低速柴油机（精选8篇）
低速柴油机 篇1
传统的曲轴设计方法很难准确地描述其实际运行状态, 有限元方法却可以较精确地计算出应力和变形情况, 进而进行曲轴的疲劳强度校核计算[1,2]。采用有限元法对整体曲轴模型进行静载荷强度分析时, 只能获得特定工况、特定时刻的应力分布情况, 若想全面了解曲轴的实际工作情况, 就必须对曲轴进行动载荷强度分析, 因此我们采用完全法对曲轴进行有限元瞬态动力学分析。
1 三维实体模型
柴油机曲轴是形状不规则的长轴类零件, 具有轴线不连续, 长径比大, 结构复杂等特点。因此, 要想全面了解不同发火情况下各曲拐单元的应力分布情况, 就应将整体曲轴作为研究对象。该曲轴的主要结构参数见表1。
对于低速柴油机曲轴, 其结构十分复杂, 为了减少计算求解时间, 在保证曲轴动力学特性的基础上对其特征采取如下简化原则:忽略加工时的退刀槽、螺栓孔、小圆角 (倒角) , 保留主轴颈与曲臂及曲柄销与曲臂的过渡圆角。基于此原则在Pro/E中绘制的曲轴三维简化模型见图1。
2 静应力分析
2.1 材料属性设置
导入实体后, 定义材料属性。该曲轴的材料为42 Cr Mo, 密度为7.85×103kg/m3, 弹性模量为2.1×105MPa。材料属性定义为线性不随温度变化。
2.2 网格划分
通过综合考虑计算精度与计算时间, 最终采用十节点四面体SOLID187单元。所研究的整体曲轴虽然在建模期间进行了适当简化, 但其结构仍然十分复杂, 故选用自由分网中Smart Size的高级控制来划分网格, 这样既可以保证计算精度, 使网格质量较高、划分顺利, 又可以减小整个计算工作量。网格划分完毕后, 对轴颈圆角进行细化, 得到曲轴有限元模型见图2。此处曲轴有限元模型共有4 363 937个单元和3 137 540个节点。
2.3 边界条件
假设曲轴所受的支承是刚性的。主轴颈施加径向位移约束, 以防止主轴颈径向窜动。由于是静态分析, 飞轮端施加全约束, 防止其轴向、径向及旋转运动。曲轴的位移约束已足够, 故自由端设为无约束状态。
假设曲柄销力的边界条件为:载荷沿曲柄销轴向按二次抛物线规律分布, 沿销的圆周方向120°角范围内按余弦规律分布, 见图3。
沿轴颈圆周方向载荷方程为:
式中, Qc为作用在轴颈上的总载荷, R为轴颈半径, L为轴颈承载长度。
将上述位移和载荷边界条件加载到Ansys中, 但在实际工作过程中, 最大爆发压力并非在上止点处发生, 经计算最大惯性力时作用在曲柄销的力远小于最大爆发压力时作用在曲柄销上的力。因此, 假设曲轴最大爆发压力与最大惯性力发生时刻同步, 因二力作用方向在曲轴上止点与下止点位置始终相反, 这样取舍不仅便于计算, 且结果可靠, 具有参考价值。
2.4 计算结果分析
2.4.1 变形结果分析
图4为第一缸至第六缸的变形结果, 由图可见, 第一缸发火时, 最大应变发生于所在曲拐的最下端, 靠近飞轮端一侧, 为0.031 101 mm。各缸发生最大应变位置类似, 变形值见表2。
曲轴在受力时会产生变形, 对于不同缸发火时, 其变形情况基本一致, 全约束飞轮端位移变形量最小, 其原因与曲轴工作环境要求有关, 也与计算模型中位移边界条件的加载方式有关。各缸发火引起局部变形量最大, 说明缸内气体压力是导致曲轴变形的最主要因素。第五缸与第六缸发火时位移形变量最大, 分别为0.033 911 mm和0.034 086mm。此外, 曲柄销表面直接承受表面力, 也会产生很大的位移变形, 这会对曲轴的工作产生一定影响, 最直接的影响是连杆的支承条件。如果变形量过大, 将会使支承条件变差, 油膜分布不均匀。为了改善此处的变形, 应根据实际情况进行相应的改进。
2.4.2 应力分析
图5分别为第一缸至第六缸发火时的等效应力结果云图。由图可见, 第一缸最大应力值点位于曲柄臂与主轴颈过渡圆角处, 其值为94.257 1N/mm2。其余五缸最大应力值点位置类似, 应力值见表3。
由应力结果云图与表3可知, 曲轴应力最大的部位主要出现在主轴颈与曲臂的过渡圆角处和曲柄销与曲臂的过渡圆角处。各缸发火时其最大应力出现在该缸主轴颈与曲臂过渡圆角处, 这说明气缸内气体压力对曲轴的影响是最大的。该型低速柴油机最大应力值为103.838 MPa, 出现在第四缸靠近自由端主轴颈与曲臂过渡圆角处。虽然等效应力计算结果最大值均发生在主轴颈与曲臂过渡圆角处, 但是, 从应力云图可以清晰地观察到连杆轴颈与曲臂过渡圆角处应力值也比较大。之所以最大值均发生在主轴颈与曲臂过渡圆角处, 这与该曲轴是半套合式有关。
2.5 疲劳强度校核
曲轴的弯曲疲劳强度安全系数为:
式中, σ-1为材料弯曲疲劳极限, 为400MPa;σa为弯曲应力幅, 103.8 N/mm2, σm平均应力, 51.9 N/mm2;β为强化系数, 为1.3[3];εσ为尺寸系数, 为0.64[4];ψσ为材料对应力循环不对称性的敏感系数, 为0.33[5];kσ为有效应力集中系数, 为1.25[5]。
由上面各值代入疲劳安全系数公式可得n=2.311, 大于该种材料规定的1.15, 故曲轴的疲劳强度满足设计要求。
3 瞬态应力分析
3.1 网格划分
对曲轴的网格划分方法主要采用扫掠网格划分方法, 对于经切分仍无法满足扫掠要求的部分采用自由网格划分方法[6], 并在某些部位 (如轴颈圆角) 进行局部细化, 以控制不良单元的产生, 提高计算精度。划分网格后可能存在网格不匹配的问题, 需要用布尔操作去验证, 若存在不匹配问题, 则需要继续划分, 直到布尔操作没有错误为止。经过上述操作最后得到的网格模型见图6, 模型中共有3 057 561个单元和2 062 558个节点。
3.2 边界条件
对曲轴自由端施加轴向约束, 防止其在工作过程中发生轴向窜动;对曲轴施加两个互相垂直的径向约束, 此处把曲轴处理为一个理想模型, 即主轴颈没有径向变形, 没有轴向窜动, 只有周向转动。该处理方式在一定程度上可以反映曲轴应力分布情况。
在曲轴动力学计算中, 因存在气缸和减振器等较大阻尼, 曲轴Rayleigh阻尼影响极其微小, 一般可以忽略。但为了保证计算结果的准确性, 可取Rayleigh阻尼系数α=0.64,
该型柴油机在标定工况下 (转速为205r/min) , 完成一个工作循环时间为0.293 s, 可将曲轴所受载荷周期近似为0.293 s。表4是各载荷步下曲轴连杆轴颈受力及对应的曲轴转角以及时间。
一般加载流程为每个载荷步需同时对各个连杆轴颈按照该柴油机发火顺序进行应力施加, 但是由于加载载荷步时间步长不均等, 如果每个载荷步同时加载则会出现干涉。再者由于缸内压力曲线均相同, 且低速柴油机曲轴结构紧凑, 刚度大, 在不考虑各缸之间相互作用力的前提下, 计算结果仅相差一个相位差。由前面对该曲轴进行整体静态应力分析得知, 该曲轴第四缸曲柄处在危险部位, 因此这里只对第四缸曲柄销进行载荷步的加载与计算。
在瞬态响应分析中, 重力、惯性力的施加与前面静力分析中施加操作相同。与静态分析不同的是在曲轴瞬态响应分析中应当考虑到飞轮端反扭矩对曲轴应力、应变的影响。
低速柴油机曲轴飞轮端有个比较大的扭矩T, 可根据以下公式计算:
式中, P为发动机的标定功率, k W;n为发动机的标定转速, r/min。
发动机作用扭矩在数值上等于输出扭矩, 方向与输出扭矩T相反。将曲轴的边界条件和载荷一一施加到整体曲轴的有限元模型上, 见图7。
3.3 计算结果分析
对曲轴动态应力进行分析, 考察曲轴标定工况下一个工作循环的应力变化情况, 并分析了两个考察点的应力时间历程曲线, 为曲轴疲劳强度计算提供数据。由于有限元模型在生成之前做了简化处理, 故曲轴应力应该主要集中在曲轴轴颈圆角处, 见图8。曲轴应力集中部位主要分布在主轴颈、连杆轴颈过渡圆角处, 说明该计算方法的准确性。从云图还可以看出, 曲轴应力变化趋势与载荷随曲轴转角的变化相同, 应力最大值出现的位置在主轴颈过渡圆角处, 最大值为129.175MPa, 发生在最大爆发压力时刻, 此时曲轴位于上止点 (假设最大爆发压力发生在上止点时刻) 。最大应力与材料的疲劳强度相差甚远, 可认为该曲轴是安全可靠的。
