軸流式增壓器與船用低速柴油機的匹配*

張發政 喬信起 顧 駿

(1.上海交通大學機械與動力工程學院高新船舶與深海開發裝備協同創新中心 上海 200240)(2.曼恩動力設備(上海)有限公司 上海 201206)

軸流式增壓器與船用低速柴油機的匹配*

張發政1,2喬信起1顧 駿2

(1.上海交通大學機械與動力工程學院高新船舶與深海開發裝備協同創新中心 上海 200240)(2.曼恩動力設備(上海)有限公司 上海 201206)

基于增壓器/船用柴油機匹配試驗一直沒有統一標準和成熟經驗,提出了增壓器/船用低速二沖程柴油機匹配方法,建立了匹配試驗裝置,研究了軸流式增壓器噴嘴環、廢氣葉輪和擴壓器尺寸對增壓器參數、柴油機性能及喘振穩定性的影響。結果表明:隨柴油機負荷增加,增壓器效率先升后降,燃油消耗率和喘振裕度先降后升,中高負荷時性能最優。換用小一檔噴嘴環加小一檔廢氣葉輪后,柴油機的耗氣特性曲線向左向上移動,掃氣壓力、燃油消耗率變化明顯。換用小一檔擴壓器后,壓氣機流量特性曲線繞坐標原點逆時鐘轉動,明顯增加高負荷區的喘振裕度,但柴油機耗氣特性曲線變化不大。

增壓器; 匹配; 噴嘴環; 柴油機; 喘振

(1. Collaborative Innovation Center for Advanced Ship and Deep-Sea Exploration, School of Mechanical Engineering,

Shanghai Jiao Tong University, Shanghai 200240)(2. MAN Diesel & Turbo Shanghai Co., Ltd., Shanghai 201206)

Class Number TK421+.8

1 引言

由于石油日益短缺,柴油機油耗越來越受到關注。增壓器與柴油機的合理匹配,可在滿足動力性及排放標準的情況下,保證高的柴油機燃料經濟性,因此增壓器配機試驗是必要的。

一艘新船舶選定柴油機后,據功率、轉速等,選擇增壓器并通過臺架性能和排放試驗,以滿足船舶的螺旋槳特性要求。本文研究MAN增壓器與MAN二沖程電控柴油機的匹配,以達到如下規定指標: 1) 掃氣壓力、排氣溫度、空氣流量、增壓器效率、燃油消耗率; 2) 喘振穩定性(喘振裕度); 3) 廢氣排放標準。

增壓器配機試驗中,常會遇到一個或幾個設計指標不能滿足的情況,這就需更換增壓器不同檔位的流通元件從而調整增壓器流通元件流通面積,但需要哪一種流通元件及哪一檔,要基于增壓器氣體和柴油機性能參數的精確測量和檔位間隔對應的增壓器和柴油機行為參數的間隔。

2 MAN增壓器的特性

MAN增壓器已廣泛應用于二沖程和四沖程柴油機,使用滑動軸承和非冷卻式廢氣渦殼。按廢氣流過渦輪葉片的方向,分為軸流式渦輪TCA(Turbocharger Axial)系列和徑流式渦輪TCR(Turbocharger Radial)系列。后者適合于小流量。

TCA系列渦輪增壓器主要應用于大功率船用低速柴油機,有七種規格:TCA33、TCA44、TCA55、TCA66、TCA77、TCA88和TCA88-25,適合脈沖或定壓增壓,覆蓋2000kW～30000kW柴油機功率范圍,見表1[1]。配二沖程柴油機時,壓氣機壓比最高達4.8,見表2[1];空氣流量為6.2m3/s～58.0m3/s,見圖1[1]。效率、壓比、流量高,振動小,重量輕、結構緊湊,壽命長,易維修、運行安全、產品成本和壽命期成本低。已應用于MAN公司的二沖程柴油機系列S35MC-C,S35ME-B,S40MC-C,S40ME-B,S50ME-B,G50ME-B,G60ME-C,G70ME-C,G80ME-C,K80ME-C,缸數為5～12缸。

表1 單臺增壓器(二沖程柴油機)可達到的最大功率輸出

表2 壓氣機最大壓比和廢氣溫度最高允許值(配二沖程柴油機)

