6135AZLD電站柴油機設計開發(fā)及結構改進

魏 來，褚超美

（上海理工大學，上海200093）

6135AZLD電站柴油機設計開發(fā)及結構改進

魏 來，褚超美

（上海理工大學，上海200093）

介紹了6135系列電站用柴油機的結構改進、性能改進過程，并通過零部件優(yōu)化設計，如曲軸、活塞組件、濾清系統(tǒng)和冷卻系統(tǒng)，并進行了燃油系統(tǒng)和增壓系統(tǒng)的匹配和優(yōu)化，使整機性能最終滿足開發(fā)要求。

柴油機電站結構功率性能試驗

1 引言

上柴公司的6135柴油機自50年代末60年代初開發(fā)成功并實現(xiàn)批產(chǎn)以來，已經(jīng)歷了半個多世紀。其良好的工作可靠性和使用方便性，一直深受廣大用戶的歡迎。近幾年，隨著市場要求越來越高，尤其是電站柴油機需求量的不斷上升，6135電站柴油機結構笨重、技術指標相對落后的問題便越發(fā)突出。因此，6135電站柴油機的結構改進、功率提升、性能優(yōu)化和提高配套適應性已成了迫切任務[1]。本文著重闡述了6135AZLD柴油機的總體布置及設計思想，并從設計分析、計算等角度，對在設計結構上有較大改進的曲軸、活塞以及冷卻潤滑系統(tǒng)進行了較為詳盡的描述與探討。

2 開發(fā)目標

6135AZLD電站柴油機的設計著重考慮以下幾點：（1）延續(xù)原6135柴油機零部件通用性，主要零部件不作大的改動，能夠在現(xiàn)有設備上進行加工并迅速實現(xiàn)批量生產(chǎn)；（2）達到高功率、低油耗，滿足用戶需求；（3）提高可靠性和耐久性，即根據(jù)多年來從用戶使用中得到的質(zhì)量信息資料，有針對性地進行設計改進，以提高產(chǎn)品的使用可靠性和耐久性。（4）外觀布局合理，管路連接可靠。柴油機主要技術參數(shù)見表1，外觀如圖1所示。

3 主要零部件結構設計

3.1 曲軸

提高組合式曲軸連接螺栓的預緊力以增強曲軸的強度和承載能力，保證曲軸使用的可靠性[2]。曲軸連接螺栓的預緊力不足是導致曲拐斷裂的主要原因，尤其是第三、四節(jié)兩曲拐的貫穿長螺栓難以充分擰緊，在運轉過程中兩曲拐結合面受撞擊摩擦產(chǎn)生了焊合斑痕，致使曲拐曲臂肩部的薄弱環(huán)節(jié)在運轉過程中產(chǎn)生疲勞損壞。為此進行以下改進：

（1）取消長螺栓兩端的防漏油墊片是一個有效措施。因為軟墊片會變形導致剛性減弱，致使在運轉過程中曲軸螺栓的預緊力逐漸下降而松弛。取消墊片后從該處泄漏的潤滑油量是有限的，已提高流量的機油泵能滿足潤滑用油要求。

表16135 AZLD電站柴油機主要參數(shù)

圖16135 AZLD電站柴油機外形圖

（2）除前軸連接螺栓因結構上原因不能改動之外（并且前軸輸出功率也不變），將所有曲軸六角螺栓和螺母改為法蘭面螺栓和法蘭面螺母。原螺栓、螺母的支承面直徑Φ26 mm，現(xiàn)法蘭面直徑為Φ33 mm，厚3 mm。經(jīng)計算，承壓面增加了113%以上，并且可以提高防松能力。原定位螺栓六角頭部厚12 mm，現(xiàn)加厚到15 mm，法蘭面厚為3 mm，將除前軸連接螺栓外的所有螺栓的六角頭厚度改成一致。

