新型加油机

新型加油机（精选9篇）

新型加油机 篇1

1.加装原因

1台SD6型推土机配置上柴C6121型柴油机,在使用过程中该机出现柴油机进油管和滤芯堵塞故障。经拆解和分析确定,引起该机故障的主要原因是燃油箱、燃油管路和接头等零部件出现污染,以致燃油中出现杂质。为避免此类故障发生,决定在燃油系统中加装燃油预过滤装置。

2.方案选择

(1)老式燃油预过滤装置

首先考虑使用老式燃油预过滤装置。其结构如图1所示,由滤芯1、密封圈2、燃油出油管3、密封圈4、滤筒5和阀门6组成。安装该装置需要燃油箱底部留有足够的空间,但由于SD6型推土机燃油箱底部空间有限,致使无法安装该装置。

(2)内置式燃油预过滤装置

为此,我们研制出一种内置式燃油预过滤装置,安装在燃油箱底部的放油盘3上。其结构如图2所示,由滤芯1、滤筒2、放油盘3、单向阀芯4、压簧5、堵盖6、挡圈7、密封圈(8、9、11)和燃油出油管10组成。

1.滤芯2、4.密封圈3.燃油出油管5.滤筒6.阀门

1.滤芯2.滤筒3.放油盘4.单向阀芯5.压簧6.堵盖7.挡圈8、9、11.密封圈10.燃油出油管Ⅰ——进油孔Ⅱ——密封锥面

该装置中的放油盘3上除了安装放油阀门外,还加装内置式燃油预过滤装置。滤筒2纵向放置,并且与放油盘3焊接为一体。挡圈7装在滤筒2顶部的环形槽内,与环形的堵盖6—起对压簧5的上端进行限位。

装配时,先将单向阀芯4、压簧5、堵盖6、挡圈7依次从滤筒2的上端装入,再将滤芯1从滤筒2的下端装入。滤芯1与滤筒2通过螺纹连接,二者之间设有2个密封圈9和11。在将滤芯1拧入滤筒2的同时,压簧5被压缩,单向阀芯4被顶起。此时燃油箱中的燃油由滤筒2的上端、侧壁上的进油孔I进入滤筒2内部,然后经单向阀芯4与滤筒2之间的间隙向下流,最后经滤芯1的内腔从滤筒2—侧的出油口流入燃油出油管10。燃油经过上述预过滤装置过滤后,进入柴油机进油管中。

1.放油口阀门2.放油盘3.燃油预过滤装置4.柴油机进油管5.回油管6.燃油箱

需要将滤芯1拆下清洗或更换时,将滤芯1底部螺纹拧松并旋下即可。在拆卸过程中,单向阀芯4由于自重和其上端压簧5的作用而下降,并与滤筒2中的锥面Ⅱ相接触,此时油路被封住,燃油不能泄漏。为提高密封效果,装置中设有单向阀密封圈8。内置式燃油预过滤装置在燃油系统中的安装示意图如图3所示。

3.使用效果

内置式燃油预过滤装置具有体积小、成本低、清洗方便等优点。在清洗或更换滤芯时,其单向阀芯可自动关闭燃油油路,无需使用其他专门阀门,可有效防止燃油泄漏。

新型加油机 篇2

病毒出现的原因很荒唐：无知无畏的人吃野味。那些人是多么愚蠢，多么贪婪，他们只顾享受“美味”，却不管后果。这些人遭到了人民的唾弃。

最近，我国感染病毒的没有大幅增长。这，全是医护人员的功劳。一边是温馨的家庭，一边是痛苦不堪的病人，他们没有犹豫，毅然决然地肩负起医生的责任，不惧生死，不计报酬，为全国人民挡在疫情之前。他们不顾自己的生命，挽救别人的生命，他们在帮患者渡过难关，在帮祖国渡过难关。他们在一线不知流了多少汗，渗出多少血。

除此之外，83岁高龄的钟南山院士也毅然逆行前往一线，与病毒抗战，他是中华民族的骄傲和脊梁，他的每一句话都给全国人民吃了一颗定心丸。

这，是一场没有硝烟的战争，是一场生与死的较量。但，在这突如其来的重大疫情面前，我们中华民族从不放弃，勇往直前。

全国的31个省份，各自派医疗战队向武汉支援，与他们携手打胜这场病毒战。“小汤山”雷神、火神医院的建立更为那些与死神抗争的人提供了宝贵的契机。那些不能回家过年的武汉市民们，在危险重重的武汉生活，他们和医护人员一样在为保护全国人民与疫情进行殊死搏斗。

在这重大疫情面前，国际与中国大型企业纷纷捐献自己的力量：日本多次向中国输送物资、美国派专家前往中国一起研究病毒、北京快手向武汉捐赠1亿元……各国众志成城，为抗击病毒做出了不懈努力。但是，仍有黑心商家，仍有不以为然的人员，我们能做的，就是做好防护工作，避免更多人感染。

新型加油机 篇3

关键词胜利油田；设备管理；黄油枪；改进；应用

中图分类号TE9 文献标识码A 文章编号1673—9671—(2009)122—0060一01

随着设备管理由粗放型向精细型的日益转变，对长期在野外运转的抽油设备，加强日常维护保养工作是必不可少的，然而作为抽油设备维护保养得重中之重：抽油机各个润滑点的润滑保养。长期以来，由于用来保养润滑的工具黄油枪的枪筒容积较小，并且往黄油枪筒内挤压黄油费时费力，一项润滑保养工作需要两个人配合完成，影响了劳动效率，延长了停井时间，降低了油井运转时率，由此可见，对老式黄油枪的改造具有一定意义。

1老式黄油枪的结构原理及现场使用存在弊端

1)老式黄油枪的结构工作原理。老式黄油枪由枪筒、底部活塞及加压部分组成。我们在现场使用时，首先要把活塞退至枪膛最下端，然后再把袋装黄油挤压进黄油枪筒内，然后进行润滑操作。 2)现场使用存在弊端。在现场挤压黄油进枪筒的操作中，由于黄油为粘稠状物质，因此要挤满枪筒需要消耗较长的劳动时间，而且由于老式黄油枪枪筒容积较小，一次仅能装下半袋黄油，这样润滑一个轴承需要四至五枪筒黄油，累计消耗劳动时间90分钟，而且由于润滑点位置较高，数高空作业，危险系数较大，而且还需要两人协作作业，使劳动力不能够合理调配，进行机体其他维护保养工作，降低了劳动效率，延长了抽油机停机时间，降低了抽油井运转时率，不利于生产平稳运行。

