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1、大连海事大学装订线毕 业 论 文二 年 月 增压器喘振分析-勤 学 苦 练 能 成 功专业班级： 船舶与海洋工程 姓 名： 王雨 指导教师： 戴武 渤海船舶职业学院内容摘要增压器是现代柴油机提高功率的主要方式，废气涡轮增压技术在现代船舶柴油机中应用广泛，而喘振是船舶主机增压器的常见故障之一。涡轮增压器在现代船舶柴油机中的地位越来越重要，其工况好坏直接影响柴油机的工作。而涡轮增压器压气机的喘振不仅使压气机达不到预期的增压比，而且会损坏压气机的部件，并导致整台涡轮增压器机损事故。因此，了解船舶柴油机增压器喘振的原因，在操作管理中预防和消除增压器喘振，是船舶轮机管理的重要内容。 关键词 船舶柴油机；
2、增压坏器；喘振；损坏；The Analysis Of Surging Of Diesel TurbochargerABSTRACT Pressure increasing is the mainly way to improve power in the modern diesel engine . Turbocharger technology is widely used in modern marine diesel engine,and surging is one of the common faults of main engine turbochargers.Turbocharg
3、er in modern marine diesel engine is more and more important, the working conditions of turbocharger have a direct influence on the marine engine. The Surging of turbocharger not only fail to achieve the prospective compressor pressure ratio, but also will damaged the compressor components, and will
4、 lead to the turbocharger damage. Find out the causes of marine diesel engine turbochargers surging, prevent and eliminate the turbocharger surging when in the management of turbocharger are very important. Key words Marine diesel engine; Turbocharger; Surging; Damage; 目 录1离心式压气机的工作原理及工作特性52增压器喘振机理7
5、3增压器喘振原因分析93.1增压系统流道阻塞因素的影响93.2增压器或柴油机本身的故障，柴油机运行工况不良93.3运转中的增压器和柴油机暂时失配和船体阻力增大113.4喘振处理方法114 实例分析134. 1案例1134. 2案例2154. 3案例总结155 管理措施16小结17参考文献18增压器喘振分析引言 现代船舶大型低速柴油机,大多采用增压的方式来提高经济性,降低燃油消耗率.柴油机实现增压,可以在气缸工作容积和柴油机转速不变的情况,使柴油机功率增加百分几十,甚至成倍增加。若柴油机采用机械增压方式,则消耗柴油机的功率。因此,大功率柴油机一般采用废气涡轮增压器.柴油机功率增加随增压压力的增加
6、而成比例的增加。增压系统工作的优劣与否直接影响着柴油机性能及其可靠性。近些年来，船舶柴油机上的涡轮增压器故障越来越令人关注。在废气涡轮增压器故障中，又以压气机的喘振最容易发生,也最为常见。作为增压器故障之一的增压器喘振直接影响着主机的整体性能。因此, 对出现喘振的原因进行分析了解, 以便能在故障发生时迅速做出正确处理, 避免不必要的损失。根据船舶主机废气涡轮增压器的工作原理及喘振机理，有必要提出了一套专门用于分析喘振原因的方法，以减少盲目查找所带来的不必要的工作，从而迅速解决故障。1离心式压气机的工作原理及工作特性从柴油机气缸排出的废气具有很高的温度(约400500C)和一定压力(约0. 20
