Текст
                    АФ ГОГИН
ЕФ НИВАЛНИН
АА БОГДАНОВ
СУДОВЫЕ
ГДИЗЕЛ1Г

а______

М-ЧГЛ /- АФ ГОГИН ЕФ НИВАЛНИН АА БОГДАНОВ ДИЗЕЛИ (ОСНОВЫ ТЕОРИИ, УСТРОЙСТВО И ЭКСПЛУАТАЦИЯ) Издание четвертое, переработанное и дополненное. Допущено Управлением кадров и учебных заведений Минречфлота в качестве учебника для речных училищ и техникумов водного транспорта МОСКВА "ТРАНСПОРТ" 1988
УДК 621.436.74(075.3) | Гогин А. Ф.,| Кивалкин Е. Ф., Богданов А. А. Судовые дизели: осно- вы теории, устройство и эксплуатация: Учебник для речных училищ и тех- никумов водного транспорта: 4-е изд., перераб. и доп. — М.: Транспорт, 1988. 439 с. В книге изложены основы теории двигателей внутреннего сгорания, рассмотрены конструкции современных дизелей речных судов, их основных узлов, систем, устройств дистанционного и автоматизированного управле- ния, приведены сведения об организации технической эксплуатации и ох- ране труда, описаны приемы обслуживания дизелей. В четвертом издании книги (3-е — 1978 г.) полностью переработан ряд разделов, отражены изменения в конструкциях дизелей, учтен передо- вой опыт технической эксплуатации. Книга является учебником для учащихся судомеханической специаль- ности речных училищ и техникумов в системе очного и заочного обучения. Может быть полезна работникам плавсостава в их практической деятель- ности. Ил. 260, табл. 36, библиогр. 29 назв. Рецензенты: О. М. Арциомов и Г. М. Рябцев Редактор Л. Н. Лусникова Первая часть и гл. IV—VII, XII—XIV написаны А. Ф. Гогиным и А. А. Богдановым, гл. VIII—XI, XV—XVI — А. Ф. Гогиным и Е. Ф. Ки- валкиным. третья часть — Е.,Ф. Кивалкиным. Г 3605030000-211 049(01)-88 ISBN 5-277-00061-5 204- свод. пл. вып. лит. для сред. спец. учеб. заведений на 1988 г. Издательство «Транспорт». 1988
ПРЕДИСЛОВИЕ Перед транспортом страны поставлены задачи по своевре- менному, качественному и полному удовлетворению потребно- стей народного хозяйства и населения в перевозках, повышению экономической эффективности его работы. Работникам речногох транспорта предстоит существенно улучшить использование речных судов, производственных мощностей портов и заводов. Решение этих задач возможно при условии качественного изменения уровня технической эксплуатации судов, непрерывно- го повышения квалификации специалистов технических служб пароходств, заводов и судовых механиков, изменения подхода к решению многих технических задач. Обеспечение неЬбходимой технической литературой и учеб- никами является составной частью программы подготовки ква- лифицированных кадров для речного флота. Учебник «Судовые дизели» предназначен для изучения одной из профилирующих дисциплин по судомеханической и судоводи- тельской специальностям учащимися речных училищ и технику- мов. Вопросы теории рабочего цикла, кинематики и динамики ди- зелей рассмотрены в учебнике в том аспекте и объеме, который соответствует эксплуатационному профилю специальности. Кон- струкция дизелей и вопросы их эксплуатации рассмотрены при- менительно к основным типам двигателей серийных судов реч- ного флота. В четвертом издании книги некоторые устаревшие конструк- ции заменены новыми, текст приведен в соответствие с дейст- вующими стандартами, значительное внимание уделено во- просам автоматизации и контроля. Авторы отмечают большие заслуги А. Ф. Гогина в создании стабильного учебника «Судовые дизели» для речных училищ и техникумов.
ЧАСТЬ ПЕРВАЯ ОСНОВЫ ТЕОРИИ ДИЗЕЛЕЙ Глава I ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ § 1. Принцип действия четырехтактного дизеля Дизель является разновидностью двигателей внутреннего сгорания (ДВС), у которых топливо сгорает внутри рабочего цилиндра. Существу- ют также тепловые двигатели с внеш- ним сгоранием. Рабочий цилиндр (или просто ци- линдр) 3 дизеля (рис. 1) установлен на станине 2, крепящейся к фунда- ментной раме /. Цилиндр 3 закрыт сверху крышкой 7, снабженной фор- сункой 6, впускным 9 и выпускным 5 клапанами. Внутри цилиндра движется поршень 10, связанный шатуном // с кривоши- пом 12 коленчатого вала. Крайние по- ложения поршня называют его мерт- в-ыми точками: верхней (в. м. т.) и нижней (н. м. т.). Расстояние, прохо- димое поршнем при его движении от одной мертвой точки до другой, назы- вают ходом поршня. За один полный оборот коленчатого вала пор- шень делает два хода. Предположим, что поршень начина- ет свое движение вниз от в. м. т. (рис. 1,а). К этому моменту специ- альный привод от коленчатого вала открывает впускной клапан 9 (его ча- сто называют также всасывающим), сообщая цилиндр с атмосферой через впускной коллектор 8. Так как при движении поршня вниз объем над ним увеличивается, в ци- линдр начнет поступать (засасывать- ся) воздух из атмосферы. Следова- тельно, первый ход поршня может быть назван ходом впуска, или ходом всасывания. « 4 По приходе поршня в н. м. т. впуск- ной клапан 9 закрывается и простран- ство над поршнем 10 внутри цилиндра 3 становится замкнутым (рис. 1,6). Поэтому при движении вверх поршень будет сжимать находящийся в цилинд- ре воздух, т. е. совершать ход сжа- тия. В конце сжатия, когда поршень подойдет к в. м. т., давление воздуха в цилиндре достигнет 3000—4500 кПа. В результате этого температура воз- духа в цилиндре повышается до 750— 900 К, а иногда и выше. Незадолго до прихода поршня в в. м. т. форсунка 5 впрыскивает в ци- линдр мелко распыленное жидкбе топ- ливо. Попавшие в сильно нагретый от сжатия воздух частички топлива само- воспламеняются вследствие его высо- кой температуры и сгорают. Никаких дополнительных средств для воспла- менения топлива в дизеле не пред- усматривают. Продукты сгорания топ- лива в смеси с частью воздуха, ока- завшейся избыточной, образуют рабо- чий газ. Вследствие сгорания топлива повышаются температура рабочего газа до 1700—2000 К и давление до 5000—8000 кПа. Процесс сгорания топлива протека-, ет в течение того времени, когда пор- шень переходит через в. м. т. Под Дав- лением рабочего газа поршень 10 дви- жется вниз, вращая коленчатый вал (рйс. 1,в). Объем рабочего газа уве- личивается' его давление понижается: происходит процесс распгире-, н и я. Поскольку расширяющийся газ совершает полезную работу, этот ход поршня принято называть рабочим. К приходу поршня в н. м. т. газ пре- кращает расширяться. Открывается выпускной (выхлопной) клапан 5 и
Рис 1 Схема работы четырехтактного дизеля при последующем движении поршня 10 вверх (рис. 1, г) отработавший газ через клапан 5 и выпускной коллек- тор 4 выходит в атмосферу. Когда поршень придет в в. м. т., выпускной клапан 5 закроется, а впускной 9 от- кроется (см. рис. 1,а) и начнется вновь процесс впуска (всасывания). Таким образом, за четыре хода поршня, или за два вращения колен- чатого вала, в цилиндре произошли следующие процессы: всасывания, сжатия, сгорания, расширения, вы- пуска. Совокупность процессов, в результате которых достигнуто перво- начальное состояние газа, называют циклом. Часть цикла, совершаю- щуюся за один ход поршня, принято называть тактом. Рассмотренный цикл осуществился за четыре такта, ,поэтому двигатель такого типа назы- вают четырехтактным. Теоретическая индикаторная диа- грамма. Цикл работы двигателя мо- жет быть изображен графически в осях V—р (объем — давление). Зна- чения величины V, равные объему, Заключенному над поршнем, отклады- вают по оси абсцисс, а давление р в цилиндре — по оси ординат (рис. 2). Такой график обычно называют и н- дикаторной диаграммой, его может вычертить при работе двигате- ля прибор, называемый индикатором. Однако на рис, 2 изображена не дей- ствительная, а теоретическая диаграм- ма, построенная по данным расчетно- го цикла. В теории ДВС ее называют поэтому диаграммой расчетного цикла. При положении поршня в н. м. т, весь объем, находящийся над ним, Ив, называют полным объемом ци- линдра, а при положении поршня в в. м. т. весь объем над ним Ис — объемом пространства (ка- меры) сжатия. Разность V,— = Va—Vc называют рабочим объ- емом цилиндра. Отношение полного объема цилинд- ра к объему пространства сжатия на- зывают степенью сжатия, т. е. e = Va Vc. Таким образом, по степени сжатия можно судить, во сколько раз умень- ная диаграмма четырехтактного дизеля 5
шился объем в цилиндре ia ход сжа- тия (е== 12-4-18 у дизелей речного флота). При ходе всасывания, когда пор- шень движется вниз, объем увеличи- вается от до и в цилиндр заса- сывается воздух из атмосферы. Вслед- ствие сопротивления каналов внутри крышки цилиндра и впускного клапа- на давление в цилиндре меньше дав- ления ро окружающей среды. Давле- ние всасывания можно считать посто- янным, поэтому график процесса вса- сывания (или линия всасывания) а'а будет параллелен оси обсцисс и рас- положен ниже линии давления окру- жающей среды р0. Когда поршень во втором такте также движется вверх при закрытом впускном клапане, объ- ем в цилиндре уменьшается с Уа до V(, а давление повышается до рс — давления конца сжатия. Изменение давления по мере уменьшения объема характеризует линия сжатия ас. В результате воспламенения топли- ва давление в цилиндре быстро, мож- но считать мгновенно, повышается до рг. Однако не все топливо сгорает за то короткое время, в течение которого поршень переходит в. м. т. Горение продолжается и после того, как пор- шень из в. м. т. начал двигаться вниз. Поскольку одновременно газу сообща- ется теплота (продолжается горение топлива) и 'увеличивается его объем (поршень движется вниз), давление в цилиндре в этот период сохраняется постоянным. Таким образом, на теоре- тической индикаторной диаграмме можно отметить две линии горе- ния: сг'— горения при постоянном объеме и z'z— горение при постоян- ном давлении. После сгорания топлива начинается расширение рабочего газа: объем уве- личивается, давление уменьшается, что отражено на диаграмме линией расширения zb. При положении поршня в н. м. т. открывается выпускной клапан и ци- линдр сообщается с атмосферой. Од- нако в момент открытия клапана дав- ление в цилиндре составляет еще 250—500 кПа, т. е. значительно выше атмосферного. Поэтому после откры- тия клапана часть газа под действием давления быстро выходит из цилинд- ра, что характеризуется линией Ьг‘. Затем поршень движется вверх, вытес- няя выпускной газ в атмосферу. Дав- ление в цилиндре будет выше атмо- сферного и в течение всего хода порш- ня останется примерно постоянным (линия /•'/•). Таким образом, линий выпуска на теоретической диаграмме тоже две- линия свободного вы- пуска Ьг' и линия принуди- тельного выпуска г'г. Выпуск в его первой фазе называют свобод- ным потому, что отработавший газ вы- текает лишь вследствие разности дав- лений, тогда как во второй фазе газ вытесняет из цилиндра поршень. § 2. Принцип действия двухтактного дизеля Недостаток четырехтактного двига- теля в том, что лишь один из четырех ходов поршня рабочий, а три подгото- вительные, совершающиеся с затратой энергии, выделяющейся за рабочий ход. Более удачно сочетание рабочей и подготовительной частей цикла у двухтактного двигателя. В простейшем двухтактном дизеле нет впускных и выпускных клапанов. Вместо них цилиндр 5 снабжен впуск- ными 9 и выпускными 3 окнами (рис. 3). Окна открывает и закрывает поршень 8, связанный шатуном 2 с кривошипом 1 коленчатого вала. Су- щественно, что высота выпускных окон 3 больше, чем впускных 9. Цилиндр закрыт крышкой 7, в которую встав- лена форсунка 6. Предположим, что поршень 8 дви- жется вверх, как изображено на рис. 3, а. Поскольку окна 3 и 9 пере- крыты поршнем, воздух в цилиндре сжат примерно до тех же параметров, что и у четырехтактного дизеля. При положении поршня вблизи в. м. т. в цилиндр форсунка 6 впрыскивает топливо, самовоспламеняющееся и сгорающее подобно тому, как это бы- вает в четырехтактном дизеле. * Под давлением газа поршень 8 дви- жется вниз, происходит процесс рас-
Рис 3 Схема работы двухтактного дизеля ширения, в течение которого соверша- ется полезная работа. Расширение продолжается до открытия поршнем 8 выпускных окон 3 (рис. 3,6). С это- го момента начинается выпуск отра- ботавшего газа в выпускной (выхлоп- ной) коллектор 4 *. Несколько позднее поршень откроет впускные окна 9, через которые из ре- сивера-10** в цилиндр 5 поступит сжатый воздух. Так как давление в цилиндре двухтактного двигателя бы- вает всегда выше атмосферного, воз- дух должен находиться в ресивере 10 под давлением, равным обычно 120— 150 кПа. Этот воздух называют про- дувочным: поступая в цилиндр, он вытесняет из цилиндра отработавший газ, т. е. продувает цилиндр (рис. 3,в). Термин «продувочный» применяют и к окнам 9 (продувочные окна), ресиверу 10 (ресивер проду- вочного воздуха), к насосу, по- дающему воздух в ресивер 10 (про- дувочный насос). Итак, после открытия продувочных окон 9 в цилиндре происходят выпуск и продувка. Эти процессы будут про- * Коллектором называют трубу или аналогичное устройство, служащее для сбора и отвода газа или жидкости ** Ресивером принято называть сосуд (трубу), имеющий такую вместимость, чтобы при периодических постуйленнях в него и рас- ходах из него воздуха (или другого газа) давление внутри ресивера колебалось незна- чительно должаться в течение того времени, за > которое поршень движется вниз до н. м. т. (см. рис. 3, в) и затем вверх ' до закрытия им продувочных окон 9 (см. рис. 3,6). Несколько позднее поршень закроет выпускные окна 3 ц начнется процесс сжатия. Как видно, рабочий цикл совершил- ся за два хода поршня, он состоит из двух тактов, что и определяет назва- ние двигателя: двухтактный. Теоретическая индикаторная диа- грамма. В двухтактном цикле разли- чают большее число характерных объ- емов, чем в четырехтактном (рис. 4). г Общими для обоих циклов являются понятия: V,. — объем пространства (камеры) сжатия; Рис 4 Теоретическая (расчетная) индикатор- v ная диаграмма двухтактного дизеля 1'
