張 博，張 萍，王 銀

(海軍工程大學(xué) 動(dòng)力工程學(xué)院，湖北 武漢 430033)

柴油機(jī)作為熱功轉(zhuǎn)換的動(dòng)力機(jī)械，由于其經(jīng)濟(jì)性好、功率范圍廣、機(jī)動(dòng)性靈活，而廣泛應(yīng)用在船舶領(lǐng)域作為主動(dòng)力[1]。本文采用GT系列內(nèi)燃機(jī)仿真軟件，建立柴油機(jī)工作過(guò)程—冷卻系統(tǒng)—燃燒室耦合仿真模型，研究柴油機(jī)各項(xiàng)性能參數(shù)隨海水泵轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律。耦合仿真模型能夠更加真實(shí)貼近柴油機(jī)實(shí)際工作狀態(tài)，實(shí)現(xiàn)工作過(guò)程及冷卻系統(tǒng)的雙向模擬[2]，原因是柴油機(jī)周期性的燃燒放熱過(guò)程中，由于進(jìn)氣量、進(jìn)氣溫度、缸內(nèi)溫度等因素變化會(huì)引起燃燒放熱規(guī)律的變化，進(jìn)而影響壁面?zhèn)鳠?，冷卻水套水溫隨之變化；反過(guò)來(lái)，冷卻水溫的變化反作用于壁面?zhèn)鳠?，引起缸?nèi)溫度、進(jìn)氣溫度、進(jìn)氣量等因素的變化，進(jìn)而影響缸內(nèi)燃燒質(zhì)量、壓縮終點(diǎn)壓力和溫度等，對(duì)柴油機(jī)的熱量分配產(chǎn)生影響[3-4]。耦合仿真模型避免了僅采用工作過(guò)程仿真模型只能進(jìn)行單向熱傳遞的弊端。

1 耦合仿真模型的建立及標(biāo)定

1.1 工作過(guò)程—冷卻系統(tǒng)—燃燒室耦合仿真模型

某船用高速柴油機(jī)直列6缸、增壓水冷、四沖程、雙循環(huán)冷卻，主要技術(shù)參數(shù)見(jiàn)表1，雙循環(huán)冷卻系統(tǒng)如圖1所示。由圖1知，淡水泵將冷卻水泵入滑油冷卻器冷卻滑油后，進(jìn)入冷卻缸體及汽缸蓋，從機(jī)體出來(lái)的高溫淡水，經(jīng)過(guò)節(jié)溫器作用，一部分直接回到淡水泵入口，另一部分經(jīng)淡水冷卻器后回到淡水泵入口；外圍水經(jīng)海水泵泵入中冷器冷卻高溫高壓空氣，再進(jìn)入淡水冷卻器冷卻高溫淡水，之后回到海水柜。因此海水系統(tǒng)兼具冷卻增壓空氣和高溫淡水的作用，對(duì)柴油機(jī)性能有重大影響。

表1 技術(shù)參數(shù)

采用GT-Power軟件、GT-Cool軟件分別建立柴油機(jī)工作過(guò)程仿真模型、冷卻系統(tǒng)仿真模型，在GT-Suite軟件中建立燃燒室仿真模型。

以燃燒室仿真模型為耦合結(jié)合點(diǎn)，耦合柴油機(jī)工作過(guò)程仿真模型、冷卻系統(tǒng)仿真模型、燃燒室仿真模型，3個(gè)模型互為邊界條件。耦合過(guò)程的數(shù)據(jù)傳遞如圖2所示。

1)在GT-Power中計(jì)算得到熱邊界條件，主要是將氣體邊界條件(包括缸蓋、缸套、活塞初始溫度以及各部件之間的換熱系數(shù))和摩擦平均有效壓力，輸入到燃燒室仿真模型中。這一過(guò)程通過(guò)將燃燒室仿真模型的“Gas Boundary Conditions”選項(xiàng)設(shè)置為“From Cylinder”實(shí)現(xiàn)。

1-海水管路；2-淡水管路；3-空氣管路；4-廢氣管路；5-燃油管路；6-滑油管路；7-補(bǔ)水管路圖1 柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)圖