渦輪增壓器的壓氣端由消音器、壓氣機殼、擴壓器和壓氣機葉輪組成,廢氣端由廢氣進口殼、噴嘴環、廢氣出口殼和廢氣葉輪組成,增壓器的流通元件有[1～2]:

圖1 增壓器的應用范圍

1) 壓氣機葉輪(Compressor Wheel,CW),由鋁塊經鍛造、碾壓成形,可承受高圓周速度;葉輪緊固在渦輪轉子軸上,對吸入的新鮮空氣增壓。

2) 擴壓器(DIffuser,DI),坯件由延展性鑄鐵制成,然后銑削成葉片型。

3) 廢氣葉輪(Turbine Rotor),葉輪盤由耐高溫合金鍛造而成,并通過摩擦焊焊接到軸上。葉片由鎳基合金經精鍛或熔模鑄造而成,它們通過樅樹形腳連接方式與葉輪盤固接。

4) 噴嘴環(Nozzle Ring),由鑄造而成,帶有異型葉片,保證了高渦輪效率和很低的轉子葉片激振。

基于空氣流量和壓比的估算,新船首臺柴油機匹配增壓器時,通常配備不同檔位的流通部件,特別是噴嘴環和擴壓器。不同型號增壓器可供選擇的流通部件都有很多檔,每檔的葉片角度不同,相鄰兩檔間流通面積約相差3%。通過更換增壓器不同檔位的噴嘴環和不同檔位的擴壓器以分別保證柴油機動力性和增壓器喘振穩定性[3]。

柴油機轉速突然降低時,空氣流量需求也應突然降低,而壓氣機壓比仍較高,進氣流量較大,導致壓氣機運行不穩定。當空氣流道里的反沖壓力太高時,空氣流向就會被打亂,部分順流方向上的空氣通過壓氣機逆向流動,與正向氣流對沖,從而造成喘振。喘振使壓氣機葉輪承受太大的壓力,持續的喘振會導致葉輪損壞,所以柴油機進氣管道要設計成承受超過1bar的過壓沖擊。在柴油機動力性能滿足設計指標的情況下,還要看喘振裕度(surge margin)是否足夠,所以必須對柴油機做增壓器喘振試驗。喘振裕度是柴油機運行工況的增壓器進氣流量Qe與該工況壓比對應的壓氣機喘振線上的流量Qc之差△Q和Qc的比值△Q/Qc,如圖2所示。

圖2 柴油機-增壓器聯合運行特性曲線

3 增壓器配機試驗裝置建立

如圖3所示,配機試驗裝置包括MAN公司二沖程柴油機6G70ME-C9.5(技術參數見表3)、增壓器、CF-SR水力測功機、PMI缸壓測取裝置[4](見圖4)、YHY4燃油耗儀、CAI600氣體分析儀、采集增壓器氣體參數的CANSAS數據實時采集系統[5](見圖5)。由實測的缸壓曲線,可提取壓縮壓力、爆發壓力等。使用油耗儀、排放分析儀分別測量燃油消耗率、NOx排放。

根據圖1和表2,TCA44增壓器的最高壓比4.55可滿足該柴油機要求,但單臺增壓器的空氣流量范圍只有12.00m3/s～13.50m3/s(13.96kg/s～15.70kg/s),因此選配兩臺TCA44增壓器并排連到柴油機排氣集管。

表3 二沖程柴油機6G70ME-C9.5技術參數

現在,各柴油機廠對增壓器氣體參數的測點不相同。比如,增壓器后的排氣管有粗有細;排氣背壓測點不是在增壓器出口,而是距增壓器排氣出口有1m、3m和10m的。很多柴油機廠用手持設備測量或人工讀取機旁數據,不能保證柴油機工況波動時的實時測量、各參數的同步測量和短時間內的許多次測量。

圖3 配機試驗裝置

圖4 PMI缸壓測取裝置

圖5 CANSAS2.6數據采集系統

圖6[6]是CANSAS實時數據采集系統在TCA44增壓器上的數據測點分布,分別測量壓氣機進口的新鮮空氣溫度和壓力(距消音器進口端面2/3位置)、壓氣機出口的增壓壓力和溫度、透平進出口的廢氣溫度和壓力及壓氣機渦旋通道徑向內和外空氣壓力(volute pressure)。軟件由這些一定環境下的實測數據計算空氣流量和效率,并修正空氣流量、增壓壓力、和廢氣進口溫度到ISO標況值。CANSAS還采集增壓器轉速等。