Ve — рабочий объем цилиндра; Vo₽=V4-{-Vc — полный объем ци- линдра. Характерными только для двухтакт- ного цикла будут: Vh — потерянный объем части хода . поршня (он соответствует вы- соте выпускных окон); V'sssjz,—VK— полезная часть рабо- чего объема цилиндра; Va = Va—Vh — полезный объем ци- линдра: Степенью сжатия (действительной) в двухтактном двигателе называют отношение После того как движущийся вверх поршень закроет выпускные окна, на- чинается сжатие воздухд (линия ас). Когда поршень приходит в в. м. т. в цилиндр впрыскивается топливо, часть которого сгорает при постоянном объ- еме (сг')> часть — при постоянном дав- лении (z'z). Значения величин: сте- пень сжатия е, давление в конце сжа- тия рс и максимальное давление сго- рания рг такие, как и у четырехтакт- ного дизеля. Расширение рабочего газа (линия zb) заканчивается в тот момент, когда поршень открывает выпускные окна, через которые отработавший газ вы- ходит в атмосферу. Таким образом, газ расширяется в пределах объема Va, вследствие чего его называют по- лезным. После открытия выпускных окон на- чинается свободный выпуск (линия да). Теоретически давление в цилиндре снижается при свободном выпуске до давления рв продувочного воздуха мгновенно. Практически это давление понижается в течение времени от от- крытия поршнем выпускных окон до открытия продувочных (точка е). При дальнейшем движении поршня до н. м. т. и от нее до закрытия проду- вочных окон происходит продувка (еа'е). Выпуск продолжается от за- крытия продувочных окон до закрытия выпускных (линия еа). Таким образом, за время, соответст- вующее изменению объема цилиндра Vh, происходят процессы газообмен^ выпуск, продувка. Таким образом, работы газа часть хода, соответствуй); щая высоте окон, потеряна Этим I объясняется термин: «потерянная^! часть хода поршня». *|1 Из диаграммы видно, что в любой|| момент рабочего цикла давление вцИ-|| линдре двухтактного двигателя выш<Н| давления р0 окружающей среды. Особенности двухтактных двигат«н| лей. Частота цикло® в цилиндре двух* j тактного двигателя вдвое больше, чемЦ у четырехтактного: у первого цикл со^ совершается за одно вращение вала|^ у второго — за два. Это значит, что! при тех же размерах (диаметре цйЧ^ линдра, ходе поршней) и при одина*^ ковой частоте «ращения двухтактный^ двигатель должен развивать мощность^ в 2 раза больше, чем четырехтактны^! Однако часть хода поршня двухтакт*^ ного двигателя с точки зрения работИ^ газа является потерянной. Поэтому^ практически у двухтактного двигате^ ля развиваемая мощность в 1,7-тНз 1,8 раза больше, чем мощность четЫ*1 рехтактного. Если же сравнивать ДВИ-| гатели одинаковой мощности, то раз*^ меры и, следовательно, масса меньше^ будут у двухтактного. Работа газа цилиндре совершается лишь в течение^ части цикла, т. е. импульсами, в свя-J зи с чем вал двигателя вращается не*1 равномерно. У двухтактных двигате-1 лей импульсы слабее, но чередуются'^ в 2 раза чаще, чем у четырехтактных.! Из этого следует, что вал двухтактно-^ го двигателя вращается равномернее;^ чем вал четырехтактного. J Устройство двухтактного двигателя 3 с продувкой через окна проще четы^й рехтактного: у первого отсутствуют клапаны и механизм их привода. По 1 этой причине двухтактные двигателя легче обслуживать. Недостатки двухтактных двигате-J лей: прежде всего они менее эконо-J мичны, так как очистка цилиндров в , них хуже, чем у четырехтактных, и те- .. ряется часть энергии на привод про-" дувочного насоса. В двухтактном дви- ✓ гателе процесс сгорания повторяется в 1 2 раза чаще, чем в четырехтактном» поэтому детали его испытывают болеем
высокую тепловую нагрузку, а в соче- тании с повышенными механическими напряжениями срок службы двухтакт- ных двигателей по сравнению с четы- рехтактными уменьшается. z Перечисленные основные достоинст- ва и недостатки двухтактных двигате- лей предопределили их применение. Много строят двухтактных двигате- лей малой мощности, в частности под- весных лодочных моторов. Это объяс- няется сравнительной простотой их устройства и обслуживания, которое могут осуществлять люди с минималь- ной технической подготовкой. Наибо- лее распространены в народном хо- зяйстве двигатели средней мощности, поэтому они должны быть наиболее экономичными и иметь наибольший срок службы. Такому требованию удовлетворяют четырехтактные двига- тели, поэтому их чаще применяют. На судах речного флота двухтактных двигателей очень мало. Чтобы уменьшить габаритные раз- меры и массу малооборотных двига- телей большой мощности, их чаще всего строят двухтактными. Даже в двухтактном исполнении диаметр ци- линдра дизеля достиг в настоящее время 1060 мм, ход поршня — 2000 мм, а при четырехтактном исполнении размеры этих деталей были бы больше Следует отметить, с повышением мощности экономичность двухтактных двигателей приближается к экономич- ности четырехтактных, а срок службы мощных двухтактных достаточно ве- лик потому, что их строят малооборот- ными. $ 3. Конструкция ДИ1ЯЛЯ Основные детали. В дизелях приня- то выделять прежде всего так называ- емые основные детали: неподвижные и подвижные. К неподвижным основным деталям, или к деталям остова двига- теля, относят: фундаментную раму, станину, цилиндры (или блок-картер), крышки цилиндров, а к подвижным деталям кривошипно-шатун- ного механизма (основным де- талям движения): поршни, шатуны, ' коленчатый вал, маховик. Фундаментная рама 1 (рис. 5) яв- ляется основной деталью, воспринима- ющей все действующие в дизеле си- лы. Ее крепят к судовому фундамен- ту. На фундаментную раму устанавли- вают станины, а на станины — цилинд- ры. Конструктивную схему такой ра- мы см. на рис. 1, где станина обозна- чена поз. 2, а цилиндр поз. 3. Одна- ко для двигателей речного флота ха- рактерно исполнение станин и цилинд- ров в виде одной детали 5 (см. рис. 5), называемой блок-картером. Внутри фундаментной рамы и блок- картера (станины) образуется замкну- тое пространство а, называемое кар* терным, в нем движутся детали криво- шипно-шатунного механизма. Цилиндры закрыты сверху крышка- ми 11, в которые вставлены клапаны 9 и 16, форсунка 14 и некоторые дру- гие детали. Поскольку в цилиндре во время работы двигателя действуют высокие температуры, стенки блок- картера и крышки цилиндров могут сильно нагреваться. Во избежание этого.названные детали охлаждают во- дой, которая поступает из магистра- ли 6 в нижнюю часть пространства между втулками 18 цилиндров и стен- кой блок-картера (зарубашечное про- странство), движется вверх, переходит в пространство внутри крышки 11 ци- линдра и через кран 12 уходит на ох- лаждение выпускного коллектора, а затем — в отводную магистраль. Поршень 7 соединен с шатуном 4 пальцем 19. В верхней части поршня предусмотрены уплотнительные коль- ца 8, предотвращающие пропуск воз- духа или газа между поршнем и втул- кой цилиндра. Шатун 4, преобразую- щий поступательное движение поршня во вращательное движение коленчато- го вала, нижней головкой охватывает шейку 3 кривошипа 2 коленчатого ва- ла. Подшипники 22, в которых враща- ется коленчатый вал, опираются на фундаментную раму. На внешнем кон- це коленчатого вада насажен маховик 23 с большим моментом инерции, ' препятствующим значительным коле- 9
Рис 5 Четырехтактный дизель
баниям частоты вращения коленчато- го вала. Системы. Многие детали и меха- низмы двигателя объединены в еди- ные комплексы, каждый из которых выполняет какую-то частную функцию при работе двигателя или при управ- лении им. Такие комплексы называ- ют системами или устройствами. Строгого разграничения в определе- нии систем и устройств нет. Чаще все- го к системам относят такие ком- плексы деталей и механизмов, кото- рые предназначены для постоянного обслуживания двигателя в работе. Ес- ли придерживаться этого определения, го в дизеле можно выделить следую- щие комплексы: система газораспределе- ния, предназначенная для периодиче- ской смены заряда в цилиндре. К ней относят клапаны 9 и 16 (см. рис. 5), приводы 13 и 15 открытия клапанов, распределительный вал 21, привод рас- пределительного вала, впускной 17 и выпускной 10 коллекторы и некоторые другие узлы. Часть двигателя со сто- роны расположения распределитель- ного вала и клапанных приводов на- зывают стороной распределе- ния двигателя; топливная система, обеспечи- вающая хранение, очистку и подачу топлива в цилиндры в распыленном виде. В состав системы входят различ- ные емкости, фильтры, насосы 20, по- дающие топливо в форсунки 14 и др. Смазочная система, непре- рывно подающая к узлам трения пред- варительно очищенное и охлажденное масло. Для выполнения такой функции в ней есть насосы, фильтры, холодиль- ники, баки и ряд других элементов; система охлаждения, служа- щая для подачи, распределения и от- вода охлаждающей двигатель воды и состоящая из насосов, баков, армату- ры и т. п. Кроме того, в дизелях предусмотре- ны система регулирования, автоматически поддерживающая за- данную частоту вращения коленчатого вала, система контроля, сиг-, нализации и защиты, позволя- ющая контролировать работу двига- теля, автоматически подающая сигнал при нарушении нормальной работы и останавливающая его при появлении аварийного состояния. Устройства. В двигателях пред- усматривают также комплексы дета- лей и механизмов, используемых пе- риодически, в основном для управле- ния ими. Такие комплексы обычно от- носят к устройствам Таким образом, ДВС не может на- чать работу без затраты внешней энер- гии чтобы топливо самовоспламени- лось, необходимо предварительно сжать в цилиндре воздух, а это мож- но обеспечить лишь при достаточной скорости поршня Для первоначально- го раскручивания вала двигателя бла- годаря использованию внешней энер- гии предусматривают пусковое устройство. У крупных судовых двигателей пуск выполняет сжатый воздух, на небольших двигателях — электрические пусковые устройства. В первом случае цилиндры двигателя снабжены специальными пусковыми клапанами, а двигатель в целом — распределительным органом. Во вто- ром случае на двигателе устанавлива- ют электростартер Для обеспечения движения судна вперед или назад главный судовой двигатель должен работать с раз- ным — по потребности — направлени- ем вращения вала. Изменение направ- ления вращения осуществляет ре- версивное устройство, одно из самых сложных. Так как пуск и реверсирование дви* ч гателя выполняют сжатым воздухом, то необходимо устройство для приготовления и -хранения сжатого воздуха. Его же ис- пользуют для обеспечения сжатым воздухом аппаратов подачи звуковых сигналов, для санитарной системы судна и др При эксплуатации теплохода часто приходится воздействовать на те или иные системы и устройства двигателя в целях изменения режима его работы, в том числе для остановки, реверсиро- вания, пуска Эти операции выполняет устройство управления. На современных теплоходах предусмотре- II
ны автоматизированные устройства управления, позволяющие изменять режим работы двигателя непосредст- венно из ходовой рубки так, что целый ряд (программа) операций соверша- ются в результате одного движения руки человека. Двигатели внутреннего сгорания других типов могут иметь отличные от названных системы и устройства. § 4. Классификация двигателей внутреннего сгорания По назначению. В зависимости от назначения в народном хозяйстве при- меняют различные двигатели с теми или иными особенностями. По этому признаку различают судовые двигате- ли, предназначенные для установки на судах или других плавсредствах. Та- кие двигатели должны быть оборудо- ваны в соответствии с требованиями Речного Регистра РСФСР или Реги- стра СССР для привода судовых дви- жителей или вспомогательных агрега- тов. Устанавливаемый на судах и плав- средствах двигатели делятся на глав- ные и вспомогательные. Главным на- зывают двигатель, являющийся источ- ником энергии для выполнения основ- ной задачи судна: у транспортных су- дов — приведение в действие судового , движителя, на судах и плавсредствах технического флота — перемещение < грунта (у земснарядов), или перекачи- вание нефтепродуктов (у нефтестан- ~ ]£йй) и др. / Остальные судовые двигатели отно- /сят к вспомогательным. Они предна- / значены для привода электрогенера- / торов судовых электростанций, лебе- \ док, компрессоров, насосов и других механизмов. Устанавливаемые на тепловозах двигатели называют тепловоз- ными. Промышленные двигатели предназначены для использования на наземных стационарных или пере- движных установках: электростанци- ях, насосно-перекачивающих или ком- прессорных станциях, холодильных установках рефрижераторов и т. д. Широко распространены транс- портные двигатели — автомо- бильные и тракторные. Измененные и приспособленные для работы в других условиях (например, в качестве судо- вых) такие двигатели получили назва- ние конверсионных. По мощности. Согласно классифи- кации Центрального научно-исследо- вательского дизельного института (ЦНИДИ) двигатели по агрегатной мощности делят на 4 группы: менее ' 74 кВт — маломощные; 74—736—/ средней мощности; более 736—7360—\ мощные; более 7360 кВт — сверхмощ-1 ные. I Мощность главных судовых двига- 1 телей серийных судов доходит до/ 1600 кВт. у По способу осуществления рабоче- го цикла. В зависимости от того за сколько ходов поршня происходит ра- бочий процесс в цилиндре, различают- четырех^_ и двухтактные двигателиГ" Последние могут быть с прямотод^ н о й _п р о д у в к о й, когда тяшстку и заполнение цилиндра осуществляет осевой поток воздуха (рис. 6,а,' б). Впускные 1 и выпускные 2 органы расположены на противоположных концах цилиндра. В некоторых двухтактных двигате- лях предусмотрена поперечная или контурная продувка. Вэтом случае продувочные потоки воздуха движутся в цилиндре по его контуру (рис. 7), совершая поворот у в. м. т. Продувочные 1 и выпускные 2 окнаддсположены в нижней части ци- ,—литГдра на диаметрально противопо- ложных его сторонах (рис. 7,а). Двухтактный двигатель, у которого продувочные потоки воздуха сначала омывают днище поршня 3 (рис. 7,6), а затем, описав петлю, по контуру ци- линдра направляются к выпускным окнам 2, расположенным над проду- вочными 1 на одной и той же стороне цилиндра, имеет петлевую про- д у в к у. По характеру сгорания топлива. Как в двухтактных, так и в четырех- тактных дизелях, работающих по цик- 12
