/
Текст
к. Г. Миклос, Н. Г. Чернявская, С. П. Червяков
СУДОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ
ИЗДАНИЕ ТРЕТЬЕ» ПЕРЕРАБОТАННОЕ И ДОПОЛНЕННОЕ
Допущено Управлением кадров и учебных заведений Минрыбхоза СССР в качестве учебника для курсантов, обучающихся в мореходных училищах пд'Гениальности 1620
«Эксплуатация судовых силовых установок»
ЛЕНИНГРАД • «СУДОСТРОЕНИЕ» • 1986
ББК 39.455.5 М 59
УДК 621.431.74 (077.5)
Рецензенты: цикловая комиссия Мурманского мореходного училища им. И. И. Месяцева, И. II. Максимов
Научный редактор; к, т, н. Ю. Г. Ищук
Миклос А. Г,, Чернявская Н. Г., Червяков С. П»
М59 Судовые двигатели внутреннего сгорания: Учебник.— Зе изд., перераб. и доп. Л.: Судостроение, 1986. — 360 с., ил.
ИСБН
В соответствии с программой изложена теория двигателей внутреннего сгорания н рассмотрены конструкции современных двигателей промысловых судов. Приведены сведения о судовом валопроводе, судовых системах, вспомогательных механизмах и устройствах, обеспечивающих нормальную работу двигателей. В отличие от предыдущего издания ( 1975 г.) содержание учебника переработано в соответствии с новой программой, исключен устаревший материал, расширены сведения по теории эксплуатации судовых двигателей.
Для учащихся мореходных училищ и техникумов рыбной промышленности
.. 3605030000-021 ол 39.455.5
М 048(01786 29'8в
© Издательство «Судостроение», 1971 г.
© Издательство «Судостроение», 1975 г. © Издательство «Судостроение», 1986 г.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Одной из основных задач развития рыбопромыслового флота нашей страны является повышение мощности, надежности, долговечности и экономичности судовых двигателей. Ее решение зависит в основном от степени совершенства конструкции двигателей и качества их эксплуатации. Последнее обстоятельство тесно связано с уровнем технической грамотности и подготовленности обслуживающего персонала.
Учебник состоит из трех частей (конструкция судовых двигателей внутреннего сгорания; техническая эксплуатация и испытания судовых дизелей; основы теории и расчета судовых дизелей), включающих семнадцать глав, в которых излагается учебный материал в соответствии с действующей программой по предмету «Судовые двигатели внутреннего сгорания» и учебным планом специальности № 1620 для подготовки техников-судомехаников.
Методика изложения материала базируется на более чем двадцатилетием опыте подготовки судовых механиков-дизелистов в Ленинградском мореходном училище Минрыбхоза СССР.
В качестве главных двигателей на современных промысловых судах широко применяются мощные малооборотные двухтактные и среднеоборотные форсированные двигатели отечественного и зарубежного производства, сведения по которым
3
в части их конструктивных особенностей и технико-экономических показателей также приведены в данном учебнике.
В связи с тем, что современные главные и большинство вспомогательных двигателей оснащаются системой газотурбинного наддува, в настоящем издании приводятся достаточно подробные сведения, касающиеся этого вопроса, как в описательной, так и в теоретической части.
Учитывая эксплуатационный профиль подготовки судовых механиков, теоретические разделы учебника органически связываются с практикой эксплуатации двигателей.
Главы I, 9, 15—17, § 10.3—10.8 написаны А. Г. Миклосом, главы 2—8 Н. Г. Чернявской, главы 11—14, § 10.1 и 10.2 С. П. Червяковым.
Авторы выражают благодарность Н. И. Гришину за представленные технические материалы и консультации.
Авторы с благодарностью примут замечания по третьему изданию учебника, которые следует направлять по адресу; 191065, Ленинград, ул. Гоголя, 8, издательство «Судостроение».
Часть 1
КОНСТРУКЦИЯ
СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Глава 1
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
§ 1.1. Историческая справка о развитии двигателест роения
Идея создания теплового двигателя с непосредственным сжиганием топлива впервые возникла в 1680 г., когда ученый Гюйгенс предложил построить машину, работающую за счет взрыва зарядов пороха в цилиндре. Однако только в 1860 г. появилась первая реальная модель двигателя внутреннего сгорания (ДВС), предложенная французским инженером Ленуаром. Он построил двигатель, работавший на светильном газе. Эффективный КПД этого двигателя не превышал 3 %, поэтому он не получил промышленного применения.
В России первый работоспособный двигатель был построен по проекту инженера-механика И. С. Костовича. Двигатель предназначался для транспортных целей и работал на бензине (с воспламенением топлива от электрической искры), развивал мощность до 60 кВт. Этот двигатель следует считать родоначальником карбюраторных ДВС, получивших в настоящее время самое широкое распространение в автомототранспорте и других областях народного хозяйства.
В начале 90-х годов прошлого столетия появились так называемые калоризаторные ДВС. Эти двигатели работали на тяжелых сортах топлива (например, на сырой нефти), причем воспламенение топлива происходило в результате его соприкосновения с раскаленной металлической поверхностью калоризатора, расположенного в крышке цилиндра. Несмотря на простое устройство, эксплуатационную надежность и небольшую стоимость используемого топлива, эти двигатели не стали широко использовать из-за низкого КПД.
Важным этапом в развитии поршневых ДВС следует считать событие 1892 г., когда немецкий инженер Рудольф Дизель получил патент на новый тип двигателя, который был построен только в в 1897 г. Двигатель работал по принципу самовоспламенения топлива от сжатия. В дальнейшем двигатели подобного типа стали называть дизелями.
Значительный вклад в развитие отечественного дизелестроения внесли русские ученые и инженеры. Уже в 1899 г. на Петербургском заводе фирмы Людвига Нобеля (сейчас завод «Русский дизель»)
5
был построен двигатель мощностью 15 кВт, который по экономическим показателям превосходил все построенные в то время дизели.
Весной 1903 г. вступил в эксплуатацию первый в мире русский теплоход «Вандал» с тремя двигателями по 88 кВт, а в 1911 г. началось строительство серии теплоходов типа «Бородино» с двигателями по 450 кВт. Первый в мире бескомпрессорный двигатель, работавший по смешанному циклу, спроектирован (1898) и построен (1901) также в России. Основоположником теории рабочего процесса двигателя внутреннего сгорания справедливо считается профессор Московского высшего технического училища (ныне МВТУ им. Баумана) В. И. Гриневецкий, опубликовавший в 1907 г. монографию «Тепловой расчет рабочего процесса двигателей внутреннего сгорания». На съезде двигателестроителей, который состоялся в Петербурге в 1910 г., Р. Дизель признал ведущую роль России в строительстве судовых ДВС. Только в 1911 г. за рубежом (в Дании) был построен первый крупный теплоход «Зеландия».
В дальнейшем высокоэкономичные дизели стали вытеснять широко применявшуюся на морских судах паровую поршневую машину. В настоящее время, например в рыбопромысловом флоте, все суда * оснащены только дизельными установками, так как при прочих равных условиях дизели расходуют наименьшее количество топлива на единицу мощности в единицу времени 1г/(кВт-ч)]. Кроме того, ДВС обладают относительно малыми габаритами и массой, большим сроком службы и достаточно высокой надежностью.
В настоящее время наибольшая цилиндровая мощность судовых дизелей достигла 4048 кВт (двигатель L94NF датской фирмы «Бурмейстер и Вайн»), что позволяет создать двигатель агрегатной мощностью около 48 тыс. кВт (в двенадцатицилиндровом исполнении). Самый крупный в мире двигатель, построенный итальянской фирмой «Гранди Мотори» в Триесте (бывший «Фиат»), имеет диаметр цилиндра 1060 мм, цилиндровую мощность 3380 кВт и общую мощность 40 тыс. кВт при удельном расходе топлива 206 г/(кВт-ч).
Самый малый удельный расход топлива, а следовательно самый высокий эффективный КПД, зафиксирован на двигателе РС4 французской фирмы «Пилстик», он составляет всего 198 г/(кВт-ч). Двигатели этой фирмы установлены на траулерах типа «Наталья Ковшова» и транспортных рефрижераторах типа «Остров Русский», «Амурский залив» и «Охотское море».
В нашей стране строительство судовых дизелей освоено на Коломенском, Горьковском и Брянском заводах и на заводе «Русский дизель». С 1961 г. Брянский машиностроительный завод (БМЗ) освоил производство мощных малооборотных дизелей, обладающих высокой степенью экономичности. В 1971 г, здесь был изготовлен дизель 9ДКРН 84/180-3 мощностью 15 480 кВт. В настоящее время БМЗ осваивает производство судовых дизелей четвертого поко
* Исключение составляет паротурбинная установка рыбопромысловой базы «Восток»,
6
ления, которые будут отвечать всем требованиям мировых стандартов.
В последние годы в качестве судовых двигателей ограниченное распространение получили газовые турбины. Малые габариты и масса газотурбинных установок являются их положительным качеством, однако относительно высокий расход топлива и соответственно низкий КПД, а также ряд других причин оказывают сдерживающее влияние на их дальнейшее развитие.
Сравнительные характеристики тепловых двигателей приведены в табл. 1.1.
Таблица 1.1. Основные характеристики тепловых двигателей
Характеристика .Паровые установки две
паровые машины паровые турбины Дизели Г азовые турбины
мало-оборотные среднеоборотные высоко-оборот-н ые
Эффективный КПД, % Расход топлива, г/(кВт- ч) Удельная масса, кг/кВт 10-18 680—1000 200—270 28—35 285—340 55-110 40—43 204—217 40—50 41—43 205-210 10—15 35—40 211—245 5—8 25—27 250—300 30—35
§ 1.2. ДВС как тепловая машина
Судовые ДВС относятся к группе тепловых двигателей. Тепловыми называют двигатели, в которых механическая энергия получается за счет преобразования теплоты, выделяющейся при сгорании топлива. К ним кроме ДВС относятся паровые машины, паровые и газовые турбины.
В паровых установках сжигание топлива происходит в паровых котлах, в которых рабочим телом является водяной пар, поступающий в цилиндры паровых машин или на лопатки турбин. Таким образом, пар —это промежуточный теплоноситель, поэтому неизбежны значительные потери теплоты. Естественно, что паровые двигатели не могут использовать всей теплоты, заключенной в топливе.
В ДВС сгорание топлива происходит непосредственно в самом двигателе; рабочим телом служат газообразные продукты сгорания, параметры которых значительно выше, чем у водяного пара. Так, в современных паровых установках гражданских судов давление пара доходит до 4,5 МПа, а температура до 470 °C, тогда как в судовых ДВС давление газа от 6 МПа до 12 МПа, а его максимальная температура около 1700 °C. При указанной разнице значений параметров рабочего тела паровых двигателей и ДВС становится очевидной возможность организации в ДВС наибольшего теплового перепада. Кроме того, сгорание топлива внутри двигателя приводит к значительному снижению тепловых потерь.
7
Принцип работы поршневых ДВС заключается в следующем. Если в замкнутое пространство (рис. 1.1), образованное полым цилиндром, крышкой и подвижным поршнем, ввести горючую смесь, состоящую из мелкораспыленного топлива и воздуха, и воспламе-
нить ее, то образовавшиеся газы
Рис. 1.1. Схема работы поршневого ДВС
(продукты сгорания), обладающие значительным давлением, будут оказывать усилие на днище поршня. Это усилие вызовет перемещение поршня сверху вниз, в результате которого совершится работа, в общем случае равная произведению давления газа на изменение его объема (рДК).
Поршневым ДВС называют такой тепловой двигатель, в котором сгорание топлива происходит внутри цилиндра, а превращение теп
ловой энергии в механическую осуществляется за счет перемещения поршня под влиянием расширения газообразных продуктов сгорания. Если после окончания расширения удалить газы из цилиндра
при движении поршня вверх, а затем опять подать в цилиндр порцию горючей смеси, то весь процесс повторится. Таким образом, при последовательном повторении указанных процессов можно непрерывно получать от двигателя механическую работу.
§ 1.3. Основные определения и схема работы поршневого ДВС
При вращении коленчатого вала двигателя поршень совершает в цилиндре возвратно-поступательное движение и попеременно занимает крайние положения — верхнее и нижнее. Эти крайние положения, показанные на рис. 1.1, называют мертвыми точками.
Верхней мертвой точкой (В МТ) называют положение поршня в цилиндре, при котором расстояние от поршня до оси вала наибольшее.
Нижней мертвой точкой (НМТ) называют положение поршня в цилиндре, при котором расстояние от поршня до оси вала наименьшее.
Ход поршня S — это путь, пройденный поршнем от одной мертвой точки до другой. Каждому ходу поршня соответствует поворот коленчатого вала на 180°.
Радиус кривошипа (мотыля) R — это расстояние между осями рамовой 1 и кривошипной 2 шеек коленчатого вала (см. рис. 1.1). Ход поршня и радиус кривошипа связаны зависимостью S = 2/?.
Камерой сжатия или камерой сгорания Vc называют внутренний объем, заключенный между стенками цилиндра, цилиндровой крышкой и днищем поршня при нахождении поршня в ВМТ.
Рабочим объемом цилиндра Vs называют объем, который описывает поршень за один ход.
8
Полный объем цилиндра Va — это сумма объема камеры сжатия и рабочего объема:
Va= Vc + Vs.
Степень сжатия е — это отношение полного объема цилиндра к объему камеры сжатия:
р _ Va „ Vc + V9 _ И,
е~~е й; 1 +“
Степень сжатия показывает, во сколько раз уменьшается объем воздуха (горючей смеси) от сжатия при перемещении поршня из f / /
1-и. такт 2-и такт З-и такт 4 -а такт
Рис. 1.2. Схема работы четырехтактного дизеля
НМТ в ВМТ. Этот параметр оказывает большое влияние на рабочий процесс в двигателе и на его показатели.
Совокупность последовательных процессов, периодически повторяющихся в цилиндре двигателя и обусловливающих его работу, называют рабочим циклом двигателя. Отдельная часть рабочего цикла, происходящая за один ход поршня, именуется тактом. Если рабочий цикл совершается за четыре такта (за два оборота коленчатого вала), то такие двигатели называют четырехтактными, а если за два такта (за один оборот коленчатого вала) — двухтактными.
Схема работы четырехтактного дизеля (рис. 1.2).
1-й такт — наполнение. Поршень движется от ВМТ к НМТ, вследствие чего в надпоршневой полости создается разрежение и через открытый впускной (всасывающий) клапан 1 воздух из атмосферы поступает в цилиндр, за НМТ клапан закрывается. В конце процесса наполнения воздух в цилиндре двигателя имеет параметры: давление ра = 0,0874-0,095 МПа, температуру Т — = 3154-340 К.
9
2-й такт — сжатие. Поршень движется в обратном направлении и сжимает свежий заряд. Давление и температура воздуха повышаются до значений рс = 3,54-4,5 МПа, а Тс = 8004-950 К. В конце процесса сжатия в цилиндр двигателя из форсунки под большим давлением впрыскивается топливо, которое самовоспламеняется под воздействием высокой температуры сжатого воздуха и сгорает. В результате процесса горения параметры газа возрастают до значений рг = 5,54-6,5 МПа, Tz = 17004-2000 К.
Рис. 1.3. Индикаюрная диаграмма четырехтактного дизеля
нмт
Рис. 1.4. Круговая диаграмма четырехтактного дизеля
/ — период впуска; // — период сжатия; /// — период горения топлива и расширения газов; IV — период выпуска
3-й такт — расширение. Под действием усилия, возникающего от давления продуктов сгорания, поршень движется к НМТ и в конце такта давление газов снижается до величины ръ == 0,274-0,35 МПа, а температура находится в пределах Тъ — 8504-1100 К.
4-й т а.к т — выпуск. В конце расширения открывается выпускной клапан 2 и газы, имеющие давление больше атмосферного, покидают цилиндр. При движении поршня вверх газы принудительно выталкиваются из цилиндра. За ВМТ выпускной клапан закрывается. Рабочий цикл окончен.
В координатных осях pV (давление —объем) рабочий цикл четырехтактного дизеля можно изобразить замкнутой кривой, называемой индикаторной диаграммой (рис. 1.3). На диаграмме каждая линия соответствует определенному процессу. Линия 1а — наполнение, ас — сжатие, cz'z — горение, zb — расширение и Ы — выпуск. Горизонтальной штриховой линией обозначено атмосферное давление = 0,1 МПа.
В реальных ДВС открытие и закрытие клапанов начинаются и заканчиваются не в мертвых точках, а с определенным смещением по отношению к ним, что наглядно иллюстрируется круговой диа-10
граммой, представленной на рнс. 1.4. Точка 1 соответствует положению колена вала (кривошипа) в момент открытия впускного клапана. Когда закрывается впускной клапан, наполнение цилиндра заканчивается и кривошип занимает положение, соответствующее точке 2. Рабочий такт завершается в точке 3, когда открывается выпускной клапан. Моменту закрытия выпускного клапана соответствует точка 4.
Схема работы двухтактного дизеля (рис. 1.5). Для подачи воздуха и отвода газов в нижней части цилиндровой втулки по окружности сделаны специальные вырезы (окна). По одной части полуокруж
/-« такт ' 2-d такт
Рис. 1.5. Схема работы двухтактного дизеля
Рис. 1.6. Индикаторная икру* говая диаграммы двухтакт** ного дизеля
ности расположены выпускные окна 7, а по другой — продувочные окна 2. Окна 7 и 2 имеют разную высоту. Газораспределительные клапаны отсутствуют.
1-й т а к т. Около ВМТ в цилиндр впрыскивается топливо, которое самовоспламеняется и сгорает. Поршень под действием силы давления продуктов сгорания движется к НМТ (производя полезную работу) и открывает выпускные окна. Затем поршень открывает продувочные окна, по которым в цилиндр двигателя из специального резервуара (ресивера) под давлением 0,115—0,125 МПа подается воздух. Благодаря наклонному расположению продувочных окон сжатый воздух омывает цилиндр по периметру и, выталкивая остатки продуктов сгорания, осуществляет его наполнение свежим зарядом.
2-й такт. Поршень движется к ВМТ, последовательно закрывая своими кромками продувочные и выпускные окна. После того как закроются выпускные окна, начинается процесс сжатия воздушного заряда, затем подача топлива и его горение, после чего вновь происходит расширение газа.
На индикаторной диаграмме (рис. 1.6) точками bt 1, 2, 3, а указаны положения поршня и кривошипа (на круговой диаграмме), соответствующие моментам открытия и закрытия окон. Весь рабочий Цикл совершается при давлении газа в цилиндре двигателя больше атмосферного, поэтому диаграмма располагается над линией р9.
11
Так как процесс сжатия в двухтактном двигателе начинается только с момента полного закрытия выпускных окон (точка а на рис. 1.6), то по сравнению с четырехтактным циклом существует определенная потеря рабочего объема цилиндра. Поэтому в двухтактных двигателях вводится понятие о двух степенях сжатия — геометрической е и действительной е':
Сравнение четырехтактных и двухтактных двигателей. При одинаковых размерах цилиндра и одинаковой частоте вращения мощность двухтактного двигателя теоретически в два раза больше, чем четырехтактного, так как в первом случае рабочий цикл совершается за один оборот коленчатого вала, а во втором —за два оборота. В действительности увеличение мощности происходит приблизительно в 1,7—1,8 раза из-за потери части рабочего объема цилиндра.
Равномерность крутящего момента на коленчатом валу двухтактного двигателя выше, поскольку рабочий цикл осуществляется за два хода поршня. Процесс очистки цилиндра от продуктов сгорания и наполнение его свежим воздухом более совершенно в четырехтактных двигателях, где на эти процессы отводится около 480° поворота коленчатого вала (ПКВ), а в двухтактных 120— 130° ПКВ. Экономичность четырехтактных двигателей несколько выше, чем двухтактных. Конструкция двухтактного двигателя, имеющего контурную (бесклапанную) продувку (см. рис. 1.5), оказывается проще четырехтактного, так как в ней отсутствует газораспределительный механизм. По указанным обстоятельствам все современные мощные малооборотные судовые дизели имеют только двухтактное исполнение.
Основные эксплуатационные показатели, характеризующие технические качества двигателя: номинальная мощность, кВт, моторесурс — продолжительность работы двигателя, ч, с начала эксплуатации до первого капитального ремонта; удельный расход топлива, г/(кВт-ч); удельная масса двигателя, кг/кВт, —отношение сухой, без топлива, без масла и воды массы двигателя к номинальной мощности; габаритный размер — расстояние между крайними по длине, ширине и высоте точками двигателя.
§ 1.4. Классификация двигателей
Судовые ДВС классифицируют по следующим признакам: по назначению —главные (для осуществления движения судна) и вспомогательные (для привода электрогенераторов);
по способу осуществления рабочего цикла — четырехтактные и двухтактные;
по способу действия — простого действия, в которых рабочий цикл совершается только в верхней полости цилиндра (рис. 1.7, а); двойного действия, когда рабочий цикл совершается 12
попеременно в двух полостях цилиндра — верхней (над поршнем) и нижней (под поршнем) (рис. 1.7, б) *; двухтактные с противоположно движущимися поршнями (по существу, два двигателя простого действия с общей камерой сгорания, рис. 1.7, в);
по способу наполнения рабочего ц и л и н д-р а_без наддува (рис. 1 8, а), когда всасывание горючей смеси или
воздуха осуществляется поршнем (четырехтактные) или когда цилиндр заполняется продувочным воздухом низкого давления (двухтактные), и с наддувом (рис. 1.8, б), когда воздух подается в цилиндр под избыточным давлением рк наддувочным компрессором К;
Рис. 1.8. Схемы наполнения цилиндров двигателей: а — без наддува; б — с наддувом
Рис. 1.7. Схемы двигателей: а — простого действия; б — двойного действия; в — с противоположно движущимися поршнями
по способу смесеобразования — с внутренним смесеобразованием, когда воздух и топливо поступают в цилиндр двигателя раздельно и процесс образования рабочей смеси происходит внутри цилиндра (к этой группе относятся все дизели), и с внешним смесеобразованием, когда воздух и топливо предварительно смешиваются в карбюраторе, а затем рабочая смесь поступает в цилиндр. Эту группу составляют карбюраторные и газовые двигатели;
по степени быстроходности —тихоходные со средней скоростью поршня ст < 6,5 м/с и быстроходные с ст > 6,5 м/с (по ГОСТ 4393—74). Средняя скорость поршня определяется из выражения ст — SnISf) (S —ход поршня, м; п —частота вращения, об/мин). В эксплуатационной практике двигатели подразделяют также по частоте вращения —малооборотные (100 — 250 об/мин), среднеоборотные (250—600 об/мин), повышенной оборотности (600—1000 об/мин) и высокооборотные (>1000 об/мин);
по конструктивному исполнению кривошипно-шатунного механизма — тронковые, у которых боковое усилие от шатуна воспринимается поршнем (см. рис. 1.7, а); крейцкопфные, когда поршень с шатуном соединяется
* Из-за сложности конструкции в настоящее время не выпускаются,
J3
через шток и поперечину (крейцкопф), а нормальные усилия воспринимаются ползунами и передаются на параллели (рис. 1.7,6);
по расположению цилиндров — однорядные, двухрядные, вертикальные, горизонтальные, V-образные, -образные, X-образные, звездообразные;
по вращениювала — реверсивные, имеющие специальное реверсивное устройство, которое позволяет изменить направление вращения коленчатого вала и нереверсивные, имеющие постоянное (правое или левое) направление вращения коленчатого вала. У двигателей правого вращения коленчатый вал вращается по часовой стрелке, если смотреть со стороны потребителя мощности, а у двигателей левого вращения —против часовой стрелки*.
При использовании нереверсивного двигателя в качестве главного для изменения направления движения судна применяют реверсивную муфту (для двигателей малой мощности) или реверс выполняют путем разворота лопастей гребного винта регулируемого шага (BPUI). Нереверсивные двигатели применяются также в качестве главных на судах с электродвижением.
Приведенная классификация не является исчерпывающей, так как касается главным образом ДВС, имеющих преимущественное распространение в морском промысловом флоте.
Согласно действующим стандартам (ГОСТ 4393—74) судовые дизели в зависимости от их типа маркируют условными буквенными обозначениями: Ч —четырехтактный, Д—двухтактный, ДД — двухтактный двойного действия, Р —реверсивный, С — судовой с реверсивной муфтой, П — с редукторной передачей, К — крейцкопфный, Н —с наддувом. Цифры впереди букв обозначают число цилиндров, после букв —диаметр цилиндра и ход поршня в сантиметрах. Например, 9ДКРН 50/110-2 —это значит, что двигатель девятицилиндровый, двухтактный, крейцкопфный,реверсивный, с наддувом, диаметр цилиндра 50 см и ход поршня ПО см, цифра 2 показывает вторую степень наддува. Если в шифре нет букв КРН, это значит, что двигатель нереверсивный, тронковый (бескрейцкопфный) и без наддува. Некоторые двигатели отечественного производства кроме стандартного имеют условное заводское обозначение, например, 5Д-50, ЗД-6, К-150 и др.
Двигатели иностранных фирм имеют латинские буквенные обозначения: 8NVD-48-2AU, RVD-90, K.SDM-8 и др. Так, в двигателях фирмы «Бурмейстер и Вайн» перед буквами указывается число цилиндров, затем диаметр цилиндров, после букв — ход поршня (674VTBF160—шестицилиндровый, двухтактный, простого действия, крейцкопфный, реверсивный, с газотурбинным наддувом, диаметр цилиндра 74 см, ход поршня 160 см). Однако фирма не всегда придерживается указанных обозначений. Например, двигатели выпуска последних лет обозначаются так: K98FF, L94NF (цифра соответствует диаметру цилиндра, см).
* Указанный метод определения направления вращения справедлив только для дизелей отечественной постройки.
14
Для безопасности плавания и обеспечения высоких технико-эксплуатационных показателей современные главные судовые дизели должны иметь следующие основные характеристики:
______надежность в работе — способность дизеля выполнять свои функции, сохраняя эксплуатационные показатели в определенных пределах в течение установленного времени (наработка) при заданных условиях эксплуатации. Надежность судовых ДВС определяется работоспособностью двигателя, его долговечностью, безотказностью, ремонтопригодностью и сохраняемостью (ГОСТ 10150—75):
— высокий моторесурс; современные мощные малооборотные двигатели должны иметь моторесурс не менее 60—80 тыс. ч., среднеоборотные 25—35 тыс. ч и высокооборотные 6—10 тыс. ч;
— простую конструкцию, обеспечивающую доступность для осмотра, ремонта и профилактических работ отдельных узлов, систем, механизмов и всего двигателя в целом;
— высокую экономичность, определяемую удельным расходом топлива и его стоимостью; удельный расход топлива для различных типов двигателей регламентируется ГОСТ 4394—74;
— высокие маневренные качества, определяемые безотказностью пуска и реверса двигателя, изменением в широком диапазоне частоты вращения, устойчивостью работы на малых оборотах и обеспечением не менее 85 % мощности двигателя при его работе на задний ход;
— безопасность обслуживания при любых эксплуатационных условиях работы;
— малые массы и размеры; критерием для оценки этих величин являются удельная масса, кг/кВт, характеризующая металлоемкость двигателя, и отношение мощности двигателя к его габаритной длине, кВт/м;
— минимально возможный уровень шума двигателя для нормальных условий работы обслуживающего персонала и условий обитаемости в жилых помещениях.
§ 1.5. Основные конструктивные узлы и системы двигателя
Поршневые ДВС имеют следующие основные узлы и системы: остов двигателя, воспринимающий все усилия при работе двигателя. В него входят неподвижные детали: фундаментная рама с рамовыми подшипниками, станина, цилиндры, цилиндровые крышки;
кривошипно-шатунный механизм, преобразующий возвратно-поступательное движение поршня во вращательное движение коленчатого вала. Основные детали —поршень, шток, поперечина (крейцкопф), шатун и коленчатый вал;
механизм газораспределения (газораспределительные органы и привод), осуществляющий выпуск продуктов сгорания из цилиндра и впуск свежего заряда воздуха (в дизелях) или горючей смеси (в карбюраторных двигателях);
15
топливоподающую систему, предназначенную для подготовки и подачи топлива в цилиндры двигателя. Система состоит из емкостей для хранения топлива, устройств для его очистки и топливной аппаратуры —насосов, форсунок (дизели), карбюратора (карбюраторные двигатели);
систему зажигания, обеспечивающую в карбюраторных ДВС принудительное воспламенение горючей смеси в цилиндрах двигателя;
систему охлаждения для отвода теплоты от деталей двигателя. Она состоит из водяных насосов, фильтров, холодильников и трубопроводов;
систему смазки, обеспечивающую подвод смазочных материалов к трущимся деталям. В нее входят емкости и устройства для хранения, очистки, охлаждения и подачи смазки;
систему управления, предназначенную для пуска, остановки, изменения частоты вращения и направления вращения коленчатого вала. В систему входят специальные механизмы и контрольноизмерительная аппаратура;
систему регулирования для поддержания заданных параметров работы двигателя в пределах установленного режима, к которым относятся: частота вращения коленчатого вала, температура и давление в системах охлаждения, смазки, топливоподачи;
систему наддува для подвода воздуха в цилиндры двигателя под избыточным давлением рк (см. рис. 1.8,6);
систему выпуска для отвода отработавших газов и привода в действие турбокомпрессора.
Глава 2
ОСТОВ ДВИГАТЕЛЯ
§2.1 . Условия работы деталей остова
Остов двигателя состоит из следующих основных частей: фундаментной рамы, станины, цилиндров и цилиндровых крышек. Все части остова образуют единую жесткую конструкцию, обеспечивающую отсутствие деформаций при работе двигателя от действия сил давления газов и сил инерции движущихся частей. Для надежной работы двигателя необходимо, чтобы ось коленчатого вала была прямолинейна, а ось движения (поршень, шток, шатун) — перпендикулярна оси вала. Эти требования выполняются при обработке деталей и сборке двигателя. Недостаточная жесткость остова двигателя ^ожет - при вести к появлению в частях остова деформаций, вызывающих искривление оси коленчатого вала, а также изменить взаимное расположение осей вала и деталей движения, что в свою очередь влечет за собой появление добавочных напряжений у коленчатого вала я нагрев подшипников. Жесткость конструкции остова 16
создается за счет выбора материала для изготовления его частей, конструктивного оформления деталей остова, проверки выбранных размеров расчетом на прочность и способа соединения деталей остова между собой.
В судовых дизелях применяют различные схемы конструктивного оформления деталей остова. Рассмотрим три основные схемы.
1. Остов крейцкопфного двигателя (рис. 2.1, а) состоит из фундаментной рамы 4, станины, выполненной из отдельных А-образных стоек 2, и цилиндров /, закрытых крышками. Рама, станина и цилиндры связаны длинными анкерными связями 3. Увеличенное
Рис. 2.1, Остов двигателей
сечение высоких поперечных и продольных балок фундаментной рамы обеспечивает жесткость конструкции.
2. Остов тронкового двигателя (рис. 2.1, б) состоит из фундаментной рамы 3, станины 2, отлитой заодно с блоком цилиндров /, и цилиндровых крышек. Жесткость остова обеспечивается высокой прочностью станины, поэтому рама двигателя имеет относительно малую высоту.
3. Общий блок-картер —фундаментная рама 3 (рис. 2.1, в), к которой шпильками 4 крепятся подвесные рамовые подшипники 5 и длинными силовыми шпильками 2 —цилиндры 1. Эта конструкция применяется для двигателей небольших размеров и позволяет уменьшить их массу.
§ 2.2, Фундаментные рамы, рамовые подшипники и станины
Фундаментные рамы. Фундаментная рама является основанием остова двигателя. Она воспринимает силу давления газов в цилиндре, силы инерции движущихся тее*ей^й>еилу весагвсет детатгейл/распо-ложенных над рамой. На реповых коленчатый
17
вал двигателя. Рама должна иметь достаточную продольную и поперечную жесткость, что необходимо для нормальной работы коленчатого вала. Фундаментные рамы изготовляют литыми из чугуна (СЧ18-36, СЧ21-40, СЧ28-48), сварными или сварно-литыми (сталь 25, 30). Для быстроходных двигателей узел блок-картер —фундаментная рама можно отливать из алюминиевых сплавов АЛ5.
Современное производство судовых двигателей характеризуется применением сварных конструкций. В сварных рамах фасонные
элементы изготовляют в виде штамповок, в сварно-литых — литыми. К фасонным элементам приваривают детали простой формы из прокатных листов или профилей. Основные преимущества сварных
Рис. 2.2. Цельнолитая рама тронкового двигателя
и сварно-литых конструкций: уменьшение массы на 20—25 %; снижение стоимости на 10—20 %; уменьшение брака при изготовлении. При изготовлении мощных двигателей эти преимущества значительны.
По конструктивному оформлению различают рамы тронковых двигателей и рамы мощных крейцкопфных малооборотных двигателей.
На рис. 2 2 представлена цельнолитая рама тронковогодвигателя. Она
состоит из двух продольных 3 и шести поперечных балок 1. В поперечных балках расточены гнезда 2 для установки рамовых подшипников 4 Поперечные балки делят раму на отсеки, в которых вращаются кривошипы коленчатого вала Продольные балки имеют
опорные полки — лапы 5 рамы, расположенные несколько ниже оси коленчатого вала. Лапами рама опирается на судовой фундамент и крепится к нему с помощью фундаментных болтов.
На рис. 2 3 показана сварно-литая рама мощного крейцкопфного двигателя 6KZ70/I20. Поперечные балки 1 выполнены в виде фасонных отливок с приливами 2, через которые проходят анкерные связи. Поперечные балки приварены к сильно развитым продольным балкам 3. Продольные балки сварные, коробчатого сечения, с ребрами жесткости 4.
Высота продольных балок у этого двигателя достигает 1600 мм. Нижняя часть фундаментной рамы образует поддон (маслосборник). У литой рамы (см. рис. 2.2) поддон отлит заодно с рамой. У сварнолитой рамы (см. рис. 2 3) легкий сварной поддон 5 привернут к раме. При сборке между поддоном и рамой ставят прокладки из специального картона. Части составных рам соединяют с помощью калиброванных призонных болтов. Рама крепится к судовому фундаменту
18
болтами. Часть болтов делают призонными, отверстия для них сверлят меньшего диаметра, а затем развертывают вместе с отверстием в фундаменте
Рис. 2.3. Сварно-литая рама мощного крейцкопфного двигателя
Рама 1 устанавливается на судовом фундаменте 3 на клиньях 2 (рис. 2.4) или сферических прокладках (рис. 2.5). Клинья и сферические прокладки позволяют изменять положение рамы по высоте при центровке судового валопровода. При монтаже двигателя рама
Рис. 2.4. Клинья под лапы Фундаментной рамы
Рис. 2.5. Сферические прокладки
должна быть установлена так, чтобы ось коленчатого вала составляла одну прямую с осью промежуточных и гребного валов.
Клинья изготовляют по монтажным чертежам из стали. Окончательную станочную обработку их ведут по замерам, снятым между лапой фундаментной рамы 1 двигателя и полкой фундамента в че-
19
тырех угловых точках по месту установки клина. При установке сферических самоустанавливающихся прокладок их верхний 2 и нижний 3 диски, смещаясь по сфере, устанавливают верхнюю и нижнюю плоскости по опорным поверхностям лап двигателя и фундамента.
Рамовые подшипники. Рамовые подшипники коленчатого вала устанавливают в гнездах фундаментной рамы (см. рис. 2.2, 2.3), а при отсутствии рамы (см. рис. 2.1, в) подвешивают на длинных шпильках к картеру. Рамовый подшипник (рис. 2.6) состоит из двух Цилиндрических вкладышей 4 и 2, залитых антифрикционным сплавом, и крышки /, которая прижимает вкладыши к раме, с помощью
Рис. 2.6. Рамовый подшипник
шпилек или специальных домкратов (см. рис. 2.7), упирающихся в крышку и в станину. Крепление крышки домкратами позволяет уменьшить размеры крышки, расстояние между анкерными связями и между шпильками, при этом уменьшается изгибающий момент от силы затяжки гаек, действующий на крышку подшипника, и момент от силы затяжки гаек анкерных связей, действующий на поперечную балку фундаментной рамы.
На рамовый подшипник при работе двигателя действуют переменные по величине и направлению силы: давления газов, инерции и массы. Максимальное давление на подшипник достигает 14 МПа в малооборотных двигателях и 35 МПа в V-образных высокооборотных. Конструкция и материал подшипника должны обеспечить их надежную работу и высокую износоустойчивость.
Применяются два типа рамовых подшипников: подшипники с толстостенными вкладышами, у которых толщина стенки больше 1/20 наружного диаметра (5—15 мм), а толщина антифрикционного слоя 1,76—2,5 мм; подшипники с тонкостенными вкладышами, имеющие толщину стенки менее 1/30 наружного диаметра (1,5—2,5 мм) и толщину заливки 0,3—0,7 мм. Тип подшипника зависит от применяемого для его заливки антифрикционного сплава.
Антифрикционные сплавы должны хорошо соединяться с основным металлом, обладать пластичностью, податливостью к погруже-20
tnH0 твердых частиц, способностью работать при больших удельных давлениях и повышении температуры до 120—200 °C, иметь высокую коррозионную стойкость и теплопроводность. Для заливки рамо-вЬ1х подшипников применяют высокооловянистые баббиты Б83, Б89, Б88 (с кадмием); свинцовистую бронзу, медно-свинцовые сплавы, сплавы на алюминиевой основе и многослойные вкладыши.
Баббиты обладают высокими антифрикционными свойствами, хорошей пластичностью, антикоррозионной стойкостью, хорошо соединяются с основным металлом. Они могут применяться только при небольших удельных давлениях (до 12 МПа), так как имеют низкую усталостную прочность, что при повышенных давлениях приводит к выкрашиванию и растрескиванию баббитового слоя. Баббит используют для заливки толстостенных вкладышей. После расточки вкладышей поверхность баббита пришабривают по шейке вала на краску. Значительная первоначальная толщина заливки до 2,5 мм позволяет при износе баббита сохранять первоначальный зазор между шейкой вала и вкладышами за счет удаления прокладок 3 (см. рис. 2.6) из плоскости разъема подшипника.
Свинцовистая бронза может работать при удельных давлениях до 35 МПа и температуре до 200 °C. По сравнению с баббитами имеет меньшую пластичность и коррозионную стойкость и повышенную твердость. Она плохо прирабатывается по шейке вала, поэтому требует точной обработки вкладышей. Применяется для заливки тонкостенных вкладышей, у которых хорошее прилегание шейки к подшипнику обеспечивается за счет податливости самих вкладышей. Толщина заливки малая (0,3—0,7 мм), поэтому при износе сплава производят замену вкладышей. Применение прокладок в плоскости разъема не допускается. Низкая коррозионная стойкость требует применения масла с пониженной кислотностью. Повышенная твердость сплава требует увеличения твердости шейки вала за счет азотирования или высокочастотной закалки. Такие же недостатки имеют медно-свинцовые сплавы (20—25 % свинца и 75—80 % меди). Поэтому их поверхность покрывают сплавами свинца и олова или свинца и индия. Покрытие наносят гальваническим способом. Вкладыши с покрытием имеют срок работы до 40 тыс. ч и работают при высоких нагрузках. За последнее время в отечественном и зарубежном дизелестроении для высокооборотных двигателей иногда применяют биметаллическую ленту (сталь, покрытую сплавом, состоящим из олова и алюминия) недостатком таких вкладышей является сложная технология изготовления.
Подшипник должен работать в условиях жидкостного трения, при котором между подшипником и шейкой вала всегда имеется слой масла, надежно разделяющий трущиеся поверхности. Для обеспечения жидкостного трения между шейкой вала и подшипником должен быть зазор, в который непрерывно подается масло. Величину зазора определяют расчетом.
Устойчивость масляной пленки, разделяющей трущиеся поверхности, зависит от нагрузки на подшипники, относительной скорости трущихся поверхностей и вязкости масла, которое подби-
21
рает завод-строитель. Эпюра давлений масла в подшипнике пок, зана на рис. 2.6, б. Поверхность подшипника, над которой обр< зуется масляный клин, не должна иметь маслораспределительных канавок и отверстий для подвода масла. Канавки обычно располагают на верхнем ненагруженном вкладыше. Подвод масла можно осуществлять двумя способами:
1) сверху — по штуцеру 7 (см. рис. 2.6), ввернутому в крышку подшипника 1 через отверстие в верхнем вкладыше, масло поступает
Рис. 2.7. Рамовый подшипник мощного малооборотного двигателя
в круговую распределительную канавку 6 на его поверхности и масляные холодильники 5, отфрезерованные в плоскости разъема на верхнем 4 и нижнем 2 вкладышах. Холодильники служат для равномерного распределения масла по поверхности подшипника и удержания твердых частиц, случайно попавших в масло;
2) снизу — по штуцеру 5 (рис. 2.7), ввернутому в поперечную балку рамы, и по канавке 6, отфрезерованной в гнезде рамы под нижним вкладышем, масло попадает в холодильники 7. Такой способ подвода масла удобней в эксплуатации, так как при осмотре шейки вала можно снимать крышку подшипника 2 и верхний вкладыш без разборки подводящего маслопровода.
Вкладыши подшипников должны фиксироваться от осевого сдвига и проворачивания. Для фиксации используют штифты или выступы,
выполненные во вкладыше и крышке подшипника или в гнезде рамы. Длину вкладышей делают меньше длины рамовой шейки вала на величину удлинения вала при его нагревании. Для предупреж-
дения осевого перемещения вала один из рамовых подшипников выполняется как установочный, он имеет упорные полукольца, на торцевых поверхностях залитые антифрикционным сплавом.
Зазоры в подшипниках осевые и радиальные указываются в формуляре двигателя. Осевой зазор — «разбег» — между вкладышем и щеками вала зависит от длины вала. Радиальный масляный зазор при отсутствии данных можно определить по формуле s = 0,00078D -р -h 0,02 мм, где D — диаметр шейки вала, мм.
Износы и повреждения подшипников. Нормальный износ вкладышей за 1000 ч работы составляет у двигателей малооборотных около 0,01—0,015 мм; высокооборотных около 0,02—0,03 мм. Интенсивный износ и подплавление возникают по двум причинам: 1) нарушение жидкостного трения из-за падения давления масла в системе и умень-
22
.ения вязкости при попадании топлива или воды в масло; 2) увеличение удельного давления на отдельные вкладыши из-за неравномерного распределения нагрузки по цилиндрам или уменьшения опорной поверхности вкладыша при деформации фундаментной памы или коленчатого вала.
г Задиры и царапины на поверхности вкладышей возникают при попадании вместе с маслом твердых механических частиц. Тщатель-очистка масла в фильтрах и сепараторах позволяет избежать повреждений. Растрескивание и выкрашивание антифрикцион-
ная этих
2
Рис. 2.9. Односторонняя параллель со щешмн обратного хода
Рис. 2.8. Станина из отдельных А-образных стоек
ного слоя появляются в результате усталости металла. Причинами усталости могут быть: несоответствие действующих нагрузок прочностным характеристикам сплава; неправильная технология заливки подшипников; появление ударной нагрузки из-за увеличения радиальных зазоров или чрезмерной овальности шеек вала.
Станины. Станина служит для поддержания блока цилиндров. Она соединяет блок цилиндра с фундаментной рамой и образует закрытую камеру для кривошипно-шатунного механизма (картер). В зависимости от типа двигателя станина может быть выполнена:
— в виде отдельных А-образных стоек или колонн (рис. 2.8); колонны устанавливают в плоскости поперечных балок фундаментной рамы или в плоскости вращения кривошипов. Сечение стоек коробчатое или двутавровое; стойки имеют особые полки для крепления параллелей, по которым скользит ползун крейцкопфного механизма. В зависимости от типа крейцкопфного механизма применяют односторонние параллели (рис. 2.9), которые укреплены на стойках, установленных только на одной продольной балке, или
23
Рис. 2.10. Блок-станина тронкового двигателя
двусторонние по две параллели на каждой балке. Стальная строганная параллель 3 крепится болтами к колонне 2, расположенной в плоскости вращения кривошипа, к ней болтами крепятся щеки обратного хода /, на которые ползун крейцкопфа передает нормальную силу во время заднего хода. Параллели охлаждаются маслом. Колонны отливают из чугуна или выполняют сварными из стали. Фундаментная рама, колонны и блок цилиндров связаны длинными анкерными связями. Такую конструкцию применяют для мощных крейцкопфных двигателей;
— как блок-станина (рис. 2.10), представляющая собой цельную отливку для всех цилиндров. При большой длине двигателя блок-станину выполняют из двух или трех частей. Для разборки подшипников и осмотра деталей движения на боковых стенках станины есть отверстия 1, которые закрываются съемными крышками. Полка 2 служит для крепления станины к фундаментной раме;
— в виде общего блок-картера вместе с рубашками рабочих цилиндров (см. рис. 2.1, б) при отдельной фундаментной раме. Эту конструкцию ши
роко применяют в двигателях тронкового типа с диаметром цилиндра D = 2004-500 мм.
Анкерные связи применяют и со станинами других типов. Они проходят через блок цилиндров и приливы, выполненные в станине и фундаментной раме. Гайки анкерных связей затягивают с усилием, превышающим силу давления газов на крышку цилиндра. Поэтому при наличии анкерных связей остов двигателя разгружается от растягивающих напряжений и работает на сжатие, что особенно важно при чугунном остове, так как чугун лучше работает на сжатие, чем на растяжение.
Связи изготовляют из стали 35 или 40 или из легированных сталей 18ХНМА. После постановки связи на место завертывают нижнюю гайку, а затем верхней гайкой обтягивают связь до необходимого предела. На небольших двигателях верхнюю гайку обжимают ключом. При обжатии гайки связь вытягивается (в инструкции указывают величину удлинения связи при затяжке), удлинение замеряют линейным индикатором.
На современных мощных двигателях анкерные связи затягивают гидравлическим прессом (рис. 2.11). Поршень 1 гидравлического домкрата навертывают на резьбу связи выше гайки 2. Специальным прессом 4 создают давление под поршнем гидравлического домкрата, в результате связь начинает удлиняться. Между гайкой и промежуточным кольцом 3 появляется зазор. Для устранения зазора гайку 24
подвертывают через прорези в корпусе домкрата. Удлинение связи составляет 2,8—4 мм. Давление, создаваемое прессом, составляет 30—45 МПа.
Рис. 2.11. Гидравлический домкрат для затяжки гаек анкерных связей
Предохранительные клапаны картера устанавливаются на крышках, которыми закрывают окна картера. При взрыве в картере паров масла клапаны должны открываться, разгружая внутреннюю полость картера от избыточного давления, возникающего при взрыве, и предотвращая разрушение картера. Они должны автомати-
25
чески закрываться, чтобы избежать поступления воздуха в картер и вторичного взрыва паров. Клапаны обычно располагают со сто-
Рис, 2.12. Предохранительный
клапан картера
роны, противоположной посту управления, и по возможности выше человеческого роста.
Гнездо клапана 3 (рис. 2.12) имеет две круговые канавки, в которые укладываются уплотнительные кольца 1 из специальной резины. Клапан 2 прижимается к гнезду пружиной 4. Защитный колпак, препятствующий прямому выбросу пламени, крепится к крышке картера болтами.
§ 2,3. Цилиндры и цилиндровые втулки
циркулирует охлаж-
Рис. 2.13. Цилиндр четырехтактного двигателя
Цилиндры. Цилиндры (рис. 2.13) состоят из рубашки 1 и вставной рабочей втулки 2. Между рубашкой и втулкой цилиндра расположено зарубашечное пространство, в котором дающая вода.
Рубашки двигателей с диаметром цилиндра больше 450 мм выполняются в виде индивидуальных отливок (см. рис. 2.16) и соединяются между собой болтами, образуя общий блок. Блок крепится к картеру двигателя. В среднеоборотных мощных двигателях цилиндры и крышки крепятся длинными связями к жесткому блок-картеру и не соединяются между собой. Такая конструкция позволяет при необходимости демонтировать сразу цилиндр и поршень вместе с шатуном. В двигателях малой и средней мощности рубашки обычно отливают в виде общего блока или в виде двух блоков по три-четыре цилиндра в каждом. Блочная система увеличивает жесткость остова и позволяет уменьшить массу и габариты двигателя.
Рубашки в осевом направлении испытывают
от силы затяжки анкерных связей, а при отсутствии связей работают на растяжение от силы давления газов на крышки цилиндра; в радиальном направлении испытывают нагрузку по поясам уплотнения рабочей втулки. Рубашки отливают из чугуна СЧ21-40, СЧ24-44, СЧ28-48; реже применяются сварные конструкции.
Цилиндровые втулки. Втулка вместе с поршнем и крышкой образует полость, в которой осуществляется рабочий процесс; в трон-ковых двигателях втулка выполняет также роль направляющей для поршня.
Втулка испытывает напряжения разрыва от силы давления газа и температурные напряжения от разности температур стенки втулки 26
напряжения сжатия
со стороны, омываемой горячими газами, и со стороны воды. Стенки втулки разрушаются от коррозии и эрозии. С внутренней стороны действуют газовая и химическая коррозии, протекающие особенно интенсивно при сжигании сернистого топлива, с наружной — электрохимическая коррозия. Эрозия действует со стороны полости охлаждения, где от вибрации двигателя возникают гидроакустические колебания воды. Под влиянием колебаний жидкость отрывается от поверхности втулки, образуя полость пониженного давления, в которой появляются парогазовые пузырьки. Затем происходит местное сжатие и пузырьки лопаются. При разрушении пузырьков возникает высокое давление, которое приводит к образованию на поверхности втулок воронкообразных раковин.
Материал втулок должен обладать повышенными прочностью и износостойкостью, высокой плотностью, обеспечивающей газонепроницаемость, устойчивостью против коррозии, хорошо обрабатываться. Для их изготовления применяется высококачественный чугун СЧ28-48, СЧ32-52, втулки высокооборотных форсированных двигателей отливают из стали 35ХМЮА. Чтобы уменьшить износ, внутреннюю сторону втулки иногда покрывают пористым хромом, а наружную анодируют хромом или кадмием.
Конструкция втулок должна обеспечивать высокую прочность, возможность свободного расширения при нагревании, хороший теплоотвод, а также способствовать уменьшению температурных напряжений в стенках.
После механической обработки внутренняя поверхность зеркала втулки должна быть правильной геометрической формы (без овальности и конусности) и должна быть соблюдена точность основных размеров. Высокий класс чистоты обработки зеркала сочетают с сеткой микроштрихов, повышающих маслоудерживающую способность поверхности. С этой же целью в двигателях фирмы «Зульцер» на поверхности втулки нарезают резьбу глубиной 0,05—0,06 мм, которая уменьшает интенсивность износа в процессе приработки втулки и поршневых колец. При положении поршня в ВМТ верхнюю часть втулки (на середине верхнего поршневого кольца) растачивают на конус, чтобы избежать появления ступенчатого наработка при износе втулки. Толщину втулки в нижней части постепенно уменьшают соответственно снижению давления газов. Это обеспечивает одинаковую прочность втулки по высоте.
В блоке втулка верхним фланцем 4 опирается на опорный буртик 3 рубашки и прижимается к нему крышкой цилиндра (см. рис. 2.13). Под фланцем имеется цилиндрический пояс уплотнения, который входит в кольцевую расточку рубашки с небольшим радиальным зазором. При нагревании зазор уменьшается и давление газ «эр через пояс уплотнения передается на блок. Для создания водонепроницаемости в поясе уплотнения на опорный буртик рубашки наносят особую замазку (например, из белил). В нижней части втулка свободно проходит через расточку в блоке, что позволяет ей расширяться при нагревании. Чтобы обеспечить водонепроницаемость зарубашечного пространства, на нижнем уплотнительном поясе
27
втулки сделаны кольцевые выточки, в которые ставят резиновые кольца (рис. 2.14, а), реже встречается сальниковое уплотнение (рис. 2.14, б). Втулки двухтактных двигателей (см. рис. 2.15) в районе выпускных 4 и продувочных 3 окон имеют утолщенный пояс с фланцем, на котором отфрезерованы канавки для резиновых колец
и медных поясков, предназначенных для предотвращения прорыва
газов в полость охлаждения.
Втулки охлаждаются пресной водой, которая подводится в нижнюю часть зарубашечного пространства и через патрубки или через штуцера, установленные в верхней части, переходит в крышку цилиндра. Возрастание разности температур по обе стороны стенки
втулки вызывает увеличение
Рис. 2.14. Уплотнение рабочей втулки: а — резиновыми кольцами; б — сальником.
температурных напряжении в стенках, поэтому в форсированных двигателях применяют тонкостенные втулки с ребрами жесткости в верхней части. Каналы между ребрами имеют сравнительно небольшое сечение, что способствует увеличению скорости воды, а в результате улучшается теплоотвод от верхней, наиболее нагретой, части втулки.
Смазка втулок четырехтактных тронковых двигателей осуществляется разбрызгиванием масла, вытекающего из кривошипных подшипников шатуна. В двухтактных дви
гателях масло через штуцера, расположенные выше окон, подается специальным насосом — лубрикатором. Так же смазываются втулки и в некоторых мощных среднеоборотных четырехтактных двигателях. При использовании лубри-
каторов можно дозировать подачу масла и применять масло с щелочными присадками для нейтрализации продуктов сгорания серы. Такое масло имеет большую вязкость и термостойкость, чем масло,
применяемое в системе смазки подшипников.
На рис. 2.15 показан рабочий цилиндр двигателей MAH KZ 70/120.
Рубашки 7 отливаются из чугуна для каждого цилиндра в отдельности и соединяются между собой болтами, образуя блок. В рубашках имеются каналы для выпуска отработавших газов и подвода воздуха. В рубашке цилиндра установлены две втулки — верхняя 1 и нижняя 2. Верхняя втулка фланцем опирается на опорный бурт рубашки, прижимается к нему крышкой и охлаждается водой. Для увеличения скорости воды в верхней части цилиндра и повышения жесткости втулки она имеет кольцевые ребра жесткости 5, проходное сечение между которыми вверху наименьшее. Во втулке 1 отфрезерованы выпускные 4 и продувочные 3 окна. Красномедные кольца и специальная (асбест с резиной) набивка, поставленные между рубашкой и втулкой 1 в районе окон, предотвращают попадание воды во втулку из зарубашечного пространства у неработающего двигателя и прорыв газов из цилиндра в воду во время работы.
28
Нижняя втулка 2 крепится шпильками к рубашке снизу. В плоскости разъема втулок имеется тепловой зазор 4—5 мм, который позволяет верхней втулке свободно расширяться при нагревании. Чтобы
избежать поломки поршневых колец, плоскость разъема делают волнообразной. Штуцера для подачи масла крепятся на резьбе к £ фланцу верхней втулки, канавка 6 служит для равномерного рас-
пределения масла по поверхности зеркала.
Цилиндр четырехтактного среднеоборотного двигателя фирмы «Пилстик» (рис. 2.16) состоит из отдельных рубашек 3, которые крепятся к жесткому картеру 4 длинными анкерными связями /, эти же связи служат для крепления крышки 2. Втулка 5 имеет жесткий фланец, внутри которого отлиты каналы 6 для охлаждающей воды, расположенные по гиперболоиде. Тонкая теплопередающая стенка и достаточная толщина верхнего фланца позволяют снизить температурные напряжения в стенке, улучшить условия смазки за счет снижения температуры зеркала цилиндра и сохранить достаточную жесткость втулки. Зарубашечное пространство уплотняется резиновыми кольцами 7.
Износи и повреждения. Задиры и царапины на зеркале возникают при поломке поршневых колец и при заклини
Рис. 2.15. Цилиндр двигателя фирмы MAH KZ 70/120
вании поршня в цилиндре. Трещины в верхней части в районе окон появляются в ре-
зультате больших температурных напряжений и при снижении механической прочности металла от перегрева. Температурные напряжения увеличиваются при быстрой нагрузке перегретого двигателя из-за увеличения разности температур по обе стороны стенки втулки, а также при перегрузке двигателя или отдельных цилиндров. Повышение температуры стенки может быть вызвано прекращением подачи охлаждающей воды, перегрузкой двигателя или нарушением теплообмена из-за большой толщины накипи на стенке. Причины трещин на фланце и обрыва фланца — большие усилия при затяжке крышечных шпилек или неудачная конструкция фланца. Износ втулок происходит неравномерно: наибольший износ в верхней
29
части и в районе окон. Износ является следствием истирания втулок поршневыми кольцами.
Газы, проникающие в закольцевой промежуток, прижимают кольцо ко втулке, причем в верхней части в процессе горения давление газа достигает 7—12 МПа. Условия смазки наименее благоприятные в верхней части из-за выгорания масла и в районе окон из-за его частичного сдувания. Здесь же наиболее интенсивно протекает газовая и химическая коррозии. В малооборотПых крейцкопфных двигателях интенсивность износа втулок в верхней части
Рис. 2.16. Цилиндр среднеоборотного четырехтактного двигателя фирмы «Пилстик» '
0,03—0,1 мм за 1 тыс. ч работы. Допустимый износ составляет 0,05—0,8 % диаметра втулки, после чего втулка подлежит замене. Продолжительность работы втулки малооборотных двигателей 35— 45 тыс. ч, среднеоборотных — 20—30 тыс. ч, высокооборотных — 2—5 тыс. ч.
Меры, уменьшающие износ: работа всего двигателя и отдельных цилиндров без перегрузки, применение щелочных масел для смазки цилиндров, нормальный тепловой режим втулок, который может быть обеспечен при отсутствии накипи со стороны полости охлаждения и соблюдения рекомендованного режима охлаждения.
§ 2.4. Крышки цилиндров
Крышка вместе с днищем поршня и стенками рабочей втулки образует камеру сгорания. Она подвержена действию высоких температур, испытывает значительные механические напряжения от сил затяжки крышечных шпилек и давления газов и температур-30
распределения напряжений);
М
1 А-А2
J.5
У
Рис. 2.17. Составная крышка полу* колпачкового типа двигателей фир* мы МАН
Si.
а7
в-в
Та
5-S
е напряжения от разности температур по обе стороны нижнего НнИща крышки. Поэтому материал крышек должен обладать высокой жаростойкостью и механической прочностью, иметь хорошие литей-нЫе свойства. Для изготовления крышек применяют чугун СЧ28-48, СЧ32-52; для высоконапряженных двигателей может применяться молибденовая сталь, для легких высокооборотных двигателей — алюминиевые сплавы АЛ5 и АЛ4.
Конструкция крышек зависит от формы камеры сгорания, количества и размещения форсунок и клапанов. Она должна иметь симметричную форму (для равномерного распределения напряжений); одинаковую толщину стенок во избежание повышенных температурных напряжений; податливое днище с жесткой опорой; хороший теплоотвод от днища.
На рис. 2.17 показана составная крышка полуколпачкового типа двигателей МАН. Она состоит из двух частей — нижней охлаждаемой 5, отлитой из молибденовой стали, и верхней неохлаждаемой 1. Для уменьшения термических напряжений, улучшения теплоотвода и снижения температуры огневой доски нижняя крышка выполнена тонкостенной. Огневая доска со стороны полости охлаждения имеет ребра жесткости 6, которые образуют спиральные каналы. Для обеспечения достаточной прочности всей конструкции служит верхняя крышка 1, которая воспринимает только механическую нагрузку от силы давления газов. Крышка / отливается из чугуна; для облегчения ее выполняют пустотелой и подкрепляют радиальными ребрами жесткости. Технологические отверстия 3 служат для удаления формовочной земли. В нижней крышке они закрываются пробками и используются для очистки и промывки полости охлаждения. В центре крышки располагается форсунка; она удерживается с помощью фланца 2, который опирается о выточку верхней крышки и четырьмя шпильками 4 крепится к нижней крышке. Эти шпильки соединяют между собой обе крышки. Пусковой и предохранительный клапаны и штуцер для индикаторного крана расположены сбоку. В ранних конструкциях применялось беспрокла-дочное соединение обеих частей крышки, в двигателях последних выпусков в плоскости разъема ставится промежуточная стальная пластина.
Охлаждающая вода подводится в нижнюю крышку из зар}ба-шечного пространства блока, по спиральным каналам направляется к центру, омывает стенки стакана корпуса форсунки и выходит в об-
31
щий отливной трубопровод. Крышка шпильками крепится к рубашке цилиндра. Газоуплотнение между крышкой и втулкой осуществляется с помощью медной или медно-асбестовой прокладки, которую укладывают в кольцевую выточку во втулке под уплотнительный буртик крышки. Полуколпачковая крышка позволяет разместить камеру сгорания между крышкой и поршнем выше верхнего фланца втулки, защитив фланцевое уплотнение втулки от перегрева.
На рис. 2.18, а изображены крышки двигателей с прямоточноклапанной продувкой Брянского машиностроительного завода, которые он выпускает по лицензии фирмы «Бурмейстер и Вайн». На рис. 2.18, б показана крышка двигателя ДКРН 74/160-2 утопленного типа. Для защиты верхнего фланца втулки от перегрева крышка утапливается в конусную расточку втулки. Газоупл'отнение обеспечивается чугунным разрезным кольцом, установленным в кольцевой выточке конусной части крышки, и плоскими посадочными поверхностями крышки и фланца втулки, которые при сборке взаимно притираются. Из-за трудоемкости ручных работ при замене крышки, связанной с необходимостью притирки кольца и плоских поверхностей и недостаточного газоуплотнения, конструкции крышки у двигателей более поздних выпусков ДКРН 84/180-3 были изменены. На рис. 2.18, а показана крышка полуколпачкового типа, у которой камера сгорания и газовый стык между втулкой и крышкой перекрываются поршнем при его положении в ВМТ, что приводит к снижению температурных и механических напряжений на верхнюю часть втулки, медное кольцо, уложенное под опорный бурт крышки, обес-32
печивает хорошую газонепроницаемость газового стыка. Обе крышки имеют по центру гнездо 14 для установки выпускного клапана, во-
Рис. 2.19. Крышка четырехтактного двигателя
круг которого располагаются гнезда 13 для трех форсунок, пускового и предохранительного клапанов.
На рис. 2.19 показана крышка четырехтактного двигателя, на которой расположены гнезда для форсунки 2, пускового клапана 1,
2 Миклос А. Г. и др. 33
впускных клапанов 7 с каналом для подвода воздуха, выпускньг клапанов 5 с каналом для отвода газов, предохранительного клапана 'J с индикаторным краном. Горизонтальная перегородка 4 делит полость охлаждения по высоте на нижнюю часть (меньшего сечения) и верхнюю часть (большего сечения). Перегородка увеличивает жесткость крышки и скорость воды, омывающей огневое днище крышки, что улучшает теплоотвод от наиболее горячих частей. Крышку крепят четырьмя шпильками, которые проходят через отверстия 6.
Вода подводится в нижнюю часть крышки из блока по штуцерам, проходящим через сверление во фланце втулки и крышки. Штуцера уплотняются резиновыми кольцами. Вода поступает в нижнюю часть крышки между огневой доской и перегородкой, омывает гнезда впускных и выпускных клапанов, форсунки и пускового клапана через отверстия в перегородке переходит в верхнюю полость охлаждения и по патрубку отводится в систему.
Основной вид повреждения крышки — трещины на огневой доске, чаще всего на перемычке между форсункой и выпускным клапаном. Причины появления трещин — конструктивные недостатки крышки (местные скопления металла, вызывающие неравномерный нагрев отдельных частей крышки, плохая циркуляция воды в крышке, способствующая образованию паровых мешков), а также неправильная эксплуатация двигателя. Быстрая нагрузка непрогретого двигателя, резкое изменение температуры охлаждающей воды увеличивают температурные напряжения в огневой доске и могут привести к появлению трещин.
Работа двигателя с перегрузкой, неправильное регулирование топливных насосов вызывают повышение давления газов в цилиндре, повышение температуры газов, увеличивают механическую и тепловую нагрузку, действующую на крышку, что также может привести к появлению трещин. Трещины на верхней доске крышки возникают при чрезмерной или неравномерной затяжке крышечных шпилек или шпилек крепления клапанов и форсунки.
Глава 3
ДЕТАЛИ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА
Кривошипно-шатунный механизм служит для передачи усилий от давления газов на коленчатый вал. В тронковых двигателях он состоит из поршня, шатуна и коленчатого вала, в крейцкопфных двигателях — из поршня, штока, поперечины, ползуна, шатуна и коленчатого вала.
При работе двигателя в кривошипно-шатунном механизме действует (см. рис. 16.1) движущая сила Р, являющаяся суммой сил от давления газов, сил веса и сил инерции. Движущая сила Рп направлена по оси цилиндра и совпадает по направлению с шатуном только при положении поршня в мертвых точках; в остальных поло-34
жениях она раскладывается на две составляющие — силу Рш, направленную по шатуну, и силу Ра, направленную перпендикулярно оси цилиндра. Силу Рш воспринимает коленчатый вал, а силу Рн в тронковых двигателях — поршень, передающий ее на стенки цилиндра. В крейцкопфных двигателях ползун передает силу Рв на параллель. Величина Рн зависит от силы давления газов в цилиндре и от площади поршня. В двигателях с диаметром цилиндра 450— 500 мм Рн достигает 120 кН.
В тронковых двигателях, где сила Рн передается поршнем на стенку цилиндра, работа трения у пары поршень — втулка значительно больше, чем в крейцкопфных двигателях. Трущаяся пара работает в зоне высоких температур, где трудно обеспечить надежную смазку. Большая работа трения и недостаточно надежная смазка вызывает повышенный износ рабочих втулок и поршней тронковых двигателей.
В крейцкопфных двигателях головной подшипник шатуна и трущаяся пара ползун—параллель вынесены из зоны высоких температур в картер двигателя, где можно обеспечить надежную смазку. Трущаяся поверхность ползуна залита антифрикционным сплавом (баббитом). Поэтому при равной величине Рн работа трения у пары ползун—параллель меньше, чем у пары поршень —втулка в тронковых двигателях, что при прочих равных условиях обеспечивает повышение механического КПД у крейцкопфных двигателей по сравнению с тронковыми на 2—4 % и большую надежность работы головных подшипников.
Современные мощные малооборотные двигатели с диаметром цилиндра D 500 мм чаще выполняют крейцкопфными. Однако в последнее время ведущие фирмы освоили выпуск среднеоборотных тронковых двигателей с диаметром цилиндра 500—650 мм (агрегатная мощность 8—9 тыс. кВт, цилиндровая 700—800 кВт); их устанавливают на судах с ограниченной высотой машинного отделения. Двигатели малой и средней мощности изготовляют только тронковыми.
§ 3.1. Поршни
Поршень в сборе состоит из следующих основных деталей: самого поршня, поршневых колец и поршневого пальца (в тронковых двигателях), устройства для охлаждения головки поршня.
Поршень воспринимает силу давления газов и передает ее на шатун. В тронковых двигателях поршень передает силу Рн на стенки Цилиндра. Днище головки поршня вместе с крышкой цилиндра образует камеру сгорания, поэтому форму днища выбирают такую, которая обеспечивает наилучшие условия сгорания. Поршень должен обеспечивать надежное уплотнение камеры сгорания, предотвращая пропуск газов и попадание масла со стенок цилиндра в камеру сгорания.
Поршень работает в тяжелых условиях: сила давления газов на поршень в малых двигателях достигает 20—30 кН, в мощных двига-
35
механическую прочность и
Рис. 3.1. Поршень двигателя тронкового типа с короткой направляющей
телях (с большим диаметром цилиндра) — 3—4 тыс. кН. Кроме механических напряжений у поршней с охлаждаемыми головками днище испытывает значительные температурные напряжения, которые возникают потому, что через поршень в охлаждающую среду отводится от 4 до 8 % всей теплоты, выделившейся при сгорании топлива. Большая разность температур поверхности днища поршня со стороны камеры сгорания и с противоположной стороны приводит к появлению напряжений сжатия у горячих волокон и напряжений растяжения у холодных.
Материал для изготовления поршней должен иметь высокую жаростойкость, хорошую теплопроводность и малые значения коэффициента линейного расширения. Материал поршней двигателей тронкового типа должен обладать хорошими антифрикционными свойствами и износоустойчивостью. Для изготовления поршней применяют чугун марок СЧ24-44, СЧ28-48, СЧ32-52, легированную сталь и алюминиевые сплавы — литейные АЛ1 и АЛ2 и деформируемые АК2, АК4 и др. Основные преимущества алюминиевых сплавов — малая плотность, позволяющая уменьшить массу поршня и силы инерции движущихся частей, и высокая теплопроводность, допускающая применение неохлаждае-мых поршней. Недостатки алюминиевых сплавов — высокий коэффициент линейного расширения; более низ
кие, чем у чугуна, механические свойства; более высокая стоимость.
Поршни из алюминиевых сплавов применяют в высокооборотных двигателях с диаметром цилиндра до 300—350 мм. В зависимости от конструкции двигателя поршни делят на следующие основные типы: поршни тронковых двигателей и поршни крейцкопфных двигателей. Поршни изготовляют цельными или со съемными головками, с охлаждаемыми или неохлаждаемыми головками.
Поршни тронковых двигателей. На рис. 3.1 изображен поршень четырехтактного высокооборотного двигателя тронкового типа. Поршень имеет неохлаждаемую головку /, на которой размещены два уплотнительных кольца 6 и два маслосъемных кольца 4, направляющую (тронк) 2, передающую боковую нормальную силу на стенки рабочей втулки. Тронк имеет два прилива (бобышки) 3, в гнездах которых установлен поршневой палец 7 плавающего типа. Палец может поворачиваться в бобышках, осевое смещение его ограничено заглушками 5, выполненными из алюминиевого сплава. На тронке 2 стоит маслосъемное кольцо 4, снимающее излишки масла со стенок цилиндра. 36
Во время работы двигателя поршень нагревается и расширяется больше, чем рабочая втулка. Для возможности расширения между поршнем и втулкой имеется тепловой зазор, величина которого между головкой и рабочей втулкой больше, чем между тронкОхМ и втулкой, поэтому диаметр головки несколько меньше, чем диа-метр тронка. Иногда головка обрабатывается на конус.
Для чугунных поршней разность диаметров рабочей втулки и головки поршня D — Dx — (0,005н-0,006) D, где D — диаметр рабочей втулки; — диаметр головки поршня. Тронк нагревается меньше, чем головка, поэтому тепловой зазор значительно меньше, чем у головки, и для чугунных поршней б = 0,001 D. Здесь зазор должен обеспечить только свободное движение поршня. Большой зазор между тронком и втулкой будет служить причиной появления стуков при переходе поршня через мертвые точки, так как в них сила Рн меняет свое направление и происходит перекладка поршня в цилиндре с одной стороны на другую.
У алюминиевых поршней из-за большого значения коэффициента теплового расширения алюминия зазоры между поршнем и втулкой делают в два раза больше, чем у чугунных поршней.
Для двухтактных двигателей с контурной продувкой длину поршня выбирают такой, чтобы при положении поршня в ВМТ тронк перекрывал выпускные и продувочные окна.
На внутренней стороне днища поршня часто делают ребра 8, повышающие прочность головки (см. рис. 3.1). Ребра могут быть и на внутренней стороне тронка. В районе бобышек тронк снаружи имеет меньший диаметр. В этом месте из-за большой толщины стенок поршня расширение тронка будет больше, чем в других местах, поэтому необходимо увеличить тепловой зазор между тронком и втулкой, чтобы избежать заедания поршня.
Поршни высокооборотных двигателей для улучшения приработки покрывают тонким слоем (б == 0,01 мм) олова. На тройках поршней малооборотных двигателей в специальные канавки закатывают и расчеканивают одно или два кольца из свинцовистой бронзы. Кольца имеют диаметр несколько больший, чем тронк. Эти кольца также улучшают приработку поршня и втулки и уменьшают возможность появления на них задиров в результате «схватывания» металла трущейся пары, возникающего при кратковременном разрушении масляной пленки на поверхности втулки. Олово и свинцовистая бронза обладают значительной устойчивостью против «схватывания» и являются хорошим противозадирным материалом.
Поршневой палец в двигателях тронкового типа соединяет поршень с шатуном. Пальцы отковывают из малоуглеродистой стали 20 или из низколегированных сталей 12ХНЗА, 15ХА, так как они испытывают ударную нагрузку и подвергаются истиранию. Материал поршневых пальцев должен иметь высокую поверхностную ^вердость, прочность, износоустойчивость при вязкой сердцевине. Эти свойства материал получает в результате термохимической обработки. Поверхность трущейся части пальца цементируют, закаливают и шлифуют.
37
Для уменьшения массы в пальце просверливают осевой кана i. В устарелых конструкциях палец запрессовывали в гнезда бобышек (рис. 3.2), снабжали шпонкой 1 от проворачивания и стопорили болтом 2 от осевого смещения. При расширении такой палец деформировал тронк поршня. В современных конструкциях чаще применяют плавающий палец (см. рис. 3.1), который в гнездах не крепится и может поворачиваться вокруг своей оси, что обеспечивает равномерный
Рис. 3.2. Поршневой палец ИЗНОС пальца.
Поршень среднеоборотного форсированного двигателя фирмы «Пилстик» (рис. 3.3) имеет ряд конструктивных особенностей, обеспечивающих его надежную работу при высоких тепловых и механиче-
ских нагрузках. Он изготовлен из алюминиевого сплава. Для обеспечения постатейной прочности гопорка поогпня выполнена толстостенной. Спиральные каналы внутри головки (полученные при
38
отливке) используются для подвода охлаждающего масла; они расположены против канавок для поршневых колец. Толщина стенки, через которую передается теплота от горячих газов к маслу, сравнительно невелика, что позволило улучшить теплоотвод, понизить температурные напряжения и получить сравнительно низкую темпера-туру днища поршня — около 300 °C и стенок канавок поршневых колец — 150—170 °C. При таких температурах механическая прочность алюминиевого сплава снижается незначительно, масло не окисляется и не образует лаковых отложений в закольцевых пространствах; кольца сохраняют подвижность, обеспечивая хорошее газоуплотнение.
На головке расположены четыре уплотнительных кольца и одно маслосъемное; второе маслосъемное кольцо установлено на нижней части тронка. Верхнее уплотнительное кольцо расположено в канавке, которая выточена в специальной чугунной противо-износной вставке. Коэффициент теплопроводности чугуна значительно ниже, чем у алюминиевого сплава, поэтому вставка выполняет роль теплового барьера, изменяет направление теплового потока, защищая от перегрева верхнее поршневое кольцо. Палец — плавающего типа, его осевое смещение ограничено заглушками, которые крепятся к бобышкам с помощью планок. Втулка внутри пальца направляет поток масла, поступающего из сверления в ша
туне, в спиральные каналы для охлаждения головки поршня.
На рис. 3 4 показан поршень мощного среднеоборотного двигателя фирмы «Зульцер». Помимо обычного возвратно-поступательного движения поршень медленно вращается внутри втулки. Он состоит из стальной тонкостенной головки 4, чугунного тронка /, разъемной сферической опоры 6, силового кольца 3. Все части соединены между собой длинными шпильками 2. На головке размещаются три уплотнительных кольца 5, на тронке два маслосъемных кольца 9. Головка поршня охлаждается маслом, которое подводится по сверлениям в шатуне, сферической опоре и силовом кольце, омывает днище, стенки головки в районе поршневых колец и по трубке 10 стекает в картер. Поршень не имеет поршневого пальца, поршневой подшипник образуют сферическая головка шатуна 8 и разъемная сферическая опора 6. Такое соединение поршня с верхней головкой шатуна обеспечивает самоцентровку поршня относительно оси цилиндра и отсутствие перекосов в подшипниках. Вращение поршня происходит за счет качательного движения шатуна. Две храповые защелки крепятся внутри сверления в головке шатуна и входят в зацепление с зубчатым венцом 7, свободно установленным в поршне Между верхней и нижней половинами сферической опоры (рис. 3.4, б). На своей торцевой поверхности зубчатый венец 7 имеет выступ А, который входит в прорезь Б круглой пружины 11. Пружина имеет выступ В, через который вращение передается поршню. Храповые защелки, качаясь вместе со сферической головкой Шатуна, поворачивают зубчатый венец, который через выступ А и прорезь Б действует на пружину, сжимая ее. При ходе поршня нниз нормальная сила, которая прижимает поршень к стенке втулки,
39
уменьшается, и пружина разжимается, поворачивая поршень внутри втулки на некоторый угол. При вращательном движении за каждый ход нормальная сила передается на стенку втулки каждый раз новым участком поверхности трения, что обеспечивает равномерную смазку всей поверхности поршня и позволяет избежать нарушения масляной пленки, явления «схватывания» металла и неравномерного нагрева. Улучшаются условия работы поршневых колец.
Рис. 3.4. Поршень тронкового двигателя
с механизмом вращения
Практика эксплуатации двигателей с вращающимися поршнями показала большую надежность механизма поворота поршней и всей поршневой группы.
Поршни крейцкопфных двигателей. Поршни таких двигателей разгружены от силы нормального давления на стенку цилиндра, что дает возможность уменьшить длину направляющей и выполнить ее в виде короткой центрирующей проставки. Длинную направляющую делают в двигателях, у которых рабочий поршень управляет открытием и закрытием окон.
Поршень двигателя фирмы MAH KZ70/120 (рис. 3.5) состоит из головки /, отлитой из легированной стали, длинной направляющей 5 — из легированного чугуна и чугунной проставки 3, которая крепится к головке. Для свободного удлинения головки поршня при нагревании применяется раздельное крепление головки и направ-40
11
z
f
Рис. 3.5. Поршень
крейцкопфного типа с водяным охлаждением двигателей фирмы МАН
ляющей к штоку поршня. Головка крепится к верхнему фланцу штока длинными шпильками 4, у которых усилие при затяжке гаек ограничивается втулками. Длинные шпильки обеспечивают достаточную податливость соединения при тепловом расширении головки. Направляющая 5 короткими шпильками крепится к нижнему фланцу штока. Между проставкой и направляющей у поршня в сборе имеется зазор, позволяющий головке вместе с проставкой свободно удлиняться при нагревании. На головке размещены шесть уплотнительных колец 2, на юбке — уплотнительное кольцо 7, препятствующее прорыву газов из выпускного коллектора в подпоршневую полость цилиндра. Кольцо 6, отлитое из свинцовистой бронзы, ставят для улучшения условий приработки поршня и втулки и как противозадирное. Головка поршня охлаждается водой. Вода подводится через кольцевой канал между трубкой 8 и сверлением в теле штока.
Труба 9 защищает шток от коррозии. Подвижные телескопические трубы крепят к штоку с помощью фланцев 10. Сливную воронку 11 крепят к штоку. Она расположена в головке поршня таким образом, чтобы при остановке двигателя вода оставалась в головке поршня. Телескопическое устройство вынесено за пределы картера двигателя, чтобы избежать попадания воды в масло.
На рис. 2.18 показаны поршни двигателей Брянского машиностроительного завода. Двигатели имеют прямоточно-клапанную продувку. Головка поршня двигателя ДКРН 74/160-2 (см.
рис. 2.18, б) соединяется с фланцем штока 6 и направляющей 4, шпильками 5. Такое жесткое соединение не позволяет головке свободно удлиняться при нагревании. Толстостенное днище поршня не имеет дополнительных подкреплений. Для направления потока масла внутри головки закреплен вытеснитель 7, который не обеспечивает достаточных скоростей потока масла и интенсивного теплооб
41
мена между маслом и стенками головки. В двигателях с небольшой степенью форсирования рабочего процесса эти поршни работают надежно. Двигатели ДКРН 84/180-3 (см. рис. 2.18, а) с повышенным форсированием рабочего процесса, их цилиндропоршневая группа работает в условиях повышенной теплонапряженности и при более высоких давлениях. Для надежной работы поршней в их конструкцию были внесены следующие изменения: стальная головка поршня тонкостенная, что позволяет снизить температуру днища и его теплонапряженность. Механическая прочность обеспечена постановкой силового кольца 12, которое опирается на фланец поршневого штока 6 и является дополнительной опорой для днища головки 1. Для возможности свободного расширения головки и увеличения податливости поршень со штоком не имеет жесткого соединения. Фланец штока опирается на упругое кольцо 10, которое шпильками соединяется с короткой направляющей 9. Поршень охлаждается маслом, поступающим по сверлению в штоке через кольцевое пространство между штоком и трубкой 8. Через сопла 11 в силовом кольце масло вытекает с большой скоростью, омывает стенки головки и днище и через трубку 8 уходит из поршня. За счет увеличения скорости потока улучшается теплообмен, что способствует снижению температуры днища. На головках поршней имеется по шесть уплотнительных колец 2; чтобы уменьшить износ поверхности канавок от трения колец, под уплотнительными кольцами в канавки закатаны неподвижные чугунные кольца 3, которые при износе можно заменить.
Отвод теплоты от днища поршня. Во время процессов сгорания и расширения к днищу поршня подводится теплота. Отвод теплоты рассчитывают таким образом, чтобы максимальная температура у поверхности днища чугунных поршней не превышала 450—500 °C, а у поршней из алюминиевых сплавов 300—350 °C.
Наиболее простой способ отвода теплоты применяется у неох-лаждаемых поршней. Теплота от головки поршня отводится к воде, охлаждающей цилиндровую втулку, через поршневые кольца (60— 75 %) и тронк поршня (25—40 %). Этот способ можно применять только в тронковых дизелях с невысокой цилиндровой мощностью и малым диаметром цилиндра. Чугунные поршни без охлаждения в четырехтактных двигателях применяют у двигателей с цилиндровой мощностью 89 кВт, а в двухтактных с Nen 44 кВт, поршни из алюминиевых сплавов — в четырехтактных двигателях 184 кВт, а в двухтактных А/ец 92 кВт.
При больших цилиндровых мощностях и диаметрах цилиндра D В> £> 200 мм (для чугунных и стальных головок) головки поршней тронкового типа охлаждаются только маслом. У крейцкопфных дизелей головки поршней охлаждают маслом, но при Nen 1500 кВт ряд фирм применяет водяное охлаждение (МАН, «Зульцер»). Вода имеет большую теплоемкость и больший коэффициент теплоотдачи, поэтому при водяном охлаждении головок можно получить более низкую температуру на поверхности днища. Однако систему подвода воды следует выполнять с таким расчетом, чтобы избежать попадания воды в циркуляционную масляную систему.
42
Применяют несколько способов подвода масла? струйный, при котором масло подводится через сверление в шатуне и сопло в верхней части головного подшипника, с помощью телескопических труб охлаждения или шарнирных качающихся труб. Подвод воды к головке поршня осуществляют только с помощью телескопических труб, причем их сальники выносят из картера двигателя, чтобы избежать попадания воды в систему смазки двигателя.
Поршневые кольца. Поршневые кольца делятся на уплотнительные (компрессионные) и маслосъемные. Уплотнительные кольца служат для предотвращения прорыва газов из камеры сгорания в картер двигателя; через уплотнительные кольца теплота отводится от головки поршня. Маслосъемные кольца снимают излишки масла со стенок цилиндра и сбрасывают их в картер, не допуская забрасывания масла в камеру сгорания. Уплотнительные кольца работают в очень тяжелых условиях. От высокой температуры горячих газов и трения поршня о стенки цилиндра кольца нагреваются. Высокая температура препятствует созданию надежной смазки колец, поэтому при работе в условиях полусухого трения они быстро изнашиваются.
Уплотняющее действие колец достигается путем прижатия колец к зеркалу цилиндра и благодаря лабиринту кольцевых пространств. В свободном состоянии диаметр кольца больше диаметра рабочей втулки. Чтобы завести кольцо во втулку, необходимо его сжать. Поставленное во втулку кольцо под действием своей упругости будет оказывать давление на стенку втулки.
При работе двигателя газы, прорываясь в канавку поршня (в за-кольцевое пространство), прижимают кольца в втулке, причем первое кольцо прижимают с давлением, равным давлению газов в цилиндре (в районе ВМТ 5—7 МПа). По мере перетекания газа по лабиринту кольцевых пространств давление падает. Газоуплотнение может быть обеспечено в высокооборотных двигателях двумя кольцами. Большее количество колец (4—6) необходимо для отвода теплоты от головки поршня и обеспечения герметичности в случае пригорания одного или двух колец
Уплотнительные кольца изготовляют из чугуна СЧ21-40 или из модифицированного чугуна МСЧ38-66. На большинстве дизелестроительных заводов производят кольца с твердостью НВ на 15—20 единиц больше твердости рабочей втулки. Поверхность колец значительно меньше поверхности рабочей втулки, поэтому работа трения, которая приходится на один квадратный сантиметр поверхности кольца, значительно больше, чем у рабочей втулки. Следовательно, даже при большей твердости колец износ их будет более интенсивным, чем износ рабочей втулки.
Для повышения износоустойчивости колец широко используют пористое хромирование рабочей поверхности двух верхних колец; толщина покрытия 0,12—0,16 мм. Для колец значительных размеров и малой серийности с целью лучшей прирабатываемости применяют бронзовые вставки (рис 3 6) в виде полоски свинцовистой
43
бронзы, запрессованной в проточенную на рабочей поверхности кольца узкую канавку
На мощных двухтактных двигателях применяют иногда чугунные кольца, канавки на поверхности которых заполняют графитом или окисью железа. У высокофорсированных двигателей верхнее кольцо изготовляют из стали. Для повышения износоустойчивости на поверхность колец иногда наносят слой карбидов хрома и молибдена.
Рис. 3.6. Конструкция уплотнительных колец: а — прямоугольное; б — с бронзовой вставкой; в — с конической фаской; г — двойное без сквозного стыка; д — с облуженными или омедненными прокладками; е — хромированное; ж— с канавками для распределения масла по поверхности втулки; з — протнвоизносное кольцо поршневой канавкн
Конструкции уплотнительных колец разнообразны (рис. 3.6) Чаще всего применяют кольца прямоугольного сечения, ширина кольца b — (0,044-0,02) D, высота кольца h = (0,34-1,0) b. С целью быстрой приработки выпускают конусные кольна с углом среза 0,5—6Q, причем ставят их вместе с кольцами прямоугольного сечения. Верхнее кольцо прямоугольного сечения выполняют из стали, нижние конусные — из чугуна.
На рис. 3.7 приведены конструкции замков поршневых колец. Чаще всего применяют косой замок (рис. 3.7, п). Лучшее уплотнение обеспечивают замки «внахлест» (рис. 3.7, б—г), однако они менее прочны, чем косые. Фирмы «Зульцер» и «Бурмейстер и Вайн» используют косые замки для двух верхних колец и герметичный 44
«внахлест» для трех нижних. В четырехтактных двигателях кольца могут свободно перемещаться в канавке; в двухтактных иногда кольца фиксируют штифтами (рис. 3.8) во избежание поломки кольца при проходе его замка против окна во втулке.
Рис. 3.7. Конструкция замков поршневых колец; а — косые; б— г — с газонепроницаемым стыком
Для свободного расширения кольца при нагревании предусматривают тепловой зазор в замке. Величина зазора 6 = (0,005ч-4-0,0075) D мм, где D — диаметр цилиндра. Однако различные дизелестроительные заводы дают несколько отличные рекомендации по величине теплового зазора в стыке замка. Зазор по высоте между
Рис. 3.8. Способы фиксации поршневых колец
Рис. 3.9. Принцип действия маслосъемного кольца с конической фаской
кольцом и поршневой канавкой принимают равным 0,005 h мм, где h — высота кольца. Эта зависимость справедлива для нижних колец, ДЛЯ двух верхних зазор в канавке поршня принимают на 0,03— 0,04 мм больше, чем для нижних. Увеличение зазора осуществляют за счет высоты канавок. Кольца по высоте нарезают одинаковыми. Недостаточные зазоры вызывают заедание колец в канавках, кольца перестают прижиматься к втулке, наблюдается прорыв газов, ухудшение компрессии. При увеличенных зазорах возрастает износ поршневых канавок, усиливается насосное действие колец.
На рис. 3.9 показано положение кольца в канавке при ходе поршня вверх и вниз. При движении вниз масло попадает под кольцо
45
и в закольцевое пространство. При изменении направления движения поршня кольцо перемещается в канавке, вытесняя масло. Таким образом, каждое уплотнительное кольцо работает как насос, перегоняя масло вверх в камеру сгорания.
Маслосъемные кольца (рис. 3.10) при движении поршня вниз режущей кромкой, плотно прилегающей к втулке, соскабливают излишки масла с зеркала цилиндра. Масло из-под кольца удаляют через прорези и сверления в самом кольце и в направляющей поршня. Маслосъемные кольца изготовляют из чугуна тех же марок, что и уплотнительные. В последнее время применяют стальные составные пластинчатые кольца. На рис. 3.10 приведены сечения наиболее распространенных типов колец.
Рис. 3.10. Типы маслосъемных колец: а, б — с конусной фаской; в — с одинарной режущей кромкой; г — с двойными фигурными режущими кромками; д — с
прямоугольными режущими кромками.
Характерные износы и повреждения деталей поршневой группы. Износу подвергаются тронк поршня, поршневой палец, поршневые кольца. Интенсивный износ появляется при несоответствии между сортами применяемого топлива и масла (для нейтрализации сернистых продуктов сгорания топлива необходимо применять масло с определенным щелочным числом в зависимости от процентного содержания серы в топливе), при недостаточном поступлении масла, при неправильной центровке движения.
Задиры и заклинивание поршня приводят к тяжелой аварии, в результате которой на поршне и втулке появляются глубокие борозды, может произойти отрыв головки поршня или обрыв шатунного болта. Причины этого: быстрая нагрузка непрогретого двигателя, которая может сопровождаться неравномерным нагревом деталей цилиндропоршневой группы, причем поршень нагревается быстрее, чем втулка, и зазор между ними полностью выбирается, чго приводит к заклиниванию поршня; поломка поршневых колец; перекос деталей движения из-за неправильной сборки; деформация поршня в районе бобышек, возникающая при нагреве головного подшипника.
Трещины в головке появляются из-за дефектов конструкции или из-за нарушения правил эксплуатации. К первым относится литейный брак: раковины, усадочные трещины, неметаллические включения. Ко вторым — перегрев головки из-за недостаточного охлаждения (отложения накипи или кокса со стороны полости охлаждения или недостаточная подача охлаждающей жидкости), работа дви-46
гателя с перегрузкой, высокие термические напряжения, возникаю» щие при быстрой нагрузке непрогретого двигателя или при резком изменении режима охлаждения.
Поломка поршневых колец происходит при недостаточном тепловом зазоре в замке, при износе кольца и из-за неравномерного износа втулки, при котором кольцо в течение хода поршня попеременно расширяется и сжимается, а периодически повторяющаяся ynpyiaa деформация приводит к поломке кольца.
Задиры и трещины на пальце появляются при перегреве головного подшипника из-за нарушения смазки, а также в результате ударной нагрузки, которая возникает при работе с увеличенным масляным зазором.