3.4 疲劳强度计算
曲轴的安全系数即曲轴强度的储备系数, 它表示曲轴本身的疲劳强度与工作应力之比。圆角安全系数可用下式计算:
式中, σ-1为材料弯曲疲劳极限, 取值为400MPa;σ为工作最大应力, 经计算得129.175 MPa。
将上述数值带入计算公式得:
在多缸发动机中, 因为曲轴的扭转振动以及动载荷对曲轴的冲击会使曲轴所受的应力增加不少, 因此, 需要对该安全系数进行修正。采用动力强化系数和动荷系数对原有安全系数进行修正, 修正公式见以下公式:
式中, λd为动力强化系数, 取1.28[5];c为动荷系数, 一般取c=1.1~1.3, 高速柴油机取上限。
经计算得n'=2.199 3, 其值大于1.15, 说明该曲轴的强度足够。
4 结论
以某型低速柴油机为研究对象, 对整体曲轴进行结构强度分析, 静态分析时各缸最大应变均发生在曲柄臂的最下端, 最大应力均发生在主轴颈与曲臂过渡圆角处;瞬态分析时最大应力发生于最大爆发压力时刻主轴颈过渡圆角处;动静态疲劳强度计算都满足设计要求, 为此类柴油机曲轴的设计改进及性能优化提供了可靠的研究方法。
摘要：采用有限元方法对曲轴进行静态应力分析和瞬态应力分析, 静态分析得到了柴油机各缸发火时刻的位移变形云图和应力分布云图, 分析得出第六缸发火时变形量最大且最大应力出现在第四缸主轴颈与曲臂过渡圆角处。瞬态分析一个工作循环内曲轴的应力变化情况, 得出应力最大值出现在最大爆发压力时的主轴颈过渡圆角处。
关键词：柴油机,曲轴,结构强度,静态应力,瞬态应力
参考文献
[1]丁宇.柴油机曲轴性能分析及曲轴强度计算方法研究[D].哈尔滨:哈尔滨工程大学, 2006.
[2]徐卫国, 黄荣华, 赵淼森, 等.曲轴强度计算新方法的研究[J].内燃机工程, 2004, (5) :51-55.
[3]张国庆, 黄伯超, 浦耿强, 等.基于动力学仿真和有限元分析的曲轴疲劳寿命计算[J].内燃机工程, 2006, (1) :41-44.
[4]杨万里, 许敏, 潘影影, 等.发动机曲轴系统动力学数值模拟研究[J].内燃机工程, 2006, (1) :45-47.
[5]柴油机设计手册编辑委员会.柴油机设计手册 (上) [M].北京:中国农业机械出版社, 1984.
[6]王靖岳, 丁旺才, 王浩天.基于Pro/E和ANSYS的曲轴有限元分析[J].机械工程与自动化, 2007, (1) :54-56.
低速柴油机 篇2
预计2011年年底交付首台机
2011年7月19日，广州中船船用柴油机有限公司与瓦锡兰瑞士公司在广州长隆酒店签订了关于在中国生产和销售瓦锡兰电控二冲程发动机的许可协议，中船集团公司副总经理路小彦、总经济师郭锡文、总经理助理余宝山、瓦锡兰瑞士公司总裁马丁·温里博士等出席。
该协议覆盖了单机功率范围为4，300至80，000千瓦以上的所有发动机机型，这意味着广州中柴从此将拥有瓦锡兰低速机在中国的生产、销售、服务等方面的权利。广州中柴由此成为同时拥有曼恩与瓦锡兰两项世界顶级低速机专利生产技术的低速船用柴油机专业制造厂家。
郭锡文在致辞中指出，广州中柴正式引进瓦锡兰公司的许可证技术，标志着该项目建设已进入至一个崭新的发展阶段，为今年年底顺利交付首台机奠定了基础。
33年合作 实现双赢
国际柴油机行业数十年来一直形成了这样一种格局，即由极少数几家柴油机设计专利公司推出新型产品，再由柴油机生产企业接手为某家船东指定的制造商所造船舶加以配套。世界主要船用低速柴油机品牌有曼恩和瓦锡兰，韩国和我国船用低速柴油机企业绝大部分是购买这两个品牌的制造技术许可证进行生产。随着结构调整与产业升级，中国船舶工业将不断前行，因此未来将需要更多先进的、高质量的船用发动机。
瓦锡兰公司为全球船舶动力著名品牌供应商，中船集团公司与该公司在船用柴油机和螺旋桨等多项业务上保持着长期友好的合作关系，中船集团公司旗下的沪东重机有限公司、上海中船三井造船柴油机有限公司、镇江中船设备有限公司都引进了瓦锡兰低速柴油机技术许可证。截至目前，中船集团公司已累计生产约300万马力的瓦锡兰低速船用柴油机。2005年，中船集团公司还与瓦锡兰公司合资成立了镇江中船瓦锡兰螺旋桨公司，推进了螺旋桨业务的发展。目前，该公司已成为中国最大的螺旋桨供应商。
随着造船行业日益集中在亚洲市场，瓦锡兰将船舶发动机的生产制造本地化成为公司成长战略中的关键因素。广州中船船用柴油机有限公司的生产基地位于靠近中国广州和香港特别行政区的番禺，基地成立于2008年，该公司拥有一流的生产，测试和车间设备，这使得广州中船船用柴油机有限公司成为瓦锡兰在中国造船市场上理想的合作伙伴。"近年来中国在造船业市场上的迅速成长也相应地促进了船舶柴油机市场的快速发展。因此，我们很高兴能够和广州中船船用柴油机有限公司成为合作伙伴，并且完全相信此次合作将会提高瓦锡兰在该领域的企业知名度。"瓦锡兰瑞士公司总裁MartinWernli博士表示。
按照计划，广州中船船用柴油机有限公司今年年底将交付首台柴油机，也必须引进低速柴油机制造技术许可证。通过本协议的签订，广州中船船用柴油机有限公司成为瓦锡兰公司低速机技术许可的新成员,将拥有瓦锡兰低速机的生产、销售、服务等方面的权利。
“自从1978年的7月17日起，中船集团和瓦锡兰集团已共同合作了33年。此次合作作为促进中国发动机制造行业迅速发展的一大因素，为两家公司带来了双赢局面。”中船集团总经济师郭锡文说。
据悉，在签约仪式之前，路小彦还与马丁·温里进行了会谈。双方对前期的友好合作表示充分肯定，并就下一步在柴油机联合开发与二轮配套等方面进行深度合作达成了共识。
规划能力年造机1000万马力
一期工程年造机300万马力
广州中船大岗低速船用柴油机基地是中船集团公司继规划建设了中船临港柴油机基地后，为完善我国船用柴油机生产体系在华南地区布下的重要棋子。基地以瓦锡兰和 MAN B＆W两种系列船用大功率柴油机为主要产品，纲领产品为50~90机，以6RT-flex68柴油机和6S70MC-C柴油机为代表产品。此次协议的签订，将使广州中柴获得输出功率为4000~80000千瓦的瓦锡兰电控二冲程柴油机的最新、最先进技术。这些船机不仅满足最严格的环保规定，而且在运行高效的同时还能保证低油耗、低排放。总的规划能力为年造机1000万马力，一期工程建成后，将形成年造机300万马力的能力，目前一期工程正在建设之中，其中总装试验车间、辅机房、码头（港池）、其他配套及辅助设施将于今年年底完工，计划2011年年底交付首台机。
大岗项目的顺利进行标志着华南区域船舶配套生产本土化和就近化取得新进展，将使中船集团公司柴油机业务布局更加合理，并继续保持领先优势。未来5年，广州市将进一步加快产业转型升级步伐，大力发展造船、造机等先进装备制造业，并继续支持中船集团公司在广州的发展，以共同打造广东造船、造机与相关零部件配套的完整的产业链，做强广东造船业。
链接：瓦锡兰全球生产许可证商网络
瓦锡兰已在全球设立了18个二冲程发动机生产许可证商网络。这些生产许可证商主要分布在亚洲（日本，韩国，中国，越南），欧洲（克罗地亚，波 兰，俄罗斯）和南美（巴西）。瓦锡兰品牌的低速机的研发，设计，推广，认证，市场和服务是由瓦锡兰瑞士公司完成。发动机的生产交由专业的拥有瓦锡兰生产许 可证的公司进行。生产许可证商依据协议条款的规定进行产品的推广，生产，测试和销售。瓦锡兰持续地对生产许可证商的所有生产阶段和销售项目给予支持。
链接：广州中船船用柴油机与MAN签约
