大功率柴油机（共8篇）
大功率柴油机 篇1
引言
当今世界各国对发动机动力性、经济性及环保提出越来越高的要求, 发动机功率密度越来越高。为应对此变化发动机活塞特别是车用高性能活塞采用多种设计, 产生了锻钢整体活塞, 铰接活塞等。由于锻钢材料具有较大的密度和较高的加工成本, 不易满足发动机轻量化设计的要求, 而且能耗非常高、技术难度大、加工成本高、价格昂贵等因素, 不利于降低发动机成本, 不利于市场竞争。在此我们介绍了一种集轻质高强度新材料, 内冷通道设计, 销孔镶铜质衬套式内冷结构活塞。该类活塞加工方便、加工成本低、工作可靠的, 能够顺应车用发动机向大功率、高负荷、轻量化方向发展。
1 主要的设计参数
根据当前发动机升功率的现状和发动机活塞的主要设计参数, 我们对发动机活塞从材料的设计, 结构的设计, 铸造设计等方面采取相应的方法技术方案, 使活塞产品满足发动机对活塞设计要求。大功率发动机针对活塞的设计参数要求如表1。
2 方法技术方案
2.1 活塞用铝合金新材料
利用液态金属遗传学原理, 通过对合金成分优化设计、调整配比并增加了新的合金元素使新材料获得较多的高强、耐磨合金相。适当调整并增加了部分促使强化相生成的合金元素, 使之对细化晶体组织、促使强化相生成, 从而提高材料的机械物理性能, 特别是高温性能, 发挥更大作用。
与原有铝硅合金相比, 具有高温强度高, 耐磨性能良好, 疲劳强度高, 材料线膨胀系数低的优点, 材料从金相组织细化到机械物理性能等都达到了理想状态。
新材料与传统材料 (ZL109) 相比具体性能参数如表2。
新材料金相组织仍为过共晶型共晶铝硅合金组织, 见图1照片, 该组织中存在较多细小的初晶硅, 可降低材料的热膨胀系数并提高耐磨性。
2.2 销孔镶铜质衬套式内冷结构活塞
该类活塞结构新颖, 整体分两部分:活塞整体铸铝结构和销孔镶铜质衬套。活塞整体采用铝合金铸造的优点是:加工方便, 能够降低活塞的整体重量, 制造成本比钢质活塞低。在活塞本体上通过铸造形成环形冷却油腔, 通过油循环对活塞顶部在发动机运行时起到降温的作用, 保证活塞及活塞环的可靠性。
在活塞销孔处通过过盈装配方式镶入铜质衬套形成销孔并采用双曲线异型结构设计。
具体结构如图2所示
1.活塞本体;2.燃烧室;3.铸铁镶圈;4.环形冷却油腔;5.出油孔;6.铜质衬套;7.销孔;8.让位缺口;9.进油孔;10.三条环槽;11.回油孔;12.凹形铸造面窗
(1) 活塞整体铸铝结构设计。活塞整体结构由活塞头部和活塞裙部组成。活塞头部与活塞裙部通过采用高耐磨铝合金新材料低压整体铸造成型, 然后经过时效热处理工艺, 提高活塞本体的强度。
在活塞顶部的燃烧室设计成浅盆形状, 此设计的目的是提高发动机燃油的燃烧效率。在活塞的头部外圆部位上从上到下加工有三道环形槽, 位于最上面的第一道环形槽部位是通过双金属铸造工艺镶嵌的奥氏体铸铁圈, 再铸铁镶圈上通过机械加工形成第一道环槽, 该条环槽形状呈上下面为斜面的梯形结构, 此设计的目的是有效防止因机油碳化结焦引起的活塞环卡滞、折断。该环槽能使活塞环保持良好弹性及密封性, 提高发动机运行时的可靠性, 改善发动机的机油耗、漏气量和排放等指标。
活塞的内冷油腔设计在活塞燃烧室和活塞的三道环形槽之间, 在内冷油腔上分别设有进油孔和出油孔两个进出口, 这两个进出口分别与活塞的内腔相连。当发动机在工作状态下, 机油通过进油孔喷入, 然后在活塞顶部的油腔内震荡前行通过出油孔喷出。该设计的目的的作用是通过机油在油腔内震荡通行带走活塞本体的热量, 降低活塞在发动机工作时的温度, 保证活塞及活塞环的工作可靠性能。
在活塞的裙部下端在铸造时铸出一个缺口, 此设计的目的是由于发动机的机体上有冷却喷油嘴, 为了能够在活塞运行时其下止点能够避让该喷油嘴。
为了进一步降低活塞的总体重量, 同时降低发动机的机油耗, 我们在活塞的裙部短轴方向通过铸造形成凹进的类似窗口的设计, 该结构与活塞头部第三道环槽交界的部位通过铸造工艺形成四个回油孔, 回油孔与活塞的油环槽相通, 此设计的目的有利于油环刮下的机油顺利回流。
(2) 销孔处镶有铜质衬套活塞制造技术。为了使铜质衬套在装配时能够顺利装上, 需要对活塞的铸造毛坯进行加工, 然后通过过盈装配方式镶入铜质衬套。根据活塞销, 连杆等其他配件与活塞的配合, 可以将镶有铜质衬套的活塞销孔加工成喇叭口或双曲线等异型结构, 如图2所示。
在整体铸铝活塞毛坯的销孔部位采用镶嵌铜质衬套的目的是利用铜材料比铝材料具有较高的抗疲劳的特点, 从而提高活塞销孔承载能力, 避免疲劳裂纹的产生, 从而增强活塞销座部位的强度。
3 结束语
当发动机功率密度提高, 升功率超过30Kw/l, 爆发压力在17MPa-20MPa时, 由于普通铝合金活塞普遍采用的重力铸造工艺, 活塞内部存在无法检测的微小缺陷, 无法满足高功率发动机性能要求。采用该类新设计的活塞能够在不降低发动机性能的前提下, 能够满足上述发动机的技术参数要求, 避免普通重力铸造铝合金活塞的质量缺陷。而且制造该类活塞加工简便, 制造成本低, 该类活塞能够替代进口活塞, 质量水平达到国际先进水平。