壓氣葉輪在增壓器選型時據柴油機與增壓器聯合運行特性曲線選定,在柴油機配機時一般不需更換。增壓器的初始配置為NR1-TR1-DI1-CW1,配機備用流通部件有: 1) 流通面積小于DI1的鄰檔擴壓器DI2, 2) 流通面積小于TR1的鄰檔廢氣葉輪TR2, 3) 流通面積小于NR1的鄰檔噴嘴環NR2。不同檔噴嘴環的進排氣口方向也不同,導致氣體對廢氣葉輪的沖擊力不同,當噴嘴環與廢氣葉輪的流通面積比超出限制范圍時,轉子不平衡,震動過大。

圖6 增壓器測點布置

本文采用三種配置: 1) 配置1:CW1-DI1-TR1-NR1,為初始配置。 2) 配置2:CW1-DI1-TR2-NR2,在配置1不滿足設計指標時,換用小一檔的噴嘴環MR2加小一檔的廢氣渦輪TR2。 3) 配置3:CW1-DI2-TR2-NR2,配置2不滿足喘振穩定性要求時,換用小一檔的擴壓器DI2。

4 增壓器配機過程

如圖7所示,增壓器配機過程是: 1) 柴油機磨合后,標定柴油機功率、轉速,調整噴射參數、進排氣閥參數至設計值,調整工況依次至50%、75%、85%、100%MCR(maximum continuous rating),測量缸壓、增壓器氣體參數、柴油機性能,并評估這些行為參數。 2) 測試喘振穩定性。 3) 測量排放,MAN公司生產的二沖程柴油機因采用包括后處理在內的排放控制技術,排放測試結果基本都滿足排放標準。增壓器選型時,已預留一定的喘振裕度,因此在柴油機參數標定時,喘振基本不會發生。

圖7 增壓器配機過程

4.1 柴油機試運行

柴油機經磨合試驗確認無漏油、漏氣、漏水、零部件松動等現象,在100%MCR穩定運行,按設計要求確認柴油機噴油定時、排氣定時、壓縮壓力、爆發壓力等參數,同時將透平后廢氣背壓調至30mbar。

4.2 柴油機缸內、性能、增壓器氣體參數測量測量及評估

在100%MCR下,評估柴油機工作狀態和性能。若測得的掃氣壓力或廢氣溫度修正到ISO狀態下后超出允許范圍,則須更換噴嘴環。要提高掃氣壓力或降低廢氣進口溫度,一般要換用小一檔噴嘴環。若掃氣壓力或廢氣溫度達標,則排氣溫度、空氣流量、油耗、增壓器效率等一般會滿足設計要求。

4.3 喘振試驗

喘振試驗步驟為: 1) 運行柴油機到50%MCR,確認柴油機的輔助鼓風機停止運行,突然切斷一個缸的燃油泵進油,并對其它缸重復此步驟。若喘振未出現,則穩定性很好。 2) 由壓比和流量實測值結合壓氣機特性曲線計算50%、75%、85%、100%MCR的增壓器喘振裕度,若該值大于15%,則喘振穩定性良好。 3) 在15s內將柴油機負荷從100%快速降到50%MCR,如無喘振現象,則喘振穩定性良好。當然,喘振裕度稍低于15%也是可以的,只要在依次停缸和速降負荷時增壓器無喘振現象。如喘振發生,則需更換增壓器的擴壓器,重新配試。

5 試驗結果分析

圖8～13分別給出增壓器配置對不同負荷掃氣壓力、空氣流量、廢氣進口溫度、增壓器效率、燃油消耗率和喘振裕度的影響。柴油機負荷增加,則: 1) 掃氣壓力和廢氣溫度升高; 2) 每千瓦時計的單位空氣流量減小,當然空氣流量總量增加; 3) 增壓器喘振裕度在75%MCR最低。 4) 增壓器效率先升后降,在75%MCR時最大(配置1:69.3%,配置2:70.0%,配置3:69.6%),隨后降低,在100%負荷最低(配置1:66.9%,配置2:67.5%,配置3:67.3%)。 5) 燃油消耗率的變化跟增壓器效率相反,在75%MCR最低。柴油機耗氣特性曲線在柴油機-增壓器聯合運行特性曲線中,低負荷時處于增壓器低效率區,中高負荷時處于高效率區,而高負荷時又遠離高效率區,因此效率曲線呈現先升后降的趨勢,參見圖2。增壓器效率對燃油消耗率影響很大,這也滿足客戶需求——船舶運營常用部分負荷工況的燃油經濟性最佳。