лу со смешанным сгоранием топлива, часть топлива сгорает при постоянном объеме (см. рис. 2, линия cz'), часть — при постоянном давлении (линия zz'). Существует цикл и со сгоранием топ- лива при постоянном объеме, когда все оно сгорает в момент нахождения поршня в в. м. т. На рис. 8 изображены совмещенные диаграммы разных циклов. Следует оговориться, что для большей нагляд- ности на диаграмме рис. 2 были не в соответствии с масштабом ординат раздвинуты линии всасывания а'а и выпуска г'г. В действительности раз- ность давлений “выпуска и впуска очень мала и в масштабе ординат, принятом на рис. 2, эти линии практи- чески сливаются в одну вместе с ли- нией ро, как, например, на рис. 8. Нормальная диаграмма цикла со сгоранием' при постоянном объеме (изохорный цикл) показана на рис. 8 сплошными линиями. На этой диа- грамме па — линия всасывания; act — линия сжатия; nzi — линия сгорания; ?ib,— линия расширения; Ьа — линия свободного выпуска; arlt слившаяся с Ла, — линия принудительного выпуска. Коэффициент полезного действия (к. п. д ) рабочего цикла теплового двигателя зависит от разности макси- мальной и минимальной температур рабочего тела (газа, пара) чем она больше, тем выше к. п. д. В ДВС раз- ность температур рабочего тела явля- ется функцией степени сжатия. Если сравнить циклы с одинаковыми степе- нями сжатия, то к. п. д. двигателей с изохорным циклом будет выше, чем к. п. д двигателей со смешанным сго- ранием Положительное влияние повышения степени сжатия на к. п. д. заставляет стремиться к этому повышению. В двигателях с изохорным циклом та- кой путь труден, ибо связан со значи- тельным ростом максимального дав- ления цикла Диаграмма rKac{Z\bar^ на рис. 8 по- строена для степени сжатия Ei=7, Здесь же построены диаграммы ггас^гЬаг2 (тонкие линии) изохорного и Г2ас2гз'гзЬаг2 (штрихи) смешанного циклов, соответствующие степени сжа- Рис 6 Конструктивные схемы прямоточной продувки двухтактных двигателей Рис 8 Совмещенные диаграммы изохорного и смешанного циклов двигателей 13
тия е2= 14. Как видно из рисунка, при той же степени сжатия е2 максималь- ное давление рг3 смешанного цикла бу-х дет ниже, чем давление pz2 изохорно- го. Значит, при смешанном цикле на- грузки на детали будут ниже, чем при изохорном, поэтому детали могут быть меньших размеров, а изготовлять их можно из более дешевых материалов. Если сравнить смешанный и изохор- ный циклы при одинаковом их макси- мальном давлении (а в этом случае степень сжатия у изохорного будет меньше), то к п д двигателей сме- шанного цикла окажется выше. А от- сюда и применимость циклов: двига- тели низкого сжатия, наприМер авто- мобильные, работают по изохорному циклу, двигатели высокого сжатия (дизели) — по смешанному. Распространенность менее экономич- ных, чем дизели, двигателей низкого сжатия можно объяснить их надежно- стью, относительно простой конструк- цией и меньшей шумностью в работе. , По способу воздухосиабжеиия ци- линдров. В зависимости от способа / заполнения цилиндров воздухом — без / повышения давления или под давле- / нием выше атмосферного — различают соответственно двигатели без наддува и с наддувом При наддуве создается повышенное ' давление воздуха в конце процесса на- полнения, в результате чего в том же объеме цилиндра будет заключена большая масса воздуха, что позволит Рис 9 Схемы наддува двигателей сжечь большее количество топлива, впрыскиваемого за цикл, а значит, увеличить работу и мощность двига- теля Для создания наддува четырехтакт- ные двигатели оборудуют компрессо рами, подающими к впускным клала- нам воздух под давлением выше ат- мосферного У двухтактных двигателей с наддувом продувочный воздух посту- пает под более высоким давлением, чем у двигателей без наддува. Для этого, кроме продувочного насоса, дви- гатели снабжают дополнительным компрессором, причем иногда не од- ним. ^-Компрессор 4 (рис. 9, а), вырабаты- вающий наддувочный воздух, может быть приведен в движение от колен- чатого вала с помощью повышающей передачи 5 Такой наддув называют механическим Нагнетаемый компрес- сором 4 воздух поступает по трубе 3 в наддувочный коллектор 2, а затем хк впускным клапанам 1 цилиндров На механический наддув затрачива- ется часть полезной мощности дви- гателя и в результате снижает его экономичность, что особенно заметно при высоких давлениях наддува. По- этому механический наддув широко не применяют На речном флоте встреча- ется лишь один тип двигателя с меха- ническим наддувом — двигатель М 400 Некоторые двигатели изготовляют с Уак называемым посторонним наддувом, когда наддувочный воз- дух предварительно сжимает компрес- сор, приводимый от независимого ис- точника энергии. Наиболее часто при- меняют двигатели с газотурбин- ным наддувом. В этом случае ^выпускные газы из цилиндров 1 (рис 9,6), поступающие в коллектор 2, а из него в корпус 3 газовой турби- ны, заставляют вращаться ротор 4, на одном валу с которым насажено рабо- чее колесо 5 компрессора. Засасывае- мый из атмосферы воздух поступает под давлением в наддувочный коллек- тор 6, а оттуда в цилиндры при откры- тии впускных клапанов 7 / При газотурбинном наддуве утцли- хзируют энергию выпускных газов, ко- 14
) торая в двигателях без наддува искус- / ственно погашается в глушителе ' Правда, с введением турбины повыша- ется сопротивление выпуску, т е. уве- личивается затрата энергии на такт выпуска, но она меньше, чем при ме- / ханйческом наддуве, примерно в 3 ра- I за. Поэтому газотурбинный наддув \ повышает экономичность работы дви- ^тдтеля /В свою очередь различают газотур- ринный наддув при постоянном (давлении, когда выпускные газы из всех цилиндров поступают в общий /выпускной коллектор, где вследствие / большого объема выпускного коллек- тора давление газов перед турбиной близко к постоянному, а оттуда на \ лопатки газовой турбины, и импульс- хный^ /"Импульсный газотурбинный /наддув применяют с целью лучшего ' использования энергии выпускных га- зов, для чего один или несколько вы- пускных трубопроводов с относитель- но малой площадью поперечного сече- ния соединяют цилиндры с неперекры- вающимися фазами выпуска, в резуль- тате чего выпускные газы непрерывно \поступают в турбину 'ПЛри импульсном наддуве использу- ют и преобразователи импульсов. В этом случае выпускные газы подво- дят к турбине через преобразователь импульсов, состоящий из ряда сужаю- щихся сопел и смесителей, предназна- ченных для выравнивания давления и расхода выпускных газов В двухтакт- ных малогабаритных двигателях с им- пульсным наддувом обеспечивается постоянный газообмен в цилиндрах на всех режимах при одноступенчатом сжатии воздуха в турбокомпрессоре. В двухтактных двигателях с контур- /йыми и прямоточными продувками / применяют комбинированный 1 и а д д у в В зависимости от спбсоба подключения приводных компрессоров или турбокомпрессоров, различают три схемы наддува, с последователь- ным. с паралелльным и с последова- тельно-параллельным подключением тех или других компрессоров —-Жроме перечисленных разновидно- стей газотурбинного наддува возмо- жен также динамический, или волновой, наддув, при котором инерция и колебательное движение по- i токов газа в процессах впуска и вы- пуска способствуют улучшению напол- -нения цилиндров. Иногда двигатель оборудуют устрой- ством — волновым обменником, в ко- тором давление выпускных газов ис- пользуют непосредственно для сжатия наддувочного воздуха (наддув ти- па «Компрек с>). По роду применяемого топлива. Большинство двигателей работает на жидком топливе, у Двигатели жидкого топлива делят на ^труппы? свет7Гот го (бензины, керосины и др.) и тем* н о г о (дизельное, моторное, газотур- бинное и др ) топлива. Двигатели, ко- торые без конструктивных изменений могут работать на жидком топливе различных фракционных составов, на- зывают многотопливными. Кро- ме них, существуют двухтоплив- ные двигатели, которые могут рабо- тать на жидком или газообразном топливе и во время работы по необхо- димости их можно переводить с топли- ва одного вида на другой На наземных установках распро- странены газовые и газожид- костные двигатели. В первых ис- пользуют газообразное топливо, кото- рое воспламеняется принудительно электрической искрой или самовоспла- меняется от сжатия, как у дизелей, ра- ботающих на жидком топливе. До- стоинство газовых двигателей — малая токсичность выпускных газов. Газожидкостные двигатели работа- ют с воспламенением от сжатия. Ос- новное топливо — газообразное, а жидкое, в небольших количествах впрыскиваемое в цилиндр при подходе поршня к в м т., самовоспламеняет- ся и поджигает основное газообразное топливо По способу воспламенения. В двига- телях с внутренним смесеобразованием самовоспламенение смеси топлива и воздуха осуществляется благодаря высокой температуре в цилиндре, воз- никшей только в результате его сжа- тия В двигателях низкого сжатия са- мовоспламенение невозможно, поэтому 15
в них предусмотрено принудительное зажигание топлива электрической иск- рой. Эти двигатели называют двигате- лями г искровым зажиганием в отли- чие от дизелей, называемых двигатели с самовоспламенением от сжатия. Двигателестроительные заводы вы- пускают конвертируемые двига- тели. Путем некоторых конструктив- ных изменений их можно преобразо- вать в двигатели с искровым зажига- нием или в дизели. По способу смесеобразования. В двигателях газовых и светлого жид- кого топлива, как правило, предусмат- ривают внешнее смесеобразование, т. е. в цилиндр поступает готовая го- рючая смесь топлива с воздухом. Эта смесь образуется в особом смесителе. При использовании жидкого топлива смеситель называют карбюратором. В двигателях с внутренним сме- сеобразованием воздух и топливо по- ступают в цилиндр раздельно, смеше- ние их происходит внутри цилиндра. Организовать хорошее перемешивание топлива с воздухом при внутреннем смесеобразовании значительно труд- нее, чем при внешнем. Создать двига- тели с внешним смесеобразованием для темного топлива не удается: если легкое светлое топливо в процессе сме- шения с воздухом испаряется, то тем- ное остается в жидкой фазе и выпадает из смеси по пути в цилиндр, оседая на стенках коллекторов и патрубков У дизелей с внутренним смесеобра- зованием распыливание топлива мо- жет быть объемное, когда боль- шая часть впрыскиваемого топлива распределяется в воздушном заряде, занимающем объем камеры сгорания; пленочное — большая часть впрыс- киваемого топлива направляется на стенки камеры сгорания, образуя на них тонкую пленку, и лишь незначи- тельная часть распиливается и пере- мешивается с воздушным зарядом за период впрыскивания и объемно- пленочное, когда одна часть впрыс- киваемого топлива распределяется в объеме воздушного заряда, а другая направляется на стенки камеры сгора- ния, образуя на них пленку. 16 По типу камер сгорания. Формы ка- мер сгорания, образованные поверхно- стями днищ поршней и крышек (голо- вок) цилиндров, используемые для смесеобразования, бывают различны- ми. Образцом двигателя с камерой сго- рания в поршне является дизель 6ЧСП 18/22, в котором для смесеобра- зования и сгорания используется ка- мера в головке поршня, соединяющая- ся с надпоршневым пространством горловиной с проходным сечением, обеспечивающим перетекание воздуха с малыми скоростями и небольшими перепадами давлений. В такой конст- рукции организованное вихреобразо- вание обеспечивается за счет радиаль- но-направленных потоков воздуха, пе- ретекающих из кольцевого надпоршне- вого пространства внутрь камеры, ли- бо за счет тангенциально направлен- ных потоков, образующихся во вход- ных каналах головки. Если камера ,сгорания размещена в головке поршня и в крышке (головке) цилиндра или между днищами порш- ней, такой двигатель называют двига- телем с открытой камерой сгорания и непосредственным впрыскиванием топ- лива. Для создания однородной топливно- воздушной смеси при вихрекамерном спосрбе смесеобразования используют принцип вихревого движения воздуха в надпоршневом пространстве. При по- ниженном давлении впрыскивания топлива и коэффициенте избытка воз- духа это позволяет добиться более полного сгорания топлива в двигате- лях с небольшими диаметрами цилинд- ров (4410,5/13). В вихрекамерном дви- гателе смесеобразование и сгорание топлива в основном происходят в вих- ревой камере. В некоторых конструкциях высоко- оборотных дизелей предусмотрен пред- камерный способ смесеобразования. В этом случае для смесеобразования используют перепад давлений, возни- кающий в результате предварительно- го частичного сгорания топлива, вво- димого в предкамеру. При таком спо- собе смесеобразования камера сгора- ния состоит из предкамеры, располо- женной в крышке цилиндра, и основ-
