【船机帮】轴流式增压器与船用低速柴油机的匹配

由于石油日益短缺，柴油机油耗越来越受到关注。

增压器与柴油机的合理匹配，可在满足动力性及排放标准的情况下，保证高的柴油机燃料经济性，因此增压器配机试验是必要的。

一艘新船舶选定柴油机后，据功率、转速等，选择增压器并通过台架性能和排放试验，以满足船舶的螺旋桨特性要求。

本文研究ＭＡＮ增压器与ＭＡＮ二冲程电控柴油机的匹配，以达到如下规定指标：

１）扫气压力、排气温度、空气流量、增压器效率、燃油消耗率；

２）喘振稳定性（喘振裕度）；

３）废气排放标准。 

增压器配机试验中，常会遇到一个或几个设计指标不能满足的情况，这就需更换增压器不同档位的流通元件从而调整增压器流通元件流通面积，但需要哪一种流通元件及哪一档，要基于增压器气体和柴油机性能参数的精确测量和档位间隔对应的增压器和柴油机行为参数的间隔。

ＭＡＮ增压器已广泛应用于二冲程和四冲程柴油机，使用滑动轴承和非冷却式废气涡壳。

按废气流过涡轮叶片的方向，分为轴流式涡轮TCA（Turbocharger Axial）系列和径 流式涡轮TCR（Turbocharger radial）系列。后者适合于小流量。

ＴＣＡ系列涡轮增压器主要应用于大功率船用低速柴油机，有七种规格：

ＴＣＡ３３、ＴＣＡ４４、ＴＣＡ５５、 ＴＣＡ６６、ＴＣＡ７７、ＴＣＡ８８和 ＴＣＡ８８－２５，适 合 脉 冲 或 定压增 压，覆盖２０００ｋＷ～３００００ｋＷ柴油机功率范围，见表１。

配二冲程柴油机时，压气机压比最高达4.８，见表２；

空气流量为６.２ｍ³/ｓ～５８.０ｍ³/ｓ， 见图１。

图１ 增压器的应用范围

效率、压比、流量高，振动小，重量轻、结构紧凑，寿命长，易维修、运行安全、产品成本和寿命期成本低。

已应用于ＭＡＮ公司的二冲程柴油机系列S３５ＭＣ－Ｃ，Ｓ３５ＭＥ－Ｂ，Ｓ４０ＭＣ－Ｃ，Ｓ４０ＭＥ－Ｂ，Ｓ５０ＭＥ－Ｂ， Ｇ５０ＭＥ－Ｂ，Ｇ６０ＭＥ－Ｃ，Ｇ７０ＭＥ－Ｃ，Ｇ８０ＭＥ－Ｃ，Ｋ８０ＭＥ－Ｃ，缸数为５～１２缸。

涡轮增压器的压气端由消音器、压气机壳、扩压器和压气机叶轮组成，废气端由废气进 口壳、喷嘴环、废气出口壳和废气叶轮组成，增压器的流通元件有：

１）压气机叶轮（Compressor Wheel,CW），由铝块经锻造、碾压成形，可承受高圆周速度；叶轮紧固在涡轮转子轴上，对吸入的新鲜空气增压。 

２）扩压器（DIffuser,DI），坯件由延展性铸铁制成，然后铣削成叶片型。 

３）废气叶轮（Turbine Rotor），叶轮盘由耐高温合金锻造而成，并通过摩擦焊焊接到轴上。

叶片由镍基合金经精锻或熔模铸造而成，它们通过枞树形脚连接方式与叶轮盘固接。

４）喷嘴环（Nozzle Rinn），由铸造而成，带有异型叶片，保证了高涡轮效率和很低的转子叶片激振。

基于空气流量和压比的估算，新船首台柴油机匹配增压器时，通常配备不同档位的流通部件，特别是喷嘴环和扩压器。

不同型号增压器可供选择的流通部件都有很多档，每档的叶片角度不同，相邻两档间流通面积约相差3％。

通过更换增压器不同档位的喷嘴环和不同档位的扩压器以分别保证柴油机动力性和增压器喘振稳定性。

柴油机转速突然降低时，空气流量需求也应突然降低，而压气机压比仍较高，进气流量较大，导致压气机运行不稳定。

当空气流道里的反冲压力太高时，空气流向就会被打乱，部分顺流方向上的空气通过压气机逆向流动，与正向气流对冲，从而造成喘振。

喘振使压气机叶轮承受太大的压力，持续的喘振会导致叶轮损坏，所以柴油机进气管道要设计成承受超过１bar的过压冲击。

在柴油机动力性能满足设计指标的情况下，还要看喘振裕度（surgemargin）是否足够，所以必须对柴油机做增压器喘振试验。

喘振裕度是柴油机运行工况的增压器进气流量Ｑｅ与该工况压比对应的压气机喘振线上的流量Ｑｃ之差的△Ｑ 和Ｑｃ的比值△Ｑ／Ｑｃ，如图２所示。

图２ 柴油机－增压器联合运行特性曲线

图３ 配机试验装置

如图３所示，配机试验装置包括ＭＡＮ公司二冲程柴油机６Ｇ７０ＭＥ－Ｃ９.５（技术参数见表３）、增压器、ＣＦ－ＳＲ水力测功机、ＰＭＩ缸压测取装置（见图４）、ＹＨＹ４燃 油 耗 仪、ＣＡＩ６００气 体 分 析 仪、 采集增压器气体参数的ＣＡＮＳＡＳ数据实时采集系统（见图５）。