在100%MCR,經ISO標況修正后,配置1的柴油機參數為:廢氣進口溫度434℃,燃油消耗率168.5g/(kW·h),盡管滿足設計要求,但是偏高;掃氣壓力3.73bar、空氣流量6.82kg/(kW·h)、增壓器效率66.9%,均低于表3的設計要求。過低的掃氣壓力和空氣流量會惡化缸內燃燒,增加有害排放,而過高的掃氣壓力又會導致缸內爆發壓力過高,因此需保持在一個合理的范圍。在該配置中,掃氣壓力、廢氣溫度分別比標準值低0.11bar、高11℃,而小一檔噴嘴環可提高掃氣壓力0.06bar～0.15bar,降低廢氣溫度5℃～15℃,因此考慮換用小一檔噴嘴環NR2。

噴嘴環NR2與廢氣渦輪NTR1的流通面積比超出限值,所以配置2的廢氣渦輪也換用小一檔的。與配置1比,采用小一檔的噴嘴環加小一檔廢氣葉輪后,著眼100%MCR,柴油機參數變化如下: 1) 掃氣壓力和空氣流量分別升高0.13bar和0.23kg/(kW·h),見圖8(a)和圖8(b); 2) 廢氣進口溫度降低8℃,見圖8(c); 3) 增壓器效率提高0.6%,見圖8(d);燃油消耗率降低2.0g/(kW·h),見圖8(e); 4) 喘振裕度減少2%,達12%,低于15%的目標值,見圖8(f);且15S內從100%MCR到50%MCR快降負荷時,增壓器發生喘振。而更換一檔擴壓器引起喘振裕度變化3%～5%,因此考慮換用小一檔擴壓器DI2。

與配置2比,配置3采用小一檔擴壓器,在100%MCR,柴油機參數變化如下: 1) 掃氣壓力和空氣流量分別降低0.03bar和0.05kg/(kW·h),見圖8(a)和8(b); 2) 廢氣進口溫度升高2℃,見圖8(c); 3) 增壓器效率降低0.2%,見圖8(d),燃油消耗率增加0.3g/(kW·h),見圖8(e); 4) 喘振裕度增加4%,見圖8(f)。可見,該配置的柴油機各項參數均滿足設計要求,且喘振穩定性好,對應的尾氣排放也滿足標準。最后,選擇配置3。

雖然噴嘴環和擴壓器改換一檔后的流通面積都相差3%,但兩者對柴油機參數的影響不同。更換用小一檔的噴嘴環導致廢氣壓力增加,廢氣通過渦輪機釋放的能量增加,葉輪轉速變高,因為功率平衡,提高了增壓壓力和空氣流量,進入柴油機缸內空氣量增多,改善缸內燃燒,降低廢氣溫度。在增壓器壓氣機的特性圖上,柴油機的耗氣特性曲線向左向上移動,壓氣機特線曲線不變,因此喘振裕度會有一定的負面影響,參見圖2。

而更換用小一檔流通面積的擴壓器,葉片角度發生變化,壓氣機特性曲線繞坐標原點逆時鐘轉動,明顯影響喘振裕度,但由于壓氣效率范圍寬泛,改變一檔擴壓器對壓氣效率影響不大,對增壓器效率的影響更是甚微,因此柴油機耗氣特性線變化小,對柴油機性能參數影響不大,參見圖2。

采用本增壓器配機流程,基于各種流通部件檔位間隔及對應的柴油機參數間隔,能快速有效地配機至設計要求。

圖8 增壓器配置對柴油機性能參數的影響

6 結語

1) 增壓器據柴油機功率、轉速等選型,再通過臺架性能試驗微調增壓器流通元件,以滿足船舶螺旋槳特性要求。

2) 增壓器配機過程是:標定柴油機功率和轉速;調整噴射參數、進排氣閥參數至設計值;測量并評估中高負荷的缸壓、增壓器氣體參數、柴油機行為參數;測試喘振穩定性;測量排放。

