二冲程低速船用柴油机压缩垫片厚度的确定方法

摘要

本发明涉及一种二冲程低速船用柴油机压缩垫片厚度的确定方法，该方法是在已有主机实验参数的基础上，确定“计算主机”的压缩垫片厚度，所述的“参照主机”的机型和缸径与“计算主机”相同，具体包括如下步骤：第一步、利用“参照主机”的Pc、Ps以及压缩垫片的厚度δ1排气凸轮正时α1，计算“参照主机”的排气阀关闭角；第二步、由第一步的结果和排气凸轮正时差得出“计算主机”的排气阀关闭角θ；第三步、得出“计算主机”所需要的压缩垫片厚度δ。本发明的方法是在“参照主机”试验数据的基础上计算达到期望参数“计算主机”所需的压缩垫片厚度值，具有缩短调试周期、节约能源和降低成本的优点。

说明书

技术领域

本发明涉及船用柴油机，特别是涉及一种二冲程低速船用柴油机压缩垫片厚度的确定方法，利用现有条件来确定压缩垫片的厚度。

背景技术

压缩垫片也称为调整垫片，是二冲程低速船用柴油机中用于调整燃烧室容积的零件。在柴油机新机型开发中采用先进的CAE技术模拟主机进气、压缩、燃烧、排气的整个工作过程，输入空气、燃气通道的结构参数和主机特性参数(如：转速、设计油耗、冲程等)，获取空气和燃气通道内的温度、压力、流量等性能参数，再根据参数优化的要求修改结构参数或主机特性参数，其中也包括了压缩垫片厚度。

现有技术中，一般是采用上述理论确定的压缩垫片厚度设计值装机，而在实际应用中往往需根据实验数据来调整压缩垫片的厚度，实验数据的取得是将机器安装完成以后，进行调试，记录调试的数据，若该数据合格，则证明该压缩垫片的厚度合适；若不合格，则需要调整参数，再次进行测试，反复调整直至测试结果合格。这样，整个试车过程烦琐，且周期长、工作量大，试车实验的能耗也多。

在《柴油机原理》(刘颖主编、华中工学院出版社)第一章第二节中，给出了如下热力学公式：

                 (P_C/P_S)^1/n＝(VC+V_H)/V_C

该公式被用于计算P_c，但在二冲程低速船用柴油机实际生产应用中，除个别机型外，大部分机型的压缩垫片厚度是需要在调试过程中实际匹配的，燃烧室容积V_c和有效压缩容积V_H是未知的。实践表明，现有技术资料所提供的压缩垫片厚度值，有不少纯粹是工作过程优化计算的结果，没有经历过实践检验，不一定正确，为此，在确定实际垫片厚度值时，还须参考同类机型车间试验的结果进行计算。

发明内容

本发明的目的在于克服现有技术中存在的不足，提供一种二冲程低速船用柴油机压缩垫片厚度的确定方法。利用本发明的方法达到迅速确定压缩垫片厚度的目的，无需再经过反复试验。

本发明提供的技术方案如下：

在已有“参照主机”实验参数的基础上，确定“计算主机”压缩垫片厚度：

第一步、计算“参照主机”的排气阀关闭角。将“参照主机”的Pc、Ps以及压缩垫片的厚度δ₁排气凸轮正时α₁带入如下公式：

$h_1=S-\frac{({P_C}^{1/n}-{P_S}^{1/n})*(4*V_{c0}*{10}^6-{\pi }^{*}{D}^2*{\delta }_1)}{{P_S}^{1/n}*{\pi }^{*}{D}^2}---\left(1\right)$

${\theta }_1=360-\arccos \left[\frac{L^2-S^2/4-{(L-S/2+h_1)}^2}{S^{*}(L-S/2+h_1)}\right]---\left(2\right)$

得到“参照主机”的无效行程h₁和排气阀关闭角θ₁，公式中L为连杆长度，S为主机冲程，D为缸径Vc0是压缩垫片厚度为零时燃烧室的容积，Pc为缸内压缩压力，Ps为扫气压力；

第二步、利用如下公式得出“计算主机”的排气阀关闭角θ：

θ＝θ₁-α+α1              (3)