图４ ＰＭＩ缸压测取装置

图５ ＣＡＮＳＡＳ２.６数据采集系统

由实测的缸压曲线，可提取压缩压力、爆发压力等。

使用油耗仪、排放分析仪分别测量燃油消耗率、ＮＯｘ排放。

根据图１和表２，ＴＣＡ４４增压器的最高压比４.５５可满足该柴油机要求，但单台增压器的空气流量范围只有１２.００ｍ³／ｓ～１３．５０ｍ³／ｓ（１３.９６ｋｇ／ｓ ～１５．７０ｋｇ／ｓ），因此选配两 台ＴＣＡ４４增压器并排连到柴油机排气集管。

现在，各柴油机厂对增压器气体参数的测点不相同。

比如，增压器后的排气管有粗有细；排气背压测点不是在增压器出口，而是距增压器排气出口有１ｍ、３ｍ 和１０ｍ 的。

很多柴油机厂用手持设备测量或人工读取机旁数据，不能保证柴油机工况波动时的实时测量、各参数的同步测量和短时间内的许多次测量。

图６ 增压器测点布置

图６是ＣＡＮＳＡＳ实时数据采集系统在ＴＣＡ４４增压器上的数据测点分布，分别测量压气机进口的新鲜空气温度和压力（距消音器进口端面２／３位置）、压气机出口的增压压力和温度、透平进出口的废气温度和压力及压气机涡旋通道径向内和外空气压力（volutepressure）。

软件由这些一定环境下的实测数据计算空气流量和效率，并修正空气流量、增压压力、和废气进口温度到ＩＳＯ 标况值。 

ＣＡＮＳＡＳ还采集增压器转速等。 

压气叶轮在增压器选型时据柴油机与增压器联合运行特性曲线选定，在柴油机配机时一般不需更换。

增压器的初始配置为ＮＲ１－ＴＲ１－ＤＩ１－ＣＷ１，配机备用流通部件有：

１）流通面积小于ＤＩ１的邻档扩压器ＤＩ２，

２）流通面积小于ＴＲ１的邻档废气叶轮ＴＲ２，３）流通面积小于ＮＲ１的邻档喷嘴环ＮＲ２。

不同档喷嘴环的进排气口方向也不同，导致气体对废气叶轮的冲击力不同，当喷嘴环与废气叶轮的流通面积比超出限制范围时，转子不平衡，震动过大。

本文采用三种配置：

１）配置１：

ＣＷ１－ＤＩ１－ＴＲ１－ＮＲ１，为初始配置。

２）配置２：

ＣＷ１－ＤＩ１－ＴＲ２－ＮＲ２，在配置１不满足设计指标时，换用小一档的喷嘴环 ＭＲ２加小一档的废气涡轮ＴＲ２。

３）配置３：

ＣＷ１－ＤＩ２－ＴＲ２－ＮＲ２，配置２不满足喘振稳定性要求时，换用小一档的扩压器ＤＩ２。

图８-13 增压器配置对柴油机性能参数的影响

图８～1３分别给出增压器配置对不同负荷扫气压力、空气流量、废气进口温度、增压器效率、燃油消耗率和喘振裕度的影响。

柴油机负荷增加，则：

１）扫气压力和废气温度升高；

２）每千瓦时计的单位空气流量减小，当然空气流量总量增加；

３）增压器喘振裕度在７５％ＭＣＲ最低。

４）增压器效率先升后降，在７５％ＭＣＲ时最大（配置１：６９.３％，配置２:７０.０％，配置３：６９.６％），随后降低，在 １００％负荷最低（配置１：６６.９％，配置２：６７.５％，配置３：６７.３％）。

５）燃 油 消 耗 率 的 变 化 跟 增 压 器 效 率相反，在７５％ＭＣＲ 最低。

柴油机耗气特性曲线在柴油机－增压器联合运行特性曲线中，低负荷时处于增压器低效率区，中高负荷时处于高效率区，而高负荷时又远离高效率区，因此效率曲线呈现先升后降的趋势，参见图２。

增压器效率对燃油消耗率影响很大，这也满足客户需求——船舶运营常用部分负荷工况的燃油经济性最佳。 

在１００％ＭＣＲ，经ＩＳＯ标况修正后，配置１的柴油机参数为：

废气进口温度４３４℃，燃油消耗率１６８.５ｇ／（ｋＷ·ｈ），尽管满足设计要求，但 是偏高；扫气压力３.７３ｂａｒ、空气流量６.８２ｋｇ／（ｋＷ·ｈ）、增压器效率６６.９％，均低于表３的设计要求。

