增压器效率（精选7篇）
增压器效率 篇1
0 引 言
高压水射流是近年来发展十分迅速的一项新技术,其应用日益广泛,目前已在煤炭、石油、冶金、航空、建筑、交通、化工、建筑、建材、市政工程及医学等部门应用。超高压水射流系统是超高压水射流的发生装置,而其核心部分为超高压发生器。目前超高压水射流系统主要采用3种形式的超高压发生器:第1种是直接驱动的超高压柱塞泵;第2种是目前国外采用较多,国内普遍采用的液压增压器;第3种是相位式增压器。
由直接驱动的超高压柱塞泵组成的超高压水射流系统,结构简单、工作可靠、维护方便、水压脉动较小。但超高压柱塞泵的结构复杂、精度高、价格昂贵,并且相对于液压增压器来说,柱塞泵产生的压力较低,一般用户不能自己生产,目前主要在高校、研究院所的试验装置中有所应用[1]。超高压水射流系统主要由油压系统、供水系统、液压增压器系统、以蓄能器为核心的恒压系统、喷嘴和管路等组成。其特点是油压系统采用现有的液压技术和元件就能解决,液压增压器及蓄能器用户可以自己开发研制,加工制造并非十分复杂。但液压增压器与超高压柱塞泵相比,其工作效率相对较低[2,3],而且液压增压器两个高压腔中的压力相位始终相差180°,排水和吸水动作是不连续的,产生的压力存在波动[4]。相位式增压器相当于将液压增压器拆分成两个单作用缸而并联起来,可以说是液压增压器的一种变化形式[5]。压力波动小是相位式增压器的最大特点,但从结构上看,必然要复杂一些,控制与维护也相对繁琐一些。
液压增压器运行效率不高的问题普遍存在,但目前国内外对此开展的相关研究工作却很少[6]。众所周知,液压增压器运行效率不高不但增加了能量的损耗,更直接影响了液压增压器式超高压水射流设备的整体性能。因而,对液压增压器运行效率进行研究,为液压增压器的优化设计提供了依据,对提高液压增压器式超高压水射流设备的整体性能,具有重要的现实意义。
本研究以某型号液压增压器式超高压水射流设备为研究对象,通过建立其增压器的运动学模型,应用Matlab对增压器内部运动微分方程进行数值分析,研究增压器运行效率与各主要设计参数之间的关系。
1 增压器的运动学模型
1.1 工作原理
液压增压器的结构如图1所示。液压油从液压增压器左侧油管路进入左侧低压油腔,推动活塞和活塞杆向右运动。左侧高压腔的容积不断增大,容腔内的水不断膨胀,压力急剧下降。当左侧高压腔内的压力降低到等于供水泵提供的压力时,左侧进水单向阀打开,低压水从进口流入左侧高压腔。在活塞和活塞杆向右运动的过程中,右侧高压腔的容积不断变小,容腔内的水不断被压缩,压力急剧上升。当右侧高压腔内的压力达到出水压力时,右侧出水单向阀打开,高压水从出口流出,经过蓄能器,最后从喷嘴喷出。当活塞右行至行程终点时,霍尔接近开关发出电信号,电磁换向阀改变液压油的流向。此时,液压油从增压缸右侧油管路进入右侧低压油腔,推动活塞向左运动,右侧高压腔内的水膨胀降压,左侧高压腔内的水被压缩增压。如此往复,形成连续的超高压水射流[7]。
1.2 水的压缩性方程
增压器利用水的压缩性来提升水的压力。若不考虑温度对压力影响,水的压缩性方程为[8,9]:
式中 p—水的压力,Pa;V—水的体积,m3;K—水的体积弹性系数,Pa。
1.3 增压器的力平衡方程
取增压器活塞运动至左行程终点并开始反向往右运动的时刻为研究的起始点[10,11],取增压器活塞和活塞杆组成的系统作为研究对象,对其进行受力分析,忽略增压器工作过程中液压油温升高对其的影响。根据牛顿第二定理,增压器的力平衡方程为[12]:
式中 p—左侧高压腔内水的压力,Pa;p1—左侧低压腔内油的压力,Pa;p2—右侧高压腔内水的压力,Pa;p3—右侧低压腔内油的压力,即水射流系统的回油压力,Pa;A1—增压器活塞面积,m2;A2—增压器活塞杆面积,m2;B—阻尼系数;m—系统的总质量,kg;x—活塞右行的位移,m。
1.4 动态过程分析
根据增压器左右两侧进出水单向阀的开启情况,增压器活塞从左行程终点移动至右行程终点的运动过程可以分为以下3个阶段:
第1阶段,当左侧进水单向阀、右侧出水单向阀都未打开时,左侧高压腔内的水不断膨胀,容腔内水的压力下降,右侧高压腔内的水不断被压缩,容腔内水的压力上升,根据水的压缩性方程(1)可得:
式中 p0—增压器的输出压力,Pa;p4—水射流系统中压力水泵的输出压力,Pa;V1—左行程终点时左侧高压腔的容积,即增压器与单向阀之间高压管路的体积,m3;V2—左行程终点时右侧高压腔的容积,m3,V2=V1+A2l,l—活塞的行程,m;ΔV—位移为x时高压腔容积变化量,m3,ΔV=A2x。
把式(3)与式(4)代入增压器的力平衡方程(2)可得这一阶段增压器内部运动微分方程为:
第2阶段,当左侧进水单向阀打开,右侧出水单向阀未打开时,左侧高压腔内水的压力维持恒定,即p等于水射流系统中压力水泵的输出压力p4,右侧高压腔内的水仍不断被压缩,容腔内水的压力继续上升,故p2仍满足式(4)。把这一阶段的p和p2代入增压器的力平衡方程(2),可得此阶段增压器内部运动微分方程为:
第3阶段,当左侧进水单向阀、右侧出水单向阀都打开时,左右两侧高压腔内水的压力都维持恒定,即p等于水射流系统中压力水泵的输出压力p4,p2等于增压器的输出压力p0。把这一阶段的p和p2代入增压器的力平衡方程(2)可得此阶段增压器内部运动微分方程为:
1.5 模型的验证
本研究所建立的增压器运动学模型已经通过试验[13]证明是基本合理的,具体说明如下:在其他影响因素不变的情况下,增压器输入油压大小直接决定了增压器活塞的行程时间。根据所建立的数学模型,通过理论计算可以得到不同油压下增压器活塞的行程时间。在试验过程中,通过调节超高压水射流系统的电磁溢流阀,可以改变增压器输入油压,从而得到在不同油压下系统的运行状况,记录增压器活塞的总运动时间。通过增压器活塞行程时间的理论计算值与实测值的比较,发现当增压器的输入油压较小时,两者之间的差值较大,随着输入油压的上升,两者之间的差值逐渐减小并趋于稳定。之所以存在这样的现象,是因为当增压器输入油压较小时,增压器活塞的行程时间较长,排油腔中的油液不能在极短时间内排出,从而造成了实际情况与理论假设存在偏差。随着增压器输入油压的增大,增压器活塞的行程时间缩短,此时,排油腔中的油液能在极短时间内排出,因而理论假设与实际情况能较好地吻合,理论计算与实测到的增压器活塞行程时间也比较接近。故本研究所建立的增压器运动学模型是基本合理的。
