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浅析水循环控制对抽提蒸馏装置运行的重要作用
2021・01技术应用与研究当代化工研究Modem Chemical R哒a『chOQ 浅析水循环控制对抽提蒸馅装置运行的重要作用*张国祥张瑞山管生洲（延长石油榆林炼油厂陕西718500）摘耍：通过对水循环在抽提蒸馅工艺过程中重要作用的论述，特别针对水循环量减少甚至停止水循环对装置运行带来的危害，揭示了搞好水循环对提升装置产品质量、长周期运行等方面的重要意义。
关键词：水循环；溶剂；疑含量；共沸中图分类号：T文献标识码：AAnalysis of the Important Role of Water Cycle Control on the Operation of ExtractiveDistillation UnitZhang Guoxiang,Zhang Ruishan,Guan Shengzhou(Yanchang Petroleum Yulin Refinery,Shaanxi,718500)Abstract:By discussing the important role of w ater circulation in extractive distillation process,especially aiming at the harm of r educing or even stopping water circulation to the operation of t he unit,this paper revealed the important significance of i mproving the product quality and longterm operation of t he unit.Key words：water cycle；solvent；hydrocarbon contents azeotropy1•工艺简介陕西延长石油集团榆林炼油厂20万吨/年苯抽提装置釆用石油化工科学研究院的环丁枫抽提蒸馆工艺（SED-II）技术，采用环丁砚-水复合溶剂，与纯环丁砚溶剂相比，进一步提高了溶剂对芳桂的选择性⑴，水作为助溶剂，用以增强环丁砚溶剂的选择性，促进溶剂对芳桂的溶解及与非芳桂物质的分离，运行中建立水循环并定期补充除氧水以补偿运行中的损耗。
透平增压泵能量回收装置的应用
2018年第6期2018年6月0引言在炼油、天然气处理、海水淡化、污水处理、煤化工和钢铁冶金等行业中，一些工艺环节需利用工业泵把各类液体（石油、溶剂、海水、污水等）加压后泵入各种系统进行物理或化学反应，反应后的各类高压液体经常通过节流减压阀进行减压排放或循环再利用，这些高压液体所蕴含的余压能量可通过能量回收装置进行回收利用，以达到节能减排的目的。
本文介绍了一种新型液体余压能量装置—透平增压泵的结构特点和工作原理，及其在反渗透海水淡化、天然气加工、合成氨脱碳、石油加氢精制等工艺流程中进行能量回收的工作方式，可为上述行业的节能改造提供参考。
1概述工业生产中传质过程的液体压力能量回收是节能减排的重要手段之一。
液体压力能量回收装置主要分为正位移式（容积式）和透平式两种[1]。
正位移式能量回收装置中高压液体通过活塞或直接接触低压液体为低压液体增压，实现能量的传递和回收；透平式是通过叶轮把高压流体的压力能转化为叶轮轴的旋转机械能以驱动其他设备，如驱动发电机进行发电、驱动泵为低压液体增压或驱动搅拌机等。
目前普遍应用的能量回收液力透平为反转泵（PumpAs Turbine,PAT ）式透平，其工作方式一般为“泵+联轴器+电机+离合器+透平”或“发电机+离合器+透平”。
这种泵和透平“分立”式的特点是，透平与泵通过超越离合器联接，当透平叶轮转速高于电动机/发电机的转速时，离合器啮合，透平回收的高压液压的能量传递给泵或发电机。
在实际应用中，这种工作方式存在因离合器的高速啮合和脱开而容易损坏、透平与泵的机械密封故障率高、机组设备安装调试与维修困难、综合效率低、安全性差和系统投资成本高等缺点[2]。
透平增压泵（Hydraulic Turbocharger ，HTC ）是由美国PEI 公司提出的一种液体压力能量回收装置，通过高压液体驱动透平叶轮和叶轮轴，带动直连的泵叶轮实现对低压液体增压。
如图1所示，与汽车发动机涡轮增压器结构类似，透平增压泵分为透平侧和泵侧，两侧叶轮装在1根轴上并置于泵壳内，省去了离合器和机械密封；泵转速自适应于透平转速，可高速运行；能量转化效率可达81%，受流量变化影响较小[3]。
2011利用扫气抑制增压直喷汽油机爆震的试验研究
利用扫气抑制增压直喷汽油机爆震的试验研究李正伟１张志福２王孟轲２周重光２王志１王建昕１１．清华大学汽车安全与节能国家重点实验室，北京１０００８４２．奇瑞汽车工程研究院，安徽芜湖２４１００９ 摘要：通过台架试验研究了扫气对增压汽油机爆震的抑制效果。
在转速为１ ８００ ｒ／ｍｉｎ，扭矩分别为１５０，２００，２５０ Ｎ ・ｍ工况下，分析了扫气对点火提前角、进气流量和涡轮前端温度的影响。
研究了相同节气门开度不同配气相位情况下，利用扫气改善大负荷下扭矩的潜力。
结果表明：随着负荷的增加，扫气效果逐渐增强，发动机的点火提前角并不随着负荷的增加而推后，只是在一定区域内波动，进气流量增加，涡轮前端温度先降低后增加；大负荷下利用可变气门技术形成的扫气可以有效提高充气效率和动力性；在１ ８００ ｒ／ｍｉｎ下，发动机扭矩可以提高５０ Ｎ・ｍ。
缸内直喷；涡轮增压；汽油机；扫气；爆震ＴＫ４１１．８Ｂ１００１－２２２２（２０１１）０４－００３１－０６２０１１－０５－１８２０１１－０８－０９国家“九七三”研究发展计划（２００７ＣＢ２１０００５）李正伟（１９８５－），男，硕士，主要研究方向为缸内直喷汽油机；ｌｉｚｈｅｎｇｗｅｉｔｓｉｎｇｈｕａ＠ｇｍａｉｌ．ｃｏｍ。
负荷相位增加＠＠［１］ 王建昕．高效车用汽油机的进步［ Ｊ］．内燃机学报， ２００８（增刊Ⅰ）：８３－８９．＠＠［２］ Ｂａｎｄｅｌ， Ｆｒａｉｄｌ， Ｋａｐｕｓ， ｅｔ ａｌ． Ｔｈｅ Ｔｕｒｂｏｃｈａｒｇｅｄ ＧＤＩ Ｅｎｇｉｎｅ： Ｂｏｏｓｔｅｄ Ｓｙｎｅｒｇｉｅｓ ｆｏｒ Ｈｉｇｈ Ｆｕｅｌ Ｅｃｏｎｏｍｙ Ｐｌｕｓ Ｕｌｔｒａ－ｌｏｗ Ｅｍｉｓｓｉｏｎ ［Ｃ］． ＳＡＥ Ｐａｐｅｒ ２００６－０１－ １２６６．＠＠［３］ Ｈｅｎｎｉｎｇ Ｋｌｅｅｂｅｒｇ， Ｄｅａｎ Ｔｏｍａｚｉｃ， Ｏｌｉｖｅｒ Ｌａｎｇ， ｅｔ ａｌ． Ｆｕｔｕｒｅ Ｐｏｔｅｎｔｉａｌ ａｎｄ Ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ Ｍｅｔｈｏｄｓ ｆｏｒ Ｈｉｇｈ Ｏｕｔｐｕｔ Ｔｕｒｂｏｃｈａｒｇｅｄ Ｄｉｒｅｃｔ Ｉｎｊｅｃｔｅｄ Ｇａｓｏｌｉｎｅ Ｅｎｇｉｎｅｓ ［Ｃ］． ＳＡＥ Ｐａｐｅｒ ２００６－０１－００４６．＠＠［４］ Ｃｏｌｔｍａｎ， Ｔｕｒｎｅｒ， Ｃｕｒｔｉｓ， ｅｔ ａｌ． Ｐｒｏｊｅｃｔ Ｓａｂｒｅ： Ａ Ｃｌ ｏｓｅ－Ｓｐａｃｅｄ Ｄｉｒｅｃｔ Ｉｎｊｅｃｔｉｏｎ ３－Ｃｙｌｉｎｄｅｒ Ｅｎｇｉｎｅ ｗｉｔｈ Ｓｙｎｅｒｇｉｓｔｉｃ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｉｅｓ ｔｏ Ａｃｈｉｅｖｅ Ｌｏｗ ＣＯ２ Ｏｕｔｐｕｔ ［Ｃ］． ＳＡＥ Ｐａｐｅｒ ２００８－０１－０１３８．＠＠［５］ Ｙｉ Ｊｉａｎｗｅｎ， Ｓｔｅｖｅｎ Ｗｏｏｌｄｒｉｄｇｅ， Ｇａｒｙ Ｃｏｕｌｓｏｎ， ｅｔ ａｌ． Ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ ａｎｄ Ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ Ｆｏｒｄ ３．５ Ｌ Ｖ６ ＥｃｏＢｏｏｓｔ Ｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎ Ｓｙｓｔｅｍ［Ｃ］． ＳＡＥ Ｐａｐｅｒ ２００９－０１－ １４９４．