过低的扫气压力和空气流量会恶化缸内燃烧，增加有害排放，而过高的扫气压力又会导致缸内爆发压力过高，因此需保持在一个 合理的范围。

在该配置中，扫气压力、废气温度分别比标准值低０.１１ｂａｒ、高 １１℃，而小一档喷嘴环可提高扫气压力０.０６ｂａｒ～ ０.１５ｂａｒ，降低废气温度５℃～１５℃，因此考虑换用小一档喷嘴环ＮＲ２。

喷嘴环ＮＲ２与废气涡轮ＮＴＲ１的流通面积比超出限值，所以配置２的废气涡轮也换用小一档的。

与配置１比，采用小一档的喷嘴环加小一档废气叶轮后，着眼１００％ＭＣＲ，柴油机参数变化如下： 

１）扫气压力和空气流量分别升高０.１３ｂａｒ 和 ０.２３ｋｇ／（ｋＷ·ｈ），见图８（ａ）和图８（ｂ）；

２）废气进口温度降低８℃，见图８（ｃ）；

３）增压器效率提高０.６％，见图８（ｄ）；燃 油 消 耗 率 降 低 ２.０ｇ／（ｋＷ· ｈ），见图８（ｅ）；

４）喘振裕度减少２％，达１２％，低于１５％的目标值，见图８（ｆ）；且１５Ｓ内从１００％ＭＣＲ 到５０％ＭＣＲ快降负荷时，增压器发生喘振。而更换一档扩压器引起喘振裕度变化３％～５％，因此考虑换用小一档扩压器ＤＩ２。 

与配置２比，配置３采用小一档扩压器，在１００％ＭＣＲ，柴油机参数变化如下：

１）扫气压力和空气流量分别降低０.０３ｂａｒ和０.０５ｋｇ／（ｋＷ·ｈ）， 见图８（ａ）和８（ｂ）；

２）废气进口温度升高２℃，见图８（ｃ）；

３）增压器效率降低０.２％，见图８（ｄ），燃油消耗率增加０.３ｇ／（ｋＷ·ｈ），见图８（ｅ）；

４）喘振裕度增加４％，见 图８（ｆ）。

可见，该配置的柴油机各项参数均满足设计要求，且喘振稳定性好，对应的尾气排放也满足标准。

最后，选择配置３。 

虽然喷嘴环和扩压器改换一档后的流通面积都相差３％，但两者对柴油机参数的影响不同。

更换用小一档的喷嘴环导致废气压力增加，废气通过涡轮机释放的能量增加，叶轮转速变高，因为功率平衡，提高了增压压力和空气流量，进入柴油机缸内空气量增多，改善缸内燃烧，降低废气温度。

在增压器压气机的特性图上，柴油机的耗气特性曲线向左向上移动，压气机特线曲线不变，因此喘振裕度会有一定的负面影响，参见图２。

而更换用小一档流通面积的扩压器，叶片角度发生变化，压气机特性曲线绕坐标原点逆时钟转动，明显影响喘振裕度，但由于压气效率范围宽泛，改变一档扩压器对压气效率影响不大，对增压器效率的影响更是甚微，因此柴油机耗气特性线变化小，对柴油机性能参数影响不大，参见图２。 

采用本增压器配机流程，基于各种流通部件档位间隔及对应的柴油机参数间隔，能快速有效地配机至设计要求。

１）增压器据柴油机功率、转速等选型，再通过台架性能试验微调增压器流通元件，以满足船舶螺旋桨特性要求。 

２）增压器配机过程是：

标定柴油机功率和转速；

调整喷射参数、进排气阀参数至设计值；

测量并评估中高负荷的缸压、增压器气体参数、柴油机行为参数；

测试喘振稳定性；

测量排放。 

３）喘振性能需要通过实际试验验证：

在柴油机5０％负荷时依序停缸和从１００％负荷快速降到５０％负荷，判断喘振否。如喘振发生，则更换增压器扩压器。

４）随柴油机负荷的增加，扫气压力、废气 温度、空气流量总量升高，单位千瓦时计的空气流量减少，增压器效率先升后降，燃油消耗率和喘振裕度先降后升。 

５）换用小一档喷嘴环加小一档废气叶轮后，柴油机的耗气特性曲线向左向上移动，在１００％负荷，柴油机扫气压力明显升高，燃油消耗率明显下降。而压气机特线曲线不变，会负面影响一定的喘振裕度。 

６）换用小一档扩压器后，压气机特性曲线绕坐标原点逆时钟转动，明显增加喘振裕度，但柴油机耗气特性线变化不大，对柴油机性能参数影响小。在１００％负 荷，柴油机扫气压力略微降低，燃油消耗率略微升高。

END