2新型黄油枪的结构及工作原理

为了解决以往黄油枪打黄油的诸多不利因素，经过长期实践和观察，在原有的黄油枪基础上进行了技术改进。研制出了一种新型黄油枪。它与老式黄油枪组成基本相同，也是由枪筒、底部活塞及加压部分组成。

1)对老式黄油枪枪筒进行了改进，把老式黄油枪筒的直径加粗至现在的75mm,使得我们目前现场润滑使用的袋装黄油刚好能够装入。另外我们还对枪筒前端进行改进，在枪筒前端加焊隔板，中间加工一个大小合适的圆孔，使得袋装黄油上部瓶颈正好插入圆孔内，刚好露出袋装黄油口颈在隔板外，

2)对黄油枪尾部的活塞进行了改进。在装配时活塞与活塞杆须同心，并可在杆上自由旋转，减少转动加压时的阻力，活塞杆是丝扣螺杆制成，靠焊在黄油枪底部丝堵上的螺帽固定。

3)对于黄油枪加压部分，由于加工复杂仍使用老式黄油抢的加压部分。同时为了操作方便，我们在黄油枪筒上焊了两个提环，穿入绳子系牢，即可挂在抽油机上进行操作。

3新型黄油枪在现场润滑保养中的运用

为了验证新型黄油枪的现场使用效果，我们经过多次实验，反复试用，目前已投入现场润滑保养使用阶段，在本队的抽油机润滑保养过程中取得了很好的效果。在轴承润滑保养加注时，只要用工具包背上润滑所需的黄油袋数和一把新型黄油枪，系好安全带即可一个人进行润滑操作。打完一袋黄油，取出挤净的黄油袋，再把一袋新黄油拧开盖子，装入枪筒，上好底部丝堵，转动螺杆加压即可继续进行润滑工作。该新型黄油枪现场使用方便快捷，省时省力，既提高了工作效率，又减轻了劳动强度，保证了油井运转时率，为生产平稳运行奠定了良好基础。

4经济效益评价

按照每月每口井设各各个润滑点保养润滑一次计算，每井次可缩短停井30分钟，每口井每小时产油0.2吨，原油成本3200元，吨，全队87口油井，每月因提高油井运转时率，缩短油井停井时间而实现了油井稳产、增产，累计可实现价值18240元。 0.2×3200×0.5×87=27840元

5结论

新型柴油机净化装置的提出 篇4

关键词：防爆柴油机,电涡流测功机,烟度计,机内净化

0 引言

柴油机作为现代工程中重要的动力源之一, 其重要性不言而喻。相对于汽油机, 其在动力性、经济性、热效率值以及使命寿命等方面都有着较大的优势[1]。尤其是在经济性方面, 柴油机比汽油机的油耗低将近30%~40%。正是由于柴油机较汽油机相比, 有着更多的优点, 柴油机的发展已经到了一个空前的高度, 与之相关联的领域达到三百多个, 其快速稳定的发展带动了世界经济的发展。

柴油车在加速时, 往往会冒出浓黑的烟。这是由于加速时, 大量的柴油通过机械泵喷入汽缸内, 但空气会因为滞后没能及时进入气缸, 与燃料混合, 造成柴油不完全燃烧, 使得柴油车在加速时会冒出大量的黑烟。目前经常用到的柴油机机内净化方式, 如改善燃油喷射系统, EGR等, 造价昂贵。我国柴油品质比较低, 柴油中含有硫元素, 故对于一些像DPF, SCR之类的机外净化方法会受到柴油硫元素的影响, 而导致装置的寿命缩短, 甚至净化失效[2]。因此, 研究新型的柴油机净化方式具有非常重要的意义。

1 新方法的提出及其净化原理

针对现在的各种处理方法, 尾气处理不够彻底的现状, 尤其是在柴油机加油瞬间, 排气呈黑色, 尾气碳烟颗粒物排放严重, 因此, 设计一种机内加氧装置, 使柴油机在加油瞬间的空燃比趋于合理。也就是说, 在柴油机进气歧管中配入适量的助燃剂 (如氧气, 一氧化二氮) 使进入燃烧室的柴油充分燃烧, 从而减少碳烟颗粒物的排放。

该净化装置可以利用油门踏板来驱动, 将其连接到油门踏板上, 在驾驶员踩脚油门踏板加速的同时, 通过净化装置带动氧气阀门打开, 使得定量的氧气进入燃烧室参与燃烧;当达到稳速状态 (即油门踏板位置恒定) 时, 氧气阀门在回位装置的作用下应该迅速关闭, 以减少氧气的浪费。该装置所要达到的效果就是即踩即开, 瞬时关闭, 这样也使得该装置的使用更为经济。使用者也不会因为柴油机配备有此装置而承担过高的费用。

2 实验验证

本实验采用的柴油机为LN490, 其功率为52 k W, 额定转速为2 600 r/min。

本实验采用EMC2020A01型电涡流测功机系统、佛分汽车排气分析仪和佛分不透光烟度计。EMC2020A01包括发动机自动控制系统、DW系列电涡流测功器、机油温控装置、空气流量计、空气中冷恒温系统、恒温水循环系统和燃油温控系统组成, 如图1所示。

将柴油机飞轮连接在电涡流测功机上, 确保仪器的连接正确。并对柴油机, 以尾气分析仪进行热机, 以免造成设备的损坏和保证检测的准确性。

进行该实验时, 需要待发动机热机完成, 运行稳定时, 方能进行实验。实验时, 将油门踏板踩到底, 使柴油机转速从怠速 (800 r/min) 瞬间加到额定车速 (2 600 r/min) , 记录其峰值烟度。待发动机稳定至怠速下时, 进行下一次实验, 连续十次。做两组实验, 一组为通常情况下的烟度, 另一组为带加氧机构后的烟度。如表1所示。

正常情况下, 柴油机加速过程中的烟度值平均水平在3.05, 而在柴油机进气歧管中加入定量的助燃剂后, 烟度值的平均水平在0.87, 维持在1.0的水平左右, 达到了一个相当高的水平。较不加助燃剂其烟度值下降了71.5%, 尾气中碳烟颗粒的净化效果十分明显。在现场所看到的效果是看不到有烟从排气歧管排出。可见加氧后, 充足的氧气使得柴油充分燃烧, 降低了柴油颗粒物的排放。由此可见, 向柴油机内加入助燃剂的净化方式是切实可行的, 而且效果良好。

3 结语

通过对比发现, 利用加入助燃剂的方法, 可以明显地降低柴油机尾气中碳烟颗粒物的排放。而且用氧气作为助燃剂, 制造方便, 成本低廉。为新型的机内尾气净化装置设计提供了实验依据, 为净化装置的研究带来了一种新的设计理念。

参考文献

[1]陈家瑞.汽车构造[M].北京:机械工业出版社, 2009.