6月15日，广州中船船用柴油机有限公司正式引进丹麦曼恩公司低速柴油机技术许可证协议签字仪式在广州白天鹅宾馆举行。
中船集团公司副总经理路小彦、总经济师郭锡文、总经理助理余宝山，曼恩柴油机与透平丹麦公司高级副总裁托马斯·克努德森，广州市副市长甘新等出席签字仪式。
广州中船船用柴油机有限公司由此成为中船集团公司所属船舶配套企业引进该技术的第四家许可方，标志着广州中船大岗低速船用柴油机项目建设进入新阶段。此前，中船集团公司旗下沪东重机有限公司、上海中船三井造船柴油机有限公司、镇江中船设备有限公司就与曼恩公司在柴油机设计与制造过程中形成了上下游携手的伙伴关系，先后引进了曼恩柴油机许可证制造技术。
目前，中船集团公司已具备曼恩公司从小缸径到大缸径各型低速柴油机的制造能力，低速机的年产能超过370万马力。
低速柴油机测速系统的设计与应用 篇3
在船用柴油机的速度控制中,经常将测速系统作为其闭环控制的一部分,其测速精度和响应时间直接影响着柴油机速度控制的效果。由于模拟量测速元件本身的非线性、温度效应以及兼容性都较差,所以数字测速方法目前是主流方向。本文根据船用柴油机的特征设计了一种船用低速柴油机测速系统。
1测量系统硬件设计
1.1 传感器
一般船用柴油机有一个飞轮,飞轮上安装齿环,用于电机启动,可以利用这种柴油机上的齿环作为测速系统的传感器安装部位。
考虑增量式光电编码器不便于安装使用,测速系统传感器选用两个电感型接近开关,共同模拟光电编码器的功能,其安装示意图如图1所示。
在两个接近开关的安装上,要保证传感器1的左边沿与轮齿的右有效边缘相对,传感器2的中心与轮齿的右有效边缘相对,且接近开关距齿轮的齿顶圆约5 mm～10 mm左右,这样两路接近开关输出的脉冲信号就能呈现增量式编码器输出形式的两路正交脉冲,如图2所示。两个接近开关中,一个用来配合测量转速方向,另一个用来进行转速数值测量。
1.2 硬件电路设计
本低速船用柴油机测速系统以51系列单片机为核心,外围主要由光电耦合电路、看门狗监控电路、D/A转换电路、V/I电路以及超速设定单元等组成。测速系统组成框图如图3所示。
光电耦合电路由TLP521构成,输入端发光二极管阳极通过上拉电阻接至DC24 V,阴极接1#接近开关的集电极,此种接法适用于NPN型集电极开路输出型接近开关,通过选用合适的上拉电阻,保证光电耦合器的前向电流在16 mA左右,使其电流传输比处于一个较好的状态。输出端集电极通过上拉电阻接至DC5 V,从而通过光电耦合电路实现接近开关24 V电平至TTL电平的转换,输出端集电极分别接至51单片机的外部中断0与中断1输入端。设计上DC24 V与DC5 V采取隔离措施,不共地,有效实现了传感器现场与测量电路之间的电气隔离,对系统安全性有很好的保障。
看门狗监控电路由MAX813芯片完成,在系统上电初期,该芯片能够为单片机提供一个200 ms左右的复位脉冲,随后单片机开始运行程序。同时看门狗电路还能保证在软件死机、跑飞等故障下使单片机自动复位,重新运行。
为了降低软件计算误差,时钟单元采用12 MHz晶振作为时间基准,每12个时钟周期作为定时器的一个输入时钟脉冲,测量接近开关输出的每个周期,从而计算柴油机的转速。
D/A转换电路用来将单片机计算出的转速数字量转化为模拟量(电压)进行输出,配置为双极性输出。
V/I转换电路用来完成将转速电压值转换为电流值,输送给电流型转速表;另一路电压跟随器连接电压型转速表,实现了在驾驶室和机舱同时观测柴油机转速。
超速设定单元用以设定柴油机的正常转速最大值,当实际转速超过设定值后,测速系统进行报警,同时输出油门控制信号,控制柴油机降速。
转速表为测速系统的显示单元,分为电压型、电流型两种。电压型转速表用于机旁显示,接口-10 V～+10 V,对应-200 r/min～+200 r/min转速数值;电流型转速表用于驾驶室显示,接口-10 mA～+10 mA,同样对应-200 r/min～+200 r/min转速数值。
2测速方法
常用的测速方法有M法(定时测角法)、T法(定角测时法)、M/T法以及变M/T法,适用于不同的测速场合和精度要求。M法测速即在规定的时间间隔内通过测量到的脉冲数来进行速度测量,此方法低速测量精度差,适合于高速测量。T法测速即通过测量相邻两个脉冲的时间间隔来进行测速,此方法低速测量分辨率高。M/T法,即同时测量检测时间和在此检测时间内的脉冲数来进行测量,属于M法和T法的一种折中算法,在适当的场合下高速、低速测量均可获得较高的分辨率和精度,但检测时间不宜过长,否则低速测量的响应速度受影响。变M/T法是为了解决M/T法测速方法中存在的检测时间过长而提出的,不仅测速脉冲与高频始终随速度变化,而且测量时间也是变化的,相对于其他几种方法较为复杂。
综合考虑M法、T法、M/T法以及变M/T法的优缺点以及低速柴油机测速的实际情况,本方案采用T法测速,首先保证了测速的响应速度和全速度量程内的测量精度,其次软件设计简单。
T法测速通过测量相邻两个测速脉冲的时间间隔进行转速计算,一般相邻两个测速脉冲的时间间隔是通过另一路频率为fc的高频时钟脉冲进行计数、计时,假设相邻两个测速脉冲的时间间隔内对高频时钟脉冲计数值为m,齿环上的齿数为P,则被测设备转速为:
undefined。
由上式可以看出,在P、fc值固定的情况下,转速越低,m值越大,转速测量精度越高;转速越高,m值越小,转速测量精度越低。但是如果保证在最高转速下相邻两个测量脉冲为毫秒级,则数字测量精度依然会高于模拟型转速表的显示精度,这样就基本不会影响整体测量效果。
3软件设计
3.1 检测原理
光电耦合器TPL521将接近开关的24 V电平转换为单片机可检测的TTL电平;两路测量脉冲经电平转换后,由单片机的中断0、1引脚进行检测,当其中一个有测速脉冲到来时,另一个检测引脚用于配合判断转向。开放定时器0中断,用于检测测速脉冲时间间隔。
当测速脉冲下降沿触发中断0时,处理器同时检测另一输入引脚的电平状态,并判断正、反转,然后启动定时器0,在测速脉冲下降沿到来后,先停止定时器0进行读数,然后同时重新启动定时器0进行时间测量,循环往复,以保证每来一个测速脉冲进行一次转速刷新,具有良好的实时性。
在主程序工作时,先进行单片机的资源配置和轮齿数、最高设定转速读取,这样可以保证本测速系统的通用性,同时具有报警和紧急停机处理的能力。
3.2 软件代码
以柴油机飞轮齿数118为例,下面简要列出转速计算部分代码:
void CAL_DATA(void)
{
unsigned long t,a;
uint freq;
a=0;
t=overflow*65536+HI*256+LOW;
if(t==0)
{
DAC_data=128;
circlespeed=0;
}
else
{
a=t/2+1000000; //(t/2+10^6)/t
freq=(60*(a/t)+59)/118; //四舍五入计算
circlespeed=(uchar)(freq);
DAC_data= (128*freq+100)/200;
if(CP==0X80)
{
DAC_data=(CP+DAC_data); //送往DA转换器的8位数据(含方向)
}
else if(CP==0)
{
DAC_data=128-DAC_data;
}
overflow=0; //溢出次数单元清零
}
}
4结束语
根据以上的硬件组成、检测原理以及软件设计,成功将本测量系统应用于一款低速柴油机的速度控制系统中,其在测量精度、响应速度和经济性等方面均具有较大的优势,克服了传统柴油机测速系统精度不高、响应滞后以及测速结果频繁跳动等缺点,在转速的测量精度和实时性方面均取得了良好的效果,同时还具备了通用化特征。
参考文献
[1]赵岩,刘杰,陈涛,等.数字测速方法的研究[J].光机电信息,2002(10):78-79.