大功率柴油机 篇2
【关键词】柴油发电机；调速器；一次启动成功率
大唐洛阳首阳山发电厂#4柴油发电机组型号为6300ZL-1，额定功率为552KW，额定转速为500r/min；柴油机为船用柴油机，出厂时间为1993年，生产厂家为广州柴油机厂。从2005年起。多次出现一次启动不成功；启动后电流摆动；柴油发电机超速；远方不能停机等问题。
1、影响柴油发电机一次启动成功率因素分析
1.1使用工况的影响
大唐洛阳首阳山发电厂#4柴油发电机为船用柴油机，该型柴油机设计针对经常使用柴油机的客户，而不是针对电厂紧急备用。在启动方法上，该型号柴油机要求有预热运转，初期转速为160-200r/min，启动过程中不少于10分钟；。柴油发电机停车时，应逐渐降低转速到200r/min，继续运行3-5分钟；而电厂柴油机为机组紧急备用柴油机，通过油水循环加热系统进行预热，目标转速直接标定为500r/min，启动时间不大于30秒，该种启动方式对于柴油发电机本身来说，属于非正常启动，势必对柴油发电机本身造成破坏。
1.2检修技能的影响
柴油机调速器旋钮初设值指针指向5.5，对应转速为额定转速500 r/min。由于调速器动力弹簧弹性力及预紧力的变化，#4柴油机调速器调速旋钮目前对应额定转速指针指向6.2—6.5。
运行方面。发电部在柴油机常规检查项目中仍采用5.5的初始值，柴油机启动时在规定时间内达不到额定转速，发【冷却水压力低】【润滑油压力低】信号，导致启动失败。
检修方面。通常在柴油机启动失败后检修才到场，此时柴油机燃烧室内存有未燃尽柴油。检修人员通常会调整调速器钮，使启动转速达到500r/min，但由于燃烧室内存油爆燃的作用，调整旋钮对应的位置不是正常状态下的启动标定位置。下次启动时采用此位置会导致转速不够或超速现象出现，同样导致启动失败。再则柴油发电机分属汽机部，电气部，设备部热工专业维护，维护人员对柴油机结构、原理不是很清楚，缺乏必要的培训，影响对设备的检修。
1.3设备本身的影响
综合历史一次启动不成功的原因，大部分属调速器故障引起。2009年12月30日对调速进行解体，发现调速旋钮磁轮脱落，重新安装后不能确定起始位置，需要专业人员进行现场多次调试。再则#4柴油发电机于1995年安装使用，调速器内部磨损较严重，已影响机组运行。2010年1月，更换新的调速器，型号：YT170-3厂家：广州柴油机厂。目前为止，运行情况较好。
柴油发电机燃油系统，润滑油系统，冷却系统都需要精心的维护和保养，任何一个附属系统出现问题，都会影响柴油发电机的启动。应制定维护、保养计划，定期清理滤芯，维护好水泵和油泵，定期向各加油点加油，特别是调速器内润滑油不得低于1/2。
2、防范措施
2.1运行人员要建立定期检查制定，每月1日、15日及做启动实验时进行。
3.结束语
柴油发电机作为发电厂的备用电源，其重要性不言而喻，需经过精心的维护和检修，做到关键时候能转起来，需要停能停下来。
参考文献
[1]田慕玲，杨洁明.自動化柴油发电机组的智能化控制与监测[J].煤矿机电，2005.05
[2]吴金兵.柴油发电机组系统配置及安全性研究[J].电子制作，2012.11.
作者简介
大功率柴油机 篇3
一、涡轮增压吸气柴油机和自然吸气柴油机的区别
1.
自然吸气是柴油机在不经过任何增压装置的前提下, 通过大气压将空气压入柴油机燃烧室的一种吸气方式;涡轮增压吸气是通过涡轮增压器将来自空滤器的空气加压, 增加进气量, 从而提高柴油燃烧效率的一种进气方式。也就是说, 如果相同的一台发动机, 加装涡轮增压器肯定要比自然吸气的进气量要大, 柴油燃烧更充分, 柴油机所发挥的功率也要更大, 这就是自然吸气柴油机和涡轮增压吸气柴油机的最本质的区别。
2.
自吸式柴油机在低速尤其是怠速时的安静平顺性、油门线性度比涡轮增压发动机要好, 因为自吸式柴油机进气量比较平缓, 拖拉机在低速状态下车速比较容易控制。而涡轮增压柴油机由于输出功率较大, 在一些低速微调或者油门微调方面较自吸式柴油机略有不足。同时, 在冷车启动噪音和结合平稳度上, 自吸式柴油机表现得更好一些。
3. 涡轮增压柴油机优势在于加速方面。
涡轮增压器增加了柴油机的进气量, 提高了柴油机的“肺活量”, 在增压器叶片达到一定高转速后, 发动机比自吸式柴油机明显有后劲。
4. 相同排量的自吸式柴油机和涡轮增压式柴油机, 增压柴油机油耗高, 输出功率也大。
但是要达到同样功率的话, 增压柴油机要比自吸式柴油机省油, 例如, 排量为2.5L的自吸式柴油机, 能发挥30k W的功率, 而增压柴油机只需要2.0L的排量, 就能达到相同的功率。油耗低、燃烧充分, 在排放方面, 增压式发动机比自吸式优秀, 尤其是单位二氧化碳排放量上, 增压式发动机要低得多。
5.