[2]黄定华, 李孟良.DPF对城市在用重型柴油机排放影响的研究[J].中国高新技术企业, 2007 (14) :95-96.

新型加油机 篇5

关键词：船舶柴油机,智能检测,巡回测试技术

一、引言：

船舶柴油机的压力参数包括旋转机械设备在运行过程中需要测量的各处油压、汽压或水压。由于这些压力参数可以反映出旋转机械设备的运行状态，所以只有准确地加以测量，才能使船舶柴油机设备的正常运行有保障。目前船舶柴油机使用的各种压力测量仪，一般都采用现场安装的压力表，需要安装在要测量的压力现场附近，由轮机值班人员定时巡查记录。这样的测量方式，不但轮机值班人员劳动强度大，而且无法做到随时观察各处压力参数的变化，难以预防事故发生于未然。

新型船舶柴油机智能检测系统，是一种能够远距离测量压力参数的智能仪器。在单片机的管理下，检测系统的测量过程完全是自动进行的，工作状态的转换操作也非常简单，测量结果既可以用显示器显示或打印机打印，也可以送至上位计算机进行远距离集中监控，便于实现船舶机舱管理的自动化和现代化。

二、系统硬件与软件的构成

新型船舶柴油机智能检测系统有多路检测通道，各路通道的模拟放大电路及基准电源电路均相同，而压力传感器的输入则按实际需要选择不同量程的压力传感器。压力传感器分别为各路压力检测通道的测压元件，当压力作用于传感器时，芯片上的电桥在压力的作用下出现不平衡，输出正比于压力变化的电压信号，基准电源采用恒流源电路给电桥供电。从传感器输出的信号是比较小的，须经过模拟放大电路放大。为了消除放大电路的输出端的温漂，采用了基本差动运算放大电路。

由于检测系统具有对多路测试点进行自动巡回检测的功能，所以需用自动转换开关对多个压力传感器送出的信号进行选取。为此，采用了CMOS多路模拟开关，由它控制通道的通断状态。从多路转换开关输出的信号是模拟量，把它输入单片机运算处理之前，必须先转换成数字量，完成这一功能的电路交给A/D转换器。检测仪使用了MC1433双积分型A/D转换器，其工作原理是将输入电压变换成与其平均值成正比的时间间隔，然后用计数器记下此时间间隔内的时基脉冲的数目。

由于单片机本身提供的资源如I/O口、定时器/计数器、串行口等不能满足要求，因此需要在单片机上扩展其它外围接口芯片。由于MCS-51系列单片机的外部RAM和I/O是统一编址的，所以可以把单片机外部64 KB RAM空间的一部分作为扩展I/O的地址空间，这样单片机就可以象访问外部RAM一样访问外部接口芯片，对其口进行读写操作。检测仪采用具有I/O接口和计时器的静态RAM8155作为I/O并行接口电路。拨码盘分为始点值拨码盘和终点值拨码盘，其作用是根据实际需要设置当检测仪进行巡回检测时的输入通道始点值和终点值。

拨码开关的每一位数码开关对应一路输入通道，并用来设置该通道的测量范围。当一输入通道压力输入量程不大于2.000 MPa时，该通道的拨码开关设置为“OFF”；当一输入通道压力输入量程大于2.000 MPa时，该通道的拨码开关设置为“ON”。检测仪将根据拨码开关设置的量程进行运算，以提高低压力量程范围的数据精度。显示译码电路 (74LS247) 则将BCD码译成十进制数字，再由数码管显示压力检测通道的序号和各测压点的压力值。操作显示电路的作用是用来切换及显示检测系统的工作状态。打印/通信接口电路的作用是把测量结果用打印机打印出来，或把测量数据传至上位计算机进行远距离监控。

检测系统的原理是对每一路通道的压力传感器的输出信号经模拟放大电路进行线性放大，然后由多路转换器的模拟电子开关进行选择，并经滤波后，由A/D转换器转换成数字量，再经I/O并行接口输入到单片机进行运算，运算处理后的通道号和压力值最后经I/O并行接口送至显示译码器进行译码显示。

三、系统软、硬件抗干扰措施

在多路转换器输出线与A/D转换器的输入电压Ux引脚之间, 串接了一个二阶有源低通滤波器，它能够有效地抑制高频干扰信号。另外在检测系统采用的A/D转换器是双积分型，其转换结果与输入电压在采样阶段所经历的时间内的平均值成正比，故对对称交流干扰或尖峰脉冲干扰具有很强的抑制能力。

对于来自被测信号源本身、传感器或外界干扰等干扰源的不规则的随机干扰信号，可以用数字滤波方法予以削弱或消除。由于在测量和控制过程经常会遇到尖脉冲干扰的现象，这种干扰通常只会影响个别采样点的数据，使此数据与其它采样点的数据相差较大，所以采用了防脉冲干扰平均值法。既可滤去脉冲干扰，又可滤去小的随机干扰。

四、结语：

新型船舶柴油机智能检测系统经在“华兴轮”上长时间连续运行证明，与船舶柴油机普遍使用的压力检测装置相比，本检测系统有着显著的优越性。完全可实现对船舶柴油机各主要参数的全自动检测，方便进行远距离集中监控。系统采用了多路转换的电子模拟开关，使得检测系统能长期稳定和可靠地运行。系统结构简单，操作方便，抗干扰能力强，测量精确度高，性能稳定，易于维护保养。

参考文献

[1]卞根发等, 新颖的渔轮主机电脑智能检测系统, [J].武汉:船电技术, 2006.1 P26-28

[2]唐泳洪, 系统可靠性、故障诊断及容错, [M].重庆:重庆大学出版社, 2002.

[3]周慈航, 单片机应用程序设计技术, [M].北京:北京航空航天大学出版社, 2004.

