喬小杰

(西山煤電集團 技術(shù)中心， 山西 太原 030053)

燃氣發(fā)電機組的配氣機構(gòu)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，各零部件之間產(chǎn)生的激勵力復(fù)雜多變。其中，氣門與氣門彈簧、氣門與推桿、氣門與缸蓋、搖臂與推桿之間都會產(chǎn)生很多來自不同方向的激勵力，這些激勵源對進排氣配氣機構(gòu)影響疊加造成了氣門噪聲、缸蓋振動；不良的激勵源交變導(dǎo)致氣門損壞、刺蝕、發(fā)生敲缸[1]. 所以建立一個外部載荷對氣門影響的仿真模型，對于研究瓦斯發(fā)電機組氣門間隙調(diào)節(jié)具有指導(dǎo)意義。

1 大修保養(yǎng)發(fā)現(xiàn)的問題及診斷

1.1 主要問題匯總

屯蘭瓦斯電廠采用奧地利顏巴赫公司生產(chǎn)的JMS620GS-S.L四沖程水冷式發(fā)動機，發(fā)動機20缸，呈V型(60°)排列。氣門布置為雙進雙出模式，采用雙氣門彈簧，經(jīng)凸輪軸，推桿、搖臂共同作用實現(xiàn)氣門的定時開啟、閉合。

在大修保養(yǎng)前，3#機組運行過程中3#、16#缸曾出現(xiàn)敲缸報警，經(jīng)過更換火花塞，盤車無卡澀后可以正常啟機。利用機組40 000 h大修保養(yǎng)進一步檢查,拆除氣門彈簧、氣門后，可以明顯看到氣門裙部、氣門桿及缸蓋氣門座上存在不同程度的刺蝕現(xiàn)象(圖1)，這也是產(chǎn)生敲缸故障的原因。

圖1 刺蝕損壞圖

1.2 問題診斷

屯蘭瓦斯發(fā)電機組采用稀薄燃燒技術(shù)，具有良好的經(jīng)濟性和動力性[2]. 針對氣門裙部、氣門桿、缸蓋底部的刺蝕情況，考慮到進氣混合氣中雜質(zhì)和燃燒產(chǎn)物對進排氣門的沖擊影響，故而對空氣燃氣混合氣組分進行實驗室色譜分析，分析結(jié)果見表1. 對照空氣燃氣混合氣含量標準，瓦斯組分含量符合氣體組分要求，無異常。

表1 3#機組瓦斯組分色譜分析表

對發(fā)動機組燃燒后的尾氣進行TEST檢測儀成分檢測，檢測結(jié)果見表2，排放物符合大氣排放物合格標準。

表2 3#機組出口尾氣成分表

對通過二級空濾、曲軸箱呼吸器濾芯中的顆粒物進行分析化驗，結(jié)果見表3，進氣混合氣顆粒物含量、粒度均在規(guī)定范圍內(nèi)。

表3 3#機組濾芯后顆粒物成分表

由此排除了由于氣體成分和雜質(zhì)對進排氣門的沖擊影響，接下來通過運動學(xué)分析軟件對氣門受力情況進一步分析。

2 動力學(xué)多維仿真分析

2.1 建立多剛體系統(tǒng)動力學(xué)模型

瓦斯發(fā)電機組采用的是V型4沖程，雙進氣雙排氣配氣系統(tǒng)，機組的配氣機構(gòu)組成主要有：凸輪軸、推桿、搖臂、進排氣門、氣門彈簧，氣門間隙調(diào)整螺釘?shù)攘慵M成，構(gòu)建簡易配氣機構(gòu)示意圖，見圖2.

圖2 配氣機構(gòu)示意圖

將已有的發(fā)電機組配氣參數(shù)(見表4)，輸入到三維軟件PRO/E中，繪制出配氣系統(tǒng)的三維模型圖，見圖3，然后將PRO/E中三維實體模型保存為Parasolidg 格式，并導(dǎo)入ADAMS機械動力學(xué)分析軟件中，進而計算出參數(shù)配氣機構(gòu)各剛體參數(shù)特性值(見表5).

圖3 pro/e下的三維配氣機構(gòu)圖

表4 4#瓦斯發(fā)電機組配氣參數(shù)表

屯蘭瓦斯發(fā)電機組配氣機構(gòu)采用的氣門彈簧材質(zhì)為高碳錳鋼，雙氣門彈簧，氣門與氣門彈簧之間通過彈簧座建立接觸關(guān)系，在進排氣門開啟閉合過程中，氣門彈簧承受交變載荷，氣門彈簧的剛度系數(shù)c計算公式[3]：

式中，G為彈簧材料的切變模量，取79 GPa；d為彈簧直徑,取8 mm；n為彈簧圈數(shù)，取6；D為氣門彈簧中徑，取55 mm. 計算得出彈簧的剛度系數(shù)c為0.040 5 N/m.