7、. 4MPa)及较高的流速,它所含热量约占燃油燃烧所放出热量的23%40%。因此将废气通入涡轮机,使涡轮机高速旋转来带动离心式压气机,由此实现柴油机增压,这种增压形式称为废气涡轮增压。废气涡轮增压器的压气机一般都采用单级离心式压气机.它由进气道、工作轮、扩压器和排气蜗壳组成.当压气机工作时,新鲜空气经过进气道轴向进入压气机叶轮.由于压气机叶轮的旋转,空气经过空气滤器消声器被吸入压气机叶轮。由于通道的导流作用,气流能在最小的损失下均匀进入压气机叶轮.进气道是渐缩流道,在进气道中,压力、温度略有降低,流速提高.正是因为压力降低,空气才被吸入工作叶轮.空气进入压气机叶轮后,随着叶轮高速回转,因而产生
8、离心力.在离心力的作用下,空气向叶轮外缘流动并被压缩,其压力、温度和速度迅速增加,其中流速提高最大.这是因为叶轮对气体作功,不叶轮的机械能变成了气体的动能和压力能.然后气体进入扩压器,在扩压器中由于流道是逐渐扩大,使空气的动能转化为压力能,流速降低,压力升高。蜗壳中的通道也是渐扩的,因而空气流过时继续将动能转化为压力能.离心式压气机在各种不同工况工作时，它的各主要参数会随之变化。在不同转速下压气机的排出压力和效率随空气流量的变化规律，称为离心式压气机的特性。表示这种特性的曲线称为压气机的特性曲线，图1为现代压气机的特性曲线。压气机特性曲线上的等转速运行线,通常称为增压特性线。它的变化特点是:随
9、着空气流量V 的增加,增压比c开始是增加的。当流量V 增加至某一值时,c值达到最高。然后,进一步增加流量V ,增压比 c反而降低。这样,增压特性线如似马鞍形状。这种变化特点是由于压气机中气体流动特点引起的。我们可以通过图2来解释这种现象。从理论上讲,一只带后弯式叶片的压气机,在没有流动损失的理想情况下,转速为常数时,增压比c与空气流量的关系是呈线性下降趋势的,如图2中的a线。但压气机中的实际流动是有损失的。可以把压气机中的流动损失分为两类,即摩擦损失和撞击损失。摩擦损失包括空气与壁面的摩擦、空气流内部的相互摩擦以及可能产生的波阻损失。这些损失都随流过压气机的气流速度而变化,也就是随空气流量而变
10、化,且随流量的增加而增大。如果没有撞击损失,压气机消耗的功用来压缩空气和克服摩擦损失。因此,随着流量的增加,摩擦损失增加,而增压比 c总是减小的,如图2中的b线。压气机中的撞击损失是由于非设计状态下,压气机叶轮进口和叶片扩压器进口处,气流方向的叶片构造角不一致,即产生一定的冲角,使气流撞击叶片边缘而引起损失。显然,偏离设计流量愈大,撞击损失也愈大。因此,考虑了压气机的全部流动损失后,在转速为常数时,增压比c随流量V 而变化的关系曲线,就如图2中的c曲线,这正是增压特性线似马鞍形的变化特点。在b曲线和c曲线之间阴影部分就是表示空气在压 气机中流动的撞击损失。图 1压气机的特性曲线2增压器喘振机理
11、 增压系统中增压器的运行特点: 柴油机在各种负荷下，所需要的增压空气流量与增压压力之间的关系，称为柴油机进气特性曲线。对单独增压系统，柴油机驱动螺旋桨按推进特性工作时的工作特性曲线如图 3所示。由图可见，增压器的工作线是一条上部离喘振线较远、下部离喘振线较近的曲线。在运行条件的全部变化范围内，增压器的工作特性曲线不会进入喘振区。因此，只要设计柴油机时选配的增压器合适，在正常情况下是不会发生增压器喘振的。当流道堵塞时，背压升高，流量减少，故工作特性曲线左移，如图线 C 所示。这时工作特性曲线的下部进入喘振区，会在低负荷时发生增压器喘振。图3柴油机进气特性曲线压气机与涡轮机同轴相连, 构成涡轮增压
12、器。涡轮机在排气能量的推动下, 带动压气机工作, 实现进气的增压。在运转过程中,当压气机的流量减小到一定值时，气体进入工作叶轮和扩压器的方向偏离设计工况，造成气流从叶片或扩压器上强烈分流，同时产生强烈脉动，并有气体倒流，引起压气机工作不稳定，导致压气机振动，并发出沉重的喘息声或吼叫声, 这种现象称为压气机的喘振。图4空气在工作叶轮前缘附近的流动情况压气机喘振的机理是当流量小于设计值很多时, 气体进入压气机和扩压器的方向偏离设计工况，叶轮进口和扩压器叶片内产生强烈的气流分离造成的。图4为压气机流量变化时空气在叶轮前缘的流动情况。图中1 为叶轮剖分处的圆周速度,c1 为空气进入压气机前缘时的绝对速