新型加油机 篇6

近年来,随着CAE技术的迅速发展,发动机润滑系统的设计方法发生了巨大的变化,改变了过去从总成开发过渡到系统试验开发的过程。借助于先进的一维设计分析软件Flowmaster直接进行系统设计,再指导总成性能开发,自上而下,大大提高了发动机润滑系统开发的水平和效率[1]。这种新的设计理念和方法在国外广泛采用,取得了很好的效果。本文在排量为2.0 L的直列4缸车用汽油机润滑系统设计开发过程中采用了国内先进的主油道油压反馈控制策略,并应用了商业分析软件Flowmaster7,进行了该润滑系统的一维稳态与瞬态过程的分析和计算,最后进行了试验验证。

1 新型润滑系统结构组成

内燃机润滑系一般根据零件所受负荷的大小、性质及摩擦表面相对运动的速度确定润滑强度。试验用发动机采用压力润滑和飞溅润滑相结合的复合润滑方式。润滑油路系统结构如图1所示。其中曲轴的主轴承、连杆轴承、凸轮轴轴承、涡轮增压器轴颈和进、排气双可变相位调节器(DVCT)组件采用压力润滑,其余采用飞溅润滑。

图2为两种控制策略的结构图。图2a为传统的减压阀控制方式,主要依靠泵的出口油压来压缩减压阀弹簧,调节泄流量,间接保证各管路的油压和流量,因此比较粗略。在一些极限情况下,容易造成润滑系统出现泄漏及油压和流量不稳定。图2b为油压反馈控制方式,通过主油道反馈油管的压力来调节阀的开度,精确地控制泵的泄流量,因而更容易保持各管路润滑油压力的相对稳定性。该润滑系统具体布置见图3。

2 一维过程仿真分析与计算

2.1 一维计算的原理与仿真模型的建立

为了确定网络的流量与压力分配,网络上的每个节点都服从质量守恒定理,即所有进入一个联接点的流量代数和为零。在节点计算时,假定机油是连续的、不可压缩的。对于不可压缩流体,节点处的连续方程为:

其次,对同一条流线,每单位质量的能量是连续的。同一管路的两个节点间的内能是相等的。对于相同流线上的不可压缩流体,满足能量平衡方程:

式中,pa、pb、Va、Vb、Za、Zb分别为a、b两点的压力、速度和高度;γ为流体的比重;g为重力加速度[2];hf为摩擦损失,包括沿程阻力损失与局部阻力损失。

根据一维计算的原理,建立起来的润滑系统简化的仿真模型如图4所示[3,4]。

2.2 稳态过程的计算与分析

该款发动机油路设计的相关信息输入如表1所示。针对于发动机在不同转速范围下稳定运转,进行了正常工况油温为90℃时和极限油温为140℃时的一维稳态计算。计算结果如图5所示。

由图5a和图5d可以看出,随着发动机转速的上升,该汽油机管路各部分的机油压力呈上升趋势。其中在转速<2 000 r/min时上升趋势比较明显,主要是由于机油泵是由发动机曲轴通过链轮驱动,油泵的调压阀通过主油道压力反馈进行控制。在主油道油压<0.45 MPa时,调压阀阀门关闭,机油泵转速增加使泵出的机油完全供应到发动机油路当中去,因而油压上升较快。这在发动机起动和低转速下迅速建立油压,保证各轴承处轴瓦的润滑,避免因油膜厚度较小导致磨损加剧的作用非常重要。发动机转速在2000~7 000 r/min时油压上升趋势相对平缓,这是因为在该转速范围内,主油道机油压力>0.45MPa,调压阀打开。机油按一定比例泄入油底壳中,从而保证管路各部分油压维持在规定的范围内。

由图5a和图5d可知,在发动机相同转速下,正常工况(90℃)比极限工况(140℃)管路油压要略高,主要是由于机油泵的体积流量受机油温度的影响,当机油温度上升,润滑油的黏度降低,机油泵的泄漏量增大,供油量就相应地减少,另外轴承的间隙增大,泄油量增加,导致油压略降低。

由图5b和图5e发现,随着发动机转速的增加,曲轴主轴承、连杆轴承、凸轮轴承和涡轮增压器等处的流量相应增加,这和油道压力变化相对应。在设计标定转速7000 r/min时,在正常和极限工况时油路的总供油率分别为29.4 L/min和27.6 L/min,相差7%,说明发动机油路随温度变化稳定性较好。

另外,由图5c可知,两条活塞冷却喷嘴流量曲线有交叉点,极限工况(140℃)下流量的变化率比正常工况(90℃)要大。主要是由于相同转速条件下,90℃时,管路油压大于140℃时油压,冷却喷嘴打开需要的转速较小,因此在低转速下流量大。而到了高转速下,润滑油的黏度起主要作用,温度越高,润滑油的黏度越小,因而流量越大。但是在两个不同的工况下,活塞冷却喷嘴的喷油流量率均满足设计要求。

润滑系统应以最小的能耗保证可靠的润滑,因此各油道的流速均不应该超过3 m/s,以免阻力过大。由图5f可以发现,发动机转速增加,油道中各处的润滑油流动速度增大。在标定转速7000 r/min和90℃油温下,机油泵出口处的最大流速为2.632m/s,由于管路的沿程和局部流量损失,该条件下主油道的流速为1.033m/s,满足设计要求。由于润滑油的温度、黏度特性的影响,相同转速极限工况(140℃)下润滑油的流动速度略大于正常工况(90℃)下润滑油的流速。

2.3 瞬态过程的计算与分析

发动机在短时间内进行速度的变化,机油内部会形成压力波,造成油道内的压力冲击,影响发动机润滑系统的正常运转。因此在设计发动机时也需要考虑瞬态过程的计算。因为仿真数据量较大,本文仅应用Flowmaster软件进行了在30 s内发动机转速从3500 r/min增加到4 500 r/min的瞬态仿真计算,计算结果如图6所示。仿真测量点的压力、流量率和流速均在加速完成后快速收敛,说明该润滑系统有较好的稳定性。

3 发动机台架及机油泵性能试验研究

该发动机在全负荷工况下,进行了从怠速(750r/min)到最大转速(7 000 r/min)范围内的润滑系统台架试验研究。其台架和测试点布置情况如图7所示。图7中P1和P2分别表示油泵供油压力表和主油道压力表,M代表安装在油底壳中的温度计。进行台架试验的目的一方面是为了取得试验工况下特定转速相对应泵的出口压力和主油道压力,另一方面是配合机油泵的性能试验结果,确定特定转速及其相对应泵的出口压力下机油泵的供油率。其中机油泵的流量特性是在油泵试验台上进行的。

该润滑系统的性能试验与仿真特性曲线如图8所示。从图8可发现,润滑油的温度是随着发动机转速上升而不断提高的。在7 000 r/min时,润滑油温度可达130℃,此刻系统的供油量为28.4 L/min;泵油流量的试验值和90℃时的计算值误差在5%以内,而供油压力和主油道压力的试验与仿真值之间平均误差在6%以内。误差的产生主要是由于发动机在工作过程中温度是不断变化的,而润滑油的黏度对温度变化比较敏感,对于仿真计算不可能涵盖所有工况点,所以难免产生偏差。另外,该汽油机润滑系统有理想的匹配适应性,在1500~7000 r/min,精确地控制了主油道压力在0.3~0.55 MPa,达到了理想润滑条件。