ной камеры, заключенной между дни- щами поршня и крышки. У воздушно-камерных двигателей для смесеобразования используют струю воздуха, создаваемую в допол- нительной части — воздушной камере во время процесса сжатия. Во время процесса расширения воздух из каме- ры вытекает. Распыливание и смесе- образование происходят вне воздуш- ной камеры. По частоте вращения коленчатого вала. Согласно ГОСТ Ю448—80 двига- тели делят на 5 групп: I — рабочий режим при эксплуата- ции не контролируется, частота вращения коленчатого вала бо- лее 1800 мин-1; II — двигатели без наддува, частота вращения коленчатого вала 1500 мин-1 и более; III—двигатели с наддувом, частота вращения коленчатого вала 1500 мин-1 и более; IV7 — частота вращения от 250 мин-’ до 1500 мин-’; V — частота вращения менее 250 мин-1. По быстроходности. Тепловые и ди- намические напряжения в двигателе зависят от средней скорости поршн*я, которая является функцией частоты вращения коленчатого вала и хода поршня. Так как за один оборот вала поршень делает 2 хода, то можно за- писать ст — 2$л/60, где ст — средняя скорость поршня, м/с; s — ход поршня, м, п — частота вращения коленчатого вала. Мин-1 После сокращений Ст~ 5Л/30 (I) По скорости поршня. Двигатели по значению средней скорости поршня Де- лят на 3 группы: 6, 5 м/с — тихоходные; ст— (6,5-4-9) м/с — средней быстро- ходности; ст>9 м/с — быстроходные. Чем выше средняя скорость поршня, тем двигатель при той же мощности компактнее, легче. Это — очень боль- шое преимущество двигателей средней быстроходности и быстроходных, так как при их установке можно умень- шить размеры машинного отделения и увеличить грузовместимость и гру- зоподъемность судна. Двигатель с не- большими габаритными размерами и массой можно для ремонта снять с судна целым агрегатом и отправить в цех, тогда как крупные ремонтируют на месте, в неудобных условиях. Вместе с тем при высокой средней скорости поршня сокращается срок службы двигателя, снижается его эко- номичность (больше расход топлива и смазочного масла), повышается шум ' от работы. В связи с этими недостат- ' ками быстроходные двигатели уста- навливают лишь на судах, где строго ограничены размеры машинного отде- ления. Основной серийный флот осна- щен среднеоборотными тихоходными двигателями. На некрупных транзит- ных судах и местном флоте установле- ны двигатели средней быстроходности с частотой вращения 750—1500 мин-1, а на судах с подводными крыльями — быстроходные с частотой вращения до 1700 мин-1. По направлению вращения коленча- того вала. Двигатели конструируют левого и правого вращений. Направ- ление (сторона) вращения определяют при взгляде с кормы (или от генера- тора) на верхнюю часть маховика. Если в СЭУ два главных двигателя, работающих каждый на свой винт (двухвальная установка), то их ста- вят с разным направлением вращения. Не следует отождествлять левый (правый) двигатель с двигателем ле- вого (правого) вращения. Левый или правый двигатель (двигатели левой или правой моделей) — это двигатель, предназначенный для установки по , соответствующему борту в машинном отделении. В целях упрощения кон- троля работы двух двигателей сразу их стороны распределения размещают к диаметральной плоскости судна. Если двигатель левый, то при взгляде с кормы сторона распределения будет у него справа, у - правого — слева. Следовательно, Двигатели левой или правой Моделей по своей компоновке являются зеркальными отображения-
ми один другого. Сочетание типа мо- дели и направления вращения в дви- гателе может быть различным, т. е. левый двигатель может иметь как ле- вое, так и правое вращение. Для сообщения судну движения вперед и назад гребной винт должен вращаться в разных направлениях. Большая часть главных двигателей может работать при любом направле- нии вращения вала. Такие двигатели называют реверсивными. На флоте ис- пользуют много двигателей неревер- сивных, т. е. таких, которые работают лишь при одном направлении враще- ния коленчатого вала. Нереверсивны- ми бывают* и главные двигатели. В этом случае в составе СЭУ теплохо- да предусматривают реверсивную муфту, позволяющую изменять на- Рис. 10 Схема двухтактного крейцкопфного двигателя правление вращения гребного винта при неизменном направлении враще- ния вала двигателя. Установка ревер- сивной муфты — это недостаток нере- версивных двигателей Их преимуще- ствами являются упрощенная конст- рукция самого двигателя и увеличен- ный срок службы. Последнее объясня- ют тем, что реверсивная муфта позво- ляет отключить винт от вала двигате- ля, ибо каждый пуск двигателя увели- чивает износ его трущихся деталей По конструктивному исполнению. До сих пор рассматривали двигатели простого действия, у которых ра- бочий процесс совершается только в одной полости цилиндра. Существуют двухтактные двигатели двойного действия, имеющие две рабочие поло- сти. Такие двигатели изготовляют только крейцкопфными, в каждом ци- линдре предусматривают две крыш- к и, сверху и внизу. Двигатели двойного действия раз- вивают мощность примерно в 2 раза больше, чем двигатели простого дейст- вия, однако они недостаточно надеж- ны: в очень тяжелых условиях работа- ют поршень и особенно шток. Поэтому двигатели двойного действия в настоя- щее время не строят, хотя на морском флоте они еще сохранились. В совре- менных дизелях нижнюю (подпоршне- вую) полость иногда используют как компрессор для выработки наддувоч- ного воздуха. На судах почти не применяют дви- гатели с противоположно движущими- ся поршнями. Эти двигатели двухтакт- ные, в каждом цилиндре которых по 2 механически связанных поршня, движущихся в противоположных на- правлениях Между поршнями распо- лагается камера сгорания. По восприятию поршнем сил от бо- кового давления. В этом случае дви- гатели классифицируют на трон но- вые и крейцкопфные Все ра- нее описанные схемы двигателей отно- сятся к тронковым: их поршень соединен пальцем непосредственно с шатуном. ^В крейцкопфном двигателе (рис. 10) поршень 2 штоком / соединен с крейцкопфом (ползуном) 3, который сцеплен с шатуном 5. Крейцкопф 3 18
движется в направляющих (паралле- лях) 4, препятствующих его горизон- тальному смещению Крейцкопфные двигатели значитель- но выше тронковых, примерно на раз- мер хода поршня, и, следовательно, тяжелее Преимущество их перед трон- ковыми — меньше изнашиваются де- тали цилиндропоршневой группы Это объясняют тем, что нормальную (по отношению к оси цилиндра) силу PN, получающуюся в результате разложе- ния силы Р, действующей на поршень, воспринимает крейцкопф 3 В тронко- вом двигателе эта сила прижимает поршень к стенке цилиндра Крейц- копфные двигатели меньше расходуют смазочного масла Чем больше размеры и мощность дизелей, тем чаще их строят крейц- копфными По расположению и числу цилинд- ров. Чем больше число цилиндров, тем сложнее двигатель, поэтому увеличи- вать их можно до разумных пределов Однако чем больше число цилинд- ров, тем чаще следуют один за другим рабочие ходы и вал вращается равно- мернее. Кроме того, если предусмотрен пуск двигателя сжатым воздухом, то в двухтактном двигателе должно быть не менее четырех цилиндров, а в четы- рехтактном — не менее шести Только в этом случае при любом положении коленчатого вала по крайней мере один из поршней будет в пусковом по- ложении: в начале хода расширения, когда сжатый воздух может сдвинуть поршень вниз. Если число цилиндров будет меньше указанного, то перед пуском двигателя его вал придется, ве- роятно, повернуть вручную для того, чтобы какой-нибудь поршень пришел в пусковое положение При выборе числа цилиндров стре- мятся уравновесить силы инерции движущихся частей и моментов ° этих сил с тем, чтобы двигатель не вызывал значительной вибрации корпуса судна Подробнее об этом сказано ниже. По расположению цилиндров разли- чают двигатели однорядные, у них цилиндры располагают в один ряд вдоль коленчатого вала, и двух- рядные, а также наклонные, верти- Рис 11 Схема V образного двигателя кальные и горизонтальные В на- клонных двигателях предусмотрен один ряд цилиндров, расположенных между вертикальной и горизонтальной плоскостями, проходящими вдоль оси коленчатого вала В вертикаль н ы х двигателях может быть один или несколько рядов цилиндров, располо- женных в вертикальной плоскости над или под коленчатым валом Большин- ство судовых двигателей однорядные вертикальные. Один или несколько ря- дов цилиндров горизонтального двигателя расположены в горизон- тальной плоскости. Два параллельных ряда цилиндров с двумя коленчатыми валами образу1 ют двухрядный двигатель На флоте достаточно широко распростра- нены V-образные двигатели Как видно из схемы этого двигателя (рис 11), оси цилиндров 3 и 4 разных рядов расположены под углом <р, рав- ным 45—90° (угол развала цилинд- ров) Шатуны 2 и 5 двух цилиндров разных рядов работают на один кри- вошип / У V-образных двигателей меньше высота и масса, чем у одно рядных, в этом их большое преимуще- ство, но онц менее удобны в обслужи вании Кроме перечисленных, промышлен- ность выпускает оппозитные дви- гатели (2 ряда цилиндров расположе- ны в одной плоскости с противополож- ных сторон от оси коленчатого вала), а также звездобразные, многоуголь- ные с расположением рядов цилиндров в виде букв Н, X, W 19
По способу отвода теплоты. В зави- симости от того каким способом отво- дится теплота от н'агретых при работе деталей, различают двигатели жид- костного и воздушного ох- лаждения.’ Все судовые двигатели оборудованы жидкостными системами охлаждения В качестве охлаждающих жидкостей применяют воду, масло и топливо: масло для охлаждения голо- вок поршней, топливо — форсунок, во- ду — цилиндров и крышек (головок) цилиндров. У двигателей с воздушным охлаж- дением цилиндры и головки делают оребренными для увеличения поверх- ности, омываемой воздухом Такие двигатели легче, чем двигатели с во- дяным охлаждением, проще и дешев- ле Они широко распространены в на- земном транспорте. Маркировка дизелей. Чтобы разли- чить отдельные конструктивные раз- новидности двигателей, им присваива- ют марки. Согласно ГОСТ 4393—82 обозначе- ние дизеля должно включать сочетание чисел и букв: в начале ставят цифру, обозначаю- щую число цилиндров, затем буквы, означающие: Ч — четырехтактный; Д — двухтактный; ДД — двухтактный двойного действия. В обозначении могут стоять следую- щие буквы: Р — реверсивный; С — с реверсивной муфтой; П — с редукторной передачей; t К — крейцкопфный; Н — с наддувом; Г — газовый. Если этими особенностями двига- тель не обладает, то соответствующие им буквы в обозначение не включают; после букв могут следовать сочетания 1 А, 2А, ЗА, 4А, которые обозначают степень автоматизации двигателя в соответствии с ГОСТ 14228—80; затем идет дробь, числитель которой означа- ет диаметр цилиндра, знаменатель — ход поршня в сантиметрах. Иногда включают после дроби через тире циф- ру — порядковый номер модернизации двигателя (первая, вторая и т. д), но/ ГОСТ 4393—82 этого не оговаривает. Например 4410,5/13 —четырехцилиндровый четы- рехтактный дизель с диамет- ром цилиндра 10,5 см и хо- дом поршня 13 см, 12ЧНС1А18/20— двенадцатицилиндровый че- тырехтактный дизель с н-ад- дувом и реверсивной муф- той, первой степени автома- тизации, диаметр цилиндра 18 см, ход поршня 20 см; 8ЧНСП18/22 — восьмицилиндровый четы- рехтактный дизель с надду- вом р реверс-редуктором, ди- аметр цилиндра 18 см, ход поршня 22 см Дизелестроительные заводы часто присваивают дригателям свои завод- ские марки, которые строят по произ- вольному принципу.*4 Так, например, двигателю 6ЧНСП18/22 за- вод «Дальдизель» присвоил четыре заводские марки в зависимости от модели и наличия дистанционного управления ДД01, ДД02, ДДОЗ и ДД04 Завод «Двигатель революции» выпускает двигатели Г60, Г70, Г70-5, которые по ГОСТ 4393—82 должны иметь обозначение 6ЧРН36/45 Дизели, построенные в ГДР, ЧССР и ПНР, обозначают согласно стандар- там и нормалям этих стран или их предприятий. Обозначения двигателей, построен- ных в ГДР, первого поколения начина- ют с цифры, указывающей число ци- линдров, затем следуют буквы, озна- чающие: Д(И) — дизель; Ф(У) —четырехтактный; H(N)—среднеходовой (отношение хода поршня к диаметру ци- линдра 1,3; если это отноше- ние меньше или равно 1,3, то ставят букву К); А (А) —с наддувом; У(и) —реверсивный; C(S) —судовой с реверс-редуктором (с реверсивной муфтой). После букв указывают ход поршня в сантиметрах. <« Например, марка двигателя ГДР превого поколения 8НФД48АУ — восьмицилиидровый
среднеходовой четырехтактный дизель с ходом поршня 48 см, реверсивный с наддувом Для дизелей ГДР второго поколения наряду с принятыми обозначениями для первого поколения ставят в конце цифры-указатели модификации или цифры, показывающие различие ча- стот вращения коленчатого вала Кро- ме того, применяют дополнительные буквы C(S)—дизель приспособлен для ра- боты на тяжелом топливе; Л(L)—дизель левого исполнения; P(R) — » правого исполнения; р(г) — » правого вращения; , л(1) — > левого вращения. Например, для дизелей марки НФД26А-2 последняя цифра «2» обозначает частоту вра- щения коленчатого вала 750 мин**1 Если же стоит в конце марки двигателя цифра «3», то его частота вращения равна 1000 мин-1 Цифра «2» в марке 6(8)НФД48(А)-2У оз- начает, что дизель относится ко второму по- колению Дизели третьего поколения имеют марки 6(8)ФД26/20 АЛ-1 (2, 3). В них цифры обозначают: в числителе — ход поршня (см), в знаменателе — диа- метр цилиндра (см), последние цифры 1, 2, 3 — конструктивные варианты ди- зелей с разным средним эффективным давлением. Обозначать марку дизеля с числа цилиндров принято и в ЧССР, но в от- личие от марки двигателей ГДР в нее включен диаметр цилиндра в санти- метрах. Буквы в данном случае озна- чают: Л (L) —судовой (нереверсивный с реверс-редуктором или для непосредственного привода электрогенера- тора) ; С (S) —стационарный, ПН (PN) — с наддувом; Р (R) — реверсивный; р (г) — с ручным приводом ре- верса; А, В, С — тип дизеля Кроме того, в обозначение введены цифры, характеризующие степень над- дува: 1—низкий, 2 и 3 — средний, 4— высокий. Например, обозначение дизеля, изготовлен- ного в ЧССР 6-27,5А2Л — шестицилиндро- вый с диаметром цилиндра 27,5 см, типа А, ' судовой со средним наддувом Климатическое исполнение. Маши- ны, приборы и другие технические из- делия, а следовательно, и дизели могут быть выпущены в нескольких исполне- ниях, в зависимости от того для рабо- ты в каком климатическом райбне они предназначены. Каждому климатическому исполне- нию отечественного изделия присваи- вают условное обозначение — букву русского алфавита Аналогичные ис- полнения изделий, выпускаемых неко- торыми странами СЭВ , обозначают буквами латинского алфавита, приво- димыми ниже в скобках Почти вся европейская часть СССР относится к макроклиматическому , району с умеренным климатом. Изде- лиям этого климатического исполне- ния присвоено обозначение У (N). Для районов с холодным климатом, к \ которым относится крайний север ев- ропейской части СССР и большая часть Сибири, выпускают изделия ис- полнения ХЛ (F). Район Каспийского моря и южное побережье Черного моря имеют сухой тропический климат, для которого выпускают изделия исполнения ТС ч (ТА) или Т (Т), причем исполнение Т предусматривает возможность работы - изделия и в районах с влажным тро- 4 пическим климатом. Особые обозначения климатических исполнений предусмотрены для изде- лий, используемых на морских судах,л а именно: для умеренного холодного морского климата, т. е. для районов, располо- женных севернее 30° северной широты „ и южнее 30° южной широты, — М (М); для тропического морского климата при плавании только в тропической зоне — ТМ (МТ); ; для неограниченного района плава- ния — ОМ (МП). Если изделие может работать во всех макроклиматических районах на суше и на море, то его выпускают ис- полнения В (W). ' 2!