2 运动微分方程的数值分析
Matlab是MathWorks公司提供的高性能软件平台,是一种面向科学与工程的高级语言,它集数值分析、矩阵运算、信号处理和图形显示于一体,构成一个功能强大、方便、界面友好的用户环境。运用它所提供的强大的数值分析功能进行微分方程数值求解,在系统数值仿真研究中有着很大的优越性。
丽水某公司生产的某型号超高压水射流设备所采用的液压泵是由柴油机驱动的定排量齿轮泵。在正常工作情况下,该齿轮泵的输出流量(即增压器的输入流量)是一定的,故该超高压水射流设备中的增压器活塞的行程时间也是一定的。根据该超高压水射流设备的设计参数及实测数据,增压器进油口流量Q1为75.4 L/min,活塞的行程时间t1为1 s,电磁阀换向时间t2为0.15 s,其他参数取值如下:p0=150 MPa,p1=10.276 MPa,p3=0.1 MPa,p4=0.6 MPa,l=0.171 m, A1=7.84×10-3 m2,A2=4.9×10-4 m2,V1=1.24×10-5 m3,V2=9.62×10-5 m3,K=2 180 MPa,B=10 000,m=5.2 kg。
本研究运用工程计算软件Matlab对增压器内部运动微分方程进行数值分析。在保证增压器的输入流量不变的前提下,当运动微分方程中的各种参数发生变化时,通过分析增压器的输入压力及输出流量的变化情况,并经过进一步的数据处理,可以得出增压器运行效率与各主要设计参数之间的关系。
3 结果分析与讨论
在本研究中,分别定义增压器平均输出功率Pout、平均输入功率Pin及增压器的运行效率k为:
式中 V3—活塞从左行程终点运动到右行程终点的过程中增压器输出高压水的体积,m3。
不同参数条件下增压器运行效率与各主要设计参数之间的关系,如图2~图6所示。
阻尼系数对增压器运行效率的影响如图2所示。由图2可以看出,当增压器与单向阀之间高压管路的体积相同时,阻尼系数对增压器运行效率有明显的影响,阻尼系数越大,增压器运行效率越低。这是因为增压器活塞在运动过程中受到越大的摩擦阻力,就会损失越多的动能,这部分能量损失转化为热能,引起液压油温的升高。这说明在保证增压器内部相对运动部件之间良好的密封性的前提下,应使阻尼系数变小,减小摩擦阻力,提高增压器运行效率。从图中还可以看出,在阻尼系数不变的情况下,增压器与单向阀之间高压管路的体积越小,增压器运行效率越高。
增压器与单向阀之间高压管路的体积对增压器运行效率的影响如图3所示。由图3可以看出,在相同换向阀换向时间的情况下,从总体趋势上来看,增压器运行效率随增压器与单向阀之间高压管路的体积的增大而降低;当增压器与单向阀之间高压管路的体积相同时,增压器运行效率随换向阀换向时间的延长而降低。这说明减小增压器与单向阀之间高压管路的体积对提高增压器运行效率有好处,但过小的高压管路的体积会受到增压器整体结构设计的限制。
换向阀换向时间对增压器运行效率的影响如图4所示。由图4可以看出,当阻尼系数相同时,换向阀换向时间对增压器运行效率有显著的影响,这说明换向阀是超高压增压系统的关键元件之一,换向阀换向时间是影响超高压增压系统整体性能的重要参数。换向阀换向时间越长,增压器运行效率越低,反之效率越高。在换向阀换向时间不变的情况下,增压器运行效率随阻尼系数的增大而降低。
增压器的输出压力对增压器运行效率的影响如图5所示。从图5可以看出,增压器的输出压力越大,增压器运行效率越低。这是因为随着增压器的输出压力的增大,水的体积压缩更为明显,增压器在一个行程时间内输出高压水的体积就会减小,从而降低了增压器运行效率。在增压器的输出压力保持不变的情况下,换向阀换向时间越短,增压器运行效率越高。
水射流系统的回油压力对增压器运行效率的影响如图6所示。从图6可以看出,在阻尼系数保持不变的情况下,水射流系统的回油压力越小,增压器运行效率越高。这是显而易见的,从上述方程(2)中,可以看出,水射流系统的回油压力会抵消一小部分增压器的输入压力,所以水射流系统的回油压力越小越好,有助于提高增压器运行效率。从图中还可以看出,在水射流系统的回油压力相同的情况下,增压器运行效率随阻尼系数的减小而升高。
4 结束语
本研究以某型号液压增压器式超高压水射流设备为研究对象,通过建立其增压器的运动学模型,应用Matlab对增压器内部运动微分方程进行数值分析,研究增压器运行效率与各主要设计参数之间的关系。研究结果表明,增压器运行效率的影响因素主要有阻尼系数、增压器与单向阀之间高压管路的体积、换向阀换向时间、增压器的输出压力、水射流系统的回油压力等,其中阻尼系数、换向阀换向时间以及增压器的输出压力对增压器运行效率影响较大,增压器与单向阀之间高压管路的体积、水射流系统的回油压力对增压器运行效率影响相对较小。
为了提高增压器运行效率,改善液压增压器式超高压水射流系统的性能,可以考虑采取以下措施:①选择快速换向阀,以缩短换向时间,从而提高增压器运行效率;②在保证增压器内部相对运动部件之间良好的密封性的前提下,减小阻尼系数,削弱摩擦阻力的作用,从而提高增压器运行效率;③在满足增压器整体结构设计要求的前提下,缩小增压器与单向阀之间高压管路的体积,有助于提高增压器运行效率;④选择性能良好的换向阀,减小回流液压油经过换向阀时的压力
损失,从而减小水射流系统的回油压力,有助于提高增压器运行效率。
研究结果表明,本研究为增压器运行效率的优化设计提供了参考依据,对提高增压器的性能提供了一定的帮助,在实际工程应用上具有一定的指导意义。
摘要：为了减少液压增压器在运行过程中的能量损失,改善超高压水射流设备的整体性能,以某型号超高压水射流设备为研究对象,建立了其增压器的运动学模型,应用Matlab软件对增压器内部运动微分方程进行数值分析,研究了增压器运行效率与各主要设计参数之间的关系。研究结果表明,增压器运行效率的影响因素主要有阻尼系数、增压器与单向阀之间高压管路的体积、换向阀换向时间、增压器的输出压力、水射流系统的回油压力等。对增压器运行效率的分析研究,为提高增压器运行效率和改善超高压水射流系统的性能提供了依据。
关键词：超高压水射流,液压增压器,动态特性,效率
增压器效率 篇2