低速柴油机 篇4
传统的柴油机排气阀上部座部分由上壳体和壳体两部分组成, 并通过活塞导套连接, 如图1所示。由于其分为两部分, 分别制造故较为简单, 但两部分的相对位置不易保证, 且油量损耗大, 故采用整体式上部座替代。上部座外形不规则, 重量比例不均, 刚性差, 不易装夹;且多级孔精度高、同轴度高、长径比大, 所以加工难度大。内孔13.8H7为缓冲装置定位孔、29H6为运动内活塞孔, 两孔都为深孔, 且尺寸公差小, 形位公差要求严格, 加工难度很大。如若两孔形位公差超差会导致运动活塞阻塞, 最终影响柴油机的工作。
上部座外形结构不规则, 按传统的加工方式采用四爪装夹, 加中心架的方式进行加工。但这种加工方式零件校调慢, 且零件加工时刚性差, 导致零件无法满足图样要求。
为了有效解决此类生产制造中的“瓶颈”问题, 我们对上部座的加工工艺进行优化。
2 加工工艺流程
上部座加工符合一般壳体类零件加工的基本原则, 其面系、孔系的加工遵循粗加工、半精加工和精加工的原则。为了解决上部座的“瓶颈”问题, 我们经过多次的试验, 最终确定其加工工序依次包括:1) 毛坯非加工面打磨;2) 车床小端面加工中心孔;3) 以中心孔和大毛坯外圆为基准, 划各平面线、圆线、搭子加工线, 并检验毛坯余量;4) 车床四爪夹大外圆, 校正, 加工小端内孔工艺定位尺寸;5) 铣各外圆搭子尺寸;6) 粗车大端定位外圆、内孔及退刀槽;7) 大外圆划线后续校调;8) 立加加工定位台阶面孔, 并加工工艺螺孔;9) 利用工艺螺孔对工件进行高压泵压和低压泵压;10) 立加加工小孔通孔;11) 工件放在工装内定位, 浇注易熔合金, 以肩胛面定位, 一次性精加工各内孔、外圆, 保证缓冲装置定位孔13.8H7、运动内活塞孔29H6的形位公差;12) 加工大端定位销;13) 卧加加工工件侧面各孔;14) 修去毛刺, 珩磨内孔粗糙度为Ra0.04μm内孔;15) 修去毛刺, 清洗零件, 防锈处理;16) 最终检验。
其特征在于:在工序6) 中, 以小端内孔定位, 圆柱顶针定位, 调整工装螺钉找正大端圆线, 先将退刀槽孔粗车至见光, 再使用钻头、成型钻加工内孔及退刀槽, 避免毛坯不均, 钻头跑偏, 保证了大端内孔与小端内孔的同轴度。
在工序9) 中, 由于泵高压需要150MPa, 故密封部位使用紫铜垫片密封, 利用紫铜良好的延展性和韧性, 紫铜垫片采用紫铜管挤压而成, 使用前热处理, 可以更好地保证其密封作用。
在工序11) 中, 如图2所示, 将工件装入三筋工装内通过定位工装将产品定位, 再使用螺钉将工装与产品连接, 使用70℃易熔合金将产品与工装变为一体, 大大地提高了产品加工时的刚性、防振性能, 解决了不易装夹刚性差的加工难题;加工后只需在沸水内即可融化取出再利用。三筋工装需要在三维软件内与产品和易熔合金模拟动态平衡, 将工装在适当位置取出部分材质, 来保证整体的动态平衡。加工所使用刀具为加长防振刀排, 并在机床上将其紧固定位, 确保具有良好的刚性, 在产品与刀具均有良好刚性情况下, 可以大大提高产品质量。此种方法简单、实用大大提高了生产效率, 确保了产品质量。
在工序13) 中, 通过48把刀具在加工中心上, 将产品侧面各孔加工至产品要求, 保证侧面各孔及粗糙度Ra1.6μm倒角。
3 结语
低速柴油机 篇5
随着对环境污染和能源节约的日渐重视和国际海事组织对新的排放标准的执行, 越来越多的传统增压MC柴油机面临淘汰的可能, 使得针对电控柴油机喷油系统的有效控制研究迫在眉睫。本文介绍了船用电控ME柴油机喷油系统的理论和实用性开发方面的研究成果。
1 ME喷油系统的组成
船用低速电控燃油喷射系统主要由液压系统、低压燃油输送、增压泵-喷油器、ECU控制等四大部分组成, 如图1所示。
1.1 液压系统
液压系统主要包括伺服油泵, 伺服油轨, 蓄压器, 电液控制阀等部件。蓄压器是用来吸收伺服油泵供油的压力脉冲和由于燃油喷射所引起的压力波动, 维持伺服油轨的压力稳定, 使得伺服油轨可以近似作为稳压源。在液压系统中安装了电液比例压力控制阀和传感器系统, 传感器将系统采集的压力信号反馈给ECU控制单元, ECU发送命令到电磁阀, 通过对电磁阀的控制来对轨压进行调节;实现对共轨压力的闭环控制, 间接的调节燃油喷射压力。
1.2 低压燃油输送
低压燃油根据ECU的指令从控制阀向增压泵内提供一定压力的燃油。
1.3 增压泵-喷油器
增压泵采用增压活塞—柱塞的结构, 在电磁阀控制的液压油的推动下, 压缩低压燃油系统输送的燃油, 从而产生高压燃油。它与喷油器之间采用了一根短的高压油管, 高压油管可视为增压的燃油体积容积。这样既改善了喷射性能, 又易于对传统的燃油喷射系统进行改造。
1.4 ECU控制单元
ECU根据采集到柴油机的曲轴位置、转速、负荷、压力等信号, 发出脉冲信号来控制电磁阀, 电磁阀的开启时刻和开启持续时间决定了系统的喷油正时和喷油量, 同时ECU根据PID控制调节伺服油轨压力, 从而控制系统的喷射压力。这样就实现了系统对喷油压力、喷油量、喷油正时的独立、灵活的控制。
1.5 系统工作原理
液压油经高压油泵压入伺服油共轨, 共轨内的压力由ECU控制的电磁阀通过PID进行调节, 同时燃油管路内的燃油经单向阀进入增压泵的增压腔。电磁阀通电后, 电磁阀的进油口与增压泵的下腔接通 (回油口封闭) , 伺服油轨内的液压油进入增压活塞腔, 推动增压活塞一柱塞组运动, 燃油被压缩, 当压力大于喷油器的启喷压力时, 针阀抬起, 喷油开始。电磁阀断电后, 电磁阀的回油口与增压泵的下腔接通 (进油口封闭) , 下腔内的液压油通过回油管路泄放掉, 增压泵失去驱动动力, 增压活塞一柱塞组在燃油压力的作用下回落, 增压腔内的燃油压力降低, 喷油器针阀在弹簧压力下关闭, 喷油结束, 与之同时, 燃油进入增压腔 (充油过程) , 开始一个工作循环。
2 系统的数学模型
2.1 伺服油轨
式中:P为伺服油轨压力, V为伺服油轨容积, Be为伺服油弹性模量Qin为流入体积流量, Qout为流出体积流量。
2.2 液压控制阀
假设电磁阀瞬间动作 (实际工作可以精确到1ms) , 即将电磁阀动作视为开关量, 然后控制阀在液压油驱动下开始动作, 由牛顿定律可得到阀芯的受力平衡方程为
式中:mc为阀芯的质量;yC为控制阀芯位移;kC为弹簧弹性系数;
fC为摩擦力, 始终与运动方向相反;pSO为液压伺服油压力;
AC为控制活塞截面积;BC为粘性阻尼系数 (N/ (m/s) ) , 0.2-0.5。
2.3 增压泵
增压泵的大小活塞面积之比是A:1, 而大小活塞的行程是一样的, 所以增压部件的运动方程为:
Ph为压腔内润滑油的压力 (MPa) ;Sh为液压活塞的面积;Pf为增压腔内的燃油压力;Sf为燃油柱塞的面积;f为所有阻力值和;m为运动件的质量;a为运动件的加速度。
2.4 喷油器
式中:Pn为喷油器喷嘴的燃油压力;Vn为喷嘴的容积m3;Be为燃油油弹性模;
Qinj为喷入柴油机气缸的燃油流量;Qout为共轨管到喷油嘴的燃油流量;
为了简化计算, 不计算针阀的运动方程, 而将其看做一个开关量。
式中:ρn为喷嘴中燃油密度;Pn为喷油器喷嘴的燃油压力;pz为柴油机气缸压力;un为喷嘴的流量系数;An为喷嘴的截面积。
3 仿真模型的建立
