纵坐标为粒子数量百分数。从粒子的速度结果来看,随着测量点逐渐远离喷雾轴线,粒子的速度不断减小。但总体而言,在Z=60 mm位置,很多油滴粒子在空气阻力的作用下已经失去了动能,因此在3个位置上大部分粒子的速度都接近于0。而在到达距离油嘴较远的测量位置(Z=60 mm)之前,油滴也有充分的时间进一步分解,所以从3个测量点粒径结果来看,很大一部分的粒子直径都小于10 μm[11]。而随着测点向喷雾外侧移动,单位空间内油滴粒子数量减少,粒子与空气的接触更加充分,因此粒径也有减小的趋势。

图10为测点(X=8 mm,Z=60 mm)上的瞬态粒子速度及粒径特征。由图10可见,喷射过程中的粒子数据率较低,粒子速度较高,最大速度约为100 m/s。由于喷射过程中油束会对激光的强度及透光度产生影响,同时速度较高的大粒径油滴在空气作用下也很难保持较高的球形相似度,因此在喷射过程中系统并未检测到可以作为有效数据的较大粒径油滴。在喷油结束后,粒子速度降低,PDA的粒子数据率升高,检测到的粒径分布范围变大。

图11为测点(X=8 mm,Z=60 mm)上的瞬态粒子速度及粒径特征。将测点(X=8 mm,Z=60 mm)上的瞬态粒子信息以时间为基准进行分段处理,对4 ms测量时间内的粒子特征以1∶2∶1∶4的时间比例进行分段[12]。3个油嘴在喷射的F(Fore, 0～0.5 ms)、C(Center, 0.5～1.5 ms)及R(Rear, 1.5～2.0 ms)3个阶段的粒子数据率均较低,而随着针阀关闭,在T(Tail, 2.0～4.0 ms)阶段的粒子数据率明显升高。单孔油嘴在4个阶段的粒子D10始终保持在8～9 μm之间,较小的喷雾体积带来了较大的粒子数密度,从而阻碍了喷射结束后喷雾场内粒子的进一步分解。在F和C阶段,IH1和IH2的粒子D10要比单孔油嘴的粒子D10略大,但随着喷射结束,更大的油气接触面积使粒子D10在R和T阶段明显减小。更大的交叉角进一步促进了粒径的减小。

图12为3个油嘴在Z=60 mm径向上的粒子平均粒径D10分布。从总体比较来看,与SH相比,IH2的粒子平均粒径减小了20%。而从2个交叉孔油嘴之间的比较可以看到,从油嘴出口到Z=60 mm的平面之间,较大的交叉角产生了更大的喷雾体积,因此粒子平均直径D10也更小。

2.5 喷雾体积放大倍率

一直以来,人们普遍将比较喷雾粒径大小作为衡量喷雾特性的主要方法。相同条件下,喷雾的粒径较小则认为喷雾的雾化较好,油气混合得更加充分,可以获得较高的燃烧效率、较好的燃油经济性和较低的排放水平。但实际上,衡量喷雾的雾化质量还要考虑缸内混合气的均匀性和混合气的分布。这些因素则更多地受到喷雾平均浓度及喷雾体积的影响。同时,更大的喷雾体积也会促进雾化及油气混合,使油滴的粒径减小。基于上述考虑,本文中提出喷雾体积放大倍率(spray volume enhancement ratio, δSVER)的概念。通过比较一定体积的燃油形成喷雾后的体积增大倍数来定性地衡量喷雾在混合气制备方面(主要是混合气分布及浓度)的能力。喷雾体积放大倍率的计算式为

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式中,Vfuel、Vspray分别为TASOI时刻累积喷出的燃油体积和在此时形成的喷雾体积,mm3;mfuel为TASOI时刻的累积喷油质量,g;ρfuel为燃油密度,g/L;Vfuel为燃油体积;mm3;Afront、Aside分别为TASOI时刻扇状喷雾的正向及侧向的喷雾轴截面面积,mm2;h为喷雾贯穿距,mm;Vspray为喷雾的体积,mm3。