＠＠［６］ Ｍａｓａｙｕｋｉ Ｓｈｉｍｉｚｕ， Ｋａｚｕｎｏｒｉ Ｙａｇｅｔａ， Ｙｏｓｈｉｎｏｒｉ Ｍａｔ ｓｕｉ，ｅｔ ａｌ． Ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ ｏｆ Ｎｅｗ １．６ Ｌｉｔｅｒ Ｆｏｕｒ Ｃｙｌｉｎｄｅｒ Ｔｕｒｂｏｃｈａｒｇｅｄ Ｄｉｒｅｃｔ Ｉｎｊｅｃｔｉｏｎ Ｇａｓｏｌｉｎｅ Ｅｎｇｉｎｅ ｗｉｔｈ Ｉｎｔａｋｅ ａｎｄ Ｅｘｈａｕｓｔ Ｖａｌｖｅ Ｔｉｍｉｎｇ Ｃｏｎｔｒｏｌ Ｓｙｓｔｅｍ［Ｃ］． ＳＡＥ Ｐａｐｅｒ ２０１１－０１－０４１９．＠＠［７］ Ｔｉｍ Ｌａｋｅ，Ｊｏｈｎ Ｓｔｏｋｅｓ， Ｒｉｃｈａｒｄ Ｍｕｒｐｈｙ． Ｔｕｒｂｏｃｈａｒｇ ｉｎｇ Ｃｏｎｃｅｐｔｓ ｆｏｒ Ｄｏｗｎｓｉｚｅｄ ＤＩ Ｇａｓｏｌｉｎｅ Ｅｎｇｉｎｅｓ［Ｃ］． ＳＡＥ Ｐａｐｅｒ ２００７－０１－０２５９．＠＠［８］ Ｄｏｎｇｈｅｅ Ｈａｎ， Ｓｅｕｎｇ－Ｋｏｏｋ Ｈａｎ， Ｂｏｎｇ－Ｈｏｏｎ Ｈａｎ． Ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ ｏｆ ２．０ Ｌ Ｔｕｒｂｏｃｈａｒｇｅｄ ＤＩＳＩ Ｅｎｇｉｎｅ ｆｏｒ Ｄｏｗｎｓｉｚｉｎｇ Ａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎ［Ｃ］． ＳＡＥ Ｐａｐｅｒ ２００１－０１－ １５４５．＠＠［９］ Ｎｅｉｌ Ｆｒａｓｅｒ， Ｈｕｇｈ Ｂｌａｘｉｌｌ， Ｇｒａｎｔ Ｌｕｍｓｄｅｎ． Ｃｈａｌｌｅｎ ｇｅｓ ｆｏｒ Ｉｎｃｒｅａｓｅｄ Ｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙ ｔｈｒｏｕｇｈ Ｇａｓｏｌｉｎｅ Ｅｎｇｉｎｅ Ｄｏｗｎｓｉｚｉｎｇ［Ｃ］． ＳＡＥ Ｐａｐｅｒ ２００９－０１－１０５３．＠＠［１０］ Ｂｅｒｔｒａｎｄ Ｌｅｃｏｉｎｔｅ， Ｇａ（ｅ）ｔａｎ Ｍｏｎｎｉｅｒ． Ｄｏｗｎｓｉｚｉｎｇ ａ Ｇａｓｏｌｉｎｅ Ｅｎｇｉｎｅ Ｕｓｉｎｇ Ｔｕｒｂｏｃｈａｒｇｉｎｇ ｗｉｔｈ Ｄｉｒｅｃｔ Ｉｎｊｅｃｔｉｏｎ［Ｃ］． ＳＡＥ Ｐａｐｅｒ ２００３－０１－０５４２．＠＠［１］张飞，简弃非．汽车尾气余热利用技术及应用［Ｊ］．山 西能源与节能，２０１０（１）：４３－４５．＠＠［２］邹政耀．内燃机尾气余热利用的研究［Ｄ］．南京：东南 大学，２００７．＠＠［３］ Ｈｕｇｕｅｓ Ｌ Ｔａｌｏｍ，Ｂｅｙｅｎｅ Ａｓｆａｗ． Ｈｅａｔ Ｒｅｃｏｖｅｒｙ ｆｒｏｍ Ａｕｔｏｍｏｔｉｖｅ Ｅｎｇｉｎｅ［Ｊ］． Ａｐｐｌｉｅｄ Ｔｈｅｒｍａｌ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ， ２００９，２９（２／３） ：４３９－４４４．＠＠［４］沈中元．中国汽车领域的节能潜能［Ｊ］．国际石油经济， ２００６（８）：２８－３５．＠＠［５］ 吕云嵩．车用蓄能器研究［Ｊ］．液压与气动，２００７ （７）：７－９．＠＠［６］童钧耕．工程热力学［Ｍ］．４版．北京：高等教育出版 社，２００７．＠＠［７］傅秦生．热工基础及应用［Ｍ］．２版．北京：机械工业出 版社，２００７．＠＠［８］王革华，田雅林，袁婧婷．能源与可持续发展［Ｍ］．北 京：化学工业出版社，２００５．Ｒｅｓｉｄｕａｌ Ｈｅａｔ Ｒｅｃｏｖｅｒｙ Ｓｙｓｔｅｍ ｏｆ Ａｕｔｏｍｏｔｉｖｅ Ｅｘｈａｕｓｔ Ｂａｓｅｄ ｏｎ Ａｃｃｕｍｕｌａｔｏｒ Ｐｒｉｎｃｉｐｌｅ ＹＡＮＧ Ｘｉｎｇ ＬＵ Ｙｏｎｇ ＹＡＮＧ Ｌｉａｎｇ ＴＡＮ Ｃｈｕｎ－ｌａｉ ＬＩＵ Ｙａｎｇ ＨＡＮ Ｃｈｕｎ－ｘｕ ＹＡＮ Ｙｕ－ｑｕａｎ Ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ Ｓｔｕｄｙ ｏｎ Ｓｕｐｐｒｅｓｓｉｎｇ Ｋｎｏｃｋ ｏｆ Ｔｕｒｂｏｃｈａｒｇｅｄ ＧＤＩ Ｅｎｇｉｎｅ ｗｉｔｈ Ｓｃａｖｅｎｇｉｎｇ ＬＩ Ｚｈｅｎｇ－ｗｅｉ ＺＨＡＮＧ Ｚｈｉ－ｆｕ ＷＡＮＧ Ｍｅｎｇ－ｋｅ ＺＨＯＵＣｈｏｎｇ－ｇｕａｎｇ ＷＡＮＧ Ｚｈｉ ＷＡＮＧ Ｊｉａｎ－ｘｉｎ 。
利用进气CFD分析改善活塞顶温度计算精度
32-084文章编号：1000-0909(2014)06-0548-07利用进气 CFD 分析改善活塞顶温度计算精度巴林1，刘月辉2，李爱红3(1.天津大学材料科学与工程学院，天津300072；2. 天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室，天津300072；3. 力源活塞股份有限公司，河北沧州061000)摘要：采用试验和仿真分析的方法研究了发动机进气冷却作用对汽油机活塞顶温度分布影响．利用硬度塞测温法在发动机台架试验中测量了活塞顶各部位温度，分析比较了活塞顶进气门侧和排气门侧的温度差异．为了考虑冷空气进入气缸时对活塞顶不同部位冷却作用的不同，进行了发动机进气过程流体动力学计算(CFD)，得到了进气过程中活塞顶不同部位的换热量，并将其用于修正活塞顶的热边界条件，在此基础上计算了活塞顶的温度分布，并和试验结果进行了对比分析．结果表明：进气冷却作用使得活塞顶进气门侧的温度明显低于排气门侧；利用进气过程CFD 分析结果对活塞顶热边界条件进行修正后提高了计算精度，计算结果能够反映活塞顶进、排气门侧的温度差异．关键词：活塞；温度；换热；流体动力学计算中图分类号：TK422 文献标志码：AImprovement of Piston Top Temperature Analysis UsingIntake Process CFD Simulation1 2 3BA Lin ，LIU Yue-hui ，LI Ai-hong(1.School of Materials Science and Engineering，T i anjin University，T i anjin300072，China；2. State Key Laboratory of Engines，T i anjin University，T i anjin300072，China；3. Liyuan Piston Company Limited，Cangzhou 061000，China)Abstract：Cooling effect of intake air on pi ston top temperature di stribution of a gasoline engine was in-vestigated experimentally and numerically. Piston top temperature was measured by using temperatureplug during a dynamometer engine test. It was found that the piston top temperature at intake si de waslower than that at exhaust side because of the intake air cooling effect. Computational fluid dynam-ics(CFD)simulation of air intake process was employed to analyze the cooling effect of intake air on thepiston top. Heat transfer at the piston top during air intake process was obtained by CFD simulation andwas used to correct the thermal boundary conditions for piston temperature analysi s. The simulation resultwas verified by the measurement. The pi ston top temperature at intake si de is lower than that at the exhaustside. CFD simulation of air intake process can be applied to correct the thermal boundary conditions andimprove the accuracy of the pi ston temperature anal ysis.Keywords：piston；temperature；heat transfer；computational fluid dynamics铝硅合金活塞温度在超过200 ℃以后，强度会随着温度的升高急剧下降[1]．