13、度, 1 表示气流进入压气机叶片时相对速度。流量Q = c S,S 为通流面积。当S不变时, Q与c成正比。当转速不变时, 在设计流量下, 如图4a所示,气流平顺地流进压气机叶轮, 气流与叶轮叶片既不发生撞击, 也不产生分离。当流量大于设计流量时, 如图4b所示, 气流在叶轮前缘冲向叶片的凸面, 与叶片的凹面发生气流分离现象。但由于叶片向前转动, 其凹面压向气流, 使分离现象减弱, 因而除了压气机效率降低外, 不会在压气机中产生较大的气流分离现象。当流量小于设计流量时, 如图4c所示, 气流冲击叶轮前缘叶片的凹面, 而在叶片的凸面发生气流分离现象, 由于叶片向前转动进一步扩大了这种分离现象,
14、导致进入压气机的气流严重撞击叶片的凹面, 而在凸面产生气流的旋涡和分离。在扩压器中, 如图5c所示, 气流冲向叶片的凸面, 与叶片的凹面发生分离, 扩压器中气流的圆周向流动也使气流离开气流分离区, 从而加剧了气流分离的扩展趋势。这种扩展使流道变窄, 气流流动受阻, 导致扩压器前空气堆积, 压力升高, 出压力下降, 流量减少。当扩压器前后压差达到一定值时, 旋涡阻力被冲破, 大量堆积的空气得以排出, 但却引起了增压器强烈振动, 使排出压力和流量大幅度波动。由于流量过小这一根本原因未改变, 在扩压器叶片中又出现气流分离现象，周而复始，形成了压气机的喘振。图 5空气在扩压器前缘附近的流动情况3增压器
15、喘振原因分析通过以上分析可以知道导致压气机喘振的根本原因是由于压气机的实际流量小于该转速下引起喘振的限制流量，造成气流与叶片的强烈撞击与脱流。根据公式Q = c S , 空气进入压气机的速度降低, 或增压系统流道堵塞,都会引起流量的减少。而柴油机用气量减少, 增压器转速高, 或压气机后的气流通道堵塞, 则会使压气机背压升高。由于设计时已将压气机与柴油机的配合工作特性线选择在远离喘振线, 故正常情况下不会发生喘振。但是当工作情况发生变化后, 压气机配合工作特性线会发生移动, 若部分或全部进入喘振区, 则会发生喘振。增压器与柴油机是需匹配工作的，压气机转速愈高，吸气量愈大，而柴油机发出的功率愈大，
16、所需的空气量也愈多。当柴油机降转速、卸负载时，气缸内所需的空气量也急剧减少，而增压器转子的转速却一时无法同步下降，使增压器压气机吸气量与柴油机气缸所需要的相比显得过多，反而使部分多余的空气堵塞在压气机进口处而发生喘振，只有增压器转子转速下降到与柴油机基本匹配时才会趋于正常。对于废气涡轮增压二冲程柴油机机增压器喘振, 其发生机理可分为流道阻塞和非流道阻塞。任何新造的增压柴油机，只要涡轮增压器与柴油机匹配良好，使用初期增压器都不会发生喘振。可是随着运转时间的增长，增压系统中各部件就会污损或出现故障，柴油机本身某些部件也会产生故障，致使两者的性能恶化，导致匹配不良，引起喘振。另外运行中某些暂时的匹配
17、不良也可能发喘振。3.1增压系统流道阻塞因素的影响增压器流道阻塞的直接后果之一就是会增加气流在系统中的阻力。柴油机运行时, 增压系统的气体流动路线是: 压气机进口滤器和消音器压气机叶轮压气机扩压器空气冷却器扫气箱柴油机扫气口排气阀排气管废气涡轮喷嘴环废气涡轮叶轮废气锅炉烟囱。其中各组成部分的流通面积都是固定的。若上述流动路线中任一环节发生堵塞, 如脏污、结碳、变形等, 都会因流阻增大使压气机背压升高, 流量减少, 引起喘振。其中容易脏污的部件是压气机进口滤器、压气机叶轮和扩压器、空气冷却器、柴油机扫气口和排气阀、废气涡轮喷嘴环、废气涡轮叶轮，此外涡轮机的喷嘴环容易发生变形。通常情况下, 涡轮增
18、压器气流通道的阻塞是造成其喘振的主要原因。(1)增压器涡轮机喷嘴环积炭，或喷嘴环截面积过小，都使涡轮机效率降低,压气机进气流量减小,发生喘振。(2)空气滤清器太脏、进气道变形等原因使进气阻力过大，造成压气机吸气量不足，增压器喘振。(3)中冷器冷却水温过高或中冷器冷却水管因泄漏而堵焊过多，造成中冷器的冷却能力下降，增压后的空气因冷却不足而密度较小，满足不了气缸燃烧的需要，造成排温升高。空冷器堵塞使压气机背压过高,流量减小,造成增压器喘振.3.2增压器或柴油机本身的故障，柴油机运行工况不良 （1）压气机叶轮损坏、变形或过量腐蚀，使压气能力减弱；涡轮叶片损坏，引起涡轮效率下降，导致流经压气机的空气流