4 结论

(1)新型润滑系统在稳态工况下,随着发动机转速的上升,机油压力、供油率和管道流量都呈上升趋势,其中在2000 r/min以下趋势明显。在标定转速运行时,极限油温下的管路压力、供油量、流速分别是正常油温下的93%、93.8%和113%。

(2)瞬态工况下,随着发动机转速变化,油压、流速等特性能快速收敛,主油道油压反馈控制润滑系统的稳定性较好。

(3)发动机台架试验和油泵性能试验显示,采用该润滑系统能够对系统的流量和压力更加精确的控制,并对不同工况有更好的匹配适应性。

(4)Flowmaster软件计算结果和试验结果吻合较好,计算精度在6%范围内。

参考文献

[1]姬小明.发动机润滑系统设计新方法及应用[D].长春:吉林大学,2006.

[2]李亚静,仇玉林,刘强,等.汽车发动机润滑系统研究[J].机械,2008,35(4):1-4.Li YJ,Qiu Y L,Liu Q,et al.The research on vehicle engine’slubrication system[J].Machinery,2008,35(4):1-4.

[3]Hass A.Opti mized design of the lubrication systemof moderncombustion engines[C]//SAE 912407,1991.

新型加油机 篇7

工程机械液压系统可靠性与工作使用寿命的提高, 其关键问题在于对液压系统油液清洁度的控制。液压油厂商提供给主机厂商的液压油清洁度通常只能达到ISO19/16级 (NAS10级) , 而工程机械液压系统使用的液压油清洁度都要达到ISO17/14级 (NAS8级) 以上。主机厂家对主机油箱加注液压油一般采用油 (桶) 库或滤油小车直接加油。我们知道滤油车加油时, 从油桶或油库加注到主机时液压油只经过一次过滤器, 根据过滤器过滤原理, 过滤效果与被过滤油液的通过次数有关, 而一次通过的过滤效果完全不能满足过滤清洁度的要求。因此我们设计了本套液压油过滤加油系统。

2 设备组成及功能原理

设备整体布置在一个固定底盘上, 包括储油油箱、过滤循环泵电机组、两级过滤器、控制阀组、加油计量流量计、加油枪及电气控制箱。其工作原理如图1所示:

储油油箱用于存储油桶或油库输送来的液压油, 油箱设计为全封闭形式, 油箱上设置有吸油过滤器、目视液位计、空滤器、高低液位指示控制器等油箱附件。油泵电机组将油箱中的液压油抽出, 液压油经过吸油过滤器、两级过滤器多次循环过滤后输送回储油箱, 当油箱中的液压油清洁度达到工程液压油使用清洁度要求后, 液压油再由控制阀组控制通过计量流量计油路输送到加油枪, 从而实现加油过程。

控制阀组设置两个电液换向阀用于组成三种液压回路, 即一级过滤循环油路 (电磁铁DT1、DT2断电) , 液压油只经过一级粗过滤器 (10μ过滤器) 循环回油箱;二级过滤循环油路 (电磁铁DT1断电、DT2通电) , 液压油只经过一级粗过滤器 (10μ过滤器) 和二级精过滤器 (3μ过滤器) 循环回油箱, 两种过滤精度分别用于不同精度要求的液压系统;加油回路 (电磁铁DT1通电、DT2断电) 时, 液压油只经过一级粗过滤器 (10μ过滤器) 输送到加油枪, 该油路设置有旁路单向阀, 当加油枪打开时, 过滤后的液压油将输送到工程机械液压系统油箱中, 当加油枪关闭时, 过滤后的液压油通过旁路单向阀循环回油箱。

加油回路设计有自动计量加油量功能, 配置流量计和配套仪表, 可以记录单次累计油量, 当加油量达到控制设定值时, 控制仪表发出信号控制电磁铁DT1断电, 系统自动切换到一级过滤循环回路。流量计量仪表具有加油流量累计功能, 用户可以通过流量累计计量数据掌握生产用油总量, 因而有效控制采购油量支出。

电气控制箱用于整套加油系统的控制, 控制面板设置有电源指示灯、油泵电机启停按钮、急停按钮、过滤器堵塞报警指示灯、液位高/低报警指示灯、过滤循环回路模式 (一级过滤/二级过滤) 选择旋钮、加油开始/停止按钮、外部供油模式选择旋钮、流量计量定量设定及累计流量显示仪表。

外部给储油箱供油有三种方式:

(1) 用滤油小车从空滤器孔直接加油;

(2) 用油库输油泵对储油箱油库预留孔供油, 此时, 储油箱高低液位指示控制器油库输油泵电机控制联动, 当储油箱处于报警低液位时, 控制油库输油泵启动向储油箱供油, 当储油箱处于报警高液位时, 控制油库输油泵电机组停止, 防止储油箱供油溢出。

(3) 油桶吸油管加油, 此时, 将电气控制箱面板上的外部供油模式选择旋钮转到油桶供油模式, 将截门1关闭, 截门2开启, 启动油泵电机组, 系统将从油桶中抽出液压油到储油箱。当储油箱中的液压油达到高液位时, 油泵电机组关闭, 将截门2关闭, 截门1开启。启动油泵电机组开始将油箱中的液压油循环过滤, 使储油液清洁度满足使用要求, 然后可以通过加油枪给工程机械设备加油了。

3 设计考虑的关键问题

液压系统过滤效果决定因素有外界污染侵入率、过滤器的过滤精度、油箱容积、过滤循环泵流量等。

油箱容积对液压系统的污染状况有直接影响。在滤油器过滤流量一定的情况下, 当油箱油液体积减少时, 液压系统的过滤速率明显加快。一般液压系统油箱容积取主泵流量的3~5倍, 油箱容积不仅影响系统油液污染度对污染侵入的响应速率, 而且油箱中油液体积直接影响液压系统的过滤净化速率。为保证系统快速有效的过滤净化性能, 应尽可能减少油箱中油液体积。理论分析研究表明, 闭式液压过滤系统的过滤速度远远超过开式液压过滤系统, 所以小油箱液压系统中油液污染度将在极短时间内达到稳定清洁度水平。本套系统采用封闭小油箱储油, 外界污染侵入口只有空滤器, 在干净的环境中使用时, 可以认为外部污染侵入率为0。系统油箱有效容积约400L, 油箱一次加注约350L的液压油, 输油液压泵流量100L/min, 过滤器过滤精度 (一级10μm/二级3μm) , 过滤器过滤比β=200。