而对于单孔油嘴形成的轴对称喷雾而言,Afront和Aside是相同的。喷雾轴截面面积的大小则是从喷雾的可视化照片中得到的。具体而言,首先对喷雾照片进行灰度处理,在原始图像0～255级的灰阶等级内,将灰阶小于一定等级的区域定义为背景,从而得到喷雾的边界。通过照片空间解像度与实际尺寸的换算最终得到喷雾轴截面的面积。试验过程中始终保持照明的光强、光圈大小、快门速度等试验参数不变。采用统一的试验条件及图像处理方法得到的喷雾体积放大倍率具有可比性,保证了由此对油嘴结构及特征参数进行的定性分析和得到的结论具有准确性和可信性。

图13为3个油嘴的喷雾体积放大倍率δSVER比较。由图13可见,交叉孔油嘴的扇状喷雾在喷雾体积放大倍率具有优势。在喷射压力为120 MPa、背压为2.1 MPa的条件下,开始喷油后0.5 ms(TASOI=0.5 ms)IH1和IH2的δSVER都大于SH,特别是IH1。如图6(喷雾贯穿距结果)所示,交叉孔油嘴较小的喷雾贯穿距对于其δSVER的大小起到了负面影响,特别是在喷射初期。然而较大的喷雾角弥补了这一方面的不足。从IH1和IH2的δSVER比较来看,在喷射初期,5°交叉角的差异对δSVER产生的负面影响(喷雾贯穿距减小)要大于其正面影响(喷雾角增大)。但是这并不与粒径结果(图11和图12)相互矛盾,原因是在油嘴出口和Z=60 mm平面之间,IH2的δSVER实际上要更大,所以其粒子D10也就小于IH1的D10。随着喷雾的发展,单孔油嘴在喷雾贯穿距上的优势对δSVER的影响将逐渐减弱。与之相反,交叉孔油嘴在喷雾角上的优势对δSVER的正面影响将更加突出。

图14为喷射压力对IH1和SH的δSVER的影响。由图14可见,在2.1 MPa背压条件下,喷射压力升高使SH和IH1的δSVER均明显变大。随着喷射压力从80 MPa升高到160 MPa,与喷射压力的增幅相近,IH1的δSVER也增大了近1倍。这个结果既包含了喷射压力升高对于喷雾雾化的促进作用,同时也体现了喷射压力升高对喷雾体积增大的帮助。此外,在80 MPa和120 MPa 2种喷射压力条件下,IH1的δSVER均大于SH的δSVER。在160 MPa条件下,TASOI=0.42 ms时单孔油嘴的喷雾已经超出了定容弹视窗的观察范围,因此无法得到单孔油嘴的δSVER。但是从另外2种喷射压力所对应的结果来看,IH1仍将具有较大的δSVER。

图13和图14的结果表明: 在相同的条件下,IH1与SH的δSVER的差距随着TASOI从0.42 ms到0.50 ms而增大。如上文所述,随着喷雾的发展,交叉孔油嘴在喷雾径向分布上的优势对δSVER的正面影响将更加明显。

3 喷孔内流的计算

3.1 计算模型及方法

在AVL-FIRE V8.5的环境下,对0.3 mm针阀最大升程条件下喷孔内部燃油的定常流动特性进行仿真研究。模拟计算采用进口、出口双压力边界条件,入口压力设为120 MPa、出口背压设为2.1 MPa。环境温度和燃油温度均设为296 K。模型的内表面及外表面均采用标准的壁面函数,喷孔内壁采用软件的Erosion模型来计算喷孔内的空化现象。气相及液相被视为2种物性不同的流体,采用欧拉-拉格朗日两相流模型分别对其进行计算。同时,气相和液相的质量守恒方程、动量守恒方程、湍流动能方程及湍流动能耗散方程也分开求解。湍流控制方程采用k-ε方程,模拟计算中动量方程、湍流方程、能量方程及体积分数方程均采用迎风差分方法,连续方程采用二阶中心差分方法[13]。

3.2 交叉角对喷孔内流的影响

图15为交叉角对交叉孔油嘴的喷孔内流速度特性的影响。其中,第1组为喷孔轴截面(与图1截面相同)的液相速度特性。交叉角增大使交叉孔内部的燃油速度降低。在交叉角为30°的情况下,燃油在喷孔附近加速到了450 m/s。而对于5°交叉角模型的计算结果,燃油在距离入口60%左右孔长的位置上就已经达到了这个速度。导致速度降低的主要原因是较大的交叉角使更多的流体动能在入口处转变成湍流动能,同时也增大了流体的节流损失。