自吸式柴油机性能稳定, 故障率低;涡轮增压式柴油机由于增压器处在高温、高转速下工作, 况且拖拉机本身工作环境恶劣, 加之保养操作不当容易产生疲劳损坏, 故障率较高。
二、涡轮增压进气柴油机在拖拉机上的使用情况
在100马力以下的拖拉机上, 涡轮增压柴油机应用量不是很大, 在100马力以上, 尤其是150马力以上拖拉机, 涡轮增压柴油机应用比较广泛, 究其原因, 有三个, 一是100马力以上拖拉机主要应用于大田地作业, 用户对其动力性能要求比较高, 增压柴油机能提高作业效率, “赶时赶点”;二是以生产传统中小马力的柴油机生产厂家纷纷转向生产大马力柴油机, 以增加柴油机缸径、行程和缸数来提高发动机排量的话, 要么是企业自身技术条件、加工水平达不到, 要么是成本比较高, 故而通过加装涡轮增压器来实现大功率输出;三是国家一直提倡节能环保, 对于柴油机的排放要求比较严格, 短短几年时间从国Ⅰ到国Ⅱ再到国Ⅲ, 以后要逐渐达到欧盟和北美地区的水平, 所以涡轮增压发动机在大马力拖拉机上应用会越来越广泛。
三、涡轮增压器故障分析以及正确的使用维护保养
1. 涡轮增压器损坏的原因
(1) 润滑不良是主要原因。如果发动机刚一起动就猛加负荷, 机油的压力和温度达不到增压器的润滑需要, 机油严重不足, 增压器热量无法散发而烧坏;如果柴油机运行时突然熄火, 机油泵停止工作, 但是增压器由于高速惯性下仍然运转, 也造成润滑油供应不足, 涡轮叶片轴承因为过热磨损或者“咬死”;如果柴油机长时间怠速运转, 增压器转速较低, 各运动副难以形成油膜, 从而导致涡轮端和压气机端漏油造成润滑不良。
(2) 杂质进入增压器。由于拖拉机工作环境相当恶劣, 空气中灰尘、杂质很多, 如果空滤器滤清效果差, 空气中的灰尘会进入增压器中积累, 加速轴承的磨损;或者机油中杂质较多, 机油滤清器滤清效果也不好, 杂质也会进入到增压器油道中;或者柴油机进气系统漏气, 灰尘和泥沙直接吸入压气机, 造成轴承和叶片磨损。
(3) 涡轮增压器长期处于高温、高转速下工作, 涡轮和叶片由于自身疲劳而损坏。
2. 涡轮增压柴油机正确使用维护保养
(1) 严格执行涡轮增压发动机操作规程。柴油机启动后, 先怠速运转3~5分钟方可加负荷;正常停机前, 柴油机应逐渐减小负荷, 并怠速运转3~5分钟方可停机。尽量减少紧急停机次数和突加或者突减油门情况, 同时应注意避免发动机长时间怠速运转。
(2) 严格执行柴油机维护保养规程。发动机每工作100~150h清洗空滤器滤芯, 更换空滤器油底壳机油;更换或者清洗机油滤清器滤芯;同时检查发动机油底壳机油量和品质, 必要时按照柴油机说明书更换机油。
(3) 作业前后检查空滤器、进气管、增压器上各连接螺栓、紧固扣环是否松动, 消除漏气、漏油现象。由于拖拉机工作环境恶劣, 灰尘多, 应及时清除发动机上灰尘和油污。
(4) 加大对驾驶员和拖拉机使用者的培训力度, 要求驾驶员掌握过硬的操作技能, 避免因为操作不当造成的故障和损失。
大功率柴油机 篇4
1大功率柴油机活塞镶圈铸造存在的主要问题
众所周知, 在生产镶圈活塞时, 为增加镶圈与活塞本体的粘结强度, 镶圈在浇铸之前, 要进行渗铝处理, 渗铝采用Al-Si二元合金, 镶圈经过渗铝反应, 在其表面形成过渡层和渗铝层, 过渡层是镶圈与铝的反应层, 厚度约0.03-0.05mm, 往外逐渐到渗铝层, 厚度约为0.2-0.3mm, 在浇铸过程中镶圈的渗铝层被工作合金熔融, 通过过渡层与铝基体增加粘结强度。我司在对大功率柴油机活塞试制过程中, 因镶圈粘结率不合格占铸造废品总量的50% (见表1) 。
抽取一只镶圈粘结率不合格活塞进行超声波检测, 其检测结果如图1:
并将超声波检测后的活塞进行剖开, 观察镶圈表面, 见图2。
对剖开的镶圈进行金相检测, 见图3。
通过超声波检测、镶圈表面和金相检测, 镶圈上侧面未粘合率达到了37.7%, 镶圈上表面出现了“黑斑”和“起皮”现象, 并且在金相图片中可以看到, 结合层金相组织不致密。
2原因分析
1、关于对“黑斑”现象的分析:颜色与周围明显不同的异色斑块, 异色斑块只是存在于很小的一薄层内, 异色斑块及活塞基体与镶圈挂铝表面从中可以看到, 异色斑块既不同于活塞, 也与结合层 (其中的化合物层) 和挂铝合金有明显差别。根据异色斑块存在的位置要么紧挨着镶圈、要么在结合层与铝合金基体之间的特点, 推想其出现很可能与坩埚中浮在挂铝合金或活塞合金上面的杂质有关。为了验证上述推测, 特地进行了模拟实验。在不扒渣的情况下将镶圈用挂钩吊着慢慢地浸人镶圈挂铝的坩埚中, 停顿大约30s后, 再慢慢地将镶圈提出合金液面, 有意让镶圈沾上合金液表面的铝渣, 供冷却后进行分析。同时, 也单独取些铝渣, 一并予以分析。实验镶圈冷却后呈现如下现象:镶圈表面的铝合金带有不少黄褐色斑块;在靠近挂钩与镶圈接触的位置处, 镶圈的两个平面各有大约50mm长的区域为黄褐色铝合金薄层所覆盖形成了气泡, 揭开气泡的铝合金薄层, 气泡下的镶圈显露出来, 它已经氧化成黑色斑块。并且铝渣冷却后表面呈黄色和黄褐色。
2、关于对“起皮”现象的分析:对“起皮”层的显微组织进行分析, 发现它与现生产活塞的正常结合层组织大不相同, 不是正常的铸造组织, 其中硅相呈细小而零散的分布状态, 存在着大量的夹杂物和气孔等铸造缺陷。这种显微组织与正常结合层组织的比较如图2所示。根据“起皮”层的显微组织特点, 可以推断其形成原因。在“起皮”层的显微组织中, 硅相细小而零散, 说明该组织形成的温度低;而夹杂和气孔多显然与坩埚中的铝合金熔液的纯净度有关。这两者同时出现, 最大的可能是在当坩埚中的铝合金熔液不多的时候形成的。因为此时铝合金熔液已经使用了较长的时间, 随着熔液表面氧化层的不断被打破及其与熔液的相互作用, 使熔液中所含的氧化夹杂和气体不断增多, 熔液的粘滞性逐渐增大;而且因为此时合金量已经不多, 熔液的温度容易发生波动, 温度降低更增加熔液的粘滞性, 熔渣更易在表面集中。化学分析表明, 坩埚中的铝合金残余熔液的铁含量比初始状态增高了0.3%, 其他的杂质和气体的含量, 也会随着工作时间的延续而增加。“起皮”层正是在这样的条件下形成的 (见图4) 。