（3）薄型螺母的改進是將螺母厚度增加3 mm，螺母厚度一致以達到提高承載扭矩之目的。簡單直觀的比較，原薄型螺母厚為12 mm，螺距1.5，螺母的牙數(shù)為8牙；現(xiàn)改為厚15 mm，牙數(shù)增加了2牙，達到10牙，牙數(shù)增加比為25%；因此螺母的機械性能等級相應提高。

（4）取消連接處不銹鋼墊片，采用法蘭面螺栓和法蘭面螺母并提高曲軸間擰緊力矩。

曲軸連接螺栓和曲軸改進設計參見圖2和圖3。

圖2 曲軸連接螺栓改進設計

3.2 活塞、活塞環(huán)

135柴油機用戶市場反應存在“機油耗高、下竄氣大”等問題。原設計的缸套、活塞及活塞環(huán)這一摩擦副在結構、材質(zhì)及性能等多方面不能滿足要求，近年來持續(xù)對缸套、活塞環(huán)進行了一系列的改進：如改進缸套內(nèi)孔表面的網(wǎng)紋結構，第一道氣環(huán)采用陶瓷復合鍍的梯形桶面環(huán)等等。雖取得了一定的效果，但沒有根本上解決135柴油機機油耗高、曲軸箱漏氣量大的問題。

經(jīng)過進一步分析，認為此套摩擦副的匹配仍不太理想，主要是135柴油機原活塞結構不太合理，如頭部留有積炭槽、采用4道環(huán)槽結構等。本次對活塞內(nèi)腔、外型、裙部、銷孔、環(huán)槽等結構進行了改進設計，具體如下。

（1）內(nèi)腔：銷座上方采用“滿筋”結構，以加強頭部剛度，減小頭部在使用中的變形，有利于環(huán)組的密封，減小漏氣量及機油耗；同時采用偏心圓內(nèi)腔，減小裙部長軸處壁厚，而又擁有足夠的剛度。但這將導致活塞重量增加，因此將活塞總長減短至155 mm，且內(nèi)腔銷座采用斜銷座結構，以減輕重量。

（2）外型：銷孔方向采用鑄造“面窗”，作為回油通道，并減重。

圖3 曲軸改進設計

（3）裙部外型面：由于銷孔方向已采用鑄造“面窗”，有通暢的回油通道；裙部型面采用特殊的中凸橢圓結構，以改善裙部的導向性和承載能力。

（4）銷孔：采用錐度+橢圓的結構，減小因活塞銷變形引起的裙部變形，提高銷孔的承載能力，并能有效潤滑銷孔及活塞銷。銷孔向主推力面偏心0.4 mm，減弱活塞的二階運動。

（5）環(huán)槽：由原4道環(huán)槽改為三道環(huán)槽，第一環(huán)距頂面高度25 mm，增加第一環(huán)岸的厚度，以增加環(huán)岸的剛度；在第一環(huán)岸開卸荷槽，以降低漏氣量和機油耗。

（6）活塞頭部：取消原有積炭槽結構。

改進后活塞的結構見圖4?；钊h(huán)也作了相應改進設計：（1）第一道氣環(huán)：采用半鑲嵌，偏桶面結構，由鍍鉻改進為復合鍍電鍍陶瓷表面處理；（2）第二道氣環(huán)：采用多元合金鑄鐵，表面等離子氮化處理，有效地提高了活塞環(huán)的耐磨與抗拉缸性能，是活塞環(huán)行業(yè)目前較高的配置。

圖4 改進后活塞

3.3 飛輪殼

飛輪殼油道重新優(yōu)化，減少外部連接點，消除機油泄漏隱患，如圖5所示。

圖5 改進后飛輪殼

3.4 機油濾清器和機油冷卻器

135柴油機多年來一直使用繞線式或刮片式機油粗濾器與離心式精濾器配套工作的機油濾清器。這種機油濾清器雖然有經(jīng)久耐用的優(yōu)點，但粗濾器的濾清效果并不是很好，維護保養(yǎng)花的時間也較多。重新設計濾清器座，采用了以旋裝式機油濾清器與離心式機油精濾器配套工作的新型機油濾清器；同時將機油冷卻器與機油濾清器集成，進油及泄油位置移到濾清器座內(nèi)。如圖6所示。