19、量减少，严重时增压器发生喘振。 （2）涡轮叶片和喷嘴环变形，涡轮叶片顶部及喷嘴环罩内表面被腐蚀，使两者之间配合间隙增大，都会引起涡轮效率下降，导致流经压气机的空气流量减少而发生喘振。 （3）压气机端油封、气封的密封圈严重老化损坏。大家知道，在废气涡轮增压器中，有压气机和废气涡轮两个油池，用轴环飞溅或泵压注油，润滑油受到增压器轴环或轴面每分钟几千到上万次的冲击，使润滑油凝聚的油珠破碎而生成油雾。在废气涡轮增压器油池中的油雾，因受到压气机的气体高速流动的影响，向油封和气封运动，由于该密封环失去密封作用，使压气端漏油，漏出的透平油进入了压气的气流混入扫气，而后随扫气运动，与扫气箱的碰撞，油雾分子结聚
20、在一起，落在扫气箱底部。另外，当扫气箱放残阀进行放残而无法放残时，导致扫气箱积聚大量可燃物。当这些可燃物遇到高温热源时，会造成扫气箱着火。而扫气箱着火使气缸内温度增加，废气能量增加，增压器转速增加，增压压力增加，配合运行点移向喘振线的高处，喘振余量减小，使增压器喘振。（4）柴油机本身原因。柴油机由于运行工况不良，各缸负荷严重不均，活塞环和缸套磨损漏气、主机排气阀泄漏、燃油雾化不良、喷油提前角太小、后燃严重等原因导致排温高，使主机在一定转速下，其排出的废气能量高，使增压器转速更高，压气机背压升高而发生喘振.为此要查明主机排烟温度高的原因，并做相应保养和调整，使主机在良好的工况下运行。 (5)气门
21、打不开或关不严。造成此种情况的原因较多，如进、排气门的弹簧断裂、气门杆弯曲、气门间隙调整过小、气门阀盘裂纹或掉块等均会造成气门开关不严；横臂跳转、横臂导杆折断等均会造成气门打不开。进气门打不开，该缸就无法进入新鲜空气，那么增压后的空气量过剩，压气机背压过高而影响到压气机前的空气进入；而该缸在气门重叠阶段，废气总管中的废气会从排气门倒流入气缸内。这样该缸在喷入燃油后的燃烧状态变得很差。进气门关不严，该缸在压缩过程中，部分新鲜空气回流，一方面减少了增压后的空气消耗量，另一方面气缸内的新鲜空气的减少，会恶化燃烧。排气门打不开，在排气过程中，废气不能顺利进入排气总管，而当进气门打开时，该缸本身不能顺利
22、地吸入新鲜空气，反而使废气窜至扫气箱，趁别的气缸吸气时乘机而入，从而恶化其它气缸的燃烧过程。排气门关不严，在该缸处于压缩过程时会漏泄出缸内的新鲜空气量，使压缩压力减小，在吸气过程时，排气总管的废气会倒流入气缸内，凡此种种均造成燃烧状态恶化。无论进气门还是排气门打不开或关不严，其结果都是对增压后的空气需求量减少，而气缸内的燃烧恶化，造成排气总管温度的升高，增压器转子转速提高而加大增压能力，从而导致增压器压气机后背压过大而流量减小,最终引发喘振。（6）在脉冲增压系统中,往往将三个气缸的排气管与一台增压器的涡轮进口相连,有时一台持有机有二台或二台以上的增压器并联地向一根进气总管供气.要是由于某种原因
23、一缸熄火则与该缸相连的增压器涡轮机得到的废气能量减少,增压器转速迅速下降,但压气机出口背压未变化,这对与与熄火缸相连的增压器就显示得过高,使该压气机排量减少,因而可能引起该压气机喘振.当各缸负荷严重不均时,与负荷过低的气缸相连的增压器也会发生喘振.（7）长期低速运行的原因,长期低速运行的后果是：使增压压力下降。节能减速运转，柴油机往往在低于额定功率的50%（转速约为额定的80%）以下运行，造成增压空气压力降低。增压空气压力过低，会使进入气缸的空气量较少，过量空气系数减小，压缩终点压力温度降低，导致燃烧不良，不良燃烧产生的烟垢积碳、油垢等污染、脏堵排气通道（透平喷嘴环和叶片、废气锅炉烟道等）和扫
24、气通道（空冷器、扫气箱、扫气口等），严重时将引起增压器喘振。使喷油雾化不良。由于每循环喷油量减少及柱塞运动速度减小，喷射系统难于适应大幅度供油量变化，喷油压力下降，燃油雾化变差，雾化形状、油雾在燃烧室的分布不均匀。增压压力下降，压缩终点压力变低，也会使燃油雾化变差，使混合气混合质量变差，造成燃油燃烧缓慢，燃烧不充分，后燃加剧，容易形成结碳。使气缸油量过多。由于MAN BW型柴油机气缸注油量是随转速进行调节，假设柴油机在标定转速nb下工作，发出标定功率为Pb，而当转速为0.8nb时，其功率降为0.83 Pb=0.512 Pb。这样当柴油机在低负荷运行时，由于它的功率大为减少，注油量就变得相对过大