对于交叉角只有5°的计算模型,2个子喷孔在入口处没有完全分开,因此高速流始终集中在喷孔中心。但是随着交叉角进一步增大,从出口平面可以看到,高速流逐渐分成了2个分部,并且不断向两侧的壁面靠近,同时当交叉角大于20°后在喷孔出口平面的中心位置行成了一个细长的低速流区域。而高速流与壁面的相互作用也随着交叉角的增加而增大。在燃油从喷孔喷出后,壁面对于燃油的作用力消失,而此时燃油对于壁面的作用力在径向方向的分量就成了促使喷雾朝径向发展的驱动力。正因如此,正向和侧向喷雾的喷雾角会随交叉角的增大而增大。而在X和Y方向上作用力分量大小不同导致喷雾在这2个方向上出现的增长率差异则是形成扇状喷雾的真正原因。

3.3 油嘴内部的气相体积分数

本文中无论是试验油嘴还是计算模型,均未考虑喷孔入口倒角。图16为IH1和单孔油嘴内部的气相体积分数。由图16可见,在120 MPa喷射压力、2.1 MPa背压的条件下,IH1内部并未出现空化现象。与之相反,在此条件下,单孔油嘴内部则出现了明显的空化现象,在喷孔内表面附近形成了大量的燃油蒸气。这个结果证实了上文对表1中3个试验油嘴的流量系数结果的分析,解释了交叉孔油嘴具有更高的流量系数的原因。

4 结论

(1) 提出一种应用于柴油机的V形交叉孔油嘴结构设计,油嘴由2个呈“V”字形布置的子喷孔组成。可视化结果表明: V形交叉孔油嘴形成的喷雾在宏观上具有明显的扇状结构特征。

(2) 与单孔油嘴的喷雾相比,交叉孔油嘴的扇状喷雾具有更大的喷雾角和较小的喷雾贯穿距。同时,相同条件下交叉孔油嘴也具有更大的流量系数。

(3) PDA获得的结果表明: 在Z=60 mm的轴向位置上,IH2与SH相比,D10减小了约20%。较大的交叉角能够进一步促进粒径减小。

(4) 喷雾体积放大倍率的结果表明: 在喷射初期不同边界条件下,交叉孔油嘴都要比单孔油嘴具有更大的喷雾分布范围和更好的雾化特性,同时这一优势随着喷雾的进一步发展还会变得更加明显。

(5) 燃油与壁面在径向方向的作用力特征是形成扇状喷雾及较大喷雾角的真正原因。在120 MPa的高喷射压力条件下,交叉孔内部仍未出现空化现象,这是交叉孔油嘴具有较高流量系数的原因。

摘要：提出一种应用于柴油机的V形交叉孔油嘴结构,可视化结果表明了从交叉孔油嘴喷出的喷雾具有明显的扇状结构特征。试验比较了一个单孔油嘴和2种具有不同交叉角的交叉孔油嘴在不同试验条件下的喷雾特征,其中包括喷雾角及贯穿距。从雾化的角度比较分析采用PDA获得的3种试验油嘴的粒子算数平均直径(D10)的大小。采用喷雾体积放大倍率的概念定性地分析了油嘴结构及边界条件对喷雾分布及雾化特性的影响,与单孔油嘴相比,交叉孔油嘴具有更小的粒径及更高的喷雾体积放大倍率。喷孔内流的三维仿真计算表明:交叉孔结构对喷孔内流的影响是形成扇状喷雾及较大喷雾角的主要原因。

V型斜视的手术治疗 第5篇

1 资料与方法

1.1 一般资料

本组V型斜视共计16例, 其中外斜V征9例, 内斜V征7例, 男性6例, 女性10例年龄5~25岁, 平均12岁, 16例患者全部伴有斜肌功能异常。

1.2 术前检查

所有患者均做眼科常规检查, 包括裸眼视力, 矫正视力, 屈光状态, 裂隙灯, 眼底, 眼位, 眼球运动, 代偿头位及双眼单视功能检查, 同视机分别测正前方、上转25°和下转25°的斜视度, 以正上方和正下方25°时水平斜视度相差15° (约8~9△) 为诊断V型斜视的标准。

1.3 方法

14例患者因双眼下斜肌功能亢进++~+++, 手术行双眼下斜肌近肌止端切断, 2例患者因对侧下斜肌功能亢进+, 行一侧下斜肌切断, 对侧下斜肌部分切除术, 1例患者行双下斜肌切断后V征未能完全矫正, 在行外直肌后退时垂直向上移位5mm, 所有患者水平肌斜视度按原在位设计手术量, 术后进行双眼单视功能训练。