其中，θ₁为“参照主机”的排气阀关闭角，α₁为“参照主机”的排气凸轮正时，(α-α₁)为“计算主机”与“参照主机”的排气凸轮正时的角度差；

第三步、利用如下公式得出“计算主机”所需要的压缩垫片厚度δ：

$h=\frac{S}{2}*\cos \theta -L+\frac{S}{2}+\sqrt{L^2-{(\frac{S}{2}*\sin \theta )}^2}---\left(4\right)$

$\delta =\frac{4*V_{C0}*{10}^6}{\pi *D^2}-\frac{(S-h)*{P_S}^{1/n}}{{P_C}^{1/n}-{P_S}^{1/n}}---\left(5\right)$

其中，h为无效行程，n＝1.4。

相对于现有技术，本发明带来了如下技术效果：

本发明在现有“参照主机”试验参数的基础上，运用上述公式得出“计算主机”的参数，主要是压缩垫片的厚度，具有缩短调试周期、节约能源和低成本的优点。

附图说明

图1是船用柴油机上曲柄连杆机构的示意图。

具体实施方式

下面结合具体的实施例来对本发明的二冲程低速船用柴油机压缩垫片厚度的确定方法做进一步的详细阐述，但不能以此来限制本发明的保护范围。

本发明的计算方法以下列两点为理论基础逐步展开：计算所用到的热力学公式(P_C/P_S)^1/n＝(V_C+V_H)/V_C中n为平均多变指数，因为实际压缩过程比较复杂，整个压缩过程中的多变指数n是不断变化的，在热力循环计算中，常用一个不变的平均多变指数n代替变化的n，只要求用前者计算出的压力P、温度T值与实际的压力P、温度T值相符。

其中的多变指数n可以通过下列两种方法确定：a)由某型机的实验数据反推得到的，对于同类型主机，其n值是基本相同的，但由于排气阀定时测试比较困难，因此目前大部分主机的n值还不能通过这种方法确定。b)目前低速二冲程船用柴油机额定转速运行时，整个压缩过程一般＜0.6s，鉴于其压缩过程的快速性，为简化计算也可以将n取为k(空气绝热指数1.4)，即以理想的绝热压缩过程来近似代替实际的多变压缩过程。目前掌握的计算数据表明，n取为k对垫片厚度影响很小，满足生产要求。

二冲程低速船用柴油机排气阀的开关，通常以排气凸轮驱动液压系统来实现的，排气阀关闭时的曲轴转角由凸轮正时决定，理想状况下，凸轮正时提前或滞后1度，排气阀关闭角也相应提前或滞后1度。为便于推算“计算主机”的排气阀关闭角，在本计算方法中不考虑因泄漏、液体受压等因素的影响，以理想状况为基础：同类机型的排气凸轮正时与排气阀关闭角之间的关联关系是不变的(即一种排气凸轮正时对应一种排气阀关闭角)，凸轮正时提前或滞后1度，排气阀关闭角也相应提前或滞后1度。由“参照主机”的实验数据计算出其排气阀关闭角，根据“计算主机”和“参照主机”的排气凸轮正时角度差，即可确定“计算主机”的排气阀关闭角，以此计算出有效压缩容积VH。

实际应用中还必须满足下列条件：

1、准确的“参照主机”试验数据，特别是Ps、Pc、Pmax值。计算用的参数须取自ISO条件换算值。

2、“参照主机”和“计算主机”必须是同类机-即缸径、机型(MC/MCC/MK)相同，其他参数(如：缸数、功率、转速、增压器型号等)可以不同。

3、“参照主机”和“计算主机”的以下零部件必须相同：连杆长度，排气凸轮线型，压缩垫片厚度为零时的燃烧室容积。

4、100％负荷时，增压器配机达到设计要求。

为更好地理解压缩垫片厚度计算方法，需要结合二冲程低速船用柴油机曲柄连杆机构(如图1所示)进行简要说明，图1是船用柴油机上曲柄连杆机构的示意图，图中的O₂O₃为连杆，OO₃为曲柄，连杆与十字头相连的O₂端沿O₁O₂及其延长线做上下往复运动，与曲柄相连的O₃端绕O做圆周运动。当活塞往上运动至最高点，此时O₃点位于上死点(即TDC，定义曲轴转角为0°CA)，当活塞往下运动至最低点时，O₂与O₁点重合，而O₃与O₄点重合。活塞从下往上运动，排气阀关闭时的曲轴转角为θ，排气阀关闭前的这段行程O₁O₂称为无效行程h。