§ 3.2. Поршневые штоки и крейцкопфы
Шток обычно отковывают из углеродистой стали (35, 40, 18ХНВА, 12ХНЗА и др.). Сечение его делают круглым, сплошным или полым. Верхняя часть штока имеет фланец, к которому длинными шпильками крепится головка поршня. Часто на шпильку надевают дистанционную трубку, ограничивающую величину затяжки гайки. Шток
Рис. 3.11. Соединение штока с поперечиной
соединяют с поперечиной крейцкопфа при помощи цилиндрического хвостовика с двумя гайками на конце (рис. 3.11, а), фланца прямоугольной формы (см. рис. 3.18) или конуса с цилиндрическим направляющим хвостовиком (рис. 3.11, б). Сверление в штоке используется для подвода охлаждающей жидкости.
В месте прохода штока через диафрагму, отделяющую подпоршневую полость цилиндра от картера, ставится сальник (рис. 3 12). В корпусе сальника установлены разрезные чугунные кольца, стянутые спиральными пружинами 2. Верхнее кольцо 1 при ходе поршня вниз снимает грязное цилиндровое масло, которое по сверлениям в корпусе сальника и специальным трубам отводится в дренаж. Нижние кольца 3 при ходе поршня вверх счищают со штока
47
масло, которое разбрызгивается кривошипными и головными под. шипниками. Это масло по другим сверлениям уходит снова в картер.
Поперечины крейцкопфных двигателей отковывают из углеродистой стали марок 35, 40. Их выполняют двух типов: с односторон-ними ползунами (рис. 3.13) и с двусторонними ползунами (рис. 3.14).
Рис. 3.12. Сальник штока
Шток поршня 2 (рис. 3.13) проводят через отверстие в поперечине 3 и крепят гайкой 4. Односторонний ползун 1 крепят болтами 5 к телу поперечины 3. При работе на передний ход во время хода расширения нормальная сила Рн передается на параллель основной опорной поверхностью А, залитой баббитом, а при ходе сжатия
Рис. 3.13. Крейцкопфный узел с односторонним ползуном
сила Ри меняет направление и передается на щеки параллели двумя узкими поверхностями В, также залитыми баббитом. При работе на задний ход поверхности В передают силу Рн во время хода расширения, а основная поверхность А — во время хода сжатия. К цапфам поперечины присоединяют головные подшипники шатуна.
Двусторонние ползуны (рис. 3.14) имеют четыре одинаковые опорные поверхности, залитые баббитом. Ползуны 1 крепят на концах поперечины 5 болтами 4 и фиксируют штифтами. На трущейся 48
поверхности ползуна выфрезерованы канавки для лучшего распределения смазки. Цапфы 2 поперечины сопрягаются с головным подшипником 6 шатуна 3. Поперечины имеют внутреннее сверление, которое используется для подвода охладителя через полый шток в головку поршня.
§ 3.3» Шатуны
Шатун служит для передачи силы давления газов, действующей на поршень, на шейку кривошипа коленчатого вала. Шатун обычно состоит из верхней головки, которая соединяется с поршневым пальцем, стержня шатуна, нижней головки кривошипа для соединения с шейкой кривошипа коленчатого вала и шатунных болтов.
Стержень шатуна в двигателях тронкового типа обычно отковывают за одно целое с верхней головкой. Основной материал для изготовления стержня — углеродистая сталь марок 30, 35 и 40. В высокооборотных и форсированных двигателях применяют легированные стали 18ХНВА, 12ХНЗА и др. Сечение стержня шатуна обычно круглое сплошное или с осевым сверлением (рис. 3.15,а, б). В высокооборотных двигателях при крупносерийном и массовом
производстве применяют двутавровое сечение (рис. 3.15, в). При равной прочности стержни двутаврового сечения имеют меньшую массу.
Конфигурация верхней головки шатуна может быть различной и зависит от типа двигателя. Чтобы обеспечить надежную работу головного подшипника, верхняя головка должна быть достаточно прочной и жесткой конструкции. Наиболее распространенный тип верхней головки — кольцеобразный, с постоянной толщиной сечения (рис. 3.16). В такую головку запрессовывают неразрезную втулку из стали с заливкой из свинцовистой бронзы или втулки из оловя-нистой бронзы. Для увеличения опорной поверхности и снижения Удельных давлений на некоторых заводах головной подшипник располагают в разъемной вставке, которая крепится к головке поршня (см. рис. 3.4). Цапфой может служить сферическая головка шатуна или поршневой палец, жестко закрепленный к фланцу, откованному вместе с телом шатуна.
\49
Нижняя головка шатуна всегда разъемная, стальная. В высоко-оборотных двигателях для уменьшения массы шатуна верхнюю половину кривошипной головки отковывают вместе со стержнем шатуна. В малооборотных двигателях применяют разъемно-съемную нижнюю головку. Обе половины кривошипной головки соединяют между собой и с пяткой шатуна шатунными болтами. Для центровки геометрических осей стержня и нижней головки предусматривается центрирующий бурт. С целью регулирования высоты камеры сгора-
ния под пятку стержня шатуна помещают стальную строганую «компрессионную» прокладку толщиной 18—22 мм. В разъем по оси
ставят набор прокладок
для регулирования масляного зазора. В малооборотных двигателях обе половинки головки заливают баббитом или ставят стальные вкладыши, залитые баббитом. В высокооборотных двигателях применяют тонкостенные вкладыши, залитые свинцовистой бронзой.
На рис. 3.16 изображен шатун двигателя 5Д-50. Стержень 4 шатуна двутаврового сечения откован за одно целое с верхней головкой 1 и верхней половинкой нижней кривошипной головки 14. В верхнюю головку запрессована бронзовая втулка 3. В нижней
Рис. 3.15. Сечения стержня головке установлены тонкостенные вкла-шатуна: а — круглое сплошное; дыши 5,6, залитые баббитом. Положение б — круглое с осевым сверле- вкладышей фиксируется штифтом 7. нием; в — двутавровое „ т г j т
В плоскости разъема вкладышей отфрезерованы масляные холодильники 13.
Нижняя половинка головки кривошипа 10 соединяется с верхней четырьмя шатунными болтами 11 с корончатыми гайками 9. Штифты 12
фиксируют положение болта кривошипа в теле нижней головки. Гайки 9 стопорятся шплинтом 8. Масло для смазки подшипников ша
туна поступает на подшипник кривошипа по сверлениям в шейках и
щеках коленчатого вала, затем через отверстие в холодильниках масло попадает в канавку на спинке верхнего вкладыша и далее по сверлению в стержне шатуна поднимается к верхней головке, откуда поступает в кольцевую канавку 2 на втулке головного подшипника и через отверстия во втулке — на смазку подшипника.
Шатуны крейцкопфных двигателей различаются конструкцией верхней головки. Крейцкопфный узел, вынесенный из цилиндра, позволяет увеличить размеры и площадь опоры головных подшипников, обеспечить к ним надежный подвод смазки. Головные или крейцкопфные подшипники крепятся к фланцу шатуна. По конструкции их делят на подшипники с одной нижней опорой и на двухопорные. Одноопорный головной подшипник имеет большую площадь нижней половины подшипника, что снижает удельное давление и повышает надежность его работы. В современных форсированных двигателях большое внимание уделяется выбору антифрикционных
50
сплавов для подшипников. Чтобы избежать растрескивания и выкрашивания, применяют сетчатые вкладыши. На слой свинцовистой бронзы вкладышей накатывают ромбические ячейки, куда заливают
Рис. 3.16. Шатун двигателя 5Д-50
баббит Б88, а затем гальваническим способом наносят приработочное покрытие.
На рис. 3.17 изображена головка шатуна с одной опорной поверхностью. Шток поршня 3 своим фланцем 2 крепится к телу поперечины 5. Шатун 8 заканчивается фланцем с центрирующим высту
51
пом 7. На фланце установлена нижняя половина 6 головного под. шипника, который имеет две крышки 4, соединенные болтами /.
На рис. 3.18 представлен шатун крейцкопфного двигателя фирмы МАН в сборе. Стержень 3 шатуна круглого сечения заканчивается двумя фланцами. К нижнему фланцу двумя болтами 4 крепится разъемно-съемная кривошипная головка 6, на верхнем фланце 2 установлены два головных подшипника 7. Все подшипники шатуна залиты баббитом. Между нижним фланцем шатуна и кривошипным
подшипником поставлена стальная компрессионная прокладка 5.
Рис. 3.17. Верхняя головка шатуна крейцкопфного двигателя
Изменяя ее толщину, можно регу. лировать давление в конце сжатия, которое во время эксплуатации уменьшается из-за снижения плотности поршневых колец, вызванного износом рабочей втулки цилиндра, или из-за увеличения высоты камеры сжатия вследствие износа подшипников движения (рамовых, кривошипных, головных). После замены компрессионной прокладки обязательно проверяют высоту камеры сжатия (минимальная высота указана в формуляре двигателя).
Прокладки 7, установленные в плоскости разъема подшипников, позволяют регулировать масляный зазор. К стержню шатуна крепится двухплунжерный крейцкопфный масляный насос 11. Плунжеры насоса приводятся в действие с помощью рычажной передачи. Приводной рычаг 12 пере
дачи крепится к поперечине крейцкопфа, насосный рычаг 9 через серьгу 10 приводит в действие плунжер насоса.
Масло на смазку кривошипного подшипника поступает от рамо-
вого подшипника по сверлениям в шейках и щеках коленчатого вала. По каналам 8 в верхней половине кривошипного подшипника
и в стержне шатуна масло поднимается вверх и поступает на смазку ползуна и верхних половин головных подшипников. Крейцкопфный насос принимает масло из канала в стержне шатуна и подает его под давлением 6 МПа только на смазку нижних половин головных подшипников, которые у двухтактных двигателей работают в тяжелых условиях, так как движущая сила Рд здесь не меняет направления и постоянно прижимает поперечину крейцкопфа к нижним вкладышам.
Износы и повреждения деталей шатуна. Головные и кривошипные подшипники подвергаются износу. Нормальный износ составляет 0,01—0,02 мм за 1000 ч работы. Преждевременный интенсивный
52
износ и подплавление подшипников возникают в результате увеличения силы трения из-за снижения качества масла (обводнение, загрязнение механическими примесями, уменьшение вязкости) или при его недостаточном поступлении, когда снижается давление
Рис. 3.1Ь. Шатун крейцкопфного двигателя в сборе
в системе смазки или неправильно отрегулированы масляные зазоры. Малые зазоры приводят к нагреву и подплавлению подшипников. *1ри больших зазорах появляется ударная нагрузка, которая становится причиной отслаивания и выкрашивания антифрикционного сплава. К наиболее тяжелым повреждениям относятся: обрыв шатунных болтов, обрыв верхней головки шатуна, погиб стержня
53
шатуна. В результате этих повреждений происходит разрушение основных деталей дизеля. Причины тяжелых повреждений: снижение прочности металла из-за технологических дефектов (усадочные ра. ковины и трещины, неметаллические включения); снижение прочности из-за усталости металла; возникновение дополнительных напряжений, которые вместе с нормально действующими превышают предел прочности.
Дополнительные напряжения’ появляются при заклинивании поршня, подплавлении и заклинивании одного из подшипников,
Рис. 3.1В. Конструкция шатунных болтов
Рис. 3.20 Способы фиксации шатунных болтов: а — штифтом; б — фиксирующим выступом
при гидравлических ударах в цилиндре, а также в результате действия сил инерции масс шатунно-поршневой группы при недопустимом возрастании частоты вращения (двигатель пошел «вразнос»).
Болты шатуна являются ответственной деталью двигателя. При их обрыве разрушается картер двигателя, выходит из строя нижняя часть рабочей втулки, могут быть разбиты поршень и крышка цилиндра. Болты нагружены переменными силами инерции (только в четырехтактных двигателях) и усилием затяжки и подвержены усталостным напряжениям. Болты изготовляют из низколегированной стали (марки ЗОХНЗА и др.). У шатуна чаще всего два болта; четыре болта меньшего диаметра ставят в тех случаях, когда необходимо уменьшить размеры нижней головки и подошвы стержня шатуна, чтобы иметь возможность вынимать при разборке двигателя поршень с шатуном через цилиндр.
Конструкция болтов зависит от типа двигателя (рис. 3.19). Для отъемных головок применяют болты с двумя калиброванными поясками (рис. 3.19, а. д); для несъемных головок — с одним калибро
54
ванным пояском (рис. 3.19, б); для головок с косым разъемом — укороченные без калиброванных поясков (рис. 3.19, в); в двухтактных двигателях применяют болты без калиброванных поясков /рис. 3.19, г). От проворачивания при затяжке гайки болт фиксируется; способы фиксации показаны на рис. 3.20. Гайки болтов шатуна должны быть надежно зашплинтованы. Уменьшение диаметров болтов dx между калиброванными поясками d6 позволяет разгрузить резьбу dn и dB от действующих напряжений.
При разборке подшипников кривошипов тщательно проверяют отсутствие забоин, трещин и надрывов в резьбе болта. Переходы от утолщенной части болта во избежание концентрации напряжений выполняют плавными, с достаточными радиусами закруглений Plt Р2 и Р3. При сборке подшипника щупом проверяют плотность прилегания опорных поверхностей гаек и головок болтов. Если сборка произведена правильно, то ось болта перпендикулярна торцевым поверхностям гайки и болт работает только на растяжение.
С целью ограничения допустимой затяжки болта гайки крупных двигателей снабжают иногда нониусными делениями. При осмотрах с помощью резьбометра проверяют резьбу болтов и контролируют специальными скобамгГих удлинение.
§ 3.4. Коленчатые валы
Коленчатый вал — наиболее ответственная и дорогостоящая деталь двигателя. Срок службы вала обычно определяет моторесурс двигателя.
Работа отдельных цилиндров создает на коленчатом валу переменный по величине крутящий момент, который передается приводному валу. Каждое колено вала состоит из двух щек 2, шейки 1 кривошипа и двух рамовых шеек 3 (рис. 3.21). На рис. 3.22, а показан вал с одним кривошипом между смежными опорами. В высокооборотных маломощных двигателях иногда применяют валы с двумя кривошипами, расположенными между рамовыми шейками (рис. 3.22, б). У двигателей с противоположно движущимися поршнями (фирмы «Доксфорд») три колена расположены между двумя рамовыми шейками (рис. 3.22, в).
Коленчатые валы изготовляют из углеродистых сталей марок 35, 40, 45, 50 или из легированных сталей 18ХНВА, 40ХНМ, 40ХНМА и др. Валы небольших двигателей при крупносерийном производстве штампуют, при мелкосерийном — отковывают. Некоторые заводы отливают коленчатые валы из высокопрочного модифицированного чугуна. Стоимость чугунных литых валов значительно ниже стоимости кованых или штампованных стальных валов. Это объясняется тем, что литые валы имеют небольшие припуски на обработку, поэтому объем и стоимость станочных работ для литых валов значительно меньше, чем для кованых. Такие валы изготовляют цельнолитыми.
В двигателях средней и большой мощности могут применяться составные валы из двух или трех секций, которые соединяют с по-
55
3800
Рис. 3.21. Коленчатый вал семицилиндрового двухтактного двигателя с порядком работы на передний ход и 1—6—3—4—5—2—7 на задний ход
56
мощью фланцев (см. рис. 3.21). Коленчатые валы мощных малооборотных двигателей выполняют с составными или полууставными кривошипами. Вал с составными кривошипами собирают из отдельно откованных кривошипных и рамовых шеек и литых стальных щек (рис. 3.23). Для вала с полууставными кривошипами (см. рис. 3.21)
Рис. 3.22. Схемы кривошипов коленчатых валов
шейки кривошипов отковывают вместе со щеками, рамовые шейки запрессовывают в щеки горячей посадкой с натягом 1/700—1/600 без постановки шпонок. Окончательно вал обрабатывают после сборки всех его звеньев. Стоимость валов с составными и полу-составными кривошипами ниже, чем цельнокованых валов, так. как технология изготовления первых значительно проще.
Рис. 3.23. Составной кривошип коленчатого вала
Взаимное расположение кривошипов и угол между ними зависят от тактности двигателя и числа цилиндров и должны обеспечить равномерное вращение вала, наиболее полное уравновешивание сил инерции и их моментов, действующих в поступательно движущихся и вращающихся частях двигателя и равномерную нагрузку на рамовые шейки и подшипники.
Для равномерного вращения валов необходимо, чтобы вспышки в цилиндрах двигателя происходили через одинаковые углы пово-
57
рота кривошипа. В двухтактных двигателях рабочий процесс в цилиндре совершается за один оборот коленчатого вала, поэтому угол между кривошипами <р = 3607Z, где Z — число цилиндров. В четырехтактных двигателях рабочий процесс совершается за два оборота коленчатого вала, следовательно, ср = 7207Z. Под этим углом кривошипы устанавливают по отношению один к другому не в порядке их номеров, а в специально выбранном порядке, при котором удается избежать последовательных вспышек в двух соседних цилиндрах и по одну сторону от центра тяжести вала, устранив перегрузку отдельных подшипников. Окончательную, оптимальную схему вала выбирают на основании динамического расчета двигателя.
Рис. 3.24. Конструкция щек коленчатых валов
Основные размеры шеек и щек вала должны обеспечить необходимую прочность и жесткость вала и получение допустимых удельных давлений на подшипники. Шейки вала могут иметь осевое сверление. Полые шейки уменьшают массу вала, позволяют контролировать качество поковки и могут использоваться для подвода смазки. Для снижения концентрации местных напряжений переход от шейки к щеке у цельнокованых валов должен быть выполнен с большим радиусом закругления, которое называют переходной галтелью. Малый радиус может значительно увеличить концентрацию напряжений и явиться причиной разрушения вала от усталости металла.
Щеки кривошипа могут иметь различную форму (рис. 3.24) прямоугольную, шести- или восьмигранную, овальную, круглую, фигурную. Наиболее простой в изготовлении является прямоугольная. Овальная обеспечивает равномерное распределение напряжений и позволяет уменьшить массу при достаточной прочности, шести-и восьмигранные щеки, а также круглые проще в изготовлении овальных, а по сравнению с прямоугольными имеют меньшую массу и лучшее распределение напряжений.
Смазка шеек коленчатого вала — циркуляционная, под давлением. Масло для смазки рамовых шеек подводится от системы циркуляционной смазки к каждому рамовому подшипнику. Для подвода 58
масла к подшипникам кривошипов используют каналы в рамовых шейках, а также в щеках и шейках кривошипа (рис. 3.25, б). В эти каналы можно устанавливать латунные трубки 3 (рис. 3.25, а). При отсутствии трубки 3 пустотелые шейки должны иметь заглушки 2, препятствующие вытеканию масла.
Для уменьшения концентрации местных напряжений кромки отверстий для каналов должны иметь закругления, а само отверстие тщательно отполировано. В высокооборотных двигателях в радиальный канал шейки кривошипа ставят латунную трубку 1, длина которой больше толщины стенки шейки кривошипа. Трубка выполняет роль сепаратора масла. При вращении коленчатого вала под действием центробежной силы вода и механические примеси отбрасываются к поверхности осевого сверления, а в трубку сепаратора поступает только чистое масло.
Фиксация вала по отношению к раме заключается в следующем. Удлинение вала при нагревании до 50 °C составляет 0,5—0,6 мм на 1 м длины. Для свободного удлинения вала длину рамовых и шатунных шеек делают больше длины соответствующих подшипников, между щеками кривошипов и торцами подшипников оставляют осевой зазор. Фиксация вала по отношению к раме производится в одном из подшипников, который называется установочным. Рамовая шейка установочного подшипника имеет упорный гребень, торцевые поверхности подшипника заливают антифрикционным сплавом, торцевой зазор между щеками кривошипа и торцами этого подшипника составляет 0,05—0,2 мм в зависимости от размеров вала.
Во избежание утечки масла выходы коленчатого вала из картера должны быть уплотнены. Для этой цели у нереверсивных двигателей применяют маслосгонную резьбу, у реверсивных — маслосъемные кольца и лабиринтные уплотнения.
Противовесы служат для уравновешивания центробежных сил инерции вращающихся частей. Они крепятся к щекам кривошипа со стороны, противоположной шатунной шейке. У высокооборотных двигателей противовесы могут отковываться за одно целое со щеками. Крепление противовесов должно быть надежным; для разгрузки болтов применяют зубчатые соединения (рис. 3.26) и различного типа замки. Для уменьшения массы противовеса его центр тяжести стремятся расположить как можно дальше от оси вала.
Коленчатый вал семицилиндрового двухтактного двигателя (см. рис. 3.21) состоит из двух частей, соединяющихся между собой с помощью фланцев. Вал имеет полусоставные кривошипы, щеки 2 откованы вместе с шатунной шейкой /, которая имеет осевое сверле
59
ние для уменьшения массы и сил инерции вращающегося кривошипа. В рамовых шейках 3 осевые сверления отсутствуют, они соединяются со щеками горячей посадкой. Расположение кривошипов обеспечивает порядок работы цилиндров на передний ход 1—7—2—5—4—3—6 и на задний ход 1—6—3—4—5—2—7.
Рис. 3.26. Крепление противовесов к щеке
Рис. 3.27. Кормовой конец коленчатого вала
Цельнокованый коленчатый вал (рис. 3.27), у которого щеки откованы за одно целое с шейками кривошипов, имеет в рамовых и шатунных шейках осевые сверления, закрытые заглушками. Кормовая шейка имеет упорный гребень для установочного подшипника. Шестерня 2 привода распределительного вала состоит из двух половин и крепится хомутом 3.
Маховик служит для уменьшения колебаний угловой скорости вала и обеспечивает его равномерное вращение. Во время вспышки 60
в одном из цилиндров маховик накапливает энергию, а во время нерабочих ходов отдает ее, уменьшая колебания угловой скорости коленчатого вала. Он состоит из ступицы 5, которая с помощью болтов 8 крепится к кормовому фланцу 6 коленчатого вала и фиксируется на нем штифтами 7. К ступице крепится массивный обод 4. Зубчатый венец на ободе маховика входит в зацепление с вало-поворотным устройством. На обод наносят риски 9, при совпадении которых с неподвижным указателем, укрепленным к картеру двигателя, один из кривошипов располагается в ВМТ в конце хода сжатия. Для проверки газораспределения на окружность обода наносят риски от 0 до 360°.
Износы и повреждения коленчатых валов. При эксплуатации шейки вала подвергаются неравномерному износу: возникают бочко-образность, конусность, эллиптичность. Это приводит к появлению ударной нагрузки у рамовых и кривошипных подшипников и ухудшению условий их смазки из-за нарушения формы масляного зазора. Средний нормальный износ рамовых шеек валов за 1000 ч работы двигателя, в зависимости от\го конструкции и условий эксплуатации, составляет 0,005—0,015 мм, а кривошипных — от 0,01 до 0,02 мм. Поломка коленчатого вала чаще всего происходит в результате усталости металла. Причинами усталостных разрушений могут быть:
— недостаточный запас прочности вала, особенно в местах концентрации напряжений (в районе галтелей, по краям смазочных отверстий);
— технологические пороки;
— случайные повреждения, появившиеся на поверхности вала в процессе его эксплуатации и являющиеся сильными концентраторами напряжений (риски, царапины, борозды);
— дополнительные напряжения, возникающие из-за деформации вала, вызванной износом и просадкой рамовых подшипников, деформацией фундаментной рамы или расцентровкой валов двигателя и потребителя мощности.
Глава 4
МЕХАНИЗМ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
§4.1. Схема механизма газораспределения
Для осуществления рабочего процесса в цилиндр двигателя необходимо подать из атмосферы воздух и удалить отработавшие газы. В четырехтактных двигателях процессами наполнения цилиндра воздухохМ и выпуском газов управляет клапанный механизм газораспределения, состоящий из впускных и выпускных клапанов, распределительного вала 1, с кулачковыми шайбами (рис. 4.1) механического или гидравлического клапанного привода и шестеренного или цепного привода от коленчатого вала к распределительному.
61
В двухтактных двигателях с прямоточно-клапанной продувкой клапанный механизм газораспределения управляет только выпуском газов. Наполнение цилиндра воздухом осуществляется через продувочные окна, открываемые и закрываемые рабочим поршнем. В двухтактных двигателях с контурной системой продувки применяется бесклапанное газораспределение, при котором впуском воздуха через продувочные окна управляет рабочий поршень.
Рис. 4.1. Механизм газораспределения со средним расположением вала
Механический клапанный привод рис. 4.1, состоит из роликовых толкателей 2, штанг 3 и клапанных рычагов 4. При вращении распределительного вала ролик толкателя набегает на кулачную шайбу, передвигает вверх штангу, которая поворачивает клапанный рычаг, вызывая открытие клапана. Клапан закрывается под действием пружины. При работе двигателя в частях клапанного привода возникают значительные силы инерции, вызывающие износ кулачных шайб, рабочего поля клапана и клапанного гнезда.
62
Мощные двухтактные двигатели Брянского машиностроительного завода имеют гидравлический привод выпускных клапанов /рис. 4.2), состоящий из масляного гидротолкателя 6, приводимого в действие от кулачковой шайбы 12 и сервомотора 4, поршень которого давит на шток 5 выпускного клапана в момент его открытия.
Рис. 4.2. Выпускной клапан двигателей БМЗ с гидравлическим приводом
Закрывается клапан под действием пружин 2, упирающихся снизу в цилиндр 4 сервомотора, а сверху в общую тарелку 3, которая Длинными тягами 1 связана со штоком клапана. Перед пуском двигателя гидропривод заполняется маслом через каналы, расположенные в корпусе гидротолкателя. Давление масла в момент открытия клапана достигает 20 МПа. Преимущество гидропривода — большая надежность. Снижение масс поступательно движущихся частей уменьшает силы инерции, действующие в клапанном механизме,
63
что в свою очередь снижает ударную нагрузку при работе клапана и уменьшает износ рабочего поля клапана.
Механизм газораспределения открывает и закрывает впускные и выпускные клапаны при заданных расчетных углах поворота
Рис. 4.3. Шестеренный привод распределительного вала
кривошипа коленчатого вала. Продолжительность открытия клапана, выраженная в углах ПКВ, называется фазой газораспределения.
Привод от коленчатого вала к распределительному должен обеспечить кинематическую точность передачи. Передаточное отношение от коленчатого вала к распределительному у четырехтактных 64
двигателей 1 : 2, так как каждый клапан должен открываться один раз за два оборота коленчатого вала; в двухтактных двигателях 1:1, поскольку рабочий цикл совершается за один оборот коленчатого вала.
Конструкция привода зависит от места расположения распределительного вала и от размеров двигателя. При расположении вала над клапанами применяют передачу с коническими шестернями и вертикальными или наклонными валами. При среднем расположении применяют ше
стеренные передачи с цилиндрическими шестернями (рис. 4.3). В нереверсивных двигателях для обеспечения плавного зацепления и бесшумной работы используют шестерни с косым или шевронным зубом. В реверсивных двигателях с осевым передвижением распределительного вала при реверсе шестерни должны иметь прямой зуб.
Шестеренный привод (рис. 4.3) состоит из разъемной приводной шестерни 2, сидящей на шпонке на коленчатом валу 1, промежуточных шестерен 3, 4, 5 и ведомой шестерни 7, установленной на распределительном валу 6. Диаметры шестерен 2, 4 и 7 одинаковы, а шестерни 3 и 5 имеют вдвое больший диаметр, поэтому частота вращения распределительного вала в два раза меньше частоты вращения коленчатого. Все передаточные шестерни находятся в закрытой коробке и надежно смазываются.
Рис. 4.4. Цепной привод распределительного вала
Цепной привод применяют в мощных малооборотных двигателях при больших расстояниях между осями распределительного и коленчатого валов. На схеме цепного привода (рис. 4.4) звездочка 6 насажена на коленчатый вал, цепь 1 через натяжную звездочку 2 приводит во вращение звездочку 3, сидящую на распределительном валу, и звездочку 4 на вспомогательном валу привода насосов. Изменяя положение звездочки 2, можно регулировать натяжение Цепи. Вторая цепная передача от звездочки 4 вспомогательного вала приводит во вращение с помощью звездочки 5 вал топливных насосов. Цепная передача проста по конструкции и надежна в эксплуатации.
65
§ 4.2. Распределительные валы и клапаны
Распределительный вал. Привод клапанов (рис. 4.5) осуществляется от кулачных шайб 2 распределительного вала, на котором могут также крепиться кулачные шайбы 3 привода топливных насосов, шестерня 1 привода распределительного вала, привода центробежного регулятора частоты вращения и др. Распределительный вал отковывают из стали. У высокооборотных двигателей малой и средней мощности кулачные шайбы изготовляют за одно целое с валом. У малооборотных двигателей шайбы устанавливают на валу с прессовой посадкой и фиксируют шпонками. Вал лежит на разъемных опорных подшипниках. Концевой подшипник воспринимает осевое усилие от привода, поэтому его выполняют опорно-упорным»
Рис. 4.5. Распределительный вал
На распределительном валу реверсивного двигателя устанавливают два комплекта кулачковых шайб: один—для работы двигателя на передний ход, другой — для работы на задний ход. Профиль кулачковой шайбы может быть образован различными кривыми. Он должен обеспечивать плавное набегание и сбегание ролика толкателя на выступ кулачной шайбы, быстрое открытие и закрытие клапана. Углы, ограничивающие профиль шайбы: у четырехтактных двигателей а = <р/2, у двухтактных а = (р (ф — угол ПКВ, в течение которого открыт клапан). При равноплечих клапанных рычагах высота профиля h равна высоте подъема клапана hK. В высокооборотных двигателях для уменьшения сил инерции, действующих в частях клапанного механизма, стремятся уменьшить перемещение штанги толкателя. С этой целью применяют неравноплечие рычаги, при этом высота профиля кулачковой шайбы h = 0,8Лю где 0,8 — отношение плеч клапанных рычагов.
Впускные и выпускные клапаны. Впускные и выпускные клапаны во время работы подвергаются действию высоких температур и значительным динамическим нагрузкам. Температура впускных клапанов 300—400 °C, выпускных 600—800 °C, поэтому материал для клапанов должен отличаться износоустойчивостью, сохранять необходимую механическую прочность при высоких температурах и противостоять газовой коррозии. Впускные клапаны изготовляют из легированных сталей 40ХН, 50ХН, 65ХН, выпускные — из жаростойких хромоникелевых сталей ЭЯ2, ЭН 107, ЭН69 и др. Для повышения износоустойчивости тарелок клапанов на поверхности фаски клапана делают наплавку сверхтвердых сплавов типа стел-66
лита толщиной 0,7—1,5 мм. Клапанные пружины выполняют из высокоуглеродистых марганцовистых или кремнемарганцовистых сталей (60Г, 50ХФА, П1). Для лучшего наполнения и очистки цилиндра проходные сечения клапанов должны быть наибольшими.
У четырехтактных малооборотных двигателей в крышке цилиндра располагают два клапана: впускной и выпускной. В высокооборотных двигателях, у которых скорость поршня 7—8 м/с, устанавливают два впускных и два выпускных клапана, при этом увеличивается общее проходное сечение клапанов, уменьшаются масса, а следовательно, и силы инерции в механизме газораспределения, улучшаются условия теплоотвода от клапана. В двухтактных двигателях с прямоточно-клапанной продувкой в зависимости от скорости поршня и конструкции двигателя в крышке цилиндра располагают от одного до четырех выпускных клапанов.
Впускные и выпускные клапаны можно ставить непосредственно в крышке цилиндра (см. рис. 4.1) или в отдельном корпусе (см. рис. 4.2). При установке клапана непосредственно в крышке можно увеличить диаметр тарелки клапана примерно на 20 %, что очень важно для высокооборотных двигателей. Однако чтобы заменить или притереть клапан, необходимо снимать крышку цилиндра.
Клапаны, установленные в корпусах, сложнее по конструкции, имеют меньшее проходное сечение, но удобнее в эксплуатации, так как их легко заменить запасным комплектом. Выпускной клапан двухтактного двигателя установлен в корпусе 7 (см. рис. 4.2), имеющем полость 8, куда из крышки цилиндра поступает охлаждающая вода. Гнездо клапана 9 выполнено из жаростойкого чугуна и прижимается корпусом клапана к расточке цилиндровой крышки. Шток 5 клапана двигается в направляющих втулках 11, он смазывается маслом, поступающим из цилиндра 4 гидропривода. При попадании масла на рабочее поле клапана может образоваться нагар. Во избежание этого на штоке клапана крепится защитный кожух 10, который защищает также направляющие штока от действия горячих газов. На посадочную конусную поверхность клапана наварено покрытие из износоустойчивого жаростойкого сплава.
У клапана (см. рис. 4.1), поставленного непосредственно в крышке цилиндра, теплоотвод осуществляется через опорное гнездо клапана, расточенное в крышке, и через шток и его направляющие к воде, охлаждающей крышку цилиндра.
Пружины клапанов должны обладать достаточной жесткостью, чтобы предотвратить отрыв клапана от гнезда в результате действия сил инерции, возникающих в поступательно движущихся частях клапанного привода. Для большей надежности часто устанавливают несколько пружин меньшей жесткости, суммарная сила которых больше сил инерции. За счет уменьшения жесткости пружин повышается их работоспособность. Тарелка клапана должна иметь Достаточную жесткость и хорошую обтекаемость. В малооборотных Двигателях применяют плоскую форму ( тарелки (рис. 4.6, а), в высокооборотных — тюльпанную (для впускных клапанов) или грибо-
67
видную (для выпускных клапанов) (рис. 4.6, б, в). Запорная кони* ческая фаска, при помощи которой клапан садится на гнездо, имеет угол конуса 45 или 30°.
Оптимальные фазы газораспределения выбирают при проектц-ровании двигателя и уточняют во время его стендовых испытаний, после чего моменты открытия и закрытия клапанов заносят в форму, ляр двигателя.
На рис. 4.7 изображена диаграмма газораспределения двигателя с наддувом 6ЧН 25/34. Впускной клапан открывается до прихода поршня в ВМТ с опережением в 85° ПКВ (точка 1) и закрывается при повороте кривошипа за НМТ через 35° ПКВ (точка 2). Выпускной клапан
Рис. 4.6. Конструкция тарелки клапанов: а — плоская; б — тюльпанная; в — грибовидная
открывается с опережением 50° ПКВ до НМТ (точка 3) и закрывается после ВМТ через 50° ПКВ (точка 4). Угол поворота кривошипа, при котором открыты одновременно впускной и выпускной клапаны, называется углом перекрытия клапанов. У двигателя 6ЧН 25/34 он равен 135° ПКВ. Выпускной клапан открывается в точке 3. От точки 3 до НМТ происходит свободный выпуск газа. В момент открытия клапана давление в цилиндре составляет 0,7—0,9 МПа и значительно превышает давление в выпускном патрубке. Поэтому газы с большой скоростью выходят из цилиндра и поступают к соплам газотурбонагнетателя, обладая значительной тепловой и кинетической энергией. Перед газовой турбиной возникает импульс давления. Давление в цилиндре падает и к началу восходящего хода поршня составляет 0,3 МПа. От НМТ выпуск газа происходит за счет выталкивания его поршнем. В точке 1 при продолжающемся процессе выпуска открывается впускной клапан. В двигателях с наддувом давление в ресивере в этот момент больше, чем давление в цилиндре, и воздух через открытый впускной клапан поступает в цилиндр, осуществляя продувку камеры сжатия. Это способствует очистке цилиндра от остаточных газов и снижению тепловой напря-68
ценности поршня, втулки и крышки за счет их охлаждения воздухом, g двигателях без наддува воздух во время продувки будет поступать в цилиндр только за счет эжектирующего действия струн газа, с большой скоростью вытекающей из цилиндра через выпускной клапан. Угол перекрытия клапанов в двигателях без наддува значительно меньше, чем в двигателях с наддувом (30—35° ПКВ), так как при больших углах перекрытия может произойти заброс газов из выпускного коллектора в цилиндр и ресивер, где давление в начале
Рис. 4.8. Предохранительный клапан
Рис. 4.9. Предохранительный клапан и индикаторный кран
нисходящего хода поршня ниже, чем давление в выпускном коллекторе. От ВМТ до точки 4 продолжается продувка цилиндра через открытый выпускной клапан и одновременно происходит наполнение цилиндра воздухом. После точки 4 до НМТ продолжается процесс наполнения. В начале восходящего хода поршня происходит до-зарядка цилиндра за счет инерции струи воздуха, движущегося во время процесса наполнения по впускным каналам крышки с большой скоростью (около 70 м/с). После закрытия впускного клапана в точке 2 начинается процесс сжатия.
Для предупреждения о чрезмерном повышении давления газов в Цилиндре на крышках цилиндра устанавливается предохранительный клапан. Согласно Правилам Регистра СССР, клапан должен быть нагружен пружиной на давление, превышающее максимальное давление цикла на 25 %. На рис. 4.8 показана конструкция предохранительного клапана. Корпус 6 клапана крепится шпиль-
69
ками 7 к крышке цилиндра. Тарелка клапана 5 прижимается к гнезду штоком 4, нагруженным пружиной 2. Верхним концом пружина упирается в поперечину 1. Поперечина крепится шпильками 3 к корпусу клапана. При значительном повышении давления в цилиндре тарелка клапана вместе со штоком поднимается, сжимая пружину, газы по вертикальному каналу уходят наружу.
Предохранительный клапан является сигнальным устройством. Проходное сечение клапана недостаточно для снижения давления в цилиндре до нормального. Подрыв клапана — «стрельба» — указывает на повышение давления в цилиндре, при этом следует немедленно уменьшить подачу топлива в цилиндр, а если «стрельба» продолжается, выключить топливный насос. Для выяснения причины подрыва предохранительного клапана с помощью индикатора замеряют давление в цилиндре. «Стрельба» клапана при нормальном давлении указывает на его неисправность. Такой клапан надо заменить.
На рис. 4.9 показан предохранительный клапан /, установленный вместе с индикаторным краном 2 на общем штуцере 4. Медная прокладка 3 уплотняет место постановки штуцера. Индикатор устанавливают на корпусе индикаторного крана 2, который во время съемки индикаторных диаграмм открывают вручную.
Глава 5
ТОПЛИВНАЯ СИСТЕМА
§ 5J. Топливо для двигателей
Применяемые в двигателях топлива получают путем переработки нефти. Нефть нагревают при атмосферном давлении или в вакуумных установках (прямая перегонка), в результате происходит разделение ее на фракции, которые отличаются друг от друга пределом выкипания и плотностью. К дистиллятным легким фракциям относятся бензин, керосин, дизельное топливо. Остаточные нефтепродукты прямой перегонки подвергают крекинг-процессу (нагрев до 400° при высоком давлении в присутствии катализаторов). В результате крекинга (деления крупных молекул) получается дополнительное количество дистиллятных фракций. Топлива, применяемые в дизелях, делятся на два класса: дистиллятные и тяжелые.
Дистиллятные топлива — это дизельные сорта, выпускаемые по ГОСТ 4749—73. Они не требуют подогрева и применяются в средне- и высокооборотных двигателях и в качестве пускового топлива в малооборотных. Нефтяное газотурбинное топливо является дистиллятом крекинг-процесса. Его отличают малая вязкость, возможность использования без подогрева в цистернах и перед двигателем (табл. 5.1).
Тяжелые топлива представляют смеси прямогонных или крекинг-остатков с дистиллятами. Основным показателем для классификации 70
Таблица 5.1. Основные характеристики дистиллятных топлив
Характеристика Дизельное топливо ГОСТ 4749 — 73 Топливо для судовых дизелей ГОСТ 10433—75
дл дс тгвк тг
Цетановое число, не менее Вязкость кинематическая, сСт: 45 50 45 45
при 50 °C 2,5—4,0 ——
при 20 °C 3,5—8,0 3,5—6,0 3,5—6,5 2,2—5,0
Вязкость условная, °ВУ Кислотность, мг, КОН на 100 мл топлива, не более — 1,15—1,30 — —
5 5 5 5
Зольность, %, не более 0,02 0,02 — ——
Содержание серы, %, не более 0,2 0,2 1,0 2,5
Температура вспышки в закрытом тигле, °C, не ниже 60 90 65 61
Температура застывания, °C, не выше Содержание фактических смол, мг на 100 мл топлива, не более — 10 — 15 5 5
60 40
Примечание: Механические примеси и вода отсутствуют.
тяжелых топлив служит их вязкость. По вязкости тяжелые топлива подразделяются на средневязкие (моторные) и высоковязкие мазуты.
Физико-химические свойства топлива. Теплота сгорания — это количество теплоты (в джоулях), выделяющееся при полном сгорании 1 кг топлива. Она разделяется на высшую и низшую. Первая учитывает, а вторая не учитывает теплоту, выделяющуюся при конденсации паров воды. Большинство жидких топлив имеет низшую теплоту сгорания около 41 900 кДж/кг.
Удельные массы — отношение единицы объема топлива при 20 °C к массе такого же объема воды при 4 °C; обозначается pl0. Для дизельных топлив р4° = 0,80-4-0,92 (плотность топлива — это масса единицы объема).
Испаряемость (фракционный состав) указывает температурные пределы постепенного выкипания различных фракций топлива. Фракционный состав топлива оказывает влияние на качество смесеобразования, т. е. на процесс перемешивания топлива с воздухом и образования горючей смеси. Струя топлива, впрыснутая в цилиндр дизеля, разбивается на мельчайшие капли, которые должны испариться за 1—3 мс, чтобы обеспечить качественное протекание процесса сгорания. Бензины отличаются очень высокой испаряемостью, которая необходима для внешнего смесеобразования.
Вязкостью, или внутренним трением, называется свойство, проявляющееся в сопротивлении, оказываемом жидкостью перемещению ее частиц под влиянием действующих на них сил. Различают вязкость кинематическую и условную. Кинематической вязкостью
71
(или удельным коэффициентом внутреннего трения) называется сила сопротивления двух слоев жидкости площадью в 1 см2, находящихся на расстоянии 1 см один от другого и перемещающихся один относительно другого со скоростью 1 см/с, отнесенная к единице плотности. Единица кинематической вязкости — стокс (Ст). Сотая часть стокса называется сантистоксом (сСт). Кинематическая вязкость выражается в мм2/с. Условной вязкостью называется отношение времени истечения 200 см3 испытуемого продукта при данной температуре ко времени истечения 200 см3 дистиллированной воды при температуре 20 °C. Единица измерения — градус вязкости условной (СВУ). За рубежом распространена оценка условной вязкости в секундах по Сейболту-Универсал — SU (США) и по Редвуду — RT, п (Англия).
Вязкость существенно влияет на качество распыливания, фильтрацию и подачу топлива по трубам. При понижении температуры вязкость топлива увеличивается. Это приводит к ухудшению распыливания струи топлива, что влечет за собой повышение дымности выпуска из-за неполного сгорания и увеличение расхода топлива. С повышением температуры нефтепродуктов вязкость всегда уменьшается. При уменьшении вязкости топливо теряет смазывающие свойства, а это приводит к повышенному износу подвижных частей топливной аппаратуры.
Коксуемость — способность топлива к отложению нагара, выражается коксовым числом в процентах. Коксовым числом называется процентное количество твердого остатка, которое остается после выпаривания топлива. Твердые частицы нагара оказывают абразивное действие на детали цилиндропоршневой группы.
Кислотность характеризуется содержанием в топливе органических кислот и оценивается количеством миллиграммов едкого кали КОН, необходимого для нейтрализации кислот, содержащихся в 100 мл топлива. Она вызывает коррозию топливной аппаратуры, цистерн и деталей цилиндропоршневой группы. Допускаемая кислотность — не более 5 мг КОН.
Температура вспышки — минимальная температура, при которой топливо, испаряясь, вспыхивает при соприкосновении с открытым пламенем. Для дизельных топлив она должна быть не ниже 60 °C.
Температура самовоспламенения — минимальная температура, при которой топливо воспламеняется в присутствии воздуха и продолжает гореть без воздействия постороннего источника зажигания. Эта температура очень важна для дизелей, работающих по принципу самовоспламенения топлива от сжатия.
Температура застывания — температура, при которой нефтепродукт теряет способность текучести, что следует учитывать при хранении, подогреве и перекачке топлива. Для топлив судовых дизелей температура застывания находится в пределах от +5 °C до —60 °C.
Цетановое число характеризует склонность топлива к самовоспламенению и определяется специальными лабораторными методами по совпадению периода задержки самовоспламенения эталонного и испытуемого топлив. Цетановое число топлив для дизелей можеа 72
быть в пределах от 35 до 60. Чем выше цетановое число, тем короче период задержки самовоспламенения дизельного топлива. Период задержки самовоспламенения — это время или угол поворота кривошипа от момента начала поступления топлива в цилиндр до момента самовоспламенения.
Октановое число характеризует антидетонационные свойства топлив для карбюраторных двигателей. Детонация вызывается повышенной скоростью распространения пламени в камере сгорания, что приводит к быстрому выходу двигателя из строя. Октановое число для бензинов находится в пределах 66—94. Чем выше октановое число, тем лучшими антидетонационными свойствами обладает топливо.
Перечисленные физико-химические свойства топлив определяются лабораторным путем в стационарных условиях и указываются в сопроводительных документах. Для непосредственного анализа топлива на судах применяются портативные переносные лаборатории, с помощью которых можно быстро определить основные характеристики топлива.
Вредные примеси в топливе. Вода считается вредной примесью в топливе, так как она понижает теплотворную способность нефтепродукта и способствует коррозии деталей камеры сгорания. При обводнении сернистого топлива отмечается быстрый выход из строя топливной аппаратуры.
Механические примеси топлива — это твердые инородные частицы (песок, окиси железа и т. п.), ухудшающие работу дизельной установки. Они засоряют фильтры, топливную аппаратуру и увеличивают отложения в трубопроводах.
Сера в топливе оказывает вредное влияние на работу двигателя. При высокой температуре сернистые соединения весьма агрессивны, что вызывает усиленную коррозию всех деталей, соприкасающихся с газообразными продуктами сгорания. В картерном пространстве сернистые соединения резко ухудшают качество смазочного масла. При работе двигателя на сернистом топливе отмечается повышенный износ топливной аппаратуры. Для снижения отрицательного влияния серы в топливо и в смазочные масла добавляют специальные присадки. Содержание серы в топливе для дизелей колеблется в пределах 0,2—3 %.
Рекомендации по выбору сорта топлива. При выборе сорта топлива большое значение имеют оптовые цены на него. Наиболее высокие цены установлены на дистиллятные дизельные топлива. Газотурбинное топливо, моторное и мазуты дешевле, их использование позволяет снизить расходы на топливо. Поэтому все мощные малооборотные двигатели работают на высоковязких и средневязких топливах и мазутах. Для большинства мощных среднеоборотных Двигателей используют газотурбинное и моторное топливо. Топливные системы для этих топлив должны иметь подогрев во всех емкостях, перед сепараторами, фильтрами, двигателем. Чтобы нейтрализовать вредное воздействие серы на износ деталей цилиндропорш-певой группы, применяют высокощелочные цилиндровые масла.
73
Отдел теплотехники промыслового флота дает следующие рекомендации по выбору топлива. Применение топлив иностранного производства допускается при условии их соответствия по назначению и маркам отечественного стандарта. При наличии на нефтебазе Топлива, не отвечающего требованиям и характеристикам стандартов, вопрос о его использовании должен согласовываться с отделом теплотехники. Особое внимание необходимо обращать на температуру вспышки, которая не должна быть ниже 60 °C и на температуру застывания, особенно при плавании в условиях низких температур воздуха и воды. Запрещается принимать топливо без паспорта, который выдается лабораторией нефтебазы на основании анализа данной партии топлива. Запрещается выдавать на суда средневязкие и высоковязкие топлива, если фактическое содержание воды превышает 2 % массы. Нефтебаза может выдавать топливную смесь по заданной вязкости с обязательной проверкой на стабильность.
Присадки к топливу. Для улучшения качества топлива в него добавляют различные присадки. Так, многофункциональная отечественная присадка ЛЗ-ЦНИИМФ-6 защищает топливную аппаратуру от коррозии, улучшает процесс сгорания, предотвращает образование асфальтосмолистых отложений в танках и теплообменниках. Хорошо зарекомендовали себя присадки Амероид «Марк IV», Перо-лин «687SD», Веком «Фот-SA», которые препятствуют образованию нагаров, снижают образование отложений в танках и препятствуют образованию ванадиевой коррозии выпускных клапанов.
К дизельному топливу добавляют антикоррозионные и анти-износные присадки НГ-203А и НГ-203Б в концентрации 0,05—0,1 % по массе (ГОСТ 12328—77).
Рост потребления нефтепродуктов, вызванный увеличением общей мощности стационарных и транспортных тепловых двигателей, вызвал значительное увеличение добычи нефти и истощение разведанных месторождений. Ученые в нашей стране, так же как и во всем мире, работают над созданием новых сортов топлива, позволяющих уменьшить потребление нефтепродуктов. Работы ведутся по следующим основным направлениям: сжигание в двигателях внутреннего сгорания водотопливных эмульсий (ВТЭ) и водотопливных суспензий (ВТС) g содержанием воды от 5 до 15 %; использование газового топлива — природного газа или полученного в газогенераторах при сжигании дров, углей или торфа; использование газовых конденсатов; создание жидкого синтетического топлива, полученного путем перегонки каменного угля или торфа.
§ 5.2, Смесеобразование в ДВС
Процесо сгорания топлива протекает в короткий промежуток времени: в малооборотных двигателях за 0,05—0,1 с, в высокооборотных за 0,003—0,01 с. Чтобы обеспечить полное сгорание топлива за такое время, необходимо приготовить горючую смесь, состоящую из мелкораспыленного жидкого топлива (в дизелях) 74
или паров топлива (в карбюраторных двигателях), перемешанных с воздухом.
Смесеобразованием называют приготовление горючей смеси для подготовки топлива к сжиганию его в двигателе. В дизелях на процесс приготовления горючей смеси отводится только 20—35° угла поворота кривошипа.
Для обеспечения высокого качества внутреннего смесеобразования топливо должно быть мелко распылено и равномерно распределено по всему объему камеры сгорания. Средний диаметр капель топлива 20—25 мкм. Камера сгорания должна иметь конфигурацию, соответствующую форме и дальнобойности факелов топлива.
Образование топливного факела — это процесс распиливания топлива и проникновения его в среду воздуха, заполняющего камеру сгорания. Он характеризуется тремя основными параметрами: дальнобойностью, углом конуса и размером капель топлива.
Рис. 5.1. Топливный факел
При однокамерном смесеобразовании топливо, вытекая из форсунки, образует струю, которая недалеко от сопла начинает распадаться на огромное число мелких капель от сопротивления сжатого воздуха и турбулентности движения топлива. Капельный туман образует факел в виде расходящегося конуса. Для лучшего использования воздуха капли должны проникать во все части камеры сгорания, но не касаться поверхности втулки, крышки и поршня. Капли, попадающие на стенки втулки, растворяют масляную пленку, плохо перемешиваются с воздухом и сгорают неполностью, образуя сажу и нагар.
Дальнобойность факела возрастает при увеличении диаметра сопловых отверстий форсунки, понижении давления воздуха в камере сгорания, повышении давления топлива в форсунке, а также при распыливании топлива с большей плотностью. Угол конуса топливного факела зависит от давления впрыска, давления среды, в которую впрыскивается топливо, размера и формы сопловых отверстий. Размер капель сокращается при уменьшении диаметра сопловых отверстий форсунки, повышении давления впрыска и увеличении противодавления (давления воздуха в камере сгорания).
Свободно развивающийся топливный факел (рис. 5.1) состоит из резко обозначенной стержневой части, в которой движется большая часть крупных капель, и оболочки, содержащей мелко распыленное топливо. Размер капель, скорость их движения и плотность распределения в объеме факела уменьшаются по мере удаления капель стержня к периферии факела.
По способу смесеобразования различают дизели: однокамерные с непосредственным впрыском топлива; предкамерные; вихрекамерные; с объемно-пленочным смесеобразованием.
75
76
Однокамерное смесеообразование. Двигатель имеет неразделенную камеру сгорания (рис. 5.2), конфигурация которой должна соответствовать количеству, направлению и дальнобойности факелов, простую геометрическую форму без «мертвых» зон, в которые не может проникнуть распыленное топливо, и минимальную поверхность охлаждения для уменьшения тепловых потерь.
Качественное распыливание топлива обеспечивается давлением впрыскивания от 20 до 100 МПа. Для равномерного распределения топлива форсунки имеют многодырчатые сопла, с количеством сопловых отверстий от трех до десяти (d0 — 0,15-?-0,45 мм).
Основные достоинства этой системы смесеобразования: простая конфигурация камеры сгорания, симметричная конструкция крышки
Рис. 5.3. Предкамеры и вихревые камеры сгорания
цилиндра, малая величина поверхности охлаждения камеры, обеспечивающая наибольшую экономичность и хорошие пусковые качества двигателя. Недостатки: высокое давление впрыска, усложняющее и удорожающее топливную аппаратуру; жесткие требования к качеству очистки топлива из-за малого диаметра сопловых отверстий многодырчатых форсунок (dc = 0,25ч-0,95 мм); значительные коэффициенты избытка воздуха (а = 1,7ч-2,0) для обеспечения качественного сжигания топлива.
На рис. 5.2 представлены типичные схемы камер сгорания. В зависимости от размещения основного заряда они могут быть разбиты на четыре группы: в поршне (/—5), в крышке (6—8), между поршнем и крышкой (11—15), между двумя поршнями в двигателях с противоположно движущимися поршнями (9—19).
Предкамерное смесеобразование. В крышке цилиндра, изображенной на рис. 5.3, а, размещается предкамера 3, объем которой составляет 20—40 % общего объема камеры сгорания. Предкамера соединена с основной камерой сгорания 4 каналами.
Во время сжатия воздух из цилиндра протекает в предкамеру, где создаются вихревые потоки. За 15—20° до ВМТ через форсунку 2 с одним сопловым отверстием топливо впрыскивается в предкамеру, самовоспламеняется и частично сгорает, так как для полного сгорания не хватает воздуха. Несгоревшее топливо вместе с горячими
77
продуктами сгорания выбрасывается в основную камеру. Благодаря большим скоростям истечения и интенсивному вихреобразованию топливо хорошо перемешивается с воздухом в основной камере, мелко распыливается и полностью сгорает.
Топливная аппаратура работает при сравнительно низких давлениях 10—15 МПа. Форсунки имеют одно сопловое отверстие диаметром 1—2 мм, поэтому предкамерные двигатели малочувствительны к качеству топлива, однако обладают повышенным удельным расходом топлива. Для облегчения запуска холодного двигателя применяют спирали накаливания 1.
в
Рис. 5.4. Камеры сгорания дизелей с пленочным смесеобразованием: а — камера сгорания фирмы МАН; б — камера сгорания, разработанная ЦНИДИ
Вихрекамерное смесеобразование. В крышке цилиндра (рис. 5.3, б) размещена сферическая вихревая камера 3, которая сообщается с основной камерой 4 каналом большого сечения, и спираль накаливания 1. Ось канала по отношению к поверхности вихревой камеры расположена тангенциально. Объем вихревой камеры составляет 50—80 % общего объема камеры сгорания.
Во время сжатия воздух, вытесняемый из цилиндра, поступает в вихревую камеру. Форма камеры и направление канала обеспечивают интенсивное вращательное движение воздуха. Топливо впрыскивается насосом под давлением 10—15 МПа через однодырчатую форсунку 2 (dc = 0,6-т-0,35 мм), хорошо перемешивается с воздухом и сгорает. При сгорании давление в вихревой камере повышается, и несгоревшее топливо вместе с горячими продуктами сгорания перетекает в основную камеру сжатия, создавая в ней вихревые потоки.
Хорошее смесеобразование позволяет снизить коэффициент избытка воздуха а до 1,4—1,3 при бездымном выпуске. Пониженное давление впрыска и применение однодырчатых форсунок упрощают и удешевляют топливную аппаратуру вихрекамерных двигателей.
Пленочное смесеобразование. Камера сгорания (рис. 5.4) расположена в головке поршня, диаметр камеры DK = (0,3-т-0,5) D. Камера непосредственно соединена о надпоршневым пространством. Головка поршня охлаждается маслом, поэтому температура ее наружной поверхности не превышает 200—400 °C.
78
Топливо впрыскивается под давлением около 15 МПа через многодырчатую форсунку, 95 % топлива попадает в виде тончайшего слоя на внутреннюю поверхность камеры, остальное распыли-вается в объеме камеры. Вначале происходит самовоспламенение распыленного топлива, затем от горящего факела воспламеняются пары топлива. Интенсивное перемешивание паров топлива с воздухом происходит за счет вихреобразования в камере. Вихреобразование создается установкой экрана на впускном клапане, направлением впускного канала в крышке, перетеканием воздуха из надпоршневого объема в камеру. Двигатели с пленочным смесеобразованием являются многотопливными, т. е. в них можно сжигать любое топливо! бензин, дизельное топливо, моторное топливо.
§ 5.3. Схемы топливных систем судовых дизелей
Топливная система судовых дизелей предназначена для приема топлива с берега и хранения его в цистернах основного запаса, перекачки топлива из одних емкостей в другие, подачи топлива в расходные цистерны, подачи топлива из расходных цистерн к главному двигателю, вспомогательным двигателям и вспомогательному парогенератору.
Прежде чем попасть в рабочие цилиндры двигателя, топливо должно пройти подготовку, которая обеспечит надежную и экономичную работу двигателей. Необходимо отделить воду, которая часто содержится в топливе, очистить топливо от механических примесей, а при сжигании тяжелого топлива подогреть его, чтобы облегчить перекачку по трубопроводам и снизить вязкость до заданного значения перед поступлением топлива к форсункам. Для этих целей топливная система должна иметь топливные цистерны основного запаса, расходные топливные цистерны, топливоперекачивающие и топливоподкачивающие насосы, топливные насосы высокого давления и форсунки, сепараторы для отделения воды и механических примесей, фильтры грубой и тонкой очистки, теплообменники для подогрева топлива перед форсунками, грязевые, сточные и другие емкости для сбора отходов сепарирования, сточного и переливного топлива.
При использовании дизельного топлива система проще, чем при работе на тяжелом топливе. Дизельное топливо не нуждается в подогреве, и его легче очистить.
Цистерны основного запаса подразделяют на бортовые и между-Донные. По Правилам Регистра СССР аварийный запас топлива не менее чем на 48 ходовых часов должен храниться вне между-Донного пространства.
Каждая цистерна должна иметь горловину для возможности ее очистки и осмотра, вентиляционную трубку, выходящую на палубу, Для удаления паров топлива, устройство для замера уровня топлива, ентиляционная трубка над палубой изогнута и закрыта медной еткой, которая должна предотвратить загрязнение топлива в ци-
79
стерне и воспламенение паров топлива от случайного пламени. К цистерне присоединяют приемные и наполнительные трубы.
На современных судах вентиляционные трубы от всех цистерн присоединяются к общей трубе, которая имеет выходное отверстие, расположенное высоко над палубой. Вентиляционные трубы соединяются посредством сливных труб со специальным танком, расположенным в междудонном пространстве. Сливные трубы оборудованы фонарями со смотровыми стеклами. Приборы звуковой и световой сигнализации автоматически включаются в случае перелива топлива из переполненной цистерны в переливной танк. При такой Системе исключается возможность попадания топлива через вентиляционные трубы на палубу во время приемки топлива.
Для определения количества топлива, находящегося в цистерне, замеряют его уровень и по специальным таблицам находят объем; умножив его на плотность, рассчитывают массу топлива, находящегося в цистерне. Уровень топлива измеряют через специальное Отверстие измерительными линейками, поплавковыми указателями или специальными приборами дистанционного измерения уровня.
Расходные цистерны располагают на верхних площадках машинного отделения. Запас топлива в этих цистернах должен обеспечить работу главных двигателей в течение 8 ч. Расходная цистерна 3 (см. рис. 5.6) снабжена измерителем уровня, который выполняют в виде стеклянной трубки или поплавка с наружным указателем. В случае использования тяжелого топлива в цистерне имеется змеевик для подогрева. В цистерне должны быть также вентиляционная трубка, выходящая на палубу, труба для перелива топлива в одну из цистерн основного запаса на случай переполнения цистерны, кран для спуска воды, трубопровод для пополнения цистерны и горловина для осмотра и очистки.
На рис. 5.5 изображена принципиальная схема приема и перекачки топлива для цистерн, расположенных по правому борту. Для приема и хранения тяжелого топлива используются между-донные цистерны 8 и диптанк 5. Несудовые насосы (береговые или бункеровщика) подают топливо к приемным патрубкам 1, расположенным на палубе, откуда оно самотеком через фильтр 2 поступает в цистерны запаса 8 или в диптанк. Топливоперекачивающий насос 6 может принять топливо через фильтр 7 из цистерн запаса правого борта и перекачать его в диптанк 5, отстойную цистерну 3 или в любую цистерну левого борта, а также выдать его на палубу (в несудовые емкости). В случае переполнения одной из цистерн топливо по переливной трубе со смотровым окном 4 перепускается в цистерну перелива 9, откуда насос может откачать его в диптанк. Второй топливоперекачивающий насос (на рисунке не показан) может принять топливо из цистерн левого борта и перекачать его на палубу или в цистерны правого борта.
Топливная система главного двигателя, работающего на тяжелом топливе (рис. 5.6), имеет две расходные цистерны 3 тяжелого топлива, две расходные цистерны 2 маловязкого топлива для пуска двигателя и работы при маневрировании и смесительную цистерну 4, 80
из которой топливоподкачивающие насосы 13 подают топливо к насосам высокого давления 11 двигателя, топливоперекачивающие насосы 18 принимают топливо через фильтр 17 из цистерн запаса 16 и подают его в одну из отстойных цистерг 19. Очистка топлива перед подачей его в расходную цистерну осуществляется двумя сепараторами 21, приемные насосы которых подают топливо к сепаратору через подогреватель 20. Отсепарированное топливо поступает в цистерны 3, откуда самотеком через трехходовой кран 7 и расходомер 6 идет в смесительную цистерну 4, воздушная трубка которой имеет
Рис. 5.5. Принципиальная схема приема и перекачки топлива
газовую ловушку 1. При пуске и маневрировании двигателя в цистерну 4 поступает маловязкое топливо из расходных цистерн 2. Топливоподкачивающие насосы 13 принимают топливо из цистерны 4 через фильтр грубой очистки 12 и подают его через подогреватели 14 и фильтр тонкой очистки 8 к насосам высокого давления 11, которые по трубке 5 подают его к форсункам. Автоматический регулятор вязкости 15 поддерживает заданную вязкость, изменяя количество пара, поступающего к подогревателям 14, клапан постоянного давления 10 поддерживает в магистрали за насосами давление 0,4— 0,7 МПа, что позволяет избежать образования газовоздушных пузырьков перед насосами высокого давления. Через магистраль 9 осуществляется рециркуляция топлива перед пуском двигателя для Удаления воздушных и газовых пузырей и прогревания всей системы. Перед остановкой двигателя, так же как и при пуске, двигатель переводят на работу на маловязком топливе. Это делают для промывания и заполнения системы маловязким топливом, исключа-
Щим застывание топлива в трубах при остановке двигателя на 81
длительное время. Цистерна 4 позволяет осуществить постепенный переход с подогретого до 60—80 °C высоковязкого топлива на работу на маловязком топливе, которое используется без подогрева и тем самым избежать заклинивания плунжеров топливных насосов.
Рис. 5.6. Принципиальная схема топливной системы при работе на тяжелом топливе
§ 5.4. Устройство для очистки и подогрева топлива
В топливе, принятом на судно, всегда содержится некоторое количество механических примесей и воды. Механические примеси могут состоять из песка, глины, частиц металла. Их называют примесями абразивного типа. Частицы пакли или ветоши относят к примесям волокнистого типа. Абразивные частицы, попадая между трущимися деталями двигателя, вызывают их интенсивный износ. Особенно опасны абразивные частицы для топливной аппаратуры.
Плунжерные пары топливных насосов и иглы форсунок работают с малыми зазорами (4—6 мкм). Твердые частицы в зазоре между прецизионными парами вызывают зависание игл и плунжеров, их быстрый износ, засорение и ускоренный износ сопловых отверстий форсунок. Волокнистые примеси засоряют фильтры, попадают под клапаны, нарушая их плотность.
82
Вода снижает теплоту сгорания топлива. При попадании в то-пливо забортной воды возрастает интенсивность электрохимической коррозии, которая служит одной из причин преждевременного износа топливной аппаратуры. Примесь воды в топливе является грубым нарушением правил технической эксплуатации. При большом содержании воды в топливе двигатель начинает работать с перебоями.
Отстой и фильтрация. Прежде чем подать топливо к форсункам, его необходимо очистить от механических примесей и воды, что достигается путем отстоя, фильтрации и сепарации топлива.
Отстой производится в специальных отстойных цистернах 3 (см. рис. 5.5). Удаление механических частиц из топлива и отделение воды происходит за счет разности плотности топлива, воды и механических примесей. Вода и механические примеси, как наиболее тяжелые, опускаются вниз и удаляются через спускные краны, расположенные в нижней части цистерны. Скорость выпадания частиц и отделения воды повышается с увеличением разности плотностей топлива и воды или механических частиц и с уменьшением вязкости топлива. В судовых условиях во время качки эффективность отстоя резко снижается. В то же время отстойные цистерны усложняют систему топливоподготовки, занимают большой объем, во много раз превышающий габариты сепараторов и фильтров. Отстойных цистерн должно быть две, емкость каждой из них не менее полуторасуточного расхода топлива. При работе на тяжелом топливе они имеют паровой подогрев.
Фильтрация топлива от механических примесей осуществляется в фильтрах грубой и тонкой очистки. Фильтры грубой очистки устанавливают между топливоперекачивающими насосами и отстойными и расходными цистернами, они задерживают частицы размером 25— 50 мкм. Фильтры тонкой очистки устанавливают перед топливными насосами высокого давления и перед форсунками, они задерживают частицы до 4—10 мкм.
По конструкции фильтры разделяют на поверхностные, щелевые и объемные. Фильтрующим элементом в фильтрах поверхностного типа служат стальные, медные и латунные сетки с диаметром проволоки 0,03—0,15 мм и числом отверстий 450—16 000 на одном квадратном сантиметре или ткани различной плотности. В щелевых фильтрах топливо проходит через щель между пластинами фильтрующего элемента. В объемных фильтрах фильтрующие элементы изготовляют из войлока, фетра, бумаги. В этих фильтрах весь материал используется для удаления механических примесей из топлива. Поверхностные и щелевые фильтры предназначены для грубой очистки, объемные — для тонкой очистки. Для лучшей очистки топлива и масла от металлических включений в последнее время используют дополнительно магнитные фильтры.
На рис. 5.7 показан пластинчато-щелевой фильтр грубой очистки. й корпусе фильтра установлен фильтрующий элемент, состоящий из набора фильтрующих пластин 4, собранных на стержне квадратного сечения 7. Пластины-скребки 6, насаженные на неподвижный стержень /, равны по толщине дистанционной пластине 5. Топливо входит
83
в корпус фильтра снаружи фильтрующего элемента, проходит через щели между пластинами и по каналам внутри пластин поднимается вверх.
При засорении фильтра поворачивают маховиком 3 фильтрующий элемент, неподвижные пластины-скребки 6 очищают щели от механических частиц, задержанных фильтром. Если очистка щелей произведена несвоевременно, то давление топлива в корпусе фильтра повысится, шариковый клапан 2 поднимется и перепустит топливо в отливной канал фильтра.
Рис. 5.7. Пластинчато-щелевой фильтр грубой очистки
На рис. 5.8 показаны щелевой 7 и войлочный 2 фильтры, установленные в одном корпусе. Путь топлива показан стрелками. Фетровые пластины 3 собраны на сетчатом каркасе 5. Снизу пластины поджимают пружиной 4. Пробки 6 служат для удаления грязи, осевшей на дне фильтра; игольчатый клапан 1 — для выпуска воздуха из корпуса фильтра.
Наиболее качественный вид очистки топлива — сепарирование, с помощью которого удается отделять частицы размером до 7— 12 мкм. Сепараторы топлива обычно центробежные, имеют электрический привод и могут очищать топливо во время работы или стоянки обслуживаемого дизеля. Конструкция сепараторов рассмотрена в гл. 6.
Подогрев топлива. Тяжелое топливо (моторные ДТ и ДМ) при сжигании необходимо подогревать, чтобы снизить его вязкость. 84
Отечественные топлива типа ДТ рекомендуется подогревать до следующих температур: в междудонных цистернах до 35—40 °C, в отстойных цистернах и фильтрах до 50—60 °C, перед форсунками до 60 65 С. Во всех случаях температура подогрева в открытых цистернах, сообщающихся с атмосферой, должна быть ниже температуры вспышки данного топлива не меньше чем на 15 °C.
Рис. 5.8. Щелевой и войлочный фильтры тонкой очистки
Для подогрева топлива можно использовать пар, горячую воду или электроподогрев. Обычно в цистернах применяется паровой подогрев, перед сепараторами и насосами — электроподогрев. Оптимальное давление греющего пара 0,2—0,3 МПа.
§ 5.5. Топливные насосы высокого давления (ТНВД)
Назначение ТНВД — впрыск топлива непосредственно в цилиндр двигателя. При этом они должны создавать необходимое давление Для качественного распиливания топлива, дозировать и регулировать цикловую подачу топлива в зависимости от режима работы двигателя.
Топливные насосы, установленные на одном двигателе, должны подавать одинаковое количество топлива. Неравномерность цикловых подач по отдельным цилиндрам допускается не более 5—7 % на режиме полного хода. На малых ходах судна цикловая подача Уменьшается в 7—10 раз.
85
Топливные насосы высокого давления бескомпрессорных дизелей классифицируют по следующим признакам:
— по роду привода — с механическим приводом от кулачковой шайбы распределительного вала, с приводом от газового толкателя и с пружинным приводом;
— по способу регулирования количества подаваемого топлива с регулированием посредством клапанов или плунжера-золотника*
— по конструкции — блочного типа и выполненные отдельно для каждого цилиндра;
— по способу регулирования цикловой подачи — с регулированием начала подачи, с регулированием конца подачи, с регулиро-ванием начала и конца подачи одновременно.
Принцип действия ТНВД и способы регулирования цикловой подачи топлива. ТНВД осуществляет подачу топлива в цилиндр только на определенной части хода плунжера. На остальной части топливо через специальное устройство перепускается в приемную полость насоса. Ход плунжера, в течение которого происходит подача топлива к форсунке, называют активным ходом. Устройство, перепускающее топливо в приемную полость насоса, называют отсечным. В клапанных насосах для перепуска топлива устанавливают отсечной и перепускной клапан. В насосах золотникового типа перепускное окно находится во втулке и открывается отсечной кромкой плунжера-золотника.
Все ТНВД начинают подавать топливо в цилиндр до ВМТ. Угол поворота кривошипа (отсчитанный от ВМТ), при котором начинается впрыск, называют углом опережения подачи топлива. В цилиндре топливо воспламеняется не сразу, а с некоторой задержкой, называемой периодом задержки самовоспламенения. Длительность этого периода в дизелях составляет 0,001—0,01 с. Оптимальный угол опережения подачи топлива зависит от частоты вращения двигателя. В высокооборотных двигателях он равен 20—30° угла ПКВ, а в малооборотных 4—8° угла ПКВ.
Конструкции ТНВД позволяют регулировать количество подаваемого топлива как изменением момента начала подачи, так и изменением момента конца подачи. В некоторых ТНВД моменты начала и конца подачи могут изменяться одновременно. В ТНВД с регулированием начала подачи при изменении количества подаваемого топлива автоматически изменяется угол опережения подачи топлива. В ТНВД с регулированием конца подачи при изменении цикловой подачи gj} угол опережения впрыска топлива не изменяется.
В высокооборотных и среднеоборотных двигателях, работающих на винт, ТНВД с регулированием начала подачи обеспечивает мягкую работу на всех режимах за счет автоматического уменьшения угла опережения подачи топлива при уменьшении частоты вращения.
В малооборотных двигателях, работающих с малым углом опережения подачи топлива, на режимах малого и среднего хода насосы с регулированием количества подаваемого топлива за счет изменения начала подачи, начинают подавать топливо за ВМТ, что приводит к снижению экономичности цикла. В конце подачи скорость плун-86
Рис. 5.9. Диаграмма фаз топливопо-дачи при различных способах регулирования ТНВД: а — за счет изменения начала подачи; б—за счет изменения конца подачи; в — за счет одновременного изменения начала и конца подачи
„а близка к нулю, поэтому конец впрыска получается вялый, Ухудшается распиливание топлива. Диаграммы фаз топливоподачи пои различных способах регулирования ТНВД показаны на рис. 5.9.
Для дизель-генераторов, работающих с постоянной частотой вращения, наиболее пригодны ТНВД с регулированием конца подачи, у которых угол опережения впрыска топлива остается постоянным на всех режимах.
Рассмотрим работу топливного насоса клапанного типа с регулированием начала подачи (рис. 5.10). Основные элементы ТНВД следующие: плунжер 12 с возвратной пружиной 11, толкателем 10 и роликом 9, всасывающий 21 (он же перепускной), нагнетательный 18 и предохранительный 15 клапаны с пружинами 17, 14 (13 — перепускное отверстие); механизм регулирования цикловой подачи, состоящий из клапана 21 с пружиной 19, составного толкателя 22, 24, 25, двуплечего рычага 26, опирающегося на эксцентричную ось 27. Шток клапана 21 и толкатель жесткой связи между собой не имеют и находятся в контакте за счет действия пружин 19 и 23.
ТНВД приводится в действие от кулачковой шайбы 6, которая смонтирована на втулке3. Втулка 3 фиксируется на распределительном валу 1 шпонкой 2 и штифтом 7. Шайба 6 зажимается между конусами 8 втулки 3 и гайки 5. Гайка фиксируется стопором 4.
Когда ролик толкателя 9 стоит на цилиндрической части кулачковой шайбы, плунжер находится в НМТ, и перепускной клапан 21 открыт под действием рычага 26. При набегании кулачковой шайбы на ролик толкателя плунжер начинает подниматься, совершая нагнетательный ход. Однако топливо в начале хода к форсунке подаваться пс будет. Оно будет перепускаться через клапан 21 во всасывающую полость.
Активный ход плунжера начинается с момента посадки перепускного клапана 21 на гнездо. Это произойдет тогда, когда правый конец рычага 26, опускаясь, перестанет нажимать на толкатель 25 и Даст возможность клапану сесть на место. С этого момента топливо Удет сжиматься в рабочей полости насоса, откроет нагнетательный лапан 18 и по трубопроводу 16 поступит к форсунке. Подача то-
87
плива будет продолжаться до выхода ролика на вершину кулацко» вой шайбы. Следовательно, активный ход плунжера в этих ТНВд происходит от момента посадки перепускного клапана на гнездо до прихода плунжера ТНВД в ВМТ.
Наполнение рабочей полости ТНВД топливом происходит при движении плунжера вниз, под действием пружины //, когда ролик скатывается с кулачка. В начале всасывающего хода клапан 21 откроется давлением топлива, поступающего из магистрали 20, так как в начале хода между штоком клапана 21 и толкателем 22
Рис. 5.10. Схема топливного насоса высокого давления с регулированием начала подачи топлива
есть зазор 6. При дальнейшем опускании плунжера зазор исчезнет и толкатель будет поддерживать клапан в верхнем положении. Таким образом, вначале клапан 21 работает как автоматический, а затем как управляемый. Количество топлива, подаваемое насосом за одну подачу, зависит от продолжительности активного хода плунжера. Чем раньше сядет на гнездо клапан 21, тем больше будет активный ход плунжера, тем больше топлива будет подано в цилиндр.
Если необходимо с поста управления изменить производительность всех насосов одновременно, то рукояткой управления топливом с помощью общей тяги управления проворачивают эксцентрик 27. При этом будет подниматься или опускаться правый конец рычага 26 88
и изменяться момент посадки клапана 21 на гнездо. При необходимости изменить производительность одного насоса изменяют длину толкателя 25 с помощью регулировочного винта 24. При удлинении толкателя клапан 21 садится на гнездо позже, полезный ход плунжера уменьшается, следовательно, уменьшается и цикловая подача топлива. При более поздней подаче автоматически уменьшается угол опережения. При необходимости изменить только угол опережения подачи топлива, без изменения цикловой подачи gix, поворачивают кулачковую шайбу. Если повернуть кулачковую шайбу на валу в сторону вращения вала, то угол опережения увеличится, так как кулачок раньше набежит на ролик толкателя ТНВД. Для уменьшения угла опережения подачи топлива кулачковую шайбу надо повернуть против хода.
На графике (см. рис. 5.10) кривая 1—5 изображает изменение хода плунжера ТНВД в зависимости от угла поворота коленчатого вала. В процессе регулирования gn ее начало может соответствовать точкам 2, 3, 4, а конец не изменяется и всегда находится в точке 5. Полный ход плунжера равен высоте ординаты 5—6\ полезный ход плунжера при различных подачах соответственно равен высоте ординат hai, ha3, hai’, ф2> Фз» Фа — углы опережения подачи топлива при различных ф — угол ПКВ, в течение которого подается топливо.
Кривая Г—5' показывает изменение скорости плунжера спл в зависимости от угла ПКВ. Начало подачи (точки 2’, 3’, 4') происходит при достаточной скорости плунжера, в конце подачи (точка 5') она равна нулю, что снижает качество распыливания. По приведенной схеме работают ТНВД двигателей фирмы «Зульцер» и двигателей завода «Русский дизель».
Конструктивные особенности ТНВД двигателей завода «Русский дизель» (рис. 5.11). ТНВД имеет корпус насоса 6, к которому гайкой 5 крепится втулка плунжера 3. Плунжер 4 откован вместе с тарелкой возвратной пружины. Втулка и плунжер являются прецизионной парой, работающей с зазором 6—8 мкм. Прецизионными парами являются также клапаны насоса и их корпуса — всасывающий 11, нагнетательный 8 и предохранительный 7. Пробка 9 закрывает технологическое отверстие, которое служит для выемки клапана при разборке. Заглушка 10 под пробкой обеспечивает герметичность отверстия при высоких давлениях впрыска (60—80 МПа). Хвостовик с резьбой, выточенный вместе с заглушкой, служит для крепления съемника заглушки при ее выпрессовке. Составной толкатель 12 всасывающего клапана имеет регулировочный винт 13 Для регулирования производительности отдельных ТНВД, положение которого фиксируется контргайкой 14. В корпусе толкателя насоса 15 располагается толкатель 2 с роликом 1 и эксцентриковый валик 17 отсечного рычага 16, связанный с общей тягой ТНВД, С помощью которой изменяют производительность всех ТНВД одновременно, если требуется изменить частоту вращения у двигателя, работающего на винт, или обеспечить постоянную частоту вращения при изменении нагрузки у дизель-генератора.
89
Рис. 5.11. Топливный насос клапанного типа с регулированием начала подачи топлива двигателей завода «Русский дизель»
90
9
8
7
6
5
И
3
10
К
К>
1в
нпн
км
11 1Z
-/7
19
8аоя качания . регулирующем ycmpQOSfiifa
Рис. 5.12. Топливный насос клапанного типа с комбинированным регулированием подачи топлива двигателя фирмы «Зульцер> МН-42
1 — кулачковая шайба; 2 — ролик толкателя; 3 — толкатель; 4 — корпус привода насоса; 5, 9, 11, 14 — пружины; 6 — плунжер, 7 — втулка; 8 — нагнетательный клапан; 10 — пробка, 12 — всасывающий клапан; 13 —• отсечной клапан; 15 — болт регулировочный; 16 —» конТргайка; 17 -— шпиндель толкателя клапана; 18 — Р ’ма1 регулировочный; 19 — эксцентриковый валик
91
ТНВД клапанного типа с регулированием подачи топлива за счет изменения начала и конца подачи (рис. 5.12). ТНВД такого типа применяется на двигателях фирмы «Зульцер» МН-42. Он отличается от ТНВД двигателей ДР30/50 наличием двух клапанов всасывающего 12 и отсечного 13, которые приводятся в действие от рычага 18. Толкатели клапанов располагаются по обе стороны от оси качания рычага, поэтому при положении ролика 2 толкателя 3 на цилиндрической части кулачковой шайбы правый конец рычага находится в верхнем положении и через открытый всасывающий клапан 12 продолжается заполнение топливом надплунжерного пространства насоса. Клапан 13 в это время закрыт. При набегании кулачковой шайбы на ролик 2 толкателя, правый конец рычага 18 начнет опускаться и пружина 11 опускает клапан 12. Подача топлива начнется в момент посадки клапана 12 на гнездо. По мере подъема плунжера 6 и поворота рычага 18 будет уменьшаться зазор между шпинделем 17 и штоком клапана 13. В момент открытия отсечного клапана 13 прекратится подача топлива, и оно из надплунжерного пространства станет перетекать в отсечную полость насоса. В момент отсечки топлива скорость плунжера достаточно высокая, что обеспечивает хорошее распыливание топлива и в конце впрыска.
Угол опережения подачи регулируют поворотом кулачковой шайбы: по ходу — угол увеличивают, а против хода — уменьшают. Цикловую подачу у всех насосов изменяют поворотом эксцентрикового валика 19. Поворот осуществляется с поста управления рукояткой управления топливоподачей или регулятором частоты вращения коленчатого вала. Если при повороте эксцентрикового валика рычаг 18 поднимается, то цикловая подача уменьшается за счет более поздней посадки на гнездо клапана 12 и более раннего открытия клапана 13. Угол опережения подачи топлива при этом уменьшается. Регулировочным винтом 15 можно регулировать gn одного насоса с одновременным изменением угла опережения. Такой же регулировочный винт толкателя клапана 13 позволяет изменять ga за счет изменения конца подачи.
Топливные насосы золотникового типа. Золотниковыми называют такие ТНВД, у которых регулирование цикловой подачи осуществляется с помощью плунжера-золотника. На рис. 5.13 показана типовая схема насоса золотникового типа с регулированием по концу подачи. Такие ТНВД установлены на двигателях фирмы MAH KZ 70/120.
Основные элементы насоса: плунжер 27 с возвратной пружиной 7, втулка плунжера 22, толкатель 3 с роликом 2, нагнетательный клапан 20 с пружиной 19. Клапан 20 помещается в корпусе 16, седло клапана притерто по торцу втулки 22, штуцер 17 прижимает седло клапана и корпус к торцу втулки.
Для регулирования цикловой подачи на наружной поверхности плунжера в верхней части отфрезерованы две наклонные канавки 25. Осевым и радиальными сверлениями винтовые канавки соединены с надплунжерным пространством. Одна из канавок — рабочая 25, вторая 26 в регулировании цикловой подачи участия не принимает, 92
Рис. 5.13. Схема топливного насоса золотникового типа
1 — кулачковая шайба; 2 — ролик толкателя; 3 — толкатель; 4 — корпус толкателя; 5 — тарелка пружины; 6 — пятка пружины; 7 — пружина; 8 — нижиий корпус насоса; 9 — поворотная втулка; 10 — зубчатая рейка; 11 — стопорный болт; 12 — плунжерное пространство; 13 — канал подвода топлива; 14 — окно во втулке; 15 — гнездо клапана; 16 — корпус клапана; 17 — штуцер; 18 — трубка высокого давления; 19 — пружина клапана; 20 — нагнетательный клапан; 21 — корпус насоса; 22 — втулка плунжера; 23 — впускное окно; 24 — пробка; 25, 26 — винтовые канавки; 27 — плунжер; 28 — крестовина плунжера; 29 — отверстие в рычаге для ручной прокачки; 30 — ось рычага; 31 — рычаг для ручной прокачки; 32 — распределительный вал; 33 — шпонка; 34 — нижняя половина кулачковой шайбы; 35 — шпилька; 36 — верхняя половина кулачковой шайбы; 37 — сухарь; 38 — кулачковая шайбв переднего хода; 39 кулачковая шайба заднего хода
93
а служит для разгрузки плунжера от боковых усилий. Заполнение надплунжерного пространства происходит через окно 23 во втулке. При регулировании gu необходимо поворачивать плунжер. Механизм поворота плунжера состоит из рейки 10, связанной с тягой управления топливом, и поворотной втулки 9 с зубчатым венцом, который входит в зацепление с зубчатой рейкой. Вырезы в нижней части поворотной втулки служат для соединения с поперечиной плунжера. Плунжер приводится в действие от кулачковой шайбы 1, закрепленной на распределительном валу 32.
На рис. 5.13 кривая а5 показывает ход плунжера ТНВД. Начало подачи насоса всегда происходит в точке 1, конец подачи — в точках 2, 3, 4. Полезные ходы плунжера при различных £ц равны ha2, ha3, hai. Полный ход плунжера hnn равен высоте ординаты 5—6\ (р — угол опережения подачи топлива. Кривая а—2'—3'—4'—5'
Рис. 5.14. Схема плунжеров топливных насосов золотникового типа: а — с регулированием по концу подачи; б — с регулированием по началу подачи; в — со смешанным регулированием
показывает изменение скорости плунжера. Точка Г соответствует началу подачи топлива, точки 2', 3', 4' — концу подачи. Очевидно, вся порция топлива подается насосом при достаточно высоких скоростях плунжера, что обеспечивает хорошее распыливание топлива.
В начале нагнетательного хода плунжера окно во втулке открыто, топливо перепускается в приемное пространство насоса. Начало подачи топлива к форсунке наступит в тот момент, когда торец плунжера совпадает с верхней кромкой окна 23, а конец подачи, когда верхняя кромка винтовой канавки совпадает с нижней кромкой окна 23. Тогда топливо из надплунжерного пространства через осевое и радиальное сверления и винтовую канавку будет протекать в приемное пространство насоса. Поворачивая плунжер, можно изменить полезный ход плунжера ha, который равен расстоянию от верхней кромки винтовой канавки, расположенной напротив окна, до нижней кромки окна. Если плунжер повернуть так, чтобы верхнее радиальное сверление стало напротив окна 23, то перепуск топлива будет продолжаться в течение всего хода плунжера, и топливо к форсунке подаваться не будет. В такое положение плунжер должен устанавливаться тогда, когда рукоятку управления топливом ставят в положение «Стоп».
В ТНВД золотникового типа регулирование gn можно осуществлять по концу подачи, по началу подачи и по началу и концу подачи одновременно. Способ регулирования зависит от расположения отсечных кромок на плунжере.
На рис. 5.14 показаны плунжеры ТНВД.
Регулирование количества топлива за счет изменения конца подачи осуществляется у насосов двигателей фирмы «Бурмейстер
94
Рис. 5.15. Топливный насос высокого давления двигателей БМЗ и фирмы «Бурмейстер и Вайн*
/ — форсуночные трубки; 2 — корпус головки насоса; 3 — тонкостенная втулка; 4 — поводок поворотной втулки; 5 — плунжер; 6 — поворотная втулка; 7 — ползунок для соединения о поворотной втулкой} 8, 9 — возвратные пружины толкателя; 10 — толкатель; 11 =• ролик толкателя; 12 — кулачковая шайба; 13 — вал топливных насосов; 14 —» трубка для подвода топлива; 15 — окна для перепуска топлива нз приемных полостей насоса в расходную цистерну; 16 — окна для наполнения и отсечки; 17 — окна для предварительной отсечки
95
и Вайн» (рис. 5.15). Насос подает топливо одновременно к двум форсункам, установленным в крышке каждого рабочего цилиндра.
В головку корпуса насоса запрессована тонкостенная стальная втулка 3. Для разгрузки от боковых усилий плунжер имеет две винтовые регулировочные кромки, расположенные симметрично под углом 180°. Кулачковая шайба симметричная, состоит из двух половин. Ролик толкателя установлен на двойных игольчатых подшипниках. Непрерывный контакт между роликом и кулачковой шайбой обеспечивается двумя пружинами — одна из них с правой, а другая с левой навивкой. Всасывающая полость насоса сообщается с магистралью охлаждения форсунок двумя небольшими каналами, что способствует удалению воздуха из топлива.
При нисходящем ходе плунжера 5 топливо из приемной полости насоса через верхние окна 16 во втулке, радиальное и осевое сверления в плунжере поступает в надплунжерное пространство. В начале восходящего хода топливо через верхние окна вытесняется в приемную полость насоса. Начало подачи топлива к двум форсункам, установленным в крышке цилиндра, совпадает с моментом, когда торец плунжера перекроет окна 16, а конец подачи, — когда отсечные кромки плунжера откроют добавочные маленькие окна 17, через которые топливо из надплунжерного пространства будет уходить в приемную полость насоса. При дальнейшем движении плунжера топливо перетекает в приемную полость насоса через верхние окна.
Добавочные окна — небольшого размера, они служат для уменьшения износа частей насоса от гидравлического удара струи топлива в момент открытия кромкой плунжера верхних окон. Давление топлива во время нагнетания около 60 МПа; в момент открытия окон 16 топливо с большой скоростью будет вытекать в приемную полость насоса. Поверхности ТНВД, воспринимающие гидравлический удар, будут разрушаться от эрозии. Добавочные окна позволяют уменьшить давление в надплунжерном пространстве к моменту открытия верхних окон и понизить энергию удара струи топлива.
Изменение цикловой подачи у всех насосов одновременно производится за счет перемещения общей тяги управления, которая через поводок 4 и поворотную втулку 6 поворачивает плунжеры всех ТНВД. При индивидуальном регулировании поворачивают плунжер насоса, изменяя длину талрепного поводка. Регулирование угла опережения подачи топлива осуществляют поворотом кулачковой шайбы 12, сидящей на валу 13.
Золотниковые ТНВД для высокооборотных двигателей выполняют блочного типа. Отдельные насосные элементы устанавливают в одном корпусе. По конструкции ТНВД золотникового типа проще, чем клапанные. Наличие только одного нагнетательного клапана делает их надежными в эксплуатации. К недостаткам ТНВД золотникового типа следует отнести меньшую равномерность подачи топлива по цилиндрам на режимах, отличных от номинального. Это объясняется тем, что при малейшей неточности в обработке винтовой 96
отсечной кромки плунжеров их активный ход при повороте на одинаковый угол будет различным.
Износы и повреждения ТНВД. Износу подвергаются плунжерные пары, клапаны насосов, стенки отсечных каналов. Причины износа — истирание трущихся поверхностей, абразивный износ, вызванный попаданием механических частиц в рабочий зазор пары, коррозионный износ от действия сернистых соединений и морской воды, гидроэрозия и кавитация.
Местный износ проявляется в виде истирания отдельных участков поверхностей плунжерной пары, почернения и сыпи на рабочих поверхностях. Значительный износ сопровождается выкрашиванием отсечных кромок плунжеров ТНВД золотникового типа. В результате всех видов износа нарушается плотность плунжерных пар и клапанов, увеличивается неравномерность цикловых подач ТНВД, установленных на двигателе, что приводит к неравномерной нагрузке рабочих цилиндров.