随着发动机强化程度的提高，活塞在工作循环中承受越来越高的热负荷，尤其是活塞顶温度最高，高温下强度也下降最多而往往成为活塞开裂的起因．活塞顶不同部位的温度和应力都是不同的，如果活塞顶的最高温度出现在高应力部位，活塞顶失效的几率就会增加，因此，准确地掌握活塞温度场分布，尤其是活塞顶的温度分布非常重要.研究活塞温度场分布主要有试验测量和有限元收稿日期：2014-04-22；修回日期：2014-07-09.基金项目：国家高技术研究发展计划资助项目(2012AA1117064).作者简介：巴林，博士研究生，E-mail：yem inghuangziji@.通信作者：刘月辉，副教授，E-mail：*************.cn.2014 年 11 月巴 林等：利用进气 CFD 分析改善活塞顶温度计算精度·549·分析两种手段．用有限元分析计算活塞温度场时需要确定活塞顶的热边界条件 ，目前主要处理方式： 1)对整个活塞顶采用相同的热边界条件，不考虑活塞 顶换热系数和对应燃气温度在活塞顶进、排气门侧的 差别[2-5]．考 虑到除了某些柴油机活塞顶凹坑偏置外，活塞结构基本是对称的，因而按这样处理得到的活塞顶进气门侧和排气门侧的温度基本相同．但发 动机实际工作过程中，进气时冷空气先经过活塞顶进 气门侧，对该侧冷却量较大，使得活塞顶进气门侧的 温度低于排气门侧，有时温差可达 50 ℃[6]；2)计算时 对活塞顶进气侧和排气侧采用不同的换热系数和对 应的燃气温度[7-8]，具体数值根据经验或活塞温度场试验确定，很多情况下往往没有温度场试验数据，而 根据经验确定活塞顶不同部位的热边界条件又存在 一定的随意性．更精确的方法是进行缸内燃烧过程 三维数值模拟和活塞传热耦合分析[9]，但计算量很 大．且汽油机为均质燃烧，燃烧过程对活塞顶不同部 位温度分布的影响不像柴油机那样显著，影响汽油机 活塞顶进、排气门侧温度差异的主要因素是冷空气进 入气缸时对活塞顶不同部位的冷却作用的不同[6,9]. 笔者抓住影响汽油机活塞顶进、排气侧温度分布的主 要因素，利用相对较简单的进气过程 CFD 分析来修 正进气过程对活塞顶温度分布的影响，以提高活塞顶 温度的计算精度，同时避免复杂的燃烧过程三维数值 模拟．火温度为 150～400 ℃，每隔 25 ℃一组．测量硬度塞回火后的硬度，建立如图 1 所示的硬度塞硬度与温度 的关系．图 1 硬度塞在不同回火温度下的硬度Fig.1 Hardness of the temperature plug versus backfiretemperature1.2 活塞温度场试验在汽油机上进行了活塞温度场试验，该发动机缸 径 为 65 mm ，行程为 74 mm ，标·定 功 率为 35 kW(5 300 r/min )，最大转矩为 71 N m (4 000 r/min )，4 缸、每缸两气门，火花塞位于进、排气门之间，没有专 门的活塞冷却措施．考虑到发动机各缸工作过程和 冷却不会完全相同，因此，对 4 个缸活塞都进行温度 测量．活塞顶测温点布置如图 2 所示，在活塞顶布置 8 个测点，测点 4、5 在进气门侧，测点 1、2 在排气 门侧．1 活塞温度的测量为了解发动机进气冷却对活塞顶进、排气门侧的 温度的影响，首先通过试验测量活塞顶不同部位的温 度分布．目前比较成熟的活塞温度场测试方法主要有热 电偶法、易熔合金法和硬度塞法．热电偶法测量精度 高，能方便地测量多个工况下温度，但由于活塞在工 作中处于高速运动状态，信号引出非常困难．易熔合 金法和硬度塞法只能测量一个工况下的温度，而易熔 合金法需要配制各熔点合金，需要预估测点温度，还 可能因预估温度不准而需要重复测量，工作量较大. 硬度塞测温法相对简单，测量精度可达±5 ℃[10]，且 可以同时测量多个测点温度，应用方便．因此，采用 硬度塞法进行测量．1.1 硬度塞硬度与温度的关系建立用轴承钢 GCr15 加工成硬度塞，在真空热处理 炉加热到 840 ℃后进行淬火处理，选取维氏硬度在 880～900 HV 的硬度塞分组在恒温箱中回火 2 h ．回图 2 活塞测温点布置示意Fig.2 Meas urin g points o n the piston top试验分别在 标 定工况和最大 转矩 工况下进行．在每个工况试验前，将经过简单磨合的活塞拆机 取出，安装好硬度塞后再装入发动机，在试验工况下 稳定运行 2 h 后拆机，取出活塞，测量硬度塞的硬度， 然后根据图 1 求出活塞各测点温度值．活塞温度场 试验结果如图 3 所示．由图 3a 可知，各缸活塞对应测点的温度存在一 定的不同，第 4 缸活塞温度稍高，可能是由于该缸冷 却相对较差造成的，此外还有测量误差的影响．活塞 顶中央测点温度最高，外周温度逐渐降低，活塞在顶 部进气门侧测点 4 和 5 的温度都明显低于对应的排·550·内燃 机 学 报 第 32 卷 第 6 期气门侧测点 2 和 1 的温度．从各缸相应测点温度平 小有关．均值看，活塞顶中心测点 3 处的温度最高，平均为 275 ℃，活塞顶进气门侧的测点 4 的温度为 262 ℃， 比位于排气门侧的测点 2 平均温度低 17 ℃，位于进 气门侧的测点 5 温度比排气门侧测点 1 低 6 ℃．可 见活塞顶进气门侧温度明显低于排气门侧，主要原因 是发动机进气对活塞顶两侧冷却不同造成的． 从图 2 测点布置可看出，测点 7 和 8 下方为活塞 销座，该处壁厚大，传热快，测点 7 和 8 处的温度应 该低于测点 2 和 4 处的温度，但从图 3a 可看出各缸 活塞测点 7 和测点 8 的温度均高于测点 4，主要原因 是位于进气门侧的测点 4 温度受到了进气冷却作用 的影响较大．2 活塞顶进 排气门侧温度计算、 除了活塞温度场试验外，采用有限元方法计算了 该 发·动机 标 定工况 ( 转 速为 5 300 r/min ，转矩 为63 N m ·)和最大转矩工况(转速为 4 000 r/min ，转矩为 71 N m )下的活塞温度． 2.1 有限元计算模型利用进气过程 CFD 分析和活塞温度场有限元分 析相结合计算了活塞顶进、排气门侧的温度分布．图 4 为活塞有限元模型．考虑到活塞结构的对称性，为 了降低求解规模，仅建立了 1/2 活塞模型，尽可能多 地保留了活塞的结构细节以保证分析的可靠性．有 限元模型采用了 10 节点四面体网格，总共划分了 82 308 个单元、125 327 个节点．图 4 活塞温度场有限元分析模型Fig.4 Finite element model of the piston temperatureanalysisa ）标定工况2.2 热边界条件活塞顶受燃烧室高温燃气的周期性加热作用，在 发动机工作循环中除活塞顶面薄层内的温度有所波 动外，活塞整体处于稳定的热状态[8]．因此，一般把 活塞作为无内部热源的三维稳态温度场问题进行分 析，其控制方程为- T ) = 0w 2 2 2 ∂T + ∂T + ∂T = (1) 2 22 ∂x ∂y ∂z准确计算活塞温度场的关键在于正确设定活塞 b ）最大转矩工况标定工况和最大转矩工况下活塞各测温点温度Variation of piston top temp eratur e at rated powerand m aximum torque图 3 Fig.3 各处的热边界条件，根据活塞的工作过程特点，活塞 温度场计算一般采用第三类边界条件，即 ∂T λ ( + h (T ∂n(2) 图 3b 为最大转矩工况下的各缸活塞的测点温 度．