本系统属于外循环过滤系统, 外部污染入侵率为0, 系统污染物平衡的公式可简化为:

式中:

N0—油箱中大于某一颗粒尺寸L的初始污染度, 粒/L;

Nt—油箱中大于某一颗粒尺寸L的瞬时污染度, 粒/L;

β—过滤器的过滤比;

V—油箱中油液体积, L;

Q—液压泵的流量, L/min;

t—过滤时间, min;

可以得到过滤时间,

t=ln (N0/Nt) /{[ (β-1) /β]Q/V}

应用于本系统, 假定油箱初始油液清洁度NAS10级 (取大于5μm的颗粒污染度为2560粒/ml) , 过滤后要求过滤清洁度为NAS7级 (取大于5μm的颗粒污染度为320粒/ml) , 计算其所需过滤时间为8.36分钟。

4 结论

采用该设备过滤后的油液清洁度完全满足工程机械油液污染度使用要求, 系统过滤所需时间短, 设备使用方便可靠, 对加油量的定量计量控制, 为主机厂控制加油成本提供有效工具。

摘要：针对工程机械液压系统加油过滤问题, 设计了一种过滤系统, 阐述了系统的工作原理。并对系统设计关键问题进行说明, 计算了完成过滤目标所需的时间。

关键词：液压油过滤,旁路过滤,多次通过,定量加油控制

参考文献

[1]贾瑞清, 等.液压系统颗粒污染和过滤状态的关系.机床与液压, 2000.NO.1[1]贾瑞清, 等.液压系统颗粒污染和过滤状态的关系.机床与液压, 2000.NO.1

新型加油机 篇8

游梁式抽油机平衡状况的好坏,直接影响抽油机抽采作业电量消耗,影响连杆机构、减速箱和电机的效率与寿命,对抽油杆的工作状况亦影响很大。因此,对于抽油机平衡状况的判断和调节,必须给予高度重视[1～3]。目前游梁式抽油机的游梁平衡调节装置常见的有蜗轮蜗杆式和丝母丝杆式两种,均是利用四连杆结构,其配重的调节量均取决于配重箱摆臂调节角度,而摆臂调节角度又取决于电机与固定轴的安装距离,传动副多,故障点多,而且容易烧坏电机,无法长期安全可靠的实现平衡调节。

为解决以上难题,河南思科石油环保设备有限公司自主研发了一种更为合理的平衡结构和配套的控制系统来实现游梁平衡调节,并成功申请专利[4]。平衡装置的机械部分为行星齿轮机构,太阳轮设计成扇形齿轮,和游梁固定成一体,行星轮为小齿轮,被平衡电机带动,通过啮合,绕太阳轮转动,放有重物的摆动锤在小齿轮(行星轮)中心转动的作用下,逆时针或者顺时针摆动,调整抽油机的平衡度,降低主电机负荷,起到延长主电机寿命、降低能源消耗的目的。该技术已成功地在大庆油田和延长油田部分游梁式抽油机节能改造中得到应用和验证,图1为改造前、后的对比图。

1 平衡准则[5～7]

设计平衡装置时,需要满足平衡准则的要求。平衡准则是判断抽油机工作是否达到理想平衡工作状态的依据,那么在设计平衡装置时抽油机究竟怎样算平衡,目前来讲,主要运用的是以下三种准则:

平衡准则一:抽油机拖动电机在驴头悬点上冲程和下冲程做功相等。

平衡准则二:抽油机驴头悬点上下冲程中减速箱的曲柄扭矩峰值相等。

平衡准则三:抽油机驴头先点上下冲程中减速箱的曲柄扭矩均方根值最小。

上述三种准则的效果目前还没有一个统一的标准来评判好坏,不过一般认为影响减速箱寿命的主要因素是输出轴的峰值扭矩和负扭矩。

2 游梁平衡装置的设计

2.1 抽油机拖动电机上下冲程做功大小的计算

在游梁式抽油机(曲柄平衡)改造前,针对被改造的抽油机(没有游梁平衡装置,仅有曲柄平衡装置,如图1左图所示)在具体工况下,测得其实测示功图,如图2所示。

平衡装置在悬点下冲程过程中,储存能量A0;悬点上冲程过程中,释放能量A0。二者能量的大小相等。

下冲程(C→D→A)阶段,平衡装置储存的能量A0等于下冲程抽油杆柱下落所做的功A悬下与拖动电动机下冲程所做的功A电下之和:

上冲程(A→B→C)阶段,上冲程提升抽油杆柱和油柱所做的功A悬下等于平衡装置释放的能量A0加上拖动电机上冲程所做的功A电下:

按照平衡准则一的要求,拖动电机在驴头悬点上冲程和下冲程做功A0相等,则有:

在实测示功图中,由OABCEO所围成的面积SOABCEO即为上冲程提升抽油杆柱和油柱所做的功A悬上,由CDAOEC所围成的面积SCDAOEC即为下冲程抽油杆柱下落所做的功A悬下。故由面积仪可以方便的计算出A0。

2.2 复合平衡机构的设计计算[8,9]

如图3所示,为增加游梁平衡装置后的复合平衡机构简图。设计的游梁平衡机构为一扇形齿轮机构,其小齿轮可通过电机带动沿扇形齿轮顺时针或者逆时针摆动,从而使平衡力矩增大或者减小。计算时,可按照调节范围的中间值确定小齿轮的位置(应为扇形齿轮对称线正下方)。

计算时,各符号的含义如表1所示。

下冲程时,当驴头悬点自上死点到下死点走完冲程的长度距离,游梁平衡重、曲柄平衡重、游梁部件自重、曲柄自重的重心都抬高,把能量储存起来,储存的能量如表2所示。

故,可得A0的计算公式:

上式中,A0可由实测示功图计算出来,除Q游和K游为未知参数外,其余参数对于改造的抽油机而言,均为已知参数。因而从式(4)可以方便的设计出游梁平衡装置的Q游和K游。如果从节约钢材的角度考虑,我们也可以减少曲柄平衡重的重量Q曲后,再进行Q游和K游的设计。

2.3 工况变化时的调整

前述的计算是针对游梁式抽油机节能改造前某一具体工况的实测示功图进行的游梁平衡装置的设计,当实际工况发生变化时,很难满足式(4)的要求,这时,可以按照平衡准则二,利用电流法,测出上下冲程的最大工作电流,判断游梁平衡力矩是偏大还是偏小,通过平衡装置上的调整电机驱动小齿轮沿扇形齿轮顺时针或者逆时针转动,从而调整游梁平衡力矩,进而最终满足式(4)。