§ 5.6. Форсунки
Форсунки предназначены для непосредственного впрыскивания топлива в рабочий цилиндр. Они должны обеспечить тонкое рас-пыливание топлива. Форма и дальнобойность топливного факела должны соответствовать конфигурации камеры сгорания.
В современных судовых дизелях применяют форсунки только закрытого типа, у которых канал, подводящий топливо к сопловым отверстиям, перекрыт запорной иглой. Игла прижимается к гнезду пружиной и открывается давлением топлива, поступающего из ТНВД. Открытые форсунки запорной иглы не имели Несмотря на простоту конструкции, форсунки открытого типа распространения не получили из-за подтекания топлива после окончания впрыска.
Форсунки закрытого типа (рис 5.16) имеют следующие общие элементы: корпус 4, к котором} сниз} накидной гайкой 3 крепится распылитель 1, нажимное устройстве 5, 7, регулировочное устройство 9, 8, топливоподающий и топливоотводящий каналы.
Распылитель 1 имеет иглу 2 и сопловый наконечник 19. По конструкции различают форсунки с цельным распылителем и те, у которых сопловый наконечник съемный.
Нажимное устройство состоит из штока 5 и сильной нажимной пружины 7. Регулировочное устройство служит для изменения натяга пружины и состоит из регулировочного болта 9, ввернутого в пробку 8 и упирающегося в верхнюю тарелку 17 пружины 7. Положение регулировочного болта фиксируется контргайкой 10. Сверху устанавливается колпак 11.
Топливоподающий канал 6 находится в корпусе 4 форсунки и в распылителе 1, топливоотводящий канал 15 — между иглой и направляющей. Топливо от ТНВД через щелевой фильтр 16 и канал 6 поступает в полость 18, давит на верхний конус иглы, преодолевает натяжение пружины и отжимает иглу вверх. Игла поднимается, и топливо через сопловые отверстия 20 впрыскивается
47
11
Рис. 5.16. Форсунка закрытого типа
10
9
в
16
15
7
6
5
- 4
12
13
18
19
20
в камеру сгорания. В момент прекращения подачи топлива давление в полости 18 упадет и пружина посадит иглу на гнездо.
Регулирование натяжения пружины осуществляют на специальном испытательном стенде. Форсунку прокачивают топливом с помощью ручного насоса и по манометру определяют давление, при котором открывается игла. Болтом 9 регулируют силу натяжения пружины. Давление, при котором открывается игла, указывается в формуляре двигателя. Для контроля за работой иглы служат кнопка 12 с пружиной 13 и штифт 14.
Наиболее важный элемент форсунки — распылитель (рис. 5.17). В двигателях с однокамерным смесеобразованием применяют многодырчатые распылители с числом сопловых отверстий от трех до двенадцати. Диаметр сопловых отверстий у маломощных высокооборотных двигателей dc = 0,154-0,25 мм, у малооборотных мощных двигателей dc = 0,64-0,95 мм. Однодырчатые и штифтовые распылители применяют у двигателей с раздельными
камерами. Диаметр соплового отверстия
98
Рис. 5.17. Конструкция распылителей форсунок; а — многодырчатый; б — однодырчатый; в — штифтовый
у маломощных двигателей dc = 0,84-1,2 мм. Иглу и ее направляющую изготовляют из высокоуглеродистой стали и подвергают тер-
мической обработке. Для изготовления применяют стали У8А, У12А, ЗУХЮА и др. Твердость иглы HRC60—64, а твердость направляющей HRC 58— 60. Опорный конус иглы делают непосредственно в корпусе распылителя. Посадочный поясок иглы должен быть узким (около 0,1 мм), чтобы создавались большие удельные давления при посадке иглы и обеспечивалась герметичность распылителя.
Распылители форсунок мощных судовых двигателей имеют жидкостное охлаждение. Если двигатель работает на дизельном топливе ДС или ДЛ, то распылители охлаждаются топливом. В этом случае топливоподкачивающий насос прокачивает топливо через полости охлаждения форсунок, а затем топливо поступает к ТНВД. При работе на тяжелом топливе ДТ и ДМ распылители форсу
Рис. 5.18. Форсунка с охлаждаемым распылителем
нок охлаждаются топливом или водой. В этом случае
99
двигатель имеет специальную систему охлаждения форсунок со своим насосом и водоохладителем. Охлаждение распылителей предотвращает образование нагара на поверхности сопла.
Форсунка двигателей (рис. 5.18) охлаждается топливом, которое поступает от топливоподкачивающего насоса в полость К (каналы для охлаждения распылителя в разрез не попали). Рабочее топливо через щелевой фильтр 17 по каналу 18 попадает в полость D. Для удаления воздуха прокачивают топливо по каналу 18 и штуцеру 13. При прокачке вывертывают на 2—3 оборота болт 14, при этом шариковый клапан 12 открывается и топливо через штуцер 13 сливается. Распылитель форсунки составной, в него входят сопловый наконечник 1, в котором имеется 12 отверстий диаметром 0,40 мм, направляющая 3 и запорная игла 2. Подъем иглы (0,5 мм) ограничивается торцом стального корпуса 9. Распылитель крепится к корпусу накидной гайкой 4, которая уплотняется маслостойким резиновым кольцом 5 с помощью гайки 6. Нажимное устройство состоит из штока 7 и пружины 11 с тарелкой 8. Натяжение пружины регулируют гайкой 15, которая закрывается колпаком 16.
Контроль за работой иглы осуществляется стержнем 10. Нажимая на головку стержня, вводят его в соприкосновение с тарелкой 8. При нормальной работе иглы будут ощущаться частые удары стержня. Если иглы зависли, то ударов не будет. Зависание иглы происходит при плохой фильтрации топлива из-за попадания механических частиц в зазор между иглой и направляющей, при коррозии и перегреве иглы и направляющей. При зависании иглы форсунка начнет работать как открытая, появится подтекание топлива, ухудшится распыливание, снизится экономичность двигателя. Форсунку, у которой обнаружено зависание иглы, необходимо заменить.
Глава 6
СИСТЕМА СМАЗКИ
§ 6.1. Назначение системы смазки
Основные функции системы смазки:
— своевременная подача необходимого количества масла к узлам трения для обеспечения жидкостного трения в элементах движения и защита поверхностей от коррозии и износа;
— отвод теплоты, выделяющейся при трении;
— удаление продуктов износа и нагара с поверхностей трения; — восстановление некоторых свойств смазочного масла.
В зависимости от условий смазки различают четыре вида трения: сухое, полусухое, полужидкостное и жидкостное.
При сухом трении между трущимися поверхностями масло полностью отсутствует, трущиеся поверхности быстро изнашиваются, сильно нагреваются. Сухое трение в двигателях недопустимо.
100
Полусухое трение получается при недостаточном количестве масла между трущимися поверхностями. Нагрев и износ деталей также значителен. Полусухое трение наблюдается при пуске дви
Рис. 6.1. Эпюра давлений масла
гателя.
Полу жидкостное трение характеризуется незначительным соприкосновением трущихся поверхностей. Трущиеся поверхности разделены масляной пленкой и лишь на отдельных небольших участках есть непосредственное трение металла о металл. Износ трущихся поверхностей относительно мал.
При жидкостном трении между трущимися поверхностями находится слой масла. Износ трущихся деталей теоретически должен отсутствовать. Однако в масле всегда находится некоторое количество механических примесей, вызывающих абразивный износ, поэтому практически незначительный износ будет.
^Теория жидкостного трения и смазки создана проф. Н. П. Петровым в 1883 — 1886 гг. и развита в дальнейшем Н. Е. Жуковским и С. А. Чаплыгиным. Основные положения гидродинамической теории смазки следующие:
1. Для получения жидкостного трения необходим определенный масляный зазор в подшипнике. Размер зазора зависит от диаметра шейки и величины нагрузки на 'подшипник.
\ 2. Необходимо обеспечить непрерывную
/обильную подачу масла к' подшипнику.
' 3. Вязкость масла должна быть минимальной, но достаточной
для создания устойчивого масляного слоя между шейкой вала и
(ПОДШИПНИКОМ.
4. На рабочей поверхности подшипника в зоне повышенных давлений не должно быть каких-либо канавок и сверлений.
В состоянии покоя шейка вала лежит на нижней части подшипника. Между подшипником и валом имеется очень тонкая пленка масла, сохранившаяся благодаря липкости масла. После пуска двигателя масло, прилипая к шейке, увлекается в сторону вращения вала, т. е. под шейку, приподнимая ее. При увеличении скорости вращения нагнетание масла в клиновой зазор возрастает. Центр сечения шейки смещается в сторону вращения и вверх.
Схема образования масляного клина и эпюра давлений масла в районе масляного клина показаны на рис. 6.1. Давление внутри масляного клина должно быть больше нагрузки на подшипник. Чтобы избежать сухого или полусухого трения в пусковой период, двигатель перед пуском прокачивают маслом, проворачивая коленчатый вал валоповоротным устройством.
Смазка подшипников механизма движения, подшипников и деталей привода распределительного вала всегда осуществляется под Давлением 0,15—0,8 МПа от смазки циркуляционной системы.
101
Смазка деталей цилиндропоршневой группы в тронковых двигателях малой и средней мощности происходит за счет разбрызгивания масла, вытекающего из зазоров подшипников. При таком способе на смазку цилиндров поступает отработавшее в двигателе масло, загрязненное продуктами износа и сгорания топлива. Это увеличивает интенсивность износа деталей цилиндропоршневой группы. В современных мощных среднеоборотных двигателях, работающих на сернистых топливах, помимо смазки разбрызгиванием применяется также принудительная подача масла на смазку цилиндров от специальных многоплунжерных насосов-лубрикаторов. Лубрикаторы подают специальное цилиндровое масло, отличающееся по своим свойствам от масел, применяемых для смазки подшипников. Оно содержит повышенное количество щелочных присадок, нейтрализующих кислоты, образовавшиеся при сжигании сернистого топлива. При работе таких двигателей на дизельном топливе цилиндры могут смазываться .маслом, находящимся в циркуляционной системе смазки,
В крейцкопфных дизелях смазка цилиндров осуществляется исключительно с помощью лубрикаторов. Благодаря наличию диафрагм, отделяющих цилиндры от картера, полностью исключается смешивание стекающего по стенкам цилиндра отработавшего масла с маслом, работающим в циркуляционной системе. Тем самым удается избежать загрязнения циркуляционного масла продуктами сгорания и кислотами, образующимися при сгорании топлива. Разграничение смазки цилиндров и деталей движения позволяет увеличить срок работы масла в системе циркуляционной смазки, а при работе на сернистом топливе использовать для смазки цилиндров специальные сорта цилиндровых масел.
§ 6.2. Способы подвода масла на смазку и охлаждение деталей двигателя
В тронковых двигателях масло под давлением подводится к ра-мовым подшипникам 4 коленчатого вала (рис. 6.2), по сверлениям в рамовых шейках — к шейкам кривошипа 3 и на смазку кривошипного подшипника шатуна. По канавке 2 в нижнем ненагружен-ном вкладыше масло направляется через сверление в теле шатуна на смазку головного подшипника 1 и далее на охлаждение головки поршня.
В двигателях фирмы «Пилстик» масло для охлаждения головки поршня проходит по спиральному каналу 5, отлитому в теле головки, и через бобышку и второй канал в теле шатуна стекает в картер.
В двухтактных двигателях движущая сила всегда направлена вниз, поэтому поршневой палец (в тронковых двигателях) или поперечина крейцкопфа (в крейцкопфных) постоянно прижаты к нижнему вкладышу головного подшипника, что затрудняет подвод смазки на рабочие поверхности подшипника. Поэтому в двигателях фирмы «Зульцер» циркуляционная смазка имеет два контура. От 102
контура низкого давления (0,2 МПа) масло подается только на смазку рамовых подшипников. На смазку головных подшипников масло поступает по шарнирным трубам под давлением 0,6 МПа, смазывает головные подшипники и по каналу в теле шатуна опускается на
Рис. 6.2. Подвод масла к подшипникам движения и на охлаждение поршня в тронковом двигателе
смазку кривошипного подшипника. При таком способе смазка головных подшипников оказывается более надежной, чем при подводе снизу от кривошипного подшипника. Коленчатый вал для подвода масла не используется; отсутствие радиальных сверлений в шейках вала уменьшает возможность возникновения усталостных разрушений вала и упрощает его изготовление. Оба контура системы смазки
103
Рис. 6.3. Подвод масла на смазку и охлаждение деталей в двигателе фирмы МАН KZ 70/120
обслуживает один автономный насос. В магистраль низкого давления масло поступает через редукционный клапан. На двигателях фирмы МАН KZ 70/120 (рис. £.3) масло из общей магистрали 2 поступает на смазку рамовых подшипников 3, охлаждение параллелей /, смазку шестерен привода и подшипников распределительного вала. По сверлениям в шейках и щеках вала проходит к кривошипному подшипнику шатуна 4 и по его осевому каналу 5 поднимается вверх. На рис. 6.4 показан подвод масла к крейцкопфному подшипнику и ползуну. Из осевого канала 3 часть масла по каналам 4, 6 подводится к холодильникам крейцкопфного подшипника 1, смазывает верхние вкладыши 8 и по сверлениям и осевому каналу 7 поперечины идет на смазку подошвы ползуна. Другая часть отводится в приемную полость навешенного на шатун крейцкопфного насоса 5, который нагнетает масло под давлением 6 МПа в канал 2, откуда масло поступает только на смазку нижнего вкладыша крейцкопфного подшипника.
Смазка цилиндров осуществляется от системы смазки высокого давления во всех крейцкопфных двигателях и мощных тронковых среднеоборотных. Специальные многоплунжерные насосы-лубрикаторы подают масло через штуцеры на зеркало цилиндра. Количество штуцеров (от 4 до 10) зависит от диаметра цилиндра. В двухтактных двигателях с прямоточно-клапанной системой продувки выход
ные отверстия штуцеров располагаются в нижней части цилиндра над продувочными окнами. Подачу масла лубрикатором синхронизируют с движением поршня так, чтобы масло поступало на втулку при ходе поршня вверх, когда против выходных отверстий штуцеров проходит нижнее поршневое кольцо. В двигателях с контурной системой продувки, чтобы избежать уноса масла в выпускные окна, выходные отверстия штуцеров располагают выше окон. Штуцер проходит через рубашку цилиндра свободно и крепится ко втулке на резьбе; красно-медная прокладка под штуцером обеспечивает газонепроницаемость соединения и исключает прорыв газов из цилиндра в полость охлаждения. Место выхода штуцера из рубашки цилиндра уплотняется резиновой прокладкой, которую прижимает фланец штуцера и резиновое кольцо, одетое на штуцер. Обратный клапан, поставленный внутри штуцера, препятствует прорыву газов из цилиндра в лубрикатор во время всасывающего хода плунжера лубрикатора.
104
В зависимости от места расположения основной емкости масла различают системы с «мокрым» и с «сухим» картером. В системе с «мокрым» картером основной емкостью является поддон фундаментной рамы. В судовых двигателях система с «мокрым» картером недостаточно надежна, так как при плавании с креном или дифферентом и во время качки приемный патрубок насоса может обнажаться, что приведет к срыву или полному прекращению подачи масла. Преимуществом является отсутствие дополнительных емкостей; это имеет существенное значение для малых судов.
В системе с «сухим» картером масло из поддона рамы стекает или откачивается насосом в отдельную цистерну, расположенную
Рис. 6.4. Схема подвода смазки к головным подшипникам двигателей фирмы МАН
вне двигателя. Емкость этой цистерны в двигателях с водяным охлаждением поршней выбирается из расчета 1,5 л на 1 кВт эффективной мощности двигателя. При масляном охлаждении поршней емкость цистерны увеличивают до 2,5 л на 1 кВт эффективной мощности с тем, чтобы избежать быстрого «старения» масла от действия высоких температур в головках поршней, дать возможность маслу отстояться в цистерне. Срок службы масла в системе зависит в значительной степени от кратности циркуляции /<ц, под которой понимают число рабочих циклов, совершаемых маслом в час. Чем больше Кд, тем быстрее загрязняется и стареет масло. В системах с «мокрым» картером Кд — 304-40 из-за их малой вместимости. У мощных крейцкопфных дизелей Кд = 34-3,5, что позволяет довести срок службы масла в системе до 10—20 тыс. ч.
При внешней системе смазки мощных дизелей масляная циркуляционная система должна иметь одну или две циркуляционные цистерны, цистерны запаса масла и небольшую цистерну для ручного разбора масла. Объем циркуляционных цистерн выбирают из условия хранения всего циркуляционного масла главного двигателя, а объем цистерны запаса составляет 50—60 % объема циркуляционной цистерны.
105
Независимо от мощности энергетической установки систему должны обслуживать два масляных взаимозаменяемых насоса одинаковой производительности.
В установках с двигателями мощностью более 1500 кВт целесообразно устанавливать сепараторы. В некоторых случаях установка сепаратора предусматривается и при меньшей мощности — 200—300 кВт.
На рис. 6.5 представлена схема масляной циркуляционной системы. Масло принимают с палубы через фильтр 6 в цистерну запаса 7, откуда самотеком
12 10 11 10
Рис. 6.5. Схема масляной системы
перепускают в две циркуляционные цистерны 12. Из циркуляционных цистерн через фильтры 1 масло могут принимать циркуляционные насосы 2 и через сетчатые фильтры 3, магнитный фильтр 4 и масляный холодильник 5 подавать его в систему смазки главного двигателя 8. Из картера двигателя масло стекает в циркуляционные цистерны 12.
Насос 10 сепаратора И подает масло из цистерны 12 через подогреватель 9 к сепаратору 11. Второй
насос сепаратора нагнетает чистое масло или обратно в цистерну 12, или в цистерну запаса 7. Заполнение системы циркуляционным
маслом осуществляется самотеком, а выкачка и перекачка — с помощью циркуляционных насосов. Предусматривается также резерв-
ное перекачивание масла масляным сепаратором.
Масляная циркуляционная система дизель-генераторов должна быть автономной по отношению к системе главного двигателя, так
как в дизель-генераторах процессы старения масла протекают интенсивнее, чем в главных двигателях, и масло там другого сорта. Оборудование масляной системы дизель-генераторов (масляный насос, фильтры, маслоохладитель) должно быть установлено на двигателе. Ввиду малой емкости системы дизель-генераторов сепарацию масла производят с помощью навешенных на двигатель центрифуг или автономным сепаратором, обслуживающим всю группу дизель - ген ер атор ов.
§ 6.3. Масляные насосы и лубрикаторы
Систему смазки обслуживают главные насосы (основной и резервный) циркуляционной смазки, работают они поочередно. На двигателях малой и средней мощности основной масляный насос навешен 106
на двигатель. Резервный насос имеет автономный привод. Резервным насосом прокачивают систему смазки перед пуском, после остановки, При маневрировании и в случае выхода из строя навешенного насоса. В установках с двигателями большой мощности оба насоса електроприводные.
Рис. 6.6. Лубрикатор двигателей БМЗ
Автономные насосы обычно винтовые. Насосы, навешенные на двигатель, —шестеренные. Они могут быть одно-, двух- и трехсекционными. Насосы, навешенные на реверсивный двигатель, должны иметь клапаны или золотники, позволяющие сохранять постоянное направление масла в системе независимо от направления вращения вала насоса.
Для подачи масла в цилиндры двигателей применяют многоплунжерные насосы высокого давления или лубрикаторы. На рис. 6.6
107
показано устройство лубрикатора, применяемого на двигателях Брянского машиностроительного завода. В корпусе 4 лубрикатора расположено десять плунжеров 7, которые приводятся в действие от кулачков, сидящих на общем валике 6. Масло в корпус лубрикатора заливают через фильтр 3, закрытый крышкой 2. Подогреватель 9 включается при низких температурах воздуха в машинном отделении. Каждый плунжер обслуживает одну точку смазки и подает масло к одному штуцеру, ввернутому в стенку рабочей втулки. Двигатели с большим диаметром цилиндра имеют 6—8 штуцеров на цилиндр, поэтому каждый лубрикатор обслуживает один или два цилиндра. Валики лубрикаторов приводятся во вращение от эксцентриков, закрепленных на распределительном валу, через вертикальный валик и винтовые шестерни. Установка эксцентрика на распределительном валу двигателя и установка кулачков на валике лубрикатора обеспечивают подачу масла в цилиндр в тот момент, когда верхнее поршневое кольцо при движении поршня вверх проходит отверстия во втулке, в которых установлены штуцера.
Насосный элемент лубрикатора состоит из плунжера 7 с возвратной пружиной 8, шариковых клапанов 10 на всасывающей полости и клапанов 11 на нагнетательной полости, прозрачной трубки 15, заполненной морской водой или глицерином, создающими гидравлический затвор, штуцера 1 для присоединения масляной трубки, ведущей к цилиндру.
Нагнетательный ход плунжера 7 осуществляется с помощью кулачка и рычага 5, всасывающий — пружиной 8. Когда кулачок начинает сбегать с рычага 5, плунжер под действием пружины 8 перемещается вправо, масло из корпуса 4 через шариковые клапаны 10 поступает в корпус насосного элемента. При набегании кулачка на рычаг 5 плунжер переместится влево, масло через клапаны 11 поступит в трубку 15 и по струне 14 через водяной затвор 13 поднимается вверх под шариковый клапан 18. Когда капля масла попадает в трубку 15, количество жидкости в трубке увеличивается и давление возрастает.
Масло, имеющее меньшую плотность, чем морская вода или глицерин, поднимается по струне вверх и накапливается под верхним шариком. Когда давление под шариком станет выше давления в масляном трубопроводе, подводящем масло к штуцеру, шариковый клапан 18 откроется и первая капля масла поступит в трубопровод. Последующие капли будут поступать за каждый нагнетательный ход. Давление, создаваемое плунжером, зависит от величины противодавления в штуцере и трубке. При закоксовывании выходного отверстия штуцера плунжер может создать давление до 10 МПа.
Производительность всех насосных элементов регулируется поворотом эксцентриковой оси, на которой сидят рычаги 5. Производительность каждого насоса в отдельности регулируется винтом 16, который стопорят фиксатором 17. Поворот эксцентриковой оси и регулировочного винта ограничивает перемещение нижнего конца рычага вправо, уменьшая ход плунжера. Лубрикатор имеет ручной привод для подачи масла в цилиндры перед пуском двигателя и для 108
удаления воздуха из корпусов насосных элементов через воздушный клапан 12.
При обслуживании лубрикатора необходимо следить за тем, чтобы его корпус был заполнен маслом. За подачей масла в цилиндр двигателя следят по движению капель масла в водяном затворе. В лубрикаторах последних выпусков вместо трубки с водяным затвором имеется прозрачная ротаметрическая трубка, имеющая канал с небольшой конусностью, внутри которого находится металлический шарик. Во время нагнетательного хода плунжера давлением масла шарик поднимается вверх. Высота его подъема характеризует величину подачи масла. При попадании воздуха в корпус одного из плунжерных насосов подача масла прекращается и шарик опускается вниз.
Кроме лубрикаторов с регулированием количества масла путем изменения хода плунжера применяют лубрикаторы с дозировкой масла с помощью специального золотника.
§ 6.4. Очистка и охлаждение масла
В процессе работы в масле могут накапливаться всевозможные абразивные частицы: продукты износа металла, песок, нагар. Под действием повышенных температур смазываемых поверхностей в присутствии кислорода воздуха и продуктов сгорания происходит окисление и старение масла, сопровождаемые увеличением вязкости и выделением асфальтосмолистых веществ. Из системы охлаждения двигателя в масло может попасть вода. При подтекании топливных трубопроводов, а также при пропуске вспышек в цилиндрах в период пуска или при работе на малых частотах вращения в масло попадает топливо. Несгоревшее топливо оседает на стенках цилиндров, смешивается с маслом и вместе с ним сбрасывается маслосборными кольцами в картер.
Постоянная очистка масла снижает потери на трение, увеличивает моторесурс двигателей и повышает продолжительность работы масла в системе. Если учитывать относительно высокую стоимость масла, то увеличение срока его службы дает значительную экономию средств.
Фильтры. Очистка масла производится в фильтрах грубой и тонкой очистки, магнитных фильтрах, фильтрах-адсорбентах, у которых в качестве фильтрующего материала используют поверхностно-активные вещества: отбеливающие глины, силикагель, алюмогель и др. Такие фильтры хорошо задерживают асфальтосмолистые вещества и кислоты, но имеют большие размеры и значительное гидравлическое сопротивление. Фильтры грубой очистки масляных систем по конструкции подобны фильтрам топливных систем.
В системах смазки применяют фильтры тонкой очистки с фильтрующими элементами из непроклеенной бумаги, картона, а также патроны, заполненные специальными материалами (хлопчатобумажные концы, асбест, шерсть). Фильтры тонкой очистки по схеме включения и по количеству проходящего через них масла подразделяют
109
на частично поточные и полностью поточные. Частично поточные включены параллельно основной магистрали, через них проходит 8—15 % всего количества масла, подаваемого насосом. После фильтра тонкой очистки масло направляется на слив в картер или в маслосборную цистерну. Полностью поточный фильтр стоит в основной магистрали, и через него проходит весь поток масла, подаваемого насосом. Так как фильтры тонкой очистки создают повышенное гидравлическое сопротивление, на двигателях чаще устанавливают частично проточные фильтры тонкой очистки.
Сепараторы. Широко распространена очистка масла в центробежных масляных очистителях (ЦМО), которые бывают с гидро-реактивным приводом (реактивные масляные центрифуги, применяемые обычно в быстроходных двигателях) и с независимым приводом (сепараторы различных типов).
Сепараторы могут обеспечить более совершенную очистку масла от различных механических примесей и воды. В сепараторах выделение механических примесей и воды из масла или топлива происходит под действием центробежной силы, которая возникает при вращении жидкости Центробежная сила пропорциональна массе тела. Следовательно, при вращении жидкости, состоящей из нескольких компонентов с различной плотностью, центробежная сила отдельных частиц разных компонентов будет различна, т. е. в барабане сепаратора тяжелые компоненты будут занимать самое отдаленное от центра вращения положение. Более легкие будут располагаться ближе к центру. Наиболее тяжелые компоненты — песок, вода, самый легкий — масло.
На рис. 6.7, а схематично показан разрез барабана сепаратора. В барабане с частотой вращения 5 тыс. об/мин помещен полый распределитель 3, на котором закреплены диски на расстоянии 3—5 мм. Распределитель и диски вращаются вместе с барабаном. Грязное масло входит по трубе 2, опускается вниз и через ряд отверстий в распределителе и дисках поднимается, заполняя промежутки между дисками.
Центробежная сила в каждом междудисковом промежутке направлена перпендикулярно к оси вращения; она стремится отбросить наиболее тяжелые частицы (песок и воду) как можно дальше от оси вращения, т. е. к внутренней поверхности барабана. Однако движению частиц в перпендикулярном направлении препятствуют нижние поверхности дисков Тяжелые частицы будут прижиматься центробежной силой к нижним поверхностям дисков и сползать по ним вниз. Очищенное масло как более легкий компонент стремится занять положение ближе к оси вращения. Оно будет собираться на верхней стороне дисков и под напором новых порций масла вытесняться вверх к выходу из барабана через отверстие 4. Песок и вода, соскальзывая с дисков, отбрасываются центробежной силой к внутренней поверхности барабана. Более тяжелый песок собирается около стенок и в Нижней части барабана. Вода вытесняется через отверстие 5 в специальной шайбе 6, которую устанавливают между крышкой барабана / и гайкой 7. Вместе с водой через отверстие 5
ПО
непрерывно удаляются механические примеси, близкие по плотности к воде.
Сепаратор с барабаном данной конструкции (см. рис. 6.7, а) называют пурификатором. В пурификаторах происходит разделение двух жидкостей, различных по плотности, с непрерывным удалением воды в процессе очистки.
Если барабан сепаратора имеет только выпускное отверстие для выхода чистого нефтепродукта, его называют кларификатором. Кларификация —это осветление нефтепродукта, т. е. выделение
Рис. 6.7. Схема барабана сепаратора: а— несамоочищающегося; б — самоочищающегося
из него механических примесей. Кларификатор отличается от пури-фикатора внутренним устройством барабана. Нижний диск распределителя и все остальные диски не имеют отверстий. Поэтому нефтепродукт, прежде чем войти в междудисковый промежуток, должен переместиться к концу дисков и только оттуда начать движение вверх и внутрь к оси барабана. Путь, который проходит нефтепродукт в кларификаторе, больше, чем путь, который он проходит в пурификаторе, поэтому очистка будет более качественной. Но обводненное топливо или масло подвергать очистке в кларификато-рах нельзя: вода, скопившаяся в барабане, будет выходить вместе с нефтепродуктом.
Тяжелое топливо подвергают двухступенчатой сепарации: сначала в пурификаторе, затем и в кларификаторе или в двух пурификаторах, включенных параллельно.
Масло с присадками очищают в кларификаторе, так как в пурификаторе всегда находится вода, которая вымывает некоторые присадки. Воду в пурификатор подают перед подачей в него топлива или масла для создания гидравлического затвора. Водяной затвор
111
постоянно находится в барабане, препятствуя попаданию очищенного нефтепродукта в каналы для выпуска воды. В кларификаторе верхняя шайба глухая, поэтому надобность в гидравлическом затворе отпадает.
При очистке масла механические примеси скапливаются в барабане сепаратора. После заполнения всего грязевого пространства барабана сепарация масла практически прекращается. При средней загрязненности масла механическими примесями (0,1—0,2 %) продолжительность непрерывной работы сепаратора без очистки составляет 4—5 ч, т. е. примерно один раз за вахту сепаратор необходимо останавливать, вскрывать, вынимать диски и очищать барабан и каждый диск в отдельности. Ручная очистка —трудоемкая работа, поэтому на многих судах устанавливают самоочищающиеся сепараторы
В настоящее время на судах используют сепараторы отечественного производства —несамоочищающиеся СЦ-1,5, СЦ-3 и самоочищающиеся СЦС-3 (цифра, умноженная на 103, показывает производительность сепаратора в литрах в час при вязкости масла на входе не выше 6° В У).
На рис. 6 7, б показано сечение самоочищающегося сепаратора СЦС-3. При необходимости эти сепараторы можно настроить на работу в режимах пурификации и кларификации Левая часть рисунка показывает сборку барабана для работы в режиме пурификации, правая —в режиме кларификации. В левой части показаны распределитель 1 и диски с отверстиями, в правой части —диски 5 без отверстий. В пурификаторе шайба 3 имеет отверстие для отвода воды Вода вытесняется в узкий зазор между водяной горловиной 2 и стенкой барабана 7.
При сборке для кларификации между горловиной и стенкой барабана зазора нет, шайба 4 глухая, из сепаратора отводится только очищенное масло или топливо. В корпусе барабана, закрытого крышкой 6, имеются окна А, через которые при очистке барабана под действием центробежной силы выбрасывается грязь Окна А в рабочем положении запираются затвором 8 На левой стороне чертежа затвор 8 находится в верхнем рабочем положении, а на правой — внизу; окна А открыты. Над затвором и под ним находятся две гидравлические полости, которые через отверстия виг заполняются буферной водой. Отверстия в имеют больший диаметр, чем отверстия г. Из верхней полости вода может вытекать через отверстия а и д, из нижней — через отверстия б.
Запуск сепаратора производят при открытом барабане, т. е. затвор находится в нижнем положении. После пуска сепаратора, когда барабан разовьет полные обороты, открывают кран на магистрали буферной воды на 3—5 с. Вода заполнит обе полости, и после того как кран закроют, она начнет вытекать через отверстия а и д из верхней полости и через отверстие б из нижней. Из верхней полости через некоторое время вытечет вся вода. В нижней полости останется слой воды от стенки барабана до отверстия б; он будет держаться в этом пространстве за счет центробежной силы Под 112
давлением воды из нижней полости затвор 8 поднимается в верхнее положение и перекроет окна А, сепаратор будет готов к действию.
При очистке барабана подачу масла в сепаратор прекращают. В барабан подают вначале горячую воду, после этого снизу буферную. Вода, поступающая в верхнюю полость, будет вытекать через отверстия а и д, но количество поступающей воды превысит утечку,
поэтому верхняя полость над затвором 8 также заполнится. Отверстия в для заполнения водой нижней полости меньше, чем отверстия г для заполнения верхней. Следовательно, верхняя полость будет заполняться быстрее, чем нижняя.
Слой воды в верхней полости занимает промежуток от стенки барабана до отверстия а, в нижней полости — от стенки барабана до отверстия б, поэтому давление на затвор 8 сверху будет больше, чем снизу, и он опустится вниз. Горячая вода и грязь через окна А будут выброшены в сточную цистерну. Такую очистку повторяют через каждые 2—Зч. Останавливают сепаратор для разборки и очистки через 150—200 ч.
Маслоохладители. Для охлаждения масла и поддержания постоянного
температурного режима устанавливают маслохолодильники. Масло может охлаждаться пресной или забортной водой. В холодильниках масло охлаждается на 10—15 °C. По конструкции различают трубчатые и пластинчатые холодильники. На рис. 6.8 дана схема трубчатого масляного холодильника с прямыми трубками. Цилиндрический корпус 3 холодильника закрыт крышками /, 6. Между корпусом и крышками крепятся трубные доски 2. Нижняя трубная доска может перемещаться при удлинении трубок от нагревания. Трубки красномедные или латунные с диаметрами 10/8, 16/4, крепятся в трубных досках на развальцовке. По трубкам проходит вода, между трубками — масло. Диафрагмы 4 обеспечивают циркуляцию масла. Часто холодильники имеют устройство для подогрева масла
113
перед пуском. Для удаления воздуха устанавливают воздушные краны 5 на водяной и масляной полостях холодильника.
При неплотности в местах развальцовки трубок или в соединении подвижной трубной решетки масло будет уходить в воду во время работы, а на стоянке вода будет попадать в масляную полость. Контроль за масляной полостью холодильника при работе двигателя осуществляется наблюдением за количеством масла в цистернах. О неплотности холодильника судят по утечке масла. Иногда на водяной полости холодильника ставят маслоуказатель—сосуд из прозрачного материала. Вода проходит через сосуд, и если в ней есть масло, оно будет видно на поверхности воды. В этом случае масло сепарируют и при первой возможности устраняют неплотности.
§ 6.5. Сорта смазочных масел, применяемых в ДВС
Требования к смазочным маслам. В мощных судовых двигателях имеются три автономные системы смазки: циркуляционная — для смазки деталей механизма движения и охлаждения поршней; луб-рикаторная —для смазки цилиндров; агрегатов турбонаддува — для смазки подшипников газовых турбин. Требования, предъявляемые к смазочным маслам, зависят от назначения масел.
Масло для систем циркуляционной смазки крейцкопфных дизелей должно быть хорошо очищенным, стойким против окисления кислородом и против образования эмульсий с водой.
Масло для циркуляционных систем тронковых дизелей работает в более тяжелых условиях и поэтому должно отвечать следующим дополнительным требованиям: не вызывать коррозии антифрикционных сплавов, соприкасающихся с маслом; не образовывать на омываемых маслом поверхностях углеродистых и зольных отложений, уменьшающих теплоотвод и увеличивающих абразивный износ; нейтрализовать агрессивные сернистые соединения; обеспечивать стабильность смеси с присадками при хранении и во время работы.
Цилиндровое масло должно отличаться высокими моющими, антикоррозионными и антинагарными свойствами; вязкость масла не должна значительно снижаться под действием высоких температур.
Классификация масел. Моторные масла делят на группы А, Б, В, Г, Д, Е в зависимости от области их применения (табл. 6.1). Каждая группа подразделяется по классам вязкости и сезонности применения. При этом в каждой из них предусматривается наличие присадок. Присадки — растворимые в масле химические соединения, введение которых придает маслу необходимые свойства.
Присадки увеличивают срок службы масла, противодействуя его окислению, придают ему нейтрализующие щелочные свойства, характеризуемые щелочным числом, и моющие (детергентно-диспертирующие) свойства. Моющие присадки препятствуют отложению на металлических поверхностях мелких частиц сажи, смол, асфальте-
114
Таблица 6.1. Классификация масел
Группы масел по эксплуатационным свойствам Рекомендуемая область применения
А Нефорсированные карбюраторные и дизельные двигатели
Б Вт Малофорсированные карбюраторные двигатели
б2 Малофорсированные дизельные двигатели
В В] Среднефорсированные карбюраторные двигатели
В2 Среднефорсированные дизельные двигатели
Г И Высокофорсированные карбюраторные двигатели
г2 Высокофорсированные дизельные двигатели
д Высокофорсированные дизельные двигатели, работающие в тяжелых условиях
Е Дизельные малооборотные двигатели с лубрикаторной системой смазки, работающие на тяжелом топливе G содержанием серы до 3,5 %
нов и поддерживают их во взвешенном в масле состоянии. В масла вводятся противокоррозионные, противоизносные, антипенные и другие присадки. Присадки не должны отделяться при сепарации масла.
При выборе масла определяется его назначение (цилиндровое, циркуляционное), учитываются специфика работы двигателя (высокофорсированный, малонагруженный), условия его работы (качество применяемого топлива, климатические условия), а также требования завода-строителя к вязкости и температуре вспышки. На основании перечисленного выбирается один из рекомендованных сортов отечественного масла или его заменитель иностранной марки. Для циркуляционных систем крейцкопфных двигателей рекомендуется моторное масло ТУ38-101655-76 или М10Г2ЦС; для тронкг^ вых среднеоборотных мощных двигателей М10ДЦЛ-20, для вспомогательных дизелей М10В2, М10Г2ЦС, М14Г2ЦС или масла иностранных марок.
В системе с циркуляционной смазкой крейцкопфных дизелей масло должно работать бессменно, так как его качество поддерживается на нужном уровне регулярной доливкой и правильно организованной очисткой. Для вспомогательных двигателей с малым объемом системы доливку производят ежесуточно. Смена масла в тронковых вспомогательных двигателях производится по браковочным показателям, к которым относятся* щелочность до 0,5 мг КОН на 1 см3 масла; температура вспышки не менее 170°, содержание механических примесей до 3 %; содержание воды не более 0,5 % (если ее
115
нельзя удалить сепарированием, а также при образовании стойких эмульсий).
Цилиндровые масла должны выполнять следующие функции: смазывать и охлаждать поверхности трения зеркала цилиндра, поршня и поршневых колец, защищать металл цилиндропоршневой группы от коррозии, растворять и удалять с поверхности трения нагар. В современных двигателях применяют специальные цилиндровые масла с высокоэффективными присадками (М16Е-30, М16Е-60, Шелл Алексия 50, Мобильгард 593 и др.).
Оптимальный расход цилиндрового масла для двигателей с прямоточно-клапанной продувкой 0,5—0,6 г/кВт *ч; для дизелей с контурной продувкой 0,8—0,95 г/кВт-ч). Такой расход должен обеспечить минимальный износ деталей ЦПГ при минимальном лако-и нагарообразовании. Он устанавливается в зависимости от типа двигателя, содержания серы в топливе и щелочности масла. Правильный выбор сорта масла и его дозировку проверяют по анализу отработавшего в цилиндре масла. С помощью судовой лаборатории определяется щелочность отработавшего масла, которая при правильной дозировке должна составлять 10—15 % щелочности свежего масла. Так, при использовании масла М16Е-60 щелочность отработавшего масла должна быть 6—9 мг КОН на 1 г масла. Меньшая щелочность будет указывать на недостаточную щелочность свежего масла при работе с полученным топливом. Если масло заменить невозможно, то за счет общей регулировки производительности лубрикаторов увеличивают его подачу. Неоправданно высокий расход масла не только снижает экономичность двигателя, но и приводит к появлению зольных отложений, которые образуются при сгорании непрореагировавшей с кислотами щелочи. Зольные отложения появляются также, когда применяют высокощелочные масла при работе двигателя на маслосернистом топливе.
Глава 7
СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ
§7.1. Схемы систем охлаждения судовых дизелей
Системы охлаждения энергетической установки служат для отвода теплоты от рабочих втулок, крышек, поршней главных и вспомогательных дизелей, для охлаждения масла и воздуха (в двигателях с наддувом). В современных дизельных установках таких систем четыре:
— система охлаждения пресной водой цилиндровых втулок, крышек и газовых турбин дизелей;
— система охлаждения пресной водой или маслом головок поршней;
— система охлаждения пресной водой, маслом или топливом форсунок;
116
— система охлаждения забортной водой пресной воды и масла в системах охлаждения и смазки и охлаждения воздуха в системе наддува.
Основные элементы системы охлаждения:
— насосы пресной и забортной воды, обеспечивающие непрерывную подачу пресной воды на охлаждение двигателя и прокачку забортной воды через теплообменные аппараты системы охлаждения;
— забортная арматура (кингстонные ящики с кингстонами для принятия забортной воды, отливные клинкеты для удаления забортной воды);
— байпасный клапан, управляемый вручную или от термодатчика, служащий для поддержания постоянного температурного режима в системе за счет перепуска части воды мимо водоохладителя;
— водоохладители, предназначенные для отвода теплоты из системы путем охлаждения пресной воды забортной водой;
— расширительная цистерна, установленная над двигателем, обеспечивающая подпор воды на всасывающей стороне насоса и служащая для удаления воздуха и водяных паров из системы и пополнения утечек в системе. Она же играет роль компенсатора объема, так как дает возможность воде, заполняющей систему, свободно расширяться, а это, в свою очередь, предотвращает повышение давления воды в системе.
Принципиальная схема системы охлаждения зависит от рода жидкости, охлаждающей форсунки и поршни. Двигатели, у которых поршни охлаждаются маслом, а форсунки — топливом, имеют один контур пресной воды, который служит для охлаждения втулок, крышек, цилиндров и корпусов газотурбонагнетателей. Двигатели, у которых поршни и форсунки охлаждаются водой, могут иметь три автономных контура пресной воды: для охлаждения цилиндров и корпусов газотурбонагнетателей; для охлаждения поршней; для охлаждения форсунок.
Каждый контур обслуживается своими циркуляционными насосами, теплообменниками и расширительной цистерной. Основным преимуществом такой системы является то, что пресная вода, охлаждающая цилиндры, не загрязняется маслом, попадающим в систему С поверхности труб телескопического устройства охлаждения поршней, и топливом, которое может попадать в воду через плоскости разъема форсунок.
Принципиальная схема контура пресной воды (рис. 7.1) для охлаждения цилиндров и газетурбокомпрессоров (ГТК) включает циркуляционные насосы 5, расширительную цистерну 13, водоохладители 4, включенные параллельно, байпасный клапан 3, управляемый термодатчиком, водяные коллекторы 7 и 1. Насосы подают воду в коллектор 7, откуда она поступает на охлаждение цилиндров и корпусов 8 ГТК и выходит в коллектор /. Воду, выходящую из двигателя и корпусов ГТК, можно пропускать через водоохладители или пропускать часть воды через байпасный клапан 3 в приемную полость насосов помимо водоохладителя, поддерживая заданную температуру на всех режимах работы двигателя. Труба 10 соединяет
117
приемные полости насосов с расширительной цистерной, обеспечивая необходимый подпор. Воздух и водяные пары вместе с всдсй отводятся из полостей охлаждения двигателя и ГТК по трубам 15 в расширительную цистерну. Труба 12 служит для пополнения годы в системе. По трубе И, в которой имеется смотровое стекло, вода из расширительной цистерны в случае ее переполнения переливается в междудонную. Воздух и пары воды удаляются из системы в атмосферу по трубе 14. При подготовке главного двигателя к пуску горячая вода, выходящая из системы охлаждения дизель-генераторовэ
Рис. 7.1. Принципиальная схема контура пресной воды системы охлаждения
поступает в коллектор 7. При работе главного двигателя дизель-генераторы могут охлаждаться водой, которая отводится по трубам 2, 9 или 6.
Система пресной воды, так же как и система забортной воды, во время хода обслуживается главным насосом пресной воды, а на стоянке — портовым насосом пресной воды. Для судов с неограниченным районом плавания в системе охлаждения устанавливают два водоохладителя, каждый из которых обеспечивает отвод теплоты при нагрузке главного двигателя 60 %, вспомогательных двигателей 100 % и температуре забортной воды 30 °C.
Давление воды в системе охлаждения для каждого типа установки указывают в инструкции. Оно составляет 0,15—0,25 МПа, причем давление в системе пресной воды должно быть на 0,03— 0,05 МПа больше, чем в системе забортной воды. Это нужно для того, чтобы при нарушении плотности холодильников забортная вода не 118
могла попадать в систему пресной воды, во избежание коррозии и интенсивного накипеобразования рабочих втулок и крышек.
Температуру входящей и выходящей воды также указывают в инструкции. Она должна быть в пределах 50—60 °C на входе и 60— 70 °C на выходе. В высокооборотных тронковых дизелях температура воды на выходе из дизеля поддерживается в пределах 75— 90 °C. Температура пресной воды в системе охлаждения регулируется перепуском выходящей из дизеля воды мимо водоохладителя во всасывающую магистраль насоса 5. Перепуск воды осуществляется регулятором температуры, который открывает клапан 3 или заслонку для перепуска воды мимо холодильника.
На большинстве судов система охлаждения вспомогательных двигателей соединена с системой охлаждения главных двигателей. Обе системы имеют общие расширительные цистерны, водоохладители и общую воду. Это позволяет охлаждать вспомогательные двигатели в море из общей системы, а на стоянке прогревать главный двигатель горячей водой, отходящей из системы охлаждения вспомогательных двигателей.
Судовую систему забортной воды обслуживают обычно три кингстона — днищевой и два бортовых. Бортовыми кингстонами пользуются при плавании по мелководью, когда через днищевой кингстон в систему могут попасть ил и песок; днищевым — при работе во льдах и на загрязненной акватории гаваней. Кингстоны устанавливают на кингстонных ящиках, закрытых со стороны воды решетками. К ящикам подводят пар для обогрева и сжатый воздух для продувания кингстонной решетки при засорении. Воздушные трубы снабжают клапанами, которые перекрывают доступ воды в машинное отделение при повреждении трубы. За кингстонами устанавливают сетчатые фильтры для предохранения системы от загрязнения.
Трубопровод забортной воды проектируют таким образом, чтобы можно было принимать воду из любого кингстона. На судовых энергетических установках большой и средней мощности систему забортной воды на ходу обслуживает главный насос, а на стоянке, когда работают только вспомогательные двигатели, портовый насос.
Резервный насос может при необходимости обслуживать системы пресной и забортной воды. Забортная вода из водо-водяных и водо-масляных холодильников уходит за борт через специальные забортные клинкеты, расположенные выше ватерлинии. Для судов, предназначенных для плавания в ледовых условиях, может предусматриваться рециркуляция забортной воды, при которой трубопровод отходящей забортной воды подсоединяется к кингстонному ящику. Разобщительный клапан на трубе для рециркуляции позволяет регулировать количество забортной воды, возвращаемой в систему. Система забортной воды может соединяться с балластной системой, что позволяет при плаваниг bg льдах, когда приемные решетки кингстонов забиваются мелким льдом, перекачивать воду по системе забортной воды из носовых танков в кормовые.
119
Схема системы забортной воды показана на рис. 7.2. Вода из бортовых 10 или днищевых 12 кингстонов через фильтры 11 поступает к насосам забортной воды 9. Работающий насос подает ее к водо-водяным охладителям 6, к маслоохладителям 7 и воздухоохладителю 4. Все теплообменники включены параллельно (в некоторых системах принято последовательное включение охладителей). Маслоохладитель 7 и воздухоохладитель 4 имеют байпасные трубопроводы 5,
позволяющие регулировать температуру масла и продувочного воз-
духа путем перепуска части воды мимо охладителей. Через клин-кеты 1 правого и левого бортов вода уходит за борт. Трубопровод
Рис. 7.2. Схема контура забортной воды системы охлаждения
рециркуляции 2 при плавании во льдах перепускает часть воды в кингстонный ящик, откуда она вместе с водой, поступающей из кингстона, направляется в приемную полость насоса. Тем самым исключается срыв подачи воды при засорении кингстона мелким льдом или при замерзании его приемной решетки. При плавании в ледяной шуге, если судно идет в балласте, обмерзание и засорение кингстонных решеток особенно интенсивно, поэтому для прокачки всех теплообменников используют балластную воду. Балластный насос 8 принимает воду из носовых ци
стерн, подает ее по системе забортной воды, а затем по трубе 3 она идет в кормовую цистерну. Зная производительность насоса и емкость цистерн, производят попеременную перекачку воды с носа на корму и обратно, не останавливая насоса. По трубам 13 вода идет на прокачку теплообменни-
ков дизель-генераторов и компрессоров.
Вспомогательные двигатели могут иметь свою автономную систему охлаждения (рис. 7.3), которую обслуживают навешенные на двигатель насосы пресной 10 и забортной воды 9, водо-водяной 4 и водомасляный 5 охладители и установленная над двигателем расширительная цистерна 12. При отсутствии электроэнергии на судне автономная система дает возможность «оживить» энергетическую установку судна после ремонта запуском дизель-генератора. Циркуляционный насос 10 нагнетает пресную воду в зарубашечное пространство 11 двигателя, откуда она после охлаждения крышек через байпасный клапан 3 направляется в охладитель 4 или мимо него в приемную полость насоса 10. Забортную воду через кингстон 8 принимает поршневой насос 9, откуда она направляется в охладитель масла 5, охладитель пресной воды 4, на охлаждение корпусов 2 ГТК и через отливной клинкет 1 уходит за борт. Во время ре-
120
монта охладителя 4 (если он вышел из строя) двигатель можно охлаждать забортной водой, направив ее с помощью трехходового крана 6
Рис. 7.3. Принципиальная схема автономной системы охлаждения вспомогательного двигателя
после охладителя 5 в зарубашечное пространство двигателя. Электро-приводный насос 7 является резервным на случай выхода из строя насоса 9.
§ 7.2. Подвод охлаждающей воды к деталям двигателя
Охлаждение втулок и крышек цилиндров. На двигателях фирмы МАН (рис. 7.4) предусмотрено удаление паров воды и воздуха из полостей охлаждения блока и крышек, при этом необходимо контролировать их отвод, а также отсутствие топлива в воде, стекающей по трубке 8 в воронку 9 после охлаждения форсунок. Из общего коллектора 5 вода поступает в зарубашечное пространство блока, под-
121
23 U
для охлаждения крышек двигате-
Рис. 7.4. Подвод воды цилиндровых втулок и Ля фирмы МАН
нимается вверх и по патрубкам 3 переходит в полость охлаждения крышек, после чего выходит в общий коллектор 13. Часть воды по каналам 14 в перемычках между окнами опускается в кольцевое пространство 11 и по трубе 10 стекает в смотровую воронку 7, а затем в приемную полость насоса охлаждения. По трубкам 2, 4 отводятся пары воды и воздух из мест их возможного скопления, предотвращая образование паровых мешков и перегрев втулки и крышки. Фильтр 1 служит только для фильтрации воды, поступающей на охлаждение форсунок. Клинкеты 6 и 12 позволяют перекрыть подачу воды в цилиндр при выполнении ремонтных работ (замена крышки или втулки цилиндра).
Охлаждение поршней. Головки поршней могут охлаждаться маслом или водой. При масляном охлаждении систему обслуживают насосы, фильтры и охладители, общие с системой циркуляционной смазки. При водяном охлаждении вода подводится только с помощью телескопических труб, которые могут крепиться к поперечине крейцкопфа или непосредственно к головке поршня.
Телескопическое устройство двигателей фирмы МАН типа KZ (рис. 7.5) имеет две подвижные трубы 6 для подвода и отвода воды, которые с помощью горизонтальных труб /, 2 крепятся к поперечине крейцкопфа. С помощью хомутов 3, 4 трубы 1, 2 крепятся к крон
штейну 5, укрепленному на поперечине крейцкопфа. Трубы 6 вместе с поршнем совершают возвратно-поступательное движение. Вода подводится по трубе 11 в камеру 7, расположенную в нише стойки картера. По трубе 12 вода отводится из отливной камеры. Места выхода труб из камеры уплотняются сальником 8. Сальник предотвращает утечку воды из камер 7 и снимает с труб 6 масло, которое разбрызгивается кривошипными подшипниками шатунов и оседает на трубах. При движении труб 6 объем камеры 7 изменяется, для уменьшения колебания давления воды камера М заполняется воздухом, который подается в нее через невозвратный клапан 9 от навешенного на двигатель компрессора и по трубе 10 переходит в отливную камеру. При восходящем ходе поршня сила инерции, возникающая в массе воды, заполняющей трубы 6, направлена вверх, стремясь разорвать струю воды. Воздух, расширяясь в камере Л1, создает подпор, препятствуя разрыву. При ходе поршня вниз объем камеры 7 уменьшается, вода, перетекая в полость М, сжимает воздух, 122
смягчая тем самым гидравлический удар. Давление воздуха в камерах регулируют невозвратно-разобщительным клапаном 9 так, чтобы его давление превышало на 0,03 МПа давление воды. При недостаточном давлении будут возникать гидравлические удары, при неоправданно большом — воздух будет попадать в систему,
Рис. 7.5. Телескопическое устройство для подачи воды наохлажде* ние поршней двигателей фирмы МАН
что приведет к образованию воздушных мешков и вызовет перегрев головки поршня. Работу системы контролируют по внешнему виду струи воды, стекающей из отливной камеры через смотровую воронку. Прерывистая струя при нормальной температуре выходящей воды будет указывать на большое давление воздуха в полости /И. Прерывистая струя и повышенная температура воды укажут на наличие трещины на головке поршня, через которую в воду попадают горячие газы.
123
§7.3. Водяные насосы и водоохладители
Насосы. Охлаждение двигателя осуществляется автономными электроприводными насосами и насосами, навешенными на двигатель. В качестве автономных используют центробежные насосы. Они просты по устройству, имеют высокий КПД, надежны в эксплуатации. В быстроходных двигателях центробежные насосы системы охлаждения приводятся во вращение от коленчатого вала двигателя. Кроме центробежных насосов в быстроходных двигателях применяют самовсасывающие водокольцевые насосы. В отдельных случаях находят применение поршневые насосы, приводимые в действие
Рис. 7.6. Пластинчатый теплообменник фирмы «Лаваль»
через балансир от крейцкопфа продувочного насоса или от кривошипа коленчатого вала. Поршневые насосы имеют большую высоту всасывания и достаточно высокий КПД.
Водоохладители. На судах применяют трубчатые водоохладители, которые по конструкции мало отличаются от масляных холодильников, рассмотренных в предыдущей главе. В последние годы на судах иностранной постройки используют пластинчатые теплообменники фирмы «Лаваль» (рис. 7.6). Пластинчатый теплообменник состоит из комплекта фасоннопрессованных пластин из нержавеющей стали. Каждая пластина имеет резиновое уплотнение для обеспечения водонепроницаемости мест соединения соседних пластин. Весь пакет пластин зажимается с помощью стяжных болтов между неподвижной плитой /, которая крепится к кронштейну, укрепленному на судовом фундаменте, и нажимной плитой 3. В плите имеются отверстия для присоединения трубопроводов. В каждой пластине 2 также есть отверстия, облицованные резиной. Облицовка может быть сплошной, и тогда жидкость из отверстия в промежуток между пластинами вытекать не будет. Если резиновая облицовка вокруг 124
отверстия не сплошная, жидкость вытекает в промежуток между пластинами. Все пластины делят на первые и вторые. У первых пластин впуск и выпуск находятся в левых углах, у вторых — в правых. По одну сторону каждой пластины протекает охлаждаемая жидкость, по другую — охлаждающая. Жидкости двигаются противотоком. Пластинчатые охладители компактны, легко разбираются и очищаются. Они применяются как водо-водяные и как водомасля-ные. При обслуживании теплообменников фирмы «Лаваль» нельзя иметь перепад давлений по обе стороны пластин больше 0,4 МПа, так как площадь пластин большая, и сила, действующая на всю площадь при большой разности давлений, может разрушить пластину. При включении насосов необходимо нагнетательный клапан открывать постепенно, избегая гидравлических ударов, которые могут привести к появлению трещин и разрушению пластин.
Глава 8
АГРЕГАТЫ ПРОДУВКИ И НАДДУВА
§ 8.1. Впускные и выпускные трубопроводы
Впускной трубопровод, или ресивер, служит для подвода воздуха в цилиндры двигателя. В четырехтактных двигателях без наддува воздух засасывается в ресивер из машинного отделения или может приниматься с палубы по специальному трубопроводу. В двигателях с наддувом и в двухтактных двигателях воздух нагнетается в цилиндры воздухонагнетателями. Для уменьшения колебаний давления объем ресивера делают достаточно большим, проходное сечение должно обеспечить скорость воздуха не более 20 м/с. Внутри ресивера в двигателях с наддувом устанавливают воздухоохладители.
Для измерения давления воздуха, поступающего в цилиндр, на ресивере устанавливают манометры, а для измерения температуры — термометры. Из системы смазки нагнетателей в ресивер вместе с воздухом могут попадать пары масла. Чтобы снизить давление газов при взрыве паров масла, ресивер снабжают предохранительными автоматическими клапанами. Горловины, закрытые крышками, служат для очистки ресивера. Ресивер изготовляют из листовой стали. Для уменьшения шума в машинном отделении ресивер снаружи обшивают асбестом и покрывают стальным кожухом.
В двигателях с двухступенчатым наддувом ресивер может разделяться продольной перегородкой (на две ступени давления) и поперечными перегородками (отделяющими подпоршневые пространства отдельных цилиндров или группы цилиндров). На перегородках вырезаны окна, которые служат для установки пластинчатых клапанов, автоматически открывающихся при расчетном давлении.
Конструкция выпускного трубопровода зависит от системы наддува. В двигателях без наддува выпускные газы отводятся через
125
короткие патрубки в общий выпускной коллектор, охлаждаемый водой. Отдельные участки коллектора для возможности свободного расширения соединяют между собой с помощью гофрированной трубы или телескопического уплотнения с чугунными разрезными уплотнительными кольцами.
В двигателях с газотурбинным наддувом с турбинами постоянного давления выпускные газы от всех цилиндров поступают в общий коллектор, объем которого = 3 £ Vs (2 Vs — суммарный рабочий объем цилиндров, работающих на этот коллектор). При таком объеме давление газов перед турбиной остается постоянным. При использовании турбин с переменным давлением газа перед соплами общий выпускной коллектор отсутствует, а выпускные газы подводятся к турбине от одного или нескольких цилиндров по коротким патрубкам малого объема. Используя импульс газа, выходящего из цилиндра в момент открытия выпускных органов с высоким давлением и температурой, можно повысить мощность турбины. Выпускной тракт двигателей с газотурбинным наддувом покрыт слоем изоляции, поверх которой одет кожух из листового железа или рубашки с водяным охлаждением.
Для уменьшения шума на выпускном трубопроводе за турбинами устанавливают глушитель. В качестве глушителя может использоваться утилизационный котел. По правилам Регистра СССР судовая дизельная установка должна быть оборудована устройством для улавливания и гашения искр в выпускных газах.
§ 8.2. Особенности процессов наполнения и выпуска двухтактных ДВС
В двухтактных двигателях на процессы выпуска отработавших газов и наполнения цилиндра воздухом отводится всего 130—150° ПКВ, тогда как у четырехтактных двигателей 400—450°. Это обстоятельство создает трудности для хорошей очистки цилиндров от отработавших газов и наполнения его свежим зарядом воздуха. Кроме того, в двухтактных ДВС отработавшие газы из цилиндра выталкиваются не поршнем, а продувочным воздухом, при этом неизбежно частичное *перемешивание воздуха с газами.
Процессы выпуска отработавших газов и наполнения цилиндра свежим зарядом в двухтактных двигателях протекают в такой последовательности: после открытия выпускных окон (клапанов) начинается «свободный выпуск» — истечение газов из цилиндра в выпускной коллектор за счет разности давлений в цилиндре и выпускном коллекторе. Скорость истечения газов в период свободного выпуска 500—600 м/с при температуре газов около 1000 °C в начале выпуска. В конце свободного выпуска давление в цилиндре падает. В это время поршень открывает Продувочные окна и начинается продувка цилиндра воздухом. Воздух к окнам подается продувочным насосом под давлением 0,11—0,13 МПа, вытесняет отработавшие газы и занимает освободившийся объем; происходит «принужденный выпуск» Н продувка, т. е. наполнение цилиндра воздухом.
126
В зависимости от системы продувки при ходе поршня вверх продувочные окна могут закрываться раньше выпускных, и тогда через открытые выпускные окна (клапаны) будет теряться часть заряда воздуха. Если продувочные окна закрываются позже выпускных, то происходит дозарядка цилиндра воздухом. Качество очистки цилиндра двухтактного двигателя и наполнения его свежим зарядом зависит от совершенства системы продувки, которая должна обеспечивать наибольшую мощность и экономичность двигателя.
В зависимости от характера движения потоков воздуха все существующие схемы продувки подразделяют на контурные и прямоточные. В контурных схемах поток продувочного воздуха,поступая через окна в средней части рабочей втулки, описывает внутренний
Рис. 8.1. Схема основных типов продувки
контур цилиндра и движется вниз к выпускным окнам. В прямоточных схемах воздух движется только в одном направлении — вдоль оси цилиндра. Путь воздуха и отработавших газов в прямоточных продувках примерно в два раза короче, чем в контурных. На рис 8.1 показаны контурные и прямоточные схемы основных типов про-, дувки.
Контурные схемы по взаимному расположению окон в цилиндре разделяют на поперечные и односторонние петлевые При поперечном расположении (рис. 8.1, а, б) продувочные окна расположены напротив выпускных. При одностороннем расположении продувочные и выпускные окна (рис. 8.1, в) размещены по одну сторону цилиндра. В прямоточных схемах выпускные и продувочные окна (или клапаны) всегда расположены по концам цилиндра.
Прямоточные системы продувки подразделяют на прямоточные, клапанно-щелевые (рис. 8.1, г) и прямоточно-щелевые бесклапанные (рис. 8.1, д). У первых продувка производится через окна, расположенные в нижней части цилиндра, а выпуск — через выпускные клапаны в крышке цилиндра; у вторых выпуск и продувка осуществляются через окна, открывающиеся противоположно движущимися поршнями.
127
В современных двухтактных двигателях применяют эксцентричное, радиальное, лучевое и тангенциальное расположения окон в плане, что влияет на процесс продувки и выпуска.
Эксцентричное расположение (рис. 8.1, а) используют в контурных поперечных схемах продувки. Оси выпускных окон направлены по радиусам, оси продувочных — в точку, расположенную со смещением к оси цилиндра в сторону продувочных окон.
Радиальное расположение (рис. 8.1, б) применяется для выпускных окон в контурных схемах с поперечным расположением выпускных и продувочных окон и в прямоточно-щелевых схемах. Оси окон направлены по радиусам.
Лучевое расположение (рис. 8.1, в) применяют при одностороннем расположении окон в петлевых схемах продувки. Оси окон направлены в виде лучей из одной или нескольких точек, расположенных эксцентрично или вне цилиндра.
Тангенциальное расположение (рис. 8.1, г) применяется в двигателях БМЗ, фирмы «Бурмейстер и Вайн» и др. Оси окон направлены касательно к окружности, диаметр которой меньше диаметра цилиндра.
Для уменьшения потери свежего заряда на выпускных патрубках контурных продувок иногда устанавливают заслонки, управляющие выпуском. При восходящем движении поршня заслонка, разворачиваясь на своей оси, перекрывает выпускной патрубок ранее момента закрытия поршнем продувочных окон. Таким образом, процесс газообмена заканчивается в момент закрытия заслонки и потеря свежего заряда снижается. Однако наличие заслонок и привода к ним усложняет конструкцию и эксплуатацию двигателя, снижает его надежность.
§ 8.3. Газотурбокомпрессоры
Газотурбокомпрессоры для умеренного наддува состоят из одноступенчатой осевой или радиальной газовой турбины и одноступенчатого центробежного нагнетателя, установленных на одном валу
Рис. 8.2. Крепление лопаток газовой турбины
и заключенных в один корпус. Ротор лежит на двух подшипниках, из которых один опорный, второй опорно-упорный. Газотурбокомпрессоры могут иметь шариковые подшипники качения или бронзо-
128
вые подшипники скольжения. Иногда бронзовые втулки подшипников заливают баббитом толщиной 0,3—0,5 мм, что значительно
повышает надежность их работы. Турбины работают при постоянном или попеременном давлении выпускных газов. Максимальная температура газов перед турбиной 550—650 °C. Рабочие лопатки турбины выполняют из жаропрочной стали или сплава на никелевой основе с большим содержанием хрома и добавкой кобальта или молибдена. Лопатки можно приварить к диску (рис. 8.2, б), крепить с помощью елочного соединения (рис. 8.2, в) или в пазах специальной формы (рис. 8.2, а). Длинные лопатки скрепляют в пакеты бандажной проволокой.
Ротор турбокомпрессора (рис. 8.3) выполняют сварным с напрессованным и приваренным к по-лувалам диском, изготовляют за одно целое с диском или соединяют с ним болтами.
Колесо нагнетателя насаживается на вал ротора и крепится шпонкой или шлицами. Рабочие колеса нагнетателей применяют полузакрытого типа с радиальными лопатками и вращающимся направляющим аппаратом, обеспечивающим безударный вход воздуха на лопатки. Направляющим аппаратом служат загнутые передние кромки лопаток. По выходе с рабочего колеса воздух попадает в диффузор.
Диффузор нагнетателя (рис. 8.4) представляет собой круговую решетку из направляющих лопаток, образующих расширяющиеся каналы. При движении воздуха по каналам диффузора уменьшается его скорость и возрастает дав-
Рис. 8.3. Ротор турбокомпрессора
ление.
Лабиринтовые уплотнения между ротором и корпусом служат для предотвращения утечки воздуха в газовыпускную полость нагнетателя, утечки газа из корпуса турбины в полость опорного
129
подшипника, подсоса воздуха и масла из корпуса опорно-упорного подшипника в приемную полость центробежного нагнетателя. Наибольшее применение получили гребенчатые радиальные уплотнения. Гребешки выполняют на вставных чугунных кольцах или на валу ротора; они могут выполняться также в виде завальцованных в вал ротора тонких (0,1—0,2 мм) колец. Количество гребешков четыре — шесть. Воздух или газ, проходя через малые зазоры между гребешками и выточками в корпусе, дросселируются, давление воздуха или газа падает, а за счет изменения направления движения уменьшается скорость. В камеры укупорки, расположенные между гре-
Рис. 8.4. Диффузор нагнетателя
бешками, подается воздух от нагнетателя. Для предотвращения попадания масла из полостей подшипников к лабиринтам служат маслосгонная резьба и маслоотбойные кольца.
Пропуск масла в воздушную и газовую полости нагнетателя происходит при засорении каналов, подводящих воздух в камеры укупорки. Масло образует нагар на сопловом аппарате и рабочих лопатках турбины, снижает ее КПД. Большие нагарообразования в зазоре между колесом и корпусом нагнетателя могут вызвать заклинивание ротора.
Газотурбокомпрессоры типа ТК (рис. 8.5) выпускаются нескольких типоразмеров и устанавливаются на двигателях мощностью от 300 до 3000 кВт. Конструкция нагнетателя состоит из трех частей: газоподводящего корпуса 9 с двумя патрубками для присоединения выпускных коллекторов, газовыпускного корпуса 7 и корпуса компрессора 2 с улиточным воздухосборником 4. Ротор составной, с приваренным к полувалам 5 диском 6; от действия газов защищен ко-130
жухом 14. Компрессорное колесо 17 отлито за одно целое с вращающимся направляющим аппаратом 1. Дуффузор 15 безлопаточный. Литые турбинные лопатки 12 приварены к диску. Сопловой венец 8 набран из литых сегментов. Подшипники скольжения 10 расположены по концам ротора. Смазка к подшипникам подводится от глав-
Рис. 8.5. Газотурбоком прессор типа ТК
ной масляной магистрали двигателя. Воздух в камеры лабиринтовых уплотнений 11 подается по каналам 3 и 13 в корпуса ГТК. Газоподводящий 9 и газовыпускной 7 корпуса охлаждаются водой. Чтобы уменьшить нагревание воздуха, между корпусом компрессора 2 и газовыпускным корпусом поставлена теплоизоляционная стенка 16.
§ 8.4. Дополнительные устройства системы
наддува
Нагнетатели. Для продувки и наддува двухтактных двигателей в системах механического и комбинированного наддува применяют нагнетатели объемного и центробежного типов. К нагнетателям объемного типа относят роторно-лопастные нагнетатели и поршневые насосы.
Роторно-лопастные нагнетатели (ротативные насосы) могут приводиться в действие от коленчатого вала двигателя или иметь автономный электропривод. В корпусе нагнетателя (рис. 8.6) размещены 131
два ротора, валы которых связаны шестернями. Роторы вращаются в противоположные стороны. Между роторами и корпусом имеется постоянный минимальный зазор 0,02—0,08 мм. Роторы выполняют с двумя (рис. 8.6, а) или тремя (рис. 8.6, б) лопастями.
При вращении роторов в направлении, указанном стрелками, в полости К будет создаваться разрежение. Воздух заполнит объем F между ротором и корпусом. Ротор не сжимает воздух, а переносит его и выталкивает в полость D, при этом происходит сжатие воздуха. Ротор нагнетателя изготовляют из алюминиевых сплавов. Корпус нагнетателя обычно выполняют из того же материала. Это делают для того, чтобы при нагревании иметь примерно
Рис. 8.6. Схема роторно-лопастного нагнетателя: а — с двумя лопастями; б— с тремя лопастями
Рис. 8.7. Трехлопастные роторы: а — с прямой лопастью; б — с винтовой лопастью
одинаковое расширение и сохранить первоначальные минимальные зазоры между роторами и корпусом.
Частота вращения роторов 100—6000 об/мин, при этом скорость на периферии ротора не более 40 м/с. Между коленчатым валом двигателя и валами роторов ставят ускоряющую передачу и упругую муфту. Для реверсивных двигателей на нагнетателе устанавливают специальные золотники, которые позволяют сохранить постоянное направление движения воздуха при реверсе двигателя.
Роторно-лопастные насосы или ротативные нагнетатели по сравнению с поршневыми имеют меньшие размеры и создают более равномерную подачу воздуха. Их недостаток — большой уровень шума при работе насоса, возникающий из-за пульсирующего характера подачи воздуха, а также перетекание воздуха через зазоры из нагнетательной полости во всасывающую. Для уменьшения шума ставят глушители на всасывании, звуковую изоляцию на ресиверах и применяют винтовые роторы, у которых лопасти образуют винтовую поверхность (рис. 8.7).
Поршневые насосы применяют в малооборотных двухтактных двигателях для продувки и наддува (при комбинированной системе наддува). Они приводятся в действие или от специального кривошипа 132
коленчатого вала, или через балансир от крейцкопфа рабочего цилиндра. В первом случае двигатель обслуживается одним насосом типа «тандем» двойного действия. Во втором случае продувочный насос обеспечивает воздухом только один или два смежных цилиндра.
Подпоршневые насосы, или подпоршневые полости, в современных мощных крейцкопфных двухтактных двигателях используют в ка-
Рис. 8.8. Подпоршневой насос двигателей фирмы MAH KZ 70/120
честве дополнительных наддувочных агрегатов. Насосное устройство (рис. 8.8) имеет всасывающие 3 и нагнетательные 4 клапаны, диафрагму, отделяющую полость насоса от картера, сальник /, через который проходит шток поршня. Всасывающие клапаны могут принимать воздух из атмосферы при параллельном наддуве или от газотурбокомпрессора 5 при последовательном. При сжигании тяжелого топлива необходимо изолировать полость рабочего цилиндра от картера, чтобы избежать загрязнения циркуляционного масла смолами и кислотными соединениями, которые откладываются на стенках цилиндра. Диафрагмы 2 с сальниками образуют замкнутые
133
полости под рабочими поршнями, удобные для использования в качестве продувочных насосов.
Охлаждение наддувочного воздуха. При сжатии воздуха в компрессоре повышается его температура, поэтому в конце сжатия плотность воздуха, а значит, и ре возрастают непропорционально давлению. Охлаждение воздуха после компрессора позволяет увеличить его плотность и, следовательно, массу заряда, сжечь больше топлива и повысить мощность двигателя. Охлаждение заряда улучшает условия работы деталей ЦПГ за счет понижения температуры, что позволяет повысить ре j\q 1,4—2,5 МПа без повышения допустимых значений теплонапряженности.
Особенно большое значение имеет охлаждение воздуха при повышенном наддуве, когда температура в компрессоре в конце сжатия возрастает до 120—150 °C. Расчеты показывают, что при охлаждении наддувочного воздуха на каждые 10 °C снижения температуры можно повысить мощность двигателя на 1,5—2,5 % и несколько уменьшить удельный расход топлива. Промежуточное охлаждение воздуха снижает среднюю температуру газов за цикл и дает возможность при повышении мощности путем наддува сохранить прежнюю теплонапряженность цилиндра, поршня и крышки.
На современных двигателях воздух охлаждается с помощью воздухоохладителей с большой поверхностью охлаждения, встроенных в ресивер наддувочного воздуха. На дизелях 5Д-50 и 9Д-100 применяют холодильники с плоскими оребренными трубками, по которым циркулирует вода; трубки расположены в шахматном порядке с малым шагом.
Воздухоохладители прокачивают забортной водой, байпасная труба с клапаном позволяет регулировать температуру воздуха путем изменения количества воды, протекающей через охладитель. Площадь поверхности охлаждения воздухоохладителя позволяет охладить воздух до температуры, на 10 °C превышающей температуру забортной воды. Во время эксплуатации двигателя температуру воздуха после охладителя регулируют так, чтобы она была на несколько градусов выше температуры точки росы. Это дает возможность избежать конденсации водяных паров, находящихся в воздухе, так как в противном случае конденсат с поверхности трубок охладителя уносится потоком воздуха в цилиндр и смешивается с цилиндровым маслом, ухудшая его свойства, что приводит к повышенному износу деталей ЦПГ. Для определения минимально допустимой температуры наддувочного воздуха пользуются специальными таблицами, по которым в зависимости от давления наддува, температуры и влажности окружающего воздуха определяют «точку росы» и, изменяя количество воды, протекающей через холодильник, обеспечивают необходимую температуру воздуха в ресивере При пуске двигателя и работе на малых ходах воздух не охлаждают и всю воду направляют в обход воздухоохладителя по байпасной трубе.
Контроль за работой системы наддува осуществляется по следующим параметрам: давлению и температуре продувочного воздуха 134
в ресивере двигателя р3 и 13', перепаду давления воздуха до и после приемного фильтра нагнетателя; температуре выпускных газов перед турбиной /г; частоте вращения ротора турбины /гт. Частота вращения ротора, давление воздуха в ресивере и температура выпускных газов зависят от режима работы дизеля и для режима полного хода указываются в формуляре двигателя.
Отклонение п? от нормального значения указывает на закоксо-вание выпускных и продувочных окон дизеля и на загрязнение проточной части газотурбонагнетателя. Снижение р3 при неизменной пт свидетельствует о загрязнении проточной части центробежного нагнетателя. Масло попадает на поверхность колеса вместе с воздухом из машинного отделения и за счет разрежения подсасывается из системы смазки подшипника. Масляные отложения делают поверхности проточной части шероховатыми, что приводит к уменьшению скорости воздуха и падению давления. Для удаления масляных отложений один-два раза в сутки на поверхность рабочего колеса нагнетателя подают воду или дизельное топливо. Вода или топливо (0,5—1 л за один раз) подаются из специального бачка, установленного над нагнетателем, в его приемную полость. Очистка происходит под действием центробежной силы, возникающей при попадании жидкости на рабочее колесо компрессора. Через 6—8 тыс. ч работы во время профилактического ремонта вскрывают нагнетатель и промывают проточную часть горячим конденсатом (температура около 80 °C).
Глава 9
РЕВЕРСИВНО-ПУСКОВАЯ СИСТЕМА
Для пуска дизеля необходимо раскрутить его коленчатый вал от постороннего источника энергии. После появления первых вспышек в цилиндрах посторонний источник энергии отключают, и двигатель начинает работать на топливе. Средняя скорость поршня должна быть не меньше 0,7—1,2 м/с. При такой скорости температура в цилиндрах в конце сжатия обеспечивает самовоспламенение топлива. Если скорость поршня меньше, то возрастают утечки воздуха через неплотности цилиндропоршневой группы, давление и температура сжатия будут низкими. Кроме того, малая скорость поршня увеличивает продолжительность процесса сжатия, и сжимаемый воздух заметно охлаждается от стенок цилиндра. Поскольку средняя скорость поршня непосредственно не измеряется, принято говррить о пусковой частоте вращения коленчатого вала, которая составляет 15—25 % от ее номинального значения.
Пусковые качества дизеля зависят от конструкции, быстроходности, способа и условий смесеобразования, теплового состояния двигателя. Основные факторы, определяющие продолжительность и надежность пуска, — смесеобразование и сгорание. Пуск холодного двигателя или при низкой температуре наружного воздуха
135
затрудняется, самовоспламенение топлива может произойти только после подачи в цилиндр нескольких порций топлива. По Правилам Регистра СССР пусковая система должна обеспечить безотказный пуск холодного двигателя при температуре машинного отделения не ниже +8 °C.
При пуске судовых двигателей коленчатый вал можно раскручивать следующими источниками:
— вручную за рукоятку (ручной пуск применяется на малых двигателях мощностью до 7—8 кВт в цилиндре);
— электрическим стартером;
— сжатым воздухом, поступающим в цилиндр из специальных баллонов через пусковые клапаны.
Пуск сжатым воздухом обычно осуществляется на двигателях с мощностью более 70—80 кВт. Высокооборотные дизели мощностью до 200 кВт могут иметь как воздушное, так и электрическое пусковое устройство (например, двигатель 5ЧНСП 15/18, у которого Ne = ~ 184 кВт и п = 1500 об/мин).
§9.1. Пуск при помощи стартеров
На судах применяют электрические стартеры, представляющие собой электродвигатели постоянного тока с сериесной обмоткой. Источник питания электростартеров — аккумуляторная батарея. Зубчатая шестерня, соединенная с валом стартера, на время пуска двигателя должна входить в зацепление с зубчатым венцом на маховике двигателя и автоматически выходить из зацепления, отключая
Рис. 9.1. Схема электростартерного пускового устройства
стартер после того, как двигатель начнет работать на топливо. Применяют два типа механизма сцепления — инерционный с перемещением шестерни по винтовой резьбе и принудительный, при котором электромагниты передвигают вал стартера вместе с шестерней.
Стартеры изготовляют на напряжение 12 и 24 В. Схема электрооборудования двигателя, имеющего электростартерный пуск, по-136
казана на рис. 9.1. Опа состоит из аккумуляторной батареи 1, пускового реле 2, которое обеспечивает пуск двигателя с поста управления, электростартера 3, генератора 4, преобразователя 5 и электросети 6.
Электростартер работает следующим образом. Во время пуска двигателя нажимают на стартерную кнопку 7, чтобы в катушке электромагнита возник ток. Создавшийся магнитный поток втягивает сердечник с укрепленной на нем медной контактной пластиной до замыкания электрической цепи для запуска стартера. При освобождении стартерной кнопки пружина пускового реле отсоединяет сердечник от контактов электрической цепи и стартер останавливается.
Вал генератора кинематически связан с коленчатым валом двигателя и заряжает аккумуляторные батареи во время его работы. Дизель-генераторы с двигателями 5Д-50, применяемые на судах промыслового флота, в качестве стартеров могут использовать свои обратимые генераторы. На период пуска генератор превращается в электродвигатель и раскручивает коленчатый вал дизеля. Обратимый генератор имеет дополнительную сериесную обмотку. Пусковой ток он получает от другого работающего дизель-генератора (в машинном отделении их три или четыре).
§ 9.2. Пусковая система сжатого воздуха
Пусковая система сжатого воздуха состоит из следующих устройств: вспомогательных компрессоров, баллонов сжатого воздуха (воздухохранителей), трубопроводов высокого давления, главного пускового клапана, воздухораспределителей и пусковых клапанов рабочих цилиндров.
Рис. 9.2. Схема пускового устройства сжатым воздухом с пневматически управляемыми пусковыми клапанами
, Для пуска двигателей применяются две основные схемы: с пневматически управляемыми клапанами и с автоматическим открытием пусковых клапанов цилиндров. Схема с управляемыми клапанами представлена на рис. 9.2 в полном комплекте — от компрессоров до пусковых клапанов.
137
В крышке каждого рабочего цилиндра двигателя установлен пусковой клапан 16, который управляется пусковым золотником 11. Золотники (их количество соответствует количеству пусковых клапанов) приводятся в действие кулачками 10, установленными на распределительном валу 9. Для разобщения пусковой системы с баллоном сжатого воздуха 7 во время маневрирования (пуск двигателя, перевод на работу на топливо, остановка) предусмотрен главный пусковой (маневровый) клапан 19. Этим клапаном управляет золотник управления 2, связанный с пусковой рукояткой 1.
Воздушный компрессор 8 с электроприводом засасывает воздух из атмосферы, сжимает его и подает в баллон. Давление сжатого воздуха контролируется манометром 6. Перед пуском двигателя открывается запорный клапан 5 и воздух устремляется в главный пусковой клапан, а по магистрали 3 в золотник управления, который, находясь в положении «Стоп», занимает нижнее положение, сообщая между собой магистрали 3 и 18. В этом случае главный пусковой клапан оказывается сверху нагруженным и плотно прижат к своему гнезду.
При установке рукоятки 1 в положение «Пуск» (показано на схеме) золотник управления переходит в положение, при котором магистраль 18 сообщается с атмосферой, клапан 19 разгружается, давлением воздуха снизу поднимается вверх, и сжатый воздух по главной пусковой магистрали 17 поступает к пусковым клапанам 16 и по магистрали 4 к золотникам 11. Однако открыть пусковой клапан воздух не сможет, так как этому препятствует пружина 15 и давление самого воздуха, которое действует снизу на разгрузочный поршень 14, насаженный на шток клапана. Поскольку площадь поршенька несколько больше площади тарелки клапана, то силой своего давления воздух будет прижимать клапан к гнезду. Поступая к золотникам 11, воздух будет стремиться отжать их вниз, но этому препятствуют кулачки 10. Только у одного цилиндра кулачок, находясь в положении срезом вверх, даст возможность золотнику опуститься и произойдет перепуск воздуха через магистраль 12 в полость нагрузочного (управляющего) поршня 13, имеющего большой диаметр. Пусковой клапан откроется и воздух поступит в рабочий цилиндр двигателя, перемещая поршень (он находился в ВМТ) и вращая коленчатый вал. Начнет вращаться и распределительный вал, срез шайбы подойдет к золотнику другого цилиндра (при радиальном расположении пусковых золотников) и откроется следующий клапан в соответствии с установленным порядком работы цилиндров. Ролик первого пускового золотника зайдет на выступ кулачковой шайбы и переместит золотник в верхнее положение, при котором магистраль 12 соединится с атмосферой, и под действием пружины 15 клапан закроется.
В результате поочередной подачи сжатого воздуха в цилиндры двигателя коленчатый вал будет раскручиваться до пусковой частоты вращения, после чего рукоятку 1 переставляют в положение «Работа». При этом в цилиндры начинает поступать топливо, а по магистралям 3 и 18 воздух, который закроет главный пусковой 138
клапан. Пусковое устройство прекратит действие, и двигатель будет работать на топливе. Открытие пусковых клапанов происходит на такте расширения за 3—10° до прихода поршня двигателя в ВМТ. Опережение открытия делается для того, чтобы к приходу поршня в ВМТ клапан был полностью открыт. Опасности, что вследствие опережения коленчатый вал повернется в обратном направлении, нет, так как в этот момент еще открыт пусковой клапан предыдущего (по порядку работы) цилиндра.
Пусковое устройство с автоматическим открытием пусковых клапанов применяется на малогабаритных высокооборотных двигателях. Принципиальная схема устройства показана на рис. 9.3. При открытии главного пускового клапана 2 сжатый воздух поступает в воздухораспределитель 1 и далее к пусковому клапану 3 цилиндра 4 двигателя. Когда коленчатый вал начнет вращаться, воздухо-
Рис. 9.3. Принципиальная схема пускового устройства с автоматическим открытием пусковых клапанов
распределитель будет направлять воздух в последующие цилиндры по порядку их работы. На схеме принят порядок работы 1—5—3— 6—2—4 (если производить отсчет номеров цилиндров слева). Автоматические клапаны представляют собой невозвратные клапаны, нагруженные слабыми пружинами.
По Правилам Регистра СССР энергетическая установка должна оборудоваться не менее, чем двумя главными компрессорами и аварийным компрессором. Каждый главный компрессор должен иметь такую производительность, при которой один из баллонов главного дизеля заполняется воздухом от давления 0,5 МПа до рабочего давления 2,5—3,0 МПа не более чем в течение одного часа. Емкость каждого воздухохранителя должна быть достаточной для двенадцати пусков реверсивного или шести пусков нереверсивного дизеля из холодного состояния, без добавления воздуха.
По этим же Правилам пуск главных судовых двигателей должен осуществляться безотказно при любом положении коленчатого вала. Для выполнения этого требования пусковой воздух должен подводиться у двухтактных дизелей не менее чем к четырем цилиндрам, у четырехтактных — не менее чем к шести. Рассмотрим устройство составных элементов пусковой системы.
Компрессоры. Для судовых дизельных установок применяют поршневые двухступенчатые компрессоры с электроприводом. В качестве аварийных используют дизель-компрессоры. По Правилам Регистра СССР дизель аварийного компрессора кроме стартерного пуска должен запускаться вручную от пусковой рукоятки. Некото
139
рые дизели имеют подкачивающие компрессоры с приводом от коленчатого вала.
По принципу действия компрессоры делятся на дифференциальные и типа «тандем».
Дифференциальный компрессор (рис. 9.4, а) работает следующим образом. При нисходящем движении поршня через клапан 9 из атмосферы засасывается воздух, заполняя ступень низкого давления (НД). При подъеме поршня воздух сжимается, закрывает всасы-
Рис. 9.4. Схемы двухступенчатых компрессоров: а — дифференциального типа; б — типа «тандем»
вающий клапан, и когда давление сжатия превысит давление воздуха в нагнетательном трубопроводе, произойдет автоматическое открытие перепускного клапана 8. Воздух, сжатый в ступени низкого давления примерно до 0,4 МПа, будет поступать в холодильник 5, затем в сепаратор 4 и далее через клапан 2 в ступень высокого давления (ВД). В этой ступени воздух сжимается до конечного давления примерно до 3 МПа, и через клапан 1, пройдя холодильник и сепаратор (на схеме не показаны), направится в баллоны В холодильнике 5 воздух, температура которого в результате сжатия повысилась, охлаждается почти до первоначального значения, что уменьшает работу, затрачиваемую на последующее сжатие в ступени высокого давления, Кроме того, без охлаждения воздуха его температура может стать настолько высокой, что возникнет опасность самого
воспламенения смазочного масла. Сепаратор 4 задерживает частицы воды и масла, содержащиеся в воздухе. Периодически они удаляются продувками через кран 3. На трубопроводах низкого и высокого давления устанавливаются предохранительные клапаны 7 и манометры 6.
Действие компрессора типа'«тандем» (рис. 9.4,6) отличается от дифференциального тем, что при восходящем движении поршня сжатие воздуха происходит одновременно в обоих ступенях давления (НД и ВД). Последнее обстоятельство повышает нагрузку на вал и подшипники, что является недостатком компрессоров типа «тандем».
При достижении установленного давления воздуха в баллонах компрессоры выключаются: имеющие электропривод — путем остановки электродвигателя (вручную или автоматически), а навешенные на двигатель — оборудованы специальным автоматическим устройством, которое нажимает на всасывающий клапан 9 и держит его в открытом положении, переводя компрессор на холостую работу.
Баллоны (воздухохранители). Баллоны изготовляют цельнотянутыми из мягкой стали с приваренной или резьбовой головкой. Большие воздухохранители выполняют сварными и снабжают горловиной для осмотра и очистки.
На рис. 9.5 представлен баллон для пускового воздуха. Головка 1 крепится шпильками 2 к баллону. В головке размещены: приемный клапан 3, через который баллон заполняется сжатым воздухом от компрессора; предохранительный клапан 9 для стравливания воздуха в атмосферу при повышении давления в баллоне выше установленного; запорный клапан 4, который служит для открытия выхода воздуха через штуцер 8 в воздушный трубопровод на двигатель; клапан продувания 6, через который, с помощью трубки 7 из баллона удаляется конденсат; клапан 5 для манометра. •
Трубопроводы. Трубопроводы высокого давления изготовляют из цельнотянутых стальных или медных труб, они имеют фланцевые соединения с применением красномедных прокладок.
Главный пусковой клапан. Этот клапан открывается при переводе рукоятки управления в положение «Пуск» и закрывается после установки ее в положение «Стоп» или «Работа». Он соединяет пусковую магистраль двигателя с баллонами пускового воздуха, а при остановке двигателя или при переводе на работу на топливе разъединяет. На двигателях малой мощности главный пусковой клапан (маневровый) может иметь механический привод. На большинстве двигателей он открывается сжатым воздухом, который поступает в нагрузочную полость клапана.
На рис. 9.6 показан маневровый клапан двигателей ДР 30/50. В корпусе 2 помещен клапан 4, нагруженный пружиной 3. Сверху на шток клапана опирается нагрузочный поршень 13. Воздух из баллона по трубе 6 поступает в полость б, откуда по каналу в штуцере 7 и трубопроводу 8 направляется к нагрузочному клапану на пост управления.
141
142
При переводе рукоятки управления в положение «Пуск» открывается нагрузочный клапан на посту управления и воздух по трубопроводу / попадает в полость б, давит на нагрузочный поршень 13 и передвигает его вниз, открывая клапан 4. Отверстие 12 при этом закрывается. Из баллона через открытый маневровый клапан воздух поступает в пространство а и по трубе 5 направляется к воздухораспределителю и пусковым клапанам рабочих цилиндров.
При переводе рукоятки управления в положение «Стоп» или
Рис. 9.6. Маневровый клапан двигателей ДР 30/50
Рис. 9.7. Главный пусковой клапан дви-гателей фирмы «Зульцер»
«Работа» нагрузочный клапан на посту управления разобщает трубопровод 8 с трубкой 1 и сообщает полость б с атмосферой. Под действием пружины клапан 4 сядет на гнездо 9, одновременно откроются отверстия 12, канал в штуцере 10, и воздух из пусковой системы двигателя через полость а по трубе 11 уйдет в ресивер продувочного воздуха. Наличие главного пускового клапана дает возможность совершать повторные пуски двигателя при открытом запорном клапане на пусковом баллоне.