喷油系统模型虽然只针对增压泵、伺服油轨、喷油嘴和液压电磁阀等进行建模, 但是总的模型涉及面广, 系统采用模块化方法建模, 把各个复杂的子系统进行封装。这样能够使得模型的物理意义以及子系统之间的关系易于理解, 并且便于模型的修改和升级。本文喷油系统模型分为柴油机控制模块和液压系统模块, 增压泵—注油器模块。除了封装得到液压系统模块和增压泵—注油器模块外, 还将他们的各子系统也分别进行封装, 如此使得模型以及模型子系统之间的物理意义和关系易于理解。
下面以液压系统模块为例来分析伺服油轨的容积和压力关系, 根据方程 (1) 将转速, 电磁阀信号, 负荷作为已知量, 可以在设定工况的条件下建立系统伺服油轨的仿真模型, 经过模型计算可以对伺服油轨的压力和容积进行研究。
为研究共轨管容积对轨压力波动的影响, 假定共轨管容积分别为0.4m3和0.2m3, 柴油机在转速为114.0r/min、负荷为100.0%的工况下稳定运行。仿真两者的油轨压力曲线, 如图3。
结果表明当高压油泵的供油量和喷油器的喷油量一定时, 共轨管容积较小时, 燃油喷射对轨压波动的影响较大, 但易于建立轨压;共轨管容积较大时, 燃油喷射对轨压波动的影响较小, 共轨管内轨压的建立较为缓慢, 不利于柴油机的起动。而柴油机共轨管压力建立的快慢与共轨管容积和高压油泵的排量相关, 在高压油泵排量一定时, 共轨管的容积的值必须在一个有效地范围内, 才能保证共轨管的波动在允许范围内。因此, 在充分考虑共轨管容积的选择时的布局、长度、强度等方面的因素后, 可根据仿真计算轨压波动, 结合轨压建立要求选择合适的共轨管容积。
4 结论
通过对整个喷油系统部件的仿真研究并与实际工况进行对比, 再对模型的参数部件进行调整, 以获得更为真实的仿真系统。电控喷油系统是一个复杂的动态系统, Simulink具有很强的动态仿真能力, 目前已成为柴油机建模仿真最主要的软件, 同时也可采用M文件编写控制系统软件进行仿真研究, 与模型结合达到仿真计算的目的。
摘要：根据喷油系统的工作原理, 对主要部件建立了数学模型, 并应用Simulink进行仿真研究, 分析了伺服油轨体积对油轨压力的影响, 为进一步的研究工作提供方向。
关键词：喷油系统,电控柴油机,仿真,Simulink
参考文献
[1]王学合, 等.液压增压式共轨电控燃油喷射系统的设计及模拟计算[J].内燃机工程, 2001, 22 (4) :33-37.
[2]贺玉海, 等.船用中速机中压共轨电控燃油喷射系统[J].大连海事大学学报, 2010, 36 (2) :112-116.
低速柴油机 篇6
为实现先进船舶柴油机的国产化,上海沪东重机有限公司开发了新一代低速小缸径船舶柴油机,其排气系统结构见图1。该系统工作时,高压伺服油泵将液压油增压后供入共轨管,然后通过排气阀控制单元(VCU)来驱动排气阀的启闭,使得排气阀可以得到灵活自如的控制。
由于伺服油轨压设计高达30 MPa,工作中共轨管相关部件的强度是否足够,端部密封性是否良好,对整个系统的可靠性至关重要。因此,在制造加工之前,有必要利用有限元软件进行相关分析计算,对设计方案的可行性进行初步检验。
1 共轨管相关部件强度分析
1.1 几何模型的建立和材料参数
利用UG建立了伺服油共轨管的装配模型,然后导入到ANSYS Workbench中 [3],见图2,这样大大提高了建模效率。
其中,两个端盖分别通过6个10.9级M12×1.75的高强度螺栓固定在共轨管两端。考虑到在运用实体单元模拟螺栓时,即使不建立详细完整的螺纹细节,其数值仿真结果与实验结果在螺杆部位差别也不大[4]。故建立模型时忽略螺纹细节,螺栓杆有螺纹部分按有效直径建模。相关部件的材料参数见表1。
1.2 网格划分
考虑到共 轨管内部 结构复杂 , 使用PatchConforming法对模型进行四面体网格划分,其优点是适用于任意体,快速自动生成,关键区域使用曲度和近似尺寸功能细化网格,可使用边界层膨胀细化实体边界。而对螺栓采用六面体主导的方式进行网格划分。划分网格后,共得到862 501个节点,564 098个单元,经检查,网格质量良好。
1.3 边界条件与载荷
伺服油系统实际工作时,方形共轨管通过夹持装置固定,故分析中对共轨管下表面和两个侧面施加全约束。各部件之间的接触设置见表2。
分两个载荷步对模型施加载荷:第一个载荷步,对12个螺栓分别施加38 400 N的预紧力,并在第二个载荷步中锁定;第二个载荷步,施加工作载荷。由于实际工作中,轨压会有所波动,同时考虑一定冗余,故对共轨管内相关面施加工作载荷35 MPa,其中两个端盖受力面积按照两端密封圈内径对应的圆面积确定。
1.4 有限元计算结果与分析
1.4.1共轨管与端盖分析
将模型整体等效应力计算完成后,为方便分析,单独查看共轨管、端盖1、端盖2的应力分布,见图3、图4、图5。
可以看出,共轨管上的等效应力最大为237.1MPa,出现在端部螺栓孔处,小于材料的屈服极限355 MPa。
端盖1、端盖2的最大等 效应力分 别为356.75,348.44 MPa,也都是出现在螺栓孔的边缘,小于材料的屈服极限390 MPa。故共轨管和两个端盖都是安全的。
1.4.2 端盖螺栓静强度分析
由于12个螺栓的等效应力分布非常相似,故只取出应力最大的一个进行分析说明。
由图6可以看出,螺栓最大应力为761.55MPa,出现在头部凸台部分,小于螺栓的屈服强度900 MPa。另外,螺栓头根部、螺栓与螺栓孔绑定区域相当于第一道啮合螺纹的部分以及螺栓杆中间尺寸变化 的地方应 力也比较 大 , 分别达到 了530.76,481.34,483.32 MPa左右。故从静强度考虑,端盖螺栓是安全的。
1.4.3 端盖螺栓疲劳强度分析
考虑到承受交变载荷的螺栓,其失效形式主要为疲劳破坏。故对其进行强度分析时,除了用最大载荷进行静强度分析外,还须进行疲劳强度分析,以保证其既不会在最大载荷下发生静强度断裂,也不会在循环载荷下发生疲劳破坏。
将ANSYS Workbench的计算结果导入ANSYS经典界面中,发现螺栓危险点对应的是有限元模型中712 189号节点,其最小应力值σmin= 727.23MPa,对应只加载预紧力的工况;最大应力值σmax= 761.55 MPa,对应既加载螺栓预紧力,又加载工作载荷的工况。故应力幅σa= (σmax-σmin) / 2 =(761.55 - 727.23)/2=17.16 MPa,疲劳极限σ-1= 0.23(σ b+σs)=0.23×(1 000+900)=437 MPa。按照变应力的最小应力保持不变, 计算螺栓的疲劳安全系数[5]:
式中,K σ= k σ/( βε σ) 为综合影响系数;kσ 为应力集中系数,由于有限元计算中已经考虑了应力集中,故kσ 取1;εσ 为尺寸系数,对于M12的螺栓, ε σ取0.88;β为表面状态系数,根据工艺条件,β取0.9;故K σ=1/(0.9×0.88)=1.26。
对于碳钢, 平均应力影响系数ψσ取0.15, 则:
按最小应力保持不变计算时,螺栓联接许用疲劳强度安全系数为1.2~2 [6],故从疲劳强度考虑,所分析的螺栓也是安全的。
2 共轨管端部密封性分析
2.1 材料参数和有限元模型建立
采用型号为DK-233-N90的矩形密封圈,相比O形圈,其截面形状使其具有较高的密封压力,内径d 1 =72.62 mm,截面边长W =3.4 mm。在ANSYS Workbench建模环境下,建立密封圈、端盖和共轨管的平面轴对称几何模型,见图7。