3改进措施
1、调整活塞毛坯中镶圈位置尺寸, 见图5。
通过加大镶圈对应的毛坯位置尺寸, 使镶圈能够更好的被铝合金包容, 在铸造过程中加大铝液的流速, 能有效的避免二次氧化夹渣和气孔的产生, 并且保证镶圈与活塞外圆的同轴度。
2、对铝液熔炼工艺进行调整, 调整前工艺流程为:材料熔化→变质处理→精炼处理→成分检测→转入浇铸, 调整后工艺流程为:材料烘干→熔化→变质处理→一次精炼→静置10分钟→二次精炼→除渣→静置10分钟→成分、密度当量、热分析检测→转入浇铸;通过在熔炼工艺中增加材料烘干、二次精炼处理、静置处理、除渣处理、密度当量检测、热分析检测步骤, 增加铝液的纯净度, 避免浇铸过程中因铝液质量造成镶圈结合率低。
3、对浇铸过程的工艺改进:
(1) 增加浇铸机旋转机构, 浇铸过程中, 浇铸机旋转30°进行浇铸, 使铝液流速平稳, 减少气泡和二次夹渣的存在;
(2) 对镶圈渗铝机构进行改进, 增加振动装置, 见图6。
通过增加振动装置, 使镶圈能够在铝液中充分渗铝, 避免因渗铝不充分造成镶圈表面结合层出现金相组织不致密现象。
(3) 镶圈在渗铝前必须进行表面处理, 并且处理过程中不允许裸手操作, 表面处理后镶圈必须进行烘烤1小时后再进行渗铝处理;
(4) 浇铸过程中对镶圈在模具中的定位点进行定期检查和清理, 不允许出现铝片等物体。见图7。
4结论
大功率柴油机 篇5
柴油机陆用低温水系统主要用于冷却滑油冷却器、高温水冷却器、空气冷却器等动力装置低温部件, 其与船舶舷外水的直接进排放存在较大的不同, 见图1。陆用低温水系统设有冷却水塔、冷热水泵组、冷热水池等大型设备, 以实现低温水的陆面循环利用[1,2]。然而, 由于厂区建设及地基规划等原因, 低温水系统各设备位于不同的厂房车间, 见图1虚线框所示, 冷、热水泵位于水泵房, 滑油淡水冷却器位于辅机房, 空冷器与水力测功器位于总装车间。系统整体跨度较大, 泄露及蒸发量也大。此外, 由于系统水池的开式构造及冷却塔的风冷形式, 使得系统水质较差, 水温波动也较大, 其主循环参数见表1。种种因素对柴油机的试车调试已带来较大的影响。
为了改变陆用低温水系统现存的技术缺陷, 我们对陆用低温水系统水质及水温进行了详细分析, 以某核电机的低温水参数为主设计输入 (具备后续其他机型的扩容条件) , 开发新型“内部切换式”冷却水系统。针对目前试车台“一台多机”的试车现状, 采用GSCS控制系统进行低温水冷却模式的实时切换, 同时新增自动加药及调温控制, 实时监测系统水质、水温参数, 优化水质、水量, 提高系统的精确性及安全性, 满足各型柴油机空冷器进水的温度要求, 为相关企业的系统改造提供重要的理论依据。
1 系统分析
1.1 水质
对陆用低温水系统进行取样 (美国安治化工有限公司协助, 现场取样) , 参数见表。2
结果分析如下:低温水中含1.7×10-4的高硬度和1.0×10-4的高碱度, 在水温较高的系统材质表面 (如热交换器) 极易受热形成水垢, 使系统热交换率大大降低 (碳酸盐水垢的导热性能只有钢材1/200) 。且由于低温水系统的开式设计和较长的管路跨度 (途径泵房、辅机房、总装车间) , 系统在运行过程中混入大量的杂质, 使系统水流通道严重受阻, 操作系统的能耗不断增加。此外, 冷却水经冷却塔后从高空淋下, 在逆流相遇的空气中捕捉了大量微生物, 系统充沛的水量与风式冷却水塔23~33℃的水温也促使了微生物的大量繁殖, 进一步增加了系统的污染及腐蚀[3,4]。对空冷器等冷却设备的温度控制、热效率及寿命都造成了较大的影响。
1.2 水温
1.2.1 中、低速柴油机空冷器进水温度分析
沪东重机 (HHM) 车间低温水系统温度参数见图2, 对目前专利商S46MC/ME-S70MC/ME (MAN) 、RT-flex 48 T/D-R T-flex 6 8 T/D (Wartsila) 等低速机机型, 低温水系统能较好地满足试车要求。
而对于新增的军品机、应急发电机组等中速机, 机型多采用两级空冷器对柴油机进气进行冷却, 其系统布置及温度参数见图3, 低温冷却水先冷却二级空冷器, 再分别冷却滑油冷却器和一级空冷器, 系统进、回水温度都较高, 现有低温水系统无法满足此进水温度要求。此外, 核电机及军品机的特殊性使其对低温水水质也提出了较高的要求。
1.2.2 针对Tier II排放的平台低温水温度要求
按照MEPC.177 (58) 船用柴油机NOx排放控制技术规则修正案要求, 进行Tier II测试时, NOx排放的平台检测条件需增加到空冷器冷却水温度要求, 即母型机排放测试时, 需证实增压空气冷却器低温水的进口温度为25℃时 (以此控制一定进气温度) 符合适用的NOx极限[5]。而低温水系统的冷却形式为冷却塔风冷, 在本地夏天极端条件下, 只能保证柴油机空冷器及滑油冷却器进口温度最低为30℃。对于冬天寒冷天气, 则水温又低于25℃, 明显不能满足Tier II对平台的检测要求。
2 系统设计
2.1 原理设计
由系统分析可知, 陆用低温冷却水系统存在着较大的水质、水温问题, 为了改善流经陆用低温动力装置的水质质量, 消除传热下降及温度变化等问题, 对低温水系统进行全新的开发设计, 使其满足核电机两级空冷器试车调试的同时, 能兼顾低速机多机型试车, 满足目前试车台“一台多机”的试车现状, 同时满足母型机测排放时平台的水温控制要求。
