瓦斯發電機組氣門異常仿真研究

喬小杰

(西山煤電集團 技術中心， 山西 太原 030053)

燃氣發電機組的配氣機構結構復雜，各零部件之間產生的激勵力復雜多變。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影響疊加造成了氣門噪聲、缸蓋振動；不良的激勵源交變導致氣門損壞、刺蝕、發生敲缸[1]. 所以建立一個外部載荷對氣門影響的仿真模型，對于研究瓦斯發電機組氣門間隙調節具有指導意義。

1 大修保養發現的問題及診斷

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的JMS620GS-S.L四沖程水冷式發動機，發動機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，經凸輪軸，推桿、搖臂共同作用實現氣門的定時開啟、閉合。

在大修保養前，3#機組運行過程中3#、16#缸曾出現敲缸報警，經過更換火花塞，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象(圖1)，這也是產生敲缸故障的原因。

圖1 刺蝕損壞圖

1.2 問題診斷

屯蘭瓦斯發電機組采用稀薄燃燒技術，具有良好的經濟性和動力性[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和燃燒產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

對發動機組燃燒后的尾氣進行TEST檢測儀成分檢測，檢測結果見表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，結果見表3，進氣混合氣顆粒物含量、粒度均在規定范圍內。

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對進排氣門的沖擊影響，接下來通過運動學分析軟件對氣門受力情況進一步分析。

2 動力學多維仿真分析

2.1 建立多剛體系統動力學模型

瓦斯發電機組采用的是V型4沖程，雙進氣雙排氣配氣系統，機組的配氣機構組成主要有：凸輪軸、推桿、搖臂、進排氣門、氣門彈簧，氣門間隙調整螺釘等零件組成，構建簡易配氣機構示意圖，見圖2.

圖2 配氣機構示意圖

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

圖3 pro/e下的三維配氣機構圖

表4 4#瓦斯發電機組配氣參數表

屯蘭瓦斯發電機組配氣機構采用的氣門彈簧材質為高碳錳鋼，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，取6；D為氣門彈簧中徑，取55 mm. 計算得出彈簧的剛度系數c為0.040 5 N/m.

2.2 氣門間隙大小對配氣機構的影響

為了研究不同氣門間隙對發動機組配氣機構的影響，試驗通過改變變量氣門間隙的大小，仿真出穩定運行工況下發動機氣門的運動狀態[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. 建立氣門間隙參數控制表(表6)，以表5中的剛體參數特性值和氣門彈簧剛度系數c作為初始條件，應用動力學分析軟件，仿真得到氣門間隙變化對配氣機構的影響。

表5 配氣機構剛體參數特性值表

表6 氣門間隙控制值表

標準工況下發電機組輸出3 000 kW功率下，發電機組轉速為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運動，在穩定負載功率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50 mm/s，速度變化不夠穩定。由此可以得出結論：在穩定負載下，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運動，當在穩定負載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，甚至出現超過130 mm/s，而小排氣門間隙下，排氣門整體變化穩定。由此可以得出，在穩定負載下，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，當發動機組穩定輸出功率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、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超過16 mm/s2，這也導致了進氣門對氣門座震蕩沖擊，氣門噪聲升高，甚至發生敲缸故障。

由圖5c)、d)可以分析得出，當發動機組穩定輸出功率在3 000 kW時，大排氣門間隙工況下更容易出現排氣門加速度震蕩，導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，波動少。

3 結 論

經過分析，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，緊固氣門間隙調整螺釘，在發電機組進行小保養時，需及時將氣門間隙調整到標準間隙，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

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，進入發動機組內部的雜質成分和含量正常，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，為瓦斯電廠故障分析提供參考。