2.2 氣門間隙大小對配氣機構(gòu)的影響

為了研究不同氣門間隙對發(fā)動機組配氣機構(gòu)的影響，試驗通過改變變量氣門間隙的大小，仿真出穩(wěn)定運行工況下發(fā)動機氣門的運動狀態(tài)[4]. 由表4可以看到標準情況下進氣門間隙為0.8 mm，排氣門間隙為1.0 mm. 建立氣門間隙參數(shù)控制表(表6)，以表5中的剛體參數(shù)特性值和氣門彈簧剛度系數(shù)c作為初始條件，應(yīng)用動力學(xué)分析軟件，仿真得到氣門間隙變化對配氣機構(gòu)的影響。

表5 配氣機構(gòu)剛體參數(shù)特性值表

表6 氣門間隙控制值表

標準工況下發(fā)電機組輸出3 000 kW功率下，發(fā)電機組轉(zhuǎn)速為1 500 r/min，此時仿真得到不同的氣門間隙對氣門速度影響，見圖4.

圖4 氣門間隙對氣門速度變化影響圖

由圖4a)、b)分析得出，當發(fā)動機組工作時,進氣門受進氣門搖臂和氣門彈簧的共同作用力做往復(fù)運動，在穩(wěn)定負載功率3 000 kW時，標準進氣門間隙相比于大進氣門間隙和小進氣門間隙，進氣門速度變化波動更小。從圖4b)可以看出，0.4～0.6 s時，大進氣門間隙下，進氣門速度變化峰值可達70 mm/s. 從圖4a)可以看出，小氣門間隙下，進氣門速度變化峰值也多次出現(xiàn)50 mm/s，速度變化不夠穩(wěn)定。由此可以得出結(jié)論：在穩(wěn)定負載下，大進氣門間隙和小進氣門間隙，都會造成進氣門速度變化波動大，進氣門與氣門座之間沖擊力度大，甚至氣門刺蝕損壞。

由圖4c)、d)分析得出，當發(fā)動機組工作時，排氣門受排氣門搖臂和氣門彈簧的共同作用力往復(fù)運動，當在穩(wěn)定負載3 000 kW時，標準排氣門間隙相比于大排氣門間隙和小排氣門間隙，排氣門速度變化較小，曲線更平滑。從圖4d)可以看出,在2.95～3.15 s時，大排氣門間隙下，排氣門速度變化劇烈，偏離均線較大，甚至出現(xiàn)超過130 mm/s，而小排氣門間隙下，排氣門整體變化穩(wěn)定。由此可以得出，在穩(wěn)定負載下，大排氣門間隙會造成排氣門速度變化波動大，排氣門與氣門座之間產(chǎn)生較大沖擊力，損壞排氣門與氣門座。

為了進一步研究氣門對氣門座產(chǎn)生的作用力大小變化，采用運動分析軟件進一步分析隨著氣門間隙的變化，氣門加速度變化情況。采用同樣的初始條件和邊界值不變，氣門間隙控制值見表6,得到氣門加速度變化曲線,見圖5.

圖5 氣門間隙對氣門加速度變化影響圖

由圖5a)、b)分析得出，當發(fā)動機組穩(wěn)定輸出功率3 000 kW時，標準進氣門間隙相比于大進氣門間隙和小進氣門間隙，加速度變化曲線更平穩(wěn)、平滑。從圖5b)可以看到，大進氣門間隙和小進氣門間隙工況下，加速度變化劇烈，其中進氣門加速度多次出現(xiàn)超過16 mm/s2，這也導(dǎo)致了進氣門對氣門座震蕩沖擊，氣門噪聲升高，甚至發(fā)生敲缸故障。

由圖5c)、d)可以分析得出，當發(fā)動機組穩(wěn)定輸出功率在3 000 kW時，大排氣門間隙工況下更容易出現(xiàn)排氣門加速度震蕩，導(dǎo)致排氣門沖擊氣門座圈作用力波動。從圖5d)可以看到，標準排氣門間隙和小排氣門間隙工況時，氣門運動加速度變化平穩(wěn)，波動少。

3 結(jié) 論

經(jīng)過分析，當進排氣門氣門間隙大于標準氣門間隙或小于標準氣門間隙時，就會造成氣門震蕩，波動沖擊氣門座，使得氣門與氣門座受力不均，氣門和氣門座圈刺蝕，甚至產(chǎn)生敲缸故障。故此，要定期檢查進排氣門間隙，緊固氣門間隙調(diào)整螺釘，在發(fā)電機組進行小保養(yǎng)時，需及時將氣門間隙調(diào)整到標準間隙，并及時更換進氣前置空氣濾芯和曲軸箱呼吸器濾芯。

4 總 結(jié)

本文對氣門異常問題進行分析，首先從氣門刺蝕影響的因素入手，進排氣氣體組成成分正常，進入發(fā)動機組內(nèi)部的雜質(zhì)成分和含量正常，那么就需要進一步考慮氣門本身受力情況，通過計算邊界值和初始條件，輸入到運動分析軟件中，模擬出氣門運動過程中氣門間隙變化對氣門運動的影響，最終找到氣門異常的癥結(jié)，為瓦斯電廠故障分析提供參考。