表3为某核电机Project Guide[6]低温水参数, 以此为数据对新系统开发设计如下:
如图4、图5所示, 新开发陆用低温水系统将原系统分为内部低温水和外部低温水两个系统。内部低温水新设一套独立的冷却系统, 使核电机的空冷器及滑油冷却器形成独立的冷却循环, 且系统全部设备管路皆位于总装车间, 跨度小, 用水量少, 其原理包括:
a.注水:注水泵分两路对低温水系统强制注水, 排除空气, 进入被车状态。
b.投水:主机起动前, 启动内循环泵对初运行管路及设备进行投水冲洗。
c.运行:主机调试时, 由柴油机机内冷却设备、低温水冷却器、三通温控阀等设备构成独立的内循环系统, 如图5虚线框所示, 系统冷却循环管路简单, 控制方便。
2.2 设备选型
参照表3的核电机型参数对具体的设备进行选型, 其中, 内部循环泵流量为机带低温水泵流量的十分之一, 储水箱容积为柴油机及系统管路的总储水量, 注水泵压头考虑实际膨胀水箱高度及管路压损值, 再根据流量面积公式、流量功率公式P=Cqvρ (t2-t1) δ (式中, D为所求管径, qv为体积流量, v为液体流速, P为所求功率, Δt为温差, ρ为液体密度, δ为20%的余量) , 可求得对应的管径和冷却器功率, 所有的设计皆考虑的裕量, 综合考虑δ后, 对低温水系统设备选型见表4。
2.3系统创新
目前, 工厂车间冷、热水泵已全部设置在泵
参考文献
[1]杜磊.基于陆上机舱的中央冷却水系统研究[D].大连海事大学, 2010.
[2]陈思南.某16缸中速柴油机冷却水系统分析与优化[J].内燃机工程, 2015, 36 (4) .
[3]牛华寺, 尹释.滨海核电站海水系统防腐[J].工业给排水, 2015, 41 (8) .
[4]甘权.核电站海水相关系统防腐措施探讨[J].科技信息, 2014, (2) .
[5]MEPC.177 (58) 决议.船用柴油机氮氧化物排放控制技术规则修正案[S].2008.
大功率柴油机 篇6
随着大功率柴油机向高功率密度方向发展,柴油机零部件工作环境更加恶劣,研究缸内传热对于保证柴油机可靠工作具有重要意义。一直以来,柴油机缸内传热状况的研究基本以试验为基础,然而由于柴油机缸内结构和工作的特点,不宜布置测点,采用试验方法很难得到较全面的缸内热流分布。近年来,通过数值仿真的方法对缸体流动传热的研究越来越多,如利用计算流体动力学(CFD)软件STAR-CD,对缸体冷却水套冷却液的流动和传热进行三维数值模拟[1]。采用CFX软件对由缸体-缸套-缸盖-冷却水组成的系统进行耦合传热分析研究[2]。与试验测量方法相比,仿真计算不仅可以缩短研制周期、降低研究费用,而且通过仿真还能获得一些试验难以测量的数据。
本文基于GT-POWER,以某型大功率柴油机为例,建立了该型柴油机整机数值仿真模型。运用软件内置的3D-CFD气缸模型对缸内部件进行了描述,重点对标定工况和最大扭矩工况点的缸内各部件的传热状况进行了分析。
1 柴油机仿真模型的建立
所研究的柴油机为涡轮增压中冷柴油机。建立模型时将柴油机分为以下几个热力系统:气缸、进气管、排气管、中冷器、压气机和涡轮等。
1.1 柴油机数值仿真的理论基础
柴油机缸内工作过程计算时燃烧模型采用韦柏(Vibe)函数模型[3];缸内传热应用牛顿放热定律,其中,工质和燃烧室壁面的瞬时平均换热系数计算采用Woschni(1967)模型[4];发动机摩擦及驱动附件(如水泵、风扇等)损失采用Chen-Flynn模型[5]进行计算。
进、排气系统计算采用一维交错网格。将柴油机进、排气系统分成若干控制体积,应用有限体积法进行一维非定常数值计算,基本方程包括连续性方程、能量守恒方程和动量守恒方程[6]。在已知涡轮和增压器特性基础上建立废气涡轮增压系统计算模型,涡轮和压气机出口气体温度用气体经过涡轮和压气机的焓变来计算[3,7]。
1.2 数值仿真模型的建立与模型参数设置
根据该型柴油机实际结构尺寸和特点建立柴油机几何模型,主要包括气缸、曲轴箱、进排气管、中冷器、喷油器、压气机和涡轮等,以及设定管路尺寸及初始状态(包括压力、温度、粗糙度等)。其中部分结构做了必要的简化处理,在简化的基础上保证模型与实际结构及尺寸近似准确。基于GT-POWER建立的柴油机数值仿真模型如图1所示。
1.2.1 几何模型
依据柴油机结构分别对缸内部件建立几何模型,图2～图5分别为缸套、缸盖、活塞和进排气门的几何模型。其中,缸盖只考虑了进排气口,没有考虑喷油器安装孔的影响;活塞顶部为浅ω形,建模型时只考虑了浅ω形凸起部和最深处距活塞顶端的距离。活塞、进排气门的几何模型均为其1/4剖面图。
1.2.2 燃烧模型
特定的Vibe燃烧规律只适用于内燃机的某一特定工作点,在内燃机工况变化时,Vibe公式中的有关参数均应加以修正。根据参考文献[3]在试验基础上提出的修正参数半经验公式,在标定工况和最大扭矩工况下对燃烧模型各参数的取值如表1所示。
因柴油机最大扭矩工况的循环供油量明显比标定工况的循环供油量偏大,故其对应的主燃烧持续期也明显偏大;但柴油机标定工况转速又明显高于最大扭矩工况转速,与循环供油量的差异综合作用的结果,使最大扭矩工况的后燃烧持续期与标定工况相比略有减小,即最大扭矩工况的后燃烧持续时间与标定工况相比,时间虽稍长,但对应的曲轴转角却稍小。
1.2.3 传热模型
气缸周壁的传热面积由活塞顶面积、气缸盖面积及缸套的表面积组成。本模型中活塞顶表面积按气缸截面积的1.2倍计算,气缸盖底面积等于气缸截面积。
1.2.4 求解方法