活塞各测点温度比标定工况下低 15～25 ℃，活 塞不同测点的温度差异和标定工况下表现出相同趋 势，仍然是活塞顶进气门侧的温度低于排气门侧．从 各缸相应测点温度平均值看，活塞顶进气门侧的测点 4 的平均温度比位于排气门侧的测点 2 低 8 ℃，位于 进气门侧的测点 5 的平均温度比排气门侧测点 1 低 4 ℃．同标定工况相比，活塞顶进气门侧和排气门侧 的温度差别有所减小，这可能与最大转矩工况下进气 气流的速度低于标定工况，因而进气冷却作用也比较式中：λ 为活塞材料热传导系数；T 为活塞温度；n 为 活塞边界法向；h 为活塞各部位换热系数；T w 为活塞 周围环境温度．必须先确定活塞各处的热边界条件 才能用有限元法求解式(1)获得活塞温度场分布． 2.2.1 活塞顶对应的平均燃气温度和换热系数 活塞各处的热边界条件包括各部位和外周环境 的换热系数以及对应的外周环境温度．活塞顶的热边 界条件可通过发动机工作过程计算得到，用GT-Power 软件建立发动机工作过程模型．模型中活塞顶和燃2014 年 11 月巴 林等：利用进气 CFD 分析改善活塞顶温度计算精度·551气间的换热系数由 Wo s chn i 经验公式计算得到[11]．通过建立的 GT-Power 模型计算得到图 5 所示的 2.3 利用进气 CFD 分析修正活塞顶热边界条件在进气过程中，冷空气进入气缸后先经过活塞顶 进气门侧，此时空气温度相对降低，再流到活塞顶排 气门侧，空气因受到加热而温度相对较高，造成活塞 顶不同部位对应的空气温度不完全相同．此外不同 部位空气流速的差异使活塞顶不同部位的换热系数 也有所不同，这使得进气过程中冷空气对活塞顶进、 排气门侧冷却作用不同．为了考虑在进气过程中冷空气进气缸后对活塞 顶不同部位冷却程度的差异，将活塞顶某处微元面积dS 的换热量 dQ s 分成 dQ s1 和 dQ s 2 两部分，即标定工况下缸内燃气温度曲线 T 和活塞顶换热系数 g 曲线 h ．在活塞稳态温度场计算中，活塞顶换热系数 g 采用的是平均换热系数和缸内燃气平均温度．利用 式(3)计算发动机工作循环中活塞顶平均换热系数 h ，利用式(4)计算发动机工作循环中缸内燃气平均 g m温度 T [8]．gm dQ = dQ + dQ (5)s s1 s 2式中：dQ s1 为进气冲程(0～180 °CA )活塞顶的换热 量，该阶段活塞顶进气门侧和排气门侧部位的热边界 条件是有差别的，利用进气 CFD 分析得到该阶段活 塞顶不同部位的换热量；dQ s 2 为其他 3 个冲程(180～720 °CA )换热量，活塞顶采用单一的热边界条件，可 用式(6)～(7)来计算这 3 个冲 程的燃气 平均温度图 5 缸内燃气温度和活塞顶换热系数Fig.5 Gas temperature and heat transfer coefficient atthe piston topT 和平均换热系数 h ，用式(8)计算这 个冲程3 g m 2 g m 2 的活塞顶换热量．1 720 h d φ h = 720 ∫ 0 (3) 1 gm g720h 540 ∫180 h d φ (6) = g m 2 g 1 720T = ( h T d φ ) / h 720 ∫0 (4)gm g g gm 1 720T ∫ h T φ ) / h (7)(8)= ( 540g d 2.2.2 其他部位的热边界条件活塞大部分热量由环槽部位通过活塞环传出，并 和环岸、裙部等其他部位一起通过缸套向冷却液散 热，在传热路径中涉及到多处传热界面的热阻，通过 理论计算获得这些部位的换热系数十分困难，一般根 据经验公式和经验数据确定．活塞内腔向曲轴箱内 的机油油雾散热，结合类似机型的经验数据和柏夫劳 姆 [12]推荐 的经验 公 式确定了这些部位的热边界条 件，如表 1 所示．表 1 活塞各部分热边界条件g m 2 g g m 2 180dQ s 2 = h g m 2 T g m 2 -T p （ ）dS 式中：T 为活塞顶温度．p 整个活塞顶在一个完整工作循环中的换热量Q = dQ d S ∫ (9)s s2.3.1 发动机进气过程 CFD 分析 由于汽油机燃烧过程的特点，可不考虑活塞顶的 辐射传热[13]．缸内燃气和活塞顶之间的热交换为对 流换热问题，其控制方程组为连续性方程、动量守恒 方程和能量守恒方程，即Tab.1 Thermal bo u ·nd a ·ry conditions∂u+ ∂v + ∂w = 0 - ρ ⎜ + u + v + w ⎟ = F x ∂t∂x ∂y ∂z 换热系数/(kW m 2 ℃ 1)环境温度/℃参数 (10)∂x ∂y ∂z0.62(非均布)0.50 1.80 6.00 0.30 1.50 4.50 0.45 0.40 0.38 0.450.38770 170 160 160 150 150 150 140 120 100 100100活塞顶火力岸 第一环槽顶面 第一环槽底面 第一环岸 第二环槽顶面 第二环槽底面 裙部 销孔 销孔外端面 内腔底面 内腔侧面⎛ ∂u ∂u ∂u ∂u ⎞∂p +∂x ⎝ ⎠ 2 22 η（∂ u + ∂ u + ∂ u ） (11)2 2 2 ∂x ∂y ∂z（∂T ∂T ∂T∂T ）= ρc p+ u + v + w ∂t ∂x ∂y ∂z2 2 2λ（∂ T + ∂ T + ∂T ） (12)2 2 2 ∂x ∂y ∂z式中：u 、v 和 w 为空气在 x 、y 和 z 方向的速度分量；·552第 32 卷 第 6 期内 燃 机 学 报 ρ、p 、η、λ 和 c 分别为 流体的密 度 、压 强 、动力黏 (5)～(8)更新上次(利用 GT-Power )计算的活塞顶各 处在进气冲程的换热量，重新计算活塞温度场．重复 几次，直到前后两次得到的活塞顶各处对应的温度差 小于给定值．考虑到活塞温度测量精度为±5 ℃[10]， 因此，设定差值为 5 ℃，该活塞经过两次修正就达到 了计算要求．假定活塞顶温度在进气 CFD 分析中是稳态的， 实际是瞬变的，但要进行进气 CFD 和活塞温度场耦 合分析才能得到．研究表明活塞顶的表面温度在不 同曲轴转角下的波动幅值很小，文献[13]通过试验发 现某柴油机进气冲程中活塞顶表面温度波动小于 4 ℃；文献[9]利用 KIVA 和 NASTRAN 软件对某汽油 机进行工作过程和活塞温度场耦合分析，发现活塞顶 的温度波动小于 2.5 ℃．可见这一假定不会引起较大 误差．p 度、导热系数和定压比热容；F x 为流体 x 方向的体积 力；t 为时间；T 为温度．求解 3 组方程可得到空气温-q = 度 T ，然后计算空气和活塞顶的换热热流密度 λ (∂T n )(13)式中：∂T ∂n 为边界处的法向温度梯度．由于对流换热控制方程的强烈非线性，难以获得 解析解 ，可通过有限体 积 法得到 近似 数值解 ，利用 CFD 软件 Fluent 求解 3 组方程，计算进气过程中冷 空气和活塞顶之间的换热量．图 6 为建立的发动机进气过程 CFD 分析动网格 模 型 ．考虑到燃烧 室 和活塞结构的对称性 ，仅建立 1/2 模型．图 6 发动机进气过程 CFD 分析模型 Fig.6 CFD model of the air intake process由于进气过程 CFD 分析的目的在于计算活塞顶 不同部位的换热量，而不是进气过程细节，因而对模 型进行了简化：仅取小部分进气道，对进气道形状进 行简化 ；只 分析进气门开 启角 度相对较大的 0 ～ 180°CA 内进气过程；考虑到汽油机进、排气门重叠 角较小，假定在分析过程中排气门是完全关闭的，因 此，图 6 的模型中没有包含排气道．此外假定 0°CA 时刻燃烧室内残余气体为汽油在理论空燃比下的完 全燃烧产物，残余废气温度从 GT-Power 模型计算结 果中得到，燃烧室璧面温度及进、排气门璧面温度也 采用 GT-Power 模型中的数值．2.3.2 利用进气 CFD 分析修正活塞顶热边界条件尽管将进气 CFD 分析和活塞温度场分析耦合在 一起会更为精确，但计算量过大．考虑到活塞顶不同 部位温度差主要是进气冷却作用造成的，利用进气 CFD 分析结果对活塞顶热边界条件进行了修正，具 体过程如图 7 所示．