2.4 现场试验

在大庆油田二厂,利用该设计方法进行了节能改造,并进行了现场试验。改造前,该机器使用两块重1300kg曲柄配种,总重2600kg;改造后,增加自动平衡装置,重1230kg,曲柄配重更换为两块366kg曲柄配重块,加上曲柄重,总重1962kg,综合钢材节约率24.5%;改造前上冲程最大电流47A,下冲程最大电流37A,平衡度0.787;自动调平衡后,上冲程最大电流36.89A,下冲程最大电流33.83A,平衡度0.917,综合节电率15.8% 。

3 结束语

按照抽油机平衡准则,通过在游梁尾部添加扇形齿轮机构平衡装置,对游梁式抽油机的进行节能改造,既可以实现节约钢材,又可以提高平衡度,进而提高节电率的目的。具有结构简单、易于设计的特点,并根据不同工况的变化易于调整平衡度,可达到节能降耗的目的。

摘要：针对常见油梁式抽油机平衡调节装置中出现的传动副多、故障点多、可靠性差等问题,提出了一种行星齿轮机构的游梁平衡装置。按照电机在驴头悬点上冲程和下冲程做功相等的平衡准则要求,由实测示功图计算出了拖动电机上、下冲程做功的大小,根据建立的游梁式抽油机的力学模型,推导出了复合平衡机构的设计计算公式。经现场试验,所设计的游梁平衡装置既可以节约钢材,又可以提高平衡度,提高节电率,具有结构简单、易于设计的特点,并根据不同工况的变化易于调整平衡度,可达到节能降耗的目的。

新型加油机 篇9

发动机冷却系统是保证发动机在最适宜的温度状态下工作的重要组成部分。冷却水套中的冷却水的三维流动直接影响着柴油机的冷却效率、受热零部件的热负荷、整机的热量分配及能量利用, 冷却不足或冷却过度都将影响柴油机的正常工作。因此, 冷却水套与发动机的动力性、经济性、可靠性和耐久性密切相关, 在发动机结构设计过程中占据重要地位。

对于柴油机冷却水套内流场分布的研究主要采用试验研究和数值模拟两种方法。其中, CFD (ComputationalFluidDynamic) 数值模拟方法已经成为当前解决三维流动计算问题的重要手段。CFD可以分析从层流到湍流、定常到非定常、不可压到可压、无黏到有黏的几乎所有的流动现象, [1]提供较传统试验方法更为详尽的三维流动信息, 且CFD的数值模拟分析均可获得令人满意的结果[2、3], 数值模拟结果可为冷却系统优化设计提供理论依据, 指导优化设计, 还可为耦合分析提供重要的边界条件。

新型2D 25卧式柴油机是针对现有卧式单双缸柴油机存在的技术问题, 自主创新设计的新型卧式柴油机。为此, 针对新型2D 25卧式柴油机冷却系统设计性能的要求, 采用NX 5.0软件建立了冷却水套模型;并运用CFD软件AVL-FIRE对冷却水三维流动进行了仿真分析, 为冷却水套结构的改进与定型提供理论参考。

1模型与算法

1.1几何模型

冷却水的流动形式是从水泵出口 (即总进水管) 起, 经四个分水口流入缸体水套, 由缸垫流入缸盖水套, 至缸盖水套出口流出。鉴于研究主体是冷却水套流场, 忽略水泵、节温器等对流场的影响, 选取水泵出口至缸盖出口的区域为冷却水套计算区域。

冷却水套的几何模型是在3D造型软件UG建模环境下, 分别建立缸盖、机体和缸垫模型, 抽取出水套实体模型, 并以STL形式导出。由于几何实体的简化程度与进行CFD模拟计算所需的时间及结果精度密切相关[4], 因此建立的几何模型仅将对计算精度影响不大, 而对网格数量影响较大的过渡圆角、倒角等次要细节进行了简化, 尽可能地保证与原水套内流场一致。

1.2计算模型

计算网格由FIRE前处理器FAME HYBIRD生成。对流动比较剧烈的缸垫区域, 进行了网格加密。整体模型网格数约为939 800, 其中六面体网格约864 700个, 还包括少量五面体、四面体、等。图1为在几何模型基础上生成计算网格。

虽然不考虑水套壁面温度的变化对冷却液流动模拟的准确性有一定的影响, 但从流动角度来看两种计算形式的结果相差较小[5]。仅作冷态CFD分析, 选取冷却介质为纯水, 视为稳态、三维粘性不可压缩湍流流动。数学模型为描述流体运动基本规律的质量守恒方程、动量守恒方程、能量守恒方程, 封闭控制方程选取标准 k-ζ-f 湍流方程。

1.3 计算方法

FIRE采用有限体积法把计算区域划分为离散的控制体网格, 在每个控制体积上积分控制方程, 求解计算变量的代数方程。选用水套稳态计算模式, 采用优化的SIMPLE算法求解压力-速度耦合, 动量方程采用MINMOD Relaxed差分格式;连续性方程采用中心差分格式;其余方程的离散格式都采用上风格式;壁面附近区域采用标准壁面函数 (Standard Wall Function) 处理。

2 边界条件及初始条件

2.1 入口边界条件

根据厂家提供的水泵参数, 给定冷却水入口流量为2.8 kg/s, 湍动能为1 m2/s2, 湍动能尺度为0.001 m, 温度为343 K。

2.2 出口边界条件

发动机水套出口连接较长的出水管, 按照流场充分发展进行处理, 即给定任何物理量的梯度为0。

2.3 壁面边界条件

由于在CFD计算之前未能得到空间壁面温度场分布, 所以在计算中采用假定的壁面温度场, 缸盖、缸体平均温度分别为393 K、373 K。

2.4 计算初始条件

压力为1.1×105 Pa;密度为1 000 kg/m3;温度为373 K;湍动能为1 m2/s2;湍动能尺度为0.001 m;速度u=v=w=0。

3 仿真分析

3.1 整体分析

CFD计算收敛后, 得出该柴油机冷却水套的总体流场分别如图2所示 (参考坐标系均以图2所示的为缸盖底平面为准) 。

由图2可看出, 该柴油机冷却水套的进口、出口、四个缸体水套入口及缸口垫水孔处的流速都较大, 并且在各个进水孔处出现较为剧烈的速度波动;在进水总管、缸体水套底部、进排气道局部出现了旋涡, 导致流动受阻、水流损失加大、冷却作用阻滞, 这一影响在缸盖排气道附件及缸体进水侧尤其明显;由于所有的水都是必须经第1缸流出, 因此1缸的冷却效果较2缸要好, 流动不均匀是必然的。从流动速度方面看, 整体水套冷却水平均流速约为0.80 m/s, 根据国外CFD计算经验, 流速高于0.5 m/s即可满足冷却要求[5], 因此, 可判断该冷却水套基本满足冷却要求。