Маневровый клапан двигателей фирмы «Зульцер» (рис. 9.7) не имеет нагрузочного поршня. Воздух из баллона подводится в полость А, через небольшие отверстия проходит внутрь клапана 1 и через зазор между штоком 6 и втулкой 2 — в полость Б. Давлением воздуха на клапан снизу и силой пружины 3 клапан удерживается в закрытом положении. В пусковом положении управляющий воз-
143
дух подводится под золотник 5 разгрузочного клапана 4, поднимает клапан, сообщая полость Б с атмосферой. Давление воздуха из полости А на дифференциальную площадку клапана превышает силу пружины и клапан открывается. После окончания пускового периода воздух из-под золотника стравливается в атмосферу, разгрузочный клапан закрывается, в полости Б создается давление, под действием которого клапан садится на гнездо. Клапан может управляться вручную с помощью штока с маховиком 7.
Воздухораспределитель. Управление открытием и закрытием пусковых клапанов осуществляется с помощью воздухораспределителей, которые по конструкции подразделяются на золотниковые, дисковые и клапанные. Последние имеют ограниченное распространение, применяются в двигателях фирмы «I ранди мотори в Триесте». Для каждого двигателя (в зависимости от тактности п числа цилиндров) устанавливается оптимальная фаза открытия пускового клапана, в течение которой воздухораспределитель подает управляющий воздух в пневмоцилиндр пускового клапана, а затем стравливает его в атмосферу. Максимальная продолжительность открытия пускового клапана не должна превышать 120° ПКВ, так как большая продолжительность неоправданно увеличит расход воздуха на пуск двигателя.
На рис. 9.8 представлен воздухораспределитель дискового типа. Он состоит из корпуса 4, соединенного с корпусом привода и закрытого крышкой. В корпусе находится барабан 7. На верхнем торце барабана имеются вертикальные отверстия 5, соединенные боковыми каналами с образующей поверхностью барабана. Число отверстий в барабане равно числу цилиндров двигателя. В корпусе 4 есть отверстия, которые совмещаются с боковыми каналами на барабане 7 и трубками 11 и 6 соединяются с нагрузочными полостями пусковых клапанов. На верхней плоскости барабана вращается распределитель воздуха 15, укрепленный шпонкой 13 на валике 9. Валик приводится во вращение с помощью конической шестерни 8 от распределительного вала.
Когда двигатель работает на топливе, пружина 16 отжимает распределитель воздуха от барабана. Распределитель 15 имеет сквозное эллиптичное отверстие 3, через которое воздух поступает в каналы 5 и далее к пусковым клапанам. На нижней поверхности распределителя отфрезерован подковообразный паз 12, сообщающийся с атмосферой.
Воздух из баллонов через главный пусковой клапан по трубке 1 через штуцер 2 поступает в пространство 17 и прижимает распределитель 15 к барабану. Через отверстие 3 он поступает в канал 5 и по трубке 11 в пусковой клапан одного из цилиндров. Поршень рабочего цилиндра начинает двигаться вниз: поворачивается коленчатый вал и распределитель, поворачиваясь, подает воздух в следующий цилиндр.
После того как кривошип данного цилиндра повернется на угол, в течение которого должен быть открыт пусковой клапан, подковообразный паз 12 соединяет вертикальное отверстие 5 с атмосферой, 144
воздух из нагрузочной полости пускового клапана стравливается в атмосферу, пусковой клапан закрывается.
Для реверса двигателя с поста управления с помощью рейки 10 поворачивают барабан 7 на некоторый угол, при этом под отверстие 3
Рис. 9.8. Воздухораспределитель дискового типа
распределителя подводится вертикальный канал того цилиндра, в котором поршень поднимается вверх. Сжатый воздух, поступая в цилиндр навстречу поднимающемуся поршню, останавливает поршень, а затем толкает его вниз, заставляя коленчатый вал изме
145
нить направление вращения. По трубке 14 подается смазка на распределитель 15.
На рис. 9.9 представлен воздухораспределитель золотникового типа двигателей фирмы «Бурмейстер и Вайн». Все золотники помещаются в одном корпусе. Они приводятся в действие от кулачковых шайб 4, имеющих отрицательный профиль. Валик воздухораспределителя приводится во вращение от коленчатого вала двигателя с помощью цепной передачи. Два комплекта кулачковых шайб для работы на передний и задний ход отфрезерованы вместе с втулкой, которая сидит на валике. Скользящая шпонка позволяет при реверсе передвигать втулку в осевом направлении, подводя под толкатели золотников шайбы заднего или переднего хода. При работе на топливе пружины 1 поднимают золотники 2 в верхнее положение, при
котором толкатели не соприкасаются с кулачковыми шайбами. В пусковой период воздух от главного пускового клапана по трубкам 3 поступает в корпус золотников и опускает их на кулачковые шайбы. Если при этом под толкателем находится профильная часть шайбы, то золотник займет нижнее положение, его рабочее поле откроет доступ воздуху в трубку 5, по которой он поступает в управляющий цилиндр пускового клапана, заставляя клапан открыться. При положении толкателя на цилиндрической части кулачковой шайбы золотник находится в верхнем положении, соединяя трубку 5 с атмосферой, что приводит к закрытию пускового клапана.
Угол заклинивания кулачковых шайб обеспечивает открытие пусковых клапанов при положении кривошипов в ВМТ. При реверсе двигателя (например, с переднего хода на задний) с поста управления с помощью реверсивной рукоятки и рычажно-валиковой передачи передвигают кулачковые шайбы воздухораспределителя в осевом направлении и подводят под толкатели золотников шайбы заднего хода. Так как сторона вращения вала теперь не соответствует углу заклинивания кулачковых шайб, на профильную часть опустятся толкатели золотников тех цилиндров, у которых поршни поднимаются вверх, а кривошипы повернуты на угол 80—100° до 146
ВМТ. Следовательно, воздухораспределитель откроет пусковые клапаны для подачи контрвоздуха навстречу поднимающимся поршням. После того как коленчатый вал изменит направление вращения, фазы подачи пускового воздуха будут соответствовать новому направлению вращения, и пусковые клапаны начнут открываться в ВМТ, раскручивая вал на задний ход.
Золотниковые воздухораспределители могут иметь индивидуальное или групповое исполнение. Индивидуальные устанавливаются для каждого цилиндра и приводятся в действие от кулачковых шайб распределительного вала, что позволяет уменьшить длины воздухопроводов и выполнить их одинаковыми. В групповых воздухораспределителях все золотники устанавливаются в общем корпусе и приводятся в действие от собственного распределительного валика с кулачковыми шайбами при рядном расположении золотников или имеют одну шайбу при радиальном (звездообразном) расположении золотников.
Пусковые клапаны. В современных двигателях применяют пусковые клапаны с пневматическим приводом. Пуск двигателя может осуществляться: подачей в цилиндры пускового воздуха и после раскручивания вала одновременным переводом всех цилиндров на работу на топливе; одновременным вводом в цилиндр сжатого воздуха и топлива.
Сжатый воздух может подаваться в цилиндр не только для пуска двигателя, но и для торможения коленчатого вала при реверсе. В случае подачи сигнала «Полный назад» при номинальной скорости быстрое уменьшение частоты вращения гребного вала до нуля может быть достигнуто за счет подачи в цилиндр контрвоздуха навстречу поднимающимся поршням за 70—105° до ВМТ.
Конструкция пусковых клапанов зависит от принятого способа пуска двигателя и от необходимости использования клапана для подачи контрвоздуха.
Схема пускового клапана показана на рис. 9.10, а. Клапан помещается в корпусе 4. Он имеет тарелку, выполненную вместе со штоком, направляющую втулку 5 с канавками лабиринтовых уплотнений и управляющий поршень /, который может перемещаться внутри цилиндра 2, присоединенного к корпусу клапана.
Рабочий воздух подводится в полость А и при открытом клапане поступает в цилиндр двигателя. Воздух, управляющий открытием клапана, поступает от воздухораспределителя в полость В. Давление воздуха в полости А уравновешивается, так как площади тарелки клапана и направляющей штока примерно равны. Клапан удерживается в закрытом состоянии силой пружины 3. При неподвижном коленчатом вале клапан открывается под действием силы давления воздуха на управляющий поршень сразу после подачи воздуха в полость В и закрывается пружиной после соединения полости В с атмосферой. Когда коленчатый вал раскручивается, на тарелку клапана начинает действовать сила давления воздуха в камере сжатия. Если площади управляющего поршня и тарелки клапана примерно одинаковы, то клапан будет открываться только тогда, когда
147
давление в цилиндре ниже давления пускового воздуха. Такие клапаны применяют на двигателях, в которых производится пуск на воздухе с одновременной подачей топлива в цилиндр. Во время процесса горения такой клапан не сможет открыться, и тем самым будет исключена возможность заброса пламени в пусковой трубопровод, где всегда находятся пары масла, способные воспламениться. Клапан откроется после того, как кривошип повернется на 20—40°
Рис. 9.10. Пусковой клапан с пневматическим приводом: а — схема работы; б — конструкция
за ВМТ по ходу расширения и давление в цилиндре упадет ниже давления пускового воздуха.
Пусковые клапаны главных двигателей, работающих на гребной винт, у которых предусмотрена подача контрвоздуха для быстрого торможения коленчатого вала, не должны закрываться давлением воздуха из цилиндра на тарелку клапана. Площадь управляющего поршня у таких клапанов в 3—4 раза больше площади тарелки. Контрвоздух, поступающий в цилиндр по ходу сжатия навстречу поднимающимся поршням, не может сразу затормозить коленчатый вал; поршни, продолжая движение вверх, сжимают воздух. При открытом пусковом клапане воздух из цилиндра будет перетекать в пусковой трубопровод, давление в конце сжатия повысится до 3,5—4 МПа (вместо 6,0—7,5 МПа в случае закрытия пускового
148
клапана и крышкой цилиндра.
Рис. 9.11. Пусковой клапан двигателей фирмы «Зульцер»
клапана давлением воздуха), работа сжатия будет превышать работу расширения, обеспечивая достаточную эффективность торможения.
На рис. 9 10, б показан пусковой клапан с пневматическим приводом. Клапан И установлен в корпусе 7 и нагружен пружиной 15. Красномедное кольцо 12 и резиновые кольца 14 обеспечивают газонепроницаемость между корпусом Пусковой воздух от главного пускового клапана по каналу 8 в крышке цилиндра 9 подводится в корпус клапана через отверстия 13. Технологическая заглушка 10 закрывает канал Шток клапана имеет лабиринтовые канавки, обеспечивающие воздухонепроницаемость между корпусом клапана и штоком. Сверху корпус клапана закрыт крышкой 16 и шпильками крепится к крышке цилиндра. Болт 5, упирающийся в сухарь 4 и ввернутый в шток клапана, удерживает тарелку пружины 15. Управляющий воздух от воздухораспределителя через отверстие 3 поступает в полость 2, давит на поршень 6 и заставляет клапан открываться. С момента открытия клапана пусковой воздух по каналу 8 через отверстия 13 и открытый клапан поступает в цилиндр. Клапан закроется усилием пружины 15 тогда, когда воздухораспределитель стравит воздух из полости 2 в атмосферу. Площадь поршня 6 рассчитана так, чтобы пусковой клапан открывался при давлении в цилиндре не свыше
3 МПа. Этим предотвращается попадание горячих газов в пусковой трубопровод и обеспечивается безопасность одновременного пуска двигателя на топливе и воздухе. Для смазки клапана в крышке 16 есть отверстие, закрытое болгом 1.
Пусковые клапаны двигателей фирмы «Зульцер» (рис. 9.11) имеют дифференциальный управляющий поршень. На шток 2 клапана насажена чугунная втулка 4 с тремя поршнями. Дифференциальный поршень 6 управляет открытием клапана, поршень 5 — закрытием, поршень 3 уравновешивает давление пускового воздуха на тарелку клапана. Воздух от главного пускового клапана по трубопроводу 1 поступает в полость А клапана, давит на тарелку клапана и на поршень 3, но под действием пружины 8 клапан остается в закрытом
149
состоянии. Когда воздух от воздухораспределителя по каналу Ю поступит в надпоршневую полость D, то он будет давить на верхнюю (большую) площадь дифференциального поршня и, преодолевая сопротивление пружины 8, откроет клапан. После опускания поршня 6 на 2—3 мм верхнее кольцо 7 откроет доступ воздуха в полость С, и клапан начнет быстро открываться за счет давления на большую и малую площади дифференциального поршня 6. Для закрытия пускового клапана из воздухораспределителя воздух по каналу 11 поступает в полость В пускового клапана. Одновременно из полостей С и D пускового клапана воздух стравливается в атмосферу и клапан начинает закрываться за счет воздействия воздуха на нижнюю часть поршня 6 и пружины 8.
За 2—3 мм до посадки клапана в гнездо поршень 5 отсекает поступление воздуха в полость В и дальнейшее закрытие осуществляется путем воздействия воздуха на нижнюю часть поршня 4. Одновременно верхнее кольцо 7 поршня 6 разобщает полость С с атмосферой. Оставшийся в полости С воздух по внутренним каналам (на рисунке не показаны) перетекает в полость В, что обеспечивает торможение и мягкую посадку клапана на седло. Через масленку 9 подается масло на смазку поршней.
К преимуществам клапанов с дифференциальным управляющим поршнем следует отнести: безопасность пуска с одновременной подачей воздуха и топлива, исключающую заброс пламени из цилиндра в пусковой трубопровод, так как при открытии клапана давление в пусковом трубопроводе больше или равно давлению в рабочем цилиндре (обеспечивается подбором площадей поршня 6); эффективность торможения двигателя подачей конгрвоздуха; быстрое открытие и закрытие клапана; мягкая посадка тарелки клапана на гнездо. Недостатки таких клапанов — более сложная конструкция и опасность повреждения клапана от гидравлического удара при попадании влаги в полость С из-за малого пространства над поршнем.
Заканчивая изучение пусковой системы сжатого воздуха, отметим, что для двигателей средней и большой мощности она является практически единственной. Эти системы отличаются высокой надежностью, постоянной готовностью к действию, возможностью быстрого маневрирования двигателем. Главным недостатком системы является возникновение значительных тепловых напряжений в днищах поршней, крышек и верхних частях втулок цилиндров во время реверсов вследствие соприкосновения относительно холодного пускового воздуха с горячей поверхностью камеры сгорания (подробно см. § 17.2),
§ 9.3. Реверсивные устройства
Каждое судно должно иметь возможность при необходимости быстро останавливаться или изменять направление движения (ход вперед — ход назад) Для этого главные судовые двигатели, непосредственно соединенные с гребным валом, снабжают реверсивным устройством, позволяющим изменять направление вращения колен-150
комплекса двигатель —валопровод —
Рис. 9.12. Реверсирование систем: а — газораспределения; б — подачи топлива
чатого вала *. Как правило, реверсивное устройство конструктивно компонуется вместе с пусковым и в этом случае называется реверсивно-пусковым. Процесс реверсирования двигателя должен быть кратковременным: по Правилам Регистра СССР он не может превышать 12 с. От надежности работы реверсивно-пускового устройства в значительной мере зависит безопасность мореплавания и маневрирования судов с дизельными установками.
Независимо от принципа работы и способа исполнения функции любого реверсивно-пускового устройства должны включать:
— наполнение рабочих цилиндров сжатым воздухом из пусковых баллонов при раскручивании гребной винт;
— обеспечение перестановки распределительных органов при реверсировании;
— сохранение фаз поступления пускового воздуха в цилиндры двигателя при его пуске «Вперед» или «Назад»;
— обеспечение одинаковых углов опережения подачи топлива при работе на передний или задний ход;
— сохранение фаз газораспределения;
— реверсирование навешенных на двигатель вспомогательных механизмов.
В четырехтактных двигателях для сохранения одинаковых фаз газообмена на передний и задний ход обязательно наличие двойного комплекта кулачковых шайб для каждого клапана. Представим, что при работе двигателя «Вперед» поршень одного из цилиндров находится в НМТ (конец такта расширения), тогда ролик 1 (рис. 9.12, а) рычага выпускного клапана должен набежать на выступ его кулачковой шайбы 2. Так как выпускной клапан открывается раньше прихода поршня в НМТ, то при рассматриваемом положении он будет уже открыт на величину h. Теперь допустим, что начиная с этого момента вал двигателя должен изменить направление вращения на обратное. Процесс выпуска, независимо от направления вращения, должен продолжаться, а следовательно, должен открываться выпускной клапан. Если распределительный вал будет вращаться в обратную сторону, т. е. по часовой стрелке, то кулачковая шайба 2 начнет закрывать клапан, так как ролик будет сходить с ее выступа. Очевидно, для продолжения подъема клапана нужна вторая кулачковая шайба 3, зеркально расположенная по отношению к первой (а — углы сдвига кулачковых шайб).
Необходимо также реверсировать систему топливоподачи. Подача топлива в цилиндр двигателя обычно начинается до ВМТ и закан-
При наличии ВРШ главные двигатели могут быть нереверсивными.
151
чивается после нее. Следовательно, при положении поршня в ВМТ плунжер ТНВД еще продолжает свой нагнетательный ход и кулачковая шайба топливного насоса должна бьпь заклинена по отношению к кривошипу с отставанием на угол ср (рис. 9.12, б). Расположение точек на профиле кулачковой шайбы, соответствующих началу подачи топлива (НП) и концу подачи (КП), зависит от способа регулирования ТНВД и цикловой подачи топлива. При реверсировании двигателя рабочий участок НП—КП находится соответственно на другой стороне ее профиля. Поэтому необходимо развернуть распределительный вал на угол 2ср (при симметричном профиле шайб) или сместить его в осевом направлении и подвести под ролики толкателей ТНВД другой комплект кулачковых шайб.
Порядок осуществления реверса работающего четырехтактного двигателя:
1) выключение подачи топлива, остановка двигателя;
2) подъем роликов клапанных толкателей и плунжеров топливных насосов над кулачковыми шайбами;
3) передвижка распределительного вала в осевом направлении;
4) спускание роликов толкателей на кулачковые шайбы другого направления вращения;
5) пуск двигателя в другом направлении вращения.
Все эти операции надо выполнять в строгой последовательности, иначе неизбежна поломка деталей двигателя.
Каждое реверсивно-пусковое устройство имеет блокировочный механизм, который исключает возможность ошибочных действий обслуживающего персонала. Так, нельзя произвести пуск двигателя до тех пор, пока полностью не закончится реверсирование.
В двухтактных двигателях со щелевой продувкой система реверсирования упрощается. На некоторых двигателях, например, топливные насосы иногда можно не реверсировать. Распределительные валы таких двигателей имеют одну кулачковую шайбу топливного насоса симметричного профиля, у которой активные участки расположены симметрично затылку кулачной шайбы, а при обратном — другой стороной.
Для перемещения распределительного вала в осевом направлении или поворота его на угол реверса применяют специальные усилители — сервомоторы, в которых используется энергия сжатого воздуха или жидкости —масла, находящегося под давлением. Необходимость применения сервомотора определяется величиной усилия, которое требуется для перестановки распределительных органов. Чаще применяют поршневые, реже —лопастные сервомоторы.
Реверсивные устройства можно выполнить на базе трех конструктивных схем.
1. Двойной комплект кулачковых шайб закреплен на распределительном валу. При реверсировании распределительный вал перемещается в осевом направлении на ширину кулачковой шайбы. Под ролики толкателей подводят шайбы заданного хода. Данная схема самая распространенная для четырехтактных двигателей и менее распространенная для двухтактных.
152
2. Распределительный вал имеет один комплект кулачковых шайб топливных насосов. Шайбы имеют симметричный профиль, оси симметрии составляют с соответствующими кривошипами коленчатого вала угол 0°. Изменение направления вращения двигателя осуществляется за счет реверсирования пускового воздухораспределителя. Схема применяется в двухтактных двигателях со щелевой продувкой и топливными насосами с регулировкой начала подачи. При положении кривошипа в ВМТ ролик толкателя насоса будет всегда находиться на выступе кулачковой шайбы. Следовательно, при работе двигателя на передний и задний ход подача топлива будет заканчиваться в ВМТ.
Подобное конструктивное решение реверсивного устройства — наиболее простое, однако его можно применять только на двигателях, у которых угол опережения подачи топлива находится в пределах 18—22° (например, двигатели ДР 30/50 и 8ДР 43/61), а ТНВД имеют постоянный КП топлива. При меньших углах опережения подача топлива заканчивается при повороте кривошипа за ВМТ и становится необходимым реверсирование насосов.
3. Распределительный вал имеет один комплект кулачковых шайб для привода топливных насосов и выпускных клапанов. При реверсировании происходит проворачивание распределительного вала относительно коленчатого на определенный угол. Схема применяется на двухтактных двигателях с прямоточно-клапанной и щелевой контурной продувками.
Рассмотрим конструкции реверсивно-пусковых устройств некоторых главных двигателей промысловых судов.
На рис. 9.13 представлена схема поста управления четырехтактным двигателем NVD-36, по которой удобно проследить взаимодействие основных элементов реверсивно-пускового устройства. На валике реверсивного рычага 3 закреплена шайба 2 блокировочного устройства, имеющая два выреза. Поворот шайбы, а следовательно, и рычага 3 блокируется стержнем 4, который связан с пусковой рукояткой 5. На конце пускового валика установлена лекальная шайба 9, в которую упирается установочный винт 10 Г-образного рычага 8, связанного с рейкой 11 топливных насосов.
При работе двигателя (пусковая рукоятка в положении «Работа») изменение частоты вращения осуществляется регулятором скорости путем воздействия на рейку 11 тягой 7. Шайба 9 не препятствует этому, так как ее срез располагается против винта 10. При остановке двигателя (пусковая рукоятка в положении «Стоп») выступ шайбы 9 набегает на винт 10 и посредством рычага 8 перемещает рейку 11 вправо, в положение нулевой подачи. Вырез стержня 4 становится против выреза в шайбе 2, создавая возможность реверса двигателя. Для выполнения этого маневра рычаг 3 переводят в положение «Назад», осуществляя тем самым вручную перемещение распределительного вала 1 влево и подводя под ролики толкателей газораспределительных клапанов, пусковых золотников и топливных насосов кулачковые шайбы заднего хода.
153
После пуска двигателя и перевода рукоятки 5 в положение «Работа» срез шайбы 9 вновь освободит рейку //и под действием пружины она переместится влево, включив в работу топливные насосы. Поворот пускового валика при переводе пусковой рукоятки 5 вызовет подъем стержня 4 и блокировку шайбы 2 (правым вырезом). Одновременно произойдет опускание золотника управления 6 и закрытие главного пускового клапана.
В приведенной схеме шайба 2 и стержень 4 представляют блокировочное устройство, исключающее возможность ошибочных действий персонала во время маневрирования.
На рис. 9.14 показана схема реверсивно-пускового устройства двигателей NVD-48. Это пневмогидравлическое устройство с поршневым сервомотором без специального механизма для подъема толкателей.
Маневры двигателем выполняют с помощью рукоятки 12, которая может находиться в четырех фиксированных положениях: «Работа», «Стоп», «Реверс» и «Пуск», а также реверсивной рукоятки 16, находящейся в одном из двух положений — «Вперед» или «Назад». Из пусковых баллонов 19 сжатый воздух поступает в промежуточную полость главного пускового клапана 7 и далее в клапан переключения 11. В положении маневровой рукоятки 12 на «Стоп» или «Работа» воздух удерживает клапан переключения закрытым. При установке маневровой рукоятки в положение «Реверс» клапан переключения с помощью рычага 13 открывается. По трубе 14 воз
154
дух подходит к золотнику 15 и в зависимости от положения реверсивной рукоятки 16 поступает в один из гидравлических цилиндров 17 или 18. Из гидравлического цилиндра масло выжимается в соответствующую полость сервомотора 20, поршень которого 21 перемещается, передвигая распределительный вал 1 на передний или задний ход.
Из промежуточной полости главного пускового клапана воздух поступает также в золотник управления 10. Если маневровая рукоятка находится в положениях «Стоп», «Работа» или «Реверс», воздух от золотника управления движется в верхнюю полость главного
Рис. 9.14. Схема реверсивно-пускового устройства двигателей NVD-48
пускового клапана и удерживает клапан закрытым. Плотность посадки клапана дополнительно обеспечивается пружиной 9.
Сжатый воздух, поступающий в корпус золотника 15, направляется также по магистрали 6 к перекидным клапанам 3 и через них — к нагрузочным поршенькам пусковых клапанов 4 всех цилиндров. Пусковые клапаны открываются, и происходит стравливание газа из рабочих цилиндров через магистраль 5 и атмосферный золотник главного пускового клапана. Такая декомпрессия облегчает последующий пуск двигателя и уменьшает расход пускового воздуха.
После окончания передвижения распределительного вала особый механизм обратной связи освобождает рычаг 13, который нежестко связан с валиком рукоятки 12. Клапан переключения 11 закрывается, стравливая воздух из магистралей 14 и 6; пусковые клапаны тоже закрываются. При переводе рукоятки 12 в положение «Пуск» золотник управления 10 с помощью рычажного устройства 8 поднимается вверх и разгружает верхнюю полость главного пускового клапана 7,
155
соединяя ее с атмосферой. В результате воздух из баллона, преодолевая сопротивление пружины 9, поднимает клапан и поступает в главную воздушную магистраль 5. Из магистрали воздух устремляется к пусковым клапанам 4 и к индивидуальным распределительным золотникам 2, каждый из которых имеет свою управляющую шайбу, насаженную на распределительный вал. Золотник, цилиндр которого находится в пусковом положении, будет отжат вниз, и воздух, отбросив перекидной клапан 3 вверх, поступит к нагрузочному поршеньку пускового клапана 4. Клапан откроется, и начнется
Рис. 9.15. Схема реверсивно-пускового устройства двигателей БМЗ — «Бурмейстер и Вайи»
раскручивание двигателя воздухом без подачи топлива, так как профильный сектор 23 рычажком 24 удерживает тягу 25 в положении нулевой подачи. По достижении пусковой частоты вращения рукоятка 12 переводится в положение «Работа». Золотник 10 опускается, давление над главным пусковым клапаном восстанавливается, и он закрывается. Профильный сектор 23 освобождает тягу 25, и пружина 22 включает заданную подачу топлива, величина которой устанавливается маховичком (на схеме не показан), кинематически связанным с задающей пружиной всережимного регулятора.
Для остановки двигателя маневровую рукоятку ставят в положение «Стоп», и профильный сектор 23 рычажком 24 передвигает тягу 25 в положение нулевой подачи.
Реверсивно-пусковое устройство двигателей БМЗ и фирмы «Бурмейстер и Вайн» показано на рис. 9.15. Это устройство характернее
зуется тем, что при реверсе коленчатый вал проворачивается относительно застопоренного распределительного вала на определенный угол таким образом, что сохраняются условия работы дизеля как для переднего хода, так и для заднего.
Пост управления двигателем имеет две рукоятки: топливнопусковую 22 и реверсивную 23. В положении «Стоп» при открытом запорном вентиле 1 сжатый воздух подходит к главному пусковому клапану 2 и одновременно по трубе 12 к вспомогательному клапану 21, а оттуда по трубе 9 — к нагрузочному поршеньку 2, который прижимается к седлу, и в результате пусковой воздух в цилиндры не поступает.
Для запуска двигателя необходимо рукоятку 22 передвинуть в положение «Пуск». При этом с помощью системы кинематических рычагов переместится шток вспомогательного клапана 21. В результате поступление воздуха через трубу 12 прекратится, а воздух из трубы 9 выйдет в атмосферу. Вследствие этого происходит разгрузка главного пускового клапана, он открывается, и воздух начинает поступать по трубе 3 к пусковым клапанам 4, а по трубам 5 и 8 — к воздухораспределителю 13, через который по трубе 6 осуществляется управление пусковыми клапанами.
Реверс двигателя осуществляется установкой рукоятки 22 в положение «Стоп», а рукоятки 23 — в положение заданного хода, т. е. «Вперед» или «Назад». При этом рукоятка 23 через систему рычагов тягой 10 производит горизонтальное перемещение валика с кулачковыми шайбами 7 переднего и заднего хода. Происходит реверсирование воздухораспределителя 13. Затем рукоятку 22 переводят в положение «Пуск» (дальнейшее движение рукоятки на положение «Работа» заблокировано до окончания реверса). Воздух начинает поступать в цилиндры до остановки двигателя, притормаживая коленчатый вал и заставляя его вращаться в обратном направлении.
Одновременно пусковой воздух проходит по трубке 5, через вспомогательный клапан 11 и далее по трубопроводу 20 в цилиндр тормозного устройства 17. С помощью тормозного колеса 18 происходит фиксация распределительного вала 14. Когда коленчатый вал начинает вращаться в обратную сторону, звездочка 16 привода вместе с ведущей половиной кулачковой муфты 19 проворачивается до встречи с новым выступом половины муфты, заклиненной на распределительном валу (поворот на 130°). Относительное вращение используется также для поворота гильзы 15 с винтовым пазом, вследствие чего к концу реверса через систему тяг перемещается вспомогательный клапан 11 и тормозной цилиндр разгружается. Одновременно снимается блокировка рычага управления, который затем необходимо перевести в положение пусковой подачи.
Таким образом, блокировка осуществляется здесь с помощью двух вспомогательных пневматических клапанов и системы механической блокировки поста управления.
Очевидное преимущество данной системы — значительное сокращение времени реверсирования за счет пневматического торможения
157
коленчатого вала и использование для реверса энергии самого двшателя, что исключает необходимость в специальном сервомоторе.
Наряду с изложенной схемой существует другая модификация, в которой реконструирован реверсивный блок (рис. 9.16).
Приводная звездочка 1 (см. рис. 9 15, поз. 16) свободно сидит на втулке 4 реверсивного механизма, закрепленной на валу реверса 10 с помощью шпонки. Вал реверса фланцевой муфтой соединяется с распределительным валом. На раме крепятся подшипники реверсивных кривошипных валиков 3, кривошипы 2 которых расположены в кулисе звездочки 1 и служат в качестве связи между звездочкой и рамой Две шестерни 5, закрепленные на концах кривошипных валиков, входят в зацепление с шестерней 6 тормозного
Рис. 9.16. Схема реверсивного блока
устройства, на удлиненной ступице которой насажен тормозной диск 7. Вовремя работы двигателя кривошипы удерживаются в крайних положениях специальными захватами, при этом шестерни 5 и шестерня 6 вращаются как одно целое, а все тормозное устройство вращается вместе с реверсивным (и распределительным) валом.
Торможение вала происходит так же, как в предыдущей схеме путем тормозящего воздействия специального устройства (см. рис. 9.15, поз. 17) на диск 7. После торможения вала 10 при повороте звездочки 1 шестерни 5, оси 3 которых закреплены в кронштейне И рамы, начнут обкатываться вокруг неподвижной шестерни 6 тормозного устройства. Кривошипы 2 будут разворачиваться до тех пор, пока кулачки 8 на торцах диска 7 и втулки 9 не придут в соприкосновение после относительного разворота на 130° (на последних моделях двигателей типа KGF реверсивные кривошипы разворачиваются с помощью лопастных масляных сервомоторов). При этом оси топливных и выпускных кулачковых шайб из положения отставания на 15° вначале догонят звездочку /, а затем к концу перекладки вала уйдут вперед соответствующих кривошипов на 15° ПКВ.
158
В реверсивно-пусковом устройстве двигателей DMR 8ZD 72/48AL-1 (рис. 9.17) маневрирование двигателем может осуществляться с местного поста управления или с помощью системы дистанционного автоматизированного управления (ДАУ) из центрального поста управления (ЦПУ) и с мостика. Местный пост управления оборудован маневровым маховиком 2, а система ДАУ пультом 1.
Система пневмогидравлическая с изменением фазы подачи пускового воздуха за счет поворота вала реверса 20 относительно распределительного вала 21 на угол реверса Для обеспечения надежности пуска система оборудована специальным гидравлическим устройством. Заданная с поста управления частота вращения двигателя автоматически поддерживается с помощью всережимного регулятора скорости 33 типа Вудворт UG-40. Для аварийной остановки двигателя при достижении частоты вращения более 250 об/мин имеется автомат остановки 52, а также тормозное устройство 53, предназначенное для торможения распределительного вала при реверсировании. Сжатый воздух от пусковых баллонов поступает в циклонный воздушный фильтр 44 по стрелке Б, а силовое масло в гидросистему по стрелке В в золотник реверса 9.
На рис. 9.17 реверсивно-пусковая система изображена в положении пуск двигателя «Вперед». Для этого маневровый маховик поворачивают по часовой стрелке на третье деление, через шестерню и зубчатый сектор тяга 3 вместе с кулисой 12 переместятся вправо, воздействуя с помощью фигурного выреза и пальца на угловой рычаг 7. Рычаг 7, входя верхним концом в паз кулачковой шайбы 22 воздухораспределителя 5, передвинет кулачок в положение, соответствующее переднему ходу. Одновременно левый (горизонтальный) конец углового рычага 7 переместит поршенек 10 золотника реверса 9 в положение переднего хода, вследствие чего масло пойдет по каналу 15 (канал 11 — канал заднего хода).
С верхней профильной частью кулисы взаимодействует ролик 13 рычага 6; при перемещении кулисы 12 рычаг 6, соединенный своим концом с вертикальной тягой 30, будет воздействовать на регулятор скорости, задавая пусковые обороты двигателя. К профильной части кулисы ролик 13 прижимается поршнем 14 гидравлического блокировочного устройства. В случае падения давления масла (в системе смазки двигателя) поршень 18 под действием пружины поднимется вверх и сообщит надпоршневую полость поршня 14 со сливным отверстием а, вследствие чего поршень 14 также поднимется и через тягу 30, регулятор скорости 33 и пружинную тягу 35 с помощью регулировочной планки 46 поставит рейки ТНВД 45 в положение нулевой топливоподачи.
После установки поршенька 10 в заданное положение масло по трубопроводу 8 устремляется к золотнику 23, находящемуся в корпусе 24 клапана пуска. Золотник занимает такое положение, при котором масло перепускается под поршень 25, который открывает клапан пуска 27.
Поступающий в систему сжатый воздух, пройдя фильтр 44, подается по трубопроводу 42, через клапан пуска 27, по трубопро-
159
Рис. 9.17. Схема реверсивно-пускового устройства двигателей ZD 72/48 AL-1
160
воду 38 в корпус главного пускового клапана 43. Клапан открывается, и воздух поступает в главную воздушную магистраль 40 и далее к пусковым клапанам 39 в крышках цилиндров. Из этой же магистрали воздух поступает в блокировочный золотник 16 вало-поворотного устройства /7 и в воздухораспределитель 5 (если не включено валоповоротное устройство), откуда по трубопроводу 48 подходит к пусковым клапанам и открывает их в соответствии с порядком работы цилиндров. Одновременно воздух подается в тормозное устройство 53 для предотвращения возможности вращения распределительного вала при пуске и реверсе двигателя.
После достижения двигателем пусковых оборотов центробежный регулятор 28 переместит золотник 23 вправо, что вызовет перекрытие магистрали 8, а также слив масла из полости под поршнем 25 через отверстие б и последующее перемещение этого поршня вниз под действием пружины. Вместе с поршнем опустится клапан 27, разобщив воздушные магистрали 42 и 38 Из магистрали 38 воздух, через отверстие в, стравится в атмосферу, что приведет к закрытию главного пускового клапана 43. При этом произойдет разгрузка главной воздушной магистрали 40 через отверстие г. Золотники 4 воздухораспределителя под действием своих пружин отожмутся от профиля кулачковой шайбы 22 и тормозное устройство 53 освободит распределительный вал. Далее вращением маневрового маховика (в данном случае по часовой стрелке) устанавливают нужную частоту вращения.
В магистрали 40 установлен предохранительный клапан 41, который срабатывает при давлении 3 МПа. Такое чрезмерное давление может возникнуть при неплотной посадке пусковых клапанов в гнезда.
Реверсирование происходит с помощью вала реверса 20, свободно сидящего на распределительном валу 21 и получающего вращение от коленчатого вала двигателя через шестерню 19. Масло по каналам 11 или 15 (в зависимости от заданного хода) через полость д между валами 20 и 21 заполняет полость е. Оно оказывает гидравлическое запирание поводка 50, принадлежащего распределительному валу, при его упоре в ограничители 51 переднего или 49 заднего хода, закрепленных на реверсивном валу. Для возможности свободного проворачивания валов в поводке предусмотрен пружинный штифт 54. При движении поводка от одного ограничителя до Другого (т е. при его повороте на угол реверса) штифт обеспечивает одновременный разворот поводка в такое положение, при котором масло имеет возможность перетекать из полости е по каналам ж и к, что снижает давление масла в полости е и дает возможность валам поворачиваться относительно друг друга. При упоре поводка 50 в ограничитель 49 сливной канал к закрывается и через отверстие н по каналам л и м масло заполняет полость е, осуществляя гидравлическое запирание обоих валов
Для обеспечения надежности пуска двигателя в состав реверсивно-пусковой системы входит гидравлическая система управления ТНВД, состоящая из поршневого блока 37, рычага 34 и масляных
161
трубопроводов 26, 29, 47. После окончания реверсирования масло по трубопроводу 29 подходит к блоку 37 и через систему внутренних каналов поступает в полость под поршнем 31, отжимая его в верхнее положение. При этом происходит поворот рычага 34. При пуске двигателя масло по трубопроводу 26 также поступает в блок и отжимает вверх золотник 32 и ограничительный поршень 36. Правый конец рычага 34 будет упираться в верхнюю часть поршня 36 и, таким образом, ограничивать подачу топлива в пусковой период. Рычаг 34 кинематически связан с регулировочной планкой 46 ТНВД.
По окончании пуска масло отводится из блока на слив через трубопровод 26 и отверстие б. Магистраль 47 также служит для слива масла из пространства над золотником 32 во время его подъема. После слива масла из блока 37 система отключается, и дальнейшее изменение топливоподачи осуществляется регулятором скорости в соответствии с заданием с поста управления двигателем.
Глава 10
ДИЗЕЛЬНЫЕ УСТАНОВКИ
ПРОМЫСЛОВЫХ СУДОВ
§ 10.1. Двигатели судов промыслового
флота
Советский промысловый флот имеет в своем составе большое количество добывающих, перерабатывающих и транспортно-рефрижераторных судов самого различного тоннажа. Размеры судов, их назначение и район промысла определили агрегатную мощность главных двигателей, которая находится в пределах от 7 до 7000 кВт.
Рассмотрим основные типы ДВС, преимущественно распространенных на судах флота рыбной промышленности.
Двигатели типа NVD-48 (ЧРН 32/48). Двигатели четырехтактные, тронковые, реверсивные, выпускаются в шести- и восьмицилиндровом исполнении с наддувом и без наддува (рис. 10.1). Применяют их в качестве главных двигателей на рыболовных траулерах различных типов. Восьмицилиндровый двигатель имеет обозначения: с наддувом — 8NVD-48A, 8NVD-48AU, 8NVD-482AU, 8NVD-48A2U; без наддува — 8NVD-48, 8NVD-48U. Все двигатели имеют одинаковые размеры цилиндра и ход поршня, различаясь только частотой вращения и характеристикой наддува.
Следует отметить, что двигатели типа NVD имеют большое количество других модификаций, которые также получили широкое распространение на промысловых судах в качестве главных и вспомогательных двигателей.
Техническая характеристика базового двигателя
Цилиндровая мощность, кВт............................. 49,6
Частота вращения, об/мин ........................... 275
Диаметр цилиндра, мм................................... 320
162
Ход поршня, мм............................................. 480
Средняя скорость поршня, м/с ............................... 4,4
Среднее эффективное давление, МПа ...................... 0,565
Максимальное давление сгорания, МПа......................... 5,2
Степень сжатия ............................................ 14,2
Удельный расход топлива, г/(кВт-ч) ......................... 225
Удельная масса двигателя, кг/кВт ........................... 56
Моторесурс, ч .......................................... 10 000
Остов двигателя. Фундаментная рама 3 чугунная, литая, корытообразной формы. Рамовые подшипники 4 имеют стальные вкладыши, залитые баббитом. В нижней части рамы, являющейся также маслосборником, проложена приемная труба 1 масляного насоса. К фундаментной раме с помощью анкерных связей 2 крепится чугунный блок-картер И. Картерное пространство закрыто крышками 6, которые снабжены предохранительными клапанами 7. Вентиляция картера осуществляется по трубкам 17. В картере установлены маслоуспокоительные сетки 26. Цилиндровые втулки 8 чугунные, с торцевым и радиальным сверлением для организации лубрикаторной смазки цилиндропоршневой группы. Цилиндровые крышки 12 чугунные, цельные, крепятся к блок-картеру шпильками 13. В крышке размещены газораспределительные клапаны, форсунка 16, пусковой и предохранительный клапаны и индикаторный кран 14. На крышках укреплены также стойки 15 клапанных рычагов.
Детали движения. Поршень 18 двигателя чугунный (в двигателях с наддувом — из алюминиевого сплава), с вогнутым днищем, под которым установлен маслоотражательный экран 10. Поршневой палец 19 плавающего типа, пустотелый, из мягкой стали с цементированной рабочей поверхностью. Поршни двигателей с наддувом выполнены из алюминиевого сплава, без маслоотражательного экрана. Шатун 23 откован из углеродистой стали. Стержень шатуна имеет круглое сечение с осевым сверлением для подачи смазки в головное соединение. Нижняя головка крепится к пятке шатуна болтами. Компрессионную прокладку под пятку завод-изготовитель в последнее время не ставит. Вкладышей подшипник кривошипа не имеет. Баббитом залиты корпус и крышка подшипника. Коленчатый вал 25 — стальной цельнокованый.
Кривошипы имеют смазочные каналы. На участке вала между первой и второй рамовыми шейками (считая с кормы) имеется откованный за одно целое с валом гребень упорного подшипника. На гребень насажена шестерня привода распределительного вала. На другом конце коленчатого вала насажена шестерня привода масляного насоса, которая крепится вместе с приставным эксцентриком привода водяных насосов и компрессора.
Распределительный вал 22 стальной, кованый, состоит из двух частей. Вал уложен на семи подшипниках. На валу установлены комплекты кулачковых шайб переднего и заднего хода. Кулачковые выступы снабжены коническими переходными поверхностями, поднимающими толкатели при реверсе.
Системы. Топливная система состоит из насосов высокого давления 20 золотниково-клапанного типа, форсунок 16 и фильтров.
163
Рис. 10.1. Двигатель типа NVD-48 (4РН-32/48)
164
Топливные насосы индивидуальные с рабочим давлением 28— 30 МПа. Форсунки закрытого типа, с гидравлическим подъемом иглы. Предусмотрена возможность охлаждения распылителей, однако практически эта возможность не используется. В последних выпусках форсунок каналы для охлаждения отсутствуют. Топливный фильтр двухсекционный, сетчатый.
Система смазки двигателя—циркуляционная, под давлением, от шестеренного двухсекционного реверсивного насоса. Подача масла для смазки рабочих цилиндров двигателя, компрессора и регулятора частоты вращения осуществляется плунжерным насосом-лубрикатором (типа Грютцнера), который приводится в движение от распределительного вала. Масляный фильтр двухсекционный, сетчатый. Масляный холодильник 9 диафрагменного типа, с четырьмя параллельно включенными секциями.
На двигатель навешены два поршневых водяных насоса 5 и 24, из которых один используется в системе охлаждения, (для забортной воды), а другой — в качестве трюмного. В контуре пресной воды используют центробежный насос.
На двигателях с наддувом устанавливают турбокомпрессор типа ЕКМ.
Система пуска — воздушная, с пневматическим открытием пусковых клапанов, управляемых индивидуальными цилиндрическими золотниковыми воздухораспределителями 21. Двигатель имеет навешенный двухступенчатый компрессор типа «тандем» и снабжен всережимным автоматическим регулятором частоты вращения прямого действия.
Двигатели фирмы SEMT «Пилстик» типа РС-2-400. Двигатели четырехтактные, тронковые, в реверсивном и нереверсивном исполнениях, с однорядным (РС-2-400) и У-образным числом цилиндров от 6 до 9 у однорядных и от 8 до 18 у V-образных двигателей. Все двигатели имеют одинаковые размеры цилиндра и ход поршня.
Двигатели PC-2L-400 установлены в качестве главных дизель-, генераторов на БМРТ типа «Наталья Ковшова», а двигатели PC-2V-400 в качестве дизель-редукторных агрегатов на ТР типов «Охотское море», «Амурский залив» и «Остров Русский». На рис. 10.2 показан двигатель PC-2V-400.
Техническая характеристика двигателей PC-2V-400
Цилиндровая мощность, кВт................................ 342
Частота вращения, об/мин ................................ 500
Диаметр цилиндра, мм..................................... 400
Ход поршня, мм........................................... 460
Средняя скорость поршня, м/с ........................... 7,7
Среднее эффективное давление, МПа ...................... 1,45
Максимальное давление сгорания, МПа ..................... 8,8
Удельный расход топлива, г/(кВт ч) ...................... 210
Удельная масса сухого двигателя, кг/кВт.................. 12
Остов двигателя Остов двигателя — стальной, состоящий из литых, штампованных и прокатанных элементов, соединенных между собой сваркой. Картер 1 имеет сверху промежуточное днище с от
165
верстиями для цилиндровых втулок 12. В боковых стенках картера находятся смотровые лючки с крышками 2 по числу цилиндров. Для увеличения жесткости картер снабжен поперечными перегородками 3, к которым снизу приварены арки для крепления рамовых подшипников. На перегородку сверху опираются фланцем рубашки
Рис. 10.2. Двигатель SEMT «Пилстик» типа PC-2V-400
цилиндров. Рамовые подшипники 13 подвесного типа, верхние и нижние половинки подшипников прижаты друг к другу домкратом. Тонкостенные вкладыши подшипников залиты свинцовистой бронзой и покрыты тонким слоем сплава свинца с оловом.
Рабочие втулки отлиты из легированного чугуна. Развал осей цилиндров выполнен под углом 45°. Верхняя часть втулки примерно на 2/3 ее длины охлаждается водой.
166
Цилиндровые крышки 7 восьмигранной формы, чугунные, литые. В каждой крышке размещены два всасывающих 8 и два выпускных клапана. Корпус 5 выпускного клапана охлаждается водой. Кроме газораспределительных в крышке размещены пусковой и предохранительный клапаны и форсунка. Пусковые клапаны имеются только на крышках одного ряда цилиндров, а на отверстиях для пусковых клапанов другого ряда установлены заглушки. Для возможности использования тяжелых сортов топлива с высоким содержанием ванадия фирма устанавливает выпускные клапаны с управляемым вращением (системы «Ротокап»). Клапанный привод смазывается от общей циркуляционной (или индивидуальной) системы смазки и закрыт сверху защитным кожухом 6.
Детали движения. Поршни 9 литые, цельные, из алюминиево-кремниевого сплава. Днище поршня имеет четыре выреза для возможности открытия газораспределительных клапанов. Внутри головки размещены спиральные каналы (полученные при отливке), по которым циркулирует охлаждающее масло (см. рис. 3.4). В канавку верхнего уплотнительного кольца запрессовано чугунное про-тивоизносное кольцо. Нижние кольца имеют на рабочей части поясок из свинцовистой бронзы.
Шатуны 11 стальные, штампованные, имеют Н-образное сечение. Шатуны двух противоположных цилиндров навешены на одну кривошипную шейку коленчатого вала, поэтому оси этих цилиндров смещены в длину на расстояние, равное ширине нижней головки шатуна, т. е. примерно на 125 мм. Втулка головного подшипника отлита из оловянистой бронзы, а вкладыши кривошипных подшипников аналогичны вкладышам рамовых. Коленчатый вал цельнокованый из хромомолибденовой стали, с удлиненными кривошипными шейками для присоединения двух шатунов, с соединительными фланцами на обоих концах вала. Один фланец служит для соединения с потребителем механической энергии, а на другой может устанавливаться шестерня валоповоротного устройства, маховик или пружинный демпфер, предназначенный для гашения крутильных колебаний и для амортизации толчков при страгивании вала с места или резком изменении его вращения. Шейки вала имеют облегчающие их осевые и радиальные сверления для подвода масла от рамовых подшипников к кривошипным и далее в головное соединение. На шейках кривошипов закрепляют противовесы, количество которых зависит от числа рабочих цилиндров. На двигателе установлены два распределительных вала 4, по одному на каждый ряд цилиндров. Привод валов осуществляется посредством шестерен с пружинными демпферами. Распределительные валы реверсивных двигателей имеют двойной комплект кулачковых шайб.
Системы. Топливная система состоит из насосов высокого давления 10 золотникового типа с регулировкой по концу подачи и форсунок закрытого типа. Форсунки охлаждаются пресной водой и имеют замкнутую систему, снабженную водяным холодильником и автоматическим терморегулятором. Имеется возможность визуального контроля системы охлаждения форсунок. Нагнетательные
167
трубки форсунок имеют двойные стенки (рубашку) для предотвращения попадания топлива в картер двигателя (и далее в систему смазки) в случае разрыва трубок. Фирма предусматривает возможность работы двигателя на тяжелых сортах топлива. Для этого в топливной системе устанавливают дополнительные подогревательные и фильтрующие устройства.
Система смазки двигателя — циркуляционная, под давлением 0,3 МПа, от центробежных насосов с радиальными лопастями. На каждом ряде цилиндров двигателя установлены турбокомпрессоры фирмы «Броун-Бовари» с импульсным подводом газа к турбине и промежуточным охлаждением продувочного воздуха. На двигателе установлен автоматический всережимный регулятор скорости системы «Вудворт» типа PGA с пневматическим дистанционным управлением и устройством для защиты двигателя от перегрузки.
Дизельные установки с двигателями PC-2V-400 указанных выше промысловых судов имеют высокую степень автоматизации и управляются из центральных постов управления.
Двигатель 8VD 26/20AL-2. Двигатель четырехтактный, восьмицилиндровый, тронковый с однорядным расположением цилиндров, с газотурбинным наддувом (рис. 10.3). Устанавливается в качестве главного двигателя на судах типа «Атлантик-Сейнер 333».
Техническая характеристика двигателей
Цилиндровая мощность, кВт...................................... 87 НО
Частота вращения, об/мин...................................... 750 1000
Диаметр цилиндра, мм ......................................... 200 200
Ход поршня, мм ............................................... 260 260
Средняя скорость поршня, м/с.................................. 6,5 8,67
Среднее эффективное давление, МПа............................. 1,65 1,65
Максимальное давление сгорания, МПа............................ 13 13
Степень сжатия................................................ 12,5 12,5
Удельный расход топлива г/(кВт-ч) ............................ 222 228
Масса двигателя, кг.............................................. 10 500
Остов двигателя Стенки фундаментной рамы 7 по высоте выходят за пределы опорных точек коленчатого вала. Благодаря этому опора не деформируется усилиями, которые возникают в месте соединения рамы с блоком цилиндров. Для закрепления подшипниковых крышек служат шпильки (в виде упругих болтов). Подшипниковые крышки пригнаны сбоку в постели рамы.
Кривошипно-шатунный механизм со стороны газораспределения и с выпускной стороны двигателя имеет картерные люки с крышками. Часть крышек картерных люков несет на себе взрывозащитный клапан. Фундаментная рама и блок цилиндров соединяются друг с другом шпильками (в виде упругих болтов). К обеим сторонам фундаментной рамы привинчены опорные полки. На блок цилиндров насажены сверху крышки цилиндров 4 и выпускной коллектор 3. С выпускной стороны к блоку цилиндров присоединена камера наддувочного воздуха 2. Под ней находятся крышки водяных полостей.
168
Верхний пояс втулки цилиндра 1 притерт в блоке цилиндров. Для уплотнения водяного пространства на нижнем конце втулки цилиндра заложено три резиновых кольца круглого сечения. Полость между верхним и нижним кольцами сообщается отверстием в блоке
Рис. 10.3. Двигатель типа 8VD 26 20 AL-2
цилиндров с машинным отделением. Благодаря этому можно контролировать уплотнение. Втулка цилиндра снизу вверх омывается охлаждающей водой.
Крышка цилиндра 4 сделана с плоским днищем, расположена на втулке цилиндров. Для уплотнения этих деталей между ними ставят медную прокладку профилированного сечения. В целях достижения направленного перемещения воздуха в камере сгорания впускные
169
клапаны имеют собственные каналы, которые не подвергаются взаимному аэродинамическому влиянию. Они расположены в камере сгорания тангенциально к стенке втулки цилиндра. На крышке цилиндра находится привод клапанов, заключенный в маслонепроницаемый кожух. Предохранительный клапан перепускной охлаждающей воды и индикаторный клапан закреплены на крышке цилиндра вне кожуха.
Рамовые подшипники выполнены одинаковыми для всех опорных точек. Они состоят из двух безбортиковых тонкостенных полувкладышей, взаимозаменяемы. Верхний полувкладыш фиксируется выступом, входящим в масляную канавку крышки подшипника. На верхнем полувкладыше по всей окружности сделана смазочная канавка, которая сообщается отверстиями с масляной канавкой крышки подшипника.
Направляющий подшипник располагается между первым и вторым цилиндрами. В соответствующие выточки по обеим сторонам подшипниковой постели рамы закладывают упорные кольца из свинцовистой бронзы. Привинченные к крышкам подшипников шайбы препятствуют вращению упорных колец совместно с валом.
Детали движения. Коленчатый вал 6 откован из легированной стали и улучшен термически до большей прочности. Он смонтирован в подшипниках фундаментной рамы. К каждой второй щеке коленчатого вала привинчен противовес. Передача смазочного масла осуществляется через сверления в щеках колен и в шейках вала. Со стороны маховика к валу прикован фланец, который, кроме того, несет на себе шестерню для привода системы газораспределения.
Поршень составной, изготовлен из высококачественного алюми-ниево-кремниевого сплава. Поршень имеет три уплотнительных и одно равнофазочное кольцо. На юбку поршня навинчена головка из стали. Поршневой палец пустотелый и зафиксирован от смещения вдоль оси.
Шатун 5 откован в штампе из целой заготовки. Разъем между стержнем и крышкой шатуна выполнен косым под углом 45°. Обе части плотно соединены друг с другом четырьмя шатунными болтами. Мотылевый подшипник состоит из двух безбортиковых тонкостенных вкладышей. В шатун запрессована втулка под поршневой палец.
Распределительный вал составной, его опора выполнена из стальных закаленных элементов, которые вращаются непосредственно в подшипниковых расточках блока цилиндра. На распределительном валу находятся комплекты кулачковых шайб. Обе половины распределительного вала соединяются его средним подшипником.
Системы Топливная система состоит из топливоподкачивающего насоса, топливного насоса высокого давления, форсунки и топливного фильтра. Топливоподкачивающий насос шестеренчатый. Топливный насос высокого давления блочного типа с рабочим давлением 80 МПа. Топливный фильтр двухсекционный.
Система смазки двигателя — циркуляционная под давлением для кривошипно-шатунного механизма и системы газораспределения. 170
Циркуляция масла осуществляется шестеренчатым насосом. Двухсекционный фильтр смазочного масла располагается в основном потоке, а ротационный фильтр — в параллельном. Масляный холодильник трубчатый.
Система пуска — воздушная, пусковой клапан с пневматическим приводом, управляется пусковым распределительным золотником.
Система охлаждения — двухконтурная. Насосы забортной и пресной воды с приводом от коленчатого вала. Насосы центробежные.
Двигатели фирмы МАН типа KZ 70/120 С (ДКРН 70/120). Двигатели двухтактные, крейцкопфные, реверсивные, с наддувом, выпускаются с числом цилиндров от 6 до 10 (рис. 10.4). Эти двигатели устанавливаются в качестве главных с непосредственной передачей на гребной винт на ПБ типов «Рыбацкая слава» и «Спасск» (в шестицилиндровом исполнении) и на ТР типов «Ветер», «Бора» и «Куба» (в восьмицилиндровом исполнении).
Техническая характеристика двигателя
Цилиндровая мощность, kBi................................. 665
Частота вращения, об/мин ................................. 130
Средняя скорость поршня, м/с ............................. 5,2
Среднее эффективное давление, МПа ....................... 0,67
Максимальное давление сгорания, МПа....................... 5,5
Давление продувочного воздуха, МПа...................... 0,165
Удельный расход топлива, г/(кВт-ч) ....................... 210
Механический КПД ........................................ 0,88
Удельная масса сухого двигателя, кг/кВт................... 55
Моторесурс, ч .......................................... 70 000
Остов двигателя. Фундаментная рама 2 стальная, сварная, из двух частей, скрепленных между собой болтами. В поперечине балки рамы вварены стальные литые стулья 3 для рамовых подшипников. Станина сварной конструкции, с А-образными стойками 4, усиленными ребрами жесткости. Блок цилиндров состоит из отдельных чугунных рубашек 77, соединенных болтами. В рубашках имеются продувочные и выпускные окна, напротив которых расположены смотровые отверстия, закрытые крышками 19. Втулка цилиндра 21 изготовлена из легированного перлитного чугуна и состоит из двух частей. Верхняя часть крышки 15 чугунная, крепится к блоку цилиндров удлиненными шпильками 16. Нижняя часть крышки стальная. Фундаментная рама, станина и блок цилиндров соединены анкерными связями.
Детали движения. Поршень двигателя состоит из трех частей. Вода, охлаждающая поршень, поступает и отводится по трубопроводу 7 при помощи телескопического соединения.
Шток 20 полый, откован из углеродистой стали. Он соединен фланцем с кованой стальной поперечиной 25. Ползун 24 стальной, односторонний, с залитой баббитом рабочей поверхностью. Шатун 26 выполнен из углеродистой стали, имеет жесткую безвинчатую форму с объемными головными и мотылевыми подшипниками. Стержень шатуна имеет круглое сечение.
171
8875~
172
Коленчатый вал состоит из двух секций, соединенных на фланцах. Щеки вала откованы заодно с мотылевыми шейками. В отверстия щек запрессованы рамовые шейки. От шестерни на фланце коленчатого вала через промежуточные шестерни вращение передается распределительному валу.
Системы. Топливная система состоит из ТНВД клапанного типа с регулированием по началу и концу подачи. Диаметр плунжера насоса 42 мм, ход 35 мм. Насосы имеют пружинные демпферы для смягчения гидравлических ударов в момент отсечки топлива. Форсунки закрытого типа, с конической иглой, пружиной, затянутой на давление начала подачи 22 МПа. Десять сопловых отверстий имеют диаметр по 0,65 мм. Ход иглы 1,2 мм. Форсунки охлаждаются водой.
Система охлаждения двигателя — замкнутая, двухконтурная, с присадкой антикоррозионного масла. Пресная вода подводится в средней части цилиндров от трубопровода 18 и отводится по сливной трубе 13. На каждом цилиндре имеется регулирующий клапан 14 (температура воды после выхода из крышек составляет 60—65 °C).
Циркуляционная система смазки двигателя работает под давлением 0,20—0,25 МПа. Масло, сливающееся в поддон /, идет затем в сточную цистерну. После смазки рамовых подшипников масло через отверстия в шатунах поступает в головные соединения, а оттуда подходит к сдвоенным поршневым насосам 5, навешенным на каждом крейцкопфе. Насосы приводятся в действие коромыслами 6. Смазка цилиндровых втулок осуществляется лубрикаторами 22.
Продувка двигателя — контурная, односторонняя, петлевая. На двигателях вначале предусматривалась постановка на выпускных окнах специальных вращающихся золотников, однако из-за конструктивных недоработок этот узел был изъят в последующих моделях, а на двигателях, находящихся в эксплуатации, были сняты золотники.
Наддув двигателя — комбинированный, осуществляемый по последовательно-параллельной схеме. От газотурбонагнетателей 12 воздух попадает в охладитель 10 к клапанным коробкам 8 подпоршневых полостей цилиндров и к воздушному поршневому насосу, затем в ресивер 9 продувочного воздуха и далее в рабочие цилиндры двигателя. Выпускные газы подводятся к турбине из общего для трех смежных цилиндров коллектора 11. На более поздних моделях двигателей установлены импульсные газотурбонагнетатели, а воздушные поршневые насосы сняты.
Управление двигателем осуществляется штурвалом 27 поста управления. Пуск двигателя производится сжатым воздухом под давлением 3 МПа с одновременной подачей топлива в количестве до 30 % номинальной.
Двигатель 8ZD 7248AL-1. Двигатель двухтактный, тронковый, реверсивный с наддувом, восьмицилиндровый (рис. 10.5). Эти двигатели устанавливаются в качестве главных на судах типа «Атлантик-Супертраулер».
173
Рис. 10.5. Двигатель типа ZD72/48AL-1
174
Техническая характеристика двигателя 8ZD 72/48
Мощность, кВт........................................... 2 855
Частота вращения, об/мин ............................... 214
Средняя скорость поршня, м/с ........................... 5,14
Среднее эффективное давление, МПа ...................... 0,76
Максимальное давление сгорания, МПа.................... 8,0
Степень сжатия ......................................... 11,7
Удельный расход топлива, г/(кВт-ч): легкого .............................................. 211
тяжелого ........................................... 214
Механический КПД ....................................... 0,87
Масса сухого двигателя, кг.............................. 10 500
Моторесурс, ч .....................................более 30 000
Остов двигателя. Остов двигателя состоит из фундаментной рамы 2, изготовленной вместе с картером 1, станины 3 и блока цилиндров 4. Фундаментная рама изготовлена из чугуна или из стали, на рамовых подшипниках рамы уложен коленчатый вал. Блок цилиндров состоит из отдельных чугунных рубашек. Фундаментная рама, станина и блок цилиндров соединены между собой анкерными связями 6. Цилиндрическая втулка 7 изготовлена из чугуна. Продувочные окна отлиты во втулках, которые выполнены с двойной стенкой в области окон.
Опорами коленчатого вала служат рамовые подшипники, имеющие трехкомпонентный ходовой слой, т. е. это тонкостенные подшипники с гальваническим ходовым слоем. Выходящее из подшипников масло собирается в нижней части картера 1 и отводится в бак смазочного масла.
Крышка цилиндра 5 изготовлена из двух частей — верхней и нижней, которые соединяются между собой шпильками. Охлаждающая полость уплотняется кольцами. На крышке установлены форсунка, предохранительный клапан, пусковой клапан, индикаторный кран. Крышка цилиндра крепится к цилиндровой втулке податливыми винтами (8—10 шт.).
Детали движения. Коленчатый вал 10 стальной, цельнокованый. Откованные с обоих сторон коленчатого вала фланцы предназначены для крепления маховика и шестерен привода распределительного вала. Маховик выполнен в виде зубчатого колеса, через которое передается вращение от валоповоротного устройства.
На фланец со стороны, противоположной муфте, установлен демпфер крутильных колебаний, который крепится к фланцу болтами. Кованый фланец между маховиком и первой шейкой коленчатого вала служит для восприятия упора.
Смазка подшипников на коленчатом валу — циркуляционнопринудительная. Смазочное масло подводится через крышки рамовых подшипников. От рамовых подшипников смазочное масло поступает к мотылевым подшипникам.
Шатун 9 откован из стали. В нижней головке шатуна, состоящей из двух половин, находятся два вкладыша подшипника. Взаимное расположение деталей устанавливается с помощью фиксирующего
175
штифта. Стержень шатуна скреплен с нижней головкой и установочной пластиной двумя шатунными болтами.
Поршень 8 состоит из головки с охлаждающей вставкой, средней части и юбки. Эти детали соединены между собой болтами. Четыре компрессорных кольца на головке поршня зафиксированы установочными винтами. В юбке поршня расположены одно компрессионное и три маслосъемных кольца. Поршень охлаждается маслом. В головке поршня установлена охлаждающая вставка, крыльчатка которой вращается под действием потока охлаждающего масла, проходящего по спиральным проточкам. Охлаждающее масло подводится в центр крыльчатки через трубку и возвращается после прохождения по спиральным проточкам крыльчатки через трубку и шарнирные трубы в бак. В верхней части поршня имеются два резьбовых отверстия для крепления съемного приспособления.
Системы. Система охлаждения — замкнутая двухконтурная: внешний контур циркуляции (забортной воды) и внутренний контур циркуляции (пресной воды). В теплообменнике пресная вода охлаждается забортной водой. Пресная вода подается насосом общей судовой системы в магистраль охлаждающей воды. После омывания цилиндровой втулки охлаждающая вода поступает в крышки цилиндров, из которых она идет обратно через коллектор в теплообменник. На штуцере укреплена трубка манометра для измерения давления охлаждающей воды. В аварийных случаях во внутренний контур циркуляции подводится забортная вода.
Система смазки включает принудительную циркуляционную смазку и смазку цилиндров. Обе смазки снабжают все узлы и детали маслом. При использовании принудительной циркуляционной смазки патрубок связан с общесудовой системой смазки. Масло под давлением подводится к системе охлаждения поршней. Через трубопровод масло подается к гидравлической системе управления дизеля. Смазочное масло через редукционный клапан подается в магистраль смазочного масла. Из магистрали смазочное масло по отдельным ответвлениям трубопровода поступает к рамовым подшипникам, к редуктору и воздуходувке. По ответвлению трубопровода смазочное масло подается к топливным насосам и к упорным сегментам упорного подшипника. Для смазки цилиндров предусмотрены лубрикаторы, закрепленные на кронштейне вблизи поста управления. Лубрикаторы приводятся во вращение приводным валом топливного насоса через привод, регулирующий количество смазки в зависимости от мощности дизеля. Таким образом, дизель обеспечивается таким количеством смазочного масла, которое необходимо для данною режима нагрузки, что гарантирует экономичную и эффективную смазку цилиндров дизеля.
Топливная система состоит из электрического тспливоподка-чивающего насоса, которым топливо нагнетается по трубопроводу через переключаемый сдвоенный фильтр в подающий трубопровод к воздушному колпаку. Воздушный колпак со своим буферным поршнем предназначен для выравнивания колебаний давления в гоп-176
ливных трубопроводах. Отсюда топливо поступает к распределительному трубопроводу, через запорные краны в топливные насосы высокого давления. После этого топливо подается под давлением по трубопроводу высокого давления в форсунки. Для охлаждения и выпуска воздуха при работе дизеля на дизельном топливе непрерывный поток топлива после топливных насосов проходит через клапаны, перепускной трубопровод и регулировочный клапан давления в суточный расходный бак. При работе дизеля на тяжелом топливе поток топлива не должен прерываться, даже при кратковременной остановке дизеля (во время маневрирования). На двигателе установлены ТНВД золотникового типа с приводом от распределительного вала.
Сжатие продувочного воздуха двухступенчатое. За газотурбо-компрессором находится последовательно включенный нагнетатель с механическим приводом. Из механического нагнетателя воздух поступает в холодильник наддувочного воздуха, где охлаждается до необходимой для работы двигателя температуры и подается отдельным цилиндром через общий продувочный ресивер. Привод нагнетателя второй степени сжатия осуществляется зубчатым колесом. Толчки, которые появляются в зубчатой передаче, предотвращаются эластичной пружинной муфтой. Выпускные газы, выходящие из выпускных окон цилиндров, собираются в расположенном вдоль двигателя изолированном коллекторе. В выпускных окнах цилиндровых втулок между рубашками цилиндров и коллектором имеются съемные патрубки, благодаря этому возможен визуальный контроль выпускных окон.
Пуск двигателя осуществляется сжатым воздухом. Воздух подводится ко всем цилиндрам. Пусковые клапаны в головке цилиндров управляются пневматически. Процесс пуска начинается после поворота маховика управления. Для проворачивания коленчатого вала двигателя в оба направления к двигателю прикреплено валоповорот-ное устройство с электродвигателем. Следует отметить еще ряд защитных устройств, благодаря которым повышается надежность в работе и облегчается обслуживание. Так, например, двигатель можно пустить только тогда, когда шестерня валоповоротного устройства не находится в зацеплении с зубцами маховика. Также при недостающем давлении масла двигатель невозможно пустить. Если во время работы снизится давление масла, то это приведет к автоматической остановке двигателя. Автоматическую остановку можно прервать с помощью кнопки, которая находится в электрической цепи, благодаря чему можно предотвратить аварии судов. После приведения в действие аварийного устройства следует во время следующей остановки главной машины тщательно проверить все места смазки, которые не снабжались маслом в аварийном режиме.
Двигатели типа VT-2BF (ДК-2РН). Двигатели двухтактные, крейцкопфные, реверсивные, с наддувом, с числом цилиндров от пяти до двенадцати. Они являются дальнейшим усовершенствованием предшествующей модели VBTF (ДКРН) фирмы «Бурмейстер и Вайн».
177
Опыт эксплуатации различных двигателей этой фирмы послужил основой для выбора типа двигателя, предназначенного к освоению дизелестроительной промышленностью нашей страны. Начиная с 1961 г. Брянский машиностроительный завод выпускает по лицензии двигатели типа VTBF (ДКРН) и VT-2BF (ДК-2РН). Этим двигателям присвоено название «БМЗ — Бурмейстер и Вайн». Их устанавливают в качестве главных с непосредственной передачей на гребной винт на базах «Советская Украина» и «Владивосток», тун-целовных базах типа «Ленинский луч», ПБ типов «Пионерск» и «Профессор Баранов», ТР типа «Малахов курган» и рыбомучной базе типа «50-летие СССР».
Техническая характеристика двигателя 84VT-2BF-180 (ДКРН 84/180)
Цилиндровая мощность, кВт.............................. 1 550
Частота вращения, об/мин ................................. ПО
Средняя скорость поршня, м/с ............................ 6,6
Среднее эффективное давление, МПа ....................... 0,86
Максимальное давление сгорания, МПа....................... 6,5
Давление продувочного воздуха, МПа..................... 0,175
Удельный расход топлива, г/(кВт-ч) ....................... 215
Механический КПД ...................................... 0,905
Удельная масса двигателя, кг/кВт.......................... 70
Моторесурс, ч ......................................... 80 000
Остра двигателя. Фундаментная рама 7 (рис. 10.6), станина с А-образными колонками 2 и проставка 15 из двух секций выполнены сварными из стали. Отсеки картера с боковых сторон закрыты стальными съемными щитами со смотровыми люками и предохранительными клапанами.
Блок цилиндров состоит из отдельных рубашек цилиндров 11, соединенных болтами в две секции. Диафрагма 16 с сальниковым уплотнением для штока 17 отделяет поршневые полости от картера. Втулка цилиндра 14 изготовлена из перлитного чугуна, легированного хромом, никелем и ванадием. Она имеет 24 продувочных окна, расположенных в один ряд по окружности. Верхняя часть втулки тюльпанообразной формы, что способствует снижению тепловых напряжений у ее бурта. Нижняя часть втулки охлаждается продувочным воздухом. Крышка 10 цилиндра цельная, отлита из молибденовой стали. Полости охлаждения крышки имеют специальное антикоррозионное покрытие. В крышке расположены выпускной клапан 9, три форсунки, пусковой клапан, предохранительный и индикаторный краны.
Анкерные связи 21 размещены в полостях разъемов рубашек цилиндров и соединяют весь остов в единую жесткую систему.
Детали движения. Поршень 13 двигателя составной. Головка выполнена из легированной жаростойкой стали, а короткая направляющая часть — из перлитного чугуна. Для уменьшения износа поршневых колец в пазы поршня закатаны чугунные полукольца. 178
179
Шток круглый, полый, кованый из углеродистой стали; верхней частью крепится к головке поршня. Крейцкопф двигателя двусторонний, с четырьмя ползунами, залитыми баббитом. Параллели 18 сгальные, литые, закреплены на стойках станины шпильками.
Шатун двигателя — полый круглый стержень, откованный из углеродистой стали, с безвильчатой верхней головкой. Подшипник кривошипа обычного типа, но с вкладышами разной ширины (верхний более широкий, а нижний, испытывающий нагрузку только в случае заедания поршня, более узкий). Коленчатый вал стальной, составной, полый, состоит из двух секций и приставного упорного вала. Щеки кривошипа изготовлены из литой стали. По условиям уравновешенности в зависимости от числа цилиндров двигателя отдельные щеки отливают вместе с противовесами. Двигатель имеет один распределительный вал 12 для работы топливных насосов и выпускных клапанов.
Привод распределительного вала осуществляется двойной роликовой цепью. Ведущее цепное колесо закреплено на соединительном фланце коленчатого вала.
Системы. Топливная система состоит из индивидуальных топливных насосов золотникового типа с регулированием по концу подачи и форсунок закрытого типа с утопленной пружиной и плоской посадкой иглы; форсунок по три на каждый цилиндр. В систему входит паровое подогревающее устройство для возможности работы двигателя на вязких топливах.
Система охлаждения — замкнутая, двухконтурная, с приводом насосов пресной и забортной воды от электромоторов. Забортной водой охлаждаются наддувочный воздух, смазочное масло, пресная вода и топливо для охлаждения форсунок.
Система циркуляционной смазки обслуживается насосом с независимым электроприводом. Через главную масляную магистраль 3 масло поступает на смазку кривошипно-шатунного механизма и других узлов двигателя. Масляное охлаждение поршней объединено с общей системой смазки. Через трубопровод 7 масло поступает в телескопическое устройство 4 и далее через крейцкопфный узел и полый шток попадает в головку поршня. Охлаждающее масло отводится через контрольные колонки 19 в сточную магистраль 20.
Система продувки — прямоточно-клапанная. Двигатель оснащен системой импульсного газотурбинного наддува. Газотурбокомпрес-соры 8 устанавливают на каждые два, три и четыре цилиндра в зависимости от числа рабочих цилиндров двигателя Воздух в цилиндры подается через воздухоохладители 6 и сварной ресивер 5.
На первых моделях двигателей устанавливали аварийные центробежные нагнетатели с приводом от электромотора. Пуск двигателя осуществляется сжатым воздухом под давлением до 3 МПа с одновременной подачей топлива. Описание устройства реверсивно-пусковой системы приведено в § 9.3.
В настоящее время на базе двигателей типа VT-2BF фирма выпускает новые форсированные модификации двигателей типа К-ЕЕ, K-GF, L-GF, с повышенной степенью наддува (см. табл. 15.1).
180
§ 10.2. Карбюраторные двигатели
Применение карбюраторных двигателей в промысловом флоте ограничено. Обычно их устанавливают на катерах и моторных шлюпках, а также используют в виде подвижных лодочных моторов. Карбюраторные двигатели имеют малую удельную массу, а следовательно, небольшой габарит и хорошие пусковые свойства.
По сравнению с дизелями карбюраторные двигатели характеризуются следующими особенностями:
— степенью сжатия в пределах е = 5,04-7,5, что объясняется детонационными свойствами бензинов, на которых работают двигатели;
— максимальным давлением газов в цилиндре (давление сгорания) не более 3,5 МПа;
— внешним смесеобразованием, при котором в рабочие цилиндры подается готовая горючая смесь;
— принудительным воспламенением от электрической искры;
— процессом сгорания, близким к изохорному;
— удельным расходом топлива до 325—350 г/(кВт-ч);
— номинальной частотой вращения до 5000 об/мин и выше; — отсутствием реверса.
В конструктивном отношении карбюраторные двигатели мало отличаются от быстроходных малогабаритных дизелей, так как имеют те же детали остова, движения, а также системы и устройства. Таким образом, отпадает необходимость подробно изучать карбюраторные двигатели; достаточно рассмотреть топливную систему, в которой выявляются характерные особенности карбюраторных двигателей.
Топливная система. Процесс приготовления горючей смеси из малораспыленного топлива и воздуха, происходящий вне цилиндра двигателя, называется карбюрацией, а устройство, в котором происходит образование горючей смеси, — карбюратором.
Состав горючей смеси характеризуется массовым отношением между топливом и воздухом. Для полного сгорания 1 кг бензина теоретически требуется 14,9 кг воздуха. Однако практически необходимо иметь горючую смесь с количеством воздуха, которое больше или меньше теоретически необходимого. Поэтому состав смеси принято характеризовать коэффициентом избытка воздуха а, представляющим собой отношение
а — L/Lo,
где L — действительное количество воздуха, необходимое для сгорания 1 кг топлива; Ло — теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива.
В соответствии со значением а горючая смесь может быть нормальной (а = 1), богатой (а < 1) и бедной (а > 1). Для более точного определения степени обогащения или обеднения горючей смеси различают такие смеси; богатая (а = 0,704-0,85), обогащенная (а — 0,854-0,95), обедненная/а == 1,054-1,1) и бедная (а = 1,1—1,2).
181
При сильном обогащении или обеднении горючая смесь теряет способность воспламеняться. Существуют пределы воспламеняемости смеси: для богатой а >0,5, для бедной а < 1,35. Это означает, что карбюраторный двигатель не может работать на смеси а <5 0,5 или а > 1,35.
Номинальную мощность двигатель развивает на обогащенной смеси. При обеднении смеси мощность двигателя несколько снижается, но одновременно уменьшается удельный расход топлива, т. е. возрастает экономичность. Последнее обстоятельство имеет важное значение в практике эксплуатации транспортных карбюраторных ДВС, которые в отличие от судовых дизелей значительную часть времени работают на средних нагрузках. Если иметь в виду наличие разобщительных устройств между двигателем и потребителем механической энергии, то можно выделить следующие режимы их работы:
— пуск холодного двигателя, при котором требуется кратковременное значительное обогащение смеси до а = 0,6, гак как топливо плохо испаряется, а часть его конденсируется на стенках цилиндров;
— холостой ход и малые нагрузки, при которых а — 0,74-0,8, для обеспечения устойчивой работы двигателя;
— средние эксплуатационные нагрузки, при которых целесообразно обеднение смеси до а = 1,104-1,15, что обеспечивает наилучшую экономичность двигателя;
— большие нагрузки, для которых используется обогащенная смесь (а « 0,84-0,9), обеспечивающая наивысшую скорость сгорания. Увеличение мощности двигателя происходит за счет некоторого снижения экономичности.
Таким образом, в процессе работы двигателя карбюратор должен изменять состав горючей смеси в зависимости от режима работы.
На рис. 10.7 представлена схема внешнего смесеобразования с элементарным карбюратором. В карбюраторе топливо под действием разрежения вытекает из трубки — распылителя и, смешиваясь с воздухом, образует горючую смесь. Элементарный карбюратор состоит из поплавковой камеры 4, диффузора Р, распылителя 8 с жиклером 2, смесительной камеры 10 и дроссельной заслонки 1. Топливо подается насосом по трубопроводу 6 и заполняет поплавковую камеру 4. При заполнении камеры топливом поплавок 3 всплывает и поднимает игольчатый клапан 5, вследствие чего поступление топлива прекращается. По мере расходования топлива двигателем поплавок опускается, и игольчатый клапан снова открывает доступ топлива в поплавковую камеру. Отверстие 7 соединяет камеру с атмосферой. При движении поршня к НМТ (такт наполнения) разрежение в цилиндре передается в смесительную камеру 10, и воздух из атмосферы начинает поступать во всасывающий трубопровод. В узком сечении диффузора 9 скорость воздуха, а следовательно, и разрежение возрастают. Создается перепад давлений между поплавковой камерой и диффузором, благодаря чему топливо начинает фонтанировать из распылителя 8, в котором установлен жиклер 2. Жиклер представляет собой металлическую пробку, с небольшим 182
калиброванным отверстием. Выходной конец распылителя устанавливается в самом узком месте диффузора (горловине).
Фонтанирующее топливо распиливается, перемешивается с воздухом, частично испаряется в виде горючей смеси и поступает в ци-
воздух
Рис. 10.7. Схема внешнего смесеобразования с элементарным карбюратором
линдр двигателя. Процесс смесеобразования не заканчивается в карбюраторе, а продолжается на всем пути следования смеси до самой камеры сгорания включительно. Количество горючей смеси, посту
пающей в цилиндры, зависит от положения дросселей заслонки 1. При полном ее открытии двигатель развивает полную мощность.
В элементарном карбюраторе с изменением положения дроссельной заслонки значительно изменяется состав горючей смеси. На рис. 10.8 сопоставлены характеристики элементарного 1 и идеального 2 карбюраторов. Кривые показывают изменения состава смеси в зависимости от
нагрузки (от положения дроссельной Рис. 10.8. Характеристики элемен-заслонки). По мере открытия дрос- тарного и идеального карбюраторов селыюй заслонки у элементарного
карбюратора горючая смесь все больше обогащается, причем только в двух случаях (точки А и Б) смесь достигает желаемого состава. Таким образом, основной недостаток элементарного карбюратора — невозможность приготовления горючей смеси нужного состава на различных режимах работы двигателя.
183
По-видимому, для нормальной экономичной работы двигателя, а также для возможности его пуска и резких изменений нагрузочных режимов карбюратор должен иметь целый ряд дополнительных устройств, к которым следует отнести:
— пусковое устройство;
— систему холостого хода;
— главное дозирующее устройство, поддерживающее надлежащий состав смеси при средних нагрузках;
— ускорительный насос, обеспечивающий возможность резкого увеличения нагрузки на двигатель;
— экономайзер, служащий для обогащения смеси при работе двигателя на больших нагрузках.
§ 10.3. Передача мощности на гребной винт
*)
Рис. 10.9. Схемы передачи мощности от двигателя к гребному винту: а — прямая; б — редукторная; в — электрическая
частота вращения главного
По способу передачи мощности от двигателя к гребному винту энергетические установки можно разделить на три основные группы: — установки с непосредственным (прямым) соединением главного двигателя с гребным винтом фиксированного или регулируемого шага;
— установки с зубчатой редукторной передачей;
— установки с электрической передачей.
На рис. 10.9 представлены одновальные схемы указанных передач.
Прямая передача (рис. 10.9, а}. Главный двигатель 1 с помощью валопровода 2 жестко соединен с гребным винтом 3. В прямой передаче потери в системе двигатель—гребной винт будут минимальными. Это наиболее простая и надежная установка. Частота вращения 1лав-ного двигателя обычно не превышает 300 об/мин, что объясняется стремлением повысить пропульсивный КПД гребного винт а. Малая двигателя объективно обусловливает
надежность его работы, удобство эксплуатации, большой моторесурс и малый удельный расход топлива. Наряду с этим применение на судне малооборотного двигателя приводит к некоторому увеличению высоты машинного отделения и массы энергетической установки, а также ухудшает маневренные свойства судна, если оно не имеет специальных подруливающих устройств. Прямая передача получила широкое распространение в промысловом флоте.
Редукторная передача (рис. 10.9, б). Чаще всего ее комплектуют из двух главных двигателей, которые связаны через эластичные 184
муфты 4 и понижающую зубчатую передачу 5 с общим гребным валом.
Развитию дизель-редукторных установок способствовало появление мощных среднеоборотных четырехтактных дизелей, применение которых на судах имеет ряд преимуществ, в частности, позволяет производить отбор мощности на работу вспомогательных установок (механизмов) в рабочем (промысловом) режиме, а также снизить массу и габарит энергетических установок. Частота вращения гребного винта, независимо от номинальных оборотов двигателя, при наличии редуктора может быть установлена с таким расчетом, чтобы обеспечить оптимальные условия работы движителя. Выигрыш в КПД гребного винта частично компенсирует потери мощности в зубчатой передаче (5—6 %).
Дизель-редукторная установка с двумя (или более) двигателями обладает повышенной живучестью и маневренностою по сравнению с прямой передачей. Кроме того, при работе на частичных нагрузках, связанных со значительным увеличением удельного расхода топлива, часть двигателей может быть выключена. Остальные двигатели при этом продолжают работать с большей нагрузкой и при меньшем удельном расходе топлива.
Вместе с тем редукторным передачам по сравнению с прямыми присущи и недостатки, к которым следует отнести конструктивное усложнение установки, ее более низкий КПД вследствие потерь в редукторе и муфтах, меньший моторесурс двигателей и больший удельный расход топлива. Дизель-редукторные передачи получили самое широкое распространение на транспортных рефрижераторах промыслового флота.
Электрическая передача (рис. 10.9, в). Она состоит из гребного электродвигателя 8, электропроводников 7 и генератора 6, жестко соединенного с главным двигателем. Дизель-генераторов, как правило, бывает несколько, от двух до шести. Из схемы видно, что происходит двойная трансформация энергии (механической в электрическую, а затем электрической в механическую), сопровождающаяся увеличением потерь в передаче и соответственным снижением ее КПД. С другой стороны, отсутствие жесткой механической связи между первичным двигателем (дизелями) и гребным винтом, а также наличие нескольких главных дизель-генераторов дает ряд существенных преимуществ:
— возможность применения при наличии винта фиксированного шага (ВФШ) нереверсивных дизелей, так как реверс осуществляется гребным электродвигателем;
— высокие маневренные качества судна благодаря широкому диапазону частоты вращения гребного электродвигателя;
— возможность установки малогабаритных высокооборотных дизель-генераторов в любой части судна, причем даже в несколько ярусов;
— значительное повышение живучести энергетической установки.
Возможен отбор энергии от главной цепи на привод вспомогательных и промысловых механизмов.
185
К недостаткам дизель-электрической передачи следует отнести сравнительно высокую построечную стоимость установки из-за большого числа электрических машин, относительно низкий КПД передачи, а также все недостатки, которые свойственны установкам с высокооборотными дизелями. Кроме того, на дизель-электроходах увеличивается численность экипажа из-за необходимости обслуживания электрооборудования. В настоящее время промысловые суда с электродвижением не строятся.
Особенностью передач промысловых судов современной постройки является применение в их составе обратимых электрических валомашин (рис. 10.10), позволяющих либо осуществлять отбор мощности от главных двигателей для питания электроэнергией судовых потребителей, либо использовать мощность судовой электростанции для движения судна. На рис. 10.10, а вало-генератор переменного тока мощностью 1200 кВт и напряжением 390 В посажен жестко на гребной вал (супертраулер типа «Прометей»), а на рис. 10.10, б два валогенератора по 680 кВт каждый присоединяются к валопроводу через редуктор (ТР типа «Остров Русский»),
В центральных постах управления этих судов имеется специальный переключатель, фиксируемый в двух положениях: «Управление с валогенераторами» и «Управление без валогенераторов». Установка объясняется необходимостью поддержания
----------II-;
©НН 1 2 3
Рис. 10.10. Схемы включения электрических валомашин
такого переключателя постоянной частоты вращения главных двигателей, если валогене-раторы включены в сеть. Двигатели должны держать номинальную частоту вращения (соответственно 214 и 517 об/мин), чтобы валогене-раторы обеспечивали частоту переменного тока 50 Гц.
Таким образом, при установке рукоятки переключателя в положение «Управление с валогенераторами» автоматически блокируются все устройства, с помощью которых можно изменять частоту вращения главных двигателей. Если управление переведено на мостик и штурману требуется уменьшить скорость судна или даже остановить его, то эти маневры произойдут только за счет изменения угла разворота лопастей винта регулируемого шага, а двигатели вместе - с валогенераторами будут продолжать работать с номинальной частотой вращения.
На рис. 10.10, в (РТМ типа «Атлантик») валогенератор переменного тока 1 мощностью 380 кВт, может быть использован: в качестве генератора для работы на судовую сеть; в качестве синхронного двигателя для работы на главный редуктор и увеличения мощности, передаваемой на гребной вал; как резервный привод валогенератора постоянного тока. Валогенератор постоянного тока 3 мощностью 300 кВт служит для питания электродвигателей ваерных лебедок. 186
Оба валогенератора соединены между собой электромагнитной фрикционной муфтой 2. В нормальной эксплуатации приводом валогенератора постоянного тока является главная дизель-редукторная установка. При аварии установки приводом может служить валогенератор переменного тока, который в этом случае отсоединяется от редуктора и работает в качестве синхронного двигателя.
§ 10.4. Валопровод
Передача мощности от двигателя к гребному винту и восприятие упора винта осуществляются валопроводом. На рис. 10.11 показана элементарная схема валопровода для одновальной энергетической установки с прямой передачей. Фланец коленчатого вала двигателя 8 соединяется с упорным валом 6 упорного подшипника 7. Через промежуточные валы 5 и 3 крутящий момент передается на гребной вал 1, находящийся в дейдвуде 2. Промежуточные валы, число которых определяется местом расположения двигателя на судне, укладывают на опорные подшипники 4.
Рис. 10.11. Схема судового валопровода
Упорный подшипник непосредственно воспринимает на себя весь упор, создаваемый гребным винтом, так как передача осевого давления на коленчатый вал двигателя не допускается. Корпус упорного подшипника неподвижно и прочно прикреплен к набору судна или может быть встроен в фундаментную раму двигателя.
На рис. 10.12, в показан упорный одногребенчатый подшипник, расположенный в кормовой части фундаментной рамы двигателя NVD-48 между первым и вторым рамовыми подшипниками. Упорный подшипник состоит из четырех полуколец 6 (двух переднего и двух заднего хода), которые опираются на выточки в приливах рамовых подшипников, и двух стопорных сегментов 5, закрепленных при помощи специальных болтов-штуцеров 4 к крышкам рамовых подшипников. В каждые два полукольца (на один ход) закладывается по восемь стальных упорных подушек 8, облицованных слоем антифрикционного сплава толщиной 2,8 мм. Передние кромки упорных подушек закруглены, что способствует затягиванию масла между трущимися поверхностями упорного гребня 2 с зубчатым венцом / и подушек, а также предохраняет гребень от задиров.
Для предотвращения проворачивания упорных подушек в направлении вращения вала в полукольцах 6 имеются штифты 7, а подушки имеют отверстия, которыми они устанавливаются на штифты с зазором 0,5 мм. В результате подушки могут разворачи
187
ваться при создании между трущимися поверхностями масляного клина.
Болты-штуцера 4 также служат для подвода смазки через канал крышки рамового подшипника к упорному подшипнику. Болты-штуцера имеют под головкой стопорную шайбу 3, что предотвращает их отворачивание.
Рис. 10.12. Упорный подшипник двигателя NVD-48
На обратных (нерабочих) поверхностях упорных подушек имеются клиновые скосы, кромки которых проходят на 7 мм дальше геометрической оси подушки (рис. 10 12, а, б) Вследствие такого несимметричного расположения, которое возникает при работе двигателя на гребной винт, кромка клинового скоса является осью с разворота упорной подушки при давлении масла на ее рабочую поверхность. Поясним это на схеме. При вращении упорного гребня 2 (рис. 10 12, а) в направлении, показанном стрелкой, масло будет увлекаться в зазор и, набегая на рабочие поверхности сегментов 8, создавать гидродинамическое давление, которое, действуя на каждый из сегментов, образует равнодействующую Р. Сила опорной реакции совместно с равнодействующей Р создает пару с плечом d, которая разворачивает сегмент по часовой стрелке относительно кромки с клинового скоса. При повороте сегмента (рис. 10.12, б), масляный зазор на выходе уменьшается до величины s, и гидродинамическое давление 188
в нем возрастает, создавая надежную масляную пленку и исключая возможность трения гребня о рабочую поверхность сегментов. На судах некоторых типов применяют упорные подшипники качения — роликовые или конические.