密封圈材料为常用邵氏A90硬度的丁腈橡胶,泊松比为0.499,弹性模量为17.33 MPa,材料的Mooney-Rivlin系数为2.972 MPa,-0.082 MPa[7],许用剪切应力为4.6 MPa,端盖和共轨管的材料参数已经在强度分析部分作了说明,这里不再赘述。划分网格时,适当控制单元尺寸,共得到6 586个节点,2 071个单元,见图8。
2.2 边界条件与载荷
设置密封圈与端盖、密封圈与共轨管的接触为摩擦接触,摩擦系数为0.2,接触问题属于带约束条件的泛函极值问题,采用罚函数法。对端盖X方向施加一个0.22 mm的位移,视为压缩量;端盖的Y方向和共轨管外边界的X,Y方向的位移都定义为0。
按照2个载荷步进行求解,对端盖施加的作为压缩量的X方向的位移定义为第1个载荷步;施加在未与密封槽接触一侧的用来模拟密封圈受到的外加35 MPa工作压力定义为第2个载荷步。
2.3 计算结果与分析
由图9可以看出,密封圈与端盖接触处最大压力为36.431 MPa,大于管内油压35 MPa。由图10可以看出,密封圈与共轨管接触处的最大压力为37.858 MPa,也是大于管内油压35 MPa的。这说明,密封圈两侧接触压力峰值都大于介质压力,能够实现良好密封。
由图11可以看出,密封槽转角处,密封圈的剪切应力最大为1.364 2 MPa,小于密封圈的许用剪切应力4.6MPa。这说明,工作过程中,密封圈不会发生剪切破坏。
综上所述,共轨管端部的密封是安全可靠的。
3 结束语
低速柴油机 篇7
关键词：内燃机,柴油机,小缸径二冲程柴油机,低速船用柴油机,燃油喷射,排放
0概述
在海洋环境保护和排放法规日益严格且石油价格逐渐上涨的背景下,降低船用柴油机的氮氧化物(NOx)排放和燃油消耗成为研究的热点。在降低NOx排放的基础上提高船用柴油机的燃油经济性是提高船舶营运效益的重要措施。
根据国际海事组织(IMO)和船级社的规范,按照螺旋桨特性曲线运行的主推进船用柴油机NOx排放的测试采用E3试验循环,测试循环和加权系数见表1[1,2]。
表1表明75%负荷的权重最大,而主机的常用运行工况也在该工况点附近,因此对推进船用柴油机排放的贡献最大。
试验研究和理论分析表明柴油机燃油消耗率和NOx排放存在典型的此消彼长关系。船用柴油机最大使用功率点一般低于或者等于标定功率点,常用功率点一般为标定功率点的65%~85%。研究同时降低船用柴油机常用工况点燃油消耗和NOx排放对提高船舶营运效益具有重大现实意义。
为了降低柴油机缸内NOx和颗粒排放,车用柴油机相关科研人员进行了大量仿真和试验,提出了许多策略和技术路线,如:文献[3]在车用重型柴油机上采用高压共轨和冷却废气再循环(EGR),通过优化燃油预喷和主喷、提高ERG率等低排放燃烧措施,成功达到了US Tier2Bin10和部分欧-Ⅳ要求;文献[4]在1.8L单缸重型柴油机上展开了预喷和后喷对柴油机效率和污染物影响的试验研究结果表明预喷可以降低燃油消耗,但同时会导致NOx排放增加,后喷可以在不牺牲NOx排放和燃油消耗的情况下降低碳烟排放;文献[5]研究了高压共轨重型车用柴油机不同后喷模式降低碳烟排放的潜力;文献[6]采用多模式喷射对降低NOx和碳烟排放机理进行了研究。
由于二冲程低速船用柴油机应用的局限性及试验成本高且试验过程复杂,使其NOx减排研究一直落后于车机。二冲程低速船用柴油机因功率高、油耗高、尺寸大等特点使得进行全尺寸试验研究比较困难[7]。车用柴油机在喷油燃烧策略的研究成果对二冲程船用柴油机具有重要的借鉴意义。然而,与四冲程车用柴油机相比,二冲程低速船用柴油机在零部件结构、燃烧室的设计、进排气方式、喷油方式、工作原理等方面均具有特殊性,因此必须研究相似喷油策略对二冲程低速船用柴油机的适应性。文献[8]对RT58T预喷油方式进行了研究,通过数值仿真优化预喷油相关参数,使燃油消耗降低了1.7%的同时未增加NOx排放;文献[9-10]对RT-flex58T-B的喷油方式进行了数值仿真,并采用遗传算法对燃油预喷和主喷参数进行了优化,使NOx排放降低了15%,燃油消耗降低了2%。
本文针对小缸径二冲程低速船用柴油机,在75%负荷常用工况下研究燃油标准喷射、预喷射和后喷射等喷射方式对整机燃油消耗和NOx排放的影响,以实现低燃油消耗和低NOx排放的目标;然后在性能试验的基础上建立仿真计算模型,通过仿真计算对预喷进行深入研究,分析预喷开始角度对燃油消耗和NOx排放影响。
1 性能试验
1.1 试验装置与方法
试验用发动机为一台新型二冲程低速船用柴油机,采用高压共轨燃油喷射系统。发动机技术参数见表2。
试验用二冲程低速船用柴油机采用气口-气阀式扫气方式。新鲜空气经过涡轮增压器和中冷器后,由扫气箱通过位于缸套下部的扫气孔进入气缸,扫气路径和发动机截面结构见图1(a)。每缸对称安装两个喷油器,每个喷油器设计五个喷油孔。喷油器的开启和关闭及喷油量均采用电子精确控制,可以灵活和方便地控制各个喷油器,实现不同的喷油定时、喷油量等喷油模式。喷油器安装位置见图1(b)。
试验过程中采用Kistler压电式压力传感器测量缸内压力和扫气压力。缸压传感器安装在与燃烧室连通的示功阀内,扫气压力传感器安装在气缸体下部气缸下侧空间;涡前和涡后温度采用带导线的Kongsberg Maritime高温热电偶传感器测量,分别安装在排气总管膨胀接头与涡轮连接处和涡轮出口0.3m处(图1(c));燃油消耗采用齿轮式船用流量计测量;NOx排放采用CAI600氮氧化物分析仪测量,测量程序严格按照IMO规范和中国船级社(CCS)发布的氮氧化物排放检测规范执行。
试验工况为发动机按照螺旋桨特性曲线运行时75%负荷的功率和转速,保持燃油轨压力和排气阀定时不变,燃油喷射方式采用图2所示的标准喷油方式、预喷方式和后喷方式。参考文献[9-10]的基础上考虑了小缸径柴油机的特点,本文中设置喷油方式试验参数如表3所示。
试验过程中保持总喷油持续角度不变(24°曲柄转角),预喷持续角度和后喷持续角度分别设定为3°曲柄转角,预喷油量和后喷油量占总喷油量的12.5%。
1.2 试验结果及分析
根据喷射方式的不同,保持主喷油开始角度和总体喷油持续角度不变,分别进行75%负荷下标准喷、预喷和后喷喷油模式试验,测得各试验模式下涡前和涡后温度、压缩压力(压缩终了、开始喷油前缸内压力)、最高燃烧压力、燃油消耗率(BSFC)和NOx排放等性能参数及缸内压力曲线。试验数据对比见图3。
由图3可以看出,涡前和涡后温度受喷油方式影响较小,喷油方式改变时涡前和涡后温度基本保持不变。喷油方式对压缩压力和最高燃烧压力的影响不同。喷油方式的变化对压缩压力无明显影响。这是因为压缩压力主要由柴油机的结构、排气阀定时等参数决定。采用燃油预喷方式时,在活塞到达压缩上止点燃油主喷前已有部分燃油喷入气缸,短暂的油气混合将导致缸内温度和压力出现波动。喷油方式对最高燃烧压力影响较明显,采用预喷模式时最高燃烧压力明显升高,升幅达9.3%。这是因为在保持总喷油持续角度相同即总喷油量相同的条件下,燃油预喷射方式实现了燃油主喷前预先喷入气缸的燃油与缸内空气短暂预混合和预燃,在预喷情况下燃油预燃过程释放的热量加热了缸内的空气,缩短了滞燃期,使主燃相位提前,滞燃期结束后预喷情况下缸内可燃混合气的量较多,大量可燃混合气在压缩上止点附近燃烧,增加了主燃开始时和主燃过程中缸内温度和缸内压力,导致预喷情况下最高燃烧压力升高明显。喷油方式对燃油消耗率和NOx排放均有较明显的影响,NOx排放降幅达3.8%,而燃油消耗率降低了0.4%,预喷模式可以同时降低NOx排放和燃油消耗率。通过试验分析可以看出,预喷主喷模式提高了低速二冲程船用柴油机的最高燃烧压力,同时降低了燃油消耗率和NOx排放,实现了高效燃烧。