3.5 提高機油泵流量

機油泵靠齒輪傳動，傳動比1.24。原機油泵在發(fā)動機正常運轉時，機油流量55 L/min。隨著功率提高，需要進一步提高機油泵流量，滿足需要。對傳動系統(tǒng)進行更改，提高速比，加大流量，如圖7所示。

圖6 機油濾清器座

圖7 改進后機油泵

3.6 其它改進措施

（1）重新設計水泵。更改驅動帶輪直徑；同時通過優(yōu)化葉輪和傳動比的匹配，達到提高揚程，加大流量的目的。

（2）重新設計冷卻水管路。適當增大了流通面積以減小流動阻力，同時按整體設計要求進行管路布置。

（3）采用P型噴油泵，提高了噴油泵體的剛度，可以承受較高的噴油壓力而不發(fā)生變形，以適應柴油機不斷向大功率、高轉速強化的需要。

4 柴油機性能試驗

對樣機進行性能匹配試驗，分別采用5× φ0.32和6×φ0.29兩種噴油器，爆發(fā)壓力控制在13.5 MPa以內(nèi)，最終經(jīng)過對比，結合油耗、爆發(fā)壓力、排溫等決定采用5×φ0.32噴油器。如圖8、9、10所示。

在此基礎上，按GB/T1105規(guī)定的一般性試驗要求項目進行了臺架性能試驗；負荷特性試驗及壓氣機曲線圖見圖11和12?？梢娫摬裼蜋C在標定功率的50%～110%的范圍內(nèi)，燃油消耗率均在220g/ (kW·h)以下，最低燃油消耗率為207.1 g/(kW·h)，具有很好的使用經(jīng)濟性。

5 柴油機熱平衡試驗

圖8 燃油消耗率

圖9 爆發(fā)壓力

圖10 排氣溫度

近20來，隨著計算機與計算技術的快速發(fā)展，對動力裝置熱平衡的仿真模擬計算研究越來越多。但是，試驗研究仍然有著其不可取代的地位，主要表現(xiàn)在以下兩方面：

圖11 負荷特性試驗曲線

圖12 壓氣機特性曲線圖

（1）熱平衡試驗研究為發(fā)動機的性能提供精確數(shù)據(jù)；測量是對試驗對象性質(zhì)的真實反映。隨著傳感器精度的提高、計算機技術的飛速發(fā)展、現(xiàn)代先進測試技術的廣泛應用，測試精度、速度、可靠性等已經(jīng)不再是試驗研究的瓶頸。試驗研究不僅能夠提供熱平衡圖，從中找出提高發(fā)動機性能的改進方向，而且可以提供所需要的發(fā)動機不同工況點下的數(shù)據(jù)。目前，發(fā)動機普遍采用強化技術，與以前的發(fā)動機相比，其燃燒過程與冷卻系統(tǒng)都發(fā)生了許多變化，結構更加復雜，工作狀況更加惡劣，舊的數(shù)據(jù)已經(jīng)不適用于新型發(fā)動機。對于新型發(fā)動機的設計與改進來說，基礎數(shù)據(jù)的獲得迫在眉睫。

（2）熱平衡試驗研究為仿真模擬提供必須的驗證依據(jù)。熱平衡仿真模擬計算是用數(shù)學模型描述熱量的分配狀況。它依賴于缸內(nèi)工作過程、燃燒室部件傳熱模型的仿真、發(fā)動機進、排氣管的流動與傳熱、冷卻與潤滑系的流動與傳熱仿真研究以及散熱器的傳熱仿真研究。到目前為止，國際上有關動力裝置熱平衡的仿真模擬研究所用的模型還過于簡化，這些模型與實際情況差距較大。需要由試驗研究對其模型的可靠性提供必需的驗證依據(jù)[3]。