I Sr Физико-химические свойства топлива для дизелей Виды топлива. Топливом называют горючие вещества, сжигаемые в целях получения тепловой энергии. В судо- вых двигателях применяют лишь жид- кое топливо, на береговых установках и на автомобильном транспорте встре- чаются газовые двигатели. Твердое топливо в ДВС не применяют. Основным виДом жидкого топли- ва являются продукты переработки нефти. Жидкое топливо может быть полудецо тэдеже путем переработки уг- ля, сланцев ^или путем синтеза, но на отечественном флоте такое топливо не используют Газообразных топлив много. Хорошо известны естественный газ, попутный газ нефтяных месторожде- ний, газ, образующийся при перера- ботке нефти, колошниковый газ метал- лургических заводов. Некоторые газы получают искусственно. На автотранс- порте применяют смесь пропана и бу- тана. В специальных газогенераторах можно газифицировать твердое топли- во, т. е. превратить в газ. Этим пере- числением виды газообразного топли- ва далеко не исчерпаны. Как показал опыт эксплуатации ав- томобилей, выпускные газы от сжига- ния газообразного топлива менее ток- сичны. Однако переводить судовые двигатели на газ нерационально: бал- лоны для хранения топлива громоздки и масса их больше. Состав топлива. Основными химиче- скими элементами, входящими в со- став топлива, являются углерод и водород. Содержание углерода в нефти и нефтепродуктах составляет 83—87%, водорода 11—14% всей мас- сы топлива. Как правило, топливо содержит се- р у. Хотя этот элемент и горючий, он является вредной примесью. При сго- рании серы образуются сернистый и серный ангидриды, вызывающие кор- розию металлов, а при соединении с водо^ образующие еще более коррози- онно-активные сернистую и серную кислоты. 22 Сера может находиться в топливе в виде различных соединений. Некото- рые из них: сероводород, меркаптаны (органические соединения типа RSH, где R — углеводородный радикал, на- пример СНз) — являются активновоз- действующими на металлы и вызыва- ют коррозию поверхностей, в частно- сти деталей топливной аппаратуры. Общая доля серы в нефти доходит до 7%, наличие сероводорода в топливе для дизелей Стандартами не допуска- ется. В том или ином количестве в топли- ве содержатся кислород и азот. Кислород входит в состав различных , соединений: органических кислот, смол и других нежелательных примесей. Азотистые соединения на качество топлива не влияют. Доля их в топливе невелика: кислорода до 1%, азота 0,1—0,2%. В составе тяжелых топлив может быть ванадий. ЕС(ЛИ его доля будет более 0,001%, то образующаяся при сгорании топлива пятиокись ванадия приведет к активной коррозии деталей, соприкасающихся с продуктами сгора- ния при высокой температуре. Нежелательная составная часть неф- тепродуктов — высокомолекулярные соединения с плотностью, превышаю- щей 1 г/см3, называемые смолами. Значительная доля смол в топливе вы- зывает отложение нагара на стенках цилиндра и поршневых кольцах, уве- личивает образование осадков в топ- ливе, способствует нарушению работы топливной системы и повышает кор- розионную активность топлива. Нор- мальным можно считать содержание фактических смол до 50—70 мг в 100 мл топлива. Из остальных веществ, которые мо- жет содержать топливо, следует наз- вать водорастворимые кислоты и ще- лочи, механические примеси, воду. Кислот и щелочей в топливе быть не должно, так как они вызыва- ют коррозию деталей и стенок емко- стей, в которых хранится топливо. Механические примеси загряз- няют топливную систему, способству- ют изнашиванию деталей топливной аппаратуры. В связи с этим даже в тя-
желых топливах механических приме- сей не должно быть больше 0,2%. Вода может нарушить нормальную работу двигателя, способствует корро- зии и изнашиванию деталей. В тяже- лых топливах она образует эмульсию, разрушить которую очень трудно. По- этому долю воды в тяжелом топливе до 1,5% считают нормальной. В лег- ких топливах вода не должна /быть Теплота сгорания топлива. Основ- ным показателем, определяющим цен- ность топлива как источника тепловой энергии, является теплота сгора- ния, выделяющаяся при полном сго- рании 1 кг топлива. Поскольку в топливе содержится водород, при его сгорании образуется водяной пар. Известно, что при кон- денсации водяного пара выделяется теплота. Следовательно, после сгора- ния 1 кг топлива выделится теплота как результат окисления углерода и водорода — низшая теплота сго- рания, так и вследствие конденса- ции водяного пара, образовавшегося при окислении водорода. Оба этих сла- гаемых в сумме называют высшей теплотой сгорания В двигателях внутреннего сгорания отработавший газ выходит из цилинд- ра при температуре значительно выше 373 К Это значит, что водяной пар конденсироваться внутри цилиндра не будет и теплота, выделяющаяся при его конденсации, использованной быть не может. Поэтому при оценке эффек- тивности работы двигателей внутрен- него сгорания учитывают только низ- шую теплоту сгорания Теплота сгорания жидкого нефтетоплива колеблется в нешироких пределах Так, низ- шая теплота сгорания бензина составляет 44 000—46 000 кДж/кг, дизельного топлива — 41 000—43 000, газотурбинного — порядка 40 000 кДж/кг Для упрощения планирования и от- четности по расходу топлив с различ- ной теплотой сгорания введено понятие условного топлива, т. е. топли- ва с теплотой сгорания 29 308 кДж/кг. Например, если израсходована 1 т дизель- ного топлива с теплотой сгорания 42 500 кДж/ 42 500 кг, то это будет соответствовать 2g 303 ~ = 1,45 т условного топлива Фракционный состав. Он характери- зует долю углеводородов в процентах (по объему), выкипающих до той или иной температуры, а также однород- ность топлива. На специальной лабо- раторной установке устанавливают, при какой температуре испаряется 50 и 96% топлива. Иногда определяют температуру, при которой испаряется 10% топлива, а для тяжелых топлив находят обратную величину. Чем уже фракционный состав топли- ва, тем лучше оно сгорает в двигателе. Например, если 50% топлива одной марки испаряется при 250 °C, 96% — при 340 °C, т. е. разность 90 °C, а у топлива другой марки — разность 60 °C (при 280 °C и 340 °C), то послед- нее топливо более качественно. Нали- чие в топливе легких фракций, снижа- ющих температуру испарения до 200 °C и ниже, облегчает пуск двига- теля, но приводит к более жесткой его работе (см. § 6). Тяжелые углеводо- роды, выкипающие при температуре выше 623 К, ухудшают смесеобразо- вание, способствуют дымной работе двигателя и отложению нагара. В ма- лооборотных двигателях топливо с тяжелыми фракциями сгорает доста- точно качественно. Вязкость. Качество распиливания топлива сильно зависит от вязкости топлива, т е. свойства жидкости ока- зывать сопротивление перемещению ее частиц под действием внешней силы Различают кинематическую вяз- кость, выражаемую в м2/с, и динамиче- скую— в Па-с. Единица кинематичес- кой вязкости (м2/с) равна кинематиче- ской вязкости среды .плотностью 1 кг/м3, динамическая вязкость кото- рой равна 1 Па-с. В зарубежных документах и* инст- рукциях, с которыми приходится стал- киваться при заходе в иностранные пррты и при обслуживании техники, построенной в других странах, встре- чается вязкость, заданная по времени истечения в различных условиях: по Редвуду (R|, с) и по Сейболту (SLL, с). При повышении температуры жид- кости вязкость ее уменьшается. Поэто- му значение вязкости всегда указыва- 23
ют со ссылкой на температуру, при которой она определена. Топливо хорошо прокачивается че- рез систему и свободно распиливается при вязкости до 8-10~6 м2/с при 20 °C. Если вязкость выше, то применять топливо без подогрева трудно. Вяз- кость топлива меньше 1,5-10~6м2/с при 20 °C тоже нежелательна. Дело в том, что топливо является смазочной жидкостью для топливных насосов и форсунок, и если вязкость его будет мала, то работа топливной аппарату- ры станет ненадежной. Температурные характеристики. Применимость топлива при низких температурах окружающей среды за- висит от температур его застывания и помутнения. Температурой застывания называют такую температуру, при ко- торой уровень топлива в пробирке при ее наклоне на 45° остается неподвиж- ным в течение 1 мин, т. е. прекращает- ся текучесть топлива. При температу- ре помутнения в топливе появляются кристаллы парафина или других угле- водородов, способные забить топлив- ную систему (прежде всего фильтры) и нарушить подачу топлива в цилинд- ры. При температуре вспышки -пары топлива, подогреваемого в специ- альном приборе, вспыхивают при под- несении открытого огня к отверстию, имеющемуся в крышке прибора. Эта температура определяет степень по- жарной опасности топлива. Согласно Правилам Речного Регистра РСФСР температура вспышки топлива, приме- няющегося для судовых двигателей, должна быть не ниже 333 К. Регистр СССР, правилам которого должны со- ответствовать суда, выходящие в мо- ре, допускает в отдельных случаях применять топливо с температурой вспышки не ниже 316 К, но оговари- вает для этих случаев повышенные требования к обеспечению пожарной безопасности. С точки зрения использования ,топ- лива в дизеле важной характеристикой является температура само- воспламенения, при которой ча- стицы топлива, находящегося в кон- 24 такте с воздухом, воспламеняются без какого-либо особого источника зажи- гания. Отсюда температура воздуха в цилиндре к концу сжатия должна быть выше температуры самовоспламенения топлива в самых неблагоприятных ус- ловиях, например при пуске холодного дизеля. Прямой связи между температурой самовоспламенения и температурой вспышки нет. Однако тяжелые углево- дороды имеют более низкую темпера- туру самовоспламенения, чем легкие того же ряда. Поэтому обычно у топ- лив с низкой температурой вспышки более высокая температура самовос- пламенения. Прочие свойства топлива. При изго- товлении топлива определяют долю се- ры и некоторых ее соединений Госу- дарственными стандартами предусмат- ривают его испытание на медной плас- тинке: в топливо на определенное вре- мя помещают пластинку из электро- литической меди, после чего смотрят, изменился ли цвет ее поверхности. Ес- ли медь не покрылась специфичными пятнами, то активных сернистых соеди- нений или свободной серы в топливе нет, значит, оно выдержало испытание Согласно стандартам СССР все марки дизельного топлива это испытание дол- жны выдерживать. Для тяжелых топ- лив (газотурбинного, моторного) испы- тание на медной пластинке не предус- матривают. В качественные показатели топлива входят его коксуемрсть и зольность Коксом называют остаток, образо- ванный после испарения топлива при высокой температуре и без воздуха. Чтобы повысить точность лаборатор- ного опыта, у дизельных топлив опре- деляют коксуемость 10%-ного остатка пробы после испарения остальных 90%. Зола — это неорганическая состав- ляющая топлива. Для определения зольности топливо выпаривают, а об- разовавшийся остаток прокаливают, получая золу. Кокс и зола, откладываясь на стен- ках и кольцах, увеличивают изнаши- вание цилиндра, способствуют приго- ранию поршневых колец, закоксовыва-
нию форсунок Доля кокса у тяжелых топлив доходит до 10%, зольность — до 0,15%. У дизельного топлива кок- суемость и зольность значительно ниже. Как известно, в топливе могут быть водорастворимые кислоты и щелочи. Кроме того, в нем присутствуют орга- нические кислоты, содержание кото- рых характеризует показатель, назы- ваемый кислотностью, т е коли- чество миллиграммов едкого кали .(КОН), необходимое для нейтрализа- ции кислот, содержащихся в 100 см3 топлива Во избежание коррозии дета- лей топливной апаратуры кислотность топлива не должна превышать 5 мг КОН на 100 мл Согласно стандартам на топливо требуется определять его коэффи- циент фильтруемости. В со- ответствующем приборе измеряют время, необходимое для прохождения каждой из десяти порций по 2 см3 топ- лива через фильтровальную бумагу Коэффициентом фильтруемости назы- вают отношение времени фильтрации десятой порции ко времени первой. Если коэффициент фильтруемости бу- дет 5 и более при прохождении не де- сятой, а одной из предыдущих порций, то на этом испытание прекращают. При длительном хранении в топливе окисляются углеводороды, в результа- те чего увеличивается в нем доля смол Интенсивность смолообразова- ния зависит от ряда внешних факто- ров: температуры, поверхности сопри- косновения топлива с воздухом, а так- же от содержания в топливе непре- дельных углеводородов, склонных к окислению Их количество характери- зует йодное число, т е количест- во йода в граммах, присоединяющегося к непредельным углеводородам, содер- жащимся в 100 г топлива Йодное число стандарты нормируют не для всех топлив. Также не для всех топлив нормиро- вана его плотность, однако опреде- лять ее следует обязательно: нужна для расчетов. Плотность нефтепродук- тов (г/см3) определяют при их темпе- ратуре 293 К, делят на плотность во- ды при 277 К, принятую за единицу, и обозначают рШ. Плотность дизельного топлива составляет 0,8—0,86 г/см3, у моторного, предназначенного для малооборотных дизелей, она достигает 0,97 г/см3. Для улучшения естественных свойств в топливо вводят присадки. В последние годы разрабатывают при- садки, снижающие изнашивание и на- гарообразование, предотвращающие коррозию, способствующие лучшему распыливанию топлива. $ 6. Смесеобразование и сгорание топлива в цилиндрах дизеле Топливо для дизелей. Для быстро- ходных и газотурбинных двигателей согласно ГОСТ 305—82 в зависимости от условий использования применяют дизельное топливо трех марок: Л (летнее) — для эксплуатации при температуре окружающего воздуха 0 °C и выше; 3 (зимнее)—для эксплуатации при температуре окружащего воздуха ми- нус 20 °C и выше (температура засты- вания самого топлива не выше минус 35 °C) и минус 30 °C (температура застывания топлива не выше минус 45 °C); А (арктическое)—для эксплуата- ции при температуре окружающего воздуха минус 50 °C и выше. По содержанию серы дизельные топ- лива подразделяют на 2 вида: I — массовая доля серы не более 0,2 %; II — массовая доля серы не более 0,5% (для топлива марки А ие более 0,4%). В обозначение марки входит цифра, характеризующая долю серы. Например, марка Л-0,2-40 ГОСТ 305—82 означает топливо летнее с массовой долей се- ры до 0,2% и температурой вспышки 40 °C; марка 3-0,2-мииус 35 ГОСТ 305—82 — топливо зимнее с массовой долей серы до 0,2% и тем- пературой застывания минус 35 °C, марка А-0,4 ГОСТ 305—82 — топливо арктическое с массовой долей серы 0,4% Содержание сероводорода, водорас- творимых кислот и щелочей, механи- ческих примесей, воды в топливе по 25