首先用 GT-Power 得到的热边界 条件计算活塞顶在进气冲程的换热量和其他 3 个冲 程的换热量，并结合其他部位的热边界条件，进行首 次活塞温度场计算．将得到的活塞顶温度分布作为 CFD 分析的第一类热边界条件，利用进气过程 CFD 分析计算活塞顶各处的瞬时热流密度，积分后得到活 塞顶各处在整个进气冲程的换热量，利用该结果按式图 7 活塞顶热边界条件修正流程示意Flow chart showing steps to correct piston topthermal boundary conditionsFig.7 图 8 为进气过程 CFD 分析得到的标定工况下 30°CA 时和 90 °CA 的进气气流速度，在活塞顶进、 排气门侧部位情况．图 9 为计算得到的整个进气过 程中活塞顶不同部位的平均热流密度，在 30°CA 时 活塞顶进气门侧的热流密度明显大于排气门侧，说明 进气过程对活塞顶进气门侧的冷却作用明显高于排 气门侧．而在 90°CA 时活塞顶进、排气门侧的热流 密度差别显著降低，这与活塞下行、进气对活塞顶吹 拂作用减小有关．2014 年11 月巴林等：利用进气CFD 分析改善活塞顶温度计算精度·553·a）30 ° CA b）90 ° CA图 8 标定工况下的进气气流速度Fig.8 Velocity of the intake air at rated power a）未考虑进气冷却a）30 ° CA b）90 ° CA图 9 标定工况下的活塞顶热流密度Fig.9 Heat flux at the piston top at rated pow erb）考虑进气冷却图 10 未考虑和考虑进气冷却的活塞温度Simulated piston temperature without and consid-ering the intake air cooling effect3 活塞顶温度计算和试验的对比图10a 为标定工况下未考虑进气冷却作用的活塞温度场计算结果．活塞最高温度为283 ℃，位于活塞顶中心，这是由于中心处向外传热的路径最长，当量热阻较大的原因．与试验测量结果不同的是，活塞顶在进气门侧和排气门侧的温度分布基本没有差异，甚至由于活塞顶进气门侧的气门避撞坑使该侧表面积有所增加，温度稍高于排气侧．这是由于活塞结构对称，计算中活塞顶又采用了相同的换热系数和燃气温度的缘故．图10b为考虑进气冷却作用，利用进气过程CFD 计算对活塞顶热边界条件修正后计算得到的活塞顶温度．活塞最高温度为280 ℃，没有出现在活塞顶中心，而是在偏排气门侧方向．活塞顶进气门侧的温度明显低于排气门侧的温度，高温区明显向排气门侧偏移．这是由于考虑了进气对活塞顶的冷却作用，冷空气对活塞顶进气门侧的冷却作用较大，使得该侧温度较低，高温区偏离进气门侧，这与活塞顶温度试验结果是一致的．图11a 为用进气CFD 分析对活塞顶热边界条件修正前后各测点温度的计算值和实测温度平均值的对比．未修正计算得到的活塞顶进气门侧测点 4 比排气门侧测点 2 温度高 1 ℃，修正后得到测点 4 比测点 2 的温度低13 ℃，试验结果是测点 4 比 2 的温度低17 ℃．未修正计算得到进气门侧测点5 比排气门侧测点 1 温度高 3 ℃，修正后的测点 5 温度比测点 1低11 ℃，测点 5 温度的试验值比测点 1 的低 6 ℃．Fig.10图11b 为最大转矩工况下的结果对比．未修正计算得到活塞顶进气门侧测点 4 和排气门侧测点 2a）标定工况b）最大转矩工况标定工况和最大转矩工况下活塞温度试验值和计算值比较Measured temperature versus simulated tempera-ture of the piston at rated power and maximumtorque图 11Fig.11·554·内燃机学报第32 卷第 6 期的温度相同，修正后测点4 比测点2 温度低11 ℃，试验得到测点4 比测点 2 温度低8 ℃．未修正时进气门侧测点 5 比排气门侧测点 1 的温度高 2 ℃，修正后的测点 5 温度比测点 1 低 9 ℃，试验得到测点 5 比测点 1 温度低 4 ℃．综合标定工况和最大转矩工况下的活塞顶对应测点的温度计算值和测量值对比分析可知，进行活塞温度场有限元分析时，如果活塞顶各部分采用单一热边界条件，计算结果不能准确反映活塞顶进、排气门侧的温度差异，利用进气过程CFD 分析修正活塞顶传热边界条件后，计算得到的活塞顶进、排气门侧的温度差异和试验结果基本一致，活塞顶各部位的温度计算精度也有所提高．4 结论(1)通过硬度塞测温法实测了汽油机的活塞顶温度分布；由于进气过程中冷空气对活塞顶不同部位冷却作用不同，使得活塞顶进气门侧的温度明显低于排气门侧的温度，该汽油机在标定工况下活塞顶进、排气门侧温度差值为17 ℃，在最大转矩工况下差值为 8 ℃．(2)进行活塞温度场有限元分析时，活塞顶各部分采用单一的热边界条件难以准确反映活塞顶进、排气门侧的温度差异；利用进气过程CFD 分析计算活塞顶不同部位的换热量，并将结果用于修正活塞顶热边界条件后，计算得到的活塞顶进、排气门侧的温度分布和试验结果基本一致，活塞顶不同部位温度的计算精度也有所提高．(3)结合活塞温度场试验、活塞热边界条件经验公式和进气过程CFD 分析，得到活塞温度场分析的热边界条件，可为类似机型的活塞温度场分析提供参考．参考文献：ramic coated piston used in an SI engine[J].Surface andCoatings Technology，2011，205(11)：3499-3505. 张俊红，何振鹏，张贵昌，等. 柴油机活塞热负荷和机械负荷耦合研究[J].内燃机学报，2011，29(1)：78-83.Cerit M，Ayhan V，Parlak A，et al. Thermal analysisof a partially ceramic coated piston：Effect on cold startHC emission in a spark ignition engine[J].AppliedThermal Engineering，2011，31(2)：336-341.Lu X，Li Q，Zhang W，et al. Thermal analysis on pis-ton of marine diesel engine[J].Applied Thermal Engi-neering，2013，50(1)：168-176.Hoag K. Vehicular engine design[M].Wien：Springer-V erlag，2007：170-187.Kenningley S，Morgenstern R. Thermal and mechanicalloading in the combustion bowl region of light vehiclediesel AlSiCuNiMg pistons[C]// SAE Paper. Detroit，Michigan，U nited States，2012，2012-01-1302. 雷基林，申立中，杨永忠，等. 4100 QBZ 型增压柴油机活塞温度场试验研究及有限元分析[J].内燃机学报，2007，25(5)：445-450.Esfahanian V ，Javaheri A ，Ghaffarpour M. Thermalanalysis of an SI engine piston using different combus-tion boundary condition treatments[J].Applied ThermalEngineering，2006，26(2)：277-287.［3］［4］［5］［6］［7］［8］［9］［10］史绍熙. 柴油机设计手册(上册)[M].北京：中国农业机械出版社，1984：495-498．［11］Woschni G，Fieger J. Determination of local heat trans- fercoefficients at the piston of a high speed diesel engineby evaluation of measured temperature distribution[C]//SAE Paper. Detroit，Michigan，U nited States，1979，790834.［12］柏夫劳姆 W，摩伦浩尔 K. 内燃机传热[M].唐启元，庞凤阁，陈元春，译. 哈尔滨：哈尔滨船舶工程学院出版社，1992：209-217.［13］陆瑞松，林发森，张瑞. 内燃机的传热与热负荷[M].北京：国防工业出版社，1985：102-105.［1］万欣，林大渊. 内燃机设计[M].天津：天津大学出版社，1988：149-152.［2］Cerit M. Thermo mechanical analysis of a partially ce-。