25、，容易形成结碳和粘环。使劣质燃油燃烧不良。由于每循环喷油量减少及单位时间内燃烧次数减少，气缸热状态变差，压缩终点压力和温度进一步降低，会导致燃油着火困难并阻碍燃烧的进行。这对劣质燃油影响更严重，滞燃时间加长并更易导致燃烧不完全。燃用的燃油品质越低劣，低负荷运行能力就越差，气缸温度越低,劣质燃油的差别就越大，进一步导致燃烧缓慢，燃烧不充分，后燃加剧，容易形成结碳。 因此，主柴油机长期在低负荷慢车运行是相当有害的。低负荷时，柴油机的工况远离设计工况，从而燃烧不良，燃烧缓慢，燃烧不充分，后燃加剧，容易形成结碳。气缸内结碳增加使活塞环粘环。引起活塞异常磨损，造成废气能量增加，增压器转速增加，增压压力增
26、加，而柴油机对空气的需求量不变，造成压气机背压越变越大，压气机流量减小，使增压器喘振。3.3运转中的增压器和柴油机暂时失配和船体阻力增大 （1）船舶在满载、大风浪情况下，螺旋桨时而露出水面，时而下沉时，柴油机转速和负荷发生突变，或在顶风、顶浪时，此时主机油门大而转速低，油门大废气能量就大，透平转速升高，压气机产生的扫气量就多，而此时柴油机的转速低，气缸耗气量少，从而使压气机在高背压小流量状况下工作，严重时增压器发生喘振。这时要适当压载或减低转速，防止柴油机发生飞车。 （2）在柴油机操作过程中，如果加速或减速过快，柴油机突降转速或突卸负载时或载荷出现较大波动，由于增压器转子转速不能很快地跟随柴油
27、机转速的下降而下降，引起柴油机和增压器暂时的失配而发生喘振，当正常运转时，又恢复匹配关系，喘振现象自动消失，所以在非紧急情况下，轮机员或驾驶员操作时要避免紧急停车、加速或减速过快。 （3）水下船体外表面附生物太多，使船体阻力增大，相当于主机运行在高负荷、低转速下，主机油门大而转速低，因进气压力的增加而流量变化不大，此时运行线有可能进入喘振区而发生喘振。此时应进坞清除附生物并重新油漆。(4)增压器的喘振裕度偏小。喘振裕度是指增压器在与柴油机配套工作时，增压器的每一个转速下都对应有一个实际的空气流量值和一个发生喘振的最小空气流量极限值。该转速下的实际空气流量与最小空气流量极限的差值除以最小空气流量
28、的极限值，即为增压器在这个转速下的喘振裕度。增压器在与柴油机匹配工作中，每一个转速下的喘振裕度是不同的，如果喘振裕度太小，再加上由于其他促使增压器喘振的因素，增压器就较易喘振。此外外界气温过低、空气稀薄。气温过低时，空气密度过大，气缸内容纳不了过多质量的新鲜空气，而使增压器背压高而流量小发生喘振。海拔高、空气稀薄，使空气密度下降，压气机吸气时是按容积吸入的，实际吸入的空气质量却较少，满足不了气缸的需要，使燃烧状态变差，排温变大，易引发喘振。3.4喘振处理方法根据以上分析，由于喘振可能有多种原因，当柴油机发生喘振时，多数轮机员只是根据经验来进行判断，这种盲目查找将会带来不必要的工作量，因此，作者
29、结合所学的专业知识，参考相关资料，总结出如下处理方法，如流程图6所示，希望可以在尽可能少拆零件的情况下找出喘振的原因并解决。查排温扫压涡轮转速检查海况和主机工况检查增压器流道是否大风浪或轻载检查扫排气口（阀）检查主机燃烧状况涡轮喷嘴环和叶轮滤器消音器空冷器压气机叶轮和扩压器适当压载或降速确保气口（阀）无漏泄闭确保燃烧良好清洗喷嘴环轮或换新清洗该部件清洗叶轮和扩压器 图6 增压器喘振处理方法流程图 当增压器发生喘振的时候，如图6所示应当首先检查排气温度，扫气压力，增压器转速。由于增压器喘振的原因有两个大方面：一个是海况和主机工况不良，另一个是增压器流道阻塞。当增压器发生喘振时，首先应判断增压器喘