ГОСТ 305—82 не допускается. Указан- ное топливо относится к числу дистил- лятных, т. е. получено путем прямой перегонки нефти. Мало- и среднеобо- ротные дизели могут успешно рабо- тать на более тяжелых топливах, относящихся к группе остаточных, по- лучаемых из мазута прямой перегонки, или к смесям остаточных и дистиллят- ных. В частности, на речном флоте широко используют остаточное топли- во по ГОСТ 10433—75, предназначен- ное для локомотивных газотурбинных двигателей и называемое газотурбин- ным. Как видно из табл. 1, оно более вязкое, чем дизельное, но его можно применять без подогревания. Для него нормированы плотность (не более 935 кг/м3 при 293 К), низшая теплота сгорания (не ниже 39 800 кДж/кг) и массовая доля ванадия (не более 0,0007)%. Смолистость газотурбинного топлива в отличие от остальных топ- лив задана в процентах, ее определя- ют другим способом. Сравнивать этот показатель с.концентрацией фактиче- ских смол в топливе нельзя, но тем не менее ясно, что газотурбинное может содержать их значительно больше, чем дизельное. На речном флоте применя- ют топлива с массовой долей смол до 8—10%, но использовать эти топлива трудно. Следует учесть, что высокое йодное число свидетельствует о нали- чии в этом топливе непредельных уг- леводородов, т. е о возможности уве- личения смол при хранении.. Механи- ческие примеси допускаются в газо- турбинном топливе до 0,04% Стоимость газотурбинного топлива несколько ниже, чем топлива по ГОСТ 305—82 Невысока стоимость и моторного топлива по ГОСТ 1667—68, получаемого смешением остаточных и дистиллятных фракций и предназна- Рис 12 Направление струй топлива из отвер- стий распылителя форсунки ченного для средне- и малооборотных дизелей. Его выпускают двух марок: ДТ — для средне- и малооборотных дизелей; ДМ—для судовых малообо- ротных дизелей. Моторное топливо, особенно ДМ, — высоковязкое (см. табл. 1), для его применения необходим подогрев. Стан- дарт оговаривает возможность постав- ки моторного топлива с повышенными температурами застывания: ДТ до 4-10 °C; ДМ до +20 °C Доля серы в топливе ДТ может быть до 2% Меха- нических примесей в топливе может быть: в ДТ до 0,1%, в ДМ до 0,2%, воды в ДТ до 1%, в ДМ до 1,5%. В топливе, транспортировавшемся на судах, доля воды допускается до 2%. У топлива ДТ и*в еще большей сте- пени у ДМ повышены коксуемость (для топлива ДТ, вырабатываемого из сер- нистых нефтей, она допускается до 4%) и зольность. Это нельзя не учиты- вать при подборе смазочного масла, о чем изложено ниже. ГОСТ 1667—68 нормирует плот- ность моторного топлива: не более 930 кг/м3 для ДТ и не более 970 кг/м3 для ДМ при +20 °C. Для снижения себестоимости пере- возок необходимо широко применять моторное топливо ДТ. Основные физико-химические свой- ства топлив, используемых на флоте, см. в табл 1 Понятие о смесеобразовании. Сме- сеобразованием называют процесс приготовления горючей смеси в целях подготовки топлива к сгоранию. На смесеобразование отводится в зависи- мости от быстроходности дизеля от 0,06 до 0,0005 с. В течение этого корот- кого времени топливо должно быть раздроблено на мельчайшие частицы и равномерно распределено в воздухе, находящемся в камере сгорания Распыливание топлива происходит в момент его впрыскивания в цилиндр из сопловых отверстий распылителя форсунки. Совокупность частиц распы- ленного и испарившегося топлива, об- разовавшаяся на выходе из соплового отверстия распылителя форсунки, на- зывают струей топлива (рис. 12), ха- рактеризуемой углом рассеивания а и 26
Таблица 1 Дизельное топливо для Газотурбинное I Топливо для мало- быстроходных дизелей топливо и среднеоооротных Показатели (ГОСТ 305- 82) (ГОСТ 10433—75) дизелей (ГОСТ 1667—68) Л 3 А ТГВК ТГ дт дм Цетановое число Фракционный состав 45 45 45 — — — — 50% перегоняется при температуре, “С, 280 280 255 — — — — не выше 96% перегоняется при 360 340 330 — — — — температуре (конец пе- регонки), “С, не выше Кинематическая вяз- кость при 20 °С, мм2/с 3,0—6,0 1 .8—5,0 1,5—4.0 — — — при 50 °C, ВУ не бо- — — — 3 3 5 20 лее Температура застыва- ния, °C, не выше клима- тической зоны умеренной -10 -35 -55 +5 +5 —5 + 10 холодной — —40 — Температура помут- нения, °C, не выше, для климатической зоны умеренной -5 —25 — — — — холодной — —35 — —- Температура вспыш- ки, °C, для судовых ди- зелей не ниже 61 40 35 65 61 65 85 Массовая доля серы. %, не более 1,0 2,5 1,5 3.0 р топливе вида I 0,2 0,2 0,2 — — — » » » П 0.5 0,5 0,4 — — — — Массовая доля мер- 0,01 0,01 0,01 — — — — каптановой серы, %, не более Концентрация факти- 40 30 30 25 25 — » ческих смол, мг на 100 см3 топлива, не бо- лее Кислотность, мг КОН на 100 см3 топлива, не более 5 5 5 — — — — йодиое число, г йода 6 6 6 20 45 — — на 100 г топлива, не бо- лее Зольность. %, не бо- 0.01 0,01 0,01 0,01 0,01 0,15 лее * Коксуемость 10%-ного остатка. %, не более 0,3 0,3 0,3 0,5 0,5 3,0 10,0 Коэффициент фильт- 3 3 3 — — —• — руемости, не более - Плотность прн 20 °C. кг/м3, не более 1 860 840 830 935 935 930 970 27
длиной I. Угол р между диаметрально противоположными образующими ко- нуса, охватывающего оси струй топли- ва многоструйного распылителя фор- сунки, называют углом впрыскивания Длина /, углы рассеивания а и впрыскивания £ должны быть обяза- тельно согласованы с формой камеры сгорания: комплекс струй должен ох- ватывать весь объем камеры, но части- цы топлива не должны попадать на охлаждаемые поверхности, так как там они будут оседать и коксоваться. Желательно иметь большое количе- ство струй, обусловленное числом соп- ловых отверстий распылителя форсун- ки: чем больше струй, тем равномер- нее распределяется топливо в воздуш- ном объеме камеры сгорания. Однако как бы не были совершенны формы камер сгорания и распыливание топ- лива, при впрыскивании топлива от- дельными струями оно не будет пере- мешано со всем воздухом, если послед- ний будет неподвижен. Следовательно, для наиболее совершенного смесеобра- зования необходимо, чтобы в момент впрыскивания топлива в воздухе, за- полняющем камеру сгорания, были вихревые движения. Распыливание топлива. Сопловые отверстия распылителя форсунки яв- ляются каналами, длина которых в 4—7 раз больше их диаметра. Вследст- вие трения внешнего слоя струи топ- лива о стенки канала скорость переме- щения частиц топлива внутри струи разная: она тем выше, чем ближе на- ходится слой топлива к оси канала. Значит, распад основной струи топли- ва на отдельные струи начинается еще в сопловом канале При выходе из не- го струи встречают сильное сопротив- ление сжатого воздуха, заполняющего камеру сгорания Частицы топлива дробятся, уменьшаются в результате испарения, отклоняясь дальше от оси канала. В результате монолитная в начале струя, распадаясь, образует подобие факела, состоящего из паров топлива, воздуха и остаточных газов. Топливо самовоспламеняется практи- чески во время дробления струй. Размеры струй зависят от свойств топлива, формы сопловых каналов и 28 сопротивления воздуха. На продолжи- тельность процесса р$спыливания топ- лива влияют его поверхностное натя- жение, вязкость и плотность. При зна- чительных поверхностном натяжении и вязкости дробление топлива затруд- няется, уменьшается угол рассеивания струи, а ее длина увеличивается. Форма и чистота сопловых каналов влияет на образование вихрей внутри струи топлива. При значительной дли- не соплового канала, его острых кром- ках и шероховатости топливо дробится быстрее, угол рассеивания струи сна- ружи увеличивается, а длина умень- шается. Сопротивление, оказываемое сжатым воздухом в камере сгорания струям топлива, зависит от скорости его истечения из сопловых отверстий распылителя форсунки. Для качествен- ного смесеобразования скорость исте- чения топлива должна быть 250— 350 м/с С повышением ее происходит более мелкое и равномерное дробле- ние топлива и увеличивается длина струи. Скорость истечения топлива при определенной впрыскиваемой дозе за- висит от разности давления впрыски- вания и противодавления воздуха в цилиндре и от суммарного поперечно- го сечения сопловых отверстий распы- лителя. У форсунок двигателя в рас- пылителе предусматривают 6—8 сопло- вых отверстий диаметром от 0,2 до 0,5 мм. В таких условиях для получе- ния указанной скорости истечения топ- лива давление впрыскивания должно быть 40—80 МПа и выше Продолжительность впрыскивания топлива составляет 15—40° угла пово- рота коленчатого вала, а у быстроход- ных двигателей еще больше. Для улучшения процесса смесеобразования необходимо, чтобы скорость впрыски- вания возросла и ее максимум был в конце впрыскивания. Тогда каждая последующая доза впрыскиваемого в цилиндр топлива будет проникать в наиболее дальние объемы воздуха, еще не принявшие участце в процессе горения. В связи с этим профиль шай- бы для топливного насоса высокого давления делают таким, чтобы давле- ние впрыскивания сразу же начинало
Рис 13 Формы камер сгорания двигателей а - НФД48 б —НФД26 в— Д50 г — Л275 д - ЧСП18/22 е — ДР30/50 возрастать с момента начала подъема плунжера Начальное давление впрыс- кивания форсунок судовых дизелей составляет 18—38 МПа Формы камер сгорания и способы смесеобразования. Для обеспечения наиболее полного и равномерного за- полнения объема камеры сгорания микрокаплями топлива, образовавши- мися при распыливании, форма каме- ры сгорания должна быть согласована с числом, диаметром и направлением сопловых каналов форсунки. Чтобы обеспечить качественное об- разование смеси топлива и воздуха в дизелях, работающих в разных усло- виях, на различных видах топлива, с разными диаметрами цилиндров при- меняют объемный, пленочный, объем- но-пленочный, предкамерный и вихре- камерный способы смесеобразования Камеры сгорания по конструкции бывают неразделенные и разделенные. В неразделенных камерах (рис 13) применяются объемный, пленочный и объемно-пленочный способы смесеоб- разования В основе принципа объемного смесе-- образования — впрыскивание топлива через многоструйный распылитель форсунки непосредственно в камеру сгорания и равномерное рыспыление микрочастиц топлива по всему ее объему. При полусферической форме камеры сгорания (рис 13, а) основная масса' воздуха сосредоточена в районе фор- сунки, что позволяет уменьшить длину струи и увеличить угол ее рассеива- ния. В данном случае угол распилива- ния р меньше, чем в остальных каме- рах сгорания При полусферической форме камеры исключено попадание частичек топлива на охлаждаемые по- верхности Вместе с тем при такой форме камеры хуже условия для отво- да теплоты от днища поршня- тепло- вой поток должен направляться вниз» 29