带压修井中提高Y341封隔器坐封成功率
200 2015年17期带压修井中提高Y341封隔器坐封成功率刘鹏申杰江苏油田矿业开发总公司综合服务分部，江苏扬州 225261摘要：分注以Y341封隔器作为封隔注水层位的工具，油田水井分注一般为一级两段、两级三段组合，Y341封隔器的坐封成功是分注实现的前提。
在带压修井过程中时经常出现Y341封隔器坐封不合格的情况，经过不断的实践总结，基本掌握了一些提高座封成功率的施工方法。
关键词：Y341封隔器；偏心配水器；试压球座中图分类号：TE931.2 文献标识码：A 文章编号：1671-5799(2015)17-0200-01Abstract: Respective injection with Y341 packer as the tool to pack the position of water injection, respective injection to water dells of oilfield is commonly combined with one-level two-stage and two-level three-stage. The Y341 packer setting successfully is the precondition of separate injection to achieve. It's often appear that the Y341 packer setting unsuccessfully in the process of pressure operation. Through constant practice, I have grasped some methods of packer setting successfully.Key words:Y341 packer; Partial match; Pressure tee1 前言在带压水井分注作业中，经常会出现完井时，下完分注管柱后，油管使用水泥车打压后无法稳压，封隔器验封不合格等情况。
机组再热器进口联箱疏水管共振分析及防范措施
机组再热器进口联箱疏水管共振分析及防范措施摘要：华能南通电厂3号机组再热器进口联箱疏水管发生共振，导致嗡鸣声与高频振动，检查发现再热器进口蒸汽母管道中存在高速汽流，汽流的流动导致刹根阀上方的蒸汽产生波动，激振力与阀门固有振动频率相等或相近，导致共振产生。
关键词：再热器冷段；共振；激振力一、概述华能南通电厂二期再热器冷段蒸汽管道材质为SA106GRB，管径914.4mm，壁厚24mm，设计压力3.8MPa，设计温度331℃，再热器进口联箱疏水管管道材质为碳钢，管径48mm，壁厚6mm，疏水管从#3炉10层、再热器冷段蒸汽管道距炉墙约1米处引出，接至扩容器。
#3炉再热器进口联箱疏水刹根阀位于再热器进口母管下方约3米处。
阀门下方管道垂直段安装有两座导向支架，用于防止管道左右位移，不影响管道上下膨胀。
图1 结构示意图二、缺陷描述2021年12月24日晚，此时锅炉负荷200MW至215MW，检修人员到达现场检查发现，现场存在嗡鸣声，声音由再热器进口疏水管发出，触摸再热器进口联箱疏水刹根阀有明显的高频振动感，判断为共振现象。
因导向支架对管道振动存在抑制作用，管道振幅小，肉眼不可见。
同时检查发现振动从疏水管引出管开始，至7层仍有明显振感，其中在阀门处振动最大。
三、共振产生原因分析共振是指一物理系统在特定频率和波长下，比其他频率和波长以更大的振幅做振动的情形；这些特定频率和波长称之为共振频率和共振波长。
管道振动是一种常见的现象，严重的振动会加速裂纹扩展，威胁系统的安全运行，根据管道振动理论，管道、支架和相连设备构成了一个结构系统，在有激振力的情况下，这个系统就会产生振动。
当激振力与管道固有振动频率相等或相接近时，就会产生共振现象。
导致管道振级较高的原因有很多，如：1.支撑结构的共振；2.管道的共振；3.部件（阀门、冷却器等）的内部故障；4.异常激励力（脉动、机械激励等）；5.无效的支撑结构。
要对可能存在共振的管道进行外观检查，重点关注小口径管连接 (SBC) 和仪表管，这是疲劳失效的主要部位。
水击现象原因分析及防范措施探讨
1491 概述水击又名水锤，它常发生在水或蒸汽等有压管道系统中，由于某一管路元件工作状态的改变，使液体流速发生急剧变化，同时引起管内液体压强大幅度波动的现象。
它是有压管道非恒定流问题中的一种。
管道中任一段面的流速、压强、液体的密度及管道直径，不仅与空间位置而且与时间有关。
它可能导致管道系统强烈震动、噪声和空蚀，甚至使管道严重变形或爆裂。
2 水击产生的成因及危害2.1 水击现象的成因在压力管道中，由于液体流速的急剧改变，从而造成瞬时压力显著、反复、迅速变化的现象，称为水击，也称水锤。
产生的原因：当压力管道的阀门突然关闭或开启时，当水泵突然停止或启动时，因瞬时流速发生急剧变化，引起液体动量迅速改变，而使压力显著变化。
管道上止回阀失灵，也会发生水击现象。
在蒸汽管道中，若暖管不充分，疏水不彻底，导致送出的蒸汽部分凝结成水，体积突然缩小，造成局部真空，周围介质将高速向此处冲击，也会发出巨大的音响和振动。
2.2 水击的危害水击现象的发生会引起整个管系发生振动，使管道严重损坏；管道法兰连接处泄漏；管道推力和力矩过大，使与其连接的设备承受过大的应力或使其产生变形，影响设备的正常运行。
3 装置凝结水回水运行情况3.1 运行现状净化装置区的蒸汽消耗主要为生产蒸汽和伴热蒸汽，其中生产蒸汽用于提供溶液再生的热量和再生塔补充蒸汽；伴热蒸汽用于设备管线、仪表的伴热。
蒸汽经用热设备产生的凝结水先汇集于凝结水总管，后流入凝结水回水系统（如图1所示）。
装置夏季运行时生产蒸汽凝结水回锅炉房，冬季运行时生产蒸汽凝结水和伴热蒸汽凝结水一起回锅炉房。
图1 装置蒸汽、凝结水流程示意图3.2 水击产生的原因分析凝结水管道中存部分蒸汽是水击发生的主要原因，在凝结水回水管线中，其介质主要是蒸汽和水的混合物，由于汽水的存在, 就形成了汽和水的两相流动, 两相流的主要特征，是在蒸汽和水之间存在界面, 界面在不同的情况下具有不同的形状，由于重力作用, 凝结水总是在管道底部流动或者向管道低点移动。
基于弹流润滑理论的斜齿圆柱齿轮油膜厚度影响参数分析
润滑与密封
LUBR ICAT I ON ENG I NEER I NG
N ov . 2008 V ol 33 No 11
基于弹流润滑理论的斜齿圆柱齿轮油膜厚度影响参数分析
龚小平 1 崔利杰 1, 2 仝崇楼 1
( 1 空军工程大学理学院 陕西西安 710051; 2 93544 部队 河北定兴 072650)
摘要: 基于弹流润滑理论 , 利用计算机仿真计算方法 , 分析了斜齿圆柱齿轮齿间最小油膜厚度沿啮合区间的变化规 律 , 分别在传动比变化和不变 2 种情况下研究了齿轮参数对齿间节点处油膜厚度的影响规律。结果表明 , 当传动比变化 时 , 油膜厚度随齿轮传动法向模数的增加而增加, 随有效齿宽、螺旋角和法向压力角等齿轮参数的增加而减小 ; 当传动 比不变时 , 随齿轮参数的增加 , 油膜厚度增加。 关键词 : 斜齿圆柱齿轮 ; 弹流润滑 ; 齿轮参数 ; 最小油膜厚度 中图分类号 : TH 117 文献标识码 : A 文章编号: 0254- 0150 ( 2008) 11- 073- 4
[ 2]