缸内压力曲线(图4(a))对比表明采用预喷模式时缸内压力平缓升高,达到一个较高最高燃烧压力。采用AVLBOOST中Burn程序计算得到放热率(ROHR)曲线;由图4(b)可见,采用预喷方式时在主燃前已经开始预燃烧,加热了缸内空气,减少了热火焰的形成,使得主燃快速而平稳地进行。同时,由于燃烧室结构设计,热量实现一定程度的扩散,抑制了NOx的形成。由于主燃开始后达到了较高的最高燃烧压力,燃烧效率较高,故燃油消耗率较低。理论分析与图4性能试验数据较吻合。
试验数据和理论分析表明燃油预喷模式是降低小缸径二冲程低速船用柴油机NOx排放的可行方案。通过优化燃油预喷方式,研究预喷射参数及大角度预喷和主喷参数可以实现二冲程低速船用柴油机的预混压缩燃烧[11,12]。在性能试验基础上,通过仿真计算进一步对低速二冲程船用柴油机进行预喷燃烧机理研究也是实现低温燃烧的重要手段[13,14]。
为了进一步了解预喷模式对小缸径二冲程低速船用柴油机燃烧和性能的影响,需要进一步研究预喷参数。
2 预喷燃烧仿真研究
燃油预喷模式包括预喷开始角度、预喷持续角度(预喷量)、主喷开始角度等参数。本文在大量试验数据的基础上建立仿真计算模型,详细研究预喷模式各参数的对整机性能的影响。
2.1 计算模型及验证
根据试验发动机的实际结构和尺寸,利用AVL BOOST发动机热力过程计算软件建立小缸径二冲程低速船用柴油机的计算模型。采用考虑预混和扩散燃烧的准维燃烧和放热模型、Zeldovich机理NOx模型和Schubiger机理碳烟模型,传热模型采用Woschni 1990。
利用建立的仿真模型计算试验发动机75%负荷下的性能数据。计算结果与试验数据的对比情况见表4。缸内压力曲线对比情况见图5。
表4表明仿真计算结果和试验数据偏差较小。图5表明缸压曲线仿真结果和试验数据吻合较好。综上可知,计算模型可以比较真实地反映试验发动机实际热力工作过程。
2.2 计算结果讨论
保持预喷持续角度(曲柄转角3°)、主喷开始角度和总体喷油时间不变,改变预喷开始曲柄转角分别为-8°、-10°、-12°、-14°、-20°,分别记为InjBe8、InjBe10、InjBe12、InjBe14、InjBe20。相对于标准喷油方式,预喷开始角度对整机性能的影响见图6。
图6表明:预喷角度对最高燃烧压力和最高燃烧温度影响不明显,但对NOx排放和BSFC影响较明显,预喷开始角度增加会导致NOx排放和BSFC增加;而有效功率则随预喷开始角度增加而降低。综合NOx排放、BSFC、有效功率,InjBe8为最佳选择。
3 结论
(1)小缸径二冲程低速船用柴油机燃油喷射方式台架性能试验表明,相对于标准燃油喷射,燃油预喷射方式能够同时降低NOx排放和提高燃油经济性。
(2)对于小缸径二冲程低速船用柴油机,相对于标准燃油喷射,燃油预喷方式可以大幅提高最高燃烧压力(9.3%),使NOx排放降低了3.8%,且燃油经济性提高了0.4%。
低速柴油机 篇8
高压共轨(high pressure common rail,HPCR)系统将逐渐成为柴油机燃油喷射和排气控制的主流技术,该系统摆脱了传统柴油机凸轮的束缚,喷油压力、喷油率、喷油时间和排气时间等可根据柴油机转速和负荷等工况的变化柔性控制,大幅改善柴油机排放和经济性。Wärtsilä-Surlzer公司的RT-Flex系列柴油机是目前成功采用高压共轨系统并投入商业应用的大型智能化低速船用柴油机之一[1]。本文以RT-Flex 60C型柴油机高压共轨系统为基础,搭建了大型低速柴油机高压共轨系统硬件在环(hardware in the loop,HIL)仿真试验平台。与类似试验平台相比[2,3],该平台具有以下特点:保留原机高压共轨系统的完整实物;保留原机WECS控制系统和推进控制系统; 操作方式与实船真实柴油机相同;实时监测反映试验平台状况和特性的60余路信号;不同负荷工况下各项性能数据与真实柴油机相符。
1 RT-Flex低速柴油机高压共轨系统
RT-Flex系列柴油机高压共轨系统可分为高压共轨单元、燃油喷射单元和排气门单元,具有可变喷油正时(VIT)、可变排气门开启(VEO)和可变排气门关闭(VEC)的特点。
图1为高压共轨单元和燃油喷射单元结构图。图1中只表示了RT-Flex60C型柴油机单缸装配的3个喷油器及相关阀件、燃油量活塞,燃油喷射单元处于未喷油状态。燃油喷射电磁阀为双稳态两位三通阀,喷油器为液压启阀式多孔喷油器。
在充分考虑执行机构机械延迟的前提下,WECS控制系统根据不同工况,在不同曲轴角度发出控制脉冲以改变燃油喷射电磁阀状态,借助共轨管高压伺服油和高压燃油压力实现喷油起始角度和脉宽柔性控制。RT-Flex系列柴油机采用排气门-扫气口直流扫气,排气门单元工作原理与燃油喷射单元类似,WECS控制系统根据工况在不同曲轴角度通过脉冲信号改变双稳态两位三通电磁阀状态,借助高压伺服油和空气弹簧压力实现排气门开启和关闭过程。
WECS控制系统通过伺服油共轨压力传感器、伺服油共轨泵和执行器以及燃油共轨压力传感器、燃油共轨泵和执行器,实现伺服油和燃油轨压的闭环控制,在不同工况下稳定提供不同的共轨压力,以满足燃油喷射和排气控制的需要。
2 HIL仿真试验平台设计与实现
HIL仿真技术用于发动机电控单元和执行机构开发和测试的方式主要有:(1)发动机和执行机构为仿真模型,电控单元为实物,用于电控单元开发与测试;(2)发动机和电控单元为仿真模型,执行机构为实物,用于执行机构测试;(3)发动机为仿真模型,电控单元和执行机构为实物,用于电控单元与执行机构联合开发和测试;(4)电控单元为仿真模型,发动机和执行机构为实物,用于发动机台架试验研究[4]。本文实现的HIL仿真试验平台属于第3种应用方式。
图2为HIL仿真试验平台示意图。HIL仿真试验平台分为HIL仿真系统和监控系统两部分。监控系统由控制台和信号监测单元组成,实现控制HIL仿真系统的工况,以及采集、显示并存储反应HIL仿真系统状况和特征的信号数据。图3为监控系统现场,右侧为控制台,左侧为信号监测单元。图4为HIL仿真系统现场,除高压共轨系统外还包括低压供油单元、压缩空气单元、WECS控制系统和实时仿真单元。
2.1 监控系统
控制台包括:Kongsberg Maritime公司AutoChiefAC20推进控制系统、状态指示灯、声光报警器、紧急停车按钮和模拟负载扭矩变化的旋钮式可调电阻。AC20推进控制系统依靠CAN Bus总线实现与WECS控制系统、实时仿真单元和信号监测单元之间的数字通信。通过该系统的车钟手柄可方便地操控试验平台,设定转速可精确至个位。