С фланцем упорного вала соединяют промежуточные валы, которые проходят в коридоре (тоннеле), простирающемся от кормовой переборки машинного отделения до переборки ахтерпика. Промежуточные валы лежат на опорных подшипниках, нижние вкладыши которых залиты баббитом. Способ смазки — фитильный или кольцевой. Последний из промежуточных валов соединяется с гребным (дейдвудным) валом, задний конец которого имеет конус со шпонкой для насадки ступицы гребного винта.
&*ис. 10 13. Дейдвудное устройство
Винт закреплен на валу гайкой, нарезка которой обратна направлению вращения вала. Дейдвудное устройство показано на рис. 10.13. Гребной вал 6 (рис 10 13, а) помещен внутри стальной или чугунной дейдвудной трубы 4, закрепленной между переборкой 3 и ахтерштевнем 8 судна. К переборке труба крепится фланцем 2, а кормовым концом вставлена в ахтерштевень или в старн-пост и закреплена снаружи гайкой 9.
Дейдвудные трубы обычно оборудованы двумя длинными опорными подшипниками, которые имеют бронзовые цилиндрические втулки 7 с внутренним набором из бакаута 5 *, резины 12, текстолита или древесно-слоистого пластика (ДСП). Между опорными планками из бакаута или текстолита прорезают продольные канавки сечением 10x8 мм для воды, которая является смазкой подшипника. Для предохранения бакаутовых планок от сдвига в осевом направлении имеется стопорная шайба 10. От проворачивания набор удерживается замковой планкой 11, привернутой винтами к корпусу втулки.
Для валов диаметром до 130 мм могут применяться дейдвудные подшипники с привулканизированной внутренней резиновой обли
* Бакаут, или гваяковое дерево, — тропическое дерево с весьма прочной древесиной, содержащей до 30 % смолистых веществ, обладает хорошими антифрикционными свойствами при трении с металлом в воде.
189
цовкой 12 (рис. 10.13, б). Гребной вал установлен во втулке, как показано на рисунке штриховой линией.
В целях предупреждения проникновения воды внутрь судна на переднем (носовом) конце дейдвудной трубы установлен дейдвуд-ный сальник 1 с промасленной пеньковой или бумажной набивкой. Небольшое проникновение забортной воды через сальник в коридор следует считать нормальным, так как эта утечка косвенно характеризует нормальную затяжку сальника дейдвуда.
На некоторых крупнотоннажных судах, построенных в последние годы, гребной вал в дейдвудном устройстве вращается в опорном подшипнике, залитом антифрикционным сплавом и смазываемом минеральным маслом. Проникновению воды в дейдвудное устройство препятствует специальное резиновое уплотнение типа «Симплекс», в состав которого входят два сальника: кормовой, предотвращающий попадание забортной воды во внутреннюю полость дейдвудной трубы, и носовой, предотвращающий вытекание масла из полости дейдвуд-ного подшипника. Указанное уплотнение, обладающее высокой надежностью, привело к возможности создания весьма экономичных конструкций роликовых дейдвудных подшипников (попадание воды в которые недопустимо).
§ 10.5. Реверс-редукторы
На малотоннажных промысловых судах главными двигателями являются высокооборотные нереверсивные дизели мощностью от 7 до 110 кВт с частотой вращения до 1500 об/мин. Для возможно-
сти осуществления маневров эти двигатели изготовляют вместе с реверс-редукторами, с помощью которых можно изменять направление вращения гребного вала и уменьшать его частоту вращения. В конструкцию реверс-редуктора входит и разобщительное устройство.
190
На рис. 10.14 приведена схема двухдискового реверс-редуктора. Ведомый вал 11 редуктора соединен с промежуточным или упорным валом валопровода. На валу заклинена шестерня 12, которая сцепляется через шестерню 10 с шестерней 8, сидящей на валу 9, и с шестерней 7, сидящей на пустотелом валу 13. Шестерня 10 служит
15 /4 13 12
Рис. 10.15. Двухдисковый реверс-редуктор
только для сохранения направления вращения шестерни 8. Вал 9 входит внутрь вала 13, и оба они могут вращаться независимо. Валы 13 и 9 имеют диски 3 и 15. Между ними помещается третий диск 4, который вращается вместе с корпусом 2, соединенным фланцем 1 с коленчатым валом двигателя.
При перемещении вправо диск 4 входит в сцепление с диском 15 и приводит его во вращение, а вместе с ним через ше-
191
стерню 12 и вал 11 (передний ход). При перемещении влево диск 4 входит в сцепление с диском 3 и вместе с ним приводит во вращение вал 9. Вращение вала 9 передается ведомому валу 11 через шестерни 8 и 10. Направление вращения будет таким же, как и вала 9, т. е. обратным направлению вращения шестерни 12 (задний ход). Поло* жение «Стоп» соответствует среднему положению диска 4. В положении «Стоп» коленчатый вал двигателя продолжает вращаться, а гребной вал будет остановлен. Передвижение нажимного диска 4 осуществляется рычагом переключения 5 с помощью муфты переключения 6 и рычажного механизма 14.
Достоинством реверс-редукторов данной схемы является возможность длительной их работы на заднем ходу. К недостаткам следует отнести ограниченность передаваемого крутящего момента, а также необходимость весьма точного монтажа дисков в корпусе. Малейший перекос дисков может привести к их перегреву и заеданию.
На рис. 10.15 представлен продольный разрез реверс-редуктора двигателя 6ЧСП 1548, работающего по приведенной выше схеме с передаточными числами: на передний ход 1 ' 2,5, на задний ход 1 : 3,25. Номера позиций на рис. 10.15 те же, что и на рис. 10.14.
Для передачи больших крутящих моментов применяют реверс-редукторы с гидравлическим управлением. Маневрирование такими установками может осуществляться с дистанционных автоматизированных пультов.
§ 10.6. Соединительные муфты
Если гребная установка представляет собой вариант двухмашинного движительного комплекса (см. рис. 10.9, б), то в систему валопровода добавляют еще два механизма — редуктор и эластичные муфты.
Как правило, редуктор и две эластичные муфты объединены в агрегат. Редукторная часть агрегата состоит из двух малых шестерен, соединенных через муфты с коленчатыми валами двигателей и одной средней большой шестерни, вал которой соединен с гребным валом. Шестерни имеют косой или шевронный зуб с эвольвентным зацеплением. Передаточное число главного судового редуктора зависит от степени быстроходности двигателей и находится в пределах от 1 : 2 до 1 : 4,5. В кормовую часть корпуса редуктора встроен упорный подшипник.
Эластичные (упругие) муфты предотвращают передачу на шестерни редуктора крутильных колебаний и неравномерности вращения коленчатого вала, защищают двигатель от ударов со стороны винта и обеспечивают плавное включение (выключение). Муфты дают возможность остановить один из двигателей для его ремонта и осмотра.
Наиболее распространены гидравлические, электродинамические, в меньшей степени шинно-пневматические муфты.
Гидромуфты (рис. 10.16, а) представляют собой лопастные машины, главные элементы которых — центробежный насос и гидра-192
влическая центростремительная турбина. На валу 3, который соединяется с двигателем, помещена полумуфта 5, разделенная радиальными и концентрическими перегородками на ряд камер. На валу /, который соединен с валом малой шестерни редуктора, расположена
другая полумуфта 8. Полумуфта 5 снабжена кожухом 7 (чашей), свободно охватывающим полумуфту 8. Обе полумуфты устанавливают (по отношению одна к другой) с небольшим зазором, порядка 5—15 мм. Упорные подшипники скольжения 4 и 10 предотвращают продольное перемещение валов. Муфта помещена в общем неподвижном кожухе 6. По трубопроводу 9 в муфту подается под давлением вода или масло, которые, пройдя ряд отверстий 2 в полумуфте 8, заполняют камеры обеих полумуфт. Во время вращения вала 3 жидкость
Рис. 10.16. Соединительные муфты: а — гидравлическая; б —электродинамическая; в — шинно-пневматическая
также приобретает вращательное движение в камерах, заставляя вращаться полумуфту 8, а вместе с ней и вал малой шестерни.
Вследствие внутреннего трения между частицами жидкости частота вращения полумуфты 8 на 2—3 % меньше, чем полумуфты 5, что является недостатком гидравлической муфты. Муфта имеет по окружности несколько малых отверстий, через которые жидкость в небольшом количестве попадает в кожух, откуда отсасывается насосом и после охлаждения в специальном холодильнике вновь подается в муфту.
193
Гидрозубчатые редукторные передачи получили в последнее время широкое распространение в промысловом флоте. Ими оборудованы дизельные установки крабоконсервных заводов типа «Андрей Захаров», «Кораблестроитель Клопотов», а также ТР типа «Остров Русский», «Амурский залив» и другие суда.
Электродинамическая муфта (рис. 10.16, б) состоит из двух частей, вращающихся без какого-либо механического соединения, с радиальным воздушным зазором 6, равным 5—10 мм. Одна половина муфты представляет собой многополюсный электромагнитный ротор, обмотка возбуждения 1 которого с помощью контактных колец 2 включена в цепь постоянного тока. Другая половина состоит из массивного сердечника 4, который является якорем с короткозамкнутой обмоткой. Ротор установлен на валу 3, который соединяется с выходным фланцем коленчатого вала двигателя, якорь закреплен на валу 5, передающем движение на редуктор.
При вращении ротора от коленчатого вала магнитное поле, наведенное вокруг обмотки 1, пересекает короткозамкнутую обмотку якоря. В ней индуктируется ток, так как появляется еще одно магнитное поле. В результате взаимодействия магнитных полей ведомая часть 5 индукционной муфты начинает вращаться в ту же сторону, что и ротор. При полной нагрузке двигателя частота вращения ведомого якоря примерно на 1,5 % меньше частоты вращения веду-, щего ротора.
Редукторную передачу с электродинамическими муфтами типа 1К 2000-16/1 применяют на РТМ типа «Тропик» и «Атлантик».
Шинно-пневматическая муфта (рис. 10.16, в) состоит из ведущей . полумуфты 2, связанной с валом 3 двигателя, и внешней ведомой . полумуфты 6, соединенной с валом 10, идущим к редуктору. Шину 5 изготовляют из специальной резины и приклеивают к ободу 1 ведомой полумуфты. С внутренней стороны к шине с помощью колодок крепятся фрикционные пластины 4. При включении муфты сжатый воздух под давлением 0,8—0,9 МПа подается внутрь шины по трубопроводу 8.
Под действием давления воздуха шина деформируется («раздувается»), зазор s между ведущей полумуфтой и фрикционными пластинами выбирается и осуществляется плотное фрикционное соединение полумуфт. Для включения муфты воздух по трубопроводу 9 подается к толкателю 11, который, поднимаясь, открывает клапан 7, и воздух из полости шины стравливается через трубопровод 8 в атмосферу.
§ 10.7. Расположение механизмов в машинных отделениях промысловых судов
Машинная установка промысловых судов с ДВС представляет собой комплекс главных и вспомогательных механизмов, обслуживающих судно на ходу, на промысле и на стоянке.
В машинное отделении устанавливают главные двигатели и вспомогательные дизель-генераторы; там же размещены насосы различ-194
ного назначения, компрессоры, баллоны сжатого воздуха, цистерны и т. д. В машинном отделении помещают судовую электростанцию, паровой вспомогательный котел, мастерские и кладовые.
5
Рис. 10.17. Расположение механизмов в машинном отделении РТМ-С типа «Прометей»
1 — МИШ; 2 — масляная цистерна ВРШ; 3 — валогенератор; 4 — углекислотные баллоны системы пожаротушения; 5 — топливные и масляный сепараторы; 6 — топливоподкачивающне насосы; 7 — водяные холодильники; 8 — масляные насосы главного двигателя; 9 — масляный холодильник; 10 — масляные насосы вспомогательных двигателей; 11 — насосы кондиционеров; 12 — насосы забортной воды; 13 — вспомогательные дизель-генераторы, 14 — воздушные компрессоры; 15 — установка минерализации; 16 — установка озонирования; 17 — пусковые баллоны; 18 — топливоперекачивающие насосы;/9 — пожарный насос; 20 — кингстон; 21 — насосы забортной воды; 22 — главный двигатель; 23 — технологический насос; 21 — гидрофоры; 25 — сепаратор трюмиых вод; 26 — мазутный котельный насос; 27 — вспомогательный паровой котел; 28 ~ котельный насос дизельного топлива; 29 — осушительные насосы; 30 — аварийный насос МИШ; 31 — гидронасосы МИШ; 32 — тали на кран-балке; 33 — ЦПУ; 34 — ГРЩ
Энергетическая установка РТМ-С «Прометей» (рис. 10.17). Супертраулеры типа «Прометей» водоизмещением 4640 т предназначены для работы тралом в отдаленных районах Мирового океана с полной переработкой улова и возможностью его транспортировки в замороженном виде.
195
Судно оборудовано дизельной энергетической установкой с непосредственной передачей на BPUI, который работает в поворотной направляющей насадке. На судне установлен один главный двигатель 22 типа 8 ZD 72/48 AL-1, восьмицилиндровый, двухтактный, реверсивный, с наддувом, мощностью 2856 кВт при 214 об/мин.
Судовая электростанция состоит из четырех дизель-генераторов 13 типа 6VD 26/20 AL-1, мощностью по 530 кВт каждый при 1000 об/мин, одного аварийного дизель-генератора мощностью 140 кВт и одного валогенератора 3 мощностью 1200 кВт, жестко посаженного на гребной вал.
В машинном отделении установлен водотрубный, двухбарабанный вспомогательный паровой котел 27 типа «Вагнер», паропроиз-водительностью 4 т/ч, с рабочим давлением пара 0,8 МПа при 175 °C. Котел предназначен для подачи насыщенного пара для бытовых, хозяйственных и технологических целей. Работа котла полностью автоматизирована.
Система сжатого воздуха состоит из пяти баллонов 17 и двух компрессоров 14 типа 2С1-125 и 2С2-125 • производительностью соответственно 85 и 130 м3/ч с рабочим давлением 3,2 МПа.
Вакуумная опреснительная установка SWE-25 производительностью 25 т/сут использует тепло отходящей из двигателей охлаждающей воды.
Сепарация трюмных вод производится с помощью сепаратора 25 типа Турболо ТЕ-5, пропускной способностью 5 м3/ч, обеспечивающего очистку трюмных вод до 15 мг на литр (содержание нефтепродуктов в одном литре сбрасываемой за борт воды), что соответствует требованиям Международной конвенции по предотвращению загрязнения морей и океанов.
Энергетическая установка супертраулера имеет знак автоматизации А2 и оборудована развитой системой дистанционного автоматизированного управления, позволяющей управлять почти всеми элементами установки из ЦПУ 33 и маневрировать главным двигателем и ВРШ с мостика. ЦПУ оборудован машиной централизованного контроля (МЦК), которая обеспечивает непрерывный контроль, сбор и обработку 294 показателей, характеризующих работу главного и вспомогательных двигателей, котла, рефрижераторной установки и др. Специальное пишущее устройство (деталоггер) через каждый час автоматически выдает значения 70 основных показателей. Кроме того, возможна мгновенная индикация текущих значений контролируемых параметров, которые высвечиваются на электронном табло при нажатии соответствующих кнопок.
Главный двигатель имеет автоматическую защиту от перегрузки. Если, например, нагрузка на двигатель начинает превосходить заданную из ЦПУ, то автоматический регулятор воздействует на МИШ ВРШ и уменьшает угол разворота лопастей гребного винта до заданного значения.
Аналогичным по назначению устройством (устройство опроса мощности) снабжены дизель-генераторы. Устройство непрерывно получает информацию о том, сколько дизель-генераторов и с какой 196
нагрузкой питают судовую сеть, и делает из этого вывод о возможности включения потребителя. Если резерва мощности нет, то включение потребителя блокируется до тех пор, пока необходимый резерв не будет создан за счет включения в работу других дизель-генераю-ров или отключения других потребителей. Если в узел опроса мощности поступает сразу несколько «заявок», то включение потребителей производится в «порядке очереди».
Расположение всех механизмов и устройств показано на упрощенном чертеже плана и продольного разреза машинного отделения.
Рис. 10.18. Расположение механизмов в машинном отделении РТМ типа «Атлантик»
1 — главные двигатели; 2 — испаритель; 3 — электрокомпрессор; 4 — пожарный насос; 5 — насосы охлаждающей воды масляного холодильника редуктора; 6 — сепараторы топлива и масла; 7 — холодильник редукторного масла; 8 — масляный насос редуктора; 9 — МИШ; 10 — валопровод; И — валогенератор переменного тока; 12 — валогенератор постоянного тока; 13 — главный редуктор; 14 — индукционные муфты; 15 — вспомогательный паровой котел; 16 — насос питательной воды; 17 — осушительные насосы; 18 — вспомогательные дизель-генераторы; 19 — пусковые баллоны; 20 — резервные масляные насосы главных двигателей; 21 — ЦПУ; 22 — ГРЩ
Энергетическая установка РТМ типа «Атлантик» (рис. 10.18). Морозильные траулеры типа «Атлантик» водоизмещением 3255 т предназначены для лова рыбы донным и пелагическим тралами, а также кошельковым неводом с полной переработкой улова в районах Средней и Южной Атлантики.
На судне имеется холодильная установка высокой производительности для замораживания улова и хранения рыбопродукции в рефрижераторных трюмах. Оно оборудовано дизель-редукторной энергетической установкой с валогенераторами и ВРШ. На траулере установлены два главных двигателя 1 типа 8 NVD-482AU мощностью по 848 кВт с частотой вращения 375 об мин, которые работают на гребной вал через редуктор 13. Двигатели соединены с редуктором посредством индукционных муфт 14. К этому же редуктору подсоединены валогенераторы переменного и постоянного тока. Описание ра-
197
боты валогенераторов приводилось ранее (см. § 10.3, рис. 10.10, в).
Судовая электростанция представлена пятью агрегатами трех-фазного тока, напряжением 380 В и частотой 50 Гц. Четыре агрегата включают генератор мощностью 320 кВА и двигатель 8 NIVD-36, а аварийный дизель-генератор типа DGK-13 имеет мощность 50 кВА. Главный распределительный щит 22 расположен в носовой части машинного отделения.
Управление главной дизель-редукторной установкой осуществляется из ЦПУ 21, а управление шагом винта — с дистанционных постов управления, расположенных на мостике и в ЦПУ. В системе управления установкой имеются указатели нагрузки на главные двигатели, обеспечивающие контроль за ее распределением между двумя дизелями.
В связи с тем, что отбор мощности от главных двигателей производится на валогенератор переменного тока, двигатели все время работают при постоянной частоте вращения Изменение скорости движения судна осуществляется изменением шага винта.
Для обеспечения потребностей в паре на производственные И‘ бытовые нужды в машинном отделении установлен водотрубный паровой котел 15 системы «Вагнер-Хохдрук» паропроизводитель-ностью 2,5 т/ч при давлении 0,8 МПа. В качестве топлива служит мазут или дизельное топливо. Котельная установка полностью автоматизирована.
Вакуумный испаритель 2 со встроенным конденсатором производительностью 16 т дистиллята в сутки полностью обеспечивает потребности судна в пресной воде.
§ 10.8. Судовые газотурбинные установки
В последние годы в качестве главных судовых двигателей получили некоторое распространение газотурбинные установки (ГТУ). Применение ГТУ на морских судах началось только с 50-х годов и-сейчас в значительной степени еще носит экспериментальный характер. ГТУ состоит из трех основных элементов: компрессора, нагнетающего сжатый воздух в камеру сгорания или рабочий агент через подогреватель в турбину; камеры сгорания для сжигания топлива; турбины. Работа ГТУ может осуществляться по одной из следующих схем (рис. 10.19).
Простейшая ГТУ (рис. 10.19, а). Воздух засасывается из атмосферы и сжимается в компрессоре 1, а затем поступает в камеру сгорания 2, куда одновременно подается жидкое топливо, сгорающее при постоянном давлении (р = const). Выделяющиеся при сгорании топлива газы разбавляются воздухом до приемлемой температуры и направляются в газовую турбину 3. В турбине приобретенная при расширении газа кинетическая энергия преобразуется на лопатках в механическую энергию. Отработавшие газы выходят из турбины в атмосферу. Вал ротора турбины соединяется с понижающим зубчатым редуктором 4, через который крутящий момент передается на гребной винт. Часть энергии, получаемой в газовой турбине, расходуется на привод компрессора. Хотя схема этой ГТУ и проста, од-198
нако ее КПД весьма невелик и составляет около 20 %. Одна из основных причин низкой экономичности данной ГТУ — большая потеря теплоты с отработавшими газами.
ГТУ с регенерацией (рис. 10.19, б). Воздух после сжатия в компрессоре направляется в регенератор 5, который представляет собой трубчатый подогреватель, использующий теплоту отработавших газов турбины. Подогретый воздух поступает в камеру сгорания, и далее цикл повторяется, как и в первом варианте. Наличие регенератора снижает количество теплоты, которое необходимо подвести
Рис. 10.19. Схемы ГТУ: а — простейшая; б — с регенерацией; в — с регенерацией и двухступенчатым сжатием; г — замкнутого цикла
в камеру сгорания, и КПД установки возрастает до 20—28 %.
ГТУ с регенерацией и двухступенчатым сжатием воздуха (рис. 10.19, в). Вначале предусматривается сжатие воздуха в компрессоре низкого давления /, затем охлаждение воздуха в водяном холодильнике 7 и последующее сжатие в компрессоре высокого давления 6, после чего воздух поступает в регенератор и т. д. В ГТУподобного типа КПД установки достигает 28—30 %.
ГТУ, работающая по замкнутому циклу (рис. 10.19, г). Рабочим телом является воздух (или другой газ), непрерывно циркулирующий в установке. Сжатый воздух из компрессора поступает в регенератор, а затем в подогреватель 8, называемый также воздушным котлом. В подогревателе воздух повышает свою температуру за счет продуктов сгорания топлива и попадает в турбину, где, расширяясь,
199
совершает работу, после чего направляется в регенератор, холодильник 7 и опять в компрессор. В установках с замкнутым циклом турбина работает на чистом воздухе, а не на продуктах сгорания, что очень важно при использовании топлива с большим содержанием серы. При замкнутом цикле можно обеспечить работу установки при высоких давлениях воздуха и, следовательно, достигнуть высоких агрегатных мощностей. Одновременно создается возможность использования энергии ядерного топлива.
Из термодинамики известно, что одно из основных средств улучшения экономичности работы теплового двигателя — повышение начальной температуры рабочего тела. Это положение полностью справедливо для ГТУ. Чем выше температура газа при входе на лопатки турбин, тем больше ее КПД. Однако для реализации такой воз.можности необходимо иметь материалы, надежно работающие при высоких температурах, и применять искусственное охлаждение наиболее нагретых деталей газовой турбины.
Для ответственных частей турбины, которые непосредственно омываются газами, используют специальные жаростойкие высоколегированные стали аустенитного класса с присадками хрома и никеля (они значительно дороже обычных сталей ферритного или перлитного класса). К этой группе относятся стали марок ЭН405, 1Х18Н9М и др. Они могут выдерживать длительное воздействие газов с температурой 650—800 °C, которая в настоящее время является предельной для судовых ГТУ.
Следует отметить, что с возрастанием температуры газа резко снижается моторесурс турбины. При горении топлива в камере сгорания температура газов достигает 1500—2000 °C, однако такая высокая температура неприемлема для работы турбины, поэтому продукты сгорания разбавляются добавочным количеством воздуха. Естественно, что это снижает эффективность газовой турбины.
С целью уменьшения теплонапряженности деталей турбины применяют водяное, воздушное и комбинированное охлаждение. Охлаждению подвергают направляющие и рабочие лопатки, валы, диски и корпуса. Необходимость создания внутренних полостей охлаждения вызывает существенные технологические затруднения при изготовлении основных деталей газовой турбины.
Для работы газовой турбины необходим компрессор. В судовых ГТУ применяют осевые, центробежные и винтовые компрессоры. Широкое распространение имеют осевые компрессоры, допускающие возможность создания больших степеней повышения давления и обладающие относительно высоким КПД (86—89 %).
Остальные устройства, механизмы и системы ГТУ (в частности, камера сгорания, форсунки, регенераторы, фильтры, системы — топливная, масляная, охлаждения и управления) достаточно простые. Необходимость охлаждения газа на выходе из камеры сгорания значительно снижает КПД газотурбинной установки, что является главным препятствием для широкого применения газовых турбин в качестве судовых энергетических установок, несмотря на целый ряд их очевидных преимуществ.
200
Часть П
ТЕХНИЧЕСКАЯ
ЭКСПЛУАТАЦИЯ
И ИСПЫТАНИЯ
СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ
Глава II
ОБСЛУЖИВАНИЕ
И КОНТРОЛЬ ЗА РАБОТОЙ СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ
§ 11.1. Общие положения
Современные главные и вспомогательные судовые энергетические установки характеризуются высоким уровнем напряженности рабочего процесса. Отдельные конструктивные узлы и детали испытывают действие больших тепловых и механических напряжений.
В отличие от судов коммерческого флота, которые занимаются главным образом транспортировкой груза или пассажиров из одного порта в другой, промысловые суда длительное время находятся в отдаленных районах Мирового океана и часто ведут промысел в сложных метеорологических условиях. Для некоторых типов добывающих судов продолжительность промыслового рейса доходит до нескольких месяцев, в течение которых судно ни разу не заходит в порт. Естественно, что такая специфика работы накладывает дополнительную ответственность на личный состав машинной команды. Для выполнения поставленных задач всему личному составу, обслуживающему судовые энергетические установки, необходимо:
— в совершенстве знать основные технические данные установки, ее конструктивные элементы, инструкции по эксплуатации главных и вспомогательных дизелей и обслуживающих их механизмов, трубопроводов машинного отделения, валопровода, вспомогательных котлов и средств автоматизации;
— обеспечить исправное техническое состояние судовой энергетической установки во время ее эксплуатации;
— в любых условиях обеспечивать безаварийную работу судовой энергетической установки и дизелей.
Командный состав машинной команды, непосредственно отвечающий за исправность энергетической установки, кроме выполнения перечисленных функций должен:
— иметь четкое представление о взаимосвязях физических процессов, происходящих в отдельных элементах судовой энергетической установки судна при различных режимах работы;
— знать и учитывать влияние различных факторов на работу главных и вспомогательных двигателей при различных режимах и условиях промысла;
201
— своевременно проводить профилактический ремонт, обнаруживать и устранять неисправности отдельных элементов судовой энергетической установки судна с целью поддержания ее техникоэкономических показателей на уровне проектных данных.
В машинном котельном отделении (МКО) каждого судна, находящегося в эксплуатации, осуществляется круглосуточная вахтенная служба, являющаяся основой организации всей судовой службы.
В зависимости от места нахождения судна — в море или в порту — вахты соответственно делятся на морские и береговые. Во главе вахты находится вахтенный механик. Обязанности вахтенного механика, как и всех других членов машинной команды, изложены в «Уставе службы на судах флота рыбной промышленности СССР».
Эксплуатация всех механизмов и систем МКО должна строго соответствовать следующим документам:
— «Правилам технической эксплуатации флота рыбной промышленности СССР»;
— «Правилам обслуживания судовых дизелей и ухода за ними»;
— инструкциям заводов-изготовителей, в которых содержатся специфические указания по уходу за двигателями;
— действующим правилам и указаниям Регистра СССР и ведомственным инструкциям по эксплуатации механизмов.
Важным условием, обеспечивающим наиболее экономичную и надежную работу судовых ДВС, является внедрение научных методов организации труда (НОТ) с применением новых современных форм технической эксплуатации дизельных установок и систем непрерывного технического обслуживания. Существующие при Всесоюзных рыбопромышленных производственных объединениях Центральные бюро технической информации периодически выпускают специальные бюллетени, в которых изложены передовые методы работы на промысловых судах, а также вопросы рационализации и изобретательства.
§ 11.2. Техническая документация и отчетность
Для обеспечения нормальной технической эксплуатации и ремонта дизельной установки на каждом судне должна быть следующая документация:
1. Технические формуляры на главные и вспомогательные дизели и обслуживающие их механизмы.
2. Правила и инструкции по эксплуатации главных и вспомогательных дизелей, обслуживающих их вспомогательных механизмов, утилизационных котлов и трубопроводов машинного отделения.
3. Графики зависимости скорости судна, часового расхода топлива и мощности дизеля от частоты вращения главных дизелей, работающих по винтовой характеристике, и от положения лопастей ВРШ для дизелей, работающих по нагрузочной характеристике, или осадки судна.
202
4. Шнуровые книги Регистра СССР на воздухохранители и котты (включая утилизационные).
5. Акты осмотров освидетельствований и испытаний дизелей, выданные инспектором Регистра СССР в период последнего ежегодного освидетельствования.
6. Инвентарная книга запасных и сменных частей.
7. Комплект сборочных чертежей и схем для главных и вспомогательных дизелей, обслуживающих их вспомогательных механизмов, трубопроводов машинного отделения и утилизационных котлов. Для дизелей малой мощности, а также при наличии иллюстрированного руководства, содержащего чертежи узлов дизеля, перечень чертежей, хранящихся на судне, может быть сокращен по согласованию с Регистром СССР.
8. Положение о технической эксплуатации дизелей на судах Мин-рыбхоза СССР.
9. Положение о технической эксплуатации флота рыбной промышленности СССР.
10. Положение о ремонте судов силами судовых экипажей.
11. Устав службы на судах флота рыбной промышленности СССР.
12. Правила техники безопасности, санитарные правила и правила пожарной безопасности на судах флота рыбной промышленности СССР.
13. Правила технической эксплуатации средств автоматизации на судах флота речной промышленности СССР.
14. Нормы износа и межремонтных периодов дизелей.
Обязательные технические документы по учету и контролю за эксплуатацией судовой дизельной установки:
1) машинный журнал теплохода;
2) журнал технического состояния;
3) журнал теплотехнического контроля двигателей;
4) журнал индицирования главного двигателя;
5) журнал контроля ГСМ и охлаждающей воды ДВС;
6) рейсовое донесение;
7) теплотехнические и рейсовые машинные отчеты;
8) графики выполнения работ по техническому обслуживанию по заведованиям механиков;
9) акты инспекторских осмотров, аварий и происшествий;
10) ремонтные ведомости и отчетность на работы, выполняемые силами машинной команды.
Машинный журнал теплохода, являющийся основным документом контроля за режимом работы дизеля, ежесуточно проверяют и подписывают главный (старший) механик и капитан. Не допускается ведение двух машинных журналов: чистового и чернового.
Все перечисленные выше документы, кроме машинного журнала, должны храниться у главного (старшего) механика. Машинный журнал должен находиться в машинном помещении. Контроль за правильностью ведения и хранения технической документации осуществляет механико-судовая служба (МСС) судовладельцев.
203
§ 11,3. Управление двигателями и их обслуживание
Управление судовыми ДВС и их обслуживание представляет собой сложный комплекс работ, куда входят: подготовка двигателя к пуску, пуск и маневрирование, наблюдение и уход за двигателем во время работы, а также своевременное предупреждение, выявление и устранение неисправностей работ, выполненных экипажем механической службы по системе непрерывного технического обслуживания (СНТО).
Подготовка двигателей к пуску. Подготовка двигателей к пуску должна осуществляться тщательно и в определенной последовательности, предусмотренной инструкцией завода-изготовителя.
Перед пуском двигателя необходимо выполнить следующие основные подготовительные операции. Пустить водяные, масляные и топливные насосы, открыть пробки в трубопроводах и проверить систему под давлением, возможные пропуски устранить. Проверить состояние всех резервуаров топлива, масла, охлаждающей воды.
Открыть краны для удаления воздуха на выходах охлаждающей воды цилиндров, ПК и воздухоохладителя. Открыть индикаторные краны на двигателе и провернуть несколько раз двигатель валопо-воротной машиной для проверки состояния механизмов и удаления из цилиндров остатков воды, топлива, масла.
Проверить масляные системы низкого и среднего давления. Пустить валоповоротную машину и проворачивать двигатель до тех пор, пока из всех подшипников не пойдет масло. Проверить контрольные отверстия для смазки ГТК. Выход воды и масла из двигателя проверить на спускных трубопроводах. Проверить капельный указатель на лубрикаторах. При проворачивании дизеля валоповорот-ным устройством провернуть 50—60 раз рукоятку на всех лубрикаторах. Проверить давление в системе пускового воздуха и при необходимости подкачать воздух в баллоны. Спустить воду из воздушных баллонов, трубопроводов, главного и обратного клапанов пускового воздуха.
Отрегулировать давление воды, масла и топлива и проверить показания приборов.
Проверить работу реверсирующего сервомотора поворотом рычага телеграфа несколько раз в положение «Вперед»—«Назад», при этом проверить действие блокировки пускового рычага и топлива. Проверить блокировку направления вращения двигателя. Топливный рычаг установить в положение максимальной подачи. Телеграф установить в положение максимальной подачи. Телеграф установить в положение «Вперед». При переводе двигателя на работу «Вперед» указатель нагрузки должен автоматически перейти в положение максимальной подачи, а при переводе на работу «Назад» — в положение «0». Проверка осуществляется и при положении телеграфа «Назад». Рычаг телеграфа установить на соответствующую работу. Трехходовые краны на подводящих трубопроводах установить в положение опорожнения и проверить переход указателя нагрузки на «0».
204
Установить рычаги телеграфа и блокировку направления вращения соответственно в положение «Вперед» или «Назад». С перестановкой топливного рычага с нулевого на максимальное положение указатель нагрузки должен соответственно реагировать на регулятор.
Двигатель можно запускать только в том случае, когда проверена правильность установки всех топливных насосов, регулятора и всех рычагов управления, пробок и кранов на трубопроводах. Двигатель запускается после подачи команды с мостика с дублированием этого сигнала телеграфом.
Необходимо убедиться также в поступлении топлива к топливным насосам, опрессовать насосы и в соответствии с инструкцией отрегулировать фазы подачи топлива и давления распыла. В заключение проверяют равномерность подачи топлива по цилиндрам при положении органов управления на «Полный ход» и на «Стоп». В последнем случае должна быть так называемая «нулевая подача».
Окончив внешний осмотр и контроль правильности сборки, последовательно готовят к действию системы и устройства двигателя.
Подготовка системы смазки. Проверяют уровень масла в маслосборниках циркуляционной системы и лубрикаторах и чистоту масла в масляных фильтрах. Контролируют поступление масла ко всем частям двигателя, требующим смазки. Там, где поршни охлаждаются маслом, убеждаются в открытии клапанов на подводящем и отводящем трубопроводах всех поршней, затем запускают масляный насос и регулируют рабочее давление масла на смазку и охлаждение поршней и турбокомпрессора согласно инструкции по эксплуатации. Прокачка масла производится до тех пор, пока оно не начнет вытекать струей из всех подшипников. Подкачивают масло лубрикаторами в рабочие цилиндры.
Подготовка системы охлаждения. Устанавливают все клапаны и клин кеты в рабочее положение. Пускают резервный насос охлаждения и прокачивают зарубашечные пространства двигателя до полного вытеснения из них воздуха. По окончании прокачки насос останавливают, клапаны системы охлаждения переключают на подачу воды от насоса, охлаждающего двигатель во время работы.
При замкнутой системе охлаждения проверяют количество пресной воды во внутреннем контуре и при необходимости добавляют до установленного уровня смягченную воду. Если температура забортной воды ниже 15 °C, то двигатель необходимо прогреть горячей водой температурой 25—40 °C или паром от вспомогательного котла. В последнем случае необходимо соблюдать осторожность, так как при подаче пара непосредственно в зарубашечную полость двигателя возможен местный нагрев блока и, как следствие, появление опасных температурных напряжений, которые могут привести к образованию трещин в блоке цилиндров. Пар подается в нижнюю часть блока.
Подготовка топливной системы. Определяют количество топлива в расходной цистерне, удаляют отстой воды и грязи, затем пополняют цистерну до установленного уровня. Осма-
205
тривают все фильтры, открывают краны на топливном трубопроводе и контролируют поступление топлива к насосам. Прокачивают топливный трубопровод высокого давления до полного удаления воздуха через открытые контрольные устройства на форсунках. Если разность температуры воздуха в машинном отделении и температуры застывания топлива менее 15—20 °C, топливо в расходных цистернах необходимо подогреть. При работе двигателя на тяжелых сортах топлива систему следует подготавливать по инструкциям завода-изготовителя двигателя.
Подготовка пусковой системы. Проверяют давление воздуха в пусковых баллонах и, если оно недостаточно, подкачивают воздух компрессором; продуванием удаляют из баллона воду и масло. Плавно, без рывков открывают все клапаны воздушного трубопровода на пути от баллонов к посту управления двигателя. Резкое открытие клапанов может привести к возникновению ударной пневматической волны и разрыву стенок трубопроводов сжатого воздуха.
В двухтактных двигателях проверяют отсутствие воды и масла в ресиверах продувочного воздуха, а также в газовой и воздушной полостях турбокомпрессоров. Перестановкой органов управления из положения «Вперед» в положение «Назад» и обратно контролируют работу реверсивного устройства, убеждаются в отсутствии заедания рукоятки подачи топлива. Затем все органы управления устанавливают в положение «Стоп».
Подготовка валопровода. Внешним осмотром убеждаются в отсутствии посторонних предметов. При наличии тормоза отжимают его. Проверяют наличие смазки в элементах валопровода и охлаждение подшипников. Егли имеются эластичные муфты, их оставляют в выключенном положении. В гребных установках с ВРШ устанавливают лопасти на положение нулевого шага.
После окончания подготовительных операций двигатель проворачивают с помощью валоповоротного устройства. Если дизельная установка имеет жесткую передачу на винт, то следует получить разрешение на проворачивание у вахтенного штурмана. Перед включением валоповоротного устройства нужно включить резервный масляный насос двигателя и открыть индикаторные краны. По окончании проворачивания коленчатого вала надо выключить и надежно застопорить валоповоротное устройство. При открытых индикаторных кранах делают пробные пуски «Вперед» и «Назад» без подачи топлива. После пробных пусков индикаторные краны закрывают. После выполнения всех перечисленных операций главные двигатели считают подготовленными к действию, о чем вахтенный механик докладывает старшему механику и с его разрешения — на мостик.
Пуск двигателей. Характер и последовательность операций, выполняемых при пуске, зависят от конструкции дизеля и постов управления. Пуск главного двигателя осуществляется по командному сигналу, переданному машинным телеграфом или иными средствами связи. После получения сигнала и его дублирования вахтен-206
ный механик устанавливает орган управления в положение «Пуск» в секторе, соответствующем требуемому направлению вращения («Вперед» или «Назад»). Как только двигатель, раскручиваемый сжать м воздухом, разовьет пусковую частоту вращения, органы управления переводят в положение «Работа» и по тахометру устанавливают требуемую частоту вращения в соответствии с за данным ходом.
Немедленно после пуска следует проверить наличие давления в системах смазки и охлаждения. Обслуживающий персонал должен относиться к пусковому периоду с повышенным вниманием, так как в это время происходит наибольший износ трущихся деталей, возможны повреждения и даже аварии двигателей.
В нормальных условиях время от начала пуска двигателя до перехода к работе на топливе составляет не более 3—6 с. Надежность пуска исправного двигателя зависит от того, насколько быстро в рабочих цилиндрах создадутся благоприятные условия для воспламенения и сгорания топлива. Это, в свою очередь, зависит от теплового состояния двигателя и частоты вращения коленчатого вала в период пуска. При малой частоте вращения давление и температура сжатого воздуха недостаточно высоки для самовоспламенения топлива, а распиливается оно плохо. Поэтому при пуске двигателей следует по возможности увеличивать пусковую частоту вращения. Надежность пуска и работа двигателя на режиме самого малого хода в основном зависят от показателей комплекса дизель — газовая турбина—подпоршневые полости—пусковые клапаны.
Прогрев перед пуском и ввод в режим дизелей имеют ряд особенностей. Изменение теплового состояния деталей ЦПГ дизеля от начала подготовки до вывода на заданную эксплуатационную мощность можно разделить на три периода: предварительный прогрев двигателя перед пуском; пуск и работа на пониженных частотах вращения для выравнивания температурных полей в деталях и узлах двигателей; прогрев дизеля при выводе его на режим эксплуатационной мощности. В период пуска и работы дизеля можно и желательно поддерживать температуру охлаждающей воды в предпусковой период на 3—4 °C ниже предела срабатывания сигнализации по перегреву дизеля. Эту температуру предлагается считать определяющей «горячее» состояние двигателя перед пуском. При работе главного охлаждающего насоса эта температура снизится до значения, на которое настроен терморегулятор.
Температура масла в системе перед пуском на номинальном режиме не должна превышать рекомендованную, чтобы не вызвать изменения его физико-химических свойств. После достижения рекомендованного значения температуры в период предварительного прогрева двигатель готов к пуску.
Фирма «Зульцер» при выводе на эксплуатационный режим рекомендует конкретную программу, состоящую из трех основных периодов, которые реализуются в системах дистанционного автоматизированного управления. В первом периоде частота вращения двигателя, соответствующая режиму малого хода, достигается за 5 с, при этом скорость нарастания частоты вращения составляет 10 об/мин
207
за секунду dn'dt. Второй период (средний ход) осуществляется за 25—35 с и dn/dt — 1 об/мин за секунду. Третий период — выход на эксплуатационный режим для прогретого двигателя — происходит за 10 мин, при пуске по ускоренной программе (при ее наличии) dnldt = 0,07 об/мин за секунду. Непрогретый двигатель вводится в режим за 2 ч.
Ввод в действие и работа дизеля не допускается, если имеет место следующее:
— несоответствие характеристик топлива и масла рекомендуемым значениям;
— наличие трещин в фундаментной раме, коленчатых валах, шатунах, крейцкопфах, поршневых штоках, анкерных связях, а также 1рещин, пропускающих воду или масло, на рабочих поверхностях блока, на цилиндрах, головках поршней и крышек цилиндров, неисправных турбокомпрессоров;
— раскепы коленчатого вала, превышающие установленные нормы;
— неисправность пускового и реверсивного устройства, органов газораспределения и подачи топлива, всережимного и предельного регуляторов частоты вращения; валоповоротного устройства, валопровода и его подшипников и сальников дейдвуда;
— давление смазочного масла, топлива и охлаждающей воды ниже установленной нормы;
— подплавленные или имеющие выкрашивание белого металла рамовые, мотылевые и головные подшипники;
— неисправность предохранительных и защитных устройств, сигнализации, редуктора и муфт, системы предпусковой прокачки маслом;
— износ основных ответственных деталей, превышающий предельно допустимые значения;
— посторонние стуки и шумы в дизеле;
— неисправность или отсутствие штатных контрольно-измерительных приборов;
— неисправности в системах трубопроводов дизеля;
— неисправности газовыпускных коллекторов.
Обслуживание двигателей во время работы. Во время работы главных двигателей в машинном отделении (или в ЦПУ) должен постоянно находиться вахтенный механик, который обязан поддерживать в исправности энергетическую установку и выполнять все распоряжения с командного мостика по изменению режимов работы двигателей и вспомогательных средств. При отсутствии средств автоматической информации (машины централизованного контроля с печатающим устройством) вахтенный механик обязан записывать в машинный вахтенный журнал:
— все команды, полученные с мостика, и распоряжения старшего механика;
— показания контрольно-измерительных приборов (каждый час);
— все сведения о неисправностях, обнаруженных при работе дизеля, с точным указанием времени и мер, принятых для их устранения;
208
— прочие сведения, предусмотренные формой машинного вахтенного журнала.
Наблюдение за системой смазки. Необходимо непрерывно наблюдать за давлением и температурой масла, перепадом давления в фильтрах, а также периодически проверять уровень масла в картере или сточной цистерне и наличие его в лубрикаторах. Пополнение масленок и смазка вручную должны производиться согласно инструкции по обслуживанию двигателя. Давление и температуру масла до и после маслоохладителя надо поддерживать в соответствии с заводскими инструкциями. Как правило, температура масла перед холодильником в малооборотных двигателях не должна превышать 95—55 °C, в высокооборотных дизелях 75—85 °C. Давление масла в системе должно быть от 0,15 до 0,7 МПа в зависимости от типа и конструкции дизеля.
Если давление масла в циркуляционной системе внезапно падает или его температура чрезмерно повышается, нужно уменьшить частоту вращения двигателя, а у вспомогательного двигателя по возможности снять нагрузку и немедленно устранить причину неисправности. Эксплуатация двигателя при сниженном давлении или высокой температуре масла недопустима, так как это может вызвать выплавление подшипников и задир шеек вала, а в некоторых случаях привести к более тяжелым последствиям. Если невозможно немедленно поднять давление масла до нормального или устранить причину повышения его температуры, двигатель необходимо остановить. При этом, прежде чем искать неисправность в системе смазки, следует убедиться в том, что приборы дают правильные показания.
Очень часто причиной падения давления масла является загрязнение фильтров, о чем свидетельствует увеличение разности давления до и после фильтра. Допускаемая разность давлений зависит от конструкции филыра и относительной поверхности фильтрующих сеток, обычно перепад давления в сетчатых фильтрах не должен превышать 0,06 МПа.
Не допускается эксплуатация двигателя на обводненном масле, так как это приводит к усиленной коррозии, износу подшипников и преждевременному выводу их из строя. При обводнении масло изменяет свой цвет — приобретает желтовато-серый оттенок, мутнеет (теряет прозрачность). При значительной примеси воды уровень масла в сточной цистерне (картере) двигателя повышается. Наличие в масле воды можно выявить, нагревая пробирку с маслом до температуры НО—150 °C. Если нагретое масло пенится и слышно характерное потрескивание, сопровождающееся вздрагиванием пробирки, значит, в масле есть вода.
Наблюдение за системой охлаждения. Оптимальным с точки зрения как экономичности, так и надежности работы двигателей является такой температурный режим в системе охлаждения, при котором температура выходящей воды на всем диапазоне нагрузок находится в пределах 70—85 °C для замкнутых и 45—50 °C для проточных систем охлаждения. Разность (перепад) температур воды, входящей в дизель и выходящей из него, целесооб-
209
разно поддерживать в пределах соответственно 7—15 и 10—20 °C. При масляном охлаждении поршней температура отходящего масла не должна превышать 89 °C. Разность температур воды (масла), отходящей из различных цилиндров (поршней), не должна превышать 5 °C.
Нельзя допускать резкого изменения количества или температуры поступающей в двигатель воды, так как это может вызвать появление высоких температурных напряжений в охлаждаемых деталях. Не реже одного раза в сутки следует отбирать пробу пресной воды из системы с целью определения содержания в ней забортной воды, топлива или масла, а также для определения концентрации специальных присадок против коррозии и накипи.
Наблюдение за топливной системой. Необходимо следить за тем, чтобы количество топлива в расходных цистернах своевременно пополнялось. Не следует расходовать в море более половины емкости расходных цистерн во избежание попадания воздуха в топливную систему при оголении приемной трубы цистерны во время качки. Недопустимы пропуски топлива в местах соединения трубопроводов. Температуру топливных насосов и трубок высокого давления проверяют на ощупь. Повышенный нагрев и увеличение гидравлических ударов в трубках указывают на засорение сопловых отверстий форсунок.
Наблюдение за системой наддува. Наиболее ответственными деталями газотурбонагнетателя являются подшипники ротора: при выходе их из строя ротор заклинивает, а дизель, не получающий нужного количества воздуха, снижает частоту вращения и сильно дымит. Поэтому периодически необходимо проверять легкость и плавность вращения ротора. Для этого неработающий двигатель проворачивают воздухом, а потом внимательно просушивают нагнетатель и определяют время «свободного хода» ротора, т. е. его вращения по инерции, которое при шариковых подшипниках должно составлять 30—40 с после прекращения подачи сжатого воздуха. При этом не должно быть слышно никакого шума, кроме легкого ровного гудения.
Пробы смазочного масла из системы смазки турбокомпрессоров следует брать не реже чем через 5 тыс. ч и в случае обнаружения признаков старения заменять масло. При нормальной работе турбонагнетателя перепад давлений воздуха в приемном фильтре должен быть не более 2С0 мм вод. ст. Как правило, фильтры чистят через 100—200 ч работы. Появление в нагнетателе постороннего шума, ненормальной вибрации и резкое колебание стрелки тахометра указывают на попадание в турбокомпрессор инородных тел (например, обломков разрушенных поршневых колец, деталей воздушного фильтра). Это может создать аварийную ситуацию, и двигатель следует немедленно остановить.
Наблюдение за частотой вращения и мощностью дизеля. Перегрузки двигателя наступают в тех случаях, когда сопротивление движению судна увеличивается по сравнению с нормальным, например: в штормовую погоду, в ледовых усло-210
виях, при значительном увеличении осадки, в момент буксировки другого судна и задевания орудиями лова за подводные препятствия, из-за повреждения лопастей гребного винта и несоответствия угла поворота лопастей ВРШ частоте вращения двигателя, при работе двигателя на задний ход и попытках сняться с мели своим ходом. Во всех указанных случаях органы управления не должны устанавливаться в положение «Полный ход», так как всережимный регулятор, стремясь вывести двигатель на заданный скоростной номинальный режим, автоматически увеличит подачу топлива и двигатель окажется перегруженным.
Показателями нагрузки как двигателя в целом, так и отдельных его цилиндров являются среднее индикаторное давление и температура выпускных газов /г. Эти показатели при любой частоте вращения не должны выходить за номинальные значения. Если на двигателе нет индикаторного привода, о нагрузке можно судить по температуре выпускных газов /г, которая может повышаться не только из-за перегрузки, но и по причине догорания топлива в период расширения газов в цилиндре. Следовательно, параллельно с измерением температуры выпускных газов нужно оценивать их окраску и измерять максимальное давление цикла рг.
Следует также помнить, что при общей нагрузке двигателя отдельные его цилиндры могут оказаться перегруженными вследствие неравномерного распределения мощности между ними. Правила технической эксплуатации допускают отклонение мощности в отдельных цилиндрах от среднего ее значения при нормальном режиме не более чем на 5 %. При этом разница температуры выпускных газов по цилиндрам не должна превышать 20—30 °C, a pz — на 0,2—0,3 МПа.
Вахтенный механик обязан снижать мощность двигателя на 3 % при увеличении температуры воздуха в МКО на каждые 10° выше 20 °C, а также при уменьшении барометрического давления на каждые 25 мм рт. ст. ниже 760 мм рт. ст.
Работа двигателя с 10 %-ной перегрузкой (по характеристике максимальных мощностей) допускается кратковременно, но не более 1 ч. Допускается перегрузка по мощности на 10 % и по частоте вращения на 3 % от номинальных. При вынужденной работе на перегрузочном режиме в машинном отделении должен находиться старший механик, который принимает все меры к тому, чтобы не допустить повышения рабочих параметров двигателя сверх предельной нормы. Перегруженный двигатель следует усиленно охлаждать и по возможности форсировать смазку.
Работа двигателя при маневрировании судна. Вахтенный штурман должен за полчаса до начала маневров (в обычных условиях плавания) предупредить вахтенного механика о предстоящих маневрах. После получения такого сигнала механик обязан выполнить следующее:
— пустить в ход компрессоры для обеспечения непрерывного пополнения расходуемого при реверсах пускового воздуха;
— открыть запорные клапаны на пусковых баллонах и пусковом трубопроводе;
211
— смазать главный пусковой клапан и пусковые клапаны цилиндров;
— пустить в ход резервные насосы охлаждения и смазки.
Реверсирование двигателя надо производить в соответствии с инструкцией и начинать только после полной остановки коленчатого вала. Перед реверсированием и сразу после реверсирования частота вращения дизеля должна быть малой. В исключительных случаях для предупреждения аварий и необходимости выполнения спасательных операций производится экстренное реверсирование — с «Полного вперед» на «Полный назад». Этот маневр машинная команда должна выполнять особенно тщательно.
Остановка двигателя. Остановка главных двигателей производится вахтенным механиком только по команде с мостика. Исключение составляют особые случаи, когда дальнейшая работа двигателей угрожает жизни людей, находящихся в машинном отделении. В таких случаях двигатели должны быть немедленно остановлены, а вахтенный механик обязан доложить причину остановки на мостик и старшему (главному) механику. Штурманскому составу не следует без особой надобности требовать остановки двигателя с полного хода во избежание заклинивания поршней. Желательно постепенно уменьшить нагрузку, плавно снижая частоту вращения двигателя. Полная остановка производится выключением топливных насосов путем перестановки органов управления в положение «Стоп».
Термические напряжения при выводе двигателя из режима достигают значительных величин и могут явиться причиной возникновения трещин в деталях цилиндропоршневой группы.
На режиме среднего хода двигатель перед остановкой или маневрами должен работать 20—30 мин. После остановки двигатель следует прокачивать пресной водой и маслом. Продолжительность охлаждения не должна быть менее 1,5 ч, причем масляный насос должен работать после остановки двигателя не менее 2 ч.
Вывод дизеля из эксплуатации. После остановки дизеля, если в дальнейшем не потребуется поддержания его готовности, необходимо:
— остановить топливоподкачивающий насос;
— закрыть запорные клапаны на магистрали топлива и расходных цистернах, отключить систему подогрева топлива;
— закрыть запорные клапаны на пусковых баллонах и трубопроводах пускового воздуха, выпустить воздух из трубопровода;
— прекратить прокачивание системы охлаждения дизелей с момента, когда температура воды понизится до значения, указанного в инструкции завода-изготовителя (30—35 °C);
— остановить автономные продувочные насосы;
— открыть индикаторные клапаны, снять крышки картерных люков, провернуть дизель с помощью валоповоротного устройства и проверить состояние деталей ЦПГ и коленчатого вала, отключить валоповоротное устройство, установить крышки картерных люков на место, закрыть индикаторные краны;
— убедиться, что пусковые баллоны заполнены воздухом;
212
— пополнить топливные расходные цистерны;
— прекратить подачу смазки через центральную систему, а при фитильной смазке отдельных деталей вынуть фитили из гнезд;
— открыть спускные краны ресиверов, воздухопроводов и выпускных коллекторов для удаления скопившейся воды и масла;
— выключить питание системы управления;
— произвести операции согласно инструкции по выводу из действия постов управления и механизмов, обслуживающих ВРШ;
— обтереть насухо наружную поверхность дизеля, смазать маслом детали, необслуживаемые системой смазки, смазать полированные и чисто обработанные детали;
— произвести подзарядку стартерных аккумуляторов батарей, если они предусмотрены;
— в холодное время года спустить охлаждающую воду из блока и системы, для чего вывернуть спускные пробки в самом низком месте системы и оставить их открытыми. Продуть систему сжатым воздухом давлением не более 0,3 МПа.
Обслуживание дизеля в период бездействия. При бездействии дизеля необходимо ежедневно проворачивать коленчатый вал на несколько оборотов с помощью валоповоротного устройства при одновременной подаче масла к трущимся деталям с помощью насосов и лубрикаторов. После проворачивания коленчатый вал необходимо устанавливать в положение, отличающееся от предыдущего. Проворачивание воздухом запрещено. При наличии турбокомпрессоров закрыть воздушные фильтры. Принять меры по предупреждению попадания воды через выпускной тракт. В случае бездействия дизеля свыше 5 сут требуется периодически пускать двигатель на 10— 15 мин на малой нагрузке (через каждые 5—10 сут). Если дизель бездействует в течение месяца и при этом невозможен его пуск, то на этот период необходимо ТНВД законсервировать смазкой НГ-203 или К-17, все неокрашенные поверхности деталей смазать чистым маслом. Если же дизель выведен из эксплуатации на более длительный срок (свыше месяца), то его консервируют в соответствии с заводской инструкцией. При наличии средств автоматического поддержания дизеля в горячем резерве периодически проверяют правильность их функционирования (действие автоматической прокачки маслом, водой, обеспечивающей прогрев, и т. д.).
Консервация дизеля. При консервации и расконсервации дизеля необходимо руководствоваться ГОСТ 9.014—78. При выводе дизеля из эксплуатации без разборки на срок более одного месяца его следует законсервировать не позднее чем через сутки и не раньше чем через 8—10 ч после остановки. Консервация производится в помещении при температуре 15 °C, относительной влажности не более 70 %. Консервацию дизеля необходимо выполнять в такой последовательности.
1. Рабочие и неокрашенные наружные поверхности деталей покрыть густой смазкой, не содержащей кислот и щелочей. В качестве средств временной защиты применяют смазку МС-70 (ГОСТ 9762—76), масло консервационное К-17 (ГОСТ 10877—76)
213
или смазку АМС (ГОСТ 2712—75). Смазку наносят на поверхность в расплавленном состоянии при температуре 80—100 °C распылением или кистью (тампоном).
2. Через форсуночные отверстия влить 100—500 г масла, подогретого до температуры 60—70 °C, при этом коленчатый вал проворачивается на три-четыре оборота.
3. Влить масло в топливные насосы.
4. Смазать горячей смазкой коленчатый вал, шатуны, нижнюю часть цилиндровой втулки, торцы рамовых и шатунных подшипников, распределительный вал, рычаги толкателей, ролики, штанги, клапанные пружины, штоки клапанов и их уплотняющие поверхности, неокрашенные детали приводов клапанов.
5. В картере дизеля и в других полостях необходимо подвесить сшитые из бязи мешочки с осушителем, прокаленным при температуре 150—170 °C в течение 2—3 ч. В качестве осушителя применяется силикагель марок КМС или ШСМ.
6. Закрыть все отверстия для присоединения трубопроводов деревянными пробками или картонными промасленными прокладками.
7. Все наружные поверхности дизеля покрыть с помощью кисти или пульверизатора горячей (100 °C) смазкой.
Затем в формуляре дизеля необходимо сделать отметку о произведенной консервации. Температура воздуха в помещении должна быть не ниже 5 °C, с суточными колебаниями не более 10 °C, относительная влажность не более 85 %.
Меры борьбы с накипью и коррозией. Качество охлаждающей воды, определяемое содержанием солей и общей жесткостью, оказывает непосредственное влияние на процессы коррозии и образования шлама. Для охлаждения дизеля применяется береговая пресная вода, дистиллят, получаемый в испарителях. Защита охлаждаемых поверхностей дизеля от коррозионно-кавитационных разрушений должна осуществляться с помощью эмульсионной масляной присадки ВНИИНП 117/Д или ее заменителей. «Шел Дромус Ойл В» (Англия), «Ароста» (ФРГ). В процессе эксплуатации предельные показатели качества охлаждающей воды должны быть следующие: хлориды — 100—200 мг/л, жесткость — 1,5—3,0 мг-экв/л, содержание присадки в 0,5 ± 0,2. При достижении указанных показателей предельных значений охлаждающая вода подлежит замене.
Требуемое качество циркуляционной воды получают предварительной обработкой, добавлением антикоррозионных присадок и применением антифризов. Предварительная обработка воды производится дистилляцией (полное обессоливание), кипячением (устраняется карбонатная жидкость) и химической обработкой кислотами и щелочами. Перед вводом антикоррозионной присадки систему охлаждения необходимо тщательно промывать горячей пресной водой (50—60 °C) до тех пор, пока сливаемая из системы вода не будет чистой по визуальной оценке.
Контроль качества воды, охлаждающей дизели, должен осуществляться в судовой комплексной лаборатории не реже двух раз в ме-214
сяц, вторым механиком. Результаты проверки записывают в судовом журнале контроля качества горючесмазочных материалов (ГСМ) и охлаждающей воды.
Приемка, хранение и учет расхода масла и топлива. Контроль за приемкой топлива и масел и оформление документации осуществляет главный (старший) механик. Приемкой топлива и масла руководит механик, в чьем ведении находится эта система, или по поручению главного (старшего) механика —вахтенный механик. Персонал, производящий приемку топлива и масел, должен быть ознакомлен с системой топливных и масляных трубопроводов, включая расположение переливных воздушных и мерительных труб и указателей уровня заполненных танков.
Основным документом для принятого топлива и масла является накладная нефтебазы (судна-бункеровщика), которая должна быть подписана представителем нефтебазы и механиком, принимавшим топливо и масло. Копия накладной и паспорт (сертификат) на принятое топливо и масло должны быть представлены главным (старшим) механиком механико-судовой службы (МСС) судовладельца.
Во время приемки ГСМ необходимо следить за наполнением танков и цистерн, периодически производя замеры. Бункеровка должна выполняться с производительностью, не превышающей установленные нормы, при давлении, ниже допускаемого рабочего давления для приемных шлангов. Во время бункеровки должна быть обеспечена связь между персоналом, ответственным за бункеровку, вахтенным помощником капитана и персоналом бункеровочного средства для передачи указаний об изменении режима или о прекращении подачи топлива и масла. Перед приемкой следует получить сертификат на ГСМ и проверить соответствие его характеристик указанным в заводской инструкции по эксплуатации дизеля. Несоответствие характеристик, а также загрязнение и обводнение топлива и масла не допускаются. В процессе приемки масла и топлива на судно, принимающий обязан осуществлять систематический визуальный и с помощью экспресс-лаборатории контроль за его качеством. Внутренние поверхности топливных и масляных танков и цистерн окрашиваются только специальной краской, стойкой к разрушению нефтепродуктами. Чистка их должна производиться не реже одного раза в год. Приемку масла необходимо производить через фильтры с мелкой сеткой. Не реже одного раза в три месяца главный (старший) механик обязан направлять пробу масла на лабораторный анализ. Учет расхода топлива должен контролироваться третьим механиком, проверка наличия масла выполняется вторым механиком. Каждые сутки они представляют главному (старшему) механику сведения по обмеру танков и наличию топлива и масла. Наличие ГСМ на судне регистрируется в машинном журнале каждые сутки. Главный (старший) механик по данным сведениям должен сравнить фактический расход топлива и масла с существующими нормами.
Ежемесячно главный (старший) механик обязан составлять, а по прибытии из рейса представлять в МСС судовладельца теплотехнический отчет и отчеты по топливу и маслу, которые служат
215
основными документами для учета выполнения норм расхода топлива и масел и достигнутой экономии. К топливному и масляному отчетам должны быть приложены накладные и сертификаты на полученное топливо и масло. Запас топлива на судне состоит из основного, который должен быть достаточным для перехода из порта до промысла, и аварийного запаса, составляющего 20 % от основного. Расходование аварийного запаса в обычных условиях не допускается. При использовании на судне различных сортов топлива запас его исчисляется по каждому сорту в количестве, необходимом для перехода судна из порта до района промысла (из района промысла до порта) или из района промысла до ближайшего пункта заправки с учетом 20 % по каждому виду топлива как аварийного запаса.
Для контроля за изменением физико-химических показателей циркуляционных масел в процессе эксплуатации дизеля и сопоставления их с браковочными показателями должны отбираться пробы из масляной системы для анализа.
Контроль за качеством масла, находящегося в системе, осуществляется вторым механиком с помощью судовой экспресс-лаборатории с интервалами:
1) через 1—5 ч работы после полной смены масла;
2) через каждые 200 ч работы и перед полной сменой масел со средней продолжительностью работы менее 2 тыс. ч;
3) через каждые 500 ч работы и перед полной сменой масел с продолжительностью работы от 2 до 5 тыс. ч;
4) через каждые 2 тыс. ч работы и перед сменой масел с продолжительностью работы свыше 5 тыс. ч;
5) за 1—2 сут до прихода в порт.
Отбор проб производится перед каждой полной заменой масла для анализа в береговой лаборатории. Для полного анализа качества масла главный (старший) механик обязан после каждого рейса направлять пробы в лабораторию. Непригодное для дальнейшей работы масло по указанию МСС должно сдаваться на регенерацию.
§ 11.4. Индицированне двигателей
Мощность энергетической установки является главным показателем, определяющим правильность технической эксплуатации судового двигателя
Первичные мощностные характеристики двигателя устанавливают на заводских стендах, а также в процессе ходовых испытаний. Во время эксплуатации судна производят периодическое измерение мощности с помощью специального переносного прибора, называемого индикатором. Индикаторы имеют пишущее устройство, с помощью которого вычерчивается графическое изображение рабочего цикла, т. е. замкнутая кривая, отражающая изменение давления газов в цилиндре двигателя в зависимости от изменения объема, описываемого поршнем.
На рис. 11.1 представлена индикаторная диаграмма, снятая с рабочего цилиндра двигателя внутреннего сгорания. По оси ординат 216
диаграммы откладывают давления, а по оси абсцисс —объем цилиндра в различные моменты цикла. В зависимости от частоты вращения двигателя используют индикаторы с цилиндрическими или стержневыми пружинами.
На рис. 11.2 представлена кинематическая схема привода к индикатору и индикатора с цилиндрической пружиной, который рассчитан на индицирование малооборотных двигателей с частотой вра-
Рис. 11.1. Индика!орная диаграмма
Рис. 11.2. Кинематическая схема индикаторного привода и индикатора с цилиндрической пружиной
щения до 500 об/мин. Этот прибор состоит из корпуса, пишущего устройства 4 и барабана 3 с бумажным бланком. Газы из цилиндра 10 двигателя поступают в цилиндр 9 индикатора и воздействуют на поршень 8. Под действием давления газов поршенек 8 перемещается вверх и через шток 6 растягивает циллиндрическую пружину 5 до момента достижения равновесного состояния. Через систему шарнирных рычагов 7 пишущего устройства 4 движение поршенька передается на рычаг-карандаш, свободный конец которого перемещается строго по вертикали. На барабан 3 надевается бумажный бланк, на котором карандашом вычерчивается индикаторная диаграмма цикла. Барабан совершает возвратно-вращательное движение вокруг
217
своей оси. В одну сторону вращение осуществляется посредством шнура 2, соединенного с индикаторным приводом / двигателя, а в другую —спиральной пружиной, находящейся внутри барабана.
Рнс. 11.3. Индикатор с цилиндрической пружиной
Соответственно в первом случае поршень рабочего цилиндра двигателя будет перемещаться вверх, а во втором случае—вниз.
Конструкция индикатора с цилиндрической пружиной показана на рис. 11.3. Корпус 2 индикатора представляет собой массивную отливку, которая служит площадкой для крепления всех частей 218
прибора. Правая нижняя часть корпуса оканчивается свободно сидящей накидной гайкой 19, при помощи которой индикатор плотно соединяется с индикаторным краном цилиндра двигателя. В этой же точке основания сделана сквозная расточка, в которую установлена бронзовая втулка 17 и стальной поршенек 18, насаженный на шток 15. Шток верхним концом соединяется с последним витком цилиндрической пружины 13 при помощи гайки 12. В основании цилиндрической пружины имеется стальная обечайка с внутренней резьбой, которой она наворачивается на верхнюю часть крышки 11 индикатора. Крышка 11 крепится гайкой 16. Отверстие в крышке служит направляющей для штока. На верхней части крышки укреплена система шарнирных рычагов 14, при помощи которых шток соединен с пишущим устройством 21.
С левой стороны площадки на вертикальной оси 6 установлен барабан 9. Пружина 7 одним концом закреплена на оси, а другим — на основании барабана. Основание барабана с наружной стороны имеет желобок, на который наматывают в виде спирали два витка шнура 5. Шнур пропускают через ролик 4, поворотную обойму 22 которого крепят к корпусу индикатора гайкой 3. Конструкция обоймы и способ ее крепления к корпусу позволяют ролику занимать любое положение относительно корпуса прибора.
Бумажный индикаторный бланк из специальной мелованной бумаги закрепляют на барабане 9 с помощью двух пластинчатых пружин 8. Для смазки втулки и оси барабана предусмотрена тавотница 1. Пишущее устройство вместе с системой шарнирных рычагов может поворачиваться на некоторый угол при помощи установочной винтовой рукоятки 20, опирающейся на стойку 10. Этой рукояткой регулируется степень нажатия карандаша на индикаторный бланк. В процессе индицирования двигателя давление газов в рабочем цилиндре передается на поршенек 18 индикатора, который совершает восходящее движение, растягивая пружину 13 и перемещая пишущее устройство.
Выбор цилиндрической пружины производят из условий наибольшего давления в цилиндре двигателя, при котором предполагается снятие индикаторной диаграммы (рис. 11.4).
Для индицирования двигателей с частотой вращения более 500 об/мин применяют индикаторы со стержневыми пружинами. Кинематическая схема такого индикатора приведена на рис. 11.5, а конструкция индикатора —на рис. 11.6. Основные узлы индикатора — корпус 2, поршень 5, пишущее устройство 4, барабан 3, стержневая пружина 1 и запорный кран 6. Принципиальное отличие рассматриваемого индикатора от индикатора с цилиндрической пружиной заключается главным образом в конструкции пружины. Цилиндрическая пружина работает на растяжение, а стержневая пружина — на изгиб как консольная балка.
Из рисунка видно, что на конце пружины имеется шарик, который входит в выточку штока поршенька. При вертикальном перемещении поршенька под действием давления газов свободный конец пружины 1 также перемещается на некоторую величину в зависи-
219
мости от жесткости пружины. Пишущее устройство работает так же, как и в индикаторе с цилиндрической пружиной. Запорный кран 6 служит для сообщения полости индикатора с рабочим цилиндром двигателя. К индикатору прилагается комплект стержневых пружин различной жесткости.
Рис. 11.4. Индикаторная цилиндрическая пружина
Рис. 11.5. Кинематическая схема индикатора со стержневой пружиной
Рис. 11.6. Индикатор со стержневой пружиной
Кроме нормальных индикаторных диаграмм с помощью индикаторов можно получить диаграммы развернутые, смещенные, снятые слабыми пружинами и так называемые «гребенки давления».
Развернутые индикаторные диаграммы снимают с двигателей, не имеющих ходоуменьшителей. Для снятия таких диаграмм применяют механические индикаторы пружинного типа, в которых барабан с бумагой получает непрерывное вращение от привода, 220
независимо от вала двигателя, например, от часового механизма. Такой индикатор устанавливают, как и обычный, на индикаторный кран. На развернутой индикаторной диаграмме зафиксированы мертвые точки, атмосферная линия и масштаб давления. Для определения среднего индикаторного давления нужно развернутую диаграмму соответствующим графическим способом перестроить в координаты pV (рис. 11.7).
Смещенные индикаторные диаграммы получают сцеплением шнура индикатора с ходоуменьшителем соседнего цилиндра (при условии заклинки кривошипов коленчатого вала под углами 120 и 90°). В данном случае одно из крайних положений поршня будет соответствовать примерно середине смешанной диаграммы. В этот момент барабан индикатора вращается с наибольшей угловой скоростью.
диаграмма
1 — сжатие; 2 — горение и расширение
диаграмма
1 — сжатие; 2 — горение; 3 -» расширение; 4 — расширение без горения
В результате участок диаграммы рф, соответствующий процессу сгорания, получается искусственно растянутым, что позволяет проанализировать изменение давления во время горения и выявить недостатки в работе топливной аппаратуры. Кроме того, по смещенной диаграмме можно определить рс, pz, а также сделать вывод об относительной величине угла опережения подачи топлива в цилиндре двигателя (рис. 11.8).
На диаграмме точка С соответствует началу процесса горения топлива. Чтобы положение этой точки было более отчетливым, на диаграмме вычерчивают линию расширения без горения (показана штриховой линией), т. е. при выключенном топливном насосе. Если на смещенную диаграмму нанести две вспомогательные линии (показаны штрихпунктиром) и таким образом зафиксировать положение точки С, а также величины давления рс и pz, то очевидно, что любое отклонение от такой эталонной диаграммы станет сразу же заметным. Подобная диаграмма должна быть снята с цилиндра, на котором точно отрегулированы фазы газообмена и подачи топлива в соответствии с инструкциями завода-изготовителя.
Индикаторные диаграммы, снятые индикатором со слабыми пружинами, применяют для анализа процессов наполнения и выпуска четырехтактных двигателей, а также продувки двухтактных двигателей. На рис. 11.9 показана нижняя часть индикаторной диаграммы четырехтактного двигателя, снятая слабой пружиной.
221
Гребенки давлений снимаются в тех случаях, когда на двигателе нет индикаторного привода или когда отсутствует необходимость в определении индикаторной мощности, а требуется определить степень загрузки отдельных цилиндров. На рис. 11.10 показан индикаторный бланк, на котором вычерчены гребенки давлений сжатия рс и давлений сгорания рг шестицилиндрового двигателя. Для
Рис. 11.9. Нижняя часть индикаторной диаграммы четырехтактного двигателя
1 — всасывание; 2 — выпуск
этого барабан индикатора поворачивают вручную за шнур, прижимая пишущее устройство к бланку. Очевидно, что ординаты «пик» при выключенной и включенной подаче топлива будут соответственно в масштабе пружины указывать величины давлений газа рс и pz различных цилиндров.
Номера цилиндров указаны внизу цифрами 1—6. От атмосферной линии р0 в масштабе пружины индикатора откладывают наименьшее и наибольшее давления конца сжатия (рс mln и рСП1ах) и давления сгорания (pz mm и Pzmax), указанные в паспорте двигателя. Если в паспорте указаны только средние значения рс и рг, то отклонения от них допускаются в пределах ±2,5 %; если даны нижние значения тех же давлений, то отклонения допустимы не более ±5 %.
§ 11.5. Пиметры и максиметры
Пиметры. Быстроходные дизели, как правило, не имеют индикаторных приводов, а снабжены только индикаторными кранами. В этом случае возможность снятия индикаторных диаграмм механическим индикатором исключается. Следует отметить, что с увеличением быстроходности двигателя искажения индикаторных диаграмм становятся значительными, это вызвано искажением перемещений
222
поршенька из-за инерционности подвижных частей индикатора. Если массу подвижных частей индикатора довести до весьма значительных размеров и этим увеличить их инерцию, то при определенных конструктивных соотношениях и достаточно быстром изменении давления в работе цилиндра пишущее устройство установится в уравновешенном состоянии и вычертит на бланке горизонтальную прямую линию, соответствующую некоторому среднему давлению газов в цилиндре двигателя во времени. На этом принципе основана работа пиметров.
Рис. 11.11. Пиметр
Схема прибора приведена на рис. 11.11. В цилиндрическом корпусе 21 пиметра установлены массивные диски 13 и 15, называемые соответственно основной и дополнительной массами. Диски связаны между собой спиральной пружиной 14. На сплошной оси 6 погашены дополнительная масса и стрелка 4, а на пустотелой оси 7 — основная масса и шестеренка 5. С шестеренкой входит в зацепление зубчатый сектор 25, связанный тягой 24 с рычагами 23, имеющими противовес 16. Правый конец рычага шарнирно подвешен на тяге 17. Осью 8 рычаг соединен с вильчатым штоком 22 поршенька 20. Шток соединен с пружиной 3, которая упирается в полый винт 1. Поршенек находится во втулке 19, закрепленной в корпусе прибора. Накидной гайкой 12 пиметр крепится к индикаторному крану двигателя. Газы из цилиндра давят на поршенек и это усилие передается массивным дискам.
Усилие будет изменяться периодически, соответственно частоте циклов. Следовательно, массы и стрелка прибора придут в колебательное движение с некоторой амплитудой, которая будет тем меньше, чем больше масса дисков и чем выше частота вращения вала двигателя. В действительности амплитуда колебаний настолько мала, что
223
колебания становятся практически незаметными. Стрелка прибора указывает на шкале среднее давление в цилиндре по времени. Вследствие того, что это давление будет средним не по ходу поршня (как в поршневом индикаторе), а по углу ПКВ, оно носит название среднего давления по времени и обозначается через pt.
Параметр pt является косвенным показателем цилиндровой мощности. Следовательно, определив величину pt во всех цилиндрах
двигателя, можно судить о степени
Рис. 11.12. Максиметр
равномерности, распределения нагрузки по отдельным цилиндрам. В этом преимущество пиметра. Недостаток же этого прибора состоит в том, что по его показаниям нельзя определить мощность, развиваемую в цилиндрах двигателя.
В зависимости от значения максимального давления в рабочих цилиндрах двигателя пользуются либо только одной пружиной 3, либо пружиной и шайбой 2. При средних давлениях до 0,52 МПа достаточно одной пружины, а при давлениях от 5 до 1,02 МПа стрелка выходит за пределы шкалы. В этом случае для увеличения предварительного натяжения пружины устанавливают шайбу и отсчет производят по нижней шкале. Некоторые модели пиметров имеют в комплекте две пружины разной жесткости (№ 1 и 2). Для охлаждения прибора и уменьшения трения подвижных частей пиметры снабжают элементарными системами смазки и охлаждения. Смазка подвижных частей пиметра осуществляется следующим образом. Масло периодически заливают в полость поршенька через торцевое отверстие, закрытое пробкой 11. По трубе 9 газы проникают в полость поршенька и выдавливают масло через отверстие 10 в нижнюю кольцевую канавку поршенька. Отработавшее масло отводится по трубе 18.
Максиметры. Для эксплуатационной регулировки быстроходных дизелей в судовых условиях одних показаний пиметра может оказаться недостаточно. Для выравнивания мощности по цилиндрам
необходимо знать причину недогрузки или перегрузки отдельных цилиндров, а для этого требуется определить давление сгорания н
давление сжатия в каждом цилиндре в отдельности.
Давление сжатия и сгорания можно определить при помощи максиметра. Газы из цилиндра двигателя поступают к манометру, про-
224
-ходя через невозвратный клапан. При включенных топливных насосах манометр будет показывать давление сгорания, а при выключенной подаче топлива —давление в конце сжатия. Ошибка измерений не превышает 0,03 МПа и является несущественной.
Максиметр (рис. 11.12) состоит из корпуса 9 и манометра 12. Корпус изготовлен из стали и снабжен ребрами для более интенсивного отвода теплоты. К корпусу на резьбе крепится стальная промежуточная камера 2, также имеющая ребра. При помощи накидной гайки / прибор присоединяется к индикаторному крану цилиндра двигателя.
Трехходовым клапаном 10 полость максиметра может сообщаться с атмосферой для выпуска газов или с манометром (через штуцер 11). Внутри максиметра находится щелевой 3 и сетчатый 4 фильтры, задерживающие твердые частицы продуктов сгорания, седло 5 клапана 7 и дроссельная шайба 6. Подъем клапана регулируется ограничителем 8. Ограничение подъема клапана имеет существенное значение, так как при малом подъеме клапана (порядка 0,2— 0,3 мм) создается значительное сопротивление проходу газов, особенно в начальный период пуска. Дополнительное сопротивление создается дроссельной шайбой. Благодаря наличию этих сопротивлений исключается возможность резких колебаний стрелки манометра и быстрого выхода прибора из строя.
Прибор работает следующим образом. После продувания индикаторного крана и присоединения максиметра индикаторный кран открывают не более чем на 30 с. Невозвратный клапан 7 пропускает газы только в одном направлении, и через некоторое число рабочих циклов в полости прибора устанавливается давление, равное максимальному давлению в цилиндре двигателя. После определения давления газы выпускают в атмосферу, и прибор снимают с индикаторного крана. Ввиду возможности быстрого загрязнения максиметра смолистыми и другими осадками, после использования его необходимо разобрать и тщательно очистить детали, а при обнаружении неплотностей — протереть детали и смазать их.
Глава 12
ПРОФИЛАКТИЧЕСКИЙ УХОД.
УСТРАНЕНИЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ
НЕИСПРАВНОСТЕЙ
И РЕГУЛИРОВАНИЕ ДВС
§ 12.1. Организация и содержание профилактических мероприятий
Судовой дизель должен быть исправным и готовым к действию. Он должен развивать при работе полную мощность, причем экономичность его должна оставаться в пределах, указанных в паспортных данных. Поддержание дизеля в таком состоянии составляет одну из важнейших задач технической эксплуатации.
225
Под профилактическими мероприятиями понимаются операции по техническому уходу, периодическим осмотрам, заменам деталей, когда износ их еще не носит прогрессирующего характера.
Периодические планово-предупредительные осмотры (ППО) и ремонты (ППР) являются обязательным условием безаварийной эксплуатации дизеля, поэтому они должны проводиться систематически, своевременно и в полном объеме. В ходе этих осмотров и ремонтов механики и мотористы выявляют неисправности дизеля и устраняют их, определяют преждевременные износы, запоздалое обнаружение которых может привести к аварии или поломке, производят чистку узлов дизеля и вспомогательных агрегатов, меняют смазку и т. п., обеспечивая тем самым готовность дизеля к дальнейшему использованию.
Вся организация технических уходов за дизелем должна носить предупредительный, профилактический характер — только в этом случае можно добиться длительной, безаварийной работы дизеля. Заводы-строители дизелей всегда дают в эксплуатационной документации на дизель сроки и объемы периодических уходов. Обычно это нормы, составленные на основе большого опыта технической эксплуатации. Поэтому следует твердо придерживаться сроков и объемов осмотров и ремонтов, определенных заводом. В тех случаях, когда обстановка не позволяет произвести очередной осмотр или ремонт в срок, обусловленный инструкцией, его нужно выполнить несколько ранее, т. е. до выхода в рейс или по возвращении из рейса в зависимости от условий.
Всякое перенесение сроков проведения профилактических осмотров и ремонтов должно иметь разрешение от службы судового хозяйства пароходства. Для учета и контроля выполнения плановопредупредительных осмотров на каждом судне составляются календарные графики, учитывающие перечень необходимых работ и испытаний в течение года по каждому дизелю.
При разборке дизеля обязательно производятся обмеры наиболее изнашивающихся деталей. Результаты обмеров, а также замена деталей из запаса фиксируются в технических формулярах. Все дефекты, обнаруженные при осмотрах, записываются в соответствующие эксплуатационные журналы с отметкой об их устранении. Наиболее существенные дефекты записываются в технические формуляры.
Рассмотрим содержание основных профилактических мероприятий по отдельным частям двигателя.
Фундаментная рама. Первую проверку крепления фундаментной рамы к судовому фундаменту производят через 300—500 ч, последующую— согласно инструкции по эксплуатации, но не реже чем через каждые 4000 ч работы дизелей. Проверка заключается в подтягивании гаек, при затяжке не допускается усилие свыше рекомендованного заводом-изготовителем. Кроме того, проверка крепления фундаментной рамы должна производиться по мере необходимости.
Обжимая болты крепления рамы, производят проверку прямолинейности ее опорных поверхностей и отсутствие деформации. Нарушение прямолинейности опорных поверхностей фундаментной 226
рамы может вызвать появление в ней трещин, а также нарушение положения коленчатого вала, что может привести к его поломке. Для проверки прямолинейности на боковой поверхности фундаментной рамы имеются реперы, поверхности которых должны лежать в одной плоскости. Достаточно приложить к реперам контрольную линейку или натянуть металлическую струну, чтобы убедиться в прямолинейности рамы.
При проведении сварочных работ в районе фундамента двигателя рекомендуется ослабить фундаментные болты. Предполагая возможность деформации судового фундамента, перед затяжкой болтов следует проверить равномерность посадки рамы на клинья и укладку коленчатого вала.
Коленчатый вал. Неравномерный износ антифрикционного сплава рамовых подшипников или прогиб фундаментной рамы заставляют изгибаться и коленчатый вал, так как он не обладает абсолютной жесткостью. Изгибы коленчатого вала при вращении могут привести к появлению усталости металла, возникновению трещин, а в дальнейшем и к поломке.
При обнаружении на коленчатом вале царапин и рисок необходимо тщательно зачистить и зашлифовать его шейки. Определение износов рамовых и мотылевых шеек по диаметру, а также установление наибольшей овальности и конусности производится путем обмеров шеек в трех поперечных сечениях по двум взаимно перпендикулярным плоскостям: по вертикали и горизонтали.
Характер и величину изгиба оси коленчатого вала производят замером просадки в рамовых подшипниках и раскепов.
Втулки и блок цилиндров. Втулки рабочих цилиндров в результате продолжительной работы изнашиваются. Наибольшее изнашивание (наработок) обычно наблюдается в верхней части, где образуется граница износа в виде ступеньки. Втулки контролируют путем обмера штихмассами не менее чем в двух взаимно перпендикулярных направлениях. При этом определяют конусность и овальность, приобретенные втулкой в результате износа.
Обобщая существующие рекомендации, следует запомнить, что предельный износ (увеличение диаметра) составляет около 0,5 % начального диаметра. Втулку внимательно осматривают; на ее поверхности допускаются риски и натиры площадью не более 50 см2, глубиной до 0,5 мм и длиной не более 100 мм. Втулки двухтактных двигателей не должны иметь острых кромок у окон. Если кромки обнаружены, их опиливают, а кривизну опиленного места контролируют шаблоном.
Осмотр протекторов, установленных в полостях охлаждения блоков цилиндров, а также осмотр и химическая чистка водяного пространства блока должны производиться в сроки, указанные в инструкции завода-изготовителя. При выпрессованных цилиндровых втулках необходимо обратить особое внимание на отсутствие трещин в посадочном месте втулок и блока.
Крышки цилиндров. При осмотре крышек необходимо обращать внимание на возможные дефекты: трещины и раковины на наружных
227
поверхностях, отложение накипи и коррозионных продуктов на охлаждаемых поверхностях, коробление, износ седел и втулок клапанов, повреждение посадочных мест форсунок и клапанов, нагаро-образование, обгорание, вмятины и царапины на посадочных местах клапанов и форсунок, прогорание, неровности, повреждение прокладок и опорных поверхностей уплотняющих буртов, обрыв шпилек.
Поршни цилиндров и поршневые кольца. Извлечение поршней для ревизии и чистки производится через интервалы, зависящие от типа двигателя и указанные в заводских инструкциях: в среднем они составляют 2—6 тыс. ч работы. Извлеченный из цилиндра поршень очищают от нагара, осматривают. Снятые кольца проверяют, чтобы убедиться в отсутствии пропусков газа по окружности (прожогов); определяют упругость и величину зазора в замке. Следует также убедиться в отсутствии трещин, недопустимого износа, обгорания, нагарообразования, царапин, рисок, задиров, натиров, коррозии, закоксовывания поршневых колец, коробления, следов пропусков газов поршневыми кольцами.
Подшипники. Разборку подшипников с целью осмотра и замера масляного зазора производят в сроки, указанные в заводских инструкциях. При увеличенных зазорах наблюдается повышенная температура масла и ускоренная выработка шеек и рабочих поверхностей подшипников с образованием трещин и выкрашиваний антифрикционного покрытия. При обнаружении трещин, глубоких задиров, выкрашивания и отставания антифрикционного металла подшипники должны быть заменены.
Шатунные болты. При осмотре шатунных болтов и гаек необходимо обратить внимание на возможные дефекты: повреждение резьбы, забоины, натиры, трещины, скручивание болтов, ослабление посадки гаек на резьбе и болтов в отверстиях головок шатунов. Эти дефекты служат основанием для замены болтов. Кроме того, болт должен быть заменен при достижении наработка или его остаточное удлинение превысит нормы, установленные заводом-изготовителем.
Топливные насосы высокого давления и форсунки. При осмотре деталей топливного насоса необходимо проверить состояние рабочих поверхностей плунжеров, втулок, клапанов. На них не должно быть наклепа, раковин, рисок, коррозии. При обнаружении задиров у плунжерной пары заменить ее. При осмотре следует обратить внимание на трещины и натиры на спиралях пружин и седлах клапанов. Пружины и клапаны при наличии на них трещин и натиров требуется заменить. К основным дефектам форсунок относятся: износы игл и распылителей, закоксовывание сопловых отверстий, увеличение зазоров между корпусом и штоком иглы, нарушение уплотнения между торцами корпуса распылителя и форсунки, трещины в корпусе форсунки и распылителя, смятие у торцевых поверхностей соприкосновения штока, проставочных деталей и иглы, риски, царапины и коррозия на рабочей поверхности иглы и корпуса распылителя, наработки на запорном конусе иглы и на фаске распылителя, зависание иглы и обгорание сопла. Если обнаруженные дефекты устра-228
нить невозможно, то пара игла—направляющая должна быть заменена.
Агрегаты наддува. Оценку технического состояния турбокомпрессора следует производить на основании данных о величине и изменении контролируемых параметров: температуры отработавших газов перед турбиной и после турбины, давления отработавших газов, температуры воздуха после воздухоохладителя, давления наддува, частоты вращения турбокомпрессора. Все обнаруженные дефекты устраняют независимо от их размера и характера. После ликвидации повреждения или ремонта рабочего колеса и турбинного диска балансировка ротора обязательна.
Наиболее ответственными деталями турбокомпрессора являются подшипники ротора. Необходимо периодически проверять легкость вращения ротора Это делают двумя способами; путем подачи сжатого воздуха или вручную. При этом измеряют время выбега ротора и прослушивают турбокомпрессор в районе подшипников ротора. Шариковые подшипники турбокомпрессоров отбраковываются при появлении на шарах и дорожках обойм подшипников цвета побежалости, выкрашиваний, закатанных частиц металла. Однако главным критерием отбраковки подшипников является определенный диаметральный зазор, который определяют индикатором.
Изношенные подшипники удаляют съемником, а новые устанавливают запрессовкой. Порядок замены подшипников всегда указывается в инструкции по эксплуатации.
Износ подшипников и перемещение ротора при этом могут быть причиной повреждений лабиринтовых уплотнений, которые отделяют газовую полость от компрессора. Специальное окно в корпусе турбокомпрессора позволяет контролировать состояние лопаток и определять радиальный зазор между концами лопаток и корпусом. Турбинное масло должно быть чистым, а уровень его должен соответствовать контрольной отметке на мерном стекле.
Запасные и сменные части. Для обеспечения безопасности технической эксплуатации дизели должны быть снабжены запасными частями в точном соответствии по количеству и номенклатуре с нормами Регистра СССР, а также материалами, специальными инструментами, КИП, необходимыми для технического обслуживания дизелей, номенклатура и объем которых устанавливаются судовладельцем в зависимости от марки дизеля, его технического состояния и условий эксплуатации.
Использовать запасные части бортового запаса разрешается только при поломках и повреждениях деталей и узлов дизеля в период эксплуатации судна. Их использование оформляют специальными актами, на основании которых затем производится списание и пополнение запаса. Главный (старший) механик отвечает за пополнение запаса запасных частей по нормам Регистра СССР. Все запасные части, находящиеся на борту судна, должны быть:
— закреплены в легкодоступных местах с учетом удобства их осмотра и съемки;
229
— снабжены бирками, на которых указан инвентарный номер, названия механизмов и дата получения их на судно;
г — защищены от коррозии;
— занесены в инвентарную книгу;
— через каждые шесть месяцев производить осмотр, переучет и при необходимости переконсервацию запасных частей и специальных приспособлений. Об указанной проверке необходимо сделать соответствующие записи в машинном журнале и в инвентарной книге запасных и сменных частей.
Замена изношенных частей сменными, как правило, должна приурочиваться ко времени проведения очередных ремонтов. Номенклатура и количество сменных частей определяется МСС судовладельца в зависимости от конструкции дизелей и износостойкости его узлов на основании норм, установленных заводом-изготовителем, и норм расхода сменных частей для ремонта и эксплуатации серийных судов Минрыбхоза СССР. Пополнение сменных частей прбизводится в плановом порядке по заявкам МСС судовладельца. Сменные части хранятся на складах береговых баз снабжения судовладельца, который несет ответственность за их состояние. Допускается хранение отдельных сменных частей, согласно ППР, непосредственно на судне.