近年我国雾霾天气频频出现，催促汽车企业必须加大节能减排力度；国四排放标准和汽油标准的实施，迫使发动机行业必须重视节能减排。今年年初，国务院办公厅发布的《关于加强内燃机工业节能减排的意见》指出，到2015年，节能型内燃机产品占全社会内燃机产品保有量的60%，与2010年相比，内燃机燃油消耗率降低6%？10%，减少二氧化碳排放6200万吨，减少氮氧化物排放10%，采用替代燃料节约商品燃油1500万吨。在重点攻关技术方面，要求到2015年，多缸柴油机增压技术普及率达90%以上，高效增压技术在车用柴油机上的应用比例达100%，在车用汽油机上的应用比例达30%以上。
为什么国家鼓励越来越多的汽车开始使用涡轮增压技术？在节能减排方面，涡轮增压技术到底能起到多大作用？近日，本刊记者就这些问题采访了全球领先的汽车涡轮增压器制造商霍尼韦尔涡轮增压技术部全球工程副总裁 Craig Balis先生。
《汽车纵横》：为什么发动机需要增压器，涡轮增压技术的优势是什么？
Craig Balis：涡轮增压是当今最为经济的“绿色”汽车环保技术之一，作为一项提升引擎性能和降低车辆能耗和排放的关键技术，它可以在不影响车辆性能和驾驶乐趣的前提下缩小发动机尺寸和提高燃油效率。举例来说，在小型发动机上安装涡轮增压器可实现大型发动机的功率并兼顾改善燃油效率和低排放特性。
涡轮增压技术具备优势：1.燃油效率更高。与同等规格的自然吸气式汽油发动机相比，涡轮增压汽油发动机的燃油效率可提高达20%。而与自然吸气式发动机相比，同等额定功率的涡轮增压柴油发动机的燃油效率可提高达40%。2.性能更优。涡轮增压大幅提高发动机的功率和扭矩，提升车辆响应速度和安全性能。另外，它还可防止车辆在高海拔地带的功率损失，为涡轮增压卡车和非道路车辆带来显著的运营收益。3.更清洁、更环保。涡轮增压发动机能够利用来自发动机的排放尾气，使发动机燃烧更清洁，并在不损害性能的前提下缩小发动机尺寸，同时降低二氧化碳和氮氧化合物的排放量。
《汽车纵横》：带涡轮增压的发动机汽车越来越多。涡轮增压发动机是未来的趋势吗？
Craig Balis：欧洲市场，涡轮增压器的覆盖率已经达到约70%。在中国，市场覆盖率目前大约20%，市场潜力巨大，我们已经看到强劲的市场需求，这一方面来自于汽车生产商对高性能、低能耗车辆的日趋关注，另一方面来自政府颁布的更为严苛的排放法规。因此，越来越多的汽车制造商将涡轮增压技术作为自己的首选。我们预计在未来5年内，中国每3辆车就有一辆是加T的，换句话说，5年内市场规模将翻番。
《汽车纵横》：请介绍，全球涡轮增压技术的应用情况、中国涡轮增压技术的应用情况？
Craig Balis：在欧洲，50%以上新的轻型车采用涡轮增压器。我们预计，中国涡轮增压器市场将在接下来的五年内由500万台增至1000万台，涡轮增压器覆盖配套比例从当前的20%增长到接近30%。
《汽车纵横》：涡轮增压器是如何工作的？
Craig Balis：涡轮增压器利用发动机的排放废气流推动涡轮机叶轮高速旋转，最高速度可达280000 rpm。
涡轮机叶轮与压气机叶轮同在一根轴上。涡轮机叶轮高速旋转的同时带动压气机叶轮高速旋转，使通过压气机的空气速度和压力增大。而密度大、温度高的压缩空气进入发动机之前，先进入空气冷却器冷却，同时获得更大的密度。这使发动机得以在耗能更少的前提下提升燃油燃烧效率，进而产生更高的功率。
随着高压燃油喷射系统的应用日益增多，涡轮增压器的配套使用使得燃油的燃烧更加彻底、高效和清洁。
《汽车纵横》：目前我国正在重点推广增压技术，加之，国四和京五的实施，可见增压技术未来在中国的市场需求是越来越广。霍尼韦尔如何把握这一市场机遇？已经做了哪些准备工作？
Craig Balis：这些排放法规的实施将促使涡轮增压市场的规模扩大和技术升级，作为行业和技术的领导者，我们非常振奋可以把更多先进的技术介绍给中国的汽车生产商。
目前，在全球所销售的轻型车辆中有9%采用了涡轮增压汽油发动机，在未来五年内，汽油涡轮增压器占有率有望上升至15%。在中国，油耗指标和二氧化碳排放监管均变得更为严格，这促使了汽油涡轮增压在所有汽油轻型车辆中所占的比例从目前的13%，会在五年内提升至26%。
在过去的两年中，霍尼韦尔涡轮增压技术支持了众多新款汽油车的推出，从宝马到大众，从通用汽车到福特汽车，地域覆盖世界的每一个角落，范围包括各种排量的发动机。
对于中国市场，我们既提供全球先进的技术和产品，也积极与本土厂商配合，推出适合中国用户尤其是中端市场的应用，也就是我们所说的“东方服务于东方”的产品。
乘用车的柴油化趋势也为霍尼韦尔VNT（可变截面涡轮增压）技术提供了一个非常好的发展契机。霍尼韦尔是VNT技术的开创者。与废气旁通式涡轮增压技术相比，VNT 涡轮增压器可以提高发动机扭矩高达30%，同时提升燃油经济性高达 5%。霍尼韦尔预期未来五年中VNT 在中国的市场占有率将翻两番。全球已售出5000万台VNT，在中国这个数量目前为止非常少，但是我们认为接下去的5年里，覆盖率会翻两番。
第二代汽油机技术首先是在中国市场上推出的，整个涡轮增压器的体积缩小了很多，同时油耗和性能有了很大的提升。这个技术2012年在菲亚特菲翔1.4L上首发。
《汽车纵横》：霍尼韦尔涡轮增压技术趋势如何？
Craig Balis：在过去的12个月当中，我们看到的这个市场的最大的变化就是汽油涡轮增压项目急剧的增加，仅就霍尼韦尔而言，我们目前有30到40个汽油涡轮增压发动机项目在应用开发的阶段。
另外我们观察到的一个趋势就是VNT技术的应用。在增压技术发展的历史过程中，还没有一项创新技术可以跟霍尼韦尔的VNT技术相媲美。自从上世纪九十年代批量生产以来，霍尼韦尔至今已经生产了超过五千万台VNT增压器，帮助世界各地的车辆改善性能，改进燃油经济性以及降低排放。近几年来，霍尼韦尔每年配合各类发动机的VNT项目都在五十个以上。
鉴于VNT增压技术未来发展的巨大空间，霍尼韦尔始终没有停下持续创新的步伐，其最新一代的VNT产品具有最新的空气动力设计，先进的球轴承技术以及耐高温的可变截面机构组件，可以进一步改善5%的燃油消耗和降低排放，是满足欧Ⅵ排放的关键增压技术。
《汽车纵横》：霍尼韦尔涡轮增压技术能为发动机的节能减排，做出哪些贡献？体现了哪些优势？