求解方法选用显式求解模式。在这种运行模式下,压力、温度等参数值仅取决于当前离散体积及其周围体积。显式求解模式可以对发动机内空气流动和燃油喷射系统的压力波动作出很好的计算,计算方法直接,不用反复迭代。为了确保数据的稳定性,必须限制时间步长。
在显式求解模式中,时间步长与离散长度的关系如式(1)所示。为了保证求解的稳定,定义了Courant Number。一般情况下,Courant Number≤1,在此,Courant Number取0.8。
undefined
式中,Δt为时间步长;Δx为最小离散长度;u为流速,m/s;c为声速,m/s;m为时间步长校正系数(m≤1)。
仿真计算收敛条件:
式中,fnew为每个工作循环最后一个时间步长内流体的平均质量流量,kg/s;fold为前一个工作循环最后一个时间步长内流体的平均质量流量,kg/s;Tnew为每个工作循环最后一个时间步长内流体的瞬时温度,K;Told为前一个工作循环最后一个时间步长内流体的瞬时温度,K;pnew为每个工作循环最后一个时间步长内流体的瞬时压力,kPa;pold为前一个工作循环最后一个时间步长内流体的瞬时压力,kPa;pmax为每个工作循环最后一个时间步长内流体的最大瞬时压力,kPa。
2 热平衡试验与模型准确性验证
2.1 热平衡试验
为了验证模型仿真结果的准确性,结合智能化控制冷却系统的设计要求,对该型柴油机进行了热平衡试验。由于缸套及缸盖固体温度场的测量困难,所以选择测量该型柴油机在标定工况和最大扭矩工况下的缸内压力、进排气温度、扭矩与燃油消耗量,冷却系统各处的进出口温度、压力及流量等,并与计算值进行对比。
该型柴油机的标定功率为404 kW,标定转速为2200r/min,所带附件包括水-空中冷器和机油热交换器。试验台架的主要测试仪器包括:LKV容积式油耗仪、D1200水力测功机及其控制系统、进气压差传感器以及各气体温度传感器、水温传感器、流量计等。具体试验方案如图6所示,试验台架如图7所示。
2.2 模型准确性验证
应用建立的柴油机整机数值仿真模型,在标定工况和最大扭矩工况下进行仿真计算,并与试验结果进行对比。图8和图9分别为标定工况和最大扭矩工况下的缸内压力对比。表2为部分参数仿真计算结果与试验结果对比。由表2可见,计算值与试验值最大误差小于3%,所建模型准确性较好。
3 计算结果分析
3.1 缸内热流分布
标定工况下缸内热流分布如图10所示。热源为燃烧时缸内高温燃气和活塞环与气缸壁摩擦产生的热量(FRIC)。标定工况和最大扭矩工况下各部分传热量如表3所示。此外,还有进、排气传给进排气门的热量,进、排气道传给冷却水的热量等。从表3中可以看出,进气门与燃气的对流传热量大于排气门与燃气的对流传热量。这是因为进气门受增压空气冷却,整体温度低于排气门。高温排气对排气门和排气道放热,进气从进气道和进气门吸热。
W
3.2 缸内各部件温度场分析
标定工况和最大扭矩工况缸内高温部件最高温度对比见表4。由表4可见:缸套、缸盖、活塞的最高温度在标定工况时均高于最大扭矩工况;而进、排气门的最高温度在标定工况则低于最大扭矩工况。这是因为影响缸内受热部件温度的因素较多,主要包括平均有效压力、柴油机转速、冷却水温度、进气压力和温度等。缸内部件温度随平均有效压力、转速、冷却水温度、进气压力和温度的增加而升高,但各部分的影响幅度不同。其中,平均有效压力对气缸盖和气缸套温度影响较大,温度随平均有效压力变化较急剧,活塞温度随平均有效压力变化较缓慢;活塞、缸盖、缸套温度随转速变化呈线性关系。与活塞和缸盖相比,缸套温度随转速线性变化的趋势要比活塞和缸盖平缓;活塞和缸盖上各不同位置的温度随冷却水温度变化幅度基本相同,均呈线性关系。与活塞和缸盖相比,缸套温度随冷却水温变化幅度偏大;进气压力对活塞和缸盖的温度变化影响较大,而进气温度对排气门温度变化影响较大[8]。该型柴油机标定工况转速为2200r/min,平均有效压力为1.26MPa,进气温度为344K,压力为247kPa。最大扭矩工况转速为1500r/min,平均有效压力为1.39MPa,进气温度为346K,压力为197kPa。冷却水腔中冷却液的平均温度为363K。各高温部件的温度梯度趋势在标定工况与最大扭矩工况下相同。下文仅对标定工况下缸内各部件温度场和热负荷进行分析。
K
缸套的温度场如图11所示。由图11可见:缸套顶部温度分布并不均匀,这主要是由于进、排气的影响。最高温度点在其顶部靠近排气门处,数值达567K,缸套上半部分由于外壁接触冷却水腔,温度较低,最低温度为397K。缸套顶端距离水套上边缘较近,只有12mm,故该部分平均温度梯度较大,达到7.4K/mm。从水套底边缘到缸套底端,温度先升高然后下降,平均温度梯度较小。缸套内部由于与高温燃气接触,其温度高于缸套外部,沿缸套壁厚方向平均温度梯度最大为7.1K/mm。
缸盖的温度场如图12所示。与进气侧相比,排气侧缸盖底板火力面温度较高,最高温度出现在两排气门之间的“鼻梁区”附近,数值为622K。对于铸铁材料的气缸盖,其极限温度应小于673K,气缸盖底板沿厚度方向的平均温度梯度较大,达到11.3K/mm。
活塞的温度场如图13所示。由图13可见:活塞顶部中心位置的温度最高。这是因为该部分与活塞顶边缘部分相比厚度较大,且凸出于温度较高的燃烧室中心位置,再加上活塞内腔四周的回油无法对中心位置进行有效冷却。裙部内侧由于冷却油的冷却作用,其温度低于裙部外侧,最低温度出现在活塞裙部最下端内侧,数值为444K。
进、排气门的温度场分布如图14所示。由图14可见:进、排气门温度均较高,其中排气门头部最高温度达801K,这是因为进、排气门头部直接接触高温燃气所致。由于排气门头部采用奥氏体钢,其极限温度为973K,仅从最高温度来看,排气门头部冷却满足要求。进气门受增压空气冷却,整体温度低于排气门,两者最高温度相差80.4K。