30、振的是由柴油机故障导致的柴油机与增压器匹配不良引起的还是因为增压器流道阻塞引起的。通过排气温度，扫气压力，增压器转速来判断是引起喘振的原因是来自柴油机还是增压器，从而决定下一步的检查方向。若柴油机排烟温度偏高，而增压器的转速也过快，柴油机的扫气压力偏高。则极有可能是因为柴油机本身出现故障，从而引起柴油机与增压器匹配不良，废气能量大，增压器转速高，增压能力提高而柴油机扫气量并没有太大的变化而导致增压器处于高背压小流量的工作状态下，引发喘振。这时应按照图示若是柴油机方面的原因则按上半部分的流程接着检查。反之则应按照图6下半部分进行检查。当增压器喘振是由柴油机故障引起的时候检查顺序为：1、检查排气阀
31、是否正常，扫气口是否脏堵，若排气阀泄漏应研磨或换新，扫气口脏堵应清除污垢。因为排气阀泄漏会引起排气温度过高，废气能量过大而引起喘振。扫气口脏堵容易造成增压器背压过大而引起喘振。2、查看示功图，判断柴油机燃烧状况。燃油雾化不良，滞燃期过长，后燃严重等都会引起柴油机排温过高。判断是否因燃烧质量差导致的排温过高。若是则应检查是否喷油定时不正或喷油器故障等再作出相应调整。3、检查主机负荷和转速，检查海况船况。根据海况船况判断主机负荷。柴油机高负荷低转速运行，船舶超载航行,顶风航行或船体污底严重等,其航行阻力增大,这时柴油机超负荷运转,供油量加大,引起排温升高，废气能量大，而使主机与增压器匹配不良引起喘
32、振。这时可采用暂时降速（减小油门）处理。当增压器喘振是由增压器的故障引起的时候检查顺序为：1、检查涡轮机喷嘴环和叶轮，涡轮机前后温度。由于涡轮机是废气流道，柴油机废气中含有大量杂质，所以废气流道最容易阻塞。若涡轮机阻塞应彻底清洗，若叶片严重变形则应换新。检查废气锅炉烟道，废气锅炉烟道若有阻塞会使增压器增压器排出受阻，背压太大，转速上不去，应及时清除。2、检查空冷器前后压降，若压力降过大则可能是空气冷却器内部过脏，引起堵塞。应将空气冷却器拆下检查并彻底清洗。检查空冷器前后温差及冷却水温度，进而判断冷却效果，若冷却不佳则会导致增压器背压变大，流量减小而引起喘振。3、检查压气机进口滤器是否脏堵，若滤
33、器内部过脏，会使气流流动阻力增大而使空气流量减小，进而引起喘振。应将滤器拆下检查并彻底清洗。4、检查压气机叶轮和扩压器，若叶轮和扩压器脏污会使增压器排气压力增大，而导致空气流量减小引起喘振。应彻底清洗叶轮和扩压器，若叶片严重变形应换新。 此外，扫气箱着火等特殊情况也可能引起增压器喘振，这是只要解决了扫气箱着火，增压器喘振也就相应的解决的。另外柴油机排气能量不足会引起增压器效率低，而使压气机不能吸入足够空气流量也会发生喘振。发生这种故障时的一般表现是增压器的转速低，扫气压力低。以上是总结增压器发生喘振时的一般处理方法，具体到实船发生喘振时，应根据船舶具体情况，按照船舶的具体情况和日常的维护记录，
34、初步判断可能的故障原因。然后再按照由易到难的原则逐一检查：判断可能的原因。以下利用该方法对事例进行分析验证。4 实例分析4.1案例1 “TA I PLENTY”轮是中国台湾航业有限公司所属的一艘环球航线的散货船, 船舶主机型号为SULZER 7RTA48 - TB, 缸径480 mm, 轴功率为10185 kW, 工作转速127 r /min, 一般航行转速为118 r /min。主机设计和常用燃油的规格为在50 时380 cSt的HFO (重油) , 于2000年6月在日本下水。T/C (废气涡轮增压器) 型号是VTR 564D- 32, 配备一台, 且配备有两台电动辅助鼓风机,其功率均为3
35、0 kW, 该主机系统为直流扫气定压增压系统, 两台电动鼓风机在主机启动和低负荷时运行, 当扫气箱压力达到某一设定值( 0. 05 MPa)时, 压力开关动作, 风机停用, 来自空气冷却器处的新鲜空气通过单向阀片组直接进入扫气箱, 供主机燃用。该柴油机在营运中曾发生两次增压器喘振故障，具体如下：（1）故障介绍第一次是2006年6月该轮从台湾某港开航去澳洲港口装矿砂, 航行途中主机状况一直良好, 后因遇到大风浪天, 可能是螺旋桨叶经常会出水打空, 但当时主机运转参数基本正常, 而船舶主机增压器连续多次发生喘振, 扫气压力从正常0. 16 MPa突然降至0. 06MPa, 主机排温均异常偏高, 同