原则上应使水流的沿程压力不形成强烈的变化, 特别是在冷却水进出口处不应该有大的压力降, 以免产生气泡而导致穴蚀;对于压力损失的整体要求则是在满足冷却的情况下, 压力损失越小越好, 流动就更通畅[6]。从图3看, 总体压力损失偏小, 约为0.154 46 bar;缸盖水套压力分布较均匀, 但2缸缸体水套进水口处压降很大, 进气侧压力也比1缸大。这是由于冷却液在水套当中并没有进行充分流动, 存在旋涡区和死区。

冷却水套的换热系数 (HTC) 通过速度分布计算而来, 主要取决于气缸盖冷却水的流速及速度梯度, 是水套换热效果的直接反映。一般工程上要求换热系数平均达到6 000 W/m2·k 以上才能较好地满足冷却要求。图4中冷却水套换热系数与速度场分布一致:流速高的区域换热系数较大, 在旋涡区和死区的换热系数很小;在排气道、鼻梁区、缸体上部等高热负荷区域, 局部换热系数低于限定值, 冷却不足。

3.2 速度场分析

经CFD模拟计算得缸体、缸盖冷却水流动的平均速度分别为0.898 m/s和0.67 m/s。

图5、图6分别为缸盖及鼻梁区流速分布切片图。分析z=0.013 1 m即缸盖底平面的冷却水速度场分布, 工程上要求鼻梁区流速在1 m/s左右, 2缸不符合要求, 而且排气道两侧由于挺住截面的阻碍, 从缸体来的水流撞击严重, 形成了较大面积的流动死区;从z=0.049 m截面看缸盖的冷却情况稍有好转;z=0.075 m截面看出两缸冷却极不均匀, 两缸进气道侧冷却较好, 但是减小的流通面积还是没有使冷却水很好地流向鼻梁区, 2缸排气道区域仍是“热点”。可以考虑通过适当调整四个缸体水套入口和各缸缸垫上水孔尺寸来减少流动阻力及两缸的进水量差距, 使两缸冷却尽可能均匀。

图5是缸盖在z=0.013 1 m、z=0.049 m、z=0.075 m (以缸盖安装面为基准) 处截面的速度。分析z=0.013 1 m即缸盖底平面的冷却水速度场分布, 工程上要求鼻梁区流速在1 m/s左右, 2缸不符合要求, 而且排气道两侧由于挺柱截面的阻碍, 从缸体来的水流撞击严重, 形成了较大面积的流动死区;从z=0.049 m截面看缸盖的冷却情况稍有好转;z=0.075 m截面看出两缸冷却极不均匀, 两缸进气道侧冷却较好, 但是减小的流通面积还是没有使冷却水很好地流向鼻梁区, 2缸排气道区仍是“热点”。可以考虑通过适当调整四个缸体水套入口和各缸缸垫上水孔尺寸来减少流动阻力及两缸的进水量差距, 使两缸冷却尽可能地均匀。

图6是缸盖在x=0.031 m、x=-0.11 m (以缸盖安装面为基准) 处截面的速度分布, 从缸体进气侧上缸盖的高速水流在向排气侧流动至挺柱附近时, 出现了很大的旋涡, 在排气道一侧滞留而无法实现对流换热, 这在x=-0.11 m即2缸上反映得尤其明显。

3.3 上水孔流量分布

图7是冷却水套上水孔示意图, 图8、图9分别为流量、流速。

由后两图可知, 各上水孔流速与流量都有较大差异, 这不利于各缸冷却水流量的均匀分配;1缸和2缸进气侧流量、流速都较排气侧好, 而排气侧是高负荷区域, 反而应该加强冷却;上水孔3、4及8、9的流速低且不均匀, 造成鼻梁区流速过低, 这也是导致该区域冷却不足的原因之一。针对这些问题, 结合该水套的冷却水流形式, 除了调节各缸上水孔数目及尺寸外, 还应加布导流筋, 使冷却液形成对着鼻梁区的定向流动, 加强鼻梁区和排气道周围的冷却。

4 结论

CFD计算结果表明:该卧式两缸柴油机冷却水套内整体水流平均速度达到0.80 m/s, 基本满足冷却要求;总体压力损失为0.154 46 bar, 数值偏小;两缸冷却不均匀, 缸体、鼻梁区及排气道局部流动速度、换热系数都不足以满足所在区域的冷却要求。因此, 以CFD模型计算结果为指导, 在结构改进时可以采取调整各缸上水孔, 于鼻梁区及排气道布置导流筋及喷水管等方法, 改善关键区域冷却效果。

摘要：针对新型2D25卧式柴油机冷却水套结构, 采用NX5.0软件建立了冷却水套三维分析模型, 并应用CFD软件AVL-FIRE, 对冷却水套进行三维流动仿真计算, 详细分析了冷却水套速度场、换热系数分布、流量分布、压力损失等流场特征。结果表明, 该两缸柴油机冷却水套整体水流平均速度约为0·8m/s, 基本能够满足设计要求;缸体、缸盖处水流平均速度分别为0.898m/s、0.67m/s, 但从换热系数、缸盖上水孔流量及截面速度看, 该冷却水套各缸冷却不均、局部存在流动死区, 有待进一步改进。

关键词：柴油机,冷却水套,三维仿真,CFD分析

参考文献

[1]　谢雪峰, 孙　平, 顾　勤, 等.YZ4108ZLQ柴油机冷却水套的数值模拟.车用发动机, 2005; (5) :61—64

[2]　Tamamidis P, Sethupathi K.Role of CFD in heavy machinery devel-opment.SAE Paper.972718, 1997

[3]　Moekel M D.Computational fluid dynamics (CFD) analysis of a six cylinder diesel engine cooling system with experimental correlations.SAE Paper941081, 1994

[4]　刘巽俊, 陈　群, 李　骏, 等.车用柴油机冷却系统的CFD分析.内燃机学报, 2003;21 (2) ;125—129

[5]　陈　群.车用柴油机冷却水套的计算流体力学分析.[博士学位论文].长春:吉林大学, 2003