§ 12.2. Регулирование двигателя
Сборка дизеля при его постройке, после капитального ремонта, после переборки деталей и узлов, обнаружения и устранения неполадок сопровождается регулированием. Регулированию подвергается система газораспределения, топливная аппаратура,объем камеры сжатия, распределение нагрузки по цилиндрам.
Регулирование дизеля можно разделить на два этапа; предварительное регулирование на неработающем двигателе и регулирование при работе двигателя по показаниям контрольно-измерительных приборов. Предварительное регулирование на неработающем двигателе включает следующие операции: проверку и регулирование механизмов газораспределения: определение высоты и объема камеры сжатия; регулирование топливных насосов высокого давления.
Проверка и регулирование механизма газораспределения. В четырехтактном двигателе газообмен осуществляется с помощью жесткой механической системы, состоящей из распределительного вала, приводимого во вращение шестеренной или цепной передачей, кулачных шайб, толкателей, штанг и рычагов. Механизм газораспределения согласует моменты открытия и закрытия клапанов в соответствии с оптимальной круговой диаграммой за счет правильного соединения распределительного и коленчатого валов.
Проверку зубчатой передачи от коленчатого вала к распределительному в эксплуатации не производят. Шестерни, изготовленные из прочных чугунов или сталей, подвергаются незначительному износу и исключают нарушение фаз газораспределения. Поломки их крайне редки.
220
Рис. 12.1. Привод распределительного вала с помощью шестерен
Рассмотрим сборку механизма распределения четырехтактного двигателя типа NVD-48. Как видно из схемы (рис. 12.1), привод механизма газораспределения состоит из трех шестерен, установленных на коленчатом, распределительном и промежуточном валах. Передаточное число для четырехтактного двигателя составляет 1 : 2.
Регулирование основной пары шестерен заключается в том, что кривошип первого цилиндра устанавливают в ВМТ по отметке на маховике, а распределительный вал разворачивают до совпадения метки, выбитой на вершине одного из зубьев шестерни, с отметкой на фланце блока под крышкой реверсивной рукоятки. При таком состоянии основной пары промежуточную шестерню устанавливают в любом положении.
При работе двигателя температура тарелок впускных клапанов может достигать 400—500 °C, а выпускных — 600 — 900 °C. Это приводит к значительному удлинению штока клапана, в связи с чем в клапанном приводе предусматривают тепловой зазор. Место измерения теплового зазора зависит от схемы клапанного привода. Тепловой зазор у впускных клапанов обычно меньше, чем у выпускных. При регулировании зазора в двигателях NVD-48 выполняют следующие операции: устанавливают поршень в ВМТ при закрытых клапанах (в конце сжатия); в зазор между рычагом и торцом штока
клапана вводят набор пластинок щупа; если зазор отличается от указанного в инструкции, его изменяют вращением регулирующего болта, после чего болт надежно стопорят гайкой.
Для дизеля типа NVD-48 тепловые зазоры обоих клапанов одинаковы и составляют 0,5—0,6 мм. Равенство зазоров объясняется различием в материале клапанов; выпускной клапан изготовлен из жароупорной стали, а впускной — из обычной низколегированной. Клапаны одинаковы по конструкции и размерам. Их различают по маркировке: выпускной маркируют буквой А, а впускной — буквой Е.
Следует убедиться в том, что открытие и закрытие клапанов всех цилиндров происходит в моменты, предписываемые круговой диаграммой, хотя посадка кулачных шайб на валу на шпонках исключает их регулировку. Начало и конец движения клапана легко определяют по закусыванию и освобождению пластинки щупа толщиной 0,03—0,05 мм. Действительные моменты открытия и закрытия клапанов должны отличаться от рекомендуемых круговой диаграммой не более чем на ±3° ПКВ.
Проверка нормального действия золотников воздушного пуска на двигателях типа NVD-48 состоит в том, что убеждаются в совпадении меток на корпусе золотника и его хвостовике при нахождении толкателя на цилиндрической части шайбы. При несовпадении меток
231
12.2. Привод распределительного с помощью цепей
Рис. вала
золотник поднимают или опускают, предварительно отпустив стопорную гайку и вращая шток. При совмещении меток стопорную гайку надежно обжимают.
Регулировка цепного привода распределительного вала имеет некоторые особенности. На рис. 12.2 показана схема цепной передачи двигателя БМЗ — «Бурмейстер и В айн».
Основные узлы передачи — ведущая звездочка коленчатого вала 11 и ведомая звездочка распределительного вала 1. Путь двух втулочно-роликовых цепей проложен через направляющую звездочку 9 и звездочку 8 натяжного устройства до распределительного вала. Спускаясь вниз, цепи вращают звездочку 14, передающую вращение через специальную цепь 15 и звездочку 16 валу воздухораспределителя. Затем цепи обегают звездочку 13, установленную в эксцентричной траверсе. Траверса и звездочка могут переме-щаться на некоторый угол при изменении длины штанги 12, Этот узел является натяжным устройством. Второе натяжное устройство представляет собой две щеки 6, имеющие вид треугольника, между которыми вращается на пальце звездочка 8. Вращение этой траверсы совершается в точке 7 тягой, состоящей из тяг 5 и 4.
Эластичность подвески достигается тем, что конец тяги 4 опи-
рается на шаровую опору, а натяжное усилие создается пружиной 3. Цепи в процессе эксплуатации удлиняются и постепенно разворачивают распределительный вал по отношению к коленчатому. Так, на переднем ходу увеличиваются углы опережения подачи топлива и открытия выпускного клапана. Если рассогласование валов превышает 3,5°, то следует подтянуть цепи привода. Как упоминалось, пружина 3 делает систему подвески подвижной. Натяжение повой цепи при монтаже достигается сокращением длины пружины на 13,1 мм путем обжатия гаек 2. Усилие, возникающее в тягах 4 и 5, составляет при этом 43 900 Н. Подтягивание цепей начинают с уменьшения натяжения пружины до усилия 27 500 Н. Длина пружины при этом должна быть на 7,2 мм меньше длины в свободном состоянии. Кривошип первого цилиндра по специальному калибру-скобе устанавливают в ВМТ. Оперируя гайками 10, перемещают звез-232
дочку 13 до момента, пока цепи не натянутся до необходимого предела. Специальный калибр должен показать, что натянутый цепью распределительный вал вернулся в правильное положение и нарушение фаз распределения ликвидировано. Затем гайки 2 стопорят. Натяжение цепи вызовет увеличение усилия в тягах 4 и 5 и сокращение высоты пружины 3 до нормы.
Проверка и регулирование топливной аппаратуры. Нормальная работа топливной аппаратуры характеризуется бесперебойностью подачи топлива и хорошим его распыливанием в цилиндре. Существенно влияет на работу топливной аппаратуры и качество топлива (наличие или отсутствие воды и механических примесей, вязкость). От качества работы топливной аппаратуры зависят мощностные и экономические показатели двигателя. Наблюдение за работой топливной аппаратуры сводится к профилактике, испытаниям и регулировке,
Правилами технической эксплуатации определены сроки периодического контроля, а при необходимости восстановления и регулировки топливных насосов и форсунок. Так, осмотр и профилактику топливных насосов высокого давления крупных дизелей производят через 4—6 тыс. ч, а форсунок — через 600—1000 ч нормальной работы. У высокооборотных дизелей сроки соответственно в 2—3 раза меньше.
Мелкое распыливание подаваемого в цилиндр топлива достигается в современных топливных системах за счет больших давлений распыливания. Высокое давление обеспечивается наличием малых зазоров между плунжером и втулкой (не более 1—5 мкм). Простота решения уплотнения является одновременно и недостатком насосов высокого давления, так как увеличение кольцевого зазора вследствие износа снижает плотность пары плунжер—втулка, и, естественно, сказывается на величине развиваемого давления. Из этого вытекает основное контрольное мероприятие, определяющее возможность дальнейшей эксплуатации — проверка плотности. Это относится к прецизионным парам насоса и форсунки.
Существует несколько способов проверки плотности плунжерных пар непосредственно на двигателе. Для проверки необходим рычаг с длиной плеч 1 : 10 (короткий конец подводится под плунжер, к длинному прилагает усилие человек) и заглушка на форсуночную трубку. Вместо заглушки можно использовать гайку трубки высокого давления, отверстие в которой перекрыто сплошной прокладкой из отожженной красной меди.
Испытания заключаются в следующем. Регулирующий орган насоса устанавливают в положение максимальной подачи; на выходной штуцер насоса, с которого снята трубка высокого давления, устанавливают заглушку, а рычагам создают возможно большее усилие. Принято считать, что если не чувствуется значительного опускания нажимного рычага, то система достаточно герметична. Перед затяжкой заглушки из верхней части насоса следует удалить воздух.
Проверка проста и не требует больших затрат времени, но оценивает плотность пары насоса лишь приблизительно, так как одно-
233
временно с ней опрессовке подвергается (например, в насосах двигателей NVD) и впускной клапан. Более точно герметичность отдельных элементов топливной аппаратуры определяется при раздельных испытаниях. Они требуют специальных приспособлений, изготовле-
ние которых вполне доступно в судовых условиях.
Испытания при постоянном давлении. На рис. 12.3 показан стенд для испытаний плунжерных пар при постоянном давлении топлива. В упорной плите 1 установлен стакан 2, в который вставлена плунжерная пара 4—5. Втулка 4 пары упирается в заглушку 3, а сверху гайкой 6 обжимается в стакане 2. Усилие от груза 9 передается на плунжер через рычаг 8 и толкатель 7. Топливо заливается в стакан 2. Испытание состоит в том, что одно-
Рис. 12.3. Стенд для испытаний плунжерных пар при постоянном давлении топлива
временно с нажимом толкателя 7 на плунжер 5 включается секундомер. Срыв рычага при отсечке воспринимается пружинным амортизатором 10.
Гидравлической плотностью плунжерной пары называют время движения плунжера под действием груза постоянной величины на определенном пути. Время указывают в паспортах насосов. Здесь же записано то время прохождения плунжера, которое является минимальным и свидетельствует о непригодности плунжерной пары к дальнейшей эксплуатации.
Испытания при переменном давлении. Давле
ние в испытываемой паре создается форсуночным прессом. Способ заключается в определении времени падения давления в рабочей полости плунжерной пары на заранее заданную величину. В отличие от первого метода плунжер считается неподвижным. Схема установки приведена на рис. 12.4. В кронштейн 3, укрепленный на вер-С1аке или переборке /, вмонтирован монтажный стакан 6. Плунжерная пара 4—5 вставлена в стакан и сверху плотно закрывается головкой 8 с двумя отверстиями; 7 — для выпуска воздуха и 9 — для присоединения трубки 10 от форсуночного пресса 12. Упор 2 устанавливает плунжер в направляющей примерно на половине активного
хода.
При испытании форсуночным прессом с помощью рукоятки 13 создается некоторое начальное давление которое фиксируется манометром 11. Прекратив нагнетание рукояткой, наблюдают за падением давления до р2. Перепад Др = р^р^ берут в пределах 10—20 МПа, а границы давления рх = 90-?-50 МПа, р2 — 60-?--т-40 МПа. Время падения давления зависит от диаметра плунжера, начального давления и вязкости топлива. Если время неизвестно, то его следует определить, испытав новую плунжерную пару на стан
234
дартном топливе. Давление рх устанавливают исходя из возможностей пресса.
Перед испытаниями форсуночным прессом убеждаются в его достаточной герметичности. Для этого служит выходное отверстие.
Рис. 12.4. Схема установки для испытания плунжерных пар при переменном давлении топлива
Повысив давление до 35 МПа, не спуская рукоятки, наблюдают за падением давления, которое за 10 мин должно упасть не более чем на 1,0—1,5 МПа. Клапаны на
сосов высокого давления также могут быть испытаны на герметичность с помощью форсуночного пресса.
На рис. 12.5 даны эскизы приспособлений для испытаний всасывающего клапана 1 с гнездом 2 и нагнетательного клапана 5 с гнездом 6. В первом случае клапан в сборе крепится в приспособлении 3 гайкой 4, во втором — в приспособлении 7 штуцером 8. К деталям 3 и 8 сверху присоединяют нагнетательный трубопровод форсуночного пресса. При рх ~ = Ю-т-20 МПа и Др = 24-5 МПа время падения давления доста-
Рис. 12.5. Эскиз приспособления для испытания всасывающего и нагнетательного клапанов
точно плотного клапана состав-
ляет 20—60 с.
Проверка форсунок. Проверяют плотность цилиндрических поверхностей иглы с направляющей и плотность седла иглы (конического или плоского). Грубая оценка износа уплотняющих
235
Рис. 12.6. Стенд для испытаний фор* сунки
поверхностей иглы и направляющей производится по интенсивности утечек топлива через отверстие, к которому присоединена сливная трубка.
Герметичность цилиндрической уплотняющей поверхности и плотность посадки иглы проверяют на прессе, схема которого приведена на рис. 12.6. Топливо из бака 4 поступает к одноплунжерному насосу <?, приводимому в действие рукояткой 2. Форсунка укреплена в штативе 5. Впрыск топлива осуществляется в бак 6. Давление, развиваемое насосом, контролируется манометром 1.
Испытание плотности пары игла — направляющая подобно испытанию плунжерной пары. Но иглу следует нагрузить затяжной пружиной несколько больше, чтобы рх превысило рекомендуемое давление впрыска для этого типа форсунки на 10—15 МПа. При перепаде давлений Др = Рх+-Рг (2—5 МПа) нормальная плотность пары, т. е. время падения давления, соответствует 7—30с. Плотность комплекта форсунок для дизеля указывают в правилах технической эксплуатации. Разница в показателе плотности не должна превышать *= 25 % его средней величины.
Испытания форсунки в сборе на прессе позволяют визуально оценить качество распыливания и плотность посадки иглы Форсунку закрепляют в штативе, присоединяют трубку и прокачиванием удаляют воздух. Далее, прокачивая форсунку и регулируя натяжение пружины, устанавливают рекомендуемое давление распыливания. Перед контрольным впрыском тщательно обтирают кончик сопла. Затем медленно нажимают на рукоятку пресса, наблюдая за манометром и за кончиком сопла: сопло должно быть сухим до момента подъема иглы, при котором манометр покажет давление распыливания. После впрыска вновь вытирают кончик сопла: в пос-следующий момент, если игла садится плотно, сопло должно быть сухим. При обнаружении подтекания иглу в первую очередь необходимо промыть, а затем, если подтекание продолжается, притереть к уплотняющей поверхности.
Регулирование топливных насосов высокого давления. Независимо от размеров, быстроходности и мощности двигателей регулирование их ТНВД проводят в следующем порядке.
I. Устанавливают нулевую подачу, т. е. орган насоса, регулирующий производительность, при нахождении рукоятки управле-236
ния в положении «Стоп» должен обеспечить прекращение подачи топлива. Нулевая подача всех ТНВД двигателя является единственным средством, которое позволяет остановить дизель без применения аварийных средств.
2. Устанавливают рекомендуемый инструкцией по эксплуатации угол опережения подачи топлива.
3. ТНВД двигателя регулируют на одинаковые цикловые подачи с точностью, указанной в инструкции.
Рассмотрим регулирование ТНВД двигателя NVD-48. Двигатель оборудован золотниковыми насосами с регулированием по концу подачи. В конструкции насоса предусмотрено движение плунжера во втулке, его разворот вокруг своей оси и возможность перемещения плунжера с помощью регулировочного болта относительно втулки. Насос приводится в действие симметричной кулачковой шайбой, укрепляемой на распределительном валу фиксацией в торцевые зубья. Перестановка шайбы на один зуб изменяет ее положение относительно коленчатого вала на 4°.
Нулевую подачу насосов проверяют при положении пусковой рукоятки «Стоп». Регулировочная тяга разворачивает плунжеры за поводки в положение, при котором, если прокачать все насосы вручную, из нагнетательных штуцеров не должно выходить топливо. В случае, когда насосы не выключились, с помощью регулировочного болта передвигают тягу топливных насосов. Регулировать нулевую подачу отдельных насосов можно перемещением сухарей на регулировочной тяге. Угол опережения подачи топлива для двигателей NVD-48 составляет 21—23° до ВМТ.
Предварительную проверку начала подачи топлива производят следующим образом.
1. При положении ролика толкателя ТНВД на концентрической части кулачной шайбы совмещают посредством регулировочного болта риски на направляющей втулке и на стакане.
2. Устанавливают поршень в ВМТ и измеряют расстояние, на которое разошлись риски стакана и втулки: для переднего и заднего хода оно должно составить 1,7—2,1 мм. Практически указанный ход плунжера при положении поршня в ВМТ соответствует началу его движения до 20—23° до ВМТ. Для надежности запуска рекомендуется на задний ход устанавливать ход плунжера на 0,3—0,4 мм больше, чем на передний ход. Поэтому установка ходов плунжера на передний и задний ход достигается только перестановкой кулачной шайбы в зубчатом зацеплении, о котором упоминалось выше.
Обычно не ограничиваются проверкой хода плунжера (или угла опережения) указанным выше способом. Более точное значение угла опережения определяют моментоскопом — стеклянной трубкой, подаваемой на выходной штуцер насоса. Проворачивая двигатель, наблюдают за уровнем топлива в трубке. Момент начала движения уровня топлива в трубке соответствует началу подачи насосом. По шкале маховика находят угол. Следует иметь в виду возможность более точного регулирования угла опережения, чем на 4° ПКВ, за-счет поворота кулачковой шайбы на один зуб. Установка под кор
237
пус насоса прокладок позволит более точно (например, до 1°ПКВ) отрегулировать по моментоскопу угол опережения подачи топлива.
Окончательное регулирование ТНВД двигателя производится по давлению сгорания и температуре выпускных газов.
ТНВД двигателя фирмы «Бурмейстер и Вайн» типа 6 ДКРН 74/160 относят к группе золотниковых насосов. Нулевую подачу проверяют при положении пускового рычага «Стоп», при этом поперечное отверстие плунжера должно совпадать с отсечным окном. Такое положение плунжера достигается регулированием длины тал-репной тяги, идущей от общего отсечного валика к поводку поворот-
ной втулки, и контролируется по совпадению неподвижной рейки на корпусе насоса с одним из делений шкалы, нанесенной на буртике поворотной втулки
Как видно из рис. 12.7, сектор «Стоп» шкалы имеет пять делений. Если требуется увеличить или уменьшить производительность насоса, можно совместить риску на корпусе с любой из пяти рисок сектора. При необходимости увеличить производительность следует совместить риску на корпусе с делениями сектора, близкими к нулю, т. е. сделать возможно больший разворот плунжера в сторону увеличения подачи.
Снятые индикаторные диаграммы могут показать недостаточное давление в цилиндре при повышенной температуре выпускных газов. Тогда следует увеличить угол опережения подачи топлива. Эта операция легко выполняется на ходу перемещением ролика 1 привода плунжера. Для этого следует повернуть по часовой стрелке эксцентриковый вал 2, наблюдая за шкалой, нанесенной на бугеле 3. Между делениями 0 и 45° перемещение вала на 7° увеличивает дав-838
ление в цилиндре на 0,1 МПа. После отметки 45° повышение давления на 0,1 МПа требует поворота более чем на 7°, так как вал приближается к своему крайнему положению.
Регулирование двигателя по показаниям контрольно-измерительных приборов. Основной целью регулирования двигателя по показаниям контрольно-измерительных приборов является равномерное распределение мощности двигателя по цилиндрам.
Согласно правилам эксплуатации, мощность отдельных цилиндров не должна отличаться более чем на 2,5 % от средней мощности для всех цилиндров В результате регулирования температура отработавших газов, давления pz и рс, удельные расходы топлива и смазочных масел должны соответствовать нормальным значениям для данного типа двигателя. Регулирование двигателя по контрольноизмерительным приборам производят через каждые 100—150 ч работы двигателя при обнаружении ненормальности в работе одного или нескольких цилиндров, после регулирования топливной аппаратуры, замены форсунок, переборки деталей ЦПГ, при переходе на новый сорт топлива. Применяемая для регулирования измерительная аппаратура позволяет найти два параметра процесса—давление и температуру.
Судовые двигатели регулируются различными способами. Выбор способа регулирования определяется конструкцией двигателя (степенью его быстроходности). Так, малооборотные судовые двигатели имеют индикаторные приводы, индикаторные краны и установленные в трактах отработавших газов термопары для измерения температур. Индикатором (например, типа Т-50) можно снять индикаторные диаграммы и по их форме иметь представление о протекании процесса, об отклонениях от нормы, а также определить индикаторную мощность цилиндра.
Среднеоборотные двигатели обычно не имеют индикаторных приводов, так как их невозможно установить на двигателе. Такие двигатели имеют индикаторные краны и термопары. Регулирование этих двигателей производят по показаниям давления и температуры отработавших газов
Ряд высокооборотных двигателей не имеют ни индикаторных кранов, ни термопар Качество регулирования подобных двигателей обычно определяется состоянием топливного насоса высокого давления. При регулировании двигателей с индикаторными кранами следует пользоваться пиметром, который позволит точнее определить значения среднего по времени давления pt в каждом цилиндре, а также быстрее выполнить операции настройки. Нет необходимости снимать и обрабатывать индикаторные диаграммы, когда беглый контроль по показателю (если контроль проводят максиметром) и pt (при контроле пи метром) свидетельствует о нарушении распределения нагрузки по цилиндрам.
Представим себе операции по регулированию нагрузки цилиндров малооборотного судового дизеля с наддувом. Первоначально определим и запишем значения pt и tr. Если двигатель оборудован турбокомпрессорами постоянного давления, то находим значения
239
температуры отработавших газов в каждом цилиндре. В двигателях с импульсными турбокомпрессорами благодаря различной длине выпускных патрубков и взаимным влияниям газовых потоков значения температуры отработавших газов в отдельных цилиндрах будут различны, поэтому в таких двигателях значения t, нельзя считать достоверными. В целом же, если известны значения температуры отработавших газов в патрубках на режимах полной нагрузки, они являются важными показателями для правильной регулировки двигателя. Если измерения показали низкие значения pt и t, в одном из цилиндров по сравнению с другими цилиндрами, то данный цилиндр нуждается в увеличении цикловой подачи топлива. При высоком значении pt и низком tr необходимо уменьшить угол опережения подачи топлива. При высоких значениях pt и tr следует уменьшить цикловую подачу топлива, так как цилиндр перегружен. При высоком значении t, и низком pt нужно увеличить угол опережения подачи топлива.
Согласно ГОСТ 10150—70, неравномерность распределения параметров по отдельным цилиндрам, считая от средних значений для всех цилиндров, на номинальном режиме не должна превышать для pi 2,5 %, для рг 3,5 %.
Регулирование малооборотного двигателя заканчивается получением и обработкой индикаторных диаграмм.
Таким же образом регулируется среднеоборотный двигатель. При этом отсутствует заключительный этап контроля—съемка индикаторных диаграмм.
Как упоминалось выше, распределение мощности по отдельным цилиндрам быстроходного двигателя обусловлено качеством регулирования ТНВД. При обнаружении ненормальности в работе ТНВД единственным методом контроля является способ выключения цилиндров. Если в многоцилиндровом двигателе, работающем с постоянной нагрузкой, выключить подачу топлива в один из цилиндров, а связь ТНВД с регулятором частоты вращения нарушить, то частота вращения двигателя уменьшится. При этом уменьшение частоты вращения покажет относительную долю отключенного цилиндра в общей мощности двигателя. Если частота вращения не уменьшилась, значит, отключенный цилиндр не работал. Если частота вращения уменьшилась ниже того значения, какое получилось при отключении остальных цилиндров, это значит, что данный цилиндр работал с перегрузкой. Регулируя цикловую подачу (считая, что угол опережения подачи топлива во всех цилиндрах соответствует норме), можно добиться одинакового снижения частоты вращения при последовательном отключении всех цилиндров.
§ 12.3. Характерные неисправности двигателя, способы их обнаружения и устранения
Вследствие большого разнообразия типов и конструкций дизелей невозможно учесть все неисправности, возникающие при их эксплуатации, поэтому в табл. 12.1 приводятся лишь наиболее характерные неисправности для самых распространенных двигателей.
240
Таблица 12.1. Характерные неисправности двигателя
Неисправности Причина Способы устранения
Не При включении пускового устройства коленчатый вал дизеля остается неподвижным При пуске дизеля сжатым воздухом ко-ленча 1ый вал трогается с места, совершая качающиеся движения вперед-назад или совсем останавливае1ся исправности при пуске и мат Не включено питание ДАУ Неисправна ДАУ Закрыт запорный клапан на пусковом баллоне Давление воздуха в пусковых баллонах недостаточно Блокировочный воздушный клапан валоповорот-ного устройства закрыт Главный пусковой клапан, переключающий клапан, пусковой распределительный золотник или пусковой клапан застрял Давление воздуха в пусковых баллонах недостаточно Один из узлов или элементов пуска дизеля неисправен (главный пуско вой клапан, пусковые клапаны или золотник воздухораспределителя зависли или медленно ходят вследствие попадания посторонних частиц, трубы от воздухораспредели геля к пусковым клапанам отсоединены, повреждены или засорены) Коленчатый вал не установлен в пусковое положение (в дизелях с малым числом цилиндров и не на рабочем ходу у четырехтактных дизе лей) еврах Включить питание ДАУ Найти и устранить неисправность ДАУ или перейти на управление с местного поста Открыть запорный клапан Пополнить баллоны возду ХОМ Выключить валопово-ротное устройство или устранить неисправности блокировочного клапана Расходить клапан или золотник Пополнить баллоны воздухом Отремонтировать или заменить неисправные узлы и элементы системы Установить коленчатый вал в пусковое положение
241
Продолжение табл. 12.1
Неисправности Причина Способы устранения
Дизель развивает достаточную для пуска частоту вращения, но при переводе на топливо вспышек в цилиндрах не происходит или происходят с пропусками, или дизель останавливается Дизель не развивает частоту вращения полного хода при нормальном положении топливной рукоятки Топливо не поступает к топливным насосам или поступает в недостаточном количестве В топливную систему попал воздух Топливо содержит большое количество воды Топливные насосы отключены предельным или всережимным регулятором В некоторые цилиндры топливо не поступает вследствие неисправности топливных насосов или форсунок Неисправности во время рабо Загрязнен топливный фильтр Топливо плохо распы ляется из-за неисправ ности форсунок, топливных насосов или высокой вязкости Топливо перегрето Недостаточное давление топлива перед топливными насосами Регулятор оборотов неправильно настроен или неисправен Проверить открывание всех клапанов на топливопроводе, проверить работу топливоподкачивающего насоса, в случае необходимости промыть топливный фильтр Отсоединить форсуночные трубки и прокачать топливные насосы вручную до появления топлива. Проверить, не заедают ли иглы форсунок и нагнетательные клапаны, через которые воздух из цилиндра проникает в топливную систему Спустить воду и обводненное топливо из расходной цистерны и топливоподающей системы, заполнить их топливом Поставить регуляторы в рабочее положение Заменить неисправные топливные насосы или форсунки ты Очистить топливный фильтр Неисправные форсунки или топливные насосы заменить, подогреть топливо Уменьшить температуру топлива, руководствуясь инструкцией Повысить давление топлива после проверки работы топливоподкачивающего насоса Устранить н исправности регулятора
242
Продолжение табл. 12.1
Неисправности Причина Способы устранения
Частота вращения дизеля падает, дизель останавливается Частота вращения резко увеличивается, дизель идет «вразнос» Частота вращения дизеля неустойчива Воздух в топливной системе Отдельные цилиндры двигателя не работают Нагрузка между цилиндрами распределена неравномерно В одном из цилиндров начался задир (заклинивание) поршня (слышен стук при изменении хода поршня) Неисправен регулятор предельной частоты вращения Сработала система аварийной защиты дизеля из-за понижения давления масла или охлаждающей воды Закрылся быстрозапорный клапан на расходной цистерне Дизель перегружен Внезапный сброс нагрузки Частота вращения дизеля продолжает расти при закрытом топливе на ди зель вследствие наличия топлива, масла в проду вочном ресивере и заброса его в камеру сгорания Заедание, слабины в механизме регулятора и отсечном механизме Периодические про пуски вспышек в одном или нескольких цилиндрах Вода в топливе Выпустить воздух из топливной системы и устранить причины его попадания Устранить причины неисправности и включить цилиндр в работу Отрегулировать распределение мощности по цилиндрам Выключить топливный насос этого цилиндра и сбавить обороты, остановить двигатель и осмотреть цилиндры Устранить неисправность регулятора, уста новить регулятор в рабочее положение Проверить давление охлаждающей воды и масла. Проверить настройку аварийной защиты или довести дав ление до рабочих значений Открыть быстрозапорный клапан Изменить нагрузку на дизель Уменьшить обороты или остановить дизель с помощью штурвала управления Закрыть подручными средствами приемник всасывающего коллектора или турбокомпрессора наддува. Остановить дизель, произвести ревизию. Заменить изношенные маслосъемные кольца или правильно установить их Устранить заедания и слабины Устранить неисправность топливной аппаратуры Удалить воду из топлива
243
Продолжение табл. 12.1
Неисправности Причина Способы устранения
Стук в цилиндре четырехтактного двигателя повторяется через два оборота, двухтактного дизеля — через один оборот Стук повторяется при каждой перемене хода поршня Стук клапанов Во время работы дизеля срабатывают предохранительные клапаны Повышенный нагрев головных, мотылевых и рамовых подшипников, обнаруживаемый по нагреву картерных щитов или по срабатыванию сигнализации Ненормальные стуки и шум Цилиндр перегружен (стук слышится при положениях поршня в ВМТ и НМТ) Угол опережения подачи топлива больше нормального (стук слышится при положении в ВМТ) В одном из цилиндров начался задир (заклинивание поршня) Большие зазоры между поршневыми пальцами и втулкой, между втулкой и тронком поршня (слышен металлический стук постоянной силы) Пружина клапана сломана Большой зазор между коромыслом привода и штоком клапана Шток клапана заедает в направляющей втулке Пружины предохрани тельных клапанов затянуты слабо Пружина предохранительного клапана слома лась Попадание воды в цилиндр (при этом понижается температура вы пускных газов) Дизель перегружен Давление смазочного масла в системе циркуля ционной смазки ниже нормальною ы Уменьшить подачу топлива в цилиндр Уменьшить нагрузку дизеля до прекращения стуков, установить требуемый угол опережения подачи топлива См. неисправности во время работы Заменить изношенные втулки. До замены этих деталей снизить нагрузку Заменить пружину Отрегулировать зазор Смазать смесью масла с керосином. Если заедание не устранится, то заменить направляющую втулку и клапан Отрегулировать затяжку пружин Заменить пружину или клапан в сборе Определить причину попадания воды в цилиндр. Заменить при необходимости втулку или крышку цилиндра Немедленно уменьшить частоту вращения (нагрузку) дизеля. Снизить нагрузку. Промыть масляный фильтр, устранить возникшие течи в системе. В случае низкого уровня масла в Kapjepe или в циркуляционной цистерне довести уровень масла до нормального
244
Продолжение табл. 12.1
Неисправности Причина Способы устранения
Повышается температура пускового клапана и трубы, подающей воздух к клапану Масляный насос не всасывает масло Масляный насос не создает требуемого давления масла Перепад давления на масляном фильтре уменьшился либо по высился сверх допустимого Температура масла на входе в дизель выше нормальной В масло попала во да. Масло приобрело мутно-серый цвет Поступление масла к отдельным подшипникам и другим узлам дизеля уменьшилось или прекратилось совсем Пусковой клапан заедает или неплотно сидит в Iнезде Неисправности системы смаз В картере (сточном танке) уровень масла ниже нормального Приемная сетка всасывающего клапана засорилась Во всасывающий тру бопровод подсасывается воздух Значительная утечка масла в магистральном трубопроводе Зазоры в подшипниках дизеля больше допусти мых Порвана сетка фильтра (разность показаний ма помет ров до и после фильтра уменьшилась) Фильтр загрязнен (перепад давления увеличился) Маслоохладители за- грязнены со стороны воды или масла Количество охлаждаю щей воды, идущей на маслоохладитель, недоста т оч но Резиновые уплотнения цилиндровых втулок пропускают Сточная масляная цистерна имеет пропуски Пропускает маслоохладитель Уменьшить частоту вращения (нагрузку) дизеля, остановить, произвести ревизию подшипников, установить причину прекращения смазки Заменить пусковой клапан. Если дизель остановить невозможно, то отключить подачу топлива на цилиндр ки Добавить масло в картер (сточный танк) Очистить приемную сгтку Устранить все неплотности, поджать соединения, сальники Устранить все неплотности на нагнетательном трубопроводе Установить нормаль ные зазоры Заменить сетку фильтра или переключить систему на чистый фильтр Помыть фильтр или переключить систему на чистый фильтр Уменьшить нагрузку дизеля. При первой же возможности почистить охладители Увеличить подачу во ды Заменить уплотнения втулок Перейти па сточную масляную цистерну другого борта или перейти на работу мокрым картером, если это преду смотрёно устройством дизеля Устранить водотеч-ность охладителя
245
Продолжение табл. 12.1
Неисправности Причина Способы устранения
Не Циркуляционный насос охлаждающей забортной воды не создает требуемого дав ления Давление в системе охлаждающей пресной воды упало ниже допустимого Температура охлаждения пресной воды на входе в дизель выше нормальной исправности в системе охлаж Решетка кингстона или приемный фильтр забортной воды засорились Прикрыт всасывающий клапан Подсос воздуха насосом Воздух в системе охлаждения Водоохладители загружены со стороны пресной или забортной воды Количество охлаждающей забортной воды, поступающей на водоохладитель, недостаточно цения Продуть кингстон паром или сжатым воздухом Открыть клапан Устранить пропуски на всасывающей магистрали насоса Опрессовать систему, замеченные пропуски устранить, воздух из системы выпустить Уменьшить нагрузку дизеля. При первой же возможности остановить дизель и почистить охладители Увеличить подачу воды
§ 12.4. Ремонтные работы, выполняемые экипажем по системе непрерывного технического обслуживания
Система непрерывного технического обслуживания, получившая широкое распространение на промысловом флоте, предусматривает сокращение ремонтного времени за счет отказа от проведения заводских ремонтов после года эксплуатации судна и увеличения в связи с этим продолжительности эксплуатационного периода судов.
В основу системы непрерывного технического обслуживания положена организация проведения планово-предупредительных осмотров и ремонтов, обеспечивающая своевременное восстановление технико-эксплуатационных характеристик механизмов и судового оборудования, утрачиваемых в процессе эксплуатации судна. Осмотры и ремонты, в дальнейшем именуемые работами по техническому обслуживанию судна, его конструктивных элементов, механизмов и оборудования, осуществляются без вывода судна из эксплуатации. При этом все необходимые работы по техническому обслуживанию и ремонту выполняют как в период нахождения судна в море, так и на стоянке в порту.
Графики проведения работ по техническому обслуживанию корпуса судна, его элементов, механизмов и судового оборудования включают:
— планово-предупредительные осмотры (ненормируемые), выполняемые судовым экипажем в порядке вахтенного обслуживания;
— планово-предупредительные ремонтные работы (нормируемые), выполняемые судовым экипажем и ремонтной группой в море и на стоянке в рабочее время без дополнительной оплаты;
— планово-предупредительные ремонтные работы (нормируемые), выполняемые судовым экипажем и ремонтной группой в море и на стоянке во внеурочное время за дополнительную оплату.
Завершающим этапом эксплуатационно-ремонтного периода судна, переведенного на СНТО, является заводской ремонт.
При эксплуатации судна по СНТО работы, выполняемые по техническому обслуживанию, в большинстве случаев относятся к категории малого ремонта, при котором производится замена отдельных узлов и деталей механизмов и судового оборудования. Это позволяет значительно увеличить продолжительность эксплуатации механизмов и судового оборудования между заводскими ремонтами.
С экономической точки зрения целесообразно выполнить такой объем заводского ремонта, после которого будет обеспечена нормальная эксплуатация судна до следующего заводского планового ремонта. Это означает, что в объем заводского ремонта не следует включать работы, которые могут быть выполнены во время эксплуатации судна.
Необходимость ремонтных работ, выполняемых экипажем по СНТО, устанавливают в зависимости от срока службы основных деталей, определяемого интенсивностью их износа и нормами предельно допустимых износов, а также в зависимости от требуемого объема профилактических мероприятий, связанных с разборкой подетальной дефектацией, чисткой и регулировкой двигателей. При этом обязательно учитывают длительность рейсов промысловых судов, а следовательно, продолжительность и условия работы двигателей, а также кратно-заменяемость деталей.
Интенсивность износа деталей зависит от многих факторов, некоторые из них являются характерными для определенных видов лова и схем организации промыслового использования флота. Ремонтные работы по СНТО не могут быть единичны для одних и тех же типов двигателей, эксплуатируемых в различных специфических условиях.
По СНТО проводят ремонтные работы для вскрытия и осмотра отдельных узлов, замера зазоров, устранения легких дефектов, регулировки двигателей в целях обеспечения нормальной их работы в течение последующего межремонтного периода.
§ 12.5. Предотвращение аварий судовых дизелей
Повреждение судна, которое привело к потере мореходных качеств и требует не менее 48 ч на исправление повреждения, называется аварией. Аварию удается ликвидировать силами машинной команды, а при большо.м объеме работ — в условиях судоремонтного завода.
247
Причиной аварии являются два обстоятельства: нарушение правил технической эксплуатации и скрытые пороки двигателя, которые могут быть конструктивными и технологическими.
«Правила технической эксплуатации дизелей на судах Минрыб-хоза СССР» обязывают;
— осуществлять контроль за работой дизеля и обслуживающими его вспомогательными механизмами, устройствами отбора мощности, системами и трубопроводами по показаниям КИП, а также путем осмотра, проверки на ощупь доступных узлов и прослушивания, руководствуясь при этом требованиями инструкции за вода-изготовителя и настоящих Правил;
— обеспечивать заданные режимы работы главного двигателя в соответствии с указаниями капитана или его вахтенного помощника, не допуская отклонений от заводской инструкции по эксплуатации.
Из-за нарушения правил технической эксплуатации дизелей на одном из судов произошла авария На этом судне в режиме полного хода двигатель был остановлен, и судно, встав на якорь, ожидало лоцмана. Двигатель находился в постоянной гоювности. Через 1 ч 35 мин начались маневры При первом же пуске предохранительный клапан I го цилиндра «подорвал». В дальнейшем при продувании ресиверов была обнаружена вода. Установили, что вода поступает в цилиндр и ресивер через водотечные трещины втулки. Втулка была заменена. При пусках после ремонта выявили значительную перегрузку 1 го цилиндра по сравнению с остальными. При внимательной проверке выяснили смещение мотыля этого цилиндра на 6° Перегрузка объяснялась увеличением угла опережения подачи топлива. Причина разворота кривошипа на 6° — гидравлический удар при пуске, который произвели без проверки состояния цилиндра.
На другом судне двигатель фирмы «Бурмейстер и Вайи» 625 МТВН-40 во время пуска при переходе с воздуха на топливо пошел «вразнос» вследствие заклинивания общей штанти управления топливными насосами в положении полной подачи. Двига1ель удалось остановить лишь через 1,5—2 мин путем индивидуального отключения топливных насосов, одновременно был перекрыт секущий клапан на топливном трубопроводе При осмотре двшателя обнаружили, что Зя рамовая шейка составного коленчатого вала провернулась в щеке 2-го мотыля на 70 мм, топливная кулачковая шайба 2-го цилиндра провернулась на распределительном валу. Причина повреждения двигателя — неправильная установка топливного насоса 2 го цилиндра после выполнения профилактического ремонта, вследствие чего был поломан хвостовик плунжера, деформированы соединительная рамка и пазы толкателя плунжера, а также поломан топливоо1бойный бурт корпуса топливного насоса. Из-за поломки деталей топливного насоса заклинило общую рейку топливных насосов.
Глава 13. ИСПЫТАНИЕ СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ
§ 13.1. Виды и цели испытаний
ГОСТ 10448—63 предусматривает проведение стендовых, швартовных и ходовых испытаний, которые должен пройти каждый капитально отремонтированный или вновь построенный дизель. В испытаниях принимают участие представители завода, Регистра СССР и заказчика.
248
Стендовые испытания проводят на заводе на сборочном стенде. При этом определяют качество сборки и способность двигателя обеспечить предусмотренные эксплуатационные показатели. Крупный дизель после стендовых испытаний разбирают, консервируют и отправляют на судостроительный завод для установки на судно.
После сборки на судне, соединения с валопроводом и монтажа судовых систем назначают швартовные испытания. Для этого судно ставят носом, кормой или бортом к причалу и прочно закрепляют стальными швартовами Режим работы двигателя на швартовах является наиболее тяжелым. При швартовных испытаниях двигатель нагружается по крутящему моменту от 0 до 100 % при частоте вращения, составляющей 60—65 % пноы. Во время швартовных испытаний проверяют качество монтажа двигателя и валопровода, работу вспомогательных механизмов и судовых устройств. Испытания проводятся в присутствии представителей ОТК завода, Регистра СССР, судовой администрации.
Обычно в программу швартовных испытаний включают только часть разделов стендовых испытаний. По окончании испытаний двигатель останавливают, вскрывают горловины и крышки люков картера, осматривают детали движения. Составляют протокол испытаний.
В последнее время разработан ряд конструкций, которые позволяют проводить швартовные испытания двигателя в режиме, близком к эксплуатационному. Так, например, двигатели большой мощности можно испытывать с помощью разгрузочного устройства, которое представляет собой концентрически расположенные перед гребным винтом трубы с отверстиями. По трубам нагнетают сжатый воздух, в результате упор винта уменьшается. Разгрузочное устройство легко собирается и разбирается под водой и не требует постановки в док.
В период ходовых испытаний проверяют работу двигателей на режимах 25, 50 и 75 % Nt продолжительностью от 0,5 до 1 ч: 100 % — от 6 до 20 ч: 110 % Ne — не более 1 ч. При хо-
довых испытаниях определяют следующие параметры и рабочие характеристики; число и продолжительность пусков без дополнительных пусковых баллонов: минимальное давление в пусковых баллонах, при котором обеспечивается пуск двигателя; расход воздуха на один пуск; критические частоты вращения и установление зоны запретных частот вращения: расходы топлива: время реверса с полного переднего на полный задний ход; возможность четкого производства двадцати реверсов; величину выбега судна при работе двигателя на задний ход, работу дублирующих систем и механизмов.
После ходовых испытаний главный двигатель и вспомогательные механизмы частично разбирают для осмотра представителем Регистра СССР. После сборки вновь производят испытания при нормальной нагрузке в течение непродолжительного времени. Во время ходовых испытаний оценивают и ходовые качества судна.
249
Стендовые, швартовные и ходовые испытания составляют первую категорию испытаний — приемосдаточную.
Во время эксплуатации энергетическую установку подвергают паспортным, наладочным и контрольно-регулировочным испытаниям. Они составляют вторую, эксплуатационную, категорию испытаний.
Паспортные испытания проводят не позднее чем через 6 мес после постройки судна или его модернизации теплотехнической партией и машинной командой судна. В результате испытаний составляют основные эксплуатационные документы: винтовую характеристику главного двигателя, нагрузочные характеристики дизель-генераторов, ходовую характеристику судна (зависимость между скоростью судна, частотой вращения и мощностью главного двигателя), расход топлива на котельную установку при различных расходах пара.
Наладочные испытания проводят теплотехническая партия и машинная команда судна. Их цель — определение наиболее выгодных режимов эксплуатации энергетической установки. На основании результатов испытаний составляют инструкции, которые распространяют и на другие однотипные установки.
Контрольно-регулировочные испытания выполняет машинная команда судна после текущего ремонта или моточистки. Энергетическую установку регулируют до получения показателей предыдущих испытаний. При этом используют штатные приборы машинного отделения и измерительные приборы, прилагающиеся к установке.
§ 13.2. Скоростные и нагрузочные характеристики
Зависимости каких-либо основных показателей работы двигателя от других показателей или факторов, влияющих на его работу, на-
Рис. 13.1. Скоростные характеристики двигателя
J — внешняя; 2 — ограничительная; 3,— винтовая
зываются характеристиками работы двигателя. Онг! разделяются на скоростные и нагрузочные.
Скоростные характеристики (рис. 13.1). Они выражают зависимость основных показателей работы двигателя от числа оборотов. К скоростным характеристикам относятся внешние, ограничительные и винтовые характеристики.
Внешней характеристикой 1 предельных мощностей называется зависимость мощности Ne от частоты вращения п двигателя, соответствующей максимально достижимым средним индикаторным давлениям для всего рабочего диапазона чисел оборотов. Поскольку работа двигателя по внешней предельной характеристике сопровождается дымным выпуском, высоким расходом топлива, высокой температурой выпускных
250
газов и нарушением теплового равновесия двигателя, в эксплуатации работа на внешней предельной характеристике или даже на отдельных точках этой характеристики недопустима.
Ограничительной характеристикой 2 называется зависимость мощности Ne от частоты вращения п двигателя при постоянном крутящем моменте (среднем эффективном давлении). Ограничительная характеристика лежит ниже внешней и определяет верхний предел поля допустимых наибольших мощностей при длительной работе двигателя и без дымления. При построении ограничительной характеристики за постоянный крутящий момент (среднее эффектиЕное давление) принимают момент, соответствующий номинальной мощности двигателя при номинальном числе оборотов.
Ограничительная характеристика двигателя с постоянным крутящим моментом (Afmax = const) построена из выражения Л/вЛ4тах/981,2 кВт.
Постоянный крутящий момент Мтах определяется на номинальной мощности NeH при номинальном числе оборотов пн:
981,2 „ .
^шах „ Ndn — Const.
пн
Подставив вместо Мтах его значение, получим окончательное выражение для построения ограничительной характеристики:
Ne = JYsl п — сгп, пн
где q = NeiJnH = tg а — тангенс угла наклона прямой Ne — = / (л).
Винтовой характеристикой 3 называется зависимость эффективной мощности от частоты вращения двигателя при работе его на винт. При постоянном водоизмещении судна и всех прочих неизменных условиях мощность, потребляемая винтом, пропорциональна кубу его частоты вращения
Ne = Ап3.
Постоянная А определяется из условий номинальной нагрузки при номинальной частоте вращения:
А =
При любой другой частоте вращения мощность, потребляемая винтом, определяется из выражения
Ne = (n/nti)3Nen.
Если винт правильно спроектирован по основным элементам (диаметру, шагу и числу оборотов), то при отсутствии дополнительно воздействующих факторов, отмеченных ранее, точка пересечения винтовой характеристики с ограничительной соответствует номинальной мощности при номинальной частоте вращения и определяет максимально допустимую нагрузку на двигатель.
251
При работе двигателя по винтовой характеристике не рекомендуется увеличивать частоту вращения сверх номинальной, так как это может вызвать значительную перегрузку.
При работе двигателя на малом ходу средняя температура рабочего цикла сильно снижается и нарушается равномерность распределения топлива по цилиндрам. Все это приводит к неустойчивой работе двигателя.
При вынужденной продолжительной работе двигателя на минимально устойчивой частоте вращения необходимо: следить за тем, чтобы рабочие цилиндры не давали пропусков вспышек; правильно отрегулировать температуру охлаждающей воды, не допуская переохлаждения двигателя.
Рис. 13.2. Нагрузочные характеристики двигателя при П — а(, а2» a:i — точки, которым соответствует наименьший удельный расход топлива
Рис. 13.3. Нагрузочные характеристики двигателей, используемых в качестве приводных в дизель-геиераторах
Нагрузочные характеристики (рис. 13.2). Нагрузочной характеристикой называется зависимость основных показателей работы двигателя (часового или удельного расхода топлива и др.) от мощности, крутящего момента или среднего эффективного давления при постоянной частоте вращения. По таким характеристикам работают приводные двигатели в агрегатах дизель-генераторов.
Каждый скоростной режим содержит только одну наивыгоднейшую точку (aY, а2, а3), которой соответствует минимальный удельный расход топлива. Имея несколько нагрузочных характеристик, снятых при различной частоте вращения, можно построить характеристику наиболее экономичной работы двигателя МеЗК = f (л), соответствующую минимальному расходу топлива.
Нагрузочные характеристики приводных двигателей 4NVD-24 и 6NVD-24 в дизель-генераторных агрегатах, установленных на судах типа СРТ и СРТР, приведены на рис. 13.3. По данным характеристикам можно ориентировочно определить расход топлива на выработку электроэнергии. Для этого надо умножить общую нагрузку 252
генератора, кВт, отложенную по оси абсцисс, на соответствующий удельный расход топлива, г/(кВт-ч), отложенный по оси ординат.
Расход топлива, кг/ч, двигателями 8NVD-48, 6NVD-48 и 8NVD-36, работающими на винт в режиме траления и свободного хода, может быть определен по графикам. Здесь зависимости расхода топлива от чисда оборотов свободного хода построены путем пересчета при условии, что двигатель развивает полную мощность при номинальном числе оборотов. Фактический расход топлива может несколько отличаться от расчетного, так как он зависит от состояния двигателя, качества его регулировки, осадки судна, соответствия гребного винта проектному, метеорологических условий и других факторов. Расход топлива в режимах траления определен по результатам фактического траления ранее упомянутыми судами.
Для уменьшения погрешности при определении расхода топлива по характеристикам, изображенным на рисунке, необходимо, чтобы двигатели были в хорошем техническом состоянии и правильно отрегулированы. При этом состояние моря должно быть 1—2 балла, а водоизмещение судна нормальным.
Для удобства определения основных показателей работы двигателей в машинном отделении у постов управления рекомендуется пользоваться таблицами ходовых режимов, в которых отмечены зависимости мощности, расхода топлива, температуры отработавших газов и других важных показателей от частоты вращения коленчатого вала двигателя. К типовым режимам следует отнести свободный ход, траление, буксировку, а для дизель-генераторного агрегата — зависимость расхода топлива, температуры отходящих газов от нагрузки генератора.
§ 13.3. Способы определения эффективной мощности двигателя
Вычисление эффективной мощности Ne по формулам будет неточным, так как трудно правильно оценить механические сопротивления. Поэтому эффективную мощность обычно определяют на стенде и значение ее указывают в паспорте двигателя.
Для измерения эффективной мощности используют приборы: 1) поглощающие работу, развиваемую двигателем, —тормоз Прони, гидравлический тормоз и др.; 2) определяющие усилие, передаваемое двигателем к рабочим механизмам, — торсионные индикаторы.
При определении Np приборами первой группы вся мощность, передаваемая на вал, поглощается трением, которое искусственно создается различными тормозами. В тормозе Прони (рис. 13.4) трение создается за счет деревянных колодок <?, соприкасающихся со шкивом 7 двигателя. Во время испытания двигателя колодки 3 барашками 4 прижимаются к шкиву 7, насаженному на вал 2 двигателя. При этом возникает сила трения F, направленная касательно к окружности. Рычаг 5 под действием этой силы стремится повернуться против часовой стрелки, но сила тяжести гирь Р, зависящая от длины рычага и развиваемой двигателем мощности, удерживает
253
его в горизонтальном положении. Цифрой 7 обозначена площадка для груза, 6 —ограничитель, G — груз, удерживающий рычаг в горизонтальном положении. Работа L, Дж, силы трения F, Н, за один оборот вала равна
G — 2nRF,
где R — радиус шкива, м.
Умножив работу силы трения на частоту вращения п, об/с, получим мощность трения, Вт,
Л/Тр — 2nRnF.
Рис. 13.4. Схема юрмоза Прони
При установившемся ходе двигателя мощность, поглощаемая трением шкива о колодки, будет равна эффективной мощности АС, развиваемой двигателем. Следовательно,
Ne = NTp = 2nRnF.
Силу трения F определяют из условий равновесия всех сил, действующих на тормоз:
PL —RF О,
откуда F = PL/R.
Подставив это значение в формулу мощности, получим
Ne = 2nPLn ~ 6,28PLnt
где Р —сила тяжести гирь.
Формулу можно записать в более простом виде: Ne - kPn,
где k — 6.28L — коэффициент, являющийся постоянной величиной для данного тормоза.
Тормозом Прони можно определять эффективную мощность только двигателей небольшой мощности, в которых не возникают затруднения при отводе теплоты, образующейся в результате трения шкив'а о колодки.
Эффективную мощность крупных дизелей определяют гидравлическими тормозами и электрической нагрузкой на специальных стендах. В гидравлических тормозах мощность, развиваемая на валу,
254
поглощается трением подвижного ротора, вращающегося в закрытом кожухе (статоре), заполненном частично или полностью водой. При вращении ротора 1 (рис. 13.5), насаженного на вал <?, создается трение воды о поверхности углублений 3 в роторе / и кожухе 4. Вал тормоза фланцем 5 соединяется с фланцем коленчатого вала двигателя. Вода в кожух подается по трубе 6, а отводится по другой трубе (на рисунке не показана). Кожух тормоза подвижен и под действием силы трения он стремится повернуться в сторону вращения вала. Вращающий момент силы трения уравновешивается моментом, создаваемым силой Р. В соответствии с развиваемой мощностью регулируется поступление воды в тормоз, где она во время испытания может нагреваться до 50—60 °C.
Рис. 13.5. Схема гидравлического тормоза
При установившемся режиме работы вращающий (крутящий) момент, развиваемый двигателем, равен
Мвр = ^/(о, (13.1)
где со —угловая скорость, рад/с; <о = 2лп.
Вращающий момент уравновешивается моментом силы Р, т. е.
Мвр = Р1. (13.2)
Из уравнений (13.1) и (13.2) имеем
Ne = Р/(о.
При определении эффективной мощности электрической нагрузкой двигатель непосредственно соединяется с электрогенератором, входящим в систему электротормозного стенда. Электрическую мощность АГЭ определяют по показателям вольтметра и амперметра:
N3 = VA,
255
где V и А —показания вольтметра, В, и амперметра, А. Для генераторов переменного тока
= VA cos ср,
где cos ф — косинус сдвига фаз (коэффициент мощности). Эффективную мощность двигателя определяют как отношение Na к КПД генератора т;г:
Аэ/Т|р.
Глава 14. ПРЕДОТВРАЩЕНИЕ ЗАГРЯЗНЕНИЯ ОКРУЖАЮЩЕЙ СРЕДЫ С СУДОВ
§ 14.1. Сохранение окружающей среды — основная задача человечества
Сохранение природной среды является одной из наиболее актуальных проблем, стоящих перед человечеством. Стремительный рост в последние 100—150 лет энергетики, промышленности, транспорта, сельского хозяйства содействовал возрастающему загрязнению планеты, ее живой и неживой среды. Уголь сжигается уже около восьми столетий, около одного столетия сжигается нефть. Автомобили, суда, теплоэлектростанции постоянно вносят в атмосферу загрязнения в виде углекислого газа и окиси углерода, окиси серы, окиси азота и др. По мнению ученых, если существующие тенденции сохранятся, то к 2000 г. содержание углекислого газа в атмосфере будет грозить человечеству массой нежелательных явлений. Поэтому сегодня очень остро стоит вопрос о правильной эксплуатации и выборе режимов работы двигателей с учетом уменьшения выброса выпускных газов для защиты окружающей среды.
Мировой океан обладает колоссальными биологическими ресурсами. Он является крупнейшим «поглотителем» углекислого газа и «производителем» кислорода. Ущерб, наносимый загрязнением Мирового океана органическими, токсичными, минеральными и радиоактивными веществами, огромен, хотя и подсчитать его в целом невозможно. Существует три пути попадания в океан загрязнений, обусловленных человеческой деятельностью: потери и сбросы отходов при перевозке водным транспортом и ловле рыбы; сбросы по трубопроводам; потери при разработке полезных ископаемых на шельфе и дне морей и океанов. Немало ядовитых веществ, являющихся побочными продуктами деятельности человека, попадает в океан прямо из воздуха.
Коммунистическая партия и Советское Правительство проявляют неустанную заботу об охране природы и рациональном использовании ее богатств. В СССР издан ряд правительственных постановлений о повышении ответственности за нарушение национальных и международных законов, запрещающих загрязнение среды и обя-256
зывающих строить суда и береговые сооружения в строгом соответствии с требованиями по предотвращению загрязнения моря. За последние годы на рыбопромысловых судах, в портах и других объектах рыбного, морского и речного флота СССР значительно усилилась работа по сбору и утилизации отработанных нефтепродуктов, поддержанию чистоты портовых акваторий, выбору режимов работы двигателей внутреннего сгорания с учетом защиты окружающей среды.
§ 14.2. Влияние морского транспорта на окружающую среду
С необходимостью борьбы за чистоту Мирового океана столкнулись, прежде всего, на морском транспорте и промысловом флоте. Само по себе использование морской среды как дороги, по которой осуществляется перемещение судов, ущерба ей не наносит. Однако морские суда в процессе эксплуатации используют морскую воду, после чего она возвращается обратно качественно измененной. Например, ее используют для охлаждения двигателей и теплообменных аппаратов СЭУ, обработки рыбы и морепродуктов. В этом случае происходит тепловое загрязнение океана. Правильный выбор режимов охлаждения — основной путь к уменьшению такого рода загрязнения.
Кроме того, часть воды попадает в грузовые и производственные помещения судов, где смешивается с различными загрязняющими веществами, образуя льяльные воды. Это увеличивает объем загрязненных вод, попадающих с судна в море. Помимо окружающей среды, промысловые и транспортные суда потребляют и воздух из атмосферы для обеспечения горения топлива в СЭУ. Поэтому атмосфера также подвергается тепловому загрязнению за счет выбросов горячих газов из работающих судовых двигателей, а также загрязнению в виде выброса несгорающих частиц топлива и продуктов сгорания, несущих в себе различные вредные химические соединения (окиси серы, азота, углерода, тяжелых металлов). Эти выбросы рассеиваются в атмосфере, осаждаются на поверхности воды или растворяются в ней.
Для уменьшения влияния работы СЭУ на загрязнение морской среды необходимо эксплуатировать двигатели в полном соответствии с «Правилами технической эксплуатации дизелей на судах Минрыб-хоза СССР» (пункты 3.2; 3.3; 3.5; 3.6; 3.7), При эксплуатации судовых энергетических установок промыслового флота надо руководствоваться:
— Наставлением по предотвращению загрязнения с судов;
— Международной конвенцией по предотвращению загрязнения с судов 1973 г., измененной Протоколом 1978 г. (МАРПОЛ 73/78);
— Международной конвенцией по предотвращению загрязнения моря нефтью 1954 г. с поправками 1962 и 1969 гг. (ОЙЛПОЛ 54/69);
257
— Национальными правилами по предотвращению загрязнения с судов территориальных и внутренних морских вод СССР;
— Правилами технической эксплуатации дизелей на судах Минрыбхоза СССР.
§ 14.3. Загрязнение среды нефтепродуктами и тепловыми сбросами
Любое морское судно, на борту которого имеется нефть, может быть отнесено к потенциальным загрязнителям морской среды нефтью независимо от того, является ли она грузом или топливом для главных и вспомогательных двигателей. Сбросы нефти в море могут быть эксплуатационными или аварийными. Эксплуатационные сбросы — это сбросы в море различных нефтесодержащих вод, образованных при технической эксплуатации СЭУ (балластные, промывочные, льяльные воды машинных отделений, продукты сепарации топлива и масла, воды, остающиеся после мойки топливных бункеров), а также выбросы частиц топлива вместе с выпускными газами за счет неполного сгорания топлива в двигателях. Использование нефтепродуктов в качестве жидкого топлива и смазочных масел сопровождается потерями в виде утечек из топливных и маслинных систем, мелких разливов при ремонтных работах, замене смазки, очистке фильтров, случайных разливов. Все эти утечки накапливаются в льялах МО. Льяльные воды подлежат регулярному удалению из МО. За сутки в льялах МО может накапливаться от 10 до 60 л нефтяных отходов, что превышает норму.
Кроме указанных выше возможны и другие источники загрязнения морской воды, для которых на судах не предусмотрены накопительные емкости. К таким источникам можно отнести утечки топлива и масла в различных теплообменных аппаратах.
На поверхности воды происходит процесс самоокисления топлива и масла, который катализируется солями, содержащимися в морской воде, и солнечным светом. В среднем на полное окисление 1 л нефти требуется столько кислорода, сколько его растворено в 400 т морской воды. Чем выше температура воды, тем интенсивнее распад нефтепродуктов. В Северных морях, где температура воды близка к 0 °C, процесс разложения нефтепродуктов идет медленно, поэтому эти моря особенно чувствительны к загрязнению и должны тщательно оберегаться. Отходы нефтепродуктов — не единственный источник загрязнения воды. Значительное количество вод, загрязненных химическими реагентами, отложениями кокса, сажи и продуктами коррозии, образуется в процессе чистки газоходов.
Конвенцией 1954 г. для всех судов, на которые она распространяется, учрежден официальный юридический документ—Журнал нефтяных операций, в котором должны вестись записи о месте, времени, обстоятельствах и характере нефтяных, балластных и промывочных операций на судах при их эксплуатации.
Последствия загрязнения биосферы тепловым сбросом еще недостаточно изучены. Следует отметить, что более половины всей теп-258
ловой энергии, подводимой к СЭУ, с газами или жидкостями сбрасывается в окружающую среду, количество тепловых сбросов с каждым годом возрастает, что несомненно сказывается на нарушении экологического равновесия в природе. Количественно эти сбросы определяются тепловым балансом установки. Относительная потеря теплоты характеризуется термическим КПД установки.
В дизельных установках передача теплоты от двигателя к охлаждающей жидкости не является принципиально необходимой, так как холодным источником для ДВС может служить окружающая среда. Если создать условия, при которых возможна нормальная работа поршней в цилиндрах двигателя без смазки минеральными маслами, то можно было бы снизить потери механической и тепловой энергии, использовать ее для совершения полезной работы, и тем самым уменьшить загрязнение окружающей среды.
В современных СЭУ примерно 60 % всей подведенной теплоты сбрасывается в окружающую среду. Тепловые сбросы с СЭУ можно разделить на две группы: 1) теплота, поступающая в атмосферу, Qt; 2) теплота, передающаяся забортной воде, Q.,. В первую группу входят сбросы с отработавшими газами от главных и вспомогательных двигателей, паровых котлов и от излучения нагретых поверхностей оборудования. Отвод этой теплоты может осуществляться вентиляцией и естественной конвекцией. Ко второй группе относятся сбросы от жидкостей, охлаждающих двигатели, механизмы, системы и валопроводы, и от работы трения двигателей. Путем утилизации теплоты отработавших газов и охлаждающей жидкости можно повысить КПД энергетической установки и снизить сбросы теплоты в биосферу. Наиболее распространенными установками для утилизации теплоты отработавших газов дизелей являются установки с утилизационными парогенераторами. С точки зрения защиты окружающей среды достоинства утилизационных парогенераторов состоят в том, что они не только значительно снижают тепловые сбросы в атмосферу, но и уменьшают шум выпуска и частично гасят раскаленные частицы, которые могут находиться в отработавших газах. Уменьшения тепловых сбросов добиваются путем использования теплоты охлаждающих жидкостей в вакуумных водоопреснительных установках. В установки поступает охлаждающая вода после главных и вспомогательных двигателей. В таких опреснителях испарение осуществляется при вакууме, поэтому температура кипения рассола примерно на 55—60 °C ниже температуры греющей воды. Принято считать, что сбросы теплоты', если они не составляют заметной доли от поступающей на землю солнечной энергии, не оказывают существенного влияния на нарушение равновесия в биосфере.
Расчеты показывают, что сбросы теплоты в морскую воду составляют примерно 1 % от лучистой солнечной энергии, поступающей на 1 км2 поверхности земли. Если учесть, что в течение одного часа судно проходит 25—30 км, то указанное соотношение может быть уменьшено, по крайней мере, на порядок и составит примерно 0,1 %. Однако, принимая во внимание быстрый рост мощности СЭУ и увели
259
чение численного состава флота, следует учитывать все возрастающее влияние тепловых сбросов на нарушение экологического равновесия в биосфере.
§ 14.4. Выбор режимов работы двигателей с учетом охраны окружающей среды
Основной причиной увеличения токсичности отработавших газов даже при значительном коэффициенте избытка воздуха является неполное сгорание топлива при плохом смесеобразовании. Нарушение смесеобразования характерно для переходных режимов работы двигателя. С увеличением нагрузки ДВС концентрация главных составляющих вредных веществ в отработавших газах снижается. Концентрация окиси углерода сначала монотонно падает, затем стабилизируется, а при перегрузке вновь несколько увеличивается. Концентрация окислов азота при увеличении рв снижается из-за трго, что при форсировании двигателя содержание кислорода в камере сгорания значительно уменьшается.
В табл. 14.1 указан состав вредных веществ в отработавших газах дизеля в зависимости от режима работы. Как видно, меньшая токсичность газов характерна для режима полного хода. Большое количество вредных веществ выделяется при пусках двигателя, особенно в тех случаях, когда он недостаточно прогрет. С уменьшением нагрузки удельное количество отработавших газов (отнесенное к мощности) возрастает. В основном оно зависит от типа и режима работы двигателя и составляет 3,7—5,4 м3/(кВт-ч) для четырехтактных дизелей с наддувом и 4,3—7,5 м3/(кВт-ч) для двухтактных дизелей.
Таблица 14.1. Состав отработавших газов при различных режимах работы дизеля
Вредные примеси Режимы работы ДВС
малый ход средний ход полный ход маневры
Окись углерода, % — 0,05
Углеводороды, % 0,055 0,021 0,015 0,038
Окислы азота, см3/м3 Формальдегид, см3/м3 68 856 178 9
17 37 9 70
Интенсивность загрязнения атмосферы отработавшими газами также зависит от скорости судна. Если предположить отсутствие ветра и равномерное распределение газов в атмосфере, то концентрация вредных веществ в воздухе С будет уменьшаться с увеличением скорости судна:
С — С Jun,
где Со — концентрация вредных веществ в атмосфере на стоянке судна при работающем двигателе; v —скорость судна; п = 1,84-2,4; 260
большее значение п относится к более высокой скорости (v > 14 уз). Следует иметь в виду, что чем выше скорость, тем лучше происходит перемешивание отработавших газов с атмосферным воздухом и тем интенсивнее рассеиваются вредные вещества.
Снижению загрязнения атмосферы способствуют также такие мероприятия как подача энергии с берега во время длительных стоянок судна, уменьшение продолжительности работы главных двигателей на холостом ходу, обеспечение минимально необходимого числа одновременно работающих вспомогательных двигателей.
Как отмечалось выше, при перегрузке двигателя содержание сажи увеличивается. Это объясняется повышением среднего индикаторного давления pt и уменьшением коэффициента избытка воздуха. Эффективным средством снижения дымности является добавление к топливу антидымных барийорганических и металлосодержащих присадок (барий, марганец, тетраэтилсвинец).
Отечественные антидымные присадки типа ЦТМ и А2 позволяют уменьшить содержание сажи в отработавших газах на 90 %. Важно то, что эти присадки не приводят к увеличению в газах окиси углерода и альдегидов. Особенно эффективными являются комплексные присадки. Это объясняется тем, что присадка ЦТМ способствует выгоранию сажи при нахождении поршня в верхней мертвой точке, а присадка А2 — в процессе догорания топлива за ней. Однако при использовании присадок нельзя забывать, что с отработавшими газами будут выбрасываться в атмосферу остатки присадок — мельчайшие частицы металлов, в частности, таких токсичных, как свинец. Приведенные данные показывают, что при правильной эксплуатации двигателя и применении топлив с присадками, даже при работе на тяжелых сортах топлива с присадками на судах с дизелями можно достигнуть незначительного загрязнения атмосферы. Такие результаты можно получить только при условии правильной эксплуатации дизеля на всех режимах работы судна.
Часть III ОСНОВЫ ТЕОРИИ И РАСЧЕТА СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ
Глава 15
ОСНОВЫ ТЕОРИИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА
§ 15.1. Идеальные циклы двигателей
В тепловом двигателе энергия топлива, выделяющаяся при сгорании, превращается в механическую работу. По второму закону термодинамики в работу превращается не вся теплота, сообщенная рабочему телу; часть теплоты должна быть отдана холодному источнику, т. е. окружающей среде.
В реальных двигателях к этим потерям добавляются другие тепловые и механические потери, которые еще больше уменьшают эффективную мощность, получаемую от двигателя. Для правильного понимания процесса преобразования теплоты в работу необходимо рассмотреть такой идеальный двигатель, в котором отсутствуют тепловые и механические потери, связанные с теплообменом, неполнотой сгорания, трением, утечками газа через неплотности, потерями энергии и другими условиями реальной работы двигателя. Для этой цели вводится понятие идеального или термодинамического цикла, под которым имеется в виду упрощенная схема рабочего процесса, происходящего без каких-либо потерь энергии, кроме неизбежной отдачи теплоты холодному источнику. Идеальные циклы являются круговыми обратимыми циклами и представляют совокупность последовательных процессов, совершаемых идеальным газом в идеальной машине. Рассматривая идеальные циклы, принимают следующие допущения:
— идеальный газ претерпевает только физические, а не химические превращения, количество газа остается постоянным;
— теплоемкость газа не зависит от температуры;
— стенки цилиндра теплонепроницаемы;
— процессы сжатия и расширения происходят адиабатно, т. е. без теплообмена со средой.
Как следует из технической термодинамики, ни одно из принятых положений идеального цикла недопустимо. В то же время этот цикл, как наиболее экономичный вследствие отсутствия потерь, обладает наибольшим термическим КПД (не считая цикла Карно) и является как бы эталоном при сравнении циклов реальных двигателей. Идеальные циклы применяют для исследования в одинаковых условиях степени использования теплоты в различных типах тепловых двигателей независимо от их конструктивных особенностей.
262
По способу подвода теплоты рабочему телу в идеальных поршне-
вых машинах различают три вида циклов:
с подводом теплоты при постоянном объеме (изохорный, V = const); в реальных условиях близко к этому циклу работают карбюраторные и газовые двигатели с искровым
зажиганием (цикл быстрого сгорания);
с подводом теплоты при постоянном давлении (изобарный, р = const); близко к этому циклу работали компрессорные дизели, которые в настоящее время не строят;
со смешанным подводом теплоты; этот цикл осуществляется во всех дизелях с механическим распыливанием топлива. Смешанный цикл является термодинамической основой рабочего процесса современных дизелей.
Идеальный цикл со смешанным
Рис. 15.1. Идеальный цикл со см&* тайным подводом теплоты
подводом теплоты в осях рУ пред-
ставлен на рис. 15.1. Цикл состоит из адиабаты сжатия ас9 изохоры cz , по которой подводится теплота QJ, изобары z z, где подводится теплота Qi', адиабаты расширения zb и изохоры Ьа, где отводится теплота Q2. Смешанный цикл характеризуют следующие
параметры:
степень сжатия
& = va/vc;
степень предварительного расширения, представляющая собой отношение объема рабочего тела (газа) в конце подвода теплоты Уя к объему в конце сжатия Ус,
Р - Гг/Ус;
степень последующего расширения, равная отношению объема газа в конце расширения Уь к объему в конце подвода теплоты Уг,
6 = yb/yz = Va/pyc = е/р;
степень повышения давления, равная отношению наибольшего давления газа pz к давлению в конце сжатия рс,
X = pz/pc.
Отношение теплоты, преобразованной в работу, к теплоте, подведенной в цикле, называют термическим КПД цикла:
__ (Qi ~l~ Qi) — _i_____Q?
“ Qi + Qi Qi-Qi
263
Термический КПД характеризует степень экономичности цикла. При использовании параметров, введенных выше, КПД смешанного цикла
п______1_______~ *________ /15 IV
6*-i Л — 1-}-ЛЛ (р — 1) ’ <10
где k — показатель адиабаты сжатия и расширения при постоянной* теплоемкости рабочего тела (газа).
Для изохорного и изобарного циклов, которые можно рассматривать как частные случаи смешанного цикла, термический КПД при V == const и степени предварительного расширения р — b
При р = const и степени повышения давления X = 1 термический КПД
1 1 Р* -1
efe-i A(p-i) *
Исследование формулы (15.1) показывает, что термический КПД’ растет с увеличением степени сжатия е, с повышением давления X и уменьшается с увеличением степени предварительного расширения р; кроме того, термический КПД зависит от свойств рабочего тела (величины k).
Рис. 15.2. Сравнение экономичности циклов при перераспределении долей подведенной теплоты
Рост с увеличением е объясняется тем, что при прочих равных условиях с возрастанием е повышается степень последующего расширения 6, поэтому большее количество теплоты переходит в работу расширения. Рост r|t при повышении X объясняется относительным увеличением доли теплоты, подведенной на участке изохоры, т е. с повышением Л уменьшается р и растет d. С уменьшением k значение термического КПД снижается.
Изменение экономичности цикла, т. е. рост или уменьшение термического КПД в зависимости от перераспределения долей подведенной теплоты, удобно проследить на диаграммах цикла в ко 264
ординатных осях pV и Ts (рис. 15.2). Примем условие: Qi = QJ -|-+ Qi; Qi + 0.2 = const, исходный цикл cz'zba. В этом случае теплота Q2, отданная холодному источнику, будет выражаться площадью под кривой ab (рис. 15.2, б). Увеличим долю подведенной теплоты Q\t соответственно уменьшив долю теплоты Qi'. В этом случае цикл будет выражаться кривой cz{z\b\, а теплота Q2 — площадью под линией расширения ab\. При уменьшении доли теплоты Qi и увеличении QJ цикл примет вид cziztbo., а теплота Q2 будет эквивалентна площади под кривой ab2.
Очевидно, что в каждом из трех вариантов площадь под кривой расширения оказывается различной. При уменьшении Qi эта площадь, а следовательно, и Q будут наибольшими. Такое увеличение теплоотвода приведет к уменьшению термического КПД и, наоборот, возрастание доли теплоты Qi, подведенной по изохоре cz, повысит термический КПД.
Из сказанного не следует делать поспешных выводов о необходимости увеличения доли изохорного подвода теплоты для повышения экономичности цикла. Перемещение точки г* в положение 4 означает повышение максимального давления цикла pz (см. рис. 15.2, а), что в реальных двигателях приведет к снижению надежности работы подшипников коленчатого вала и деталей цилиндропоршневой группы. Повышение давления pz в свою очередь вызовет увеличение температуры сгорания Tz, что приведет к росту тепловых напряжений деталей двигателя, соприкасающихся с газами.
С практической точки зрения интересно сравнить термодинамические достоинства различных циклов при одинаковом значении степени сжатия 8 и одинаковом значении максимального давления цикла р2.
Циклы при V = const и р = const являются крайними частными случаями со смешанным подводом теплоты. Поэтому T|t смешанного цикла всегда будет располагаться между значениями термического КПД для циклов при V = const и р = const. При одинаковом значении е наибольшее значение т|< будет иметь цикл при V = const, так как из формулы видно, что термический КПД зависит только от степени сжатия.
У реальных карбюраторных двигателей термический КПД оказывается меньше, чем у дизелей, так как у двигателей с искровым зажиганием применяется меньшая степень сжатия, в среднем е — == 54-7, в то время как у дизелей она в два раза выше. Повышение степени сжатия у двигателей, работающих на бензине, ограничено появлением детонационного сгорания.
Если сравнить циклы при одинаковых значениях pz и Q1; но различных степенях сжатия е, то термический КПД оказывается наиболее высоким у цикла при р — const. Это объясняется тем, что при одинаковых давлениях рг степень сжатия цикла с сообщением теплоты при V — const будет значительно ниже, чем у цикла с сообщением теплоты при р — const. Значение термического КПД смешанного цикла при этом занимает промежуточное положение.
265
Кроме термического КПД идеальный цикл характеризуется еще одним показателем — эффективностью, которая определяется удельной работой цикла, т. е. работой Lt, приходящейся на единицу разности максимального Va и минимального Vc (см. рис. 15.1) объемов рабочего тела при совершении ими цикла, Дж/м3:
§ 15.2. Рабочие циклы двигателей
Под рабочим, или действительным, циклом понимают реальный цикл, совершаемый в двигателе. В отличие от идеального рабочий
цикл является разомкнутым, поскольку в реальном двигателе рабочее тело (газ), совершив в процессе расширения работу, удаляется
из двигателя в атмосферу. Для осуществления нового цикла в ци-
линдры двигателя вводится свежая порция рабочего тела в том же
количестве (при условии постоянной внешней нагрузки на двигатель) и того же начального состояния. Следовательно, процесс подвода и отвода теплоты в рабочем цикле представляется сгоранием топлива и выпуском отработавших продуктов сгорания.
Диаграмма такого цикла может быть получена при помощи индикатора непосредственно на работающем двигателе (рис. 15.3).
Основные характерные отличия рабочих циклов от идеальных следующие:
— показатели политроп сжатия и рас-
ширения переменны;
Рис. 15.3. Рабочий цикл — сгорание топлива протекает не при по-четырехтактного дизеля стоянном объеме или постоянном давлении, а представляет собой единый процесс, происходящий в цилиндре около ВМТ при переменном объеме и дав-
лении;
— такты не совпадают с ходами поршня в связи с опережением и запаздыванием моментов газораспределения. Выпуск и впуск осуществляются при изменяющихся давлениях газа;
— в процессе сгорания происходит физическое и химическое изменение рабочего тела.
В отличие от диаграммы идеального цикла со смешанным подводом теплоты, в рабочем цикле имеется линия впуска al и линия выпуска Ы, отсутствуют острые углы при переходе от линии горения к линии расширения и от линии расширения к линии выпуска, а сами линии горения из прямолинейных изохоры и изобары превращаются в общую кривую.
На рис. 15.3 линии впуска и выпуска изображены двумя прямыми; масштаб давлений несколько увеличен, чтобы легче было различить эти линии. В действительности при снятии диаграммы индикатором с жесткой пружиной линии впуска и выпуска сливаются в одну ли
266
нию, совпадающую с атмосферной линией Если снять нижнюю часть диаграммы индикатором со слабой пружиной, то по ней будет видно, что линии впуска и выпуска не являются прямыми, т. е. давление газа не остается постоянным. Это объясняется наличием аэродинамических сопротивлений во всасывающем и выпускном трактах.
Возвращаясь к вопросу перераспределения подводимой теплоты (см. § 15.1), следует отметить, что в реальных двигателях подобная возможность заключается в установке на двигателе ТНВД с различными способами регулирования подачи топлива При уменьшении внешней нагрузки экономичность реального двигателя, имеющего топливные насосы с регулировкой по началу подачи, ухудшается, с регулировкой по концу подачи — повышается и со смешанным регулированием цикловой подачи — экономичность двигателя не изменяется.
Предлагаем самостоятельно проверить правильность этих утверждений, сопоставив рис. 5.9 и 15.2.
§ 15.3. Расчетные циклы двигателей
Расчетный цикл является промежуточным между идеальным и рабочим. Такой условный цикл служит основой теплового расчета двигателя; при этом учитывают различные потери в рабочем цилиндре, свойства реального рабочего тела и другие отклонения от идеального цикла.
Тепловой расчет, принятый в русской технической литературе, был впервые разработан профессором В. И. Гриневецким в 1907 г. В дальнейшем советские ученые Н. Р. Брилинг, А. С. Орлин, Е. К. Мазинг, Б. Т. Стечкин развили метод расчета применительно к различным типам двигателей.
Теоретический тепловой расчет позволяет построить расчетную (теоретическую) индикаторную диаграмму рабочего процесса двигателя и определить основные размеры двигателя и его экономичность. Построение расчетного цикла основано на следующих основных положениях:
— после каждого цикла заменяется рабочее тело, с которым происходят не только физические, но и химические превращения;
— вследствие теплопроницаемости стенок рабочего цилиндра процессы сжатия и расширения протекают не по адиабате, а по политропе, причем показатели политроп принимаются средними и неодинаковыми в процессах сжатия и расширения;
— сгорание топлива происходит при постоянном объеме и постоянном давлении или по смешанному циклу;
— теплоемкости рабочего тела переменны и зависят от температуры;
— такты совпадают с ходами поршня, т. е. опережения и запаздывания впускных и выпускных органов не учитывают.
Теоретическая диаграмма (или расчетный цикл) четырехтактного дизеля представлена на рис. 15.4, а. Она состоит из линии всасы-
267
ваниягаа, которая проходит ниже атмосферной линии. Если двигатель с наддувом, то линия всасывания пройдет выше атмосферной линии. Линия сжатия ас переходит в ВМТ в линию сгорания сг'г; линия zb представляет процесс расширения, а линия bb'r — выпуск отработавших газов.
В результате теплового расчета определяют давление и температуру в характерных точках и строят всю диаграмму. На рис. 15.4, б представлен расчетный цикл двухтактного двигателя. В конце расширения в точке b открываются выпускные окна, давление резко снижается, и к моменту открытия продувочных окон (точка т)
оно в цилиндре будет меньше, чем в воздушном ресивере. Благодаря этому воздух, заполняя весь цилиндр, имеет возможность вытеснить отработавшие газы. Линия nika характеризует принудительную продувку. От точки т до точки а происходит только выпуск. Процесс сжатия начинается в точке а, когда поршень перекроет выпускные окна.
Чтобы расчетный цикл как можно больше совпадал с рабочим, при расчете необходимо стремиться к точной оценке реальных условий протекания процессов, широко используя для этого опытные данные современных двигателей.
§ 15.4. Процесс наполнения цилиндра. Коэффициент наполнения
В реальном двигателе в начале каждого цикла в цилиндр поступает определенное количество воздуха или готовой горючей смеси. На процесс наполнения влияют следующие факторы:
— аэродинамические потери во впускном тракте, впускных клапанах и продувочных окнах. Из-за этого давление в рабочем ци-268
линдре в начале сжатия оказывается ниже давления воздуха во впускном ресивере, понижается плотность воздушного заряда в ци-линдре;
— подогрев воздуха от соприкосновения со стенками цилиндра, днищем поршня, клапанами или продувочными окнами. Это приводит к дополнительному понижению плотности заряда и уменьшению количества воздуха в цилиндре по сравнению с теоретически возможным;
— неполная очистка цилиндра от продуктов сгорания; при любой конструкции газораспределительных органов к началу сжатия в цилиндре всегда остаются остаточные газы, занимающие часть объема цилиндра, препятствуя тем самым большему наполнению его воздухом;
— подогрев воздуха в результате перемешивания с остаточными газами. Температура остаточных газов выше температуры воздуха, поэтому при перемешивании с газами его температура дополнительно повышается, соответственно еще более понижается плотность и уменьшается количество воздуха в составе свежего заряда.
В результате влияния указанных факторов действительное количество воздуха, оставшееся в цилиндре дизеля к началу сжатия при параметрах окружающей среды, оказывается меньше того теоретического количества воздуха, которое могло бы поместиться в рабочем объеме цилиндра. При этом, чем меньше воздуха содержится в цилиндре, тем меньше топлива в нем может сгореть, тем ниже будет мощность цилиндра.
Для оценки степени наполнения цилиндра свежим зарядом пользуются коэффициентом наполнения т|н. Коэффициентом наполнения называют отношение действительного количества поступившего в цилиндр заряда к тому количеству, которое могло бы поместиться в рабочем объеме К, при параметрах заряда перед двигателем: То
или рк, Тк (в двигателях с наддувом или двухтактных).
Коэффициент наполнения можно выразить в виде объемного, массового или мольного отношений
п —
,н ~ vs ~ Go ~ Мо
(J5.2)
где Уд, бд, Мд — действительное количество свежего заряда, поступившего в цилиндр, соответственно м3, кг, кмоль; Vs, GOt Мо — теоретическое количество свежего заряда, которое может поместиться в объеме У8 при параметрах р0, То или рк, Тк, соответственно м3, кг, кмоль.
Качество очистки цилиндра от продуктов сгорания предыдущего цикла оценивается коэффициентом остаточных газов уг, под которым понимается отношение числа молей остаточных газов Мг к числу молей свежего заряда Мд, поступившего в цилиндр двигателя, т. е.
Vr = А1л/Мд.
269
С учетом сказанного количество молей смеси в конце наполнения (точка а на рис. 15.5) будет Л4а = Л4Д 4- Мг = Ма (1 4- уг). Запишем уравнение состояния для точки а:
poVo = 8314MaTa,
где ра, Уа, Та — давление, объем и температура смеси в точке а. Для параметров заряда перед двигателем (р0, То) имеем
Рис. 15.5. Диаграмма впуска и выпуска четырехтактного двигателя
р0Уд = 8314Л1д70.
Так как Уд=г]нУв, то РоПЛв = 8314МдТ0)
где 8314 — газовая постоянная, Дж/(кг-°С).
Из уравнения состояния следует:
РаУ
831474
_ РоПн^з д~ 8314ГО
И М
Подставим эти значения в уравнение (15.2) и, решив его относительно т|н, найдем
__ Уд Ра То______1
|н“ ys Ро Та (1+тг)
Отношение объемов Уа и Vs можно выразить через степень сжатия
Уд _ УдУс _ « .
Vs “ Ус(Уд~ Ус) е-1
Тогда окончательно получим _ е Ра Л) 1 ,
Лн “ е - 1 р0 та (1 4- Тг)
(15.3)
Эта формула справедлива как для двухтактных, так и для четырехтактных двигателей. В двигателях с наддувом коэффициент наполнения определяют по отношению к параметрам заряда перед двигателем (рк, Тк):
__ 8 Ра Т к 1
8 — 1 Рк Tg U 4- Тг)
(15.4)
По этой формуле определяют т]н двухтактных двигателей, отнесенный к полезному ходу поршня (см. рис. 15.4, б), т|н= Уд/Vs. Если обозначить через ф долю объема цилиндра (хода поршня), занятую окнами, т. е. ф = УА/У5, то V's — Vs (1 — ф). С учетом этого коэффициент наполнения двухтактного двигателя, отнесенный к полному ходу поршня, будет Т|„ — (1 — ф) т)н.
Из формул (15.3) и (15.4) видно, что коэффициент наполнения зависит от параметров ра и Та и коэффициента остаточных газов уг. Влияние степени сжатия на т]н незначительно.
270
Значение ра зависит от сопротивлений впускной системы и скорости движения свежего заряда, вследствие чего все переходы и закругления впускной системы делают плавными, а проходные сечения продувочных окон и клапанов выбирают из расчета минимально допустимой скорости движения свежего заряда. Для дизелей эта скорость принимается (\ = 304-70 м/с, для карбюраторных двигателей сг иногда доходит до 100 м/с, так как большая скорость способствует лучшему перемешиванию топлива с воздухом и устраняет образование пленки топлива на стенках всасывающего коллектора. Для двигателей без наддува ра = (0,854-0,9) р0, для двигателей с наддувом ра = (0,9—0,96) рк.
Коэффициент наполнения имеет следующие значения: у четырех тактных двигателей т]н = 0,84-0,9, двухтактных —т]н = 0,74-0,85. При эксплуатации двигателей т|н может понижаться из-за нагара и загрязнений во всасывающем и выпускном трактах, поэтому необходимо систематически их очищать, а также промывать воздушные фильтры.
§ 15.5. Коэффициент остаточных газов
Известно уже, что общее выражение коэффициента остаточных газов имеет вид уг = Мг/Мд.
Из характеристического уравнения состояния газа находим для четырехтактных двигателей
М — ...Р.г^с и Д4 — .
г 831477 * д 831477 ’
откуда
v = PrvcTo
Г РоУгЛя
Разделив числитель и знаменатель на Vc> получим
v =_Д_______1 РгТй .
Yr 8 — 1 Пн р0Тг
Чем больше коэффициент остаточных газов, тем меньше будет наполнение цилиндра. С увеличением степени сжатия и температуры остаточных газов коэффициент уг уменьшается. У четырехтактных двигателей без наддува уг ~ 0,034-0,06, у двигателей с наддувом = 0,014-0,03.
У двухтактных двигателей количество остаточных газов зависит от степени совершенства очистки цилиндра, которая определяется типом продувки, подбором фаз и проходных сечений органов выпуска и продувки, давлением продувочного воздуха. Установить значение уг для двухтактных двигателей расчетным путем нельзя, его определяют экспериментально.
Свежий заряд, поступающий в цилиндр с параметрами р0 и TOf соприкасается с нагретыми частями (всасывающим патрубком, клапанами, днищем поршня, стенками цилиндра). Поэтому температура заряда в начале наполнения T'Q = Гд + ДТ, где ДТ — величина
271
подогрева заряда от горячих стенок рабочего цилиндра. Кроме того, между поступающим свежим зарядом и остаточными газами в цилиндре происходит теплообмен. Составим тепловой баланс этого теплообмена на линии наполнения от точки г до точки а (см. рис. 15.5). Свежий заряд в количестве Л1Д нагревается от температуры То ДО температуры Та, получая теплоту остаточных газов; остаточные газы в количестве Мг одновременно теряют теплоту, охлаждаются от температуры Тг до температуры Та. Приравняв количество теплоты, отданное остаточными газами, к количеству теплоты, полученному свежим зарядом, можно написать
Л1ДС^ (Та - П) == ЛКСц (Тг - Та),
где Сц — мольная теплоемкость свежего заряда; Сц — мольная теплоемкость остаточных газов.
При допущении Сц =С£ получим Мд (Т2 — То) = МГ(ТГ — Та); или, после преобразования,
(Л1Д + ЛЬ) Та = МаТ'п -Ь МГТ,.
Далее из этой формулы найдем температуру в конце наполнения _ млт^мгтг
а~ ма + Мг
Разделив почленно числитель и знаменатель на Мд и помня, что Л4Г/Л1В = уг, получим
т __ Tq + yrTf
1-Мг
Температуру Тг можно принять 600—900 К. Ошибка в оценке Тг мало повлияет на величину Та, так как должна быть умножена на малую величину уг. Расчетное значение температуры То для номинального режима четырехтактных двигателей составляет 300— 340 К, для двухтактных 310—380 К.
Давление конца выпуска рр зависит в основном от сопротивления в выпускном тракте и равно 0,108—0,120 МПа.
§ 15,6< Процесс сжатия
Основное назначение процесса сжатия — повышение давления и температуры заряда для обеспечения надежного самовоспламенения впрыскиваемого топлива на всех режимах работы дизеля.
Сжатие в реальном двигателе представляет собой сложный процесс, протекающий, в отличие от идеального цикла, не по адиабате а политропно, т. е. с теплообменом. Показатель политропы сжатия Пю является переменным.
В начале сжатия температура заряда ниже, чем температура стенки цилиндра, поэтому происходит теплоотдача от нагретых деталей к рабочему телу, и кривая сжатия пойдет выше адиабаты (рис. 15.6). В некоторый момент в точке е кривая действительного процесса пересекается с адиабатой. В этой точке показатель поли-272
Рис. 15.6. Кривая сжатия а расчетном цикле
тропы сжатия равен показателю адиабаты kv С дальнейшим повышением температуры газа при сжатии теплота начнет переходить от рабочего тела в стенки; вследствие этого действительная кривая сжатия пойдет ниже адиабаты.