тогда как края днища направлены вверх. Существуют места, как, напри- ' мер, в центре камеры, не охватывае- мые струями топлива В связи с ука- занным при полусферической форме камеры особенно необходимо вихревое движение воздуха В двухтактных двигателях форма днища поршня, изображенная на рис. 13, а, затрудняет продувку цилин- дра. Поэтому более эффективную ка- меру сгорания создают в двухтактных двигателях в днище крышки цилиндра (рис. 13, е) при плоском днище порш- ня. Наиболее соответствует формам струй топлива камера сгорания Гес- сельмана (рис. 13, г). В отличие от рассмотренной камеры основная мас- са воздуха сосредотачивается вдали от форсунки. Чтобы частички топлива не падали на охлаждаемые стенки ци- линдра, по краям поршня предусмат- ривают высокие бурты. Условия для качественного смесеобразования при такой камере лучше Однако бурты и выступающая средняя часть днища поршня перегреваются, из-за чего за- коксовываются верхние уплотнитель- ные кольца. Промежуточные формы камер сгорания изображены на рис 13,6, в. Как и во всяких проме- жуточных вариантах, в этих камерах в какой-то степени сочетаются преиму- щества и недостатки камер сгорания, изображенных на рис 13, а, г. Вихревое движение воздуха в каме- ре сгорания создается в процессе на- полнения цилиндра: воздух вследствие того, что впускной клапан смещен в сторону от оси цилиндра, завихряется. При ходе сжатия появятся вихревые потоки воздуха, обусловленные неплос- кой формой днища поршня или крыш- ки цилиндра. В этом отношении каме- ра, изображенная на рис. 13, г, более удачна, чем камеры на рис. 13, а—в, е. При впрыскивании топлива вихре- вое движение воздуха возникает из-за поглощения им кинетической энергии струй топлива. Однако все перечисленные вихри — слабы и неорганизованны Сильный организованный вихрь в двухтактных двигателях можно создать, если соот- 30 ветствующим образом направить про- дувочные окна. В четырехтактных дви- гателях, чтобы создать круговой вихрь в поступающем в цилиндр воздухе, иногда выполняют криволинейным ка- нал, крышки цилиндра, по которому поступает воздух к впускному кла- пану. Объемный способ смесеобразования в неразделенных камерах практически у всех типов двигателей с диаметром цилиндра более 150 мм. Основные до- стоинства этого способа — простая конструкция камер сгорания, высокая экономичность двигателя при умерен- ных степенях сжатия (е=12-?17), хо- рошие пусковые качества, компакт- ность элементов системы охлаждения. Его недостатки — необходимо обеспе- чивать высокие значения коэффициен- та избытка воздуха (а=1,8-т-2,2) для достижения полного сгорания топлива и высокие давления впрыскивания топ- лива В связи с этим требования к ка- честву топливной аппаратуры повыша- ются. Поэтому в двигателях с неболь- шими размерами цилиндров (менее 150 мм) применяют другие способы смесеобразования Стремление улучшить процесс сме- сеобразования привело к созданию так называемых полуразделенных ка- мер сгорания, расположенных в голов- ке поршня (рис. 13, д). Для пленочного смесеобразования необходимо значительную часть (90— 95%) впрыскиваемой дозы топлива по- давать на стенки камеры сгорания под небольшим углом, обеспечиваю- щим растекание топлива тонким сло- ем, а около стенки организовать вихри путем перетекания воздуха из прост- ранства над поршнем в камеру внутри самого поршня при ходе сжатия (см. рис. 13, д) Интенсивность вихрей бу- дет увеличиваться при приближении поршня к в м т. Массивные неохлаж- даемые стенки камеры способствуют быстрому воспламенению паров топ- лива Чисто пленочное смесеобразование явилось этапом на пути совершенство- вания способов образования горючих смесей. Из-за недостатков двигателя (сложность доводки рабочего процес-
са, низкие пусковые качества двигате- ля, дымность при работе на малых на- грузках) этот способ применяют огра- ниченно, но он вошел как составная часть в объемно-пленочный способ смесеобразования. Этот способ явля- ется одним из наиболее совершенных для высокооборотных дизелей с не- большими диаметрами цилиндров Ка- мера сгорания размещена так же, как и при пленочном способе, в поршне (рис. 13, д), но форсунка расположена в центре крышки цилиндра по его оси, а не под углом. Топливные струи (40—60% всей до- зы), направляемые на кромку горло- вины, растекаются тонким слоем по стенкам камеры и испаряются. Пары перемешиваются с воздухом благодаря интенсивному вихреобразованию вследствие вытеснения заряда из над- поршневого пространства при подходе поршня к в. м. т У дизелей с объемно-пленочным смесеобразованием умеренные значе- ния максимального давления цикла [Pz= (6-?-7,5) МПа], сравнительно низ- кий удельный расход топлива [ge= =₽= (2174-245) г/(кВт-ч)]. Достигается почти полное сгорание топлива при не- большом значении коэффициента из- бытка воздуха (а «1,5). Объемно-пленочный способ сйгеееоб- разования применяется в дизелях с диаметром цилиндров 70—300 мм. Основной недостаток рассмотренных неразделенных камер — неполное со- ответствие форм камеры сгорания и размеров струй распыленного топли- ва. Кроме того, из-за влияния качест- ва топлива на условия смесеобразова- ния ограничено использование в таких двигателях топлив различных марок. В этом отношении зарекомендовали себя положительно так называемые разделенные камеры, состоящие из двух полостей: надпоршневой и соеди- ненной с ней одним или несколькими каналами отделенной полости в крыш- ке. На речном флоте широко распро- странены вихревые камеры — разно- видность многокамерного смесеобра- зования. При этом способе (рис. 14) в крышке 5 цилиндра расположена вихревая камера 3 сферической фор- Рис 14 Вихревая камера мы. Она соединена каналом а с прост- ранством б над поршнем 6. К приходу поршня в в. м. т. в ней находится до 70—80% всего объема воздуха, осталь- ные 20—30% в канале айв надпорш- неВом пространстве б. При ходе сжа- тия воздух из цилиндра по каналу а перетекает в вихревую камеру, где по- являются закономерные круговые вихри. Форсунка 4 впрыскивает топливо внутрь вихревой камеры, где и сгорает его основная часть. В последующем, по мере перетекания газов из вихревой камеры в цилиндр, порисходит догора- ние топлива за счет участия воздуха, оставшегося в канале а и надпоршне- вом пространстве б. Ввиду наличия интенсивных вихрей воздух, заключенный в вихревой каме- ре, обладает значительным запасом кинетической энергии. Это позволяет получить хорошее смесеобразование при малых давлениях впрыскиваемого топлива (примерно 12—24 МПа) и при одноструйном распылителе форсунки. Вихревые камеры часто изготовля- ют с вставной горловиией 1, являю- щейся тепловым аккумуляторов: на- греваясь при горении, она'отдает теп- лоту воздуху в процессе фкатия, бла- годаря чему уменьшаете^5 период за- держки воспламенения, особенно при малых Нагрузках. Упрощение конструкции топливной аппаратуры, связанное с относительно 31
низким давлением впрыскивания — большое преимущество вихрекамерных дизелей. Кроме того, вследствие хоро- шего перемешивания воздуха с топ- ливом в них лучше используется воз- дух для сгорания, что позволяет при тех же размерах цилиндра получить мощность больше, чем в двигателях с однокамерным смесеобразованием. Двигатели с вихревыми камерами ме- нее чувствительны к качеству топлива, но и менее экономичны. на перетекание воздуха в вихревую камеру и газов из нее затрачивается часть внутренней энергии газа, кото- рая могла быть полезно использована; конструкция крышки цилиндра сложнее; вследствие разделения объема каме- ры сгорания на две части увеличива- ется поверхность, приходящаяся на единицу объема воздуха. Из-за повы- шенного в связи с этим отвода тепло- ты через стенки снижается температу- ра сжимаемого воздуха, в результате труднее запуск холодного двигателя. А поэтому в вихрекамерных двигате- лях предусматривают специальную за- пальную спираль 2, устанавливаемую под форсункой 4. На ряде высокооборотных форсиро- ванных дизелей зарубежных фирм с диаметром цилиндра 160—185 мм до- статочно эффективен предкамерный способ смесеобразования. Камера сго- рания при таком способе состоит из предкамеры (форкамеры), располо- женной в крышке цилиндра, и основ- ной камеры, заключенной между дни- щами поршня, крышки и стенками ци- линдровой втулки. С основной камерой предкамера соединена отверстиями, суммарное проходное сечение которых составляет 0,5—1% площади поршня. Объем предкамеры составляет 20— 40% объема камеры сжатия. Все это обеспечивает максимальную разность давлений в конце сжатия в предкаме- ре и надпоршневом пространстве (0,3—0,5 МПа). При истечении из предкамеры пары топлива интенсивно перемешиваются с зарядом основной камеры сгорания, в результате чего обеспечивается наибо- лее полное сгорание. Дизели с предка- 32 мерами менее чувствительны к качест- ву топлива и условиям работы, чем вихрекамерные. Основные недостатки предкамерных двигателей — повышенные потери теп- лоты из-за увеличенной поверхности камеры сгорания; энергетические по- тери на перемешивание паров топли- ва, воздуха, газов через отверстия; плохие пусковые качества (необходи- мо запальное устройство) ; низкая эко- номичность (удельный расход топлива 270 г/(кВт-ч)]. На речном флоте предкамерные двигатели не применяют, на морском— ограниченно в качестве вспомогатель- ных. Задержка самовоспламенения. Впрыснутое в цилиндр топливо вос- пламеняется не сразу. Сначала частич- ки его испаряются, перемешиваются с воздухом и смесь нагревается до тем- пературы самовоспламенения. Затем должен произойти разрыв внутримоле- кулярных связей углеводородов с об- разованием углерода и водорода, вступающих в реакцию с кислородом воздуха. Однако этот процесс слож- ный, многостадийный. Под действием высокой температуры в смеси воздуха и паров топлива образуются свобод- ные атомы или радикалы, реагирую- щие с молекулами углеводорода. В ре- зультате возникают новые свободные радикалы, способные вступить в реак- цию и стать центрами реакций окисле- ния. При протекании этих процессов в смеси наблюдается неяркое голубова- тое свечение, не сопровождающееся заметным повышением температуры и давления, в связи с чем такие процес- сы называют холодно-пламенными. С увеличением концентрации активных центров происходит тепловой взрыв, т. е. возникает горение, сопровождаю- щееся ярким свечением, быстрым по- вышением температуры и давления. , Следовательно, после впрыскивания частичек топлива в цилиндр происхо- дит задержка самовоспламенения, выз- ванная физическими и химическими подготовительными процессами. Вре* мя, прошедшее от момента попадания частичек в цилиндр до начала горения,
называют периодом задержки само- воспламенения Период задержки са- мовоспламенения составляет 0,001 — 0,005 с. Если предположить, что двигатель работает с частотой вращения 750 мин-1, то его коленчатый вал по- ворачивается на Г примерно за 0,0002 с. Значит, за период задержки самовоспламенения кривошип повер- нется на угол от 5 до 25° в зависимо- сти от длины периода задержки само- воспламенения Это обстоятельство вынуждает начинать впрыскивание топлива в цилиндр с опережением, т. е. до того, как кривошип придет в в. м. т. Угол, на который кривошип не доходит до в. м. т. в момент начала впрыскивания топлива, называют уг- лом опережения подачи топлива. Он является очень важным параметром регулирования двигателя. У судовых дизелей угол опережения подачи топ- лива составляет 15—33°. Протекание процесса сгорания. На рис 15 изображена диаграмма процес- са сгорания, по оси абсцисс которой отложен угол поворота коленчатого вала (п. к. в), а по оси ординат — давление в цилиндре. В нижней части диаграммы дана зависимость подачи топлива от угла п к. в. (площадь под этой кривой заштрихована) Подача топлива в цилиндр начина- ется в точке d, т. е. с опережением на угол ао. За период задержки самовос- пламенения коленчатый вал поворачи- вается на угол at, в точке с начинает- ся горение. Давление в цилиндре повы- шается, и кривая отрывается от линии сжатия Протекание процесса сгорания на графике p = f(a) без подачи топли- ва изображено на рис 15 штриховой линией Как видно из рисунка, за пе- риод задержки самовоспламенения (угол at) в цилиндр поступило какое- то количество топлива, составляющее 15—50% цикловой подачи, т е. дозы, впрыскиваемой за цикл. В течение пе- риода задержки самовоспламенения оно успеет испариться и перемешать- ся с воздухом. С появлением пламени от самовоспламенения частиц топлива, поступивших в цилиндр первыми, по- вышаются температура и давление 2 Зак 572 смеси, поэтому значительно ускоряют- ся реакции молекул топлива, впрысну- того за период задержки самовоспла- менения. В результате непосредствен- ного контакта с пламенем и образова- ния новых очагов самовоспламенения скопившееся в цилиндре топливо сго- рает очень быстро. Температура, а следовательно, и давление резко воз- растают (участок cz'). Топливо, поступающее в цилиндр по окончании задержки самовоспламене- ния, попадает в среду, охваченную пламенем, и спокойно сгорает. Горение его заканчивается несколько позднее, чем впрыскивание. В это время пор- шень уже движется вниз, объем над ним увеличивается и давление в ци- линдре существенно не изменяется (участок z'z). Некоторое количество топлива догорает уже в процессе рас- ширения рабочего газа (участок zz0). Для участка cz' характерно интен- сивное нарастание давления от рс до р2. Если скорость нарастания будет больше, чем 400—600 кПа/0 п. к. в., то нагрузка на поршень будет ударной и в цилиндре возникнет стук. Такую ра- боту двигателя называют жесткой. При жесткой работе повышается уро- вень шума, увеличивается изнашива- ние подшипников, появляются дефор- мации поршневых колец, в результате которых они могут поломаться. 33