膜厚 度 变 化如 图 3 所 示, 当 s = 0 时, 得 出 的 结 果 为节点处的 油膜厚 度。另 外, 与图 1进行 对比可 以 发 现, 齿 轮 在 啮 合 过 程 中, 当小齿轮齿 顶与大 齿 轮齿根相接触 时最小油 膜 厚度最大; 而当 大齿轮 齿 顶与小齿轮齿 由重合度的概念可知, 当重合度不为整数时, 轮 齿啮合将在不同的啮合区间工作, 如图 2所示, 当 = 1 4时, 在 2个 0 4p b 的长度上有两对齿轮同时啮合, 而在 CD 范围内, 即在 0 6p b 的长度 上只有 1 对 齿轮 啮合, CD 段称为单齿 啮合 区。则齿 轮的单 位接 触长 度上载荷 W 为: 1 s- x0 [ + ]W∀ x 1 # s < x1 + x 0 3 3 W∀ x1 + x0 # s# x2 - x0 [ 1 x2 - s + ]W∀ 3 3 x2 - x0 # s# x2
DidroCOM气量无级调节系统在新氢压缩机上的应用
第56卷第1期2019年2月化工设畐与詈迺PROCESS EQUIPMENT&PIPINGVol.56No.1Feb.2019・机械与密封・DidroCOM气量无级调节系统在新氢压缩机上的应用杨成炯1马伟-韩敬翠'，赵锤―贾嘉'，牟银刚j李海朗j程续3,李泉泉"（1.中石化洛阳（广州）工程有限公司，广州510600；2.中科（广东）炼化公司，广东湛江524076； 3.中海石油宁波大榭石化有限公司，浙江宁波315812；4.无锡康茨压缩机配件与系统有限公司，江苏无锡214177）摘要：往复压缩机的示功图可以直观、稳定地观察到压缩机功耗情况，但在实际运行中，进排气压力并不能保持毫无变化。
对于目标压缩机组而言，进气压力会因为整个氢气管网的压力波动而在2.0-2.4MPa之间波动，阐述了如何对特定的压缩机选用特定的控制组态方案，实现压缩机系统的平稳运行。
关键词：气量无级调节；入口压力波动；pV示功图；压比；比例积分控制中图分类号：TQ050.3；TH45文献标识码：A文章编号：1009-3281（2019）01-0042-0041气量无级调节系统的工作原理1.1气量无级调节系统的节能原理目前，国内大型往复式压缩机组装备气量无级调节系统的数量越来越多，该系统的调节原理都是在压缩行程部分行程强制打开进气阀，实现气体回流,只压缩实际需要的气量往复式压缩机p-V（压力-容积）示功图是反映压缩机在一个工作循环（曲轴转角360°）中活塞在不同位置时气缸内气体压力变化的曲线，亦称气体力图。
根据图可对压缩机的工作过程做一系列的分析计算，对于气量无级调节系统，根据卩厂图的面积可以计算压缩气体的指示功率。
如图1所示，在气量无级调节系统的作用下，压缩行程的C-C，阶段是不压缩气体的，从p-f示功图上能够直观地看出节省了压缩机功耗。
1.2气量无级调节系统的控制原理无级气量调节系统的基本控制过程原理如下：DCS发送各级负荷控制信号到中间接口单元ECU,发送信号为4〜20mA模拟量，对应于压缩机0-100%的工作负荷。
基于改进伽辽金法解释简支输流管颤振误判
第 36 卷第 6 期2023 年12 月振 动 工 程 学 报Journal of Vibration EngineeringVol. 36 No. 6Dec. 2023基于改进伽辽金法解释简支输流管颤振误判丁明1，范祖相2，孟帅1（1.上海交通大学海洋工程国家重点实验室，上海 200240； 2.上海齐耀动力技术有限公司，上海 201203）摘要: 两端简支输流管系统内流效应保守，即系统不会从内流中获取或损失能量。
基于传统伽辽金法线性分析，在内流超临界区可预测到模态耦合颤振现象，但是系统没有能量输入以维持该振动。
该悖论已困扰学者多年，通过非线性分析已证明模态耦合颤振不可能发生，但发生耦合颤振误判的机理尚未可知。
内流主要引入离心力、科氏力和惯性力，其中科氏力项为反对称矩阵。
基于加权残值法，采用一组新的加权函数提出了改进伽辽金法，利用权函数和基函数的正交性可使科氏力项消失，从而实现系统结构动力方程全解耦。
基于改进伽辽金法预测某柔性输流管系统固有频率，在亚临界区与文献数据吻合较好，在超临界区未发生颤振误判。
同时发现，基于传统伽辽金法可能高估了输流管系统高阶固有频率，且随着模态阶数的增加和内流速度的加快更加显著。
关键词: 简支输流管；内流效应；颤振悖论；加权残值法；改进伽辽金法中图分类号: O353.1 文献标志码: A 文章编号: 1004-4523（2023）06-1564-08DOI：10.16385/ki.issn.1004-4523.2023.06.011引言输流管系统已被广泛应用于航空航天、核工程、石油化工及海洋工程等领域。
输流管流固耦合问题可归结为典型的无穷维连续陀螺系统动力学模型。
Païdoussis在其著作中详细阐述了内流效应［1］。
内流效应分为两类：一类是保守内流效应，输流管在振动过程中不会从内流获取或损失能量。
另一类是非保守内流效应，输流管可从内流中损失能量（阻尼作用）或者吸取能量导致系统失去稳定性。
进气道喷水对增压直喷汽油机性能的影响
第51卷第9期2020年9月中南大学学报(自然科学版)Journal of Central South University (Science and Technology)V ol.51No.9Sep.2020进气道喷水对增压直喷汽油机性能的影响彭忠1,2，秦静1,2，裴毅强1，张启锐1，宋东先3，崔亚彬3，左坤峰3，袁中营3，吴慎超3(1.天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室，天津，300072；2.天津大学内燃机研究所，天津，300072；3.长城汽车股份有限公司，河北保定，071000)摘要：基于1台缸内直喷增压汽油机，试验研究不同水油比对加浓和当量比混合气燃烧时的发动机燃烧和排放性能的影响。
研究结果表明：在满负荷工况下，当过量空气系数λ为1时，随着水油比增加，燃烧相位推迟，燃烧持续期延长，同时喷水后空气质量流量下降，两者共同导致发动机平均有效压力降低；采用当量比混合气燃烧时，λ为1时的CO ，HC 和排气烟度与λ为0.88时相比明显降低，而NO x 排放量升高；CO ，排气烟度和NO x 排放量随着水油比增加而降低，而HC 排放量升高。
在满负荷工况下采用当量比混合气燃烧时，通过喷水能够使发动机抗爆能力提高，点火时刻进一步提前，燃烧相位提前；燃烧相位提前使发动机平均有效压力与未优化点火时刻相比提升0.9%~2.9%，有效燃油消耗率降低2.2%~3.9%。
关键词：进气道喷水；汽油机；燃烧特性；排放中图分类号：TK417文献标志码：A开放科学(资源服务)标识码(OSID)文章编号：1672-7207（2020）09-2595-09Influence of port water injection on performance of turbochargedgasoline direct injection enginePENG Zhong 1,2,QIN Jing 1,2,PEI Yiqiang 1,ZHANG Qirui 1,SONG Dongxian 3,CUI Yabin 3,ZUO Kunfeng 3,YUAN Zhongying 3,WU Shenchao 3(1.State Key Laboratory of Engines,Tianjin University,Tianjin 300072,China;2.Internal Combustion Engine Research Institute,Tianjin University,Tianjin 300072,China;3.Great Wall Motor Company Limited,Baoding 071000,China)Abstract:Based on a direct-injection turbocharged gasoline engine,the effects of different water-oil ratios on engine combustion and emissions performance during enrichment