3) 喘振性能需要通過實際試驗驗證:在柴油機50%負荷時依序停缸和從100%負荷快速降到50%負荷,判斷喘振否。如喘振發生,則更換增壓器擴壓器。

4) 隨柴油機負荷的增加,掃氣壓力、廢氣溫度、空氣流量總量升高,單位千瓦時計的空氣流量減少,增壓器效率先升后降,燃油消耗率和喘振裕度先降后升。

5) 換用小一檔噴嘴環加小一檔廢氣葉輪后,柴油機的耗氣特性曲線向左向上移動,在100%負荷,柴油機掃氣壓力明顯升高,燃油消耗率明顯下降。而壓氣機特線曲線不變,會負面影響一定的喘振裕度。

6) 換用小一檔擴壓器后,壓氣機特性曲線繞坐標原點逆時鐘轉動,明顯增加喘振裕度,但柴油機耗氣特性線變化不大,對柴油機性能參數影響小。在100%負荷,柴油機掃氣壓力略微降低,燃油消耗率略微升高。

[1] MAN Diesel & Turbo. TCA Project Guide[EB/OL]. Http://www.mandieselturbo.com,2014-07-14/2015-06-12.

[2] 陸家祥,劉云崗,李國祥.柴油機渦輪增壓技術[M].北京:機械工業出版社,1999:50-66.

[3] 周龍保,劉巽俊,高宗英,等.內燃機學[M].北京:機械工業出版社,1999:61-62.

[4] MAN Diesel & Turbo. On-line PMI System[EB/OL]. Http://www.mandieselturbo.com,2012-02-16/2015-08-20.

[5] Imc Meβsysteme GmbH. CANSAS Main Guide[EB/OL]. Http://www.imc-berlin.com,2013-05-09/2015-09-16.

[6] MAN Diesel & Turbo. TCA44 Turbocharger Operating Instructions[EB/OL]. Http://www.mandieselturbo.com,2014-08-12/2015-11-10.

[7] 顧宏中.渦輪增壓柴油機性能研究[M].上海:上海交通大學出版社,1998:7-11.

[8] Sylvain Saulnier, Stephane Guilain[C]// Computation Study of Diesel Engine Downsizing Using Two-Stage Turbocharging. S-AE Paper 2004-01-0929,2004.

[9] Kang S. Investigation on the Three Dimensional Flow within a Compressor Cascade with and without Tip Clearance: Ph.D. Thesis[D]. Brussel: Vrije University Brussel,1993.

[10] Yamamoto A. Production and Development of Secondary Flows and Losses Within Two Types of Straight Turbine Cascades, Part Ⅰ: A Stator Case[J]. ASME Paper No.86-GT 184,1986.

[11] J More J., Ransmayr A. Flow in a Turbine Cascade, Part Ⅰ: Losses and Leading Edge Effects[J]. ASME Paper No.83-GT 68,1983.

[12] 魏春源,張衛正,葛蘊珊.高等內燃機學[M].北京:北京理工大學出版社,2001:242-248.

Matching of TCA Turbocharger with Marine Low-speed Engine

ZHANG Fazheng1,2QIAO Xinqi1GU Jun2

Based on the matching test of turbocharger-diesel engine without uniform standard and rich experience so far, a matching method for turbocharger/marine low-speed two-stroke engine was introduced and the matching equipment was established. The different sizes of the nozzle ring, the turbine rotor and the diffuser were researched, which had different influence on turbocharger parameters, engine performance and surge stability. As engine load being increased: the turbocharger efficiency was decreased at first and then raised, the specific fuel consumption and the surge margin were raised at first and then decreased; the optimal performance was at medium-high load. As the installation of one step smaller nozzle ring and turbine rotor, the engine air consumption characteristic curve moved upward and left, which changed the charge air pressure and the specific fuel consumption significantly. As the installation of one step smaller diffuser, the compressor flow map turned counter-clockwise around the origin of coordinate, which increased surge margin obviously at high load, along with a slight variation of engine air consumption characteristic curve.

turbocharger, matching test, nozzle ring, marine engine, surging test

2016年6月6日,

2016年7月25日

國家自然科學基金項目(編號:91441124)資助。

張發政,男,碩士研究生,高級工程師,研究方向:增壓器與柴油機的匹配。喬信起,男,博士,教授,博士生導師,研究方向:內燃機設計、電控與代用燃料。顧駿,男,碩士,高級工程師,研究方向:柴油機增壓的模擬計算。

TK421+.8

10.3969/j.issn.1672-9730.2016.12.039