Craig Balis：霍尼韦尔涡轮增压器具备最新的增压技术，在提升燃油效率和降低排放量的同时改进车辆性能及驾驶乐趣，减排大约30%。
增压器效率 篇3
涡轮增压器部件的制造与加工非常复杂, 对制造商提出了高生产率的需求, 但同时尤其强调工艺可靠性。测试试验在德国实施, 伊斯卡德国采用革新刀具对制造商进行支持并获取更经济、更安全可靠的加工。对于任何如1.484 9、1.484 8或1.483 7 (德标耐热不锈钢) 之类的常规材料而言, 伊斯卡均可专业提供最优化的订制刀具系统。伊斯卡为任一特定的对切削刀具有特别要求的被加工材料, 提供诸如不同的涂层及适用于其加工特性的刀具。因镍的价格从2005~2013年的持续波动, 每千克镍的价格从5欧元涨至13欧元, 导致涡轮增压器的制造商们尝试开发并采用低镍含量的材料。
2013年, 伊斯卡德国Gmb H加强了在涡轮增压器方面的研发工作, 尤其是涡轮机壳体的加工。通过与瑞士总部的瑞士巴索 (Blaser Swisslube) 及制造商KSS的合作, 试验取得了圆满的成功。试验测定了整体硬质合金钻头订购基准。借助于针对每道加工工序的刀具设计及优化的冷却策略, 加上巴索的“液体切削工具”, 刀具寿命大幅提升, 在用户处的试验可加工1 200个孔, 在巴索技术中心的试验可加工2 000个孔。相对于用户当前采用的刀具, 面铣粗加工刀具寿命提升了25%;面铣精加工刀具寿命甚至高出45%。在这里, 用户采用了瑞士巴索研发的应用于难加工金属材料切削的B-Cool 755切削液。
为紧跟此趋势并对最新发展做出及时的反应, 来自伊斯卡的三个独立技术团队致力于开发新的切削刀具材料, 刀片几何形状及涂层。最新研发的S845 SNHU 1305 ANR-MMMS32就比竞争对手的刀具寿命高出25% (见图1) 。多年来伊斯卡专注于涡轮增压器部件的加工, 并于2013年度给予了特别重视。涡轮机壳体、主轴、涡轮以及泵轮是最重要的核心部件。在伊斯卡德国Gmb H, 所有的涡轮增压器项目及需求, 如MTBs交钥匙工程或制造商及其供应商, 均由在此领域的专家进行技术支持。
作为最具创新力的金属切削刀具供应商, 伊斯卡为涡轮机壳体复杂的V形槽加工提供特制刀具解决方案。在此, 伊斯卡提出采用夹持立装刀片的套铣加工方案, 此刀具系统兼具高稳定性及柔性 (见图2) 。该套铣刀仅采用了一种刀片类型, 对操作者而言将刀片安装于定位槽变得简单, 易于操作。伊斯卡同时可提供一系列标准刀片用于各种涡轮机壳体的加工。
车削被证明是V形槽轮廓加工最经济的方案, 源于此部件容许这样的加工方式并且能有效避免刀具的干涉。针对这样的加工策略, 伊斯卡提供当前市场上最经济的刀具解决方案——带5个切削刃的五角霸王刀片 (PENTA) 。此五角星形刀片有两种标准规格可选, 选取标准依据V形槽深。采用五角霸王刀 (PENTA) 的另一重大优点是此系列宽泛而多样的产品组成, 具有大量的不同标准几何形体、断屑槽和涂层, 乃至专为此加工应用而专门研发的硬质合金基体。图3所示是一把为螺旋插补车削加工而特别设计的刀具。通过对其进行轴向及径向的微调, 可获取V形槽轮廓所要求的窄公差。伊斯卡为最终用户常见的仿形车削提供订制方案, 无论是采用U轴系统还是径向端面滑动插补单元都能完成螺旋插补车削。
增压器效率 篇4
摘 要：采用发动机性能仿真软件GT-power建立了带废气旁通阀电控系统的涡轮增压汽油机模型，基于增压压力随旁通阀开度变化的情况，确定了控制系统的特性参数值.根据不同增压压力下涡前压力的变化规律以及汽油机动力性能的要求对废气旁通阀开度进行标定，分析了增压器与汽油机联合运行性能并进行了实验验证.结果表明，选配的小尺寸涡轮确保了汽油机的低速性能；建立的控制系统实现了对增压压力多目标值的连续控制，高速时没有发生因增压压力过高而导致爆燃和增压器超速的现象.
关键词：汽油机；涡轮增压器；电控旁通阀；匹配；数值仿真
中图分类号：TK411.8 文献标识码：A
Abstract： A simulation model of turbocharged gasoline engine with electronically controlled waste valve system was built with the software of GT-power. Based on the condition of boost pressure changing with the waste valve opening， characteristic values of the control system were obtained. According to the change rules of exhaust back pressure under different boost pressures， the waste valve opening was calibrated on the basis of the requirements of power performance of the engine， the matching performance between the turbocharger and the gasoline engine was analyzed， and then， test verification was conducted.The results have shown that matching a small diameter turbine can ensure the engine performance at low speed condition； the electronically controlled system can realize the continuous control of boost pressure target value； and the problems of deflagration and turbocharger super speed caused by too high boost pressures can be resolved at high speed conditions.