2 结果

16例患者术后随访2周~2a, 所有患者V征消失, 无代偿头位, 14例患者眼位正占87.5%, 2例原在位过矫占12.5%, 5例患者恢复双眼单视功能占31.25%。

3 讨论

A-V综合征约占水平斜视的15~25%[1], 临床上以V型斜视较为多见, 治疗以手术为主, 手术目的是恢复双眼单视功能和改善外观, 尤其是对儿童患者, 治疗应着重恢复双眼单视功能, 本组16例患者中, 经过功能训练, 有5例恢复双眼单视功能。手术的效果应主要考虑原在位及向下注视时的眼位, 如果原在位及向下注视时的眼位正, 仅在向上注视时眼位偏斜, 则不主张再次手术矫正。[2]

A-V综合征的手术方法, 要根据病因选择, 引起A-V综合征的病因很多, 目前尚无一致看法, 包括水平肌、垂直肌、斜肌功能异常及肌止端异常等;本组讨论的16例V型斜视均存在斜肌功能异常, 而通常斜肌功能亢进减弱术的效果比功能不足行加强术的效果好, 故我们首选下斜肌切断, 术后矫正效果满意, 本组2例过矫的患者均为外斜V征, 我们考虑是否由于下斜肌切断后其外转的次要作用随之减弱, 而矫正水平斜视度时未适当减少手术量所致, 这再次提醒我们, 对于A-V综合征的病人, 术中应当根据具体情况调整手术方案, 以达到较为满意的手术治疗效果。

参考文献

[1]李凤鸣, 主编.眼科全书 (下册) [M].北京:人民卫生出版社, 1996:2874.

试述V型滤池运行与管理 第6篇

V型滤池是从法国引进, 经过我国工程技术人员的加工改进而后推广使用的一种滤池类型, 技术工艺比较先进, 应用越来越广泛。V型滤池因其进水槽形状呈V字形而得名, 是快滤池的一种, 滤料采用均质滤料, 整个滤料层在深度方向上分布基本均匀, 在底部采用的是带有长柄滤头底板的排水系统, 进水槽和排水槽分别设在滤池的两侧, 池子可以沿着长度方向发展延伸。V型滤池采用的均匀颗粒是石英砂滤层, 且分布较粗厚, 具有出水水质好、运行周期长、滤速高、反冲洗效果好和节能等特点, 更重要的是, 这种新型的V型滤池可以实现自动化管理。

V型滤池引进我国的时间是20世纪80年代后期, 首先引进的地区是南京、重庆和西安等城市, 到90年代V型滤池在我国已经被广泛使用, 新建的大中型水厂几乎都采用了这种滤水工艺。21世纪以来, 钢铁企业中的废水处理和回收工程也引入了V型滤池, 作为工艺处理的核心单元。

2、V型滤池运行特点

2.1 过滤与反冲洗交替运行

V型滤池的运行周期分为两个部分, 分别为过滤与反冲洗系统, 二者交替运行。在过滤周期运行时, V型滤池两侧的配水渠是沉清水进入单池的渠道, 进入单池后悔经历滤池的恒速过滤, 并将过滤后的水汇于中央管廊下的干渠, 最后进入清水池。恒载恒位的运行方式, 使得各单元池的负荷是一致的, 运行速度是均匀的, 这样就可以有效避免因为起始滤速过高引起的过滤水质量下降、自耗水率增大和运行周期缩短等不良影响。由此可见, 恒载恒位的设计是优化运行的关键所在, 也是V型滤池的一个主要工艺特点。

反冲洗周期的进入需要一定的前提条件, 一般有两种情况, 一是过滤周期达到某个提前设定的时限, 二是滤层阻塞程度达到设定的水头损失。在反冲洗过程中, 容易产生水力分级, 不仅影响深层截污, 而且可能造成垢污分离重复粘附于滤料, 为了避免产生这中后果, 一般采用气、水三段冲洗的方式。先气冲使滤料表面的垢污被破碎, 得到彻底的剥落, 在采用经气、水混合冲洗, 使剥离的垢污传至滤层表面, 最后用低强度清水反冲漂洗, 将杂志彻底清除, 获得明显优越于其他类型的滤池过滤效果。