and equivalent ratio mixture combustion were experimentally studied.The results show that under full load conditions,when excess air ratio λis 1,as the water-oil ratio increases,the combustion phase is delayed and the combustion duration is extended.At the same time,the air mass flow rate drops after injecting water,which together causes the average effective engine pressure to decrease.When the equivalent ratio combustion is adopted,the emissions of CO,HC and soot are significantlyDOI:10.11817/j.issn.1672-7207.2020.09.025收稿日期：2019−12−10；修回日期：2020−04−09基金项目(Foundation item)：国家自然科学基金资助项目(51776024)(Project(51776024)supported by the National Natural ScienceFoundation of China)通信作者：秦静，博士，副研究员，从事GDI 发动机研究；E-mail:***************.cn第51卷中南大学学报(自然科学版)reduced compared to those whenλis0.88,while the NOx emissions increase;the CO,soot and NOxemissionsdecrease with the increase of the water-oil ratio,while the HC emissions increase.When the equivalent ratio combustion is used under full load conditions,the engine's knock resistance ability can be improved by water injection,the ignition timing can be further advanced,and the combustion phase can be advanced;the improvement of the combustion phase improves the engine brake mean effective pressure by0.9%−2.9%,brake specific fuel consumption decreases by2.2%−3.9%compared with the unoptimized ignition timing.Key words:port water injection;gasoline engine;combustion characteristics;emissions不断上涨的石油价格和日趋严格的排放法规使得开发低油耗、低排放、高性能的发动机技术成为目前研究的热点。
轻烃中烯烃含量对裂解炉结焦影响研究
using the pilot plant erf steam cracking, and the appropriate olefiv control index was recommen
ded.
Key words: olefin ； coking ； fumacc tube ； content
1试验部分 1.1试验装置和方法
蒸汽裂解中试评价装置是由进料系统、裂解 炉系统、产物分离计量系统、计算机控制系统和产 物分析系统五部分组成。装置流程示意见图1。
与预热后的原料油一同送入混合器，然后进入对 流段升温到横跨温度，进入裂解炉辐射段进行裂 解反应。
裂解后的产物经冷却系统降温后,进入分离 系统进行气液相分离。裂解气经进一步处理和冷 却后,用气相色谱仪进行组成分析。
3结论与建议 综合以上试验结果，为降低裂解炉结焦情况,
维持裂解炉长周期运转，应控制轻桂原料中烯桂 含量在较低水平。建议控制烯桂质量分数在2% 以内。对于烯桂含量高的轻桂原料，应通过技术 手段如加氢处理等后再用作裂解原料。
参考文献
[1] 周丛,茅文星.拓展乙烯原料来源的研究现状[J] 化工进展,2009,28(8) ：1313 -1318.
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收稿日期:2021 -03 -09；修回日期:2021 -03 -22。 作者简介:王炳鑫（ 1987—）,男，工程师。2010年毕业于南 京工业大学化学专业，本科学历，现在中国石化海南炼油化 工有限公司烯怪部工作。电话：16608991303；E - mail：wanybx839. hnlh@ sinopec. com。
储层入井流体伤害机理研究与解堵技术的应用
储层入井流体伤害机理研究与解堵技术的应用【摘要】研究方法本项研究与应用采取室内研究与现场应用相结合的方式，针对兴隆台采油厂老区油田开展堵塞机理研究。
通过对储层损害机理的研究和认识，弄清各个油田的堵塞因素，为现场的生产过程所涉及的油层保护提供科学依据及推荐措施，使油层受到的伤害降到最低程度，获得良好地经济效益。
【关键词】储层低渗透增产技术储层保护兴隆台采油厂增产本项研究针对兴隆台采油厂各主力油田区块开展堵塞机理研究，来弄清各个油田的堵塞因素，为近几年来现场的生产过程所涉及的油层保护提供科学依据及推荐措施，使油层受到的伤害降到最低程度；并对已造成堵塞的油层的化学解堵技术提供有针对性的优化解堵液及施工方案，解除油层堵塞，进而恢复油井产能。
1 储层潜在伤害因素分析1.1 骨架颗粒成分及其对储层的影响岩石骨架颗粒主要成分为石英、长石、岩石碎屑，还有少量云母、重矿物等。
石英是砂岩中化学性质最稳定的成分，一般不与流体发生化学反应。
长石其化学稳定性稍差些。
如果胶结不好，容易在外来流体作用下发生颗粒运移而堵塞喉道。
1.2 基质成分及其对储层敏感性的影响主要成分一般为高岭石、水云母、蒙脱石和绿泥石。
容易与外来流体发生物理、化学作用而损害地层。
1.3 胶结物成分及其对储层的影响胶结物主要成分一般为泥质和钙质及绿泥石。
这些胶结物稳定性较差，有的甚至具有相当的活性，容易与外来流体发生物理、化学作用。
它们常常是影响储层敏感性和导致储层损害的重要因素。
2 储层堵塞因素确定2.1 沥青质、胶质堵塞原油在储层条件下处于稳定的胶态分散状态，在石油开采中，随着压力和温度的降低，原油胶体一旦失去稳定性，在不同程度上又会有有机沉淀出现，引起储层渗透率下降。
2.2 蜡堵塞特别是长期注入冷水的老区油田，地层温度较低，当温度低于析蜡温度后，原油会出现异常粘度，使地下渗流条件恶化，造成堵塞。
2.3 无机结垢堵塞目前兴采厂的注入水的pH值为7.0-8.7，呈中性，水型为NaHCO3型，矿化度较低，这样的水在注入井极易使粘土矿物发生水化膨胀，分散运移，乃至颗粒运移，尤其对于低渗油层，更易造成水敏性损害。
雷达抗干扰中随机数产生技术分析研究
雷达抗干扰中随机数产生技术分析研究
韩建辉
【期刊名称】《雷达与对抗》
【年(卷),期】2006(000)001
【摘要】随机频率捷变和脉冲重复周期随机抖动可以使雷达具有较强的抗侦察、抗干扰能力.某型雷达具有伪随机频率捷变和脉冲周期参差捷变功能.本文分析了在该雷达上实现随机频率捷变和脉冲重复周期随机抖动的技术途径和可行性.
【总页数】3页(P9-11)
【作者】韩建辉
【作者单位】92785部队,河北,秦皇岛,066000
【正文语种】中文
【中图分类】TN973
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