Key words：gasoline engine； turbochargers； electronically controlled waste valve； matching； numerical simulation
涡轮增压已成为发展内燃机节能减排的关键技术之一，而汽油机采用涡轮增压技术却容易出现低速增压压力不足和高速增压压力过高的情况，为改善涡轮增压器的响应特性，国内外研究者已提出了采用可变喷嘴涡轮增压、电辅助涡轮增压、二级涡轮增压、废气旁通涡轮增压、蒸汽辅助涡轮增压等技术[1-5].采用废气旁通阀涡轮增压器与汽油机匹配时，高速工况下采用废气旁通的方法改善增压压力过高的情况，机械控制的废气旁通阀不能根据工况的变化调整放气量，要实现发动机各工况下对目标增压压力的理想控制通常采用电磁废气旁通阀.由于旁通阀的开度会影响涡轮前排气压力，进而会导致进气压力的变化，因此对汽油机与电控旁通阀涡轮增压器的标定匹配进行计算研究具有十分重要的理论和实际意义.
本文使用发动机性能仿真软件GT-power建立了电控旁通阀涡轮增压汽油机模型；利用建立的PID Controller模块对旁通阀执行闭环控制，实现了对多目标增压压力的控制；对发动机与电控执行器参数进行标定，避免了爆燃以及增压器喘振和超速现象；得出外特性各转速目标增压压力下的功率、转矩、燃油消耗率，并对仿真结果进行了实验验证，为涡轮增压器与发动机匹配性能优化提供了参考依据.
1 发动机模型的建立
1.1 发动机基本参数
研究采用的机型为0.8 L电控涡轮增压汽油机，该发动机的基本结构参数如表1所示.
1.2 发动机本体建模
涡轮增压汽油机模型如图1所示，该模型是结合实际增压汽油机的构造和布置，依次将进气环境端、中冷器、进气管路、气缸、喷油器、曲轴箱、排气管路、排气环境端等用相应的节流模块进行连接，按照增压汽油机的实际结构尺寸对进排气系统、中冷器、进排气门、气缸、喷油嘴、曲轴箱等模块参数进行设置，其中，进排气门升程曲线、喷油正时、燃烧模型等由已知数据直接输入，燃烧模型采用双韦伯燃烧模型，机械损失采用D.E.Winterbone经验公式进行计算.空滤器、尾气后处理系统和消声器等部件在模型中使用压力损失元件计算其对发动机动力性能的影响[6].进排气道流量系数由试验参数标定，由于缸内压力的变化和气流的影响，燃烧持续期会有所不同，根据相关文献和经验公式，将发动机全负荷下的空燃比设为12∶1，通过对气门正时的调整来调节进气量，改变各转速下燃料燃烧50%对应的曲轴转角来调整发动机的功率输出.
1.3 涡轮增压器废气旁通阀电控系统建模
涡轮增压器废气旁通阀电控系统模型如图2所示.
增压器效率 篇5
关键词：配电变压器,经济技术分析,节能增效
由于浮法玻璃工艺的特殊性, 在电气工程设计中, 合理选择配电变压器的容量是一个重要的环节。项目报批时, 每标准重量箱平板玻璃的单位耗电量是一个重要的经济指标。选择最佳运行方式和负载的优化调整, 在保证安全供电的条件下最大限度地降低变压器运行自身的损耗并提高电源侧的功率因数, 其实质就是在技术、经济条件允许下的变压器的节电运行。通过多年的浮法玻璃生产线电气设计和运行实践, 从变压器损耗的电能中去挖掘节电潜能, 是节约能源, 降低成本的重要途径。
1 变压器的单位负荷损耗
变压器的损耗主要有空载损耗和负载损耗。一般情况下, 空载损耗可认为是固定不变的, 而负载损耗则与负荷系数的平方成正比。当变压器在某一负荷系数下运行的负载损耗和空载损耗相等时, 则变压器的效率最高, 此时的负荷系数称之为经济负荷系数βj, 如式 (1) 所示。这表明1台变压器的负荷系数在βj时效率比其他任何负荷系数时的效率都高。
undefined
式中, βj为经济负荷系数;P0为变压器空载损耗 (kW) ;Pk为变压器负载损耗 (kW) ;α为损耗比, 为Pk/P0。
玻璃工厂配电系统配有数台电力变压器, 它的负荷在一个窑期内甚至在1 d之内是经常变化的。这样, 若在其他负荷系数下的效率及损耗又将如何?下面以A表示变压器单位负荷的损耗, 如式 (2) 所示为每1 kVA负荷所引起变压器本身的损耗 (kW) 。
undefined
式中, A为变压器单位负荷损耗 (kW/kVA) ;Se为变压器单位额定容量 (kVA) ;β为变压器负荷系数, 为负荷与其额定容量之比S/Se。
单位负荷损耗A是变压器负荷系数β的连续函数, 故在式 (1) 所表达的βj下单位负荷损耗最小。单位负荷损耗越小, 变压器的效率越高。这样用单位负载损耗来分析, 比用效率分析更直观更简单。
2 变压器运行时的经济性
以任一负荷下的单位负荷损耗A与经济负荷系数下的单位负荷损耗Aj相比, 其比值B即可反映某一负荷系数下的A值为Aj之倍数, 并求得增加的相对值的百分数, 以此来判断变压器运行时的经济性。
undefined
由于P0=β2jPk及Pk/P0=α代入上式, 化简后得式 (3) , B值与损耗比α及负荷系数β有关。
undefined
在某一范围内, 有2个负荷系数β1、β2与之相对应, β1、β2与α有式 (4) 所示之关系βd。
undefined
B-β关系表 (见表1) 中列出了损耗比α为3~7时按式 (3) 、式 (4) 求得的B-β关系值。由表可知低于βd时, 单位负荷损耗及B值急剧上升, 效率相应急剧下降。所以βd称之为最低负荷系数。变压器如长期在低于βd的负荷系数下运行是不经济的, 对变压器的利用率也是很低的, 应尽量避免。
在变压器容量选择得过大时, 这种情况就会较多出现。相对于经济负荷系数而言, 损耗比大的变压器在低负荷运行中单位负荷损耗的增加较少, 而损耗比小的变压器在高负荷时单位负荷损耗增加较少。通常损耗比α是已知值, 即可求得一台变压器在不同负荷下的B值。由B值可以判断运行时的经济性, 如掌握一些典型的日负荷曲线, 更可得出实际结论。赋予不同的B值, 从式 (3) 可以求得β1、β2 2个负荷系数。由式 (4) 可得与满负荷β=1时单位负荷损耗相等时的负荷系数。
对一台变压器来说, 经济运行是指其负荷系数尽可能接近经济负荷系数, 即B值尽可能接近1。由于负荷的特性及生产班次等原因, 变压器的负荷在1 d之内并不保持恒定不变, 如仅为降低变压器运行时的损耗而调节负荷使之在接近β1下运行, 而又不增加因此而引起的附加负荷是难于做到的, 也是没有必要的。