圖2 耦合過(guò)程的數(shù)據(jù)傳遞

2)根據(jù)輸入熱邊界條件，計(jì)算燃燒室溫度場(chǎng)和各部分傳熱量，然后通過(guò)缸蓋冷卻水腔、缸套冷卻水套換熱系數(shù)、溫度與冷卻系統(tǒng)仿真模型進(jìn)行熱量傳遞，冷卻系統(tǒng)溫度改變后，再以燃燒室壁面為媒介，通過(guò)對(duì)流換熱反作用于燃燒室，影響缸內(nèi)溫度和進(jìn)氣溫度，進(jìn)而影響燃燒質(zhì)量。這一過(guò)程通過(guò)更改工作過(guò)程仿真模型中缸壁溫度計(jì)算模式“Wall Temperature defined by FE Structure part”實(shí)現(xiàn)。

3)GT-Cool中建立的冷卻系統(tǒng)仿真模型的熱源，由工作仿真模型和燃燒室仿真模型所取代，為冷卻系統(tǒng)輸入熱量。

4)在GT-Suite集成操作界面中，將工作過(guò)程仿真模型與冷卻系統(tǒng)耦合燃燒室仿真模型耦合在一起，模型間互為邊界條件，將耦合模型設(shè)置為集成模塊。

1.2 耦合仿真模型的標(biāo)定

按照標(biāo)準(zhǔn)推進(jìn)特性Ne=Cn3進(jìn)行仿真計(jì)算，Ne為柴油機(jī)功率，kW；C為與船型等有關(guān)的常數(shù)系數(shù)；n為柴油機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min。選擇100%負(fù)荷點(diǎn)，即1 800 r/min(691 kW)額定工況點(diǎn)進(jìn)行標(biāo)定。缸壓曲線的仿真值與試驗(yàn)值對(duì)比如圖3所示。仿真值與試驗(yàn)值符合度較高，證明模型能夠反映缸內(nèi)燃燒情況。

圖3 100%負(fù)荷點(diǎn)缸壓曲線仿真值與試驗(yàn)值對(duì)比

對(duì)比100%負(fù)荷點(diǎn)性能參數(shù)仿真結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)，結(jié)果如表2所示，仿真值與試驗(yàn)數(shù)據(jù)相對(duì)誤差在10%工程允許誤差以內(nèi)，模型可以應(yīng)用于柴油機(jī)性能參數(shù)研究。

表2 性能參數(shù)對(duì)比結(jié)果

2 耦合仿真計(jì)算結(jié)果分析

當(dāng)柴油機(jī)作為船舶動(dòng)力驅(qū)動(dòng)螺旋槳工作時(shí)，螺旋槳所需功率與轉(zhuǎn)速的三次方成正比，不計(jì)傳動(dòng)損失，螺旋槳的吸收功率等于柴油機(jī)的輸出功率。選取25%、50%、75%、90%、100%、110%共計(jì)6個(gè)負(fù)荷點(diǎn)，分別對(duì)應(yīng)工況點(diǎn)1 134 r/min(172 kW)、1 429 r/min(344 kW)、1 637 r/min(517 kW)、1 740 r/min(619 kW)、1 800 r/min(691 kW)、1 860 r/min(762 kW)。設(shè)置海水泵轉(zhuǎn)速2 000 r/min、2 200 r/min、2 600 r/min、3 000 r/min、3 300 r/min共計(jì)5種情況，研究海水泵轉(zhuǎn)速變化對(duì)油耗率、功率、峰值缸壓、缸蓋溫度的影響。

2.1 油耗率隨海水泵轉(zhuǎn)速變化

不同工況點(diǎn)，油耗率隨海水泵轉(zhuǎn)速變化如圖4所示。從柴油機(jī)低負(fù)荷到高負(fù)荷工況點(diǎn)，油耗率隨海水泵轉(zhuǎn)速增加而降低，最高油耗率與最低油耗率之差依次為0.47 g/(kW·h)、0.86 g/(kW·h)、0.80 g/(kW·h)、0.93 g/(kW·h)、1.17 g/(kW·h)、1.63 g/(kW·h)，高負(fù)荷時(shí)隨著海水泵轉(zhuǎn)速的提高，油耗率節(jié)省更加明顯。