在本计算方法中，无效行程h和排气阀关闭角θ是要求解的参数，而需要给定的参数如下：

1、通用参数：

连杆长度L(mm)

主机冲程S(mm)

缸径D(mm)

压缩垫片厚度为零时燃烧室容积V_C0(L)

2、“参照主机”参数：

100％负荷ISO条件下的P_s1、P_c1值(bara)

压缩垫片厚度δ₁(mm)

排气正时α₁

3、“计算主机”参数：

期望的100％负荷P_s、P_c值

排气正时α

实施例

下面以7S60MCC机型为例，具体应用本发明的二冲程低速船用柴油机压缩垫片厚度的确定方法来计算出压缩垫片的厚度值。

1.通用参数：

连杆长度L＝2460(mm)

主机冲程S＝2400(mm)

缸径D＝600(mm)

压缩垫片厚度为零时燃烧室容积V_C0＝42.3(L)

2.“参照主机”参数：

a)100％负荷ISO条件下的P_s1＝3.77、P_c1＝133.23(bara)

b)压缩垫片厚度δ₁＝4(mm)

c)排气凸轮正时α₁＝-6(C.A.)

3.“计算主机”参数：

d)期望的100％负荷P_s＝3.75、P_c＝142值

e)排气凸轮正时α＝-5(C.A.)

将计算式中的n均取值为K＝1.4，计算如下：

第一步：计算“参照主机”的排气阀关闭角。

代入通用参数和“参照主机”参数到计算式(1)，求无效行程h₁：

$h=S-\frac{({P_C}^{1/n}-{P_S}^{1/n})*(4*V_{c0}*{10}^6-\pi *D^2*\delta )}{{P_S}^{1/n}*\pi *D^2}$

$=2400-\frac{({133.23}^{1/1.4}-{3.77}^{1/1.4})*(4*42.3*{10}^6-\pi *{600}^2*4)}{{3.77}^{1/1.4}*\pi *{600}^2}$

$=687.16\left(\mathrm{mm}\right)$

将通用参数、“参照主机”参数和h₁的计算结果代入计算式(2)，求排气阀关闭角θ₁：

第二步：将第一步排气阀关闭角θ₁计算结果，和两主机的排气凸轮正时，代入到计算式(3)可推算出“计算主机”的排气阀关闭角θ：

θ＝θ₁-α+α₁

  ＝259.89-(-5)+(-6)

  ＝258.89(C.A.)

第三步：“计算主机”达到期望参数所需要的压缩垫片厚度δ(mm)。代入第二步排气阀关闭角θ的计算结果、通用参数和“计算主机”参数到计算式(4)：

$h=\frac{S}{2}*\cos \theta -L+\frac{S}{2}+\sqrt{L^2-{(\frac{S}{2}*\sin \theta )}^2}$

$=\frac{2400}{2}*\cos 258.89-2460+\frac{2400}{2}+\sqrt{{2460}^2-{(\frac{2400}{2}*\sin 258.89)}^2}$

$=668.65\left(\mathrm{mm}\right)$

将h的计算结果、通用参数和“计算主机”参数代入到计算式(5)：

$\delta =\frac{4*V_{C0}*{10}^6}{{\pi }^{*}{D}^2}-\frac{(S-h)*{P_S}^{1/n}}{{P_C}^{1/n}-{P_S}^{1/n}}$

$=\frac{4*42.3*{10}^6}{\pi *{600}^2}-\frac{(2400-668.65)*{3.75}^{1/1.4}}{{142}^{1/1.4}-{3.75}^{1/1.4}}$

$=10.06\left(\mathrm{mm}\right)$

即：排气凸轮正时α＝-5(C.A.)，100％负荷时，“计算主机”为达到期望值P_s＝3.75bara、P_c＝142bara，所需要的压缩垫片厚度为10.06mm。