4 结论
(1) 在标定工况和最大扭矩工况下,高温燃气与活塞、缸盖、缸套等机件的对流传热中,与活塞对流传热量最大,缸套次之,缸盖再次,进、排气门最少;在燃烧室壁面与冷却液的对流传热中,缸套与冷却液的对流传热量远大于缸盖与冷却液的对流传热量;在缸内部件与冷却油的对流传热中,活塞与冷却油的对流传热量远大于缸套与冷却油的对流传热量。
(2) 缸套、缸盖、活塞的最高温度,在标定工况时高于最大扭矩工况;进、排气门的最高温度,在最大扭矩工况时高于标定工况。
(3) 缸套的温度在其顶部沿周向不均匀分布,缸套整体沿轴向温度梯度较大,最高温度出现在其顶部靠近排气门处。缸盖的最高温度出现在两排气门之间的“鼻梁区”附近。对于采用冷却油进行冷却的活塞,其裙部内侧温度低于外侧;活塞的最高温度出现在活塞顶部中心位置。
(4) 在所有缸内高温部件中,排气门头部温度最高,最大扭矩工况时达到813K。
参考文献
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[2]骆清国,刘红彬,龚正波.柴油机缸体-缸套-缸盖-冷却水整体耦合传热仿真研究[J].车用发动机,2009(1):31-35.Luo Q G,Liu H B,Gong Z B.Study on coupled heat transfersimulation of diesel engine cylinder body-cylinder liner-cylinderhead-cooling water[J].Vehicle Engine,2009(1):31-35.
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[7]Kays W,Crawford M,Weigand B.对流传热与传质[M].赵镇南,译.4版.北京:高等教育出版社,2007.
大功率柴油机 篇7
在实际运行过程中,大功率柴油机由于主轴承往复运动回转,因此承受着巨大的气体高燃压力与运动惯性荷载。根据这一特点,可以结合柴油机主轴承负荷的分布情况,判断和分析其中的系统运行故障。本文所要研究分析的大功率船用柴油机主轴承相关技术参数性能指标如表1[1]所示,即通过采用简支梁计算方式得到具体的大功率船用主轴承运动负荷值。
经过数值计算分析发现,不同主轴承相邻气缸的发火间隔角和曲柄的排列顺序不同。所以,经过对不同主轴承系统负荷进行研究分析得知,该大功率船用柴油机主轴承负荷在不同运动转速下,系统的极值、主轴承的变化频率以及系统的运动变化幅度都发生了一定变化。经过相同内燃测试分析,随着主轴承系统运行转速的不断加快,在一个相继循环的主轴承中,最大的运行荷载值呈现出不断减小的趋势,其中转速的不同变化由系统主轴承受力情况决定。通过分析柴油机的主轴承,其在运行时由于受到的气压不同,活塞连杆组往复运动的旋转合力以及旋转惯性都会随着柴油机动力的下降而发生一定的变化。
2 大功率船用柴油机主轴承润滑性能的数值分析
通过上述对大功率柴油机的主轴承运动性能的分析以及主轴承的运动负荷变化的分析发现,在对系统的润滑性进行研究过程中,需要结合实际的二维偏微分方程中的有限差分法对其中的参数情况进行分析计算。本文根据表1中的大功率船用柴油机主轴承的相关参数,计算分析可以得到气缸的油膜压力值与柴油机的主轴承电磁扭矩、主轴承切向力、主轴承径向当量动负荷以及三维油膜压力分布变化情况,然后采用Holland法对系统的最小油膜厚度和柴油机的主轴承轴心轨迹变化值进行计算。
表2是对全负荷运行状态下的大功率柴油机主轴承不同转速润滑性能参数值的对比[2]。
从表2中可以看出,柴油机的各主轴承最小油膜厚度随着系统轴承的转速变化发生相应的改变。通过计算分析可知,柴油机的油膜厚度与大功率柴油机的主轴承运动承载力具有直接关系。除此之外,它还与主轴承的轴颈运动情况有关,与柴油机的油膜压力也具有直接的关联性。
如图1所示。从柴油机主轴承负荷与润滑性能的变化趋势曲线图中可以看出,在一个工作循环周期内,柴油机随着转速不断减小,各主轴承的最大油膜压力与最小油膜压力都会发生一定的改变。当大功率船用柴油机的主轴承处于高转速环境时,系统的最大油膜压力要高于系统在高转速环境下的最大油膜压力。另外,不同的主轴承在不同的运动负荷下,油膜的变化情况没有固定的运动变化规律。当主轴承在急速的离心运动状况下时,由于柴油机的系统运动惯性特征与油膜的粘性特征存在差异,就会导致柴油机中的润滑油来不及填充系统中不断扩展的主轴承负荷间隙,此时柴油机气缸中的油膜就会被迅速切断。当油膜被阻断后,在柴油机的局部会出现瞬时的低压运动状态。如果系统局部的瞬时油压值参数明显超过气缸中的气化压力参数值,经过物化作用的微气泡就会在液体中被析出,并且产生聚集的情况,最终导致柴油机气缸中出现油膜气泡。当油膜气泡受到柴油机主轴承运动的巨大压力后,会被击破,从而形成巨大的爆破压力。这种经过不断聚集的巨大能量会形成一种高频波,从而对主轴承造成反复的冲击作用,最终导致柴油机产生空蚀现象。
3 结束语
综上所述,本文重点以我国大型的船舶大功率船用柴油机为实际研究对象,通过对船舶柴油机的主轴承运行轨迹以及主轴承的各段承载负荷、最小油膜厚度进行分析计算,从而科学评估与分析大功率船用柴油机的各道主轴承润滑情况。希望通过精确的数据分析与计算,可以为我国大功率船用柴油机主轴承负荷润滑组件中存在的异常情况判断提供科学的理论依据。
参考文献
[1]欧大生,尹成彬,陈萍.船用柴油机曲轴轴心运动特性分析及试验研究[J].柴油机,2014,(1):34-37.