36、时排烟温度由原来400 左右逐渐升到440 左右, 排气呈黄白色。第二次是在第一次故障后，船舶抵达菲律宾港口卸货后机舱又对空冷器用热水稀释ACC - 9进行高压水枪循环冲洗10h, 并对进气端滤网进行清洗。开航后(菲律宾到印度,空载) 的开始几天主机增压器运行良好, 而就在到达印度港的前几天, 船舶在风浪天航行增压器又突然发生喘振, 主机运转参数也基本正常, 扫气压力从正常0. 16MPa突然降至0. 07 MPa, 主机各缸排温均异常偏高。（2）故障排除因在此航次开航前已经更换了7只汽缸所有的喷油器, 所以排除了由于喷油器雾化不好使燃烧恶化的原因。本船于2005年7月在大连造船厂进行了5年一
37、次的坞修工程, 坞修时对增压器的进气滤网和消音器进行过彻底清洁保养, 转子做动平衡检验, 更换所有轴承组和油泵; 活塞头全部翻新, 更换全部活塞环, 经检查, 与喘振有关的结构都进行了检修、调整和清洁保养, 排除了流道阻塞因素。平时涡轮侧的颗粒冲洗和压气端水洗都按正常周期进行。因为此次航行海面风浪大且船舶空载, 船舶摇晃得厉害, 螺旋桨叶经常会出水打空。主机涡轮增压器喘振的频率越来越高, 主机运转参数基本正常, 仅各缸排温平均就偏高18 左右, 因此, 怀疑喘振是风浪所致。将主机控制部位从集控室切换到机旁, 但故障依然存在。因当时在航行当中且风浪较大, 无法停主机进行系统详尽的检查维护, 所以
38、采取了降速的处理办法, 但是偶尔还是会出现喘振征兆, 当喘振连续且扫气压力一直未达到最低值0. 05MPa (即辅助鼓风机不能自动启动) , 轮机长将两台辅助鼓风机改为手动并且启动鼓风机, 喘振现象消失, 但不久又重复出现。船舶抵达澳洲港口后, 轮机部人员依次打开空冷器, 拆除进气滤网及卸下消音器, 发现空冷器热交换片极脏, 因此怀疑可能是修船时没有清理或清理不认真, 于是用热水稀释ACC - 9, 用高压水枪循环冲洗近10h, 热交换片基本冲洗干净。另外对于拆下的进气滤网进行清洗, 并用压缩空气对消音器进行气洗(空气吹洗) 开航后(澳洲到菲律宾) 一切正常。因在澳洲港口及菲律宾港口对影响增压
39、器的一些机器因素都一一做了排除, 且两次喘振都是发生在船舶空载的航行状况下。第一次发生喘振很可能是由于空气冷却器脏堵造成空气流道阻塞, 使其阻力增大, 进气量减小, 进而发生喘振。而第二次则完全排除机舱机器因素, 极有可能是风浪天螺旋桨叶经常出水打空所导致。经轮机长问驾驶台得知,因航线较短, 这两个航次空载时大副并没有对船舶压载舱进行压水。随后往压载舱打入压载水, 喘振现象消失。至此, 增压器喘振原因已基本查明: 起初增压器喘振是因增压器空气流道阻塞所致, 而后来喘振的发生则完全是因压载舱未打入压载水而导致船舶吃水较浅, 使螺旋桨经常出水打空所致。分析：按照以上总结的方法分析，当增压器发生喘振
40、时，首先判断增压器喘振的原因是匹配不良引起的还是增压器流道阻塞引起的。套用流程图的格式，首先检查排气温度、增压器转速、扫气压力。此增压器发生喘振时，三参数为：排气温度过大，但增压器转速并没有过大，而扫气压力反而下降。可初步判断并非是因柴油机故障引起的，而可能是因为增压器流道阻塞引起的。应首先检查增压器流道。首先应检查涡轮机喷嘴环和叶轮，涡轮机前后温度，由于涡轮侧的颗粒冲洗和压气端水洗都按正常周期进行，涡轮机基本正常。接着应检查空冷器前后压差，然后检查进气滤器前后压差。进而判断需拆检的部件。此增压器喘振时空冷器前后压力降明显过大，因此极有可能是空冷器内部脏污，发生堵塞引起的。可先拆检空冷器。发现
41、空冷器热交换片极脏，将空冷器清洗后安装在观察增压器运行状态。第二次发生故障时，柴油机的排气温度偏高，转速不稳定，扫气压力降低，且增压器转速稍低，而增压器上次发生喘振时，对增压器流道都做了详细检查，各压力参数也正常，结合具体船况（空载航行）。可能是螺旋桨时而出水时而入水，导致主机转速不稳，油门忽大忽小，排气不稳定，废气能量不足，增压器效率低引起的。在一些特殊的情况下，如大风浪，轻载等会导致柴油机和增压器匹配不良，当在这些特殊航行时，除了正常的检测外，也需结合具体的海况，船况做出判断。原资料中，因该船舶是在大风浪天气中航行，当增压器发生喘振时仅根据排温过高一点即凭直觉判断发生喘振的原因为海况不良（