В расчетном цикле заменяют кривую действительного процесса сжатия политропой pVn' — const. Показатель гц считают постоянной величиной за весь ход сжатия, выбирая его из того условия, чтобы состояния газа в начале и конце сжатия были такими же, как и в реальном процессе.
В среднем пг = 1,344-1,37. У многооборотных двигателей показатель политропы rji повышается до значения 1,37—1,42, т. е. процесс сжатия приближается к адиабатному, так как уменьшается продолжительность теплообмена заряда со стенками.
При пуске холодного двигателя, вследствие интенсивного отвода теплоты от сжимаемого воздуха в холодные стенки, показатель политропы может снижаться до значения ти = 1,25, при
приближается к изотермическому. В результате этого снижаются ра и 7\ и затрудняется запуск двигателя.
Для определения параметров газа в конце сжатия воспользуемся уравнением политропы сжатия, из которого будем иметь pcVc* = = Ра^а* и далее рс — ра (ValVcW но так как отношение Va! Vc = е, представляющее собой степень сжатия, то
Рс = Р^'- (15 5)
процесс сжатия
Температура конца сжатия определится из уравнений состояния газа в точках а и с'.
раУа = 8314Л117'а и pcVa — 8314Л1гТс.
Разделив второе уравнение на первое и решив выражение относительно Тс, получим
Т1 _ 'Г Р<*с С“ а РаУа ’
Заменим отношение pjpa через полученное выше отношение объемов и тогда или
Т =Т е"»-1.
1 с 1 ас
Как видно из формул (15.5) и (15.6), давление и температура в конце сжатия зависят от степени сжатия е, показателя политропы сжатия fii, начальных значений давления и температуры газа.
273
Для дизелей необходимо, чтобы температура конца сжатия Тг обеспечивала воспламенение впрыснутого топлива. Этим требованием определяется минимальная степень сжатия, однако для надежного запуска, а также устойчивой работы на малых нагрузках и при низкой температуре окружающей среды степень сжатия выбирают несколько выше.
Практические значения степени сжатия для дизелей находятся в пределах е = 124-19. Меньшие значения е имеют двигатели с большими размерами цилиндра и с наддувом, а большие — относятся к двигателям с двухкамерным смесеобразованием. При наддуве давление в начале сжатия ра увеличивается, поэтому для снижения чрезмерного давления в конце сжатия рс уменьшают степень сжатия. Причина верхнего ограничения значения е заключается в том, что при ее увеличении повышается давление в конце сжатия и сгорания. Это влечет за собой повышение нагрузки на механизм движения, а следовательно, приводит к утяжелению конструкции. В области высоких значений степени сжатия (е = 20 и выше) использование теплоты повышается незначительно. Таким образом, применение чрезмерно высоких степеней сжатия нерационально.
В карбюраторных двигателях степень сжатия выбирают такой, чтобы температура и давление смеси в конце сжатия не достигали значений, при которых могли бы возникать детонация (взрывное сгорание топлива) или преждевременные вспышки.
На действительные значения давления и температуры в конце сжатия существенное влияние оказывают: частота вращения двигателя, температура поршня и цилиндра и состояние поршневых колец.
При значительном прорыве газов в картер двигателя уменьшается количество рабочего тела при сжатии, что отрицательно отражается на процессе и сильно ухудшает пусковые свойства двигателя. Чем выше частота вращения вала, тем больше давление и температура в конце сжатия, так как меньше сказываются теплоотдача и утечки газов. Более высокая нагрузка двигателя также повышает параметры в конце сжатия. Уменьшение зазора между цилиндром и поршнем, а также уменьшение теплоотдачи в стенки повышает фактическое давление в конце сжатия.
При снижении температуры охлаждающей воды понижается температура стенки цилиндра, потери теплоты в стенки увеличиваются и пъ рс и Те уменьшаются. Поэтому, чтобы избежать больших потерь теплоты в стенки и в охлаждающую среду, а также в силу ряда других причин, рекомендуется поддерживать температуру воды в зарубашечном пространстве двигателя по возможности более высокой, до 65—75 °C.
Для дизелей без наддува рс = 3,54-4,5 МПа, для дизелей с наддувом ре = 44-6,5 МПа, а с высоким наддувом (отдельные двигатели) — до 10 МПа. Для карбюраторных двигателей рс = 0,84-4-1,2 МПа. Температура Тс для дизелей без наддува составляет 800—900 К, для дизелей с наддувом до 1000 К и для карбюраторных двигателей 600—700 К.
274
§ 15.7. Процесс сгорания
По выходе из форсунки топливо поступает в среду сжатого воздуха, имеющего высокие давление и температуру. В камере сгорания дизеля развиваются физико-химические процессы, подготовляющие топливо к самовоспламенению: топливо частично испаряется и происходит разложение сложных молекул с образованием промежуточных продуктов окисления. В дальнейшем идет интенсивный процесс сгорания топлива. Условно весь процесс
сгорания разделяют на четыре периода, которые можно проследить на развернутой индикаторной диаграмме в осях р — <р° ПКВ
(рис. 15.7).
Линия / представляет процесс сжатия и расширения воздуха в цилиндре без подачи топлива, линия // — процесс сгорания и расширения, который протекает слева направо. Точкой 1 обозначено начало поступления топлива в цилиндр; Р — угол опережения подачи топлива; в точке 2 происходит самовоспламенение.
Первый период, называемый индукционным, или периодом задержки воспламенения, продолжается от точки 1 до точки 2. В этом периоде топливо под воздействием высокой температуры подготовляется к воспламенению. Про
Рис. 15.7. Основные периоды процесса сгорания в дизеле
должительность первого периода зависит от параметров газа в конце сжатия, свойств и качества распыливания топлива. Способность топлива к самовоспламенению оценивается цетановым числом. Чем рыше цетановое число, тем короче будет первый период.
Второй период начинается с момента, соответствующего на диаграмме точке 2. Конец его определяется достижением максимального давления цикла pz. Второй период характеризуется скоростью нарастания давления на 1° ПКВ. От этой скорости зависит жесткость работы двигателя. Средняя скорость нарастания давления на 1° за второй период определяется отношением
Рз —Ра _ Ар О) = ----------- — —---
ср Фз — Ч>2 Аф
При большой скорости нарастания давления двигатель работает жестко, со стуками. Работа двигателя считается мягкой, если средняя скорость нарастания давления не превышает 0,2—0,3 МПа на 1° ПКВ. У многооборотных дизелей жесткость достигает 0,8— 1,0 МПа и у карбюраторных двигателей она не превышает 0,1 МПа на 1° ПКВ.
Чем длиннее первый период, тем больше топлива успеет подать форсунка в цилиндр до момента воспламенения. После начала воспламенения давление и температура в цилиндре повышаются, и топливо, находящееся в цилиндре, начинает быстро сгорать. Следова-
275
тельно, чем больше топлива будет в цилиндре к началу воспламенения, тем больше теплоты при прочих равных условиях выделится за второй период и тем резче будет нарастать давление.
Период задержки воспламенения можно уменьшить, если применить топливо с большим цетановым числом и уменьшить угол опережения впрыска. При более позднем угле подачи топливо попадает в воздушную среду с повышенной температурой, когда процесс сжатия уже заканчивается и топливо быстрее подготовляется к воспламенению. Однако в этом случае процесс горения будет продолжаться за ВМТ, что в целом ухудшит экономичность двигателя.
От продолжительности первого периода зависит также максимальное давление pz. Чем больше период задержки воспламенения, тем больше максимальное давление вспышки.
Третий период сгорания начинается в точке 3 и заканчивается в точке 4, когда достигается максимальная температура цикла Тг. После точки 4 в цилиндре еще остается некоторое количество топлива, догорание которого заканчивается в точке 5. Продолжительность третьего периода зависит от нагрузки двигателя. Третий период является в некоторой степени управляемым и может зависеть от профиля кулачной шайбы топливного насоса. За этот период сгорает от 20 до 60 % поданного ранее топлива. Давление за третий период возрастает незначительно или остается постоянным.
С эксплуатационной точки зрения догорание топлива на участке 4—5 (четвертый период) является нежелательным. Если много топлива догорает на линии расширения, то кроме ухудшения экономичности будет еще и перегреваться двигатель. Догорание чаще всего наблюдается в многооборотных двигателях в связи с сокращением времени, отведенного на процесс сгорания. Продолжительность процесса догорания в общем случае увеличивается из-за следующего: неудовлетворительного смесеобразования, уменьшения угла опережения впрыска, понижения давления впрыска, подтекания форсунки, низких значений рс и Тс, несоответствия сортности топлива для данного двигателя.
Теплота, превращаемая в полезную работу двигателя, выделяется при химических реакциях сгорания топлива. Состав жидких топлив Нефтяного происхождения примерно одинаков, и теплота сгорания 1 кг топлива QH колеблется около 41,86 МДж/кг. Жидкое топливо состоит из углерода С, водорода Н2 и кислорода О2. Иногда в топливе содержится небольшое количество серы S и азота N2, однако при расчете ими обычно пренебрегают.
Теоретически необходимое количество воздуха. Для определения необходимого количества воздуха исходят из химических реакций горючих элементов, содержащихся в топливе, с кислородом воздуха, причем считается, что сгорание происходит полностью.
При расчете положим, что имеется 1 кг жидкого топлива, содержащего С кг углерода, Н кг водорода и О кг кислорода: С 4- Н 4-4 0 = 1 кг. Реакция сгорания углерода С + О2 = СО2. Так как масса одного моля углерода 12 кг, кислорода 32 кг и водорода 2 кг, 276
то реакцию можно записать так: 12 кг С + 32 кг О2 t= 44 кг СО2, а на 1 кг углерода — в 12 раз меньше, т. е.
1 кг С 4-“ кг О2 =-~ кг СО2.
Но, принимая во внимание, что 32 кг О2 соответствует 1 кмоль О2, а 44 кг СО2 — 1 кмоль СО2, можно написать
1 кг С 4- -ру кмоль О2 — кмоль СО2.
В 1 кг топлива содержится не 1 кг, а С кг углерода, и реакции можно переписать. Умножаем все члены на С:
С С
С кг С 4- ~[2" кмоль О2 == -jg- кмоль СО2,
т. е. на С кг углерода надо С/12 кмоль О2 и получается С/12 кмоль СО2. Пренебрегая объемом С кг углерода в жидком топливе, видим, что в результате реакции изменения числа молей или объема продуктов сгорания не происходит.
Для реакции сгорания водорода имеем:
2Н2 4- О2 = 2Н2О;
4 кг Н2 4- 32 кг О2 = 36 кг Н2О;
1 кг Н2 4~ кг О2 = кг Н2О;
или, заменив килограммы на моли, получим
1 кг Н2 4- -j- кмоль О2 = -у- кмоль Н2О
(1 кмоль воды соответствует 18 кг);
Н кг Н2 4- кмоль О2 == кмоль Н2О.
Из этого выражения следует, что на Н кг нужно Н/4 кмоль Ов и получается Н/2 кмоль Н2О, т. е. в результате сгорания водорода объем газов увеличивается на
Н н н
-%---4“ = ~ КМОЛЬ
(объемом Н2 в жидком топливе пренебрегаем).
Количество кислорода для сгорания 1 кг топлива
гх С . Н О °* = — + т~ж кмоль>
где 0/32 — число кмолей кислорода, содержащееся в топливе, которое вступит в реакцию горения, и, следовательно, кислорода из воздуха потребуется на 0/32 кмоль меньше.
277
Кислорода в воздухе по объему содержится 0,21 часть, а воздуха Lo, кмоль/кг, для сгорания 1 кг топлива потребуется
^--йН-й-+т-4)- <15-7»
1 кмоль воздуха соответствует 28,97 кг при 0° С и 0,1 МПа; удельная масса воздуха составляет 1,25 кг/м3, тогда можно приближенно считать теоретическое количество воздуха на 1 кг топлива Lo — s= 0,5 кмоль/кг; L'o = 28,97*0,5 ~ 14,5 кг/кг;
to ~ 41!"= м^кг-
При тепловых расчетах количество воздуха подсчитывают более точно, исходя из данного состава топлива. В формулу (15.7) следует подставлять сотые доли компонентов по массе, а не проценты. Например, средний элементарный состав дизельного топлива задан в процентах по массе Н = 12,8 %; С = 86,2 %; О = 1,0 %, а в формулу (15.7) нужно подставить Н = 0,128; С = 0,862; О =0,01.
Действительное количество воздуха. Практически для полного сгорания топлива требуется большее количество воздуха, чем теоретически необходимо, так как невозможно создать такую горючую смесь, где каждая частица кислорода воздуха соединилась бы при сгорании с топливом. Кроме того, приходится учитывать и возможность работы дизеля с перегрузкой. Часть воздуха не будет участвовать в горении, поэтому воздух надо подавать в избытке.
Отношение действительного количества воздуха L к теоретически необходимому Lo называют коэффициентом избытка воздуха', а — — L/Lo или L = aL0.
Коэффициент избытка воздуха а выбирают на основании опытных данных. Для дизелей с однокамерным смесеобразованием а = = 1,84-2,2, с двухкамерным а = 1,354-1,6; для карбюраторных двигателей а =0,94-1,1. Наибольшее значение коэффициента избытка воздуха имеют однокамерные дизели, в которых труднее создать совершенное смесеобразование. Лишь в карбюраторных двигателях, имеющих наиболее удовлетворительные условия образования горючей смеси, действительное количество воздуха почти равно теоретически необходимому.
В двухтактных дизелях, а также в четырехтактных с наддувом часть воздуха теряется при продувке цилиндра и камеры сгорания. Поэтому расход воздуха на единицу топлива в этих случаях будет выше. Высокооборотные двигатели работают с меньшим а, что объясняется возможностью при малых размерах цилиндра обеспечить более равномерную смесь. Отдельные форсированные высокооборот-вые двигатели работают с а = 1,34-1,4.
Состав продуктов сгорания. Продукты полного сгорания топлива состоят из углекислого газа СО2, перегретого водяного пара Н2О, избыточного кислорода О2 и азота Nt, поступившего с воздухом.
Из реакции сгорания получаем число молей Л4со, =С/12; Л1н2о == Н/2. Число молей азота в процентах сгорания /Иц, = 278
~ O,79aLo, а избыточного кислорода Мог = 0,21 (а — 1) £0. Сложив эти величины, получим общее число молей после сгорания
м=-&+4+°>21 (а - *> L°+°.79aLo-
После преобразования
При сгорании жидкого топлива наблюдается увеличение объема продуктов сгорания по сравнению с объемом свежего заряда. Изменение объема при сгорании зависит не только от коэффициента избытка воздуха а, но и от содержания Н2 и О2.
Отношение количества молей продуктов сгорания М к количеству молей свежего заряда L называют химическим коэффициентом молекулярного изменения при горении р0 s= MIL = M!aLQ.
Если учитывать количество молей остаточных газов Мг, то действительный коэффициент молекулярного изменения представится отношением общего количества смеси газов после сгорания к общему количеству газов до сгорания
0 == MJMt = (М 4- Mr)KL 4- МР),
где Mi — число молей смеси в процессе сжатия; М2 — число молей смеси к концу сгорания.
Разделив числитель и знаменатель на L, получим
0 = (Po4-Tr)/(1 +U
где уг — коэффициент остаточных газов.
Значение р для дизелей составляет около 1,03—1,04. Уравнение состояния для точек с и z (см. рис. 15.4)
pcVc = 8314.^; рХ = 8314Л427\,
откуда, разделив второе уравнение на первое, получим
PzVz _ М2 Т'г
Рс^с Alj Ус
ИЛИ
ip=
где X = рг!рс — степень повышения давления; р = Уг/Ув — степень предварительного расширения.
Это уравнение используют для определения р после расчета Tt по уравнению сгорания.
Уравнение сгорания. Для определения параметров в конце сгорания (точка z) составляют уравнение сгорания на линии czz (см. рис. 15.4). В процессе сгорания химическая энергия топлива расходуется на совершение внешней работы на линии z'z и повышение внутренней энергии газа. Из всего количества теплоты, выделившейся на линии сгорания QH = Qi 4- Qi, используется Дж/кг, где £ — коэффициент использования теплоты. Коэффициент £ учи-
279
тывает потери от неполноты сгорания, теплопередачи стенкам цилиндра и диссоциации продуктов сгорания.
Значение £ может быть определено только опытным путем. Оно зависит главным образом от качества смесеобразования, температурного режима, качества топлива, частоты вращения двигателя, а также конструктивных особенностей камеры сгорания. Чем лучше смесеобразование, тем меньше тепловые потери в камере сгорания. Чем быстрее происходит сгорание топлива, тем больше значение £. В высокооборотных двигателях при одинаковых скоростях реакции горения £ уменьшается, так как к моменту окончания процесса сгорания (точка z) из топлива выделится меньшее количество теплоты и будет иметь место догорание. По опытным данным среднее значение £ для дизелей составляет 0,65—0,85. Большие значения относятся к малооборотным двигателям.
Исходя из сказанного, составим баланс энергии на линии cz'z для 1 кг топлива
(15.8)
где LZ'Z — работа газов на линии расширения, Дж/кг.
Внутренняя энергия газа в точке с
Uc = MiC^vTe,
где — количество молей смеси в конце сжатия, кмоль/кг; —
средняя мольная теплоемкость газов при постоянном объеме, Дж/(кмоль-°С); Тс — абсолютная температура газов в конце сжатия.
Внутренняя энергия газов после сгорания
Ug = М^С^уТ z,
где М2 — количество молей после сгорания; С'цу — средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном объеме; Tz — абсолютная температура газов в конце сгорания. Величина работы ^г'2 — PzVz Pz’Vz'-
Имея в виду, что рг> = крс, где X — степень повышения давления и V2‘ = VCf получим LZ'z — pzVg — hpcVc =8314/И2Л — 831 (из характеристического уравнения pV =GRT = 8314 МТ), следовательно, LZ'z = 8314M2TZ— №314MiTc.
Подставив полученные значения Uc, U2, Lz>z в формулу (15.8) и произведя перегруппировку членов с учетом того, что Сцу 4-4- 8314 —С^р (СцР —средняя мольная теплоемкость при постоянном давлении), получим
М}ТС (С'^у 4- 8314Х) 4- « М:С"^Т2.
Разделив все члены на 7Vft и приняв во внимание, что = fJ (действительный коэффициент молекулярного изменения), окончательно получим
(С^ + 8314Х) Т. + = РС'црЛ. (15.9)
Решение уравнения сгорания (15.9) позволяет определить температуру в конце сгорания. Конечная температура Тг для высокого
оборотных двигателей составляет 1900—2000 К, а для малооборотных 1700—1800 К. Повышение температуры сгорания более 2000 К нежелательно во избежание диссоциации газов и повышения тепло-напряженности.
Максимальное давление pz можно определить по заданной величине Z:
Pz = Ъра-
По опытным данным значения pz и Л лежат в следующих пределах: для малооборотных двигателей pt =54-9,5 МПа, X = 1,2-4-4-1,55; для среднеоборотных рг = 5,54-14 МПа, X = 1,54-2,0. Большие значения рг и малые Л характерны для двигателей с высокой степенью наддува.
§ 15.8. Процессы расширения и выпуска
В идеальном цикле расширение газов происходит по адиабате, в действительном рабочем цикле — по политропе с показателем и2. При этом надо помнить, что тепловой поток в процессе расширения все время идет от газа к стенкам, а газ получает теплоту при догорании топлива.
В начале процесса расширения при интенсивном подводе теплоты показатель политропы расширения оказывается ниже показателя адиабаты (na < k2) и составляет п2 =1,14-1,2. Политропа расширения приобретает более пологий характер, чем адиабата.
По мере перемещения поршня к НМТ процесс догорания становится менее интенсивным, а вследствие увеличения поверхности стенок цилиндра отдача теплоты от газа стенкам непрерывно повышается, что приводит к одновременному повышению п2. В какой-то момент времени наступит равенство п2 — k2, а затем показатель политропы станет больше показателя адиабаты расширения (п2 > > k2), достигая значений п2 = 1,44-1,5, и политропа пройдет круче адиабаты.
В расчетном цикле для упрощения принимают условие: процесс расширения протекает с некоторым постоянным средним показателем политропы. Его значение выбирают таким, чтобы кривая расширения, построенная по закону политропы, возможно ближе подходила к действительному процессу расширения в цилиндре. Опытные значения среднего показателя политропы расширения п2 для дизелей составляют: для малооборотных двигателей (с охлаждаемыми поршнями) п2 = 1,304-1,20; для высокооборотных двигателей (с неохла-ждаемыми поршнями) п2 = 1,254-1,15. Более низкие значения п2 у высокооборотных двигателей обусловлены большим догоранием и меньшей теплоотдачей на линии расширения.
На характер протекания процесса расширения оказывают влияние ряд эксплуатационных факторов.
1. При увеличении частоты вращения двигателя сокращается продолжительность процесса расширения, а следовательно, уменьшается интенсивность теплоотдачи газ — стенка цилиндра. Кроме
281.
того, при возрастании частоты вращения процесс догорания распространяется на большем участке линии расширения. Это приводит к уменьшению пг и увеличению значения параметров газа в конце расширения рь и Ть.
2. При увеличении нагрузки на двигатель возрастают количество и температура продуктов сгорания и теплоотдача в стенки, что приводит к повышению показателя п2. Однако при работе двигателя на гребной винт, когда с увеличением нагрузки возрастает частота вращения двигателя, значение показателя /г2 может (как указывалось выше) уменьшиться.
3. Износ топливной аппаратуры и связанное с этим ухудшение качества смесеобразования приводит к растягиванию процесса сгорания и значительному распространению процесса догорания топлива на линии расширения, что в свою очередь уменьшит п2 и увеличит рь и Ть. То же произойдет вследствие ухудшения воздухо-снабжения двигателя вследствие влияния атмосферных условий или загрязнения воздушных (газовых) трактов двигателя.
Давление и температуру газов в конце расширения в точке Ь' расчетного цикла определяют (по аналогии с процессом сжатия, см. ' § 15.6) из уравнения политропы расширения pzVnz2 — РьУь* и уравнений состояния газа pzVz = 8314Л12Т2 и pbVb — ^\^MzTb в точ-ках z и Ь. Читателю предлагается самостоятельно проделать соответствующие алгебраические преобразования и придти к конечным? результатам; рь — рг1Ьп‘'. Ть = 7\/6п«-1, где 6 = VJVZ —степень' последующего расширения; 6 = е/р, 6 — е и р — ((3/X) (7\/7\.) (для цикла v ~ const).
По опытным данным для малооборотных двигателей рь = О.Зч-4-0,45 МПа, Ть = 9004-1000 К; для средне- и высокооборотных двигателей рь — 0,354-0,6 МПа, Ть ~ 10004-1200 К. Степень предварительного расширения у этих двигателей р — 1,24-1,6.
В период выпуска газов из цилиндра давление меняется, в цилиндре рг = 0,1054-0,125 МПа, а в выпускной трубе рг — 0,1034-4-0,110 МПа. Температура газов в выпускном коллекторе четырехтактных двигателей составляет 450—600 °C и двухтактных 300— 450 °C. Относительно низкие значения температуры отработавших газов в двухтактных двигателях объясняются смешиванием газа в процессе продувки с продувочным воздухом.
§ 15.9. Построение диаграммы расчетного цикла
Индикаторная диаграмма в координатных осях pV представляет собой зависимость давления газа от объема цилиндра за рабочий:1 цикл. Диаграмма может быть получена с помощью индикатора на работающем двигателе и в этом случае она называется действшпель* ной-, она может быть построена на основании теоретического расчета и тогда будет называться теоретической или расчетной диаграммой.
Построение расчетной диаграммы начинают с выбора масштабов давлений и объемов (рис. 15.8). При этом руководствуются соотношением VJpz — 1,34-1,6. Принимаем, что полный объем цилиндра 282
Va = Va + Vc = А. Объем камеры сжатия определяется по формуле Уе ~ Vafe — А/&. Пользуясь масштабами давления, например 0,1 МПа = 1 мм наносим характерные точки диаграммы а, с, z', Ь. Для определения положения точки z необходимо воспользоваться соотношением р = VJVC, откуда Уг == рУс = рЛ/е.
Линии сжатия ас и расширения zb наносят методом, известным из курса «Техническая термодинамика», как политропы с показателями гц и п2. Для линии сжатия промежуточные точки находят по уравнению политропы сжатия
Р = Р<УПа1/УП1>
где р и V — параметры любой промежуточной точки.
Для политропы расширения значения промежуточных точек определяют аналогично:
Р = РУпьг1уп*'
Значение объемов в промежуточных точках V берут в долях от полного объема Уа, который принимают равным единице. Обычно объем Уа делят на десять равных частей. Существуют также графические способы построения линий сжатия и расширения.
Различие между площадями действительной и расчетной индикаторных диаграмм оценивается коэффициентом полноты ср индикаторной диаграммы. Этот коэффициент представляет собой отношение площади действительной индикаторной диаграммы к площади диаграммы расчетного цикла:
Ф = FJFf.
Для приближения расчетной диаграммы к действительной производят скругление острых углов диаграммы в районе точек cz’z и Ьа
283
(с помощью лекал). Скругленная таким образом расчетная диаграмма называется предполагаемой индикаторной диаграммой цикла. В хорошо выполненных диаграммах <р = 0,92-4-0,97.
z z
Рис. 15.9. К определению величины среднего индикаторного давления
§ 15.10. Среднее индикаторное давление
Для удобства определения мощности двигателя вводится понятие о среднем индикаторном давлении. Средним индикаторным давлением Pi называют условное постоянное давление газа, которое, действуя на поршень, совершает за один его ход работу, равную работе газов в цилиндре за один цикл.
Площадь диаграммы в определенном масштабе представляет собой индикаторную работу цикла. Если площадь индикаторной диаграммы заменить равной площадью прямоугольника (рис. 15.9) с основанием V*, то высота этого прямоугольника в масштабе будет равна среднему индикаторному давлению pi, выраженному в единицах давления. Следовательно, pt, Дж/м3, можно представить как удельную работу цикла, отнесенную к 1 м3 рабочего объема цилиндра:
Pt = LJVS, где — индикаторная работа цикла, Дж.
Теоретическое среднее индикаторное давление можно определить также аналитически. По расчетной индикаторной диаграмме положительная (полезная) индикаторная работа газов для смешанного цикла
Lt — LZ’Z Lzh — Lac. (15.10)
Работа на участке z'z за процесс сгорания при р = const
Lt-Z ^pz(Vг - И.) = PtVc (-4 - 1) •
Так как рг — 'Кр,. и Рг/Ус = р,
LZ'z ~ "LpcVс (р •— 1).
Работа политропного расширения газов на участке от точки z до точки b индикаторной диаграммы
L* = <P‘V‘ - = тг=т 0 - ТГ-) •
Ввиду того, что
рьУъ __ Тъ _ f vz \п2-=1 _ 1
PzV z Vz~\Vb) ~
284
P!V, = WVC; U = 2C£2>/|_ »*2 “ 1 \
Работа политропного сжатия газов при движении поршня от НМТ до В МТ
L = —-------(о V — п V ) = -РсУе ( 1 — РаГа-Л .
П1_] Ра* a) /li_l рс1/с )
Так как
_Ра^ а _ Т а _ / У с \п< ’ _ 1
PcUe 7е ~ \ Va ) “ 8Л1-1 »
ТО
j ___ РсУ с [у 5 \
а( ~ nt - 1 „*>-1 )’
Подставив полученные выражения в исходное уравнение (15.101 и вынеся за скобки произведение pcVct получим
Р<УС [Мр - 1)+—^-г/1------------------Ц-/1------Ц-YI-
‘ rt с 'г > । „2_ । 1 / «1—11 e«i—1 /]
Но p'i = LJV9 (pt — теоретическое среднее индикаторное давление)» Если иметь в виду, что
V. = Va - V, = V. (-£- - |)=.(е-1)У„ то получим
Ll pis= (е-1)Ис ‘ Подставляя полученное для Lt значение, получаем выражение
Pt (е-1)Ис [ (Р «2-Ц1 6n,-i ] щ-1 (е"‘“1/]*
Окончательно получим
p; = ^[x(p_|) + ^(1__Lr)__J_(I
(15 11)
Для цикла со сгоранием при V = const, р = 1 и 6 = е среднее индикаторное давление
Р; = ^т[5^т(>-7^)-^т(1-7к)]- (15-12)
Для цикла со сгоранием при р const, X = 1
Р‘ = [(₽ - D + 7^1- (1 - (1 -
(15.13)
265
Предполагаемое среднее индикаторное давление цикла с учетом коэффициента полноты диаграммы будет равно pt = <ppt'. Работа впуска и выпуска (насосные потери) учитывается механическим КПД.
Из выражений для среднего индикаторного давления расчетных циклов следует, что pi прямо пропорционально рс. Увеличение Хи р также соответственно повышает р\.
Для двухтактных двигателей теоретическое среднее индикаторное давление, подсчитанное по формулам (15.11)—(15.13), будет относиться к полезному ходу поршня. Коэффициент полноты диаграммы в этом случае можно принять равным единице, так как отклонения действительного процесса от расчетного практически компенсируются положительной площадью Ьта, не учтенной при расчетах (см. рис. 15.4, б).
Для получения среднего индикаторного давления, отнесенного к полному ходу поршня двухтактного двигателя, используются формулы
Отсюда
Рг = (1-ф)Р<>
, vh
где ф = —р-----= -р— — потерянная доля хода поршня.
Поскольку среднее индикаторное давление определяет величину работы газов в цилиндре, то, очевидно, что оно является мерой нагрузки цилиндра двигателя, характеризующим использование объема Vs.
§ 15.11. Мощность двигателя
Работа, совершаемая газами во всех цилиндрах за единицу времени, называется индикаторной мощностью двигателя Nt.
При выводе формулы мощности приняты следующие обозначения: D —диаметр цилиндра, м; S — ход поршня, м; Vs — рабочий объем цилиндра, м3; pt—среднее индикаторное давление; п — частота вращения, об/мин; Z — число цилиндров; i = kZ — число рабочих ходов за один оборот во всех цилиндрах, где k — коэффициент тактности (для четырехтактных двигателей k = 1/2, для двухтактных простого действия k = 1).
Согласно определению среднего индикаторного давления работа, совершаемая газами в цилиндре за один цикл, Дж/цикл, (один рабочий ход поршня),
т ^D2 о L — pt S.
Индикаторная работа всего двигателя в минуту, Дж/мин,
Т nD2 е . L = pt —т- Sni.
Г 4
266
Разделив минутную работу на 60, получим индикаторную мощность, Вт
А; piH.D2Sni ГбО ’
Выражение nD2S/4 представляет собой рабочий дэбъем цилиндра |/s; тогда для двухтактного двигателя
AZ _ PiV.snZ .
/Vi " 60 ’
для четырехтактного двигателя д/ ____________________________ Pi^snZ
iVi ~ 120 *
Если выражение Sn/ЗО заменим на среднюю скорость поршня ст — Sn/ЗО, то получим обобщенную формулу индикаторной мощности для любого типа двигателей, Вт,
Nt = 0,393D2PiCmi. (15.14)
Мощность, развиваемая двигателем на фланце коленчатого вала, называется эффективной мощностью Ne. Она будет меньше индикаторной на величину потери мощности, затрачиваемой на трение и на приведение в действие навешенных механизмов: Ne = — Nm,
где Nm — мощность механических потерь.
Если мощность, затрачиваемую на преодоление механических потерь, учесть в виде поправки к среднему индикаторному давлению, то получим среднее эффективное давление pe~Pt — рт> где рт — среднее давление механических потерь, которое составляет: у двухтактных малооборотных дизелей 0,10—0,12 МПа, у четырехтактных среднеоборотных 0,18—0,20 МПа.
По аналогии с давлением pt давление ре представляет собой условное постоянное давление газа, которое, действуя на поршень, совершает за один его ход работу, равную полезной эффективной работе на фланце коленчатого вала двигателя. Среднее эффективное давление характеризует собой среднюю удельную эффективную работу цилиндра за цикл и является одним из важнейших технических показателей двигателя. По величине давления ре можно судить остепени нагруженности двигателя, об уровне организации процесса сгорания и совершенстве конструкции двигателя в целом.
Значение ре находится в пределах для двигателей без наддува: двухтактных 0,4—0,5 МПа, четырехтактных 0,52—0,65 МПа; для двигателей с наддувом: двухтактных 0,75—1,35 МПа, четырехтактных 0,75—2 МПа. В отдельных двигателях (например, судовой дизель фирмы «Фудзи» типа 6MD26X) давление ре доведено до 2,5 МПа за счет использования системы Р. Миллера в конструкции привода впускных клапанов. Система позволяет изменять фазы газораспределения во время работы двигателя, что в конечном итоге приводит к снижению тепловой и механической напряженности цилиндропоршневой группы — основных факторов, сдерживающих Дальнейший желаемый рост среднего эффективного давления.
287
Подставив в формулу (15.14) вместо pt значение ре, получим выражение для эффективной мощности, Вт, в общем виде:
Я = 0,393D2pAnt. (15.15)
Известно, что эффективная мощность Ne, кВт, и крутящий момент двигателя Л4кр, Нм, связаны выражением
Мкр = 9554-~~, (15.16)
из которого следует, что крутящий момент обратно пропорционален частоте вращения. Это означает, что если мощность двигателя достигнута за счет большой частоты вращения, то крутящий момент такого двигателя, передаваемый потребителю механической энергии (гребному винту, электрическому генератору), будет невелик.
Из выражения (15.16) получим еще одну формулу эффективной мощности
Д7 Л1крЛ е 9554 ’
На этой зависимости основан метод определения Ne при стендовых заводских испытаниях двигателя.
Как следует из формулы (15.15), на эффективную мощность двигателя влияет ряд сомножителей. Кратко рассмотрим реальную возможность их увеличения. В настоящее время такая величина как диаметр цилиндра достигла своего технологического предела, как, например, в двигателе GMTA 1060, где диаметр цилиндра равен 1060 мм. Средняя скорость поршня также не может увеличиваться выше определенных значений, так как это связано с увеличением механических напряжений. Наибольшее рациональное число цилиндров для малооборотных двухтактных двигателей уже достигнуто, оно не превышает двенадцати, дальнейшее увеличение этого числа приведет к уменьшению продольной жесткости двигателя и затруднению его обслуживания.
Таким образом, практически единственным показателем, который в настоящее время может оказать влияние на дальнейшее увеличение мощности двигателя, является среднее эффективное давление. За последних два десятилетия благодаря непрерывному совершенствованию систем газотурбинного наддува и разработке более прочных конструкций деталей двигателей ре удалось увеличить в 2— 2,5 раза.
§ 15.12. КПД двигателя и их взаимосвязь
В реальных ДВС различают три вида КПД: механический, индикаторный и эффективный, каждый из которых по-своему характеризует степень экономичности двигателя.
Механическим КПД т|м называют отношение эффективной мощности к индикаторной:
”-=>=77- <1517>
288
Механический КПД показывает, какая часть индикаторной мощности может быть превращена в полезную работу* он учитывает потерю на трение, затраты мощности на привод вспомогательных механизмов, а также потери мощности на выталкивание отработавших газов и наполнение цилиндра свежим зарядом в четырехтактных двигателях. Кроме того, механический КПД характеризует рациональность конструкции двигателя, качество обработки и сборки деталей.
Как видно из выражения (15.17), г|м является величиной переменной и зависит не только от механических потерь (и мощности, затрачиваемой на их преодоление), но и от индикаторной мощности. А последняя, при одних и тех же оборотах двигателя и цикловой подаче топлива, может принимать различные значения в зависимости от состояния топливной аппаратуры, качества процессов газообмена и других показателей, влияющих на
С уменьшением нагрузки г|м падает и на холостом ходу становится равным нулю, так как полезная мощность Ne равна нулю и вся индикаторная мощность затрачивается на покрытие механических потерь. С повышением частоты вращения увеличивается работа трения, поэтому у многооборотных двигателей механический КПД меньше, чем у малооборотных. В эксплуатации для получения высокого механического КПД необходимо поддерживать нормальные зазоры в узлах, применять соответствующее масло и выдерживать оптимальный температурный режим.
По опытным данным механический КПД двигателей составляет: у двухтактных двигателей без наддува 0,75—0,85, с наддувом 0,86— 0,93, у четырехтактных без наддува 0,75—0,85, с наддувом 0,85— 0,95.
Индикаторным КПД называют отношение количества теплоты, превращенной в индикаторную работу, ко всей затраченной теплоте:
= LilQn,
где Li — индикаторная работа, совершаемая при сжигании 1 кг топлива, Дж/кг; QH — низшая теплота сгорания 1 кг топлива, Дж/кг.
Если выражение отнести к одному часу работы двигателя, то
п, = 3,6-10«-^-, (15.18)
где 3,6-108 —термический эквивалент работы 1 кВт-ч, Дж/(кВт-ч); Gr — часовой расход топлива на двигатель, кг/ч.
Выражая через параметры цикла, имеем
289
В двухтактных двигателях с наддувом вместо и Т0 в формулу (15.19) подставляют параметры заряда перед двигателем рк и Тк. Формулу (15.18) используют для оценки тц в расчетах.
Индикаторный КПД в отличие от термического идеального цикла учитывает не только потери теплоты, вызванные отдачей ее холодному источнику, но и потери вследствие теплоотдачи в стенки, от неполноты сгорания и от диссоциации газов, т. е. всю сумму тепловых потерь при осуществлении рабо-
чего цикла.
Наибольшее влияние на Tjf оказывают степень сжатия, конструкция камеры сгорания, коэффициент избытка воздуха, угол опережения впрыска топлива и частота вращения двигателя. Читателю предлагается самостоятельно определить характер влияния перечисленных факторов на г|ь вспомнив, что двухкамерная конструкция приводит к увеличе-амеры сгорания, а повышение ча-
Рис. 15.10. Зависимость КПД от нагрузки
нию относительной поверхности
стоты вращения —к явлению догорания.
Индикаторный КПД при QH « 41,86 МДж/кг для двухтактных дизелей составляет 0,42—0,48, для четырехтактных 0,45—0,50.
Эффективный КПД г|е представляет собой отношение количества теплоты, превращенной в полезную работу на валу двигателя, к затраченному количеству теплоты:
Ле —
где Le — эффективная работа, совершаемая при сжигании 1 кг топлива, Дж/кг.
Если выражение отнести к одному часу работы, то
3,6-10%, OtQh
(15.20)
Так как т]м = NJNt, то гц = Л/Лм-
Таким образом, эффективный КПД, учитывающий как тепловые, так и механические потери, является важнейшим комплексным показателем эффективности работы двигателя.
На рис. 15.10 показаны кривые зависимости т]м, т]е, от изменения нагрузки при постоянной частоте вращения дизеля. На диаграмме видно, что гц падает с ростом нагрузки. Это связано с уменьшением коэффициента избытка воздуха. Снижение гц вызывается также увеличением процесса догорания и потерь теплоты на участке сгорания (расширения). В соответствии с характером изменения значений гц и т]м эффективный КПД обычно имеет максимум при нагрузке, близкой к полной (номинальной) мощности двигателя.
290
По опытным данным эффективный КПД составляет: у малооборотных двигателей 0,43—0,38, среднеоборотных 0,42—0,38 и высокооборотных 0,38—0,35.
§ 15.13. Удельный расход топлива
Удельный расход топлива характеризует экономичность работы двигателя и представляет собой количество топлива, затраченное на получение работы 1 Дж в течение часа. Различают индикаторный и эффективный удельный расход топлива.
Индикаторный удельный расход топлива
= (15 21)
Эффективный удельный расход топлива
ge = G^/Ne. (15.22)
Связь удельных расходов топлива gt и get кг/Дж, с индикаторным и эффективным КПД выражается формулами, полученными из уравнений (15.18) и (15.20):
— э>6’10<| . _ 3,6-10*
Если подставить значение т|( из формулы (15.19), то получим значение glt выраженное через параметры цикла, кг/(кВтч),
gt = 433
6 aL0T0Pi
По аналогии
Для двухтактных двигателей и двигателей с наддувом вместо Ро и То в формулы подставляют параметры заряда перед двигателем рк и Тк.
Чтобы получить выражения ge через gt и т)м, разделим формулу (15.21) на формулу (15.22)
gt __ От . ёт _ Ne _
ge ~ Nt • Ne - Nt “ T«’
откуда
ge = gihM-
Из последней формулы видно, что удельный эффективный расход топлива находится в прямой зависимости от gt и обратно пропорционален
291
Установим связь между gt, ge и г|ь г|е, для чего воспользуемся ранее выведенными формулами (15.18) и (15.20) и произведем в них замену GT/Nt = gt и Gt/Ne = ge. В этом случае
_ 3,6- 10<Wf __ 3,6-10й .
G-iQh §iQn
_ 3,6-10<We _ 3,6-10й G1QH geQn
Отсюда следует, что чем меньше удельные расходы топлива, тем выше КПД и наоборот.
Опытные значения удельного эффективного расхода топлива, характерные для номинальных режимов работы двигателей, следующие: у малооборотных дизелей 204—217 г/(кВт-ч), у среднеоборотных 205—210 г/(кВт-ч), у высокооборотных 211—245 г/(кВт ч). При отклонении режима работы от номинального величина ge изменяется.
Расход топлива всегда следует увязывать с его экономией. Общее количество топлива, сжигаемого ежегодно в отечественных судовых дизельных установках, оценивается примерно в 200 млн. т условного топлива. Таким образом, даже 1 % экономии топлива дает ощутимый результат, имеющий большое значение для народного хозяйства.
Главные пути повышения экономической эффективности топливо-использования судовых дизельных установок:
— работа главных двигателей на экономичных режимах частоты вращения 70—95 % номинальной (возможная экономия топлива 6—10 %);
— работа водяной и масляной систем в оптимальном температурном режиме (2—3 %);
— работа системы топливоподготовки с минимальными энергозатратами и потерями топлива (1—3 %);
— своевременная очистка продувочно-выпускных трактов, камер сгорания, т. е. моточистка (3—4 %);
— своевременная очистка поверхностей нагрева, в том числе теплообменных аппаратов и вспомогательных котлов (1—2 %);
— регулирование топливной аппаратуры по углу опережения и давлению распыла, регулирование газораспределительных клапанов (4—5 %);
— очистка подводной части корпуса судна от обрастания, своевременное докование и осмотр винторулевого комплекса (5—6 %).
Считается, что в целом на дизельной установке можно достичь экономии топлива до 25 %. Перечисленные направления экономии топлива относятся к эксплуатационным. Кроме них существенное влияние на экономию расхода топлива могут оказывать:
— замена устаревших неэкономичных типов двигателей новыми современными дизелями, особенно с прямоточно-клапанными схемами газообмена;
— повышение форсирования дизелей путем газотурбинного наддува (при постоянном давлении газов г*еред турбиной);
292
— применение систем полной утилизации теплоты выпускных газов и охлаждающей воды, дополнительных отборов мощности от главных двигателей на валогенераторы;
— применение синтетических и других топлив не нефтяного происхождения, а также их смесей с дешевыми сортами мазутов (в перспективе).
§ 15.14. Определение основных размеров двигателя
Основные размеры двигателя —диаметр цилиндра D и ход поршня S. В ходе теплового расчета определяют значение среднего эффективного давления ре и, используя формулу мощности (15.15), находят диаметр цилиндра
V 0,393pecmi
Для определения диаметра цилиндра необходимо выбрать значение средней скорости поршня ст и задаться отношением S/D. Средняя скорость поршня ст = Srt/ЗО служит в практике двигателестроения основной величиной, по которой оценивают степень быстроходности двигателя. По средней скорости поршня судят и о возможном моторесурсе двигателя, так как износ основных трущихся деталей возрастает с увеличением ст.
У современных мощных малооборотных судовых дизелей ст = = 4,54-6,5 м/с, у дизелей повышенной быстроходности ст ~ 6,54-4-8,5 м/с, у легких быстроходных дизелей ст = 8,54-12,0 м/с.
При выборе численного значения средней скорости поршня необходимо иметь в виду, что двигатели с малой средней скоростью поршня имеют больший срок службы, чем быстроходные двигатели. Следует также учитывать, что с повышением быстроходности двигателя возрастает шум, создаваемый им при работе, но удельная масса на единицу мощности уменьшается.
Ход поршня находят в зависимости от выбранной средней скорости по формуле
g
П
Определив диаметр и ход поршня, необходимо проверить их отношение S/D, которое должно находиться в пределах, принятых для данного типа двигателей. Если подсчитанное отношение S/D выходит за рекомендуемые пределы, то расчет следует повторить при иных значениях ст и S. Окончательные численные значения D и S должны быть округлены до целых чисел, предусмотренных ГОСТ 4393—74.
В современных двигателях применяют диаметры цилиндров от 60 до 1050 мм. Отношения S/D для малооборотных двигателей принимают 1,6—2,0; для среднеоборотных 1,0—1,5 и для высокооборотных 1,0—1,3.
При выборе S/D следует иметь в виду, что это отношение оказывает влияние на габарит двигателя и на протекание тепловых процес-
293
Таблица 15.1. Основные параметры судовых дизелей
to «о ел
Марка двигателя 5 S С5 С К 63 X Габаритные размеры, м Типы промысловых судов, где
Д' ХО О е 5 S Q S S со S/D S сх г/(к Вт У дель масса, кг/к Bi L В H применяется данный двигатель
Двухтактные дизели
V K98FF фирмы «Бурмейстер и Вайн» K90GF фирмы «Бурмейстер и Вайн» 50VTBF фирмы «Бурмейстер и Вайн» ДКРН 80/160-4 БМЗ — «Бурмейстер и Вайн» ДКРН 74/160-3 БМЗ — «Бурмейстер и Вайн» KSZ 105/180 фирмы МАН GZ 52/90 фирмы МАН KZ 70/I20C фирмы МАН RND 90 фирмы «Зульцер» TAD-48 фирмы «Зульцер» DM 760/1500V GS-U фирмы «Гетавер-кен» VEG 85/180Е фирмы «Мицубиси» 3017 2502 425 1766 1310 2944 233 666 2134 275 921 2796 V 104 110 170 122 120 106 145 130 122 225 115 118 980 900 500 800 740 1050 520 700 900 480 760 850 2000 1800 1100 1600 1600 1800 900 1200 1550 700 1500 1800 2,04 2,00 2,20 2,00 2,16 1,70 1,73 1,72 1,73 1,46 1,99 2,10 1,22 1,23 0,71 1,10 0,96 1,09 0,51 0,67 1,08 0,59 0,73 1,42 6,95 6,60 6,24 6,50 6,40 6,35 4,35 5,20 6,3 5,25 5,62 7,10 210 216 224 212 208 208 213 210 208 224 213 206 42,7 42,7 47,8 49,0 68,5 70,0 55,8 42,7 28,5 72,5 40,8 20,2 (Z = 10) 20,2 (Z = 10) 7,9 (2=6) 12,7 (Z= 6) 23,0 (Z = 10) 7,5 8,9 21,5 (Z = 10) 8,8 (2= 8) 11,8 (Z= 7) 18,2 (Z= 9) 4,4 4,4 2,8 4,0 5,3 2,3 3,2 4,0 1,9 3,8 4,3 9,43 9,43 5,85 11,13 12,60 5,64 7,00 8,70 3,2 8,08 9,70 Тунцеловная база «Ленинский луч», ТР «Нева» ТР «50 лет СССР», Рыбомучная база «Посьет» БМРТ «Пушкин» ПБ «Рыбацкая слава», «Спасск» ППР «Рембрандт», БМРТ «Лесков» ТР «Камчатские горы» /
1 ДР 43/61 Д 20,7/2X 25,4 ((ЗД-100) ДР 30/50 ZD 72/48AL-1 ДРМ 183 132 73 357 250 810 300 214 430 207 300 480 610 2X254 500 720 1,42 1,23 1,67 1,50 0,50 0,58 0,43 0,78 5,08 6,85 5,00 5,14 238 175 238 244 210 44,0 32,5 14,3 42,3 26,3 10,1 (Z= 8) 5,9 (Z = 10) 3,6 (Z= 4) 1 '.s i 1,4 1,5 3,64 3,11 3,15 \ БМРТ «Маяковский», плавры-бозавод «Андрей Захаров» ТР «Актюбинск», «Сибирь», ПР «Севастополь» Траулер «Амур» । Супертраулер [ «Прометей»
Четырехтактные дизели
РС4 фирмы «Пил-сти к» PC-2V фирмы «Пилстик» 6MD 26Х фирмы «Фудзи» V 40/54 фирмы МАН ZV 40/48 фирмы «Зульцер» ЧН 31,8/33 (5Д-50) ЧН 25/34 ЧНСП 18/22 1104 478 260 460 478 122 55 27 400 520 750 450 530 740 500 750 570 400 260 400 400 318 250 180 620 460 320 540 480 330 340 220 1,08 1,15 1,23 1,35 1,20 1,04 1,36 1,22 2,13 1,95 2,50 1,84 1,83 0,77 0,81 0,81 8,30 8,00 8,00 8,10 8,50 8,14 5,67 5,50 200 205 215 209 215 244 228 228 7,9 7,1 8,0 7,5 32,0 16,0 16,3 12,6 (Z= 10 8,9 (Z = 10 4,00 (Z= 6) 9,8 (Z= 18 8,9 (Z - 16 5,19 (Z= 6) 3,43 (Z=6) 1,46 (2=6) 3,5 1,8 1,5 1,11 0,71 4,15 2,80 2,30 3,18 3,06 2,48 2,10 2,19 ТР «Остров Русский» БМРТ «Алтай» ПР «Зелено- дольск», БМРТ «Маяковский» (вспомогательный) МРС-225
Продолжение табл. 15.1
Типы промысло-1 вых судов, где применяется данный двигатель »X X — »S л > ® Q, я 3 *О I * * o.g-5 EC f- EC A a О (* H £«2.^ 2 * x £g< £22 g" * £ § S.£ sX £ rc s & 2 1 о t; н S ё о co О a 7 0 e; » <! ± ® es5 — У гъ д У flj Сь. d* -f. • § CO E- M ”> CL X S - Si •©’5 У о CC c X О Д 3 §SOH H ® £ £ ® Q.CL.SX Ccort 5 Bt f- £ £ P « O.X а о н ь ь ca со и о Q. O s;
Габаритные размеры, 1 М a: 0,87 1,56 2,1 2,25 2,25 2,25
QQ 0,49 0,84 1,34 1,34 1,34 1,34
-J с? об" ao" oo oo ao co co co «0 cC ^11 <l| ‘ЧП «и ‘ЧП ‘ЧП I °N S_z \.z 4—' 'ta*'
хдя/jH ‘еээеи BBHqiratfA 16,3 47,8 55,5 35,4 27,0 24,0 11,9
(h .ign)/j 272 244 224 218 218 218 228
О/И ‘lUj LO О <O cc о co CO Tf" o' of 00*
eiJW ‘sd co CM r- о о co Ю U0 U0~ Г~- <75 О CO с’ о o' o" o' o' -7
О IS 1,24 1,37 1,5 1,5 1,5 1,5 1,3 1
ии ‘s О О О О Q О О со ’е- 00 00 00 00 со — <М хГ тГ тГ 'Т см
‘a 105 175 320 320 320 320 200
HHW/QO ‘2/ 1500 750 275 300 375 428 1000
хдя <^адг Г'-. ОС О СО со — о —1 со г~ о см —«
Марка двигателя см _ >-j ГЭ см < S3 < см < ® Tt< 00 ao ao 00 U3 CM тН 'Г тГ <5 2" Q Q Q Q Q °* > > > > > Q у 2: z Z Z Z >
296
сов. Так, возрастание значения S/D влечет за собой увеличение общей высоты двигателя и средней скорости поршня при том же значении частоты вращения. При этом улучшается форма камеры сгорания, так как увеличивается ее высота и уменьшается диаметр.
Значения основных параметров двигателей приведены в табл. 15.1.
§ 15.15. Тепловой баланс двигателя
Из всей теплоты, выделяющейся при сгорании топлива в цилиндрах двигателя, в полезную работу превращается только 35 — 43 %. Остальная часть теряется в охлаждающую среду, с отработавшими газами и т. д. Распределение затраченной теплоты на полезную работу и различные потери называют тепловым балансом двигателя.
Тепловой баланс двигателя определяют экспериментально. Значения отдельных составляющих теплового баланса позволяют судить о теплонапряженности двигателя, рассчитать систему охлаждения, выяснить возможность использования теплоты отработавших газов и т. д. Количество теплоты при составлении теплового баланса подсчитывают в джоулях за единицу времени работы двигателя или на 1 кВт ч. Каждый член баланса определяют также в процентах по отношению ко всему количеству затраченной теплоты.
В общем виде уравнение теплового баланса можно представить так: Ст — Qe + Сохл + Св. г + Сост- Составляющие баланса имеют следующие выражения при отнесении его к одному часу работы двигателя.
Располагаемая теплота Ст» получаемая при полном сгорании топлива, Ст — Сн<?т.
Теплота Qe, эквивалентная эффективной работе двигателя, будет численно равна 3,6-10 Дж/ч, если за единицу времени работы двигателя принять 1 ч.
Теплота Сохл» уносимая охлаждающей жидкостью (водой и маслом), Сохл ~ WC (/отх /вх) GMC (/отх ^вх), где W — часовой расход охлаждающей воды, кг/ч; GM — часовой расход охлаждающего масла, кг/ч; С, С' —теплоемкость воды и масла, Дж/(кг-°С); to-rx, /отх—температура отходящих воды и масла, °C; /Вх, /вх —температура входящих воды и масла, °C.
Теплота Св г» уносимая выпускными газами, равна разности теплосодержания выпускных газов и свежей смеси, поступающей в двигатель. Св. г G^ pCpTg г С^^СрТ^, где GB. г, Gg^ часовой расход выпускных газов и свежей смеси (или воздуха), кг/ч; Ср, Ср—теплоемкость выпускных газов и свежей смеси, Дж/(кг*°С); Тв> г, То —температура выпускных газов и свежей смеси, К.
Остаточным членом теплового баланса Сост оценивают потери теплоты от лучеиспускания стенок двигателя Сл» от неполноты сгорания Сн. о и погрешности при определении составляющих теплового баланса.
В табл. 15.2 приведены данные по тепловому балансу дизельного двигателя.
297
Таблица 15.2. Тепловой баланс дизелей при полной нагрузке
Составляющие баланса Количество теплоты, %, Для двигателей
без наддува с наддувом
Теплота, эквивалентная эффективной работе 30—40 35—43
Теплота, теряемая в охлаждающую жидкость (во да+масло) 20—30 10—20
Теплота, теряемая с выпускными газами 25—40 30—50
Остаточный член баланса 1—8 1—8
Распределение теплоты QT по различным потокам зависит от типа двигателя, степени нагрузки, быстроходности, размеров цилиндра, способа охлаждения и других факторов. При форсировании двигателя путем наддува или повышением частоты вращения теплота QT, вводимая в двигатель за единицу времени, увеличивается. При этом уменьшаются потери в охлаждающую среду до 10—20 % и возрастает до 40—50 % доля теплоты, уносимой с отходящими газами. При наличии газотурбинного наддува такое перераспределение потерь теплоты является желательным, так как позволяет получить большую мощность от газовой турбины вследствие более высокого теплосодержания отработавших газов.
Повышение степени сжатия и увеличение размеров цилиндра также вызывают перераспределение теплоты. Доля теплоты, теряемой с отработавшими газами, возрастает. С увеличением S/D потери теплоты через цилиндровую втулку возрастают, а через крышку и поршень —уменьшаются.
По мере уменьшения нагрузки снижается и падает до нуля при холостом ходе, соответственно возрастает доля остальных членов теплового баланса: (?Охл> Qb. г» Qoct-
Утилизация тепловых потерь двигателя может повысить общий КПД судовой дизельной установки на 6—8 %. Часть теплоты, теряемой с выпускными газами, используется в системе газотурбинного наддува, однако и после выхода из турбины газ обладает достаточно высокой температурой (250—400 СС), что позволяет осуществить реализацию содержащейся в газах теплоты в утилизационных парогенераторах. В одноступенчатых парогенераторах вырабатывается пар с давлением 0,3—0,7 МПа, который используется на промысловом судне для технологических целей в рыбном цехе и для бытовых общесудовых нужд.
По опытным данным количество пара, кг/(кВт ч), которое можно в этом случае получить, в двухтактных двигателях составляет 0,33—• 0,41, в четырехтактных 0,53—0,60.
Теплота, содержащаяся в охлаждающей воде, в настоящее время используется в вакуумных испарителях.
298
§ 15.16. Основы расчета процесса газообмена двухтактного двигателя
На очистку цилиндра от отработавших газов и заполнение его свежим зарядом в двухтактном двигателе при одинаковой частоте вращения уходит значительно меньше времени, чем в четырехтактном.
В четырехтактном двигателе на процессы газообмена отводится более двух тактов, что составляет 420—480° ПКВ. В двухтактном двигателе на выпуск и продувку отводится часть ходов расширения и сжатия, или примерно 130—150° ПКВ. Кроме того, движение воздуха и газов в процессе выпуска и продувки является неуста-новившимся. Характер изменения давлений и скоростей газов зависит не только от скорости поршня и проходных сечений, но и от длины и формы трубопроводов, а также от колебательных процессов в выпускной системе. Все это значительно усложняет расчеты по газообмену двухтактного двигателя.
При разработке конструкции двухтактного двигателя геометрические параметры продувочно-выпускной системы, число и расположение окон, фазы газораспределения и профиль кулачков выбирают на основе данных уже выполненных однотипных двигателей. При этом обязательна последующая экспериментальная доводка органов газораспределения. Для ускорения доводки двигателя широко применяют исследования процессов газообмена на статических и динамических прозрачных моделях.
В теоретическом расчете процессов газообмена по известным из термодинамики формулам истечения газов с допущением установившегося движения определяют необходимые сечения органов газораспределения с учетом оптимальной скорости движения газов. Критериями совершенства газообмена в двухтактном двигателе являются: коэффициент продувки <рпр, коэффициент остаточных газов уг, коэффициент наполнения г]н, давление продувочного (наддувочного) воздуха ps (рк).
Коэффициент продувки представляет собой отношение массы воздуха, поступившего в цилиндр за цикл, к массе воздуха, остающегося в цилиндре в составе заряда к началу сжатия. Коэффициент продувки судовых дизелей лежит в пределах 1,45—1,65. Меньшие значения характерны для прямоточных, а большие —для контурных схем газообмена.
Существует также понятие удельного расхода воздуха gs, представляющего собой отношение массы воздуха, поступившего в цилиндр за цикл, к эффективной цилиндровой мощности. Для двухтактных малооборотных двигателей ga = 8,84-10,8 кг/(кВт-ч). Эта величина дает возможность судить о непосредственных затратах воздуха на продувку.
Определение коэффициентов наполнения и остаточных газов было дано в § 15.4 и 15.5. Следует отметить, что в двухтактных двигателях величина уг зависит от схемы продувки; в прямоточной у, = 0,044-0,08; в петлевой фирмы МАН уГ = 0,084-0,09; в петлевой
299
Ри
Рис. 15.11. Процессы выпуска и продувки двухтактного двигателя
фирмы «Зульцер» уг = 0,09-4-0,12; в поперечной уг ~ 0,12-4-0,14. Снижение параметров <рПр, Yr> Ps и повышение т]н уменьшает мощность, затрачиваемую на сжатие продувочного воздуха.
Процесс выпуска в двухтактных двигателях условно разделяют на три фазы. Во всех схемах продувки сначала открываются выпускные окна или клапаны, и давление в цилиндре снижается от величины рь до некоторой величины рц, соответствующей началу открытия продувочных органов (рис. 15.11). Этот период Ьт называют первой фазой—свободный выпуск (предварение выпуска). Истечение газа из цилиндра происходит под влиянием разности давлений рь > рг.
Начало второй фазы соответствует моменту открытия продувочных окон (точка tn). Эта фаза называется продувкой или принужденным выпуском. Она продолжается по диаграмме от точки т до точки т', т. е. до момента закрытия продувочных окон при восходящем ходе поршня от НМТ к ВМТ. Во время этого периода отработавшие газы вытесняются из цилиндра и он заполняется воздухом.
Третья фаза может быть двух видов. Если конструктивная схема продувки такова, что сначала закрываются продувочные окна при еще открытых выпускных, то третья фаза представляет собой
выпуск после продувки (линия т'а). В этом случае через выпускные окна из цилиндра уходит часть заряда. Если же сначала закрываются выпускные органы (например, золотники в выпускном тракте), то третья фаза будет фазой дозарядки. В этом случае в цилиндр через продувочные окна поступает добавочное количество воздуха. При расчете процесса газообмена давления ps, рц и рг за период продувки принимают постоянными.
При данной разности давлений количество вытекающего газа будет пропорционально площади сечения окон и времени их открытия. Увеличение живого сечения окон и уменьшение скорости движения поршня будут способствовать лучшей очистке цилиндра от газов и лучшему заполнению его свежим воздухом, а уменьшение размеров окон и увеличение быстроходности приводит к обратным результатам.
Так как в процессе газообмена нн высота окон, ни время их открытия, взятые в отдельности, не могут служить характеристикой их пропускной способности, то в теорию ДВС вводится понятие «время — сечение». Время — сечение — это сумма произведений мгновенного значения площади проходного сечения окна на время 300
открытия этого сечения. Время —сечение имеет единицу измерения: произведение площади проходного сечения на время открытия (см2 с).
Сущность расчета продувки состоит в том, чтобы определить теоретически необходимое время — сечение для прохождения газов при определенных давлениях и скоростях. Теоретическое время — сечение подсчитывают отдельно по фазам: для предварения выпуска, принужденного выпуска во время продувки и для продувки. Полученные значения теоретического время —сечения сравнивают соответственно по фазам с располагаемым время — сечением, которое находят на основании предварительно выбранных размеров окон и скорости поршня. Отношение теоретически необходимого время — сечения к располагаемому должно быть близко к единице, в противном случае вводят необходимые поправки в запроектированные размеры окон.
§ 15.17. Диаграммы время—сечение
Располагаемое (действительное) время —сечение подсчитывают графически с помощью диаграмм изменения площади проходных сечений выпускных и продувочных органов в зависимости от угла поворота кривошипа или в зависимости от времени, с.
Предположим, что в нижней части цилиндра имеется т прямых или косых окон с постоянной шириной bt мм, каждое. Тогда общая ширина всех окон В = mb будет также постоянной, а изменяться будет только высота окон в зависимости от положения поршня в цилиндре (рис. 15.12).
Поршень в двухтактных двигателях помимо своего основного назначения выполняет важную функцию, открывая и закрывая
301
окна в стенке цилиндра и изменяя их проходное сечение. Чтобы знать положение поршня в цилиндре, можно воспользоваться уравнением пути поршня в зависимости от угла поворота кривошипа. В технической механике с достаточной для практики точностью это уравнение выводится из предположения, что коленчатый вал вращается равномерно. Уравнение имеет следующий вид:
х = R (1 —cos ф) —0,5X7? sin2 ф,
где х — путь, пройденный поршнем при повороте кривошипа на угол <р; R —радиус кривошипа; X — R/L; L —длина шатуна; R (1 —cos (р) — путь поршня при L — оо; 0,5X7? sin2 ф — поправка на конечную длину шатуна.
На рис. 15.12 справа показана зависимость пути поршня от угла ф на один оборот.
Пусть х0 — ход поршня от ВМТ до начала открытия окон; угол поворота кривошипа соответственно ф0. Если в произвольный следующий момент при угле поворота кривошипа фх ход поршня будет хх, то высота открытия окон будет hx = хх —х0. Проходное сечение окон в этот момент Fx = Bhx — В (хх —х0), т. е. оно будет пропорционально изменению хода поршня от начального значения х0.
По оси ординат (рис. 15.12) отложен путь поршня, а так как сечение окон пропорционально изменению пути поршня, то ось ординат в другом масштабе может представлять также и сечение.
Время поворота кривошипа т пропорционально углу ф и зависит от частоты вращения п. За одну минуту кривошип повернется на 360° п, а за одну секунду 360/60 = 6л°. Значит, время поворота на один градус соответствует 1 /6/1, с, а время поворота т, с, на ф градусов равно т = ф/6п.
Таким образом, изменив масштаб, можно на оси абсцисс градусы поворота кривошипа ф заменить на время поворота т. Тогда площадь диаграммы будет представлять время —сечение (см. рис. 15.12). Пусть точка 1 соответствует началу открытия окон и положению кривошипа фо, точка х — высоте открытия окон hx и углу фх.
На основании изложенного площадь 7—Г—х—1 в определенном принятом масштабе графически представляет время — сечение окон с начала их открытия до рассматриваемого момента фх. Так как точка 2 соответствует положению поршня в НМТ, а точка 3, расположенная симметрично точке 7, — моменту закрытия окон, то вся заштрихованная площадь 7—3—2—1 в масштабе представляет общее время — сечение от начала открытия окон до их закрывания при восходящем ходе поршня.
Аналогично можно графически представить время —сечение клапана. Известно, что проходное сечение пропорционально подъему клапана h. Поэтому, если известна зависимость подъема клапана от угла ПКВ, т. е. h = f (ф), можно построить кривую подъема клапана графически. По оси ординат откладывают подъем клапана/г, а по оси абсцисс угол ф. Подсчитав для ряда значений ф площадь проходного сечения, строим затем зависимость fKn = f (ф), по которой и может быть подсчитано время —сечение выпуска.
302
Для построения диаграммы время — сечение необходимо иметь график перемещения поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала. Такой график можно построить, предварительно подсчитав путь поршня аналитически, но проще воспользоваться бицентровой диаграммой Брикса.
Построение диаграммы целесообразно выполнять следующим образом. В выбранном линейном масштабе вычерчивают схему рабочего цилиндра с указанием высоты выпускных hx и продувочных Л2 окон (рис. 15.13). Правее в том же масштабе описывают полуокружность радиусом R — 0,5S таким образом, чтобы она касалась линии уровня кромки днища поршня при положении его в НМТ. Далее
Б
Рис. 15.13. Построение диаграммы время—сечение для контурной продувки
откладывают вниз от центра О в масштабе чертежа величину поправки
00' = R2/2L.
При проектировании нового двигателя длину шатуна L находят из соотношения % = R/L, которое выбирается по аналогии с выполненными двигателями. Тогда поправку Брикса можно представить так:
00' = RRI2L = RKI2.
Поправка 00' дает возможность учесть влияние конечной длины шатуна на путь, проходимый поршнем в цилиндре.
Проведя горизонтальную линию на уровне верхней кромки выпускных окон до пересечения с полуокружностью в точках 1 и Г и соединив их с новым центром О', находят полный угол поворота кривошипа q>lt соответствующий фазе открытия выпускных окон. Выпускное окно откроется за <р/2 ПКВ до НМТ и в силу симметричности фаз закроется после НМТ тоже через <рх/2 ПКВ. Из нового центра О' описываем дугу произвольным радиусом г, она нужна для удобства деления угла на равное число частей (можно обойтись и без этой вспомогательной дуги, если делить угол транспортиром). Обычно делят угол <рх/2 на четыре-пять равных частей. Точки деления
303
на вспомогательной дуге соединяют с центром О', и радиусы продолжают до пересечения с основной полуокружностью. Точки пересечения нумеруют /, 2, 3 и т. д. Следует заметить, что ввиду поправки 00' дуги основной полуокружности, отсекаемые радиусами, будут неравными.
Чтобы построить путь поршня от точки 1 до точки Г, выбираем произвольный отрезок I, который в масштабе (1 см длины равен К градусов) будет выражать время поворота кривошипа на угол Середина этого отрезка соответствует НМТ, движение идет по стрелке Б. Разделим половину отрезка I на такое число равных отрезков, на какое был разделен угол ср/2 на диаграмме Брикса. Точки на отрезке соответственно пронумеруем.
Далее, восстановив перпендикуляры до пересечения с горизонтальными линиями, проведенными от одноименных точек основной полуокружности бицентровой диаграммы Брикса, получим точки 1, 2, 3, 4, расположенные на кривой пути поршня в зависимости от угла поворота кривошипа. Теперь соединим эти точки плавной кривой. Правая половина кривой строится аналогично ввиду симметричности диаграммы. Общая площадь диаграммы (/ — НМТ — Г — /), ограниченная кривой пути поршня и горизонтальной прямой 1—Г будет в масштабе выражать время —сечение выпускных окон.
Проведем горизонтальную линию от верхней кромки продувочного окна й2 Д° пересечения с кривой пути поршня. В точках аа' восстановим перпендикуляры до пересечения с горизонтальной прямой /—Таким образом, диаграмма разделилась на четыре участка (/, //, // + ///, IV), каждый из которых выражает время — сечение определенной фазы газообмена. В точке I начинают открываться выпускные окна, что соответствует началу первой фазы (предварению выпуска), которая заканчивается в момент открытия продувочных окон (точка а).
Площадь / в масштабе представляет располагаемое время — сечение выпуска до начала продувки. Допустим, что площадь I равна Fu см2, а путь поршня и угол поворота кривошипа отложены в следующих масштабах: по оси ординат 1 см длины чертежа равен S, см, хода поршня; по оси абсцисс 1 см равен <pj/Z К градусов, или в секундах, 1 см = К/6.
Если учесть постоянную ширину выпускных окон по окружности цилиндра Bi, см, то масштаб для выпускных окон, см2-с,
для продувочных окон нужно взять их ширину В2 и т2 = B2SKI$n, тогда располагаемое время — сечение первой фазы — выпуска — до начала продувки Лт, см2-с, будет А[ = Fim1. В точке а открываются продувочные окна и после НМТ в точке а’ они закрываются; следовательно, площадь // представляет графически в масштабе располагаемое время — сечение продувки
Дц = F 2т2.
304
За время продувки выпускные окна продолжают оставаться открытыми и их время —сечение в масштабе графически представляется суммой площадей II и 111. Обозначим сумму площадей II и III через F3, тогда располагаемое время — сечение на выпуск во время продувки будет Аш = F3m3.
После продувки в рассматриваемой схеме имеется фаза потери заряда, вре^мя —сечение этой фазы (площадь IV) будет равно время — сечению первой фазы выпуска до начала продувки (площадь 7):
А [V = Fim1.
В предварительных расчетах для современных двухтактных дизелей высоту и ширину окон принимают:
— выпускных Aj « (0,16-4-0,25) S; Вх ж (0,204-0,35) jiD;
— продувочных h2 (0,084-0,13) S; В2 ~ (0,254-0,40) jiD.
§ 15.18. Особенности рабочего процесса двигателя с наддувом
Наддув как двухтактного, так и четырехтактного двигателя не изменяет существа рабочего цикла. На индикаторной диаграмме (рис. 15.14, а) сплошная линия показывает протекание рабочего процесса без наддува, а штриховая линия иллюстрирует цикл с наддувом.
Рис. 15.14. к сравнению рабочих процессов
В двигателе без наддува процесс наполнения происходит ниже атмосферной линии (см. рис. 15.3) и работа наполнения отрицательна. При наддуве работа наполнения положительна, так как процесс протекает выше атмосферной линии (рис. 15.14, б), что обусловлено наличием нагнетателя. В результате изменения характера наполнения в двигателе с наддувом за счет увеличения цикловой подачи площадь индикаторной диаграммы, которая представляет собой индикаторную работу цикла, получается больше, чем в двигателе без наддува. Увеличение площади индикаторной диаграммы повышает значение pit а следовательно, и мощность двигателя.
Методика теплового расчета двигателя с наддувом та же, изменяются только начальные параметры рабочего тела. Давление и
305
температура входящего в цилиндр воздуха повышаются, так как возд5 х сжимается в нагнетателе.
У четырехтактных двигателей коэффициент остаточных газов уг практически понижается до нуля, так как при наддуве осуществляется продувка камеры сгорания воздухом повышенного давления.
Степень наддува ун зависит от форсировки двигателя по ре:
“ Рек!Pei
где рец — среднее эффективное давление при наддуве; рв — среднее эффективное давление без наддува.
По значению ре двигатели подразделяются на три категории со следующими степенями наддува:
Ре, МПа
Четырехтактные Двухтактные
Умеренная.................
Повышенная ...............
Высокая ..................
0,7—1,2
1,3—2,0
2,1—3,0
0,6-0,8 0,9—1,2
1,4—1,6
Максимальное значение степени наддува ограничивается тепловой и механической напряженностью двигателя. Увеличение механических нагрузок при наддуве обусловлено ростом давлений в конце сжатия рс и сгорания pz.
Чтобы не утяжелять конструкцию, уменьшают степень сжатия у двигателей с наддувом. У дизелей степень сжатия снижается до е = 114-12, что при условии ограничения давления позволяет сохранить постоянной степень повышения давления и тем самым избежать резкого ухудшения экономичности. Дальнейшее снижение степени сжатия невозможно из-за ухудшения пусковых качеств двигателя.
Для надежного пуска дизелей давление в конце сжатия при пуске должно быть не менее 2,5—2,6 МПа. В современных дизелях с наддувом давление в конце сжатия находится в пределах 3,5—6 МПа и более.
В связи с невозможностью уменьшить 8 ниже 11 для снижения рг прибегают к уменьшению угла опережения впрыска. Снижение степени сжатия и уменьшение угла опережения впрыска топлива приводит к растягиванию процесса сгорания и уменьшению индикаторного КПД. Однако эффективный КПД двигателя с турбонаддувом обычно увеличивается.
Так как л« = Л«Лм, 10 Ле зависит от двух сомножителей, из которых уменьшается, а т]м увеличивается. Увеличение т]м при газотурбинном наддуве объясняется уменьшением доли механических потерь в общей работе двигателя. В настоящее время значение механического КПД в четырехтактных двигателях с наддувом достигает 0,85—0,95.
Как неоднократно указывалось, теплонапряженность — один из факторов, определяющих предел форсирования двигателя за счет наддува. При умеренном наддуве теплонапряженность двигателя может быть сохранена почти такой же, как у двигателя без наддува. При более высоком наддуве теплонапряженность двигателя возрастает и может превзойти допустимые пределы. Основное средство 306
снижения теплонапряженности при высоких значениях р„ — уменьшение начальной температуры цикла Та, увеличение коэффициента избытка воздуха а, уменьшение тепловых потерь.
Снижение начальной температуры рабочего цикла достигается введением охлаждения воздуха после нагнетателя, а также продувкой камеры сгорания при достаточных коэффициентах избытка продувочного воздуха. Охлаждение наддувочного воздуха обусловливает увеличение массового заряда цилиндра, а тем самым и соответственное повышение мощности двигателя. Опытные данные
показывают, что мощность
Рис. 15.15. Схема хвостовой части расчетной совмещенной диаграммы
двигателя с охлаждением воздуха увеличивается примерно на 3 % на каждые 10 °C снижения температуры воздуха. Обычно охлаждение воздуха применяют при рн >0,14 МПа, т. е. когда
Рис. 15.16. Схема хвостовой части индикаторной диаграммы четырехтактного двигателя с газотурбинным наддувом
температура воздуха за нагнетателем выше 55—60 °C. С увеличением давления наддува эффективность промежуточного охлаждения возрастает.
На температурный режим двигателя кроме понижения температуры поступающего воздуха оказывает влияние продувка камеры сгорания и цилиндра. У двухтактных двигателей повышается коэффициент продувки, а у четырехтактных — продувка камеры сгорания происходит за счет увеличения фазы перекрытия (рпер клапанов, которая достигает 90—150° ПКВ. При этом добавочное воздушное охлаждение понижает температуру поршня и других деталей. Кроме того, улучшается очистка камеры сгорания от остаточных газов, что способствует увеличению коэффициента наполнения рабочего цилиндра.
Рассмотрим рабочий процесс двигателя с наддувом на совмещенной диаграмме (рис. 15.15), на которой представлена совместная работа поршневого двигателя, газовой турбины, компрессора и охладителя наддувочного воздуха в координатных осях pV.
Точка 1 соответствует началу поступления воздуха в компрессор К из атмосферы (машинного отделения) с начальными параметрами ро и То, расчетное значение которых составляет 0,1013 МПа и 293 К.
307
В зависимости от степени наддува воздух из компрессора выходит с параметрами рк = 0,144-0,22 МПа и Тк = 3404-415 К в двухтактных двигателях и рк = 0,134-0,30 МПа и Тк = 3254-370 К — в четырехтактных. Давление наддувочного воздуха рк = 0,13 МПа, как правило, является граничным. При меньшем рк воздух направляется непосредственно в ресивер двигателя, что соответствует точке 2 диаграммы. При большем рк воздух охлаждается в водяном холодильнике X, где его давление снижается на величину Дрк = = рк—Рк. Это снижение составляет 0,002—0,004 МПа. Участок 2—3 диаграммы соответствует отводу теплоты с охлаждающей водой из охладителя, а точка 3 — параметрам заряда в начале сжатия в рабочем цилиндре.
На участке 7—8—9 (участок 4—5—6 принадлежит верхней части диаграммы, которая на рисунке отсутствует) диаграммы происходит подвод газов к турбине Т через систему выпускного тракта. Параметры газа перед турбиной соответствуют точке 9 и характеризуются значениями рт = 0,124-0,28 МПа, Тт = 5654-750 К. На участке диаграммы 7—8 происходит отдача теплоты Q? газами, а на участке 8—9 происходит подвод теплоты причем в теоретических расчетах для упрощения принимается Q'z = Q'"-
На участке 9—10—1 происходит расширение газа в турбине и отвод его из турбины при параметрах рб = 0,1044-0,107 МПа и 7% = = 4904-620 К. На участке 10—1 отводится теплота Q'" от турбины с отработавшими газами в выпускной трубопровод.
На рис. 15.16 изображена схема хвостовой части индикаторной диаграммы четырехтактного дизеля с наддувом. Процесс выпуска газов из цилиндра начинается с момента открытия выпускных клапанов, что на диаграмме соответствует точке 1. Энергию, заключенную в выпускных газах, можно разделить на две части:
е2.
Энергия соответствует энергии расширения газов от давления в точке 1 до давления перед турбиной рг и представляется на диаграмме площадью 1—2—6—1. Ее называют энергией импульса, так как она может быть использована только при организации импульсной системы газотурбинного наддува.
Энергия Е2 соответствует энергии расширения газов в турбине от давления рт до давления ро и представляется на диаграмме площадью 5—2—3—4—5. Эта часть энергии характеризуется относительным постоянством давления (рт = const), температуры и скорости газа перед турбиной в течение всего периода выпуска. Энергия Е2 используется в системах с постоянным наддувом.
Часть кинетической энергии выпускных газов при снижении скорости в коллекторе превращается в теплоту, в результате чего увеличиваются температура и удельный объем газов в коллекторе. Отрезок диаграммы 2—2' показывает это увеличение объема газов на величину ДУ, вследствие повышения их температуры. Следует, отметить, что с повышением давления наддува эффект от использования энергии Ех уменьшается и при достижении рк > 0,2 МПа этот эффект сводится всего к 10—13 %.
308
§ 15.19. Влияние рабочего процесса и других факторов на надежность и ресурс дизелей
Свойства, характеризующие надежность судовых дизелей, регламентируют ГОСТ 13377—67 и ГОСТ 10150—75.
Надежность — свойство судовых дизелей выполнять заданные функции, сохраняя эксплуатационные показатели в определенных пределах в течение требуемого промежутка времени (наработки) при заданных условиях эксплуатации. Надежность является комплексным свойством, включающим в себя такие элементы, как работоспособность дизеля, безотказность, долговечность (ресурс).
Работоспособностью двигателя называется такое его состояние, когда он может нормально выполнять возложенные на него функции в заданных условиях эксплуатации. Она поддерживается техническим обслуживанием, проводимым в соответствии с инструкцией по эксплуатации. Если, например, дизель не развивает предусмотренной паспортными данными мощности, то он неработоспособен (находится в состоянии отказа).
Отказом двигателя называют событие, заключающееся в нарушении его работоспособности или такое его состояние, когда дальнейшая эксплуатация неизбежно приведет к этому нарушению. Отказы разделяются на постепенные и внезапные. Постепенные являются следствием изнашивания, старения, коррозии, усталостных разрушений и других медленных и часто необратимых процессов, вызывающих постепенное изменение свойств деталей и узлов дизеля вплоть до наступления отказа. Внезапные отказы являются следствием случайных причин, которые заранее предвидеть трудно или невозможно.
Соответственно под безотказностью двигателя следует понимать его наработку без отказов, которая обеспечивается совершенством конструкции, качеством изготовления деталей и соблюдением правил технической эксплуатации.
Для некоторых двигателей, например, авиационных, требуется полная безотказность. Такие двигатели после назначенного (как правило, относительно небольшого) времени работы снимают с эксплуатации, независимо от их фактического технического состояния. Стоимость постройки и эксплуатации безотказных двигателей очень высока и естественно, что их нецелесообразно применять в качестве судовых. Судовые двигатели имеют вероятность безотказной работы менее единицы и, следовательно, в процессе их эксплуатации следует исключать обстоятельства, снижающие безотказность двигателя и его долговечность.
Долговечность — свойство двигателя длительно (с плановыми перерывами на ремонт) сохранять работоспособность до разрушения или другого предельного состояния, при котором его дальнейшая эксплуатация становится невозможной.
Продолжительность работы дизеля измеряется календарным временем службы или наработкой.
309
Для судовых дизелей наработка измеряется в часах и связывается с понятием ресурса.
Существует несколько градаций ресурса: непрерывной работы, до первой переборки, до первого капитального ремонта, до полного списания двигателя.
Наиболее характерным является ресурс до первого капитального ремонта, называемый моторесурсом. Такой ремонт связан с взносами коленчатого вала, самой дорогостоящей частью двигателя. Поскольку моторесурс зависит от быстроты износа шеек коленчатого вала, то на его величину оказывает весьма существенное влияние частота вращения. Моторесурс современных мощных малооборотных двигателей достигает 80—100 тыс. ч, тогда как у высокооборотных двигателей он не превышает 4—5 тыс. ч.
Рассмотрим влияние отдельных факторов на надежность и ресурс двигателей.
Качество топлива. Содержащиеся в топливе сера и ванадиевые соединения в процессе сгорания вступают в реакцию S + О2 — SO2. Часть образовавшейся двуокиси переходит в серный ангидрид 2SO2 + О2 = 2SO3, а часть его взаимодействует с пятиокисью ванадия SO2 + V2O5 -> V2O4 + SO3.
С увеличением коэффициента избытка воздуха и давления газа в цилиндре двигателя интенсивность образования SO3 возрастает. Наличие SO3 резко повышает точку росы водяного пара, усиливая образование серной кислоты, которая является исключительно агрессивной средой, способствующей износу (электрохимической коррозии) деталей цилиндропоршневой группы, топливной аппаратуры, газовыпускного тракта и проточной части газовой турбины. Наличие в топливе серы способствует также образованию твердого нагара в цилиндрах и повышенному износу трущихся деталей. Так, например, при увеличении содержания серы в топливе с 0,1 до 1,5 % плотность нагаров возрастает в 16 раз. Пятиокись ванадия V2O5 при температуре выше 650 °C действует как сильно коррозирующий элемент на все металлы, особенно на чугун и сталь. Ниже приводятся результаты испытаний высокооборотного дизеля при различном содержании серы в топливе.
Содержание серы в топливе, % . . . . 0,2
Износ, %:
колец ............................ 100
втулок цилиндров ................. 100
1,2 1,3
320 400
140 180
Одним из наиболее эффективных путей снижения износа и повышения ресурса дизелей является добавление многофункциональных присадок к сернистым топливам в процессе эксплуатации.
Качество смазочного масла. Имея в виду, что основной износ деталей движения происходит в результате трения, можно утверждать: качество смазочных масел играет исключительно важную роль в повышении надежности и ресурса двигателей.
На создание условий жидкостной смазки, при которой между парнотрущимися деталями образуется масляная пленка, оказывают 310
влияние вязкость масла (чем она выше, тем легче образуется пленка); скорость относительного перемещения деталей (чем она выше, тем скорее образуется масляная пленка); шероховатость трущихся поверхностей; давление на перемещающуюся деталь (затрудняет образование масляной пленки); диаметр шейки, размер опорной поверхности подшипника и зазор между трущимися деталями (увеличение диаметра шейки и величины опорной поверхности способствует улучшению условий смазки; размер зазора должен быть оптимальным); количество и процесс подачи масла (масло должно подаваться непрерывно и в достаточном количестве).
В процессе работы двигателя в масло попадают продукты неполного сгорания топлива, серная кислота, вода, механические загрязнения, повышающие износ деталей двигателя. Для снижения вредного действия указанных компонентов необходимо применять специальные присадки, улучшать качество уплотнений и фильтрации масла.
Неустановившиеся и аварийные режимы двигателя. К неуста-новившимся следует отнести режимы пуска, реверса, прогревания и остановки.
Многочисленные исследования показали, что скорость изнашивания двигателя достигает своего наибольшего значения в период пуска, особенно при непрогретом двигателе. В данном случае на износ влияет не только недостаточная смазка, но и благоприятные условия для конденсации продуктов сгорания топлива вследствие недостаточно высокой температуры стенок цилиндра и понижения температуры пускового воздуха в процессе его расширения. Конденсация топлива приводит к электрохимической коррозии стенок.
Из практики эксплуатации дизелей известно:
— износ (на один оборот вала) при пуске в четыре раза выше, чем при номинальном режиме;
— после 24-часовой стоянки пусковой износ в три раза больше, чем после остановки на 3 с;
— один холодный пуск по износу эквивалентен почти 5 ч работы на номинальной мощности. При пуске этого же прогретого двигателя износ эквивалентен только 2,25 ч работы.
Если принять к сведению, что двигатели промысловых судов с прямой передачей на ВФШ реверсируются до 100 и более раз в сутки, то станет понятным значение прогрева двигателя и качества его смазки для увеличения ресурса.
Работа двигателя на неустановившихся режимах характеризуется также изменением во времени температурных напряжений и деформаций деталей ЦПГ, изменением зазоров в сопряжениях. Окончательное разрушение деталей чаще всего происходит именно на этих режимах, когда из-за неравномерного прогревания деталей возникают наибольшие температурные деформации.
Таким образом, для повышения надежности и ресурса двигателя следует применять автоматизированные системы терморегулирования, постоянно поддерживающие двигатель в «горячем резерве». Такие системы применяются на современных судах, например на супер
311
траулерах типа «Прометей». Кроме того, число маневров двигателя при швартовных и иных операциях должно быть минимальным.
Существенное влияние на долговечность двигателя оказывает правильность его эксплуатации при вынужденной работе в аварийном режиме, например при выключении одного или нескольких цилиндров. В этом случае подачу топлива следует уменьшить по сравнению с обычной, а частоту вращения назначить такую, чтобы обеспечить наименьшие вибрации двигателя и устранение или ослабление помпажа турбокомпрессора.
Работа двигателя при перегрузках. При плавании судна во льдах, в штормовых условиях или в режиме буксировки возникает перегрузка, и двигатель может перейти на работу, соответствующую внешней максимальной (заградительной) характеристике. Кратковременная работа по этой характеристике в особых условиях плавания допустима, однако представляет собой определенную опасность и снижает надежность двигателя, так как в этом режиме увеличиваются механические и тепловые напряжения его деталей и узлов.
Глава 16. ОСНОВЫ ДИНАМИКИ ПОРШНЕВОГО ДВИГАТЕЛЯ
§ 16.1. Силы и моменты, действующие в кривошипно-шатунном механизме
В судовых ДВС возвратно-поступательное движение поршня преобразуется во вращательное движение коленчатого вала при помощи кривошипно-шатунного механизма. Силы, действующие в этом механизме, можно разделить на четыре группы.
1. Силы от давления газов на днище поршня Рг, Н, мгновенное значение которых Рг = prF (рг — давление газа в цилиндре двигателя в данный момент времени, Па; F = nD2/A — площадь днища, м2; D — диаметр цилиндра, м). Давление газов изменяется за цикл в широких пределах, от ра до рг, в зависимости от положения поршня и угла поворота кривошипа. Период изменения давлений для четырехтактных двигателей 720° ПКВ, а для двухтактных 360°.
2. Силы тяжести поступательно движущихся частей Рв. Считают, что у тронковых двигателей в поступательном движении участвуют поршень и 0,4 массы шатуна, а у крейцкопфных, кроме того, шток, крейцкопф и ползун. Сила тяжести подвижных частей тронковых высокооборотных двигателей мала по сравнению с другими силами, поэтому ее обычно не учитывают. Однако в крейцкопфных двигателях ею пренебрегать не следует. В любом случае сила тяжести постоянна по величине и направлена вниз. Ее определяют по опытным данным или по чертежам двигателя.
3. Силы трения, которые не поддаются точному теоретическому подсчету и включаются в механические потери двигателя,
312
4. Силы инерции подвижных частей Ри, Н; в общем случае Рн = —Ма, где М — масса поступательно движущихся частей, кг; а — ускорение движущихся частей, м/с2. Знак «минус» указывает, что направление сил инерции всегда противоположно направлению ускорения.
Из технической механики известно, что для центрального кривошипно-шатунного механизма (у которого ось цилиндра пересекает ось коленчатого вала) ускорение поршня а определяется приближенным выражением а = /?со2 (cos ср + X cos 2ср), где R — радиус кривошипа, м; со = ли/30 — угловая скорость, рад/с (п — расчетная частота вращения, об/мин); X — R/L (L — длина шатуна, м); ср — угол поворота кривошипа, отсчитываемый от ВМТ. В этом случае выражение для сил инерции поступательно движущихся частей принимает окончательный вид:
Ра = —MR&2 (cos ср + X cos 2ср). (16.1)
Из этого уравнения следует, что силы инерции поступательно движущихся частей изменяются как по величине, так и по направлению в зависимости от угла ср, причем эти изменения будут периодическими.
Известно, что сила инерции достигает наибольшего значения там, где скорость становится равной нулю и меняет свой знак. Такими положениями для кривошипно-шатунного механизма должны быть мертвые точки. В ВМТ при ср =• 0° выражение (16.1) принимает вид:
ра = _MR^ (1 + X); (16.2)
в НМТ при q> = 180°
ра = — MRco2 (—1 + X) = MRtf (1 — X). (16.3)
Как видно, в ВМТ силы инерции подвижных частей имеют отрицательное и наибольшее абсолютное значение, а в НМТ они положительны и принимают несколько меньшее значение, если иметь в виду, что X — 1/3,5-? 1/5.
Кроме поступательно движущихся частей в двигателе есть вращательно движущиеся части, к которым относится неуравновешенная часть кривошипа и вращающаяся часть шатуна (условно ~60 % 6Ш). Массы этих частей считаются сосредоточенными на оси шейки кривошипа. Так как центростремительное ускорение в этой точке ац — = Rtf, то сила инерции вращающихся частей Рц = —Мц Rсо2, где Л4ц — масса вращающихся частей, кг. Знак «минус» указывает, что эта сила направлена от центра вращения по радиусу кривошипа.