圖4 油耗率隨海水泵轉(zhuǎn)速變化

2.2 有效功率隨海水泵轉(zhuǎn)速變化

不同工況點(diǎn)，有效功率隨海水泵轉(zhuǎn)速變化如圖5所示,各工況點(diǎn)有效功率隨海水泵轉(zhuǎn)速增加而增加，各工況點(diǎn)海水泵最高轉(zhuǎn)速與最低轉(zhuǎn)速所對(duì)應(yīng)的有效功率之差依次為0.33 kW、1.39 kW、2.00 kW、2.73 kW、3.81 kW、5.69 kW，高負(fù)荷時(shí)隨海水泵轉(zhuǎn)速的提高，有效功率提升更加明顯。

2.3 峰值缸壓隨海水泵轉(zhuǎn)速變化

不同工況點(diǎn)，峰值缸壓隨海水泵轉(zhuǎn)速變化如圖6所示，各工況點(diǎn)峰值缸壓隨海水泵轉(zhuǎn)速的增加而增加， 25%～100%負(fù)荷點(diǎn)時(shí)海水泵最高轉(zhuǎn)速與最低轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的峰值缸壓之差在0.020～0.050 MPa左右，在110%負(fù)荷點(diǎn)時(shí)，差值達(dá)到最大為0.225 MPa，高負(fù)荷時(shí)隨著海水泵轉(zhuǎn)速的增加，峰值缸壓增加更加明顯。

圖5 有效功率隨海水泵轉(zhuǎn)速變化

圖6 峰值缸壓隨海水泵轉(zhuǎn)速變化

2.4 缸蓋溫度隨海水泵轉(zhuǎn)速變化

100%負(fù)荷下，設(shè)定工況分別是2 000 r/min、2 600 r/min、3 300 r/min，研究缸蓋溫度隨海水泵轉(zhuǎn)速變化規(guī)律。缸蓋溫度隨海水泵轉(zhuǎn)速增加而降低，海水泵轉(zhuǎn)速每升高600～700 r/min，缸蓋最高溫度和最低溫度分別降低4～7 ℃和3～7 ℃。鑄鐵缸蓋最高溫度應(yīng)小于350～400 ℃，在100%負(fù)荷點(diǎn)，海水泵轉(zhuǎn)速在2 000 r/min、2 600 r/min時(shí)，缸蓋最高溫度達(dá)到368.6 ℃、360.4 ℃，進(jìn)入缸蓋承受極限范圍，但是并未超出極限最大值。

3 結(jié)束語(yǔ)

1)隨著海水泵轉(zhuǎn)速的增加，各工況點(diǎn)油耗率降低，且在高負(fù)荷時(shí)，油耗率降低最為明顯，最大降幅達(dá)到1.63 g/(kW·h)，有利于經(jīng)濟(jì)性提高。

2)隨著海水泵轉(zhuǎn)速的增加，各工況點(diǎn)有效功率增加，且在高負(fù)荷時(shí)，有效功率增加最為明顯，最大增幅達(dá)到5.69 kW，有利于動(dòng)力性提高。

3)隨著海水泵轉(zhuǎn)速的增加，各工況點(diǎn)峰值缸壓增加，且在高負(fù)荷時(shí)，峰值缸壓增加最明顯，最大增幅達(dá)到0.225 MPa，不利于機(jī)械負(fù)荷可靠性。

4)標(biāo)況下，隨著海水泵轉(zhuǎn)速的增加，缸蓋平均溫度降低，海水泵轉(zhuǎn)速增加有利于缸蓋熱負(fù)荷可靠性。

分析可知，海水泵轉(zhuǎn)速增加有利于動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性的提高及降低缸蓋熱負(fù)荷，但增加了機(jī)械負(fù)荷及海水泵耗功，因此在研究冷卻系統(tǒng)控制策略中，對(duì)海水泵轉(zhuǎn)速的控制應(yīng)綜合考慮各項(xiàng)性能參數(shù)。