2.2 生产运行自动控制

V型滤池运行的自动控制, 是满足其水处理工艺要求的必要内容, 自动控制包括两个方面:一是自动控制恒水位等速过滤, 简称过滤控制;二是每组滤池按设计的冲洗条件的同时, 具备各自的自动运行反冲洗系统, 并在冲洗结束时自动恢复正常过滤状态, 简称反冲洗控制。自动控制的实现一般是采用可编程逻辑控制器和工控机组成的集散型控制系统, 下面进行详细的介绍。

过滤控制, 一般是在滤池相应部位安装水头损失传感器和超声波液位仪, 通过这些装置测出滤池的水位和水头损失, 并将测量的值和吕后水阀门的开启度信息送入下一个专用模块, 调整阀门的开启度, 以达到滤池进出水的平衡状态, 从而实现恒水位、恒滤速的自动控制。

反冲洗控制, 一般是由公共的PLC来控制, 当达到前面所述的两个设定值, 即过滤周期和滤池压差的设定值时, 滤池就会收到反冲洗请求, PLC会根据滤池的优先级别进行排序, 组成一个反冲洗请求的队列。在反冲洗请求得到应答后, 对应的滤池进入反冲洗, PLC会自动实施整个反冲洗的过程, 一般只能同时进行一个滤池的反冲洗, 其他请求信号会被暂时存储在公用的PLC中并排序, 对滤池一次进行反冲洗。

3、加强V型滤池管理的措施

3.1 建立V型滤池运行维修档案制度

对于V型滤池的运行, 离不开一些必要的图档资料, 特别是运行过程中出现的问题和解决方案。具体需要详细记载和保管的图档资料, 可以概括为下列四个方面:

(1) V型滤池的施工材料和竣工验收材料, 主要包括施工的方案、时间安排、竣工验收时各方面参数的详细记录;

(2) V型滤池的设备性能测试和检测资料;

(3) V型滤池的操作方法和维修手册;

(4) V型滤池中每组滤池滤料的筛分曲线。

建立V型滤池运行维修档案制度的目的, 是为了可以再出现问题时可以快捷方便地找到相关资料, 并根据数据记录判断问题来源的可能性, 然后将问题的范围缩小到较小的范围, 加快解决问题的进度和效率。

3.2 确定V型滤池优化运行方案

V型滤池的运行于其他各种行业和机构的运行一样, 需要根据实际要求采取一些改善运行效率和效果的方案。根据V型滤池的特点, 对其优化运行的概念可以这样理解:在保证滤池出水的水质符合标准, 并方便生产管理安全运行的前提下, 尽可能把滤池运行的成本降到最低的一种方案。由此可见, V型滤池的优化运行是系统工程, 因此在考虑优化运行时必须从多个方面综合考虑, 而不能只是从一个单一的方面片面地考虑, 在生产的具体运行中, 一般需要综合考虑的方面如下:

第一, 对于待滤水和滤后水的水质标准。根据水厂的工艺生产流程状况和国家的水质标准合理确定, 不能够过低使水质达不到需要的干净程度, 也不能盲目追求不必要的至高程度, 而造成成本的大幅度增长因小失大;第二, 对于V型滤池反冲洗控制参数过滤时间以及堵塞值的设定。综合考虑滤后水的水质、堵塞值和滤料再生等来确定过滤时间, 因为过滤时间是V型滤池在常态下生产的主要控制参数, 所以需要考虑的因素要多, 而堵塞值是在非常态下的应急控制参数, 可以根据经验和相关标准直接确定;第三, 对于V型滤池反冲洗步骤的设定。在V型滤池的反冲洗过程, 首先要做的是关闭进水气动闸板阀, 并等到水位降至砂面以上5厘米后, 在打开反冲洗排水阀和进水闸板阀, 这样就开始了反冲洗过程, 这样的步骤避免了砂面以上待滤水被排放, 达到降低运行成本的目的。

3.3 确定维修保养方案

V型滤池的维修保养的具体工作是三个方面的内容, 即日常巡检、定期维护保养和大修检查, 下面分别具体介绍:

V型滤池的日常巡检具体事项有两个, 一是随时在线监测滤后水浊度、过滤时间、水头损失和滤池运行状态;二是每隔2小时对滤池过滤、控制柜的运行状况和发冲洗设备进行检查和记录。