6135AZLD柴油機熱平衡試驗數(shù)據(jù)記錄見表2，以下所有的計算均基于表2中的實測值。

對于增壓中冷發(fā)動機，進入發(fā)動機的燃油燃燒產(chǎn)生的總熱量Q總的去向分布：（1）轉化成為有效功的熱量Qe；（2）排氣排出的熱量Q排氣；（3）冷卻液帶走的熱量Q冷卻液；（4）進氣中冷帶走的熱量Q中冷；（5）殘余熱量Q殘余。發(fā)動機熱平衡方程式[4]：

表2 6135AZLD柴油機熱平衡試驗記錄

其中Hu為燃料低熱值，取42780 kJ/kg。

其中，G排氣＝G進氣＋Gb＝1068.8 kg/h，Cp排氣為排氣比定壓熱容，取1.099 kJ/(kg·℃)；

其中，Cp冷卻液為冷卻液比定壓熱容，由于試驗時冷卻液為水，故取值4.1868 kJ/(kg·℃)。

其中，Cp進氣為進氣比定壓熱容，取1 kJ/ (kg·℃)；

圖13為6135AZLD電站柴油機單機熱平衡試驗安裝示意圖。通過上述試驗數(shù)據(jù)和計算結果，可以得出6135AZLD電站柴油機熱量分配圖，如圖14所示。將發(fā)動機的燃油燃燒產(chǎn)生的總熱量Q總作為100%，則轉化成為有效功的熱量Qe占38.99%，排氣排出的熱量Q排氣占27.29%，冷卻液帶走的熱量Q冷卻液占21.27%，進氣中冷帶走的熱量Q中冷占1.86%，殘余熱量Q殘余占10.59%。

在本試驗中，發(fā)動機帶風扇、水空中冷器、散熱器，風扇消耗功率計入發(fā)動機的余熱。此外本試驗使用的散熱器性能基本滿足發(fā)動機在40℃環(huán)境溫度下性能要求。

樣機交于揚州奧克發(fā)電設備有限公司，用于配套180kW發(fā)電機組。實際使用情況表明：該機運行穩(wěn)定、工作可靠。

圖136135 AZLD柴油機熱平衡試驗安裝示意圖

圖146135 AZLD電站柴油機熱量分配圖

6 結論

6135AZLD發(fā)電用柴油機達到了預定的各項設計要求，是一個具有個性化的135系列柴油機升級型新產(chǎn)品。實踐證明，老產(chǎn)品通過設計改進，注入新的技術，同樣可以再現(xiàn)活力，延續(xù)其生命力。

1茅繼慶編著.135系列柴油機設計經(jīng)驗及第二代設想[R].上海柴油機廠，1975.

2楊連生編著.內(nèi)燃機設計[M].北京：中國農(nóng)業(yè)出版社，1981.

3白敏麗，沈勝強，陳家驊等.內(nèi)燃機傳熱全仿真模擬研究進展綜述[J].內(nèi)燃機學報，2000，18（1）：96-99.

4沈維道，蔣智敏，童鈞耕.工程熱力學（第3版）[M].北京：高等教育出版社，2001.

Improvement of Design and Structure of 6135AZLD Diesel Engine

Wei Lai,Chu Chaomei
（University Of Shanghai For Science And Technology,Shanghai 20093,China）

The s tructure design improvement and performance development of 6135 series diesel engine is introduced.Structure design improvement was carried out on the crankshaft,piston,oil filter system and cooling system.In addition,matching of the fuel system and supercharging system was optimized. The result shows that the improvement and optimization have enabled the engine performance to meet the development requirements.

diesel engine,generator set,structure,power,test

10.3969/j.issn.1671-0614.2014.01.006

來稿日期：2013-06-15

魏來（1981-），男，工程師，主要研究方向為發(fā)動機性能匹配。