式 (1) 、式 (3) 所表达的βj与B是α的函数。当α为3时βj为0.58, β=0.7时B为1.01;当α为6时βj为0.41, β=0.7时B值为1.15。α增大了一倍, 而βj减少了0.17, B值增加了0.14。β在某一范围内B值变化不是很大, 而且比βj时的B值增加不多。因此, 可以引入经济负荷区的概念。B值具体为若干, 变压器负荷相应在β1~β2范围内是属于经济运行范围, 这是可以讨论的。设计认为在变动负荷情况下, B值为1.1及以下时, 相应的负荷系数固然属于经济运行范围内, 如B≤1.25时也可以认为符合经济性。
在浮法玻璃生产工艺玻璃工厂电气工程设计中主要选用有:油浸式及树脂浇注干式2大类变压器。油浸式的基本系列为S9型, 其损耗比为5.2~6.2 (S9型) , 浇注干式变压器损耗比约在3~5之间。
根据以上分析, 在玻璃厂设计中选择配电变压器负荷系数在0.3~0.75, 运行时的单位负荷损耗不超过最低值的25%。
3 具体分析
在浙江玻璃厂浮法二线改造工程中, 供配电存在不合理现象。供电基本情况:从外部110 kV区域变引两路35 kV电压线路到该厂总变电所, 厂总变设2台600 kVA、35/10 kV变压器, 分列运行, 互有联络。以10 kV电压供到玻璃厂浮法1、2线设置的5个10/0.4 kV变电所, 13台变压器。全厂总装机容量~10 000 kVA, 生产线烤窑时 (不考虑2条线同时烤窑) 最大计算负荷~8 000 kVA, 正常生产使用负荷~3 800 kVA。由于浮法玻璃工艺的特殊性, 2台变压器必须同时运行, 互为备用, 故35/10 kV变压器常年负荷率在40%以下运行, 因此35 kV主变压器的容量远远大于使用电负荷, 空载损耗比非常不合理, 存在着用电的巨大浪费, 直接制约工厂的生产成本, 一般产品电耗占总能耗的16%, 可见降低电耗是降低成本的重要途径。
对浙江玻璃厂浮法二线改造工程进行优化电气设计, 推出变压器经济运行计算理论, 进行准确地分析并提出配电系统改进方案, 首先取消总变电所2台6 000 kVA、35/10 kV主变压器, 以35 kV线路直供5个分变电所的13台35/0.4 kV变压器, 通过优化接线系统, 在生产线烤窑时13台变压器同时投运, 正常生产调整为8台变压器同时运行。调整负载损耗和空载损耗近似相等的方式, 将一种损耗最小的方式投入运行。大大地降低设备投资费用及按容量收取的基本电费。由于全厂变压器采用经济运行方式, 通过理论上分析计算, 每年节约有功电量~100 000 kW·h、无功电量~80 000 kWh, 综合电量超过150 000 kW·h, 实现经济效益60余万元。
实现多台变压器的经济运行, 效益是非常明显的, 潜力也很大, 特别是无功电量的节约更为显著, 因此开展变压器的运行经济性既可节约电容器补偿的投资, 又可降低供电系统的线损。
4 结 语
增压器效率 篇6
变压器的老化是电力公司面临的挑战性问题,当变压器接近其寿命终点时,通常根据事先设定的退役年龄来更新设备。对于运行环境恶劣的变压器有可能在其寿命终止时仍未安排退役而对系统造成风险;对于运行环境较好的变压器有可能在达到退役年龄时仍有较好的状态,过早的退役会使资产的价值得不到充分利用[1]。当状态监测量超过了预先设定的监测量阈值时,则认为变压器达到了其寿命终点,应对其进行更换。
对运行在电网中的老化变压器进行更新的根本目的是为了控制电网的系统风险,把变压器老化失效对电网的影响降到最低。文献[2]指出,在制定维修和更新策略时,不能只考虑设备自身的状态,还要考虑设备对系统可靠性的影响。为了评估设备老化对电网可靠性的影响,首先应建立设备的老化失效不可用率模型[3]。传统的老化失效概率模型都采用自然年龄来拟合。然而,变压器的老化失效与其使用历史、维护状况和实际状态有关,在相同的自然年龄下变压器的老化程度不一定相同,仅用自然年龄并不能准确反映变压器的老化失效分布情况。
为此,本文选择基于绝缘年龄的变压器老化失效率测度及其更新策略进行研究。首先,构造基于绝缘年龄的变压器老化失效率模型,建立状态监测量与变压器的老化失效率对应关系;然后,在评估老化变压器对电网的系统风险时,考虑并计算出包含老化不可修复与可修复失效的综合失效率;最后,根据变压器自身老化状态对电网造成的系统风险以及推迟变压器老化更新获得的利润,提出了确定老化变压器最佳更新时期的退役策略,旨在更好地控制系统风险,充分利用变压器的价值。
1 变压器老化失效率测度
1.1 基于绝缘年龄的变压器老化失效率
变压器的年龄可以分为自然年龄和绝缘年龄。自然年龄是指变压器正常运行的实际年龄。绝缘年龄是指变压器的绝缘老化状态监测量对应的基准年龄。当变压器的自然年龄大于绝缘年龄时,表示变压器老化过程较缓慢,运行状态较好;当变压器的自然年龄小于绝缘年龄时,表示变压器老化过程较快,运行状态较差。可见,绝缘年龄可以反映变压器老化的相对损耗程度。
绝缘年龄可以与变压器的状态监测量直接对应,用绝缘年龄来拟合变压器的老化失效威布尔模型可以更加精确地描述变压器的老化失效分布。考察时间段T内的第i个子时间段基于绝缘年龄的变压器老化失效概率为[2]:
式中,ξ为变压器的绝缘年龄,a;PT,i(ξ)为时间段T内的第i子时间段的失效概率;a和b分别为变压器老化失效威布尔模型的尺度和形状参数;△t为时间等分单位。
变压器在考察T时间段内的老化率可表示为:
式中,PT(ξ)为变压器在未来T时间段内的老化失效率;n为子时间段数。
1.2 绝缘年龄与自然年龄的关系
由于制定变压器更新策略时,通常都基于其自然年龄,按照自然年进行规划,同时针对变压器老化失效对系统风险的影响进行定量评估时需要的数据对应于自然年,因此需要将变压器的自然年龄换算成绝缘年龄。
一般一台变压器在将来的平均使用情况与其历史上的平均使用情况大致相同,因而可以假定变压器的绝缘年龄和自然年龄在过去时段的差别与在将来时段的差别成相对的比例关系。根据在将来规划期间某自然年的变压器自然年龄η,可计算出对应的绝缘年龄ξ:
式中,为基准绝缘年龄;为基准自然年龄;ξ0为当前绝缘年龄;η0为当前自然年龄。