信号监测单元包括NI (national instrument)的PXI (PCI eXtensions for Instrumentation)系统、工控机和基于单片机的报警板各一套,如图5所示。PXI系统选用8槽PXI 1042Q机箱、PXI 8106双核控制器和PXI 7813R高性能数字采集卡,配合NI的SHC6868数据线、cRIO9151扩展槽和NI各类型A/D转换模块,最高可实现40 MHz频率、160路模拟或数字信号采集。PXI 8464高速CAN接口用于CAN Bus通信。
工控机通过局域网(local area network,LAN)与PXI系统通信,实现两项功能:(1)从PXI获取“低压供油单元”的数据并进行判断,当该单元燃油或伺服油的油压、温度、各级滤清器压差出现异常时,在界面上显示异常位置,并将报警信号通过串口发送到报警板,报警板触发蜂鸣器和报警灯发出示警信号;(2)运行Wärtsilä提供的flexview软件系统,该软件用于RT-Flex系列柴油机工作状态在线监测,并可在线将WECS控制系统燃油喷射控制模式设为VIT ON或VIT OFF。
2.2 HIL仿真系统
图6为HIL仿真系统结构图。其中,A为燃油喷射控制脉冲;B为排气门控制脉冲。HIL仿真系统在原机高压共轨系统基础上增加了下列辅助设施:(1)低压供油单元,将回流或泄漏的燃油和伺服油多级滤清后循环使用;(2)压缩空气单元提供约0.5 MPa的压缩空气,模拟缸内气体对排气门产生的背压; (3)以两台大功率交流变频电机分别为高压共轨单元中燃油共轨泵和伺服油共轨泵提供动力;(4)以一台交流伺服电机模拟曲轴驱动绝对值角度编码器为WECS控制系统提供曲轴转角。
实时仿真单元与高压共轨系统、WECS控制系统和推进控制系统等形成闭环,协调整个HIL仿真系统的同步性,可以实现:(1)监测到WECS控制系统产生的空气启动阀控制脉冲信号后,立即通过使能信号同步启动3台电机;(2)根据燃油量活塞位移信号计算出每循环的喷油量,通过模型公式计算出电机转速和扫气压力值[5];(3)产生4～20 mA控制信号传给变频器,分别控制3台电机的转速;(4)产生两路相同的模拟扫气压力信号给WECS控制系统,后者根据扫气压力适当调整燃油喷射起始角度;(5)监测曲轴转角位置和排气门控制脉冲,在排气门处于关闭状态的角度区间内打开压缩空气电磁阀,使压缩空气进入排气门座底部的密闭空间以模拟排气背压;(6)根据控制台设定的负载扭矩,模拟在推进特性或负荷特性下运行[6]。
实时仿真单元硬件采用NI可编程自动控制器(programmable automation controller, PAC),它由实时控制器、机箱和I/O模块组成。本文选用cRIO9102实时控制器和8槽的cRIO9104机箱,实时仿真单元如图7所示。cRIO 9215和9221模块用于A/D转换;cRIO9265和9481模块用于D/A转换;cRIO9411模块用于曲轴转角数字信号输入;cRIO9853模块用于CAN Bus通信。
3 试验验证
按推进特性将试验台模拟负荷分别调整至25 %、50 %、75 %、90 %、100 %、110 %典型工况点,记录 flexview软件系统显示的扫气压力值并与柴油机制造商提供的RT-Flex60C型柴油机《试车报告》中相应数据进行对比,其误差小于2 %,如图8所示。用燃油喷油量测量装置测量试验台推进特性各典型工况点180 s的喷油量,根据《试车报告》各典型工况有效功率和公式(1)计算燃油消耗率,并与《试车报告》中燃油消耗率进行对比,其误差小于1 %,如图9所示。由于工程误差,相同型号的高压共轨低速柴油机性能数据也会有明显差异,因此本文认为上述各误差在正常范围内。
ge=(G×3 600)/(Pe×180) (1)
式中,ge为燃油消耗率,kg/(kW·h);Pe为有效功率,kW;G为180 s喷油量,kg。
图10和图11分别为试验台推进特性75 %负荷时,燃油共轨泵出口压力和燃油轨压力曲线。燃油共轨泵为柱塞泵,其供油频率与转速成正比。每次供油后燃油共轨泵出口压力都产生明显的脉动。图11中燃油轨压力波动主要由喷油引起,喷油前轨压回升至约60 MPa,喷油后轨压跌落约3～4 MPa,喷油过程轨压基本保持稳定。燃油共轨管压力波动幅度远小于燃油共轨泵出口压力波动幅度,说明图1中的燃油蓄压器和燃油共轨管稳压作用明显。
图12为试验台推进特性75 %负荷工况时,针阀升程信号和WECS控制系统发出的燃油喷射“开启”和“关闭”脉冲信号曲线。负电压由电磁阀线圈产生的反向电动势引起。“开启”脉冲上升沿至针阀完全抬起延迟约12 ms,“关闭”脉冲上升沿至针阀完全落座延迟约14 ms。其余各典型工况延迟时间相近,并与《试车报告》数据相符。该延迟主要由燃油喷射电磁阀、两位四通阀、燃油量活塞和喷油器的机械响应延迟产生。
WECS控制系统在VIT ON模式下,根据试验台针阀升程和曲轴转角信号测得推进特性各典型工况喷油起始角,并与《试车报告》中相应数据进行对比。结果表明:喷油起始角基本一致,如图13所示。图14为试验台根据排气门升程和曲轴转角信号测得推进特性各典型工况排气门开启角和关闭角曲线。RT-Flex 60C型柴油机喷油起始角接近上止点,部分工况在上止点后喷油。随着负荷的增加,排气门开启角由124 °CA逐渐提前至约120 °CA;关闭角大幅度延后,75 %负荷以上工况时,排气门关闭角约为260 °CA。
根据试验台采集的燃油轨压、喷油压力(该信号测点位于喷油器和燃油油管连接处)和针阀升程信号分析得到推进特性各典型工况点燃油喷射时的燃油轨压、喷射压力和喷油脉宽,如图15所示。
各工况点燃油喷射时的喷油压力均略低于燃油轨压,这是燃油共轨管中的高压燃油流经燃油量活塞、两位四通阀和燃油油管后,由于油路方向改变以及燃油少量泄漏等因素产生的压力损失所致,压力损失约为1.6 % ～ 6.3 %。
在忽略燃油少量泄漏的前提下,由推进特性各典型工况点燃油量活塞位移信号得到燃油量活塞位移最大值,并根据公式(2)计算出单缸每循环喷油量,如图16所示。
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式中,r为燃油量活塞半径,mm;l为燃油活塞位移最大值,mm;ρ为柴油密度,取835 g/L。
结合图15和图16分析得到WECS控制系统燃油喷射控制策略为:25 %～75 %负荷时,喷油压力基本保持在57～58 MPa不变,主要通过延长喷油脉宽逐渐加大喷油量;75 %～90 %负荷时,喷油压力迅速上升到90 MPa以上,喷油脉宽略微缩短,喷油量逐渐增大;90 %～110 %负荷时,喷油压力略微降低,喷油脉宽逐渐延长,喷油量逐渐增大。上述喷油和排气策略可实现RT-Flex系列柴油机各负荷工况排放和燃油经济性的最优平衡[7]。
4 结论
(1) 在RT-Flex60C大型低速柴油机高压共轨系统、WECS控制系统和推进控制系统基础上设计并实现了HIL仿真试验平台。
(2) 试验台操作简便且稳定可靠,试验结果表明高压共轨系统的工作特征与实机一致。
(3) 试验平台仿真效果理想,能全面地实现并反映WECS控制系统控制策略。
(4) 信号监测单元可对多路信号进行采集和分析,为深入研究大型智能化低速柴油机高压共轨系统特性、控制策略及测试高压共轨系统各单元执行机构的性能提供了安全、经济的试验平台。
参考文献
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