' Обеспечение мягкой работы двига- теля. Жесткость работы дизеля зави- сит от скорости нарастания давления после воспламенения, а эта ско- рость — от количества топлива, по- ступившего в цилиндр за период за- держки воспламенения. В конечном итоге жесткость работы дизеля зави- сит от периода задержки самовоспла- менения: чем он больше, тем жестче будет работа дизеля. Поэтому для обеспечения мягкой работы дизеля следует уменьшать период задержки самовос- пламенения. Скорость протекания физических и химических процессов увеличивается с повышением температуры. Следова- тельно, уменьшению периода задерж- ки самовоспламенения способствует повышение температуры сжатого в ци- линдре воздуха. О влиянии понижен- ной температуры хорошо известно в практике эксплуатации дизелей: хо- лодный двигатель работает со стуками в цилиндре, которые после прогрева дизеля прекращаются. Период задержки самовоспламене- ния уменьшается и при повышении давления сжатия, что объяснимо как улучшением теплообмена между воз- духом и топливом при увеличенной плотности воздуха, так и понижением температуры самовоспламенения с ростом давления. Таким образом, мяг- кая работа двигателя возможна при хорошей герметичности камеры сгора- ния в цилиндре, при предписанной ру- ководством по эксплуатации дизеля степени сжатия и при поддержании его в горячем состоянии. Период задержки самовоспламене- ния зависит и от размера частиц топ- лива, образующихся при распилива- нии: чем они меньше, тем быстрее топливо нагревается. Следовательно, с ухудшением распиливания топлива увеличивается склонность двигателя к жесткой работе. Однако период за- держки самовоспламенения зависит не от среднего размера частиц, а от мини- мального, ибо некоторое количество мелких частиц имеется в топливе и при низком качестве его распилива- ния. Поэтому жесткая работа двигате- 34 ля возможна лишь при резком ухуйм! шении распиливания, что наблюдает-;" ся, например, при зависании иглы< форсунки. / Как уже было показано, период за-'^ держки самовоспламенения колеблет*,; ся от 0,001 до 0,005 с и обусловлен со-^ ставом топлива. Следовательно, жест-J кость работы дизеля в значительной] степени зависит от температуры само-4 воспламенения топлива. Это качество^ топлива храктеризуют цетановым чис^ лом. Его находят путем сравнения 1 самовоспламенения исследуемого топ-1 лива и смеси двух эталонных углево-'^ дородов: цетана С1бН34 и альфаметиЛ-1 нафталина С10Н7СНз. Для первого нН них характерен минимальный / период! задержки самовоспламенения, длМ| второго — значительный. \ 1 Процесс сравнения проводят на специа/jb-J ном одноцилиндровом дизеле с переменно#^ степенью сжатия. Сначала определяют степей!# сжатия, при которой исследуемое топливо ca~i мовоспламеняется при положении поршн^ строго в в.м.т. Затем подбирают эквивалент-^ ную смесь цетана и альфаметилнафталйнй^ т. е. такую, которая при том же угле опере?, жения подачи топлива и при той же степемй* сжатия самовоспламеняется при положена^ поршня в в.м.т. j Цетановое число топлива соответствует доле цетан! в процентах в такой его смеси с аль*® фаметилнафталином, которая эквиЬВ^ лентна топливу по самовоспламене| нию. ] Например, если в эквивалентной смеси це? тана содержится 45%, а альфаметилнафталн| на 55%, то цетановое число будет 45. J Достаточно мягкая работа быстро^ ходных дизелей обеспечивается Прш цетановом числе топлива не ниже(4$я| Тихоходные могут мягко работать пр»| цетановом Числе ниже 40. Для повы|1 шения цетанового числа в топливая вводят присадки. При повышении цетанового числи более 55 уменьшается полнота сгорали ния топлива. Кроме того, чрезмерней сокращение периода задержки самде| воспламенения приводит к вялому прбЯ теканию процесса сгорания, что в КедВ нечном счете снижает к. п. д. цикла. /Я
Глава II РАБОЧИЙ ЦИКЛ ДИЗЕЛЯ § 7. Процессы наполнения и выпуска Схема процесса газообмена. В тече- ние процесса выпуска и наполнения происходит смена заряда в цилиндре: отработавшие газы удаляются, све- жий воздух заполняет цилиндр. Сово- купность этих процессов принято ус- ловно называть процессом газо- обмена. Для более глубокого понимания протекания процесса газообмена рас- смотрим диаграмму V — р (рис. 16), построенную в крупном масштабе по %си ординат. Точки конца сжатия с и конца расширения b (см. рис. 2) рас- полагаются при таком масштабе за пределами чертежа, в связи с чем на рис. 16 верхняя часть участка линии сжатия ограничена условно символом с, линии выпуска — Ь. Линия свободного выпуска Ьг' пере- ходит в линию принужденного выпуска г'г, совершающегося при давлении рг, плавно. Когда к концу выпуска пор- шень придет в в. м. т, над ним будут находиться так называемые оста- точные газы, представляющие со- бой часть отработавшего газа, остав- шуюся в объеме Vc. Давление остаточ- ных газов рг выше, чем давление окру- жающей среды (атмосферы) pQ. По- этому с началом движения поршня вниз они начнут расширяться (линия га') до тех пор, пока давление в ци- линдре не станет равно давлению впуска а'а (точка а'). После точки а' давление процесса впуска на участке а'а можно считать постоянным. В точ- ке а начнется линия сжатия ас: пор- шень движется вверх, сжимая с-вежий заряд.. Действительная диаграмма процес- са газообмена несколько отличается от изображенной на рис. 16, так как давления выпуска рг и впуска ра не остаются постоянными. Однако в це- лях упрощения этим непостоянством давлений можно пренебречь, 2* Коэффициент наполнения. Воздух из атмосферы не может всасываться сразу с началом движения поршня от в. м. т. вниз, так кад давление р, оста- точных газов выше, чем давление ро (см. рис. 16). Он начнет поступать в цилиндр лишь тогда, когда давление расширяющихся остаточных газов сравняется с атмосферным (точка т). Когда поршень придет в н. м. т, воздух еще всасывается из атмосферы: даже в начале движения поршня вверх давление в цилиндре ниже атмосфер- ного, а впускной клапан закрывается с запаздыванием. Цилиндр заполнится свежим зарядом ^воздухом) в тот мо- мент, когда давление сжимаемого воз- духа сравняется с атмосферным (точ- ка п). У двигателей с наддувом начало и конец поступления свежего заряда в цилиндр соответствуют моментам, ког- да давление в цилиндре будет равно давлению наддувочного воздуха рн. Следовательно, в процессе всасыва- ния в цилиндр поступил свежий заряд воздуха, объем которого Vo, а давле- ние равно давлению окружающей сре- ды или давлению наддува, тогда как теоретически возможно заполнение ци- линдра воздухом с объемом V,, рав- ным рабочему объему цилиндра. От- ношение действительного количества свежего заряда воздуха, поступившего Рис. 16 Диаграмма процесса газообмена в цилиндре четырехтактного дизеля без наддува " 35
в цилиндр в процессе наполнения, к теоретически возможному при данных давлении и температуре окружающей среды называют коэффициентом наполнения, т. е. nH = Vovs (2) Коэффициент наполнения определя- ет количество свежего заряда воздуха, поступившего в цилиндр, а значит, и количество топлива, которое может сгореть за цикл. Отсюда следует, что в конечном итоге от коэффициента на- полнения зависит мощность двигателя. Даже у тихоходных дизелей т)нч равен 0,8—0,9, т. е. из-за неполноты заполне- ния цилиндра теряется 10—20% тео- ретически возможной мощности, а у быстроходных этот крэффициент еще ниже. Как видно из рис. 16, коэффициент наполнения зависит от давлений вы- пуска р, и впуска ра. Если предполо- жить, что давление выпуска повысит- ся, а давление впуска понизится, то процессы будут протекать по линиям r/nai'ai (изображено штриховой). Точки т\ и П\ пересечения линий гха\ расширения остаточных газов и ахС\ сжатия с линией давления ро окру- жающей среды сместятся от точек т и п: первая — вправо, вторая — влево. Объем Voi станет меньше объема Уо, т. е. коэффициент наполнения умень- шится. Давления рг и ро зависят от сопро- тивлений выпуску и впуску: чем боль- ше эти сопротивления, тем выше рг и ниже ро. Следовательно, чем больше сопро- тивления выпуска и впуска, тем мень- ше коэффициент наполнения двигате- ля. Этот вывод чрезвычайно важен, так как значения сопротивлений вы- пуску и впуску во многом зависят от обслуживающего персонала: от состоя- ния и регулировки привода открытия клапанов, от чистоты впускного и вы- пускного трактов и т. п. Подробнее об этом сказано ниже. Возвращаясь к рис. 16, следует отме- тить, что при равном изменении сопро- тивлений выпуску и впуску точка п 36 _ - смещается дальше, чем точка пг. сЭто значит, что сопротивление впуска влияет на коэффициент наполнения в большей степени, чем сопротивление выпуска. Учитывая такую зависимость, диаметр впускного клапана иногда делают больше, чем выпускного (в том случае, когда нет возможности увеличить диаметры обоих клапанов). По выражению (2) нельзя доста- точно точно определить коэффициент наполнения: объем Уо взят при давле- нии ро или рн, но температура Та све- жего заряда в цилиндре несколько от- личается от температуры То окружаю- щей среды или наддувочного воздуха. Если учесть отличие То от То и преоб- разовать выражение (2) с учетом за- висимости объема газа от других пара- метров его состояния, то можно полу- чить е Ра То 1 8—1 Ро T’a 1 +?г ’ О) где e—Va/Vc — степень сжатия, То — температура атмосферного воздуха, К; Та — температура конца наполне- ния (т. е в точке а), К; уг—Мг/М,— коэффициент остаточных газов (Mr — количество остаточ- ных газов, кмоль, и М, — ко- личество свежего заряда воз- духа, кмоль) 1 У четырехтактных двигателей без наддува коэффициент остаточных га- зов составляет уг=0,04—0,06. Без большой погрешности можно прини- мать его равным 0,05, и тогда форму- ла (3) будет иметь вид _ е___________Ра. Тр Т,Н " 1,05(8-1) Ро U В двигателях с наддувом коэффици- ент наполнения должен быть отнесен к давлению и температуре наддувочно- го воздуха, т. е. 8 Pg Тн 1 8—1 Рн Та 1 +Vr ' (5) 1 Моль равен количеству вещества систе- мы, содержащей столько же структурных эле- ментов, сколько содержится атомов в углеро- де-12 массой 0,012 кг.
(6) Коэффициент остаточных газов у четырехтактных двигателей с надду- вом уг=0,00-4-0,04, в связи с чем им можно пренебречь и считать, что е Ра тн Ли — . е—1 Рп TQ По опытным данным коэффициент наполне- ния у дизелей четырехтактных тихоходных без наддува т]н = 0,804-0,90, средней быстро- ходности и быстроходных без наддува т]н = ==0,754-0,90, с наддувом Чн = 0,804-0,95 Количество свежего заряда. Коэф- фициент наполнения характеризует от- носительную полноту заполнения ци- линдра, так как действительное коли- чество свежего заряда сравнивается с его количеством, которое могло бы поместиться в рабочем объеме цилинд- ра при данных давлении и температу- ре атмосферного воздуха. Однако параметры атмосферы непостоянны: мировая метеорологическая практика зафиксировала диапазон изменения атмосферного давления на уровне мо- ря от 91 до 107,8 кПа. Изменяется и температура воздуха. Поэтому необ- ходимо выяснить, от чего зависит аб- солютное количество свежего заряда, поступающего в цилиндр. Для этой цели можно использовать известное из физики уравнение состояния газа pV ~mRT/р, где р — давление газа, Па, V — его объем, м3, т — масса газа, кг, R 8314 Дж/(кмоль-К) —универсальная газовая постоянная; Т — температура газа, К; р — его молярная масса, кг/кмоль Обозначив отношение m/р. кг/(кг/ /моль)—кмоль через М, получим pV — MRT Для свежего заряда, поступающего в цилиндр дизеля, это уравнение бу- дет иметь вид Ро V» ~ Ms RT о или с учетом выражения (2) Ро Пи У® ~ RTо, откуда Как видно, количество свежего за- ряда зависит не только от коэффици- ента наполнения т]н и рабочего объема цилиндра Ve, но и от давления и температуры То атмосферного воздуха (для двигателей с наддувом от рниТн наддувочного воздуха). Отсюда следу- ет, что при пониженном давлении и повышенной температуре атмосферно- го воздуха мощность двигателя мень- ше, чем при высоком давлении и низкой температуре. На располагае- мую мощность влияет и влажность воздуха, о чем изложено ниже. Давление в конце наполнения. Ос- новной параметр процесса впуска — давление — может быть определен из выражений: для двигателей без наддува Ра=Ро —АРа< (8) для двигателей с наддувом Ра=(1—^н)Рн> (9) где Дра 6н — абсолютная и относительная потери давления на преодоле- ние сопротивлений впуску Величина Дро у двигателей без над- дува зависит в основном от средней скорости воздуха во впускном клапа- не, которую обычно называют сред- ней скоростью всасывания, м/с. Ее можно определить из выраже- ния wa = F//cm, (10) где F — площадь поперечного сечения цилинд- ра, м2; Ст — средняя скорость поршня, м/с, / — площадь проходного сечения впуск- ного клапана (или клапанов, если он не одни), м2 Если обозначить диаметр цилиндра через D, а диаметр впускного клапана через d, то можно записать: F = (nD2)/4 и /» (л</2) 4, причем в последнем равенстве знак приближения означает, что не учтено (за его малостью) влияние штока клапана. Подставив в формулу (10) вместо F и f их выражения через диаметры и сократив л, получим wa = (D/d)2cm. (И) 37
' Если клапанов два, то в правой час- ти выражения (11) должен стоять множитель 0,5. Средняя скорость всасывания шо ко- леблется в пределах 30—70 м/с, а по- теря давления \ра — от 5 до 20 кПа. Потеря давление при всасывании, кПа, может быть определена по при- ближенной формуле В. М. Тареева: К0,1йи)3” ’ (12) Относительная потеря давления при впуске у двигателей с наддувом 6Н — = Дра/рн=0,054-0,10. Температура в конце наполнения. В конце процесса наполнения в ци- линдре находится смесь свежего заря- да воздуха и остаточных газов. Сле- довательно, температура Та конца на- полнения будет зависеть не только от температуры свежего заряда воздуха, но и от температуры остаточных га- зов. Нельзя отождествлять температуру свежего заряда воздуха, находящегося в цилиндре, с температурой всасывае- мого или наддувочного воздуха. Про- ходя через патрубки и каналы, сопри- касаясь со стенками цилиндра и порш- ня, воздух нагревается. Это можно выразить математически как или гдеТд — температура свежего заряда с уче- том подогревания его от стенок; * ДТ — приращение температуры воздуха в результате подогревания. Согласно опытным данным, ДГ = (Юн-20)К у дизелей без наддува и Д7"=(5н-10)К у ди- зелей с наддувом. В большей степени воздух подогревается в тихоходных двигателях, в меньшей — в быстроходных. , Температуру Та можйо найти расче- том с учетом следующих соображений. Очевидно, что внутренняя энергия смеси газов равна сумме внутренних энергий, составляющих эту смесь га- зов. Поскольку к концу наполнения в цилиндре находится смесь из свежего . 38 заряда и остаточных газов, вид ука- занного равенства будет: (/И Л4Г) С', т(1 - Afsc;7’0 + Mrc'" тг, где Мг — соответственно количество све- жего заряда воздуха и оста- точных газов, кмоль; Cv, Cv , Cv — соответственно теплоемкости