V型滤池的定期维护保养具体事项有七个方面, 分别为 (1) 每周进行检查压缩空气的清理过滤器; (2) 每半年校核液压计、调节阀角度转换器和堵塞计的信号输出值; (3) 定期对鼓风机和空压机的润滑油进行更新; (4) 每年检测一次V型滤池的自控系统; (5) 每年检测一次滤池的配水均匀性; (6) 每年对滤池的滤速、反冲洗强度等进行一次技术测定; (7) 每年定期检查V型滤池的混凝土构筑物。

V型滤池大修检查的具体事项有四个, 分别是滤头更换、滤料补充、滤料置换和机械设备的大修理检查。

总结

综上所述, V型滤池的先进性在于采用了均指的滤料和先进的放冲洗技术, 可以再短时间内提高产水量, 实现提高供水水质, 提高供水安全可靠性, 降低成本的最终目标, 即V型滤池的重要意义。对于V型滤池的发展前景, 根据目前V型滤池的应用现状可知, 对V型滤池的研究工作一直没有停止, 也在研究过程中对V型滤池的运行和管理进行了改善, 另外城市化进程不断加快, 对城市用水的要求也在增加, 可见V型滤池的发展前景还是比较广阔的。

摘要：V型滤池是一种技术工艺比较先进的滤池, 在我国城市自来水厂建设中得到广泛的应用。本文首先简单介绍了V型滤池的使用现状和原理, 然后详细分析了V型滤池在运行特点, 并提出加强V型滤池管理的措施, 最后综合分析V型滤池的发展前景和研究V型滤池运行与管理的重要性。

关键词：V型滤池,运行,问题,管理措施

参考文献

[1]陈宏景.V型滤池新工艺的应用[J].福建建设科技, 2006.

[2]郑全兴, 周锦良, 徐红伟.对V型滤池的再认识[J].市政技术, 2011.

[3]张海斌, 童胜.浅谈V型滤池的工艺设计[J].工业安全与环保, 2009.

[4]蔡宙.V型滤池的研究与设计探讨[J].科技信息, 2010.

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[7]陈信领.V型滤池与运行过程自控[J].净水技术, 2000.

皮带机V型清扫器改进 第7篇

1. 存在的问题

(1) 结构不合理。原设计中V型清扫器结构 (图1) 为悬臂式, 一端铰接一端为自由端。V型清扫器的胶皮与回程皮带之间的间隙不可调, 导致清扫器自由端落在回程皮带上来完成清扫。清扫器胶皮磨损严重后自由端框架尖角与回程皮带接触, 可能导致皮带撕扯的严重事故。

(2) 清扫胶皮安装形式不合理。清扫胶皮与固定框架为螺栓连接, 清扫胶皮现场调整、更换极不方便, 需单独停机专门进行更换, 大大增加维修停机时间和维修工作量。

2. 改进措施

(1) 原悬臂支撑结构改为弹簧补偿式前后简支结构 (图2) 。支撑架一端铰接一端悬臂改为三点连接体, 在支撑架上沿对顶角设置框架, 三点连接体上设置调整压簧, 通过压簧平衡清扫器重量, 使清扫胶皮与回程皮带压紧力适量而框架不会过于贴近回程皮带, 圆柱压缩弹簧所支撑的V型清扫器总重约为90kg (弹簧计算选择略去) 。

(2) 在原V型清扫器框架上焊接不锈钢框架 (图3) , 特制清扫胶皮 (图4) 插入到不锈钢框架的锯齿形槽中。特制清扫胶皮安装时从上往下插入, 这样, 胶皮安装到位后不会上移, 下部磨损严重而需调整时只需将胶皮往下砸即可, 更换时特制清扫胶皮自上而下砸出框架即可。

3. 改进效果

改进后的V型清扫器可以进行间隙和压紧力大小调整满足各种清扫精度要求, 避免了钢制框架与皮带表面接触而刮扯皮带;清扫胶皮单向嵌入式安装在清扫器框架内的方式, 解决了调整、更换清扫胶皮不便的问题;避免皮带机驱动和尾滚筒内杂物的侵入, 保证设备的安全运行和生产的连续性。

摘要：改进皮带机V型清扫器, 采用弹簧补偿式前后简支结构和清扫胶皮单向嵌入式安装在清扫器框架内, 保证V型清扫器的清扫效果, 提高清扫器的安全使用性, 减少维修和维护时间。