1.3 变压器的的综合失效率
在评估老化变压器对电网的系统风险时,不但应考虑由变压器老化引起的不可修复失效率,还应该考虑变压器的可修复失效率。其中,文献[4]将变压器的可修复失效率定义为:
式中,P0为变压器的可修复失效率;为平均失效频率,失效次数/a;是平均修复时间,h。
包含老化不可修复与可修复失效的综合失效率为:
式中,PT(C)为变压器的的综合失效率。
2 变压器老化更新策略制定
2.1 老化失效引起的损失
变压器自身的老化失效不可用率会随着变压器的老化逐渐升高,对系统造成的风险也越来越大。变压器推迟到第x年更新,其对系统造成的损失为:
式中,L(x)为变压器老化失效引起的损失;μ为单位停电损失;为考虑变压器老化失效和可修复失效在规划更新年后第j年的期望缺供电量,其中老化变压器在该规划更新年后第j年的综合失效率为;qj(P0)为仅考虑变压器可修复失效引起的在该规划更新年后第j年的系统期望缺供电量。
由式(6)可知,老化变压器推迟m年更新对系统造成的期望缺供电量,是老化变压器的不可用率分别为和P0时的期望缺供电量在m年内的差值之和。需要指出的是,在评估每年的期望缺供电量时,对于系统中其它元件的不可用率,若进入老化阶段,则需使用其每年如式(5)所示的综合失效率,否则需使用其如式(4)所示的可修复失效率。
2.2 推迟更新的利润
推迟变压器更新除了会增加系统风险外,还会产生两方面结果:一是新变压器的投资费用因推迟投入而产生利息节省,得到额外的利润;二是推迟变压器更新,老化变压器每年还需花费一定的维修费用。两者之差即为推迟变压器更新获得的净利润,即:
式中,r为资本的年利率;f为变压器更新需要投入的资金;σ为老化变压器每年的维修费用。
2.3 基于风险利润均衡的老化更新策略
对老化变压器进行更新,应基于变压器自身的状态和变压器对系统风险的影响,综合考虑推迟变压器更新需要承担的风险和获得的利润。本文提出的变压器老化更新策略的求解步骤如下:
(1)搜集历史状态监测数据、变压器故障数据、变压器自然年龄以及退役统计数据,且每年及时更新数据;
(2)结合变压器最近状态,根据式(3)计算规划期内未来若干年自然年龄对应的绝缘年龄;
(3)将老化变压器绝缘年龄代入变压器老化的失效率模型,如式(1)、式(2)所示,计算出规划期内每年对应的变压器老化失效率;
(4)计算变压器的可修复失效率,在此基础上,用式(6)计算未来规划期内每年的变压器老化失效损失;
(5)由式(7)计算未来若干年变压器推迟更新获得的利润;
(6)根据变压器老化造成的损失和推迟变压器更新获得的利润,求解函数的最大值:
若在第x年函数达到最大值,则该年就是变压器更新的最佳时期。
变压器的老化是一个缓慢的过程,当每年获取了新的监测数据时,以上决策步骤需要重新计算。随着数据的积累,计算结果会越来越准确,可为资产管理部门提前调拨预算提供参考。
3 实例检验
为更形象她描述所提出的变压器老化更新策略对相应决策的影响程度,以某220kV以上电压等级电网架构作为分析算例,将2012年度作为规划年,且有功负荷峰值为6 045MW,选择其中两台330kV等级变压器1和2进行研究。
首先,根据历史监测数据,拟合变压器的绝缘年龄评估模型;然后将各年变压器(包括已退役和在运行的)状态监测量代入式(1)和式(2),计算出变压器对应的绝缘年龄。设变压器老化失效威布尔分布模型的参数为a=44.704和b=11.379,变压器的可修复故障的频率,变压器的平均修复时间,则可修复的失效率P0=0.007。
根据基于绝缘年龄的不可用率测度,以及变压器状态监测量决定的基准绝缘年龄和相应自然年龄、当前绝缘年龄和相应自然年龄、未来自然年龄,计算未来规划期间每年的老化不可用率,进而根据风险和收益来确定最佳的更新时期。假设2013年到2020年为规划期间,且2012年电网的有功负荷峰值为5 437MW,负荷每年增长3%,期间电网不做结构性的改变。
通过计算可知,变压器1的绝缘年龄比变压器2小,说明变压器1的状态要优于变压器2。而变压器1的自然年龄大于绝缘年龄,变压器2的自然年龄小于绝缘年龄,说明变压器1老化速度比变压器2要慢,变压器2的运行环境更恶劣。将这些数据代入式(3),可得到从2013年到2020年对应的绝缘年龄。将绝缘年龄代入式(1)、式(2)可得变压器1每年的老化失效率。结合已求出的可修复的失效率,由式(5)得到其每年的综合失效率,见表1。同样,表2为变压器2的计算结果。
假设在这个电网所在城市的单位停电损失费用为2 000元/(MW·h),更换变压器1的费用为1 200万,每年的利率为5%,推迟更新旧变压器平均每年的维修费为10万元,当H函数值最大时更新变压器所获得的收益最大,即为变压器的最佳更新年。由此可知,2019年更换变压器1可以使变压器资产得到合理配置。同理可得在2016年更换变压器2可以充分利用其价值。图1为变压器1和2的H函数曲线图。
由图1可知,变压器1的H函数曲线要高于变压器2,变压器2在2016年后的函数值单调递减且在2020年小于0。这是由于变压器2的状态比变压器1差,接近寿命终点时老化失效的概率很大,越推迟更新就会对系统造成越大的风险,以至于在2020年时风险要远超推迟更新所获得的收益。
根据上述计算结果,分别在2016年和2019年更换变压器2和变压器1可以使电力公司充分利用现有资产,获得最大的收益。在变压器实际更新前,每年仍然需要对其进行状态监测,并根据新的数据重新计算,这样可以使最终的结果越来越精确,找到最佳的更新时机。
4 结束语
本文以变压器老化失效威布尔分布模型为基础建立了绝缘年龄和变压器老化失效率之间的定量测度关系;根据变压器老化不可修复和可修复失效率,计算出变压器老化失效对系统造成的损失和推迟变压器更新获得的利润;综合平衡推迟变压器更新需承担的系统风险费用和获得的利润,确定规划期内变压器最佳的更新时间;对某电网架构内两台老化变压器进行算例分析,结果验证所提出的方法能够根据变压器的实际状态和其对电网的风险影响来安排更新时机,充分利用变压器资产。
摘要：在制定变压器老化更新策略时,应同时考虑变压器的自身状态及其老化对系统的风险影响。在基于绝缘年龄的变压器老化失效率测度基础上,对比分析了规划期内由老化失效所造成的风险和推迟更新的利润,并制定了变压器的均衡更新策略。算例分析表明,所提出的流程能够根据变压器的实际状态及其对电网的风险影响来安排更新时机,充分利用变压器资产。