柴油机功率标注探析 篇8
1. 柴油机产品型号、功率一致性偏离现象
部分柴油机产品的铭牌型号、功率与产品标准、使用说明书等相关技术文件不一致;柴油机的功率与铭牌、产品技术文件不一致。譬如：试验台实测功率大于产品铭牌功率百分之十几或更高，远大于产品的允许偏差;试验台实测拖拉机动力输出轴功率大于或接近柴油机铭牌功率，加上拖拉机传动损失及转向泵、液压泵等附件吸功，其柴油机功率应是大大超出产品允许偏差;产品标准明示功率大于铭牌功率，且产品标准中无相应的解释条文;铭牌型号与产品标准型号不一致，产品型号编制方法无相应说明。
2. 产品一致性偏离的影响
产品的铭牌型号、功率与产品标准、使用说明书等相关技术文件不一致，或为产品技术文件体系出现疏漏，不符合产品应按照标准组织生产的要求;产品规格与产品定型文件、环保型式核准证书的不一致，或可视为生产批准文件不全。
柴油机的功率与铭牌、产品技术文件不一致，或不能通过产品身份验证;产品高于其定型试验、环保型式核准时的功率标定，或导致产品的噪声、烟度、排放等性能恶化。
企业不同，铭牌功率相同的拖拉机因柴油机实际功率的较大差异，其性能不具可比性，也不利于拖拉机农具的配套选择;没有统一的产品标注规范，导致产品生产无序，不利于柴油机、拖拉机企业的规范生产。标定条件不一致，产品质量评价不落实。
以上所列，因产品型号、功率一致性偏离可能带来的各种影响，在农业机械推广鉴定过程中出现会导致因项目材料不合格而终止、A类项不符合鉴定及产品一致性等问题，给工作造成不利影响。
3. 产品一致性偏离成因分析
柴油机生产企业调高柴油机出厂功率或因拖拉机企业的订单要求。
拖拉机企业要求调高柴油机出厂功率，使其大于铭牌功率，部分原因是有助于拖拉机动力输出轴功率和平均燃油消耗率试验项目的考核;还有一部分原因是要平衡因拖拉机功能提升、操作性能和环境条件改善等功率消耗比例增加的影响。
柴油机铭牌功率与产品标准的不一致，或因企业标准指标是以总功率为基础制定，而铭牌功率以与拖拉机企业签订的供货协议为准，拖拉机对配套动力要求以净功率确定。虽说总功率、净功率都是指柴油机曲轴输出的有效功率，但对柴油机所带基本辅助装置的定义各企业掌握不一产生较大差异，排气消声器、冷却风扇等基本辅助设备的吸收功率也是造成差异的因素。
柴油机铭牌型号与产品标准不一致，或因柴油机型号编制以缸数、缸径、结构特征为基础，一个型号涵盖了系族产品某功率范围的所有机型;或因主机企业对柴油机功率要求的差异，导致型号或型号尾缀的不同，但这些型号或型号尾缀的使用在产品标准中未能体现。
4. 产品型号、功率一致性偏离修正建议
要消除产品型号、功率一致性偏离，企业有必要完善各产品文件，做到无论产品如何调整，均有章可循、有据可查，严格按产品标准组织生产。要根据农业机械对配套动力的要求完善功率的标定条件。以下标准条文对有关功率标注作为规定。
GB 18447.1-2008拖拉机安全要求第1部分：轮式拖拉机第5.2条规定发动机的标定功率为12小时功率。
GB 20891-2007非道路移动机械用柴油机排气污染物排放限值及测量方法(中国Ⅰ、Ⅱ阶段)第B.2.8条规定“比排放量测量以不修正的静功率为基础”。要求加装进、排气装置。环保型式核准证书中给出进气真空度和排气背压的数值。
GB/T 1147.2-2007中小功率内燃机第2部分：试验方法第3.2条要求若试验时不装排气消声器、排气管，则试验装置的排气背压应与产品相当。
GB/T 1147.1-2007中小功率内燃机第1部分：通用技术条件第3.3.1条要求内燃机铭牌上的标定功率应按GB/T 6072.1和GB/T 6072.7或相关专业标准的规定进行。
GB/T 6072.1-2008往复式内燃机性能第7部分：功率、燃料消耗和机油消耗的标定及试验方法通用发动机的附加要求第11章功率标定图1功率表示方法，有效功率至少要带基本从属辅助设备。而标准附录A中，基本从属辅助装置包括空气滤清器、排气消声器、冷却风扇等。
建议柴油机生产企业针对农机配套、使用的相关特点以及国家相应强制标准对柴油机产品检测的相关要求，完善相关技术文件，使产品的型号、规格参数、所带附件、使用状态统一起来，改变产品文件、铭牌、产品相关指标的不一致问题，使产品生产既满足市场需求又有章可循。
以柴油机有效输出净功率12小时功率为准，保证使用功率的输出;以技术标准统一铭牌标注;产品指标确定按GB/T6072.1-2008附录A清单F(基本从属辅助装置)和清单G (基本独立辅助装置) 所列附件配置。产品检验根据企业条件，可带附件，也可使用性能相当的试验装置按产品技术文件考核;亦可不带附件，但将附件吸收功率在实测工况中扣除。