Таким образом, в кривошипно-шатунном механизме работающего двигателя в любой промежуток времени действуют силы от давления газов, силы тяжести и силы инерции поступательно движущихся частей, алгебраическая сумма которых выразится равнодействующей Рд, называемой движущей силой:
-- ± Рг ± Рв ± Рп>
(16.4)
313
Все эти силы, в том числе и движущая, считаются положитель-
ными (знак «+»), если они способствуют движению поршня, и на-
оборот.
Движущая сила действует по оси цилиндра и приложена в центре головного соединения в точке А (рис. 16.1). Разложим равнодей-
Рис. 16.1. Схема сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме
ствующую Рд по правилам механики на две составляющие: Р1П, направленную по оси шатуна, и Рн, направленную перпендикулярно оси цилиндра. Условимся, что угол поворота кривошипа имеет некоторое мгновенное значение ф, а между осями цилиндра и шатуна образуется угол 0. Сила Р1{ ~ — Рд tg Р, которая называется нормальной силой, прижимая поршень поочередно к противоположным стенкам цилиндра, вызывает износ цилиндропоршневой группы в этой плоскости (износ на эллипс).
В крейцкопфных двигателях сила Рн имеет большое значение и передается ползунами крейцкопфа на параллели, что облегчает условия работы цилиндропоршневой группы (см. рис. 1.7, 6). Именно этими обстоятельствами объясняется крейцкопфное исполнение малооборотных двухтактных двигателей.
Сила, действующая по оси шатуна,
Рш = Рд/cos Р, стремится сжать стержень шатуна. Перенося эту силу на ось шейки кривошипа в точку В, разложим
ее по двум направлениям — по радиусу кривошипа и по касательной к окружности, описываемой центром шейки вала. Радиальная сила Рр определяется выражением
Рр = Рш cos (<р + ₽) = Рд
COS (ф + Р) COS Р
Касательная (тангенциальная) сила Рк
PB = Pmsln(<p + P)= P;1 Sln^s+P> . (16.5)
Перенесем радиальную силу Рр по направлению ее действия в центр коленчатого вала О и приложим одновременно к центру вала две взаимно противоположные и равные силы Р'к и Рк, параллельные и равные, в свою очередь, касательной силе Рк. Силы Р’к и Рк на плече R образуют пару сил, момент которой называется крутящим моментом. Этот момент приводит во вращение коленчатый
314
вал и в общем случае Мкр = PKR. Из-за периодического изменения касательной силы величина крутящего момента также будет переменной. Дальнейшее сложение сил Р« и Рр, приложенных к центру вала, дает результирующую силу Р'ш, которая прижимает вал к вкладышам рамовых подшипников.
Раскладывая силу Рш на составляющие Рн и Рд и имея в виду, что угол между силами Р'ш и Рд равен |3, получим, что Р'н — Рн, а Рд = Рд. Из выражения (16.4) следует, что в состав силы Рд входит сила от давления газов Рг, которая имеет абсолютно наибольшее значение по отношению к другим составляющим и поэтому без большой погрешности можно принять Рд ~ Рг. В этом случае силы Рд и Рг, действующие по оси цилиндра, условно равные и направленные в противоположные стороны, будут вызывать растягивающие нагрузки в деталях остова, а при наличии анкерных связей растягивать их.
Равные по величине и противоположные по направлению силы Ря и Рн образуют пару сил с плечом Н. Создаваемый ими момент называется опрокидывающим, так как он стремится повернуть двигатель вокруг продольной оси в сторону, противоположную вращению коленчатого вала. Опрокидывающий момент численно равен крутящему, но направлен в противоположную сторону Мопр = — —Мкр. Опрокидывающий момент передается опорам фундамента, вызывая в них реакции Pi и Р2-
§ 16.2. Диаграммы сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме
Для определения касательной силы при любом значении угла поворота кривошипа в пределах цикла, т. е. от 0 до 720° для четырехтактных и от 0 до 360° для двухтактных двигателей, необходимо построить диаграмму касательных сил, которая наглядно покажет характер и закономерность изменения касательной силы за цикл.
Из формулы (16.5) следует, что касательная сила представляет собой произведение движущей силы на тригонометрическую функцию углов (р и р. Следовательно, для построения кривой касательных усилий предварительно необходимо построить диаграмму движущих сил. Известно [см. выражение (16.4)], что движущая сила равна алгебраической сумме сил от давления газа, силы тяжести поступательно движущихся частей и их сил инерции. Подобное суммирование удобно провести графически, для чего следует все три составляющие силы привести к единице измерения давления газов, Па. В формуле сил инерции это достигается заменой всей массы М движущихся частей массой т, приходящейся на единицу площади поршня tn ~ MIF, где F — площадь днища поршня, м2.
В этом случае формула (16.1) принимает вид
Ри = —mRd)2 (cos ф + X COS 2ф).
315
Массу поступательно движущихся частей, отнесенную к единице площади поршня, можно принять по следующим данным:
Двигатечь Малооборотный: тронковый . крейцкопфным Среднеоборотный Высокооборотныи
кг/ма
2 500—6 000
7 000—13 000
1 500—3 000
250—700
Рис. 16.2. Развернутая индикаторная диаграмма
Силы тяжести поступательно движущихся частей и давление газов, отнесенные к единице площади поршня, обозначим соответственно Рв и рг.
Давление газов на поршень в зависимости от его положения определяется по индикаторной диаграмме расчетного цикла (см. рис. 15.4). Для удобства построения нормальную индикаторную диаграмму развертывают, как показано на рис. 16.2.
Рис. 16.3. Кривая сил инерции поступательно движущихся частей
За ось абсцисс принимают атмосферную линию. Построение выполнено для четырехтактного двигателя, поэтому развертка сделана на четыре хода поршня. Затем следует построить диаграмму сил инерции поступательно движущихся частей (рис. 16.3). Для удобства построения принимают те же масштабы, что и для развернутой диаграммы. Кривая располагается на участке абсцисс (отрезок АВ), который равен одному ходу поршня. Силы инерции поступательно
316
движущихся частей имеют период изменения 360° ПКВ, т. е. один оборот коленчатого вала.
Из точки А, соответствующей ВМТ, откладываем в принятом масштабе вверх отрезок АС, равный силе инерции (отнесенной к единице площади поршня) при ср = 0° ПКВ. Из точки В, соответствующей НМТ, откладываем вниз отрезок BD, равный силе инерции при <р — 180° ПКВ. Из выражений (16.2) и (16.3) следует, что ордината АС имеет знак «минус» и по правилам должна быть отложена вниз от точки А, но для удобства дальнейшего графического суммирования ординат движущей силы и сил инерции следует условно откладывать отрезки АС и BD в противоположные стороны. В точке Е
опускают перпендикуляр, численно равный Зт/?со2Х, и после разбивки прямых CF и FD на равное количество участков проводят огибающую, которая и будет представлять кривую сил инерции.
Производим построение диаграммы движущих усилий (рис. 16.4), которое сводится к простому наложению кривой сил инерции на развернутую диаграмму. Наложение следует производить так, чтобы ордината АС всегда находилась в ВМТ.
Приведенную к единицам давления силу подвижных частей на диаграмму обычно не наносят ввиду ее малого значения: 0,01—• 0,11 МПа. Действие этих сил заключается в том, что при ходе поршня вниз они помогают движению, а при обратном ходе противодействуют. Графически сила тяжести выразится горизонтальной прямой, отстоящей вниз от линии р0 на некотором расстоянии, соответствующем масштабу.
При любом значении угла поворота кривошипа от 0 до 720Q движущая сила Рд будет определяться отрезком ординаты, заключенным между кривой давления газов и кривой сил инерции поступательно движущихся частей. Знак вектора движущей силы устанавливают следующим образом: если вектор Рд совпадает с направлением движения поршня двигателя на данном участке хода, то знак Рд положительный, а если противоположен ему, то отрицательный. При этом начало вектора Рд находится на кривой давления газов, а конец — на кривой сил инерции. Предложенное правило знаков движущей силы справедливо только в том случае, если при опре
317
делении величины касательной силы знак функции [sin (ф 4--г Р) 1/cos |3 не учитывается.
Построим диаграмму касательных усилий для одного цилиндра (рис. 16.5). Масштабы остаются прежними. Умножив значение ординат Ря на отношение [sin (ф + Р) 1/cos р, которое определяется из специальных таблиц (для принятого значения %), получим ординаты кривой касательных сил Рк. Положительные значения касательных сил откладывают вверх от оси абсцисс, отрицательные —
Рис. 16.5. Диаграмма касательных усилий для одного цилиндра
вниз. Касательная сила равна нулю в точках, соответствующих наклону кривошипа 0, 180, 360, 540, 720°, так как в этих точках значение функции [sin (ф + р) ]/cos Р = 0. Касательная сила равна
нулю также в точках пересечения кривых сил давления газов и сил инерции. На промежуточных участках, где направление движущей
силы совпадает с направлением движения поршня, касательная
остальных участках — знак «минус». Соединив концы ординат плавной кривой, получим диаграмму изменения касательных сил для одного рабочего цилиндра за полный цикл.
За весь период от 0 до 720°, соответствующий одному циклу, касательная сила многократно меняет направление (знак) на обратное и
сила имеет знак «плюс», а на
Рис. 16.6. Суммарная диаграмма один раз достигает максимального касательных усилий положительного значения Рк тах.
В дизелях Рктах обыЧНО НаблЮ-дается через 20—30° за ВМТ на ходе расширения (угол фк на рис. 16.5). Изменение касательного усилия многоцилиндрового двигателя
представляется суммарной диаграммой касательных усилий (рис. 16.6), которая для всех цилиндров может быть построена путем суммирования ординат кривых касательных усилий от всех ци-
линдров, сдвинутых по отношению один к другому на угол заклинивания кривошипов ф0, который из условия равномерности вращения коленчатого вала принимают равным ф0 — 36Q/kz.
На рис. 16.6 суммарная кривая построена для одного участка ф0. На остальных участках она будет повторяться. Если построение диаграммы отнести к четырехтактному шестицилиндровому двигателю (фо = 120°), то полная суммарная диаграмма будет иметь шесть таких участков за цикл.
318
Суммарную диаграмму касательных усилий можно превратить в диаграмму вращающих моментов, если по оси ординат откладывать значения вращающих моментов (Мвр = £ pKR) различных значений <р. В этом случае площадь диаграммы, ограниченная кривой, будет изображать работу, которую совершает двигатель за один цикл, так как произведение Мвр(р в общем случае представляет собой работу при вращательном движении.
При разных углах поворота кривошипа полезный крутящий момент двигателя будет различным, а момент сопротивления, который должен преодолеть двигатель, обычно постоянен. Усилие, создающее этот момент, равно некоторому среднему касательному усилию /Ср-
Для определения ординаты среднего касательного усилия необходимо спланиметрировать площадь £ F, ограниченную линией абсцисс и суммарной кривой касательных усилий, разделив ее на длину I диаграммы:
4Р = 2J F/la,
а — масштаб сил, м/Па; I — длина диаграммы, м; F — площадь диаграммы, м2.
В принятом масштабе ординату /Ср наносят на суммарную диаграмму касательных усилий и проводят линию, параллельную оси абсцисс, которую называют линией среднего сопротивления. Определить ординату /ср можно также в зависимости от среднего индикаторного давления
/ср = ptkzln.
Если условно рассматривать суммарную диаграмму касательных усилий как диаграмму вращающих моментов, то площадки, расположенные выше средней линии сопротивлений (на рис. 16.6 заштрихованы), будут пропорциональны избыточной работе движущей силы, поглощаемой маховиком и вращающимися массами подвижных частей двигателя. Площадки, расположенные ниже линии /ср, будут пропорциональны работе, отдаваемой движущимися частями и маховиком в период, когда рк меньше своего среднего значения.
§ 16.3. Неравномерность вращения коленчатого вала и определение главных размеров маховика
Как видно из суммарной диаграммы (см. рис. 16.6), касательные усилия, а следовательно, и вращающий момент двигателя не остаются постоянными, вследствие чего коленчатый вал поршневого ДВС вращается неравномерно. Для оценки неравномерности вращения вала двигателя вводится понятие о степени неравномерности, которая представляет собой отношение разности максимальной и минимальной угловых скоростей вращения к ее среднему значению за цикл
g _ мтах — min ©c₽ *
319
где 6 — степень неравномерности вращения; юср = (tomax ф-4* ®min)/2 —средняя угловая скорость вращения вала, рад/с.
Чем меньше величина 6, тем равномернее вращение вала. Для двигателей разного назначения различна и допустимая степень неравномерности.
Рекомендуемые значения 6 при номинальном режиме работы двигателей лежат в следующих пределах:
Главные двигатели............................................. 1/22—1/30
Вспомогательные дизель-генераторы постоянного тока ........... 1/100—1/150
Дизель генераторы переменного тока ........................... 1/150—1/200
Дизель-генераторы, работающие параллельно .................... 1/250
Неравномерность двигателя может быть значительно уменьшена за счет увеличения размеров маховика и числа рабочих цилиндров двигателя. В дизель-редукторных установках на снижение неравномерности двигателя существенно влияют моменты инерции вращающихся масс передачи: шестерен редуктора и эластичных муфт. Несколько меньшее влияние оказывают моменты инерции валопровода и гребного винта.
Основные размеры маховика зависят от махового момента, необходимого для обеспечения заданной степени неравномерности. Маховой момент определяется из выражения
C»D1 0,1(16.6)
где GM —масса маховика, приведенная к центру тяжести сечения обода (тонкое кольцо), кг; £)м —средний диаметр обода маховика, м; п —частота вращения вала, об/с; А —работа, Дж. Работа А представляет избыточную работу, поглощаемую маховиком и вращающимися массами подвижных частей двигателя (заштрихованные площадки на рис. 16.6). Она определяется как произведение этих площадок на масштаб диаграммы.
Задаваясь по конструктивным соображениям массой, либо диаметром маховика, по формуле (16.6) находят соответственно диаметр или массу. Если решено определять массу, то диаметр следует назначать по наибольшей допустимой окружной скорости обода (для чугуна не более 30—40 м/с, для стали 100—150 м/с). В многоцилиндровых двигателях при Z 12 установка маховика практически не требуется, так как нужная 6 обеспечивается самими вращающимися массами двигателя, в том числе колесом валоповорот-ного устройства. С уменьшением числа цилиндров и номинальной частоты вращения линейные размеры маховика возрастают и достигают относительно наибольших значений в одноцилиндровых двигателях.
Рассчитывая маховой момент дизель-генератора, следует учитывать влияние маховой массы якоря генератора.
320
§ 16.4. Действие сил инерции и их моментов на двигатель
Силы инерции, возникающие в кривошипно-шатунном механизме, не только влияют на величину движущего усилия, но и могут, если они неуравновешены, передаваться на судовой фундамент, вызывая его вибрацию. Сила инерции поступательно движущихся масс, равная
Ри = MR w2 (cos ср + X cos 2<р),
может быть условно разделена на две составляющие: Ри = Ph + Р”, где Pl — MRu? cos ср —сила инерции первого порядка; Ph ~ = MRu2 cos 2<р—сила инерции второго порядка. Силы Ph достигают максимума и минимума за один оборот кривошипа два раза, так как подчиняются закону cos ср, а силы Р„ четыре раза меняют свой знак на обратный, так как подчиняются закону cos 2<р. Нетрудно заметить, что силы второго порядка в 3,5—5 раз меньше сил первого порядка, так как X = 1/3,5-? 1/5.
Кроме указанных сил инерции при работе двигателя возникают центробежные силы инерции вращающихся масс, абсолютное значение которых определяется выражением
Рц-Мц№, (16.7)
где Рц—центробежная сила инерции, Н; Л1ц —масса вращающихся частей кривошипно-шатунного механизма, приведенная к шейке кривошипа, кг.
Величина Мц включает в себя массу шейки кривошипа. Массы рамовых шеек и маховика в величину /Иц не входят, так как их центры тяжести совпадают с осью вращения и возникающие центробежные силы инерции взаимно уравновешиваются. Центры тяжестей всех вращающихся масс, кроме массы шейки кривошипа, не находятся на расстоянии R от оси вращения. Поэтому, чтобы можно было пользоваться формулой (16.7), их условно приводят к центру шейки кривошипа.
Центробежные силы инерции каждого цилиндра направлены от оси вала по соответствующему кривошипу. Чтобы удобнее было рассмотреть действие центробежной силы инерции на двигатель, разложим силу Рц по правилам механики (рис. 16.7) и в результате получим
PJ = Рц cos ср = Л1цР<о2со5ф; (16.8)
Рг = Рц sin (р = Л4цРй)2 sin ср,
где PJ — вертикальная составляющая; Рц — горизонтальная составляющая центробежной силы инерции.
Как видно, обе составляющие — силы первого порядка. Вертикальные составляющие центробежных сил будут суммироваться с силами инерции поступательно движущихся частей, вызывая тряску двигателя по направлению оси цилиндра. Горизонтальные составля
321
ющие стремятся переместить двигатель на фундаменте то к левому, то к правому борту судна или опрокинуть его, если ось вала двигателя не совпадает с опорной плоскостью лап фундаментной рамы.
Силы инерции Pj, P", PJ, Рц создадут также моменты относительно центра тяжести двигателя, причем эти моменты будут действовать в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Плечами этих сил будут расстояния I (рис. 16.8) от осей соответствующих
Рис. 16.8. Схема действия моментов сил инерции на двигатель
цилиндров до вертикальной оси, проходящей через центр тяжести с двигателя. Моменты сил инерции, изменяясь по величине и направлению в зависимости от угла поворота кривошипа, стремятся повернуть двигатель относительно его центра тяжести в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Таким образом, если представить двигатель подвешенным за центр тяжести с (см. рис. 16.8) на идеально прочной нити, то моменты сил инерции и Л4„ будут стремиться раскачать двигатель в вертикальной и горизонтальной плоскостях.
§ 16.5. Исследование уравновешенности двигателей
Рассмотренные в § 16.4 действия сил инерции и их моментов на двигатель с точки зрения эксплуатации являются нежелательными, так как они вызывают тряску двигателя и вибрацию машинного фундамента. Вследствие относительно малой массы двигателя и его фундамента эта вибрация передается корпусу судна. Вибрация корпуса вредна, ибо она является одной из причин аварии трубопроводов, выхода из строя автоматики управления, появления трещин в фундаментах двигателей и в корпусе судна. Кроме того,
322
вибрация оказывает вредное действие на состояние здоровья экипажа.
Избежать полностью или частично этих явлений можно путем уравновешивания двигателя. Одноцилиндровый двигатель уравновесить невозможно, а в многоцилиндровых двигателях определенная степень уравновешенности может быть достигнута. Если возвратиться к рис. 16.8 и мысленно представить, что справа от вертикальной оси, проходящей через центр тяжести на таком же расстоянии /, действует в одно и то же время аналогичная (по величине и направлению) система сил инерции, то очевидно, что моменты этих сил все время будут уравновешивать один другой.
Условия уравновешенности двигателя могут быть сформулированы следующим образом. Для уравновешенности сил инерции и их моментов необходимо, чтобы при любом значении угла <р равнодействующая всех сил инерции и алгебраическая сумма моментов, действующих как в вертикальной, так и в горизонтальной плоскостях, были равны нулю. Уравновешивание может быть достигнуто двумя способами — естественным и искусственным.
Если двигатель уравновешен без применения каких-либо дополнительных устройств, а лишь за счет оптимальных углов заклинки кривошипов, порядка работы цилиндров, выбора кинематических параметров и общей компоновки двигателя, то такое уравновешивание называют естественным.
Если с целью уравновешивания в конструкции двигателя применяются дополнительные устройства (в виде противовесов на щеках коленчатого вала, динамических противовесов на специальных дополнительных валиках, кинематически связанных с коленчатым валом), то такое уравновешивание называют искусственным.
Следует также ввести понятие о внешней и внутренней неуравновешенности двигателя. Указанные ьыше условия уравновешенности (нулевые значения равнодействующих сил инерции и их моментов) относятся к внешней уравновешенности, так как эти условия свидетельствуют об отсутствии внешнего воздействия сил инерции двигателя и их моментов на фундамент и корпус судна. Однако эти же силы и моменты, действуя внутри остова двигателя, нагружают и деформируют его конструкции.
Силы Рц, Рц, Рц нагружают коленчатый вал и подшипники и передаются фундаментной раме. Моменты М\, Л4,,1, Л4Ц стремятся изогнуть вал в плоскости их действия, деформация коленчатого вала воспринимается рамовыми подшипниками (особенно центральными) и фундаментной рамой, в которой они расположены. В итоге в фундаментной раме двигателя, также как и в валу, под действием моментов возникают изгибающие напряжения и деформации. Отмеченное действие сил инерции и их моментов внутри остова двигателя определяет внутреннюю неуравновешенность двигателя.
Независимо от степени внешней уравновешенности двигателя внутренне он всегда остается неуравновешенным
В формулы (16.1) и (16.7) для выражения сил инерции в качестве сомножителей входит масса движущихся частей и частота вращения.
323
Следовательно, чем больше эти величины, тем сильнее их воздействие на остов самого двигателя (внутренняя неуравновешенность) и его фундамент (внешняя неуравновешенность).
Определение неуравновешенных сил и моментов сил инерции можно производить аналитически или графически. Наиболее простой — графический способ, сущность которого сводится к построению многоугольников сил и их моментов в соответствии с правилами механики. Из механики известно, что если многоугольник сил или моментов окажется замкнутым, то, следовательно, равнодействующая равна нулю, а если нет, то результирующая сила или момент будут равны замыкающей стороне многоугольника. Эта замыкающая в принятом масштабе соответствует неуравновешенной силе или неуравновешенному моменту от сил инерции двигателя.
Рис. 16.9. Схема расположения кривошипов
Для пояснения графического метода определения неуравновешенных сил рассмотрим частный случай на примере шестицилиндрового двухтактного двигателя с порядком вспышек 1—6—2—4— 3—5. Угол заклинивания кривошипов будет равен
Фо = 3607Z = 36076 = 60°.
На рис. 16 9 показана схема коленчатого вала двигателя. Ось ZZ представляет след условной плоскости симметрии, проходящей через центр тяжести двигателя. В двигателях с четным числом рабочих цилиндров с достаточной для практики точностью можно считать, что плоскость симметрии проходит через середину средней рамовой шейки. Величины llt 12, ..., /в —расстояния от осей соответствующих цилиндров до плоскости ZZ.
Для удобства построения многоугольников сил инерции поступательно движущихся частей заменим их вертикальными проекциями фиктивных центробежных сил, равными по величине фактическим. Такую замену легко оправдать, если сравнить правые части выражений для Р1и и Р° [см. формулу (16.8)].
Принятая условная замена сил позволяет направить силы Ри всех цилиндров по радиусам соответствующих кривошипов (см. направление силы Рц на рис. 16.7). Силы Рц всех шести цилиндров 324
будут равны, поэтому, принимая любой масштаб, строим многоугольник сил инерции первого порядка (рис. 16.10). В данном частном случае многоугольник будет представлять собой правильный шестигранник, стороны которого параллельны соответствующим кривошипам (схема на рис. 16 9). Векторный многоугольник оказывается замкнутым, так как конец последнего вектора совпал с началом первого и, следовательно, равнодействующая £Р„ от сил инерции первого порядка равна нулю, т е. эти силы для всего двигателя уравновешены
В группу сил инерции первого порядка входят также реальные центробежные силы инерции Рц вращающихся масс, однако строить
Рис. 16.10. Многоугольник сил инерции первого порядка
Рис. 16.11. Многоугольник сил инерции
второго порядка
многоугольник этих сил нет необходимости, так как нетрудно представить, что он будет подобен фигуре, изображенной на рис. 16 10. Таким образом, центробежные силы инерции для данного двигателя будут также полностью уравновешены.
Далее следует перейти к определению результирующих инерционных сил второго порядка Р™. Влияние функции cos 2<р может быть учтено новой условной схемой расположения кривошипов под углом 2<р0 (рис. 16.11). В соответствии с этой схемой строим многоугольник сил Л”, который оказывается замкнутым, а следовательно, F pj,1 = 0. Надо заметить, что порядок сложения векторов безразличен. При неодинаковых вариантах сложения могут получаться многоугольники разной формы, но результат всегда будет один и тот же.
Построение многоугольников от сил инерции М» и Ми также производим по правилам векторной механики. Вспомним, что любой момент М = Р/, действующий в плоскости Н (рис. 16 12), может быть изображен вектором М, перпендикулярным плоскости Н действия пары сил. Направление вектора вверх показывает, что момент положителен (действует по часовой стрелке); если вектор направлен вниз, момент отрицателен. Для того чтобы «уложить» векторы моментов сил инерции в плоскость кривошипа, условно повернем их на 90° против часовой стрелки. В этом случае векторы моментов будут направлены по соответствующим кривошипам
325
Графическое суммирование вектора сводится к построению многоугольников, стороны которых параллельны кривошипам. Для построения многоугольника моментов М„ пользуемся схемой кривошипов первого порядка (угол ф0) (см. рис. 16.9), а для многоугольника моментов Ми —схемой кривошипов второго порядка (угол м. 2ф0) (см. рис. 16.11). Отметим, что при
।1 построении многоугольника моментов сле-
---------------- 7 дует руководствоваться правилом: век-/ Jp-----------#/ торы моментов для колен, расположенных
/ Л -- ______ / слева от плоскости ZZ (см. рис. 16.9),
/ 1 / должны быть направлены от центра по со-
/ ' / ответствующему кривошипу, а векторы
моментов для колен, расположенных
Рис. 16.12. Вектор пары сил справа от плоскости ZZ, —по кривошипу к центру вала. Для удобства использования этого правила в верхней части рис. 16.13 приведены две вспомогательные схемы, указывающие направления векторов моментов. Многоугольник моментов первого порядка (рис. 16.13, а) оказывается замкнутым, и, следовательно, результирующий момент
Ми = 0. Многоугольник моментов второго порядка (рис. 16.13, б) не замыкается, и результирующий момент 2 М„ 0.
Мгновенное значение неуравновешенного момента в определенном масштабе соответствует проекции на вертикальную ось штриховой прямой, соединяющей конец последнего вектора с началом первого. Направление этого момента можно определить поворотом замыкающей стороны многоугольника на угол 90° по часовой стрелке.
Таким образом, с помощью расчета установлено, что в данном двигателе (см. рис. 16.9) все силы и моменты сил инерции, за исключением моментов сил инерции второго порядка, уравновешены.
Табл. 16.1 в общем виде наглядно иллюстрирует уравновешенность различных двигателей. Знак «плюс» обозначает, что данные
326
Таблица 16.1. Относительная уравновешенность различных двигателей
X 5 О 2 с±-” X Схема расположения кривошипа Угол между кривошипами, Ф 1 акт-ность Равнодействующие
1 попядох | II порядок VpJ | М 2Ж ах»1
1 d г 3 с f 0 4 — — +
2 < ! 180 4 + — — +
3 d ? 180 2 + — + +
4 4/.. . 1 „.Да [ 4 72 2 + +
г 4
5 Г" Гу '6 -X J' f 90 2 + + — —
6 .d f 1 5 »Q 12G 4 + + + +
6 — $ X 60 2 + + + —
7 г\/ S f r>fi 4^ 7\ 4 J "2 51° 26' 2 + + — —
Д7
8 U 3fi 4,5 90 4 + + .. + +
8 1 I '\7 4 - 17Л 45 2 + + +
5 7 7
327
силы инерции или их моменты в двигателе уравновешены, а знак «минус» — что они неуравновешены.
Из всех сил инерции, которые могут оказаться в двигателе неуравновешенными, искусственным путем, как правило, уравновешивают только силы Рц. Уравновешивание центробежной силы инерции достигается постановкой двух противовесов, закрепленных на продолжении щек кривошипа. Массу одного противовеса тпр и расстояние его центра тяжести от оси вала г подбирают по конструктивным соображениям (противовесы должны разместиться в картере), соблюдая пропорцию:
2/пПр//пц — R/r,
где т.ц—масса неуравновешенных вращающихся частей.
Уравновешивания сил инерции первого и второго порядков, возникающих от поступательно движущихся масс, достигнуть с помощью противовесов на щеках вала невозможно, так как силы Р\ и Ри действуют только в вертикальной плоскости, а центробежная сила противовесов при вращении вала непрерывно меняет плоскость своего действия. Задачу уравновешивания сил Ри и Pj,1 можно решить путем установки на дополнительных валах двух масс, вращающихся в разные стороны. В этом случае силы инерции, создаваемые специально подобранными массами, будут равны и противоположно направлены силам Р\ и Р„ . Указанный метод применяется крайне редко из-за конструктивной сложности размещения уравновешивающего устройства в двигателе.
§ 16.6. Крутильные колебания валопровода
Каждая судовая дизельная установка, включающая коленчатый вал и промежуточные валы с насаженными на них массами (см.
маций. Допускаем теперь,
рис. 10.3), является упругой системой, в которой возникают крутильные колебания под действием приложенных к ней крутящих моментов. Например, вал 1 длиной I, закрепленный с одного конца, несет на себе массу 2 (рис. 16.14). Если к массе приложить момент Л4кр, то вал окажется скрученным на некоторый угол а, рад. Из технической механики известно, что этот угол, согласно закону Гука, а = MKpl/GJp, где G — модуль сдвига, Па; Jp — полярный момент инерции вала, см4.
Предполагается, что вал будет скручен в пределах упругих дефор-что действие момента мгновенно пре
кратится. В результате упругости вала система станет возвращаться в исходное положение, однако вследствие инерции массы 2
328
она не остановится в среднем равновесном состоянии, а перейдет его, и вал окажется вновь закрученным, но уже в обратном направлении. Упругость вала снова вызовет поворот массы, и она вновь по инерции перейдет через положение равновесия, т. е. процесс повторится.
Таким образом, после прекращения действия момента система начнет совершать колебательное движение с определенной частотой. Колебания происходят лишь под влиянием упругих сил материала вала 1 и момента инерции массы 2, поэтому их называют свободными. Частота свободных колебаний нарушится, если изменить геометрические размеры системы —диаметр вала, его длину, материал или массу. В наших рассуждениях принципиально ничего не изменится, если заделку свободного конца вала заменить значительным сопротивлением (например, насадить на вал гребной винт).
Если к массе 2, укрепленной на конце вала 1 (см. рис. 16.14), приложен момент, величина и направление которого изменяются периодически, то в результате возникают крутильные колебания упругой системы, которые называют вынужденными, а момент, вызывающий их, —возмущающим. Частота вынужденных колебаний будет равна частоте возмущающего момента. Амплитуда вынужденных колебаний (угол а) будет зависеть от величины возмущающего момента. Если от простейшей крутильной схемы перейти к валопроводу судовой дизельной установки, то можно сделать заключение, что, являясь упругой системой, валопровод работающей дизельной установки одновременно подвержен как свободным, так и вынужденным колебаниям.
Если частоты свободных и вынужденных колебаний совпадут, то наступит явление резонанса, при котором суммарная амплитуда крутильных колебаний может достигнуть очень больших значений. Частота вращения, при которой наступает состояние резонанса, называется критической. Работа двигателя на такой частоте сопровождается сильной вибрацией и резкими металлическими стуками. Детали движения испытывают при этом ударные нагрузки, что приводит к повышенному износу. Особенно опасны критические режимы для коленчатых валов. Крутильные колебания могут вызвать местные нагревы вала с появлением цвета побежалости; это объясняется усиленным внутренним трением частиц металла вследствие упругих деформаций кручения. Известны случаи поломки коленчатых и гребных валов, вызванные резонансными колебаниями.
Критическую частоту вращения можно установить расчетным путем или с помощью особого пишущего прибора — торсиографа, позволяющего снимать с работающего двигателя графики крутильных колебаний. При критических оборотах (или близких к ним) амплитуда колебаний резко увеличивается, что и фиксируется на ленте. Правилами Регистра СССР предусмотрено обязательное тор-сиографирование валопроводов дизельных установок вновь строящихся головных судов в целях опытной проверки расчетных данных по свободным и вынужденным резонансным и нерезонансным колебаниям.
329
При отклонении частоты вращения вала от критической в сторону как увеличения, так и уменьшения, явления, сопутствующие резонансу (вибрации, стуки), исчезают. Поэтому наиболее простой способ борьбы с резонансом — изменение частоты вращения двигателей на 5—10 %. Если резонанс наблюдается при номинальных оборотах двигателя, приходится в отдельных случаях изменять размеры элементов валопровода.
Критические частоты вращения и области, близкие к ним, отмечаются на циферблатах тахометров красными секторами и указываются в формуляре двигателя. Обслуживающий персонал обязан знать эти запретные зоны частот вращения. Переходить через критические зоны надо быстро.
Рис. 16.15. Пружинный демпфер
Существуют различные способы борьбы с крутильными колебаниями. Наиболее эффективный метод — применение специальных устройств, называемых успокоителями колебаний, к которым относятся демпферы и антивибраторы.
Демпферы частично поглощают энергию крутильных колебаний и переводят ее в форму тепловой энергии, которая рассеивается или отводится маслом. Демпферы изготовляют самых разнообразных конструкций—сухого трения, вязкого трения, резиновые и пружинные.
Пружинные демпферы (рис. 16.15) получили наибольшее распространение. Корпус 2 демпфера жестко насажен на коленчатый вал 7 двигателя. Массивный обод 4 сидит свободно на корпусе и фиксируется от осевого смещения упорным фланцем 6, привернутым к торцу обода, который соединен с корпусом через пакеты пру-330
Рис. 16.16. Маятниковые антивибраторы: а — с внешними роликами; б — простой; в — с бифилярным подвесом маятников
жин 3, состоящих из нескольких подковообразных листовых пружин, вложенных одна в другую. Пакеты вставлены в гнезда 5, выточенные наполовину в ободе, наполовину в корпусе. От проворачивания они застопорены сухарями /.
При работе двигателя обод стремится за счет инерции сохранить постоянную угловую скорость. Корпус же демпфера будет участвовать в колебаниях вала, т. е. будет отклоняться от постоянной угловой скорости. Следовательно, во время крутильных колебаний пружины будут деформироваться. В результате их деформации и взаимного трения одной пружины пакета о другие будет расходоваться энергия колебаний и амплитуда их уменьшится. Кроме того, установка демпфера изменяет систему крутильных колебаний в целом.
Антивибраторы гасят крутильные колебания коленчатых валов и таким образом смещают явления резонанса в зону нерабочих частот вращения. Широко распространены маятниковые антивибраторы (рис. 16.16). Они, так же как и демпферы, насаживаются ступицей на коленчатый вал двигателя 1. Маятниковые грузы 4 закреплены в корпусе 2 антивибратора при помощи одного или двух пальцев 3 с большим радиальным зазором. Во время колеба
ний корпуса грузы свободно перемещаются в пределах зазора и создают реактивные моменты, парализующие крутильные колебания вала. Грузы подвешивают так, что их собственная частота колебаний нарушается при изменении частоты вращения вала, т. е. маятниковый антивибратор автоматически изменяет свои динамические свойства, настраиваясь каждый раз при переходе скоростного режима на гашение новых колебаний. Антивибраторы иногда называют динамическими гасителями.
Глава 17. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРОЧНОСТНЫХ РАЗМЕРОВ ОТДЕЛЬНЫХ ДЕТАЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ /
§ 17.1. Общие понятия о конструктивном расчете двигателя
При конструировании деталей необходимо, чтобы они выполняли свое назначение, были правильно рассчитаны и обеспечивали требуемую прочность и безопасность работы двигателя. Для обеспечения заданного моторесурса определенные части двигателя должны обладать высокой износоустойчивостью. Расчет деталей двигателя сводится к проверочному расчету их на прочность, в основу которого положены формулы сопротивления материалов.
Проверочный конструктивный расчет можно проводить в следующем порядке:
1) составить расчетную схему детали;
2) определить силы и моменты, действующие на деталь (величину, характер, направление и точки приложения);
3) выбрать материал;
4) по эмпирическим и конструктивным соотношениям, основанным на анализе выполненных и хорошо зарекомендовавших себя конструкций, выбрать предварительные размеры деталей;
5) по расчетным формулам произвести проверочные расчеты и уточнить конструктивные размеры;
6) составить эскизную компоновку деталей, после чего выполнить сборочные, а затем рабочие чертежи.
Основные детали двигателя рассчитывают на напряжения, возникающие от наибольшей силы давления газов Pz. В некоторых деталях и узлах наибольшие напряжения возникают от сил инерции, силы заедания поршня и др. По правилам сопротивления материалов расчетные напряжения не должны превышать допускаемых, которые выбирают в зависимости от применяемых материалов на основании опыта проектирования и напряжений в выполненных двигателях, близких по конструкции и условиям работы к проектируемому. При назначении допустимого напряжения в деталях следует учитывать: условия работы; последствия поломки; трудность замены; возможность возникновения резонанса; характер и последовательность технологии изготовления.
Большинство ответственных деталей двигателя испытывает знакопеременную нагрузку. При установлении допустимых напряжений для этих деталей очень важно учесть все факторы, влияющие на их прочность (в частности, фактор усталости металла).
Из сказанного следует, что если какие-то две детали двигателя предполагается выполнить из одного и того же материала, то это не означает, что при расчете на прочность для них будут приняты одинаковые допускаемые напряжения. В общем случае допускаемое напряжение характеризуется принятым коэффициентом запаса прочности, который представляет собой отношение предела текучести 332
(усталости, временного сопротивления разрыву) к допускаемому напряжению. Коэффициент запаса прочности для деталей ДВС колеблется от 1,3 до 8,0.
§ 17.2. Тепловая напряженность двигателей
Кроме механических нагрузок детали цилиндропоршневой группы, соприкасающиеся с продуктами сгорания (крышка, цилиндровая втулка, поршень, кольца, клапаны), испытывают значительные тепловые нагрузки. В результате в них возникают температурные напряжения, деформации, создаются определенные условия, ухудшающие смазку трущихся поверхностей и способствующие износу или отложениям нагара и накипи. Тепловое состояние цилиндропоршневой группы, таким образом, определяет работоспособность и надежность этих деталей в эксплуатации и обозначается термином теплонапряженность двигателя.
Физическую сущность тепловых напряжений, возникающих в металле под влиянием разности температур, можно понять, если рассмотреть плоскую стенку, с одной стороны нагреваемую, а с другой — охлаждаемую. Более нагретые верхние слои стремятся расшириться по отношению к нижним, а нижние слои оказывают сопротивление верхним, вызывая в них напряжения сжатия, и сами при этом растягиваются. Под влиянием возникающих противоположных по знаку напряжений стенка деформируется.
Теплонапряженность характеризуется удельной тепловой нагрузкой q, которая представляет собой количество теплоты, передаваемой через 1 м2 поверхности (цилиндра, крышки, поршня) в течение одного часа.
Определяющими параметрами теплонапряженности служат температура стенок камеры сгорания и температурные перепады в стенках. Например, для втулки температура зеркала цилиндра определяет состояние масляной пленки, условия смазки и износа, а температурные перепады и средние температуры по толщине стенки, высоте втулки и ее окружности —тепловые напряжения от, деформации и возможность появления трещин. При теоретических расчетах на прочность деталей двигателя, соприкасающихся с продуктами сгорания, тепловые напряжения с достаточной точностью оцениваются выражением от = aqd, где а — коэффициент пропорциональности (в основном зависит от материала стенки); 6 — толщина стенки.
Из формулы следует, что тепловые напряжения нарастают с увеличением толщины стенки. Это логично, так как согласно закону теплопередачи, чем больше толщина стенки, тем больше разность температур на ее внутренней и наружной частях. По этим же законам в случае образования на стенке, передающей теплоту, слоя накипи или иных отложений общий коэффициент теплопередачи от газа к охлаждающей среде уменьшится и тепловая напряженность возрастет.
333
Наличие тепловых сопротивлений, а также различные условия охлаждения и подвода теплоты от газов к разным участкам камеры сгорания приводят к тому, что температура на поверхности стенок камеры оказывается неодинаковой. На рис. 17.1 в виде изотерм показано распределение температур в поршне, цилиндре и крышке.
Температура внешней (огневой) стороны поверхности днища поршня увеличивается от середины к закраинам, достигая на периферии наибольшего значения — приблизительно 600 °C. Неодинаково прогревается металл стенок и по толщине. Температура внутренней поверхности днища не превышает 150 °C.
Большая разница в распределении температурных полей наблюдается у втулки рабочего цилиндра. Здесь температура металла резко падает, главным образом в направлении путей отвода теплоты (в радиальном направлении): на рабочей поверхности, в верхнем поясе, она составляет около 250 °C, а на стороне охлаждения падает до 100 °C. Неслучайно обрывы втулок или появление трещин на них в районе камеры сгорания —сравнительно частые явления в общем числе аварий судовых дизелей.
Наибольшую опасность с точки зрения возникновения «пиковых» тепловых напряжений представляют переходные (неустановившиеся) режимы работы двигателя, характеризуемые резкими изменениями мощности двигателя, частыми пусками и остановками. При реверсах попадание относительно холодного пускового воздуха в горячую камеру сгорания вызывает в ее стенках значительные тепловые напряжения.
Очень важно соблюдать эксплуатационные правила, касающиеся режима охлаждения двигателя после его остановки, когда происходит выравнивание температурного поля поршня за счет передачи теплоты от горячих слоев металла к холодным. В охлаждаемых маслом поршнях перегрев внутренней (охлаждаемой) поверхности днища приводит к коксованию пленки оставшегося масла и образованию нетеплопроводного слоя.
Наиболее распространенный способ оценки теплонапряженности двигателя — по температуре выпускных газов, так как логично предположить, что чем выше температура продуктов сгорания, тем больше тепловая напряженность. Однако теоретически доказано и экспериментально подтверждено, что с уменьшением частоты вращения двигателя, работающего по внешней характеристике, подобная закономерность нарушается. Происходит перераспределение теплового баланса, при котором доля теплоты, передаваемой в стенки, возрастает, а теплоты, передаваемой с газами, —уменьшается. В связи с этим при постоянной цикловой подаче топлива температура газов будет падать, а температуры стенок могут оставаться неизменными или даже возрастать. Некоторое несоответствие между изменениями температуры газов и теплонапряженностью наблюдается на режимах работы двигателя с повышенным сопротивлением движению судна.
Кроме того, являясь величиной, определяющей количество теплоты вне цилиндра двигателя, температура газов по физическому 334
смыслу не может характеризовать изменение температуры стенок
при наличии накипи или нагара на их поверхностях, закоксовании окон или неудовлетворительного состояния топливной аппаратуры.
Универсальным и единственно правильным показателем тепло-напряженности следует считать только температуры стенок, измеряемые в одинаковых точках всех рабочих цилиндров двигателя. Однако в настоящее время подобные измерения, как правило, возможны только при специальных испытаниях. В последние годы на
некоторых автоматизированных дизельных установках созданы контрольно-измерительные системы, позволяющие определять величину
температуры в отдельных точках цилиндропоршневой группы с помощью заделываемых в металл цилиндровых втулок термопар.
Снижения теплонапряженности двигателя достигают за счет увеличения коэффициентов избытка воздуха при горении и продувке, уменьшения толщины стенок цилиндровой втулки, крышки и головки поршня, увеличения интенсивности охлаждения двигателя, улучшения процесса сгорания.
Оригинальный способ снижения теплонапряженности днищ поршней двигателя типа NVD был разработан и внедрен коллективом кафедры ДВС Мурманского высшего инженерного морского училища МРХ СССР 18]. Способ за-
Рис. 17.1. Распределение температур в стейках камеры сгорания дизеля
ключается во взбалтывании масла в герметически закрытой полости головки, которое происходит во время работы двигателя при возвратно-поступательном движении поршня. Как показали исследования, эффект взбалтывания масла, занимающего половину объема
полости головки, оказался значительным: температура в центре днища поршня снизилась с 410 до 260 СС. Многолетняя опытная эксплуатация поршней этих двигателей с предложенным способом охлаждения подтвердила его целесообразность. В настоящее время проблема надежности таких поршней практически решена.
Применение на практике различных мероприятий по снижению теплонапряженности позволяет строить судовые дизели большой мощности с ре =2,5 МПа и выше при вполне удовлетворительных температурах стенок камеры сгорания.
§ 17.3. Расчет втулки рабочего цилиндра
Вставная втулка рабочего цилиндра является весьма напряженной частью двигателя, особенно в верхнем поясе. Втулка испытывает напряжения от максимального давления газов pzt нормальной
335
силы Ря (см. рис. 16.1), а также тепловые напряжения. Фланец (бурт) втулки испытывает дополнительные напряжения от затяжки крышки цилиндра.
Предварительные размеры втулки могут быть приняты по следующим опытным данным (рис. 17.2, a): b = (0,03-j-0,5) D\ с = = (0,024-0,03) D; d = (0,024-0,03) D; е = (0,104-0,15) D; g = — (0,154-0,20) £>. Толщина стенки втулки s в верхней части может быть равной (0,06—0,10) D. Принятую толщину стенки проверяют по суммарному напряжению от растяжения а, равному о = ар + ор, где ар — напряжение от растяжения по направлению радиуса; ор — напряжение от тепловой нагрузки (растяжение внешней стенки).
Рис. 17.2. Расчетная схема втулки рабочего цилиндра
Напряжение ар определяют из уравнения прочности для тонкостенных сосудов
Ор = pJDfls.
Напряжение ор находят по формуле ор = aqs.
Суммарное напряжение о не должно превышать 100—150 для чугунных и 250 МПа для стальных втулок.
Толщина втулки в нижней части берется на 20—30 % меньше расчетной; длина может быть равной (1,8—3,0) D —для тронковых четырехтактных; (2,8—4,25) D —для тронковых двухтактных; (2,5—3,5) D—для крейцкопфных двухтактных дизелей.
Фланец втулки проверяют на напряжения изгиба, растяжения и скалывания, возникающие от силы затяжки шпилек, которую принимают равной
Р, = 1,25а.
4
336
где Df —средний диаметр уплотнительной канавки; 1,25 —коэффициент затяжки шпилек.
Сила Pf приложена в середине уплотнительной канавки. Приложим в опасном сечении х—х в точке 0 (рис. 17.2, б) две равные параллельные и противоположно направленные силы Pf. Силу Pf, направленную вверх (на схеме отмечена двумя черточками), разложим на две составляющие: Рп, направленную перпендикулярно сечению х—х, и Ps, направленную касательно к нему.
После разложения силы Pf на составляющие найдем напряжения, которые возникают в сечении х—х. Напряжения изгиба от пары сил Pja:
Пиз = PfilW.
Напряжения растяжения от нормальной силы Рп\ ор = PJF.
Напряжения скалывания от касательной силы Р3;
т = Ps/F,
где F = nDQh — площадь сечения х—х, м2; W — — момент
сопротивления сечения х—х, м3; £)0 — диаметр центра тяжести сечения х—х, м.
Суммарное напряжение в сечении х—х:
а = V(<*из 4- <7Р)2 + 4т2 < [а],
[а] = 30-4-50 для чугунных и [а] = 60-4-80 МПа для стальных втулок.
Уплотнительная канавка шириной b проверяется на удельное давление:
k == PflftDfb < 40-4-80 МПа.
Опорный бурт фланца шириной с проверяется на смятие:
<80 4-100МПа.
§ 17.4. Расчет крышки цилиндра
Крышка цилиндра — одна из самых напряженных деталей. Во время работы она подвергается сложному напряжению от давления газов, тепловых нагрузок и от силы затяжки крышечных шпилек. Наиболее опасным является сечение 1—I по клапанам (рис. 17.3).
Для расчета крышку рассматривают как свободно опертый круглый диск, на который действуют силы: равнодействующая силы затяжки шпилек Ръ равнодействующая опорной реакции, также равная Р{, и сила от давления газа Pz. Очевидно, что во время работы двигателя сила Рг будет ослаблять опорную реакцию Р/.
337
Таким образом, в рассматриваемом сечении I—I будет действо-' вать изгибающий момент, равный
мт = —Z + - -£-) у - ^-х,
где Z — Du/n — расстояние от рассматриваемого сечения до центра тяжести полукольца диаметром £>ц; у = Dfln —то же, для полукольца диаметром Df, х — расстояние от рассматриваемого сечения до центра тяжести площади полукруга диаметром Р^ = 1,25рглР|/4; Рг = ргя£>?/4.
С достаточной точностью можно принять £>/ ~ D.
Рис. 17.3. Расчетная схема крышки цилиндра
Напряжения растяжения в верхней доске крышки п _____________________ Миз __ Миз^1
Р “ Jx ’
Напряжения сжатия в нижней доске крышки
„ _ Миз___Л1из/2
«еж- >
где Jx — осевой момент инерции сечения крышки относительно нейтральной оси х—х.
Кроме механических, в крышке возникают тепловые напряжения ат, которые рассчитывают по формуле
ат = aqb, (17.1)
где а — коэффициент пропорциональности, для чугуна а = 0,00835, для стали а = 0,02; q—удельная тепловая нагрузка, Дж/(м2-с), 338
q — k (0,071-i-0,186n) pt; k = 1 для четырехтактных и k — 1,7 для двухтактных двигателей; п — частота вращения коленчатого вала, об/с; рг — среднее индикаторное давление, Н/м2; 6 — толщина стенки, м.
Суммарное напряжение в нижней доске а = ас>к + ат. Допускаемые напряжения не должны превышать [а 1 с 150 МПа для чугуна и [о] = 250 МПа для стали.
Шпильки крышки рассчитываются на растяжение. Число их можно принять равным i = (0,24-0,3) D.
Из уравнения прочности
получим формулу для определения внутреннего диаметра резьбы шпильки:
d =
[оР] i *
Для стали 45 [ор] = 604-80 МПа, для специальных сталей [ор] «з < 150 МПа.
Рис. 17.4. Расчетная схема порспня
§ 17.5. Расчет поршня
Основной расчетный элемент поршня — его днище, в котором во время работы возникают напряжения, обусловленные давлением газов и разностью температур внутренней и наружной поверхностей. Поршневое днище принято рассчитывать (рис. 17.4) как свободно лежащую плиту, опирающуюся по окружности среднего диаметра поршня DA и нагруженную равномерным давлением pz. Напряжения в материале при указанных условиях получаются несколько большими, чем в реальном случае закрепления плиты по краям.
Опасное сечение I—I расположено по диаметру. Рассмотрим условия равновесия любой половины плиты. Равнодействующая сила давления Pz будет равна
Р2 = Р2л£>2/4,
а для половины плиты она составит PJ2 и будет приложена в центре тяжести полукруга на расстоянии х от сечения I—I. Равнодействующая опорного давления (реакция) также равна Р2/2, но направлена в противоположную сторону и приложена в центре тяжести полу
339
окружности на расстоянии у от опасного сечения. Таким образом, в диаметральном сечении действует пара сил, создающая изгибающий момент:
Миз = -у-(*/-х).
Известно, что у = DJn, а к — 2П1/Зл, откуда
Д4 ___ Pz Л^Г / Di_______\ __ р DI
из ~ 2 4 \ л Зл / г 24
Момент сопротивления изгибу W в предположении, что днище плоское, равен W = D^/б. Напряжения изгиба
°И, = « (<’».]• (17.2)
Для создания дополнительного запаса прочности в расчетах принимают Dj = D, где D —диаметр цилиндра. Допускаемые напряжения на изгиб [оиз 1 принимают равными для чугуна 50—60, для стали 50—100, для алюминиевых сплавов 50—70 МПа.
Кроме механических напряжений от силы Pz в днище возникают тепловые напряжения, величина которых определяется по формуле (17.1). При расчете поршней из алюминиевых сплавов коэффициент а может быть принят равным 0,00547.
Суммарное напряжение в днище поршня, равное а = сг1{3 + ат, не должно превышать для чугунных поршней 200 МПа, для стальных 400 МПа, для алюминиевых 150 МПа. Из формул (17.1) и (17.2) следует, что с увеличением толщины днища поршня механические напряжения снижаются, а тепловые возрастают.
При проектировании составных поршней ш п и л ь к и, служащие для соединения головки с тронком, рассчитывают на растяжение от максимального значения силы инерции головки и тронка поршня. Диаметр шпилек dUI определяют из уравнения прочности
о = +М
ла'-. Ю64 4
< [Пр],
где М —масса головки поршня, включая охлаждающую жидкость, кг; 7? — радиус кривошипа, м; <о — угловая скорость вращения коленчатого вала, рад/с; X — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна; i — 84-12 —число шпилек; [ар 1 — 60 для стали 35 и
I = 120 МПа для стали 18ХНМА.
Сечение шпилек для случая заедания поршня следует также проверить на прочность. Силу Рь, Н, возникающую при заедании, условно принимают равной
Рь = (100-5-150)-^-.
Расчет на силу Рь проводят только в том случае, если она по абсолютной величине больше силы инерции.
340
Длину тронка LT предварительно определяют в зависимости от хода поршня S. Для малооборотных дизелей £т = (1,34-1,4) S, для высокооборотных LT = (0,84-0,9) S. Принятое значение LT проверяется на удельное давление ky МПа, от нормальной силы по формуле
k =
Рн max 106LTD
< 14
где Рнmax ~ наибольшее значение нормальной силы за цикл, Н (см. рис. 16.1); D —диаметр цилиндра, м. С достаточной для практики ТОЧНОСТЬЮ МОЖНО принимать РНтах « (0,084-0,10) Р2; k « « 0,24-0,4 для малооборотных и k « 0,44-0,7 МПа для высокооборотных двигателей.
Рис. 17.5. Расчетная схема пор-
шневого кольца
Рис. 17.6. Расчетная схема поршневого пальца
Расчет бобышек сводится к определению их длины I и внутреннего диаметра d (см. рис. 17.4). Предварительно принимают I — (0,204-0,27)7) и d = (0,354-40)7). Эти размеры проверяют на допускаемое удельное давление по выражению Рг/10в 2dl k, где k — 354-40 для чугунного или стального поршня при закрепленном пальце и k = 204-35 МПа для поршня из алюминиевого сплава при плавающем пальце.
Поршневое кольцо в сечении I—I (рис. 17.5) в рабочем состоянии проверяют на изгиб:
Л?из о / D . \2 Ф — Л)а л
<*И3 уу Зр \ fa 1 ) — &Р № 1^из1»
где D —диаметр цилиндра, м; h —толщина кольца, м; р —удельное давление кольца на стенку рабочей втулки, вызванное силами упругости.
Для малооборотных двигателей р ~ 0,034-0,06 и для высокооборотных р = 0,064-0,2 МПа; [авз ] = 804-150 для малооборотных и [оив J ~ 1004-200 МПа для высокооборотных двигателей.
341
При надевании кольца на поршень также возникают напряжения изгиба, определяемые по формуле
аиз = 3,5 -104, & - [сгИз]»
(4+*)
где /" = 8h — f — деформация кольца при надевании на поршень, м; f' = 60 —б3 —деформация кольца в рабочем состоянии; 60 = — (0,08-4-0,12) D —зазор в замке в свободном состоянии; = = (0,0054-0,0075) D — зазор в замке в рабочем состоянии.
Высоту кольца принимают в пределах Ь~ (0,75-4-1,2) h.
Поршневой палец рассчитывают на изгиб как двухопорную балку (рис. 17.6), нагруженную равномерно распределенной нагрузкой от силы Pz на участке Z2. Максимальный изгибающий момент в среднем опасном сечении
дд Рг К Рг ^2 Рг / ^2 \
Шиз“ 22 24 2 \ 2 4/’
где Z3 —расстояние между серединами опор пальца, м; /2 —длина втулки верхней головки шатуна, м. Принимают 1г = (1,434-1,36) Z2; /2 = (0,384-0,51) D.
Момент сопротивления сечения пальца W w 0,ld3 при сплошном пальце и U7 « 0,1 (d4 —d4)/d при пустотелом пальце. Предварительно можно принять d = (0,354-0,40) D’, d0 — (0,44-0,5) d.
Напряжение изгиба в пальце „ 1 ^из
- 106 U7 •
Расчетные напряжения не должны превышать для углеродистых сталей 120 и для легированных сталей 180 МПа.
Принятые размеры пальца следует проверить на условие отсутствия выдавливания смазки в головном соединении:
iob/2d ’
где k — наибольшее допускаемое удельное давление в головном подшипнике, которое может быть принято k = 124-20 для баббитовой заливки, k — 204-25 для бронзовых втулок и k — 30-4-60 МПа для игольчатых подшипников. При окончательном выборе размеров поршня их необходимо согласовать с размерами верхней головки шатуна.
§ 17.6. Расчет шатуна
Шатун подвергается действию силы от давления газов на поршень и сил инерции поступательно движущихся частей. Равнодействующая этих сил направлена вдоль оси шатуна и вызывает в нем деформации сжатия и продольного изгиба.
Расчет стержня шатуна (рис. 17.7) начинают с предварительного выбора его размеров, при этом используют конструктивные 342
соотношения шатунов построенных двигателей. Расчетным диаметром dcp стержня является диаметр сечения на расстоянии 0,577 L от центра верхней головки шатуна, так как здесь изгибающий момент наибольший. Предварительно можно принять dcp = (0,254-0,40) D и d0 = (0,204-0,50) dcp, где d0 — диаметр осевого сверления для подачи смазки в головное соединение; D — диаметр цилиндра.
Проверим стержень шатуна на сжатие от силы
Рг
^сж — loVmm IQc}kJ’
где [oCJK] = 554-75 для малооборотных и [осж ] = 754-120 МПа для высокооборотных дизелей.
Рис. 17.8. Расчетная схема верхней головки шатуна
Рис. 17.7. Схема к расчету стержня шатуна
Площадь поперечного сечения /га1п расположена в верхней части стержня, диаметр которого в этой части примерно на 5 % меньше расчетного диаметра dcx>.
Вторая проверка производится на продольный изгиб по формулам Тетмайера: для углеродистой стали окр = 335 — 0,62 L/i, для легированной стали окр — 470 — 2,3 L/i, где окр — ломающее критическое напряжение, МПа; i = J//Cp — радиус инерции расчетного стержня шатуна, м; J — момент инерции этого сечения, м4; L — длина шатуна, м.
По напряжениям подсчитывают критическую силу Ркр = овр/ср. Отношение Pv-plPz == k определяет коэффициент запаса прочности (степень надежности) и составляет для малооборотных дизелей 4,0— 6,5, а для высокооборотных 3,0—4,5.
Верхнюю головку шатуна (рис. 17.8) рассчитывают на напряжение, возникающее от действия силы Ръ или Рв в ВМТ (на большую из них). Эти силы будут соответственно равны Рь = = (1004-150) nD2/4; Ри (вмт> = Л4п/?(й2 (1 + X), где Мп — масса комплекта поршня, кг.
343
Рис. 17.9. Расчетная схема нижней головки шатуна
Предварительные размеры неразъемной верхней головки выбирают по конструктивным соображениям: s = (0,17-5-0,22) d\ l3 = = (0,9-5-1,0) 4; 4 = (1,4ч-1,6) d\ h = (0,25-5-0,30) d.
Первое опасное сечение х—х рассчитывают на растяжение от силы Рь (в предположении, что Рь > Рк (вмт>):
а₽ = То5” "ад*
В зависимости от качества стали [ор] = 30-4-60 МПа.
Второе опасное сечение у—у рассчитывают на изгиб от силы Рь'.
_____ 1 Миз г 1 ииз Юа W ’^изЬ
Изгибающий момент в сечении у—у
М„3 = Р&4/4,
где /2 — расстояние между центрами тяжести сечения х—х, к которому приложены реакции заделки Рь!2.
Момент сопротивления сечения у — у
W = /з/12/6,
[аиз ] = 60-5-90 МПа в зависимости от качества стали.
Нижнюю головку шатуна рассчитывают на изгиб от действия силы Рь в опасном сечении (рис. 17.9) (опасное сечение заштриховано).
Предварительно следует задаться размерами нижней головки по конструктивным соотношениям. Диаметр шейки dK определяют при расчете коленчатого вала. Остальные размеры имеют пропорциональную зависимость от dK. Расстояние между осями шатунных болтов принимают lm = (1,2-5-1,3) dK при двух болтах и /ш — (1,1-5-1,2) dH при четырех болтах. Высоту hx опасного сечения находят расчетным путем.
Головка испытывает изгибающие напряжения:
а э = < [а ]• М = Рь1ш * W =
ииз у/ 1иизЬ •‘К1из 4 > w 6
Подставляя полученные значения в выражение для оиз, получаем
Ръ1щ г , ииЗ - 1^2 1ииз1*
Размер /4 нижней головки выбирают исходя из длины шейки кривошипа. Допускаемое напряжение на изгиб [оиз] < 65 для литых стальных и [оиз] с 100 МПа для стальных кованых головок.
Определяя размеры нижней головки шатуна двигателей трон-кового типа, следует иметь в виду, что при разборке шатун должен 344
проходить через рабочий цилиндр. Следовательно, нижняя головка не должна этому препятствовать.
Шатунные болты рассчитывают на растяжение от суммарного действия сил инерции поступательно движущихся Ри и вращающихся Рц масс при их максимальном значении:
Ри = Ри + Рц.
Величина Рц может быть принята равной примерно 0,8 Ри, которую определяют по формуле Ри = (1 + X), где М —
масса поступательно движущихся частей кривошипно-шатунного механизма одного цилиндра.
В случае, если окажется, что Рь > Ри, за расчетную силу следует принять Рь.
С учетом предварительной затяжки болтов, которая составляет около 35 % расчетной силы, получим расчетное уравнение
где [ор] = 60—90 для углеродистой и [ор] =904-130 МПа для легированной стали; dul — наименьший диаметр резьбы болтов; i — число шатунных болтов.
§ 17.7. Расчет коленчатого вала
Расчет и конструирование коленчатых валов необходимо производить с особой тщательностью, так как вал представляет собой наиболее нагруженную, ответственную и дорогостоящую часть двигателя. Современная тенденция к повышению мощности дизелей приводит к соответственному увеличению напряженности элементов коленчатого вала, поэтому при проектировании необходимо принимать меры к снижению концентрации напряжений, а также к повышению усталостной прочности. Коленчатый вал нагружен силами от давления газов, а также силами инерции поступательно движущихся и вращающихся частей, вызывающих появление значительных скручивающих и изгибающих напряжений.
Сложная конфигурация вала приводит к концентрации напряжений в галтелях, выходах сверлений, местах грубой обработки и т. д.
Расчеты коленчатых валов показывают, что наиболее напряжены галтели сопряжения щек с шейками. Запасы прочности в этих местах имеют обычно минимальное значение. Не следует думать, что указанные напряжения могут быть уменьшены только за счет увеличения радиуса галтелей.
На величину коэффициента концентрации напряжений в галтелях существенное влияние оказывают другие конструктивные параметры вала, например величина перекрытия шеек, диаметр и смещение облегчающего отверстия, бочкообразность отверстий и крутильные колебания, возникающие в судовом валопроводе, которые вызывают дополнительные напряжения кручения. Ниже приведен
345
проверочный расчет коленчатого вала по формулам Регистра СССР и проверка шеек на удельное давление.
Для составления предварительного эскиза коленчатого вала (рис. 17.10) следует воспользоваться конструктивными соотношениями, выработанными практикой судового дизелестроения, часть которых дана в табл. 17.1.
Рис. 17.10. Основные размеры коленчатого вала
Таблица 17.1. Конструктивные соотношения элементов коленчатого вала
Показатель Двигатели
малооборотные высокооборотн ые
Расстояние между осями цилиндров двигателя Ьц Диаметр шейки кривошипа dK » рамовой шейки d$ » сверления в шейке d0 Длина шейки кривошипа LK » рамовой шейки Lp Толщина щеки кривошипа h Ширина » » b Радиус галтели г (1,6—1,8) D (0,6—0,75) D (0,6— 0,8) D (0,4—0,5) d (0,55—1,1) dK (0,40—1,0) dn (0,3—0,35) D (0,9—1,1) D (0,055—0,07) d (1,13—1,4) D (0,57—0,85) D (0,6—1,0) D (0,45—0,6) d (0,50—1,0) dK (0,35—1,0) dp (0,16—0,30) D (0,9—1,5)0 (0,055—0,07) d
Примечание. D -- диаметр цилиндра.
Диаметры шеек стального коленчатого вала в любом случае должны удовлетворять размерам, которые определяются формулой Регистра СССР
d 115/< W (ptI)2 +
где D — диаметр цилиндра, см; S — ход поршня, см; L — расстояние между серединами рамовых шеек, см; <р — коэффициент, при-
346
Таблица 17.2. Значения коэффициента ф
Типы двигателей Число цилиндров
1 2 3 4 5 в 7 8
Двухтактные Четырехтактные 4,80 4,80 4,80 4,80 5,14 5,08 5,47 5,37 5,81 5,67 6,14 5,95 6,48 6,24 6,82 6,53
нимается по табл. 17.2; рг — максимальное давление сгорания, кгс/см2; t — амплитуда удельных тангенциальных сил одного цилиндра; для двухтактных двигателей t — 8,5 + pt и для четырехтактных t — 8,5 4- 0,75 pt (pi — среднее индикаторное давление, кгс/см2);
з/--~-----
Д' = 1/ —2®---
А V 2ов - 44 ’
где ав — предел прочности материала при растяжении, кгс/мм2. Значения ав следует принимать в соответствии с маркой стали, из которой предполагают изготовить коленчатый вал. Эти данные имеются в справочниках. При использовании материала с ав > > 80 кгс/мм2 следует принимать ав = 80 кгс/мм2. Толщина щеки кривошипа вала
h 0,033^7) 1/ .(Л^ + о,4)ргс
1 г b
pz — максимальное давление цикла, кгс/см2; b — ширина щеки, см; с — расстояние от середины рамового подшипника до средней плоскости щеки, см; — коэффициент, учитывающий влияние материала вала, — 1-4-0,82; — коэффициент, принимаемый
из табл. 17.3; г — радиус галтели, см. Значения коэффициента ф2 приведены ниже.
b/d....................... 1,2 1,4 1,6 1,8 2,0 2,2
ф2 ....................... 0,92 0,95 1,00 1,08 1,15 1,27
(bld — отношение ширины
щеки к диаметру вала).
Таблица 17.3. Значения коэффициента фц
r/h с th
0 0,2 0,4 0,6 0,8 1.0 1,2
0,10 0,15 0,20 0,25 3,50 2,90 2,50 2,30 3,50 2,90 2,50 2,30 3,34 2,82 2,41 2,20 3,18 2,65 2,32 2,10 2,88 2,40 2,06 1,90 2,57 2,07 1,79 1,70 2,18 1,83 1,61 1,40
Примечание. Значения r/h <0,1 не допускаются.
347
Величина нагрузки на шейку коленчатого вала определяет условия работы подшипников и срок их службы. Очень важно, чтобы при работе подшипников не происходило выдавливания масляного слоя, разрушения антифрикционного сплава подшипника и ускоренного износа шеек вала.
Поэтому диаметры шеек вала, полученные по формуле Регистра СССР, должны быть проверены на максимально допустимое удельное давление (давление на 1 см2 проекции шейки), определяемое по формулам:
. Pz
— для кривошипных шеек femdX = ;
. mPz
— для рамовых шеек лтах -- £ 1" >
где т 1,25 — коэффициент, учитывающий влияние наиболее нагруженного соседнего кривошипа; £тах < 8-4-12 МПа — для малооборотных двигателей; &тах < 12-4-18 МПа—для высокооборотных двигателей.
Приведенные пределы значений /?тах справедливы для подшипников, залитых баббитом Б83, с толщиной заливки (0,03—0,04) d. В случае, если предполагается применить тонкостенные вкладыши, залитые свинцовистой бронзой с толщиной заливки 0,4—0,6 мм, значение #гаах может быть принято kmaK < 35 МПа.
Если принятые размеры шеек удовлетворяют обоим условиям (требованиям Регистра СССР и удельному давлению), то в дальнейшем коленчатый вал проверяют по формулам сопротивления материалов, рассматривая его как многоопорную балку, нагруженную силами, величина и направление которых изменяются в функции от угла поворота вала.
Для упрощения рассчитывается лишь один, наиболее нагруженный кривошип коленчатого вала, рассматриваемый как абсолютно жесткая балка, лежащая на двух опорах. Расчетные напряжения изгиба при этом получаются несколько выше фактических, что делает расчет более надежным.
Проверку производят в двух опасных положениях: при нахождении расчетного кривошипа в ВМТ и при его повороте на угол qK (см. рис. 16.5), при котором касательная сила достигает максимального значения. При проверочном расчете учитывают действие моментов от суммарных касательных сил соседних цилиндров на расчетный кривошип (с носа и с кормы). Методика расчета вала в двух опасных положениях приводится в руководствах по курсовому проектированию.
§ 17.8. Основы расчета элементов газораспределения
Для уменьшения сопротивления в процессе газообмена впускные и выпускные клапаны ДВС должны иметь наибольшие проходные сечения. Этого можно достичь увеличением диаметра клапана (горловин) d и хода клапана hK (рис. 17.11).
348
Предварительные размеры клапанов могут быть приняты по конструктивным соотношениям. При двух клапанах диаметр клапана d = (0,304-0,35) D, при четырех клапанах d — (0,264-0,34) D; hK == (0,254-0,35) d; d0 = (0,154-0,30) d; 6 = (0,15-4-0,18) d; a =« = (304-45)°; (D — диаметр цилиндра).
Расчетная площадь проходного сечения клапана определяется из уравнения неразрывности потока
fcxi0 = Fcm, (17.3)
где Ci — средняя скорость газа в щели клапана, м/с; f — площадь проходного сечения клапана, м2; i0 — число впускных или выпускных
клапанов одного цилиндра; F — площадь поршня, м2; ст — средняя скорость поршня, м/с.
Из уравнения (17.3) получим
Гг t — (17.4)
с1‘0
Для дизелей без наддува средняя скорость газа лежит в пределах Ci = 304-75 м/с. В выпускных клапанах допускается Ci до 100 м/с.
Для горловины клапана величина f определится выражением f = л (d2 —do)/4, а для щели конического клапана (рис. 17.12) при его максимальном подъеме, с достаточной практической точностью можно считать
f = ndhK cos a. (17.5)
При этом предполагается, что расчетным сечением является боковая поверхность усеченного конуса с образующей ab, перпендикулярной потоку газа.
Определив значение / из выражения (17.4) и задавшись величиной подъема клапана hK и углом наклона рабочей поверхности (фаски) а, по формуле (17.5) найдем диаметр клапана d. Слишком большие значения hK нежелательны, так как при больших hK проходное сечение ограничено площадью горловины, а динамика клапанного привода ухудшается из-за возрастания инерционных усилий.
349
Клапанные пружины кроме обеспечения посадки клапана на гнездо преодолевают силы инерции клапанного привода, стремящиеся оторвать ролик от кулачной шайбы. Подобный отрыв недопустим, так как он приведет к нарушению фаз газообмена.
Диаметр распределительного вала предварительно может быть принят равным (0,20—0,30) D. Участок вала между двумя соседними подшипниками проверяют на изгиб, кручение и допускаемый прогиб. Расчетной является нагрузка на вал, возникающая в момент открытия выпускного клапана.
Для построения профиля кулачной шайбы следует задаться ее диаметром dw из конструктивного соотношения dm = (0,40-4-0,55) D. Затем радиусом гш = dm/2 описываем окружность (рис. 17.12) и, отложив от вертикали углы 0/2, проводим радиусы ОВ и OB'. Угол 0 соответствует углу поворота распределительного вала за полный период открытия клапана. Этот угол принимается по практическим данным. Точка В определяет начало открытия, точка В' — момент закрытия клапана.
От начальной окружности откладываем наибольшую величину подъема клапана, равную hK (при условии равенства плеч приводного рычага-коромысла), и получаем точку Во. Через точки В и В' проводим касательные к начальной окружности (линии ВС и В'С), которые сопрягаем дугой радиуса р, проходящего через точку Во. Величина р может быть взята непосредственно из чертежа. Тепловой зазор I между кулачной шайбой и роликом толкателя учитывается второй окружностью радиусом Гш == гш— I, при / = 0,14-2,5 мм (в зависимости от назначения клапана и типа двигателя). Профиль кулачка соединяем с этой окружностью кривыми ВК и В'К, очертание которых не будет влиять на характер движения клапана.
§ 17.9. Основы расчета топливной аппаратуры
Расчет топливоподающих систем в первую очередь касается выбора основных геометрических размеров топливного насоса высокого давления, соплового аппарата форсунки и топливного кулачка, обеспечивающих получение заданных параметров впрыска. Ниже приводится сокращенный способ определения основных конструктивных элементов топливной аппаратуры.
Главное в расчете форсунки — определение диаметра сопловых отверстий dc (рис. 17.13). Исход-
ным для расчета является выражение, устанавливающее количество топлива gn, г/цикл, приходящееся на одну цикловую подачу:
== Neage/60nv,
где Nen — номинальная мощность цилиндра двигателя, обслуживаемого одной форсункой; ge — удельный расход топлива; пр — номинальная частота вращения распределительного вала.
Рис. 17.13. Схема к расчету форсунки
350
Объем этого количества топлива VT, см3/цикл,
V, = (17.6)
т у 60пРу ' '
где у — 0,854-0,90 — плотность топлива, г/см3.
Объем топлива Ут должен пройти через сопловые отверстия форсунки и попасть в камеру сжатия за определенный заданный промежуток времени и с соответствующей скоростью. Такое условие определится уравнением неразрывности потока Ут — Есистр102, откуда
где Fc — суммарная площадь проходного сечения всех сопловых отверстий распылителя; t»c — скорость истечения топлива; т = = <Рвпр/6п — время впрыскивания; <рвпр — угол впрыскивания (поворот кривошипа за период истечения топлива из форсунки); п — частота вращения коленчатого вала; р = 0,7-^0,8 —коэффициент истечения соплового отверстия.
В двигателях с однокамерным смесеобразованием можно принять vc — 250-7-350 м/с. Выбор угла <рвпр зависит от способа смесеобразования, быстроходности и других факторов. У выполненных двигателей <рВПр = 20-7-38° ПКВ.
Определив из уравнения (17.7) величину Fc и имея в виду, что Fc = fci, где /с = л;^с/4 — площадь проходного сечения одного соплового отверстия, a i = 1-4-12 — число сопловых отверстий, окончательно получим
W.3VFJI.
Диаметр сопловых отверстий в построенных двигателях составляет dc = 0,154-1,0 мм. Угол между осями отверстий находится в пределах 70—45°. Его выбирают в зависимости от формы камеры сгорания.
В форсунках с гидравлическим подъемом иглы последняя поднимается вследствие давления топлива на ее дифференциальную площадку.
Усилие Рф, преодолевающее силу натяжения пружины иглы форсунки Рпр, будет равно
D я М2 — d%) п — 4 Рп»
где рн — давление начала нагнетания, при котором происходит подъем иглы.
Ход иглы составляет 0,2—0,5 мм. Отношение da/dx = 0,74-0,8.
Размеры топливного насоса определяют исходя из величины VT по выражению (17.6).
Если учитывать сжимаемость топлива, потери топлива из-за неплотностей подвижных частей топливного насоса и другие факторы, то производительность насоса обычно принимают с полутора-дву-кратным запасом. Таким образом, объем топлива, который должен
351
разместиться в надплунжерном пространстве, составит Vg = = (1,54-2,0) Ут.
Основные размеры насоса могут быть определены из выражения nd2
(17.8)
где dn — диаметр плунжера; hn — активный ход плунжера.
Практикой выработаны оптимальные отношения hg!da = т. Для малооборотных дизелей т — 0,54-2,0, для высокооборотных т = — 1,04-1,8. Подставив выбранные значения т в формулу (17.8), получим
da = т/^2- ж 1,08 1/-^-; Лп = mda. п V пт V т u °
Существенным для работы двигателя, как уже отмечалось, является закон подачи топлива. Подача происходит на отрезке кривой нарастания скорости. Следовательно, величина ha должна составлять примерно одну треть полного рабочего хода плунжера.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Андросов Е. И., Коншин И. А., Кравцов А. И. Дизели морских судов» Атлас конструкций. М., Транспорт, 1966.
2. Безопасность мореплавания и ведения промысла. — Тр. Гипрорыбфлота. Л., Транспорт, 1980—1982.
3. Ваншейдт В. А. Судовые двигатели внутреннего сгорания. Л., Судостроение, 1977.
4. Вешкельский С. А. Справочник судового дизелиста. Л., Судостроение, 1981.
5. Возницкий И. В., Иванов А. А. Предотвращение аварий судовых двигателей внутреннего сгорания. М., Транспорт, 1971.
6. Возницкий И. В., Чернявская Н. Г. Судовые двигатели внутреннего сгора-ння. М„ Транспорт, 1974.
7. Возницкий И. В., Чернявская Н. Г., Михеев Е. Г. Судовые двигатели внутреннего сгорания. М., Транспорт, 1979.
8. Вопросы износостойкости и надежности судовых дизелей. — Тр. Гипрорыбфлота. Л., Транспорт, 1973.
9. Гаврилов В. С., Камкин С. В., Шмелев В. П. Техническая эксплуатация судовых дизельных установок. М., Транспорт, 1975.
10. Гогин А. Ф., Куприянов Д. Ф., Кивалкин Е. Ф. Судовые дизели. М., Транспорт, 1973.
11. Двигатели внутреннего сгорания. Устройство и работа поршневых и комбинированных двигателей/Под ред. А. С. Орлина, М. Г. Круглова. М., Машиностроение, 1980.
12. Иванов Б. Н., Пономаренко В. М. Эксплуатация судовых дизельных установок. М., Транспорт, 1982.
13. Миклос А. Г., Чернявская Н. Г. Судовые двигатели внутреннего сгорания, Л., Судостроение, 1975.
14. Наставление по предотвращению загрязнения с судов. — Тр. Гипрорыбфлота. Л., Транспорт, 1982.
15. Нормативные документы по технической эксплуатации флота рыбной промышленности СССР. — Тр. Гипрорыбфлота. Л., Судостроение, 1977,
16. Нунупаров С. М. Предотвращение загрязнения моря судами. М., Транспорт, 1979.
17. Овсянников М. К., Петухов В. А. Эффективность топливоиспользования в судовых дизельных установках. Л., Судостроение, 1984.
18. Пимошенко А. П. Защита судовых дизелей от кавитационных разрушений, Л„ Судостроение, 1983.
19. Правила технической эксплуатации дизелей на судах Мннрыбхоза СССР — Тр. Гипрорыбфлота. Л., Транспорт, 1982.
20. Самсонов В. И., Худов Н. И., Мирющенко А. А. Судовые двигатели внутреннего сгорания. М., Транспорт, 1981.
21. Соловьев Е. М. Учебник моториста первого класса промыслового флота. М., Легкая и пищевая промышленность, 1981.
22. Сомов В. А. Проблемы экономии топлива на водном транспорте, Л., Судостроение, 1984.
23. Судовые двигатели внутреннего сгорания. — Методическое пособие к курсовому проектированию для мореходных и арктического училищ ММФ. М., Реклам-бюро ММФ, 1970.
24. Юдицкий Ф. Л. Защита окружающей среды при эксплуатации судов, Л,, Судостроение, 1978,
353
ПРЕДМЕТНЫЙ указатель
Анкерные связи 25
Антивибраторы 331
Баллоны 141
Воздухораспределители 144
Двигатели судов промыслового флота.' карбюраторные 181
МАН типа KZ 70/120 171
NVD-48
SEMT «Пилстик» типа РС-2-400 165
VT-2BF (ДК-2РН) 177
8VD 26/20 AL-2 168
84VT-2BF-180 178
8ZD 72/48 AL-1 173
Двигатель:
вывод из эксплуатации 212
моторесурс 310
надежность 309
обслуживание во время работы 208
— в период бездействия 213 остановка 212
отказ 309
подготовка к пуску 204
работоспособность 309
работа при маневрировании 211
Демпферы 330
Дизель:
консервация 213
пуск 206
Индикаторы:
со стержневой пружиной 219
с цилиндрической пружиной 218
Камера сжатия (сгорания) 8
Клапаны:
выпускные 66
газораспределительные 66
главные пусковые 141
индикаторные 141 предохранительные 141
пусковые 147
354
Клинья 19
Кольца поршневые 43
Коэффициенты:
запаса прочности 332
избытка воздуха 278
использования теплоты 279
молекулярного изменения 279
полноты индикаторной диаграммы 286
продувки 213
КПД:
индикаторный 289
механический 288
термический 264
эффективный 290
Максиметры 224
Масла:
браковочные показатели 115
классификация 114
приемка, хранение и учет расхода 215
Маслоохладители 113
Меры борьбы с накипью и коррозией 214
Мощность двигателя:
индикаторная 286
эффективная 288
Насосы:
подпоршневые 132
поршневые продувочные 132
Низшая теплота сгорания 289, 297
Объем цилиндра:
полный 9
рабочий 8
Октановое число 73
Охлаждение втулок 121
— крышек цилиндров 121
— поршней 122
Пальцы поршневые 38
Пиметры 222
Подшипники:
головные 29, 52
кривошипные 52
рамовые 20
Приводы распределительного вала 64
Присадки к маслу 114
---- топливу 74
Радиус кривошипа 8
Степень:
наддува 306
неравномерности 319
повышения давления 263, 281
последующего расширения 263
предварительного расширения 263
сжатия 9, 12, 273
Сферические прокладки 19
Топливо:
отстой и фильтрация 83
подогрев 84
приемка, хранение и учет расхода
физические свойства 71, 72
Удельная работа цикла 266
— тепловая нагрузка 333
Фазы газораспределения 64
— топливоподачи 87
Ход поршня 8, 293
Цетановое число 72
Цилиндровые втулки 26
Электростартер 137
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие ............................................. 3
Часть I. КОНСТРУКЦИЯ СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ.............................. 5
Глава 1. Общие сведения.......................................... 5
§ 1.1. Историческая справка о развитии двигателестроения............... 5
§ 1.2. ДВС как тепловая машина ........................................ 7
§ 1.3. Основные определения и схема работы поршневого ДВС ............. 8
§ 1.4. Классификация двигателей....................................... 12
§ 1.5. Основные конструктивные узлы и системы двигателя............... 15
Глава 2. Остов двигателя ....................................... 16
§2.1. Условия работы деталей остова ................................. 16
§ 2.2. Фундаментные рамы, рамовые подшипники и станины................ 17
§ 2.3. Цилиндры и цилиндровые втулки ................................. 26
§ 2.4. Крышки цилиндров............................................... 30
Глава 3. Детали кривошипно-шатунного механизма ................. 34
§3.1. Поршни ........................................................ 35
§ 3.2. Поршневые штоки и крейцкопфы .................................. 47
§ 3.3. Шатуны ........................................................ 49
§ 3.4. Коленчатые валы................................................ 55
Глава 4. Механизм газораспределения............................. 61
§4.1 . Схема механизма газораспределения ............................ 61
§ 4.2. Распределительные валы и клапаны .......................... 66
Глава 5. Топливная система...................................... 70
§5.1. Топливо для двигателей......................................... 70
§ 5.2. Смесеобразование в ДВС ........................................ 74
§ 5.3. Схемы топливных систем судовых дизелей......................... 79
§ 5.4. Устройство для очистки и подогрева топлива..................... 82
§ 5.5. Топливные насосы высокого давления (ТНВД) ..................... 85
§ 5.6. Форсунки....................................................... 97
Глава 6. Система смазки........................................ 100
§6.1. Назначение системы смазки .................................... 100
§ 6.2. Способы подвода масла на смазку и охлаждение деталей двигателя 102
§ 6.3. Масляные насосы и лубрикаторы................................. 106
§ 6.4. Очистка и охлаждение масла ................................... 109
§ 6.5. Сорта смазочных масел, применяемых в ДВС...................... 114
356
Глава 7. Система охлаждения.......................................... 116
§ 7.1. Схемы систем охлаждения судовых дизелей............................ 116
§ 7.2. Подвод охлаждающей воды к деталям двигателя ........................ 121
§ 7.3. Водяные насосы и водоохладители..................................... 124
Глава 8. Агрегаты продувки и наддува ................................ 125
§ 8.1. Впускные и выпускные трубопроводы .................................. 125
§ 8.2. Особенности процессов наполнения и выпуска двухтактных ДВС ... 126
§ 8.3. Газотурбокомпрессоры................................................ 128
§ 8.4. Дополнительные устройства системы наддува........................... 131
Глава 9. Реверсивно-пусковая система................................. 135
§ 9.1. Пуск при помощи стартеров........................................... 136
§ 9.2. Пусковая система сжатого воздуха.................................... 137
§ 9.3. Реверсивные устройства.............................................. 150
Глава 10. Дизельные установки промысловых судов ..................... 162
§ 10.1. Двигатели судов промыслового флота..... 162
§ 10.2. Карбюраторные двигатели ..... 181
§ 10.3. Передача мощности на гребной винт ..... 184
§ 10.4/ Валопровод ........... 187
§ 10.5. Реверс-редукторы ..... 190
§ 10.6. Соединительные муфты..... 192
§ 10,7. Расположение механизмов в машинных отделениях промысловых судов ................................................................. 194
§ 10.8, Судовые газотурбинные установки..... 198
Часть II. ТЕХНИЧЕСКАЯ ЭКСПЛУАТАЦИЯ И ИСПЫТАНИЯ СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ ... 201
Глава 11. Обслуживание и контроль за работой судовых дизелей 201
§ 11.1. Общие положения ................................................... 201
§ 11.2. Техническая документация и отчетность.............................. 202
§ 11.3. Управление двигателями и их обслуживание . 204
§ 11.4. Индицирование двигателей .......................................... 216
9 11.5. Пиметры и максиметры............................................... 222
Глава 12. Профилактический уход. Устранение эксплуатационных неисправностей и регулирование ДВС............................. 225
§ 12,1. Организация и содержание профилактических мероприятий.............. 225
§ 12.2. Регулирование двигателя............................................ 230
§ 12.3. Характерные неисправности двигателя, способы их обнаружения и устранения .......................................................... 240
§ 12.4. Ремонтные работы, выполняемые экипажем по системе непрерывного технического обслуживания............................................ 246
§ 12.5. Предотвращение аварий судовых дизелей.............................. 247
Глава 13. Испытание судовых дизелей .............................. 248
§ 13.1. Виды и цели испытаний. . . . . ч . . . :........................... 248
§ 13.2. Скоростные и нагрузочные характеристики .3......................... 250
§ 13.3. Способы определения эффективной мощыоМ двигателя ...... 253
Глава 14. Предотвращение загрязненья окружающей среды с судов 256
§ 14.1. Сохранение окружающей среды — основная задача человечества 256
§ 14.2, Влияние морского транспорта на окружающую среду ................... 257
§ 14.3. Загрязнение среды нефтепродуктами и тепловыми сбросами .... 258
§ 14.4. Выбор режимов работы двигателей с учетом охраны окружающей среды .................................................................. 260
357
Часть III. ОСНОВЫ ТЕОРИИ И РАСЧЕТА СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ................................................. 262
Глава 15. Основы теории рабочего процесса........................ 262
§ 15.1. Идеальные циклы двигателей .................................... 262
§ 15.2. Рабочие циклы двигателей....................................... 266
§ 15.3. Расчетные циклы двигателей..................................... 267
§ 15.4. Процесс наполнения цилиндра. Коэффициент наполнения .... 268
§ 15.5. Коэффициент остаточных газов................................... 271
§ 15,6. Процесс сжатия................................................. 272
§ 15.7. Процесс сгорания............................................... 275
§ 15.8. Процессы расширения и выпуска ................................. 281
§ 15.9 Построение диаграммы расчетного цикла........................... 282
§ 15.10. Среднее индикаторное давление ................................ 284
§ 15.11. Мощность двигателя............................................ 286
§ 15.12. КПД двигателя и их взаимосвязь ............................... 288
§ 15.13. Удельный расход топлива ...................................... 291
§ 15.14. Определение основных размеров двигателя....................... 293
§ 15.15. Тепловой баланс двигателя .................................... 297
§ 15.16. Основы расчета процесса газообмена двухтактного двигателя. . . 299
§ 15.17. Диаграммы время — сечение..................................... 301
§ 15.18. Особенности рабочего процесса двигателя с наддувом............ 305
§ 15.19. Влияние рабочего процесса и других факторов на надежность и ресурс дизелей.......................................................... 309
Глава 16. Основы динамики поршневого двигателя................... 312
§ 16.1. Силы и моменты, действующие в кривошипно-шатунном механизме 312
§ 16.2. Диаграммы сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме 315
§ 16.3. Неравномерность вращения коленчатого вала и определение главных размеров маховика .................................................... 319
§ 16.4. Действие сил инерции и их моментов на двигатель................ 321
§ 16.5. Исследование уравновешенности двигателей....................... 322
§ 16.6. Крутильные колебания валопровода............................... 328
Глава 17. Определение прочностных размеров отдельных деталей двигателя....................................................... 332
§ 17.1. Общие понятия о конструктивном расчете двигателя............... 332
§ 17.2. Тепловая напряженность двигателей ............................. 333
§ 17.3. Расчет втулки рабочего цилиндра................................ 335
§ 17.4. Расчет крышки цилиндра......................................... 337
§ 17.5. Расчет поршня.................................................. 339
§ 17.6. Расчет шатуна.................................................. 342
§ 17.7. Расчет коленчатого вала ....................................... 345
§ 17.8. Основы расчета элементов газораспределения .................... 348
§ 17.9. Основы расчета топливной аппаратуры ........................... 350
Список литературы....................................... 353
Предметный указатель . . л .............. 354
Анатолий Георгиевич Миклос Нина Георгиевна Чернявская Сергей Петрович Червяков
СУДОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Издание 3-е, переработанное и дополненное
Заведующий редакцией Ю. И. Смирнов
Редактор Т. Н. Альбова
Художественный редактор О. П. Андреев
Технический редактор И. К. Пелипенко Корректоры: А. И. Оныщак, И. М. Совенок Обложка художника В. И. Харькова
ИБ № 1003
Сдано в набор 15.07.85. Подписано в печать 06.02.86. М- 35322,
Формат 60X90 1/16. Бумага типографская № 2.
Гарнитура литературная. Печать высокая. Усл. печ. л. 22,5. Усл. кр.-отт. 22,5.
Уч.-изд. л. 25,1. Тираж 25 000 экз. Изд. № 3873-83.
Заказ 193. Цена 1 р. 20 к.
Издательство «Судостроение», 191065, Ленинград, ул. Гоголя, 8.
Ленинградская типография № 6 ордена Трудового Красного Знамени
Ленинградского объединения «Техническая книга» им. Евгении Соколовой
Союзполиграфпрома при Государственном комитете СССР по делам издательств, полиграфии и книжной торговли. 193144, г. Ленинград, ул. Моисеенко, 10.