关键词：变压器,老化,绝缘年龄,失效率,更新策略
参考文献
[1]Endrenyi J,Aboresheid S,Allan R.N,et al.The present status of maintenance strategies and the impact of maintenance on reliability[J].IEEE Transactions on Power Systems,2001,16(4):638-646
[2]Wenyuan Li.Risk Assessment Of Power Systems:Models,Methods,and Applications[M].USA and Canada:IEEE Press and Wiley&.Sons,2005
[3]Jongen R,Gulsli E,Morshuis P,et al.Statistical analysis of power transformer component life time data[C].International Power Engineering Conference,2007:1273-1277
FY轮主机增压器喘振及故障排除 篇7
涡轮增压器的喘振是船舶柴油机的常见故障，尤其在老旧船舶的主机中故障发生率较高。喘振产生的机理是，在柴油机运转过程中，当涡轮增压器的压气机流量减少到一临界流量时，气流在压气机叶轮进口和扩压器叶片内产生强烈的气流分离，同时产生强烈的脉动，且有气体倒流，引起压气机振动和异常声响，导致压气机不能正常工作。喘振不仅致使无法达到设定的增压比，而且会引起压气机的叶轮叶片振动，造成叶片疲劳断裂、增压器轴系的损坏等。下面几种因素都可能引起喘振，包括空气流通阻力的增加、压气机或柴油机本身的故障，柴油机运行工况不良、运转中的增压器和柴油机暂时失配和船体阻力增大等。
1 故障的产生及现象
我司FY轮是有27年船龄、78752.00载重吨的巴拿马型散货船，主机为B&W6L67GA，配两台VTR454.11型增压器，No1-No3缸接No1增压器，No4-No6缸接No2增压器。
FY轮29航次自地中海空放南非装煤，在顺利通过苏伊士运河，抵达沙特的吉达港加油后继续在红海中航行。离开吉达港定速后不久，主机No2透平出现间断性喘振现象。降速冲洗废气端及全速冲洗压气端后，喘振现象仍没消除，且间隔时间缩短，喘振时间加长，并引起No1透平喘振，只好停车查找原因检修。
2 故障分析及排除
从本轮情况看，因是在正常航行过程中停车加油几小时就恢复航行，且是在风平浪静的红海水域，柴油机工况良好，各缸负荷均匀，参数正常，不可能是因柴油机引起；压气机各运转参数也正常，没有异常声音，也不可能是由压气机故障引起；综合判断，可以判定故障是由空气流通阻力增加引起的。
我们知道，柴油机工作时，气体的流动路线是：进气滤网（包括消音器）→压气机叶轮→压气机扩压管→空气冷却器（中冷器）→扫气箱气缸进气口（阀）→气缸排气口（阀）→排气管（包括隔栅）→废气涡轮喷嘴环→废气涡轮叶片→废气炉及烟囱。在上述气体流动路线中，任一环节若因污染、变形、积碳、结垢严重或其他原因引起阻塞，就会使流阻增大，压气机负荷增大，引起压气机流量减小，背压升高，导致柴油机和增压器的联合运行工况接近喘振线而发生喘振。其中最容易脏污的部件是进气滤网、压气机叶轮与扩压管、空冷器和废气涡轮喷嘴环、叶轮、气缸进出口（阀）容易积碳。而本轮十几天前在卸港刚刚对空冷器、扫气道、气缸进口、废气炉进行过清洁清洗检查，不可能这么快脏污，而且在停车前测量空冷器及废气炉前后压差也在合理范围内，喘振又是在航行中突然发生的，很有可能是上述气体流动路线的某一处突然有部件损坏或脱落引起阻塞。
通过以上分析，结合在启动及低转速运转时No5、6缸后的排烟总管内有轻微的敲击声，我们判断极有可能是排烟总管中耐火材料或部件损坏脱落而阻塞透平进气口（隔栅）。基于以上判断，我们在停车强制通风一小时后打开排烟总管后道门，结果发现在透平进气口隔栅处有铁板样的异物，且排烟总管在No5、6缸间的连接波纹管处也有没完全脱落铁板。由于排烟总管内温度较高，在充分做好各项安全措施的情况下（石棉衣裤、棉帽、消防安全绳、通风机、垫脚木板、灭火器等），安排人员交替进入排烟总管内将已脱落的铁板取出，将没完全脱落的也割下取出，在确认没有其他脱落物及遗留物后，装复道门。经试车，未发现异常，加速后，主机恢复正常航行工况运转，透平也未出现喘振情况。
经查看检修记录，该波纹管是在某船厂修船时更换的国内产品，原船配波纹管的导流护板是互相重叠双方向的两层，而新换波纹管的导流护板只是单方向的一层，由于焊接工艺及单方向，护板受到的气流冲击更大，极易在高温高压燃气的冲刷下脱落。此故障后，通过重新定制两层导流护板的波纹管予以更换，再也没有发生同类故障，彻底消除了此隐患。
3 结论
喘振是增压器的固有特性，是无法从根本上绝对避免的。作为轮机管理人员，平时要加强对柴油机及增压器的运行监测和维护管理，对主机和增压器主要的运行参数进行测量和记录，如各缸的排烟温度，涡轮端前后的温度，增压器的转速，空气滤器和空气冷却器前后的压降，扫气压力等一些重要参数，以便于发现问题及时分析排查。在海况恶劣或长时间采用减速及机动航行时间较长时，就应对易引起压气机喘振的关键部位缩短检修周期，只有这样，才能减少航行中出现喘振现象。当增压器发生喘振时，应保持清醒的认识和判断，才能迅速找到症结所在，采取正确的应对措施，从而保证柴油机正常工作，保证船舶的安全营运。
另外，在船舶进厂修理时，特别是在更换一些重要部件时，一定要加强责任心，严把更换件的质量关，至少应对比更换下的备件，看是否缺少工艺或偷工减料，防止船厂将一些不良备件或翻新、改装件更换到船上，给船舶安全造成隐患。
【增压器效率】推荐阅读：
机车增压器05-30
增压器噪声06-19
井下增压器08-23
增压器叶轮08-29
增压器漏油故障处理06-09
废气涡轮增压器论文06-28
涡轮增压器的故障诊断10-06
涡轮增压器的合理使用12-18
增压模式09-01
增压机组10-08