42、大风浪）引起的，这种判断明显有些偏颇。因为如果是柴油机与增压器匹配不良引发的喘振，有三个故障现象：排气温度过高，增压器转速过快，且扫气压力大。资料中，只测了排温而忽视了增压器的转速和扫气压力的因素，是开始时造成误判的主要原因。当增压器发生喘振时，首先应准确判断引起故障的大方面（是增压器的故障还是柴油机的），然后把可能的喘振原因细化，这样才能节省时间，避免误操作，及时处理喘振故障。4.2案例2某轮主机为6ESDZ75160B型，匹配二台增压器。某日开航出港后，正航约10分钟，#2增压器随后发出喘振声。当值轮机员马上拉小油门慢速运转，喘振即无，无异常之处，于是再加大油门，不一会看到第5缸排气管处有
43、黑烟冒出。各缸排温由260升高到300左右，紧接着#2增压器就喘振起来，再拉小油门，喘振声即消除。轮机长回想在港内航行是低负荷，增压器运转正常，出港后刚开始进入高负荷，主机各缸排温就高起来，且冒黑烟，这种突然现象与出口时动用了何设备有关呢?再一想是否与换用废气锅炉时的转换烟道挡板有关，于是直奔机舱高层烟囱处检查，立即发现挡板上的手动调节柄与轴连接处的一个定位螺钉已脱落，挡板自动倒在关闭的位置上，并随着排气上升的气流在轻微地摇摆着。当即将螺钉旋紧，并把手柄放到全开位置，以后再开快车，均正常了。分析：此增压器发生喘振时排气温度高而增压器转速低，根据流程图6可直接排除废气能量大，导致涡轮机转速高，增
44、压器背压高流量小的原因。由此判断此增压器的喘振很可能是有增压器流道阻塞引起的。增压器流道又分为涡轮机侧流道和压气机侧流道，按流程图6应首先检查涡轮机前后温度，废气锅炉烟道。然后检查空冷器前后压力降。再检查滤器。最后检查压气机叶轮和扩压器，最终也能顺利解决故障。此次喘振发生在当由地负荷转换成高负荷时，该轮机长凭经验根据转负荷时启用废气锅炉，锅炉烟道可能堵塞，从而发现问题，排除故障。当增压器涡轮机侧流道部分阻塞时，在低负荷时柴油机排气量少，对增压器无明显影响，高负荷时排气量大，而流道发生阻塞使流道通流面积减小，从而废气不能顺利流过涡轮机，而使涡轮机背压太大而转速上不去，使增压器不能与柴油机工况相匹
45、配，最终引起增压器喘振。此柴油机低负荷时烟道挡板虽然关闭，但是尚有余隙可以让小流量的排气流出，故对主机影响不大，但在柴油机转为高负荷时，排气量增大，涡轮机排出受阻，背压太大，故转速上不去，这样扫气压力相对柴油机高负荷下也稍有不足，燃烧工况恶化后，排温升高冒黑烟等情况也就出现了，增压器匹配不良，终于产生喘振。这是一起增压器先发生故障，然后导致柴油机燃烧恶化，进而导致排温升高的事故。可见，增压器的良好运行对柴油机的整体性能具有重要意义。烟道挡板螺钉脱落是因为日常工作不到位，粗心所致。在工作中要细心，严格按程序做事，作好细节。4.3案例总结通过以上几个例子分析，可见引起增压器喘振的多数情况是增压器流
46、道阻塞，有压气机流道阻塞也有涡轮机流道阻塞。常见的容易脏堵的部件有进气滤器，空冷器，涡轮机喷嘴环和叶轮压气机叶轮和扩压器，平时工作中应加强这些部件的监测与清洗。本文总结的喘振处理方法是为了能更直接更明确的找出增压器喘振的原因，当增压器发生喘振时，根据检查得到的一级参数首先确定故障原因的种类，缩小检查的范围，从而达到节省检测时间，避免不必要的工作量的目的。首先是根据排气温度，扫气压力，增压器转速这三个参数判断引起喘振的原因是柴油机方面的还是增压器方面的。相对盲目检查这样可以节省一半的检查量。先在大的方面对增压器喘振的原因有一个方向，以确定下一步优先检查的部件。确定了引起增压器喘振原因的种类是柴油
47、机故障还是增压器流道阻塞后，再继续检查。若是柴油机方面的故障，一般是排气温度高引起的，接着再查找排气温度过高的原因。排气温度过高又可能有很多原因，如排气阀漏气，柴油机高负荷，燃烧质量差。再进一步分类，按照由易到难的原则一步一步检查。可先检查排气阀是否漏泄，检查海况船况。根据示功图判断燃烧状况，再检查柴油机负荷。找出排气温度过高的原因，作出适当调整。若是因增压器流道阻塞引起的，则应系统的检查增压器流道各部件。因为压气机进气滤器和空气冷却器是最容易脏堵的，所以应先检查这两个部件。检查进气滤器和空冷器的前后压降，若压降过大则可能是它们内部过脏，喘振的原因可能就在这里。若滤器和空冷器都正常，检查增压器转速，若转速不足则很可能是涡轮机流道阻塞，导致增压器效率过低引起的。应先检查涡轮机前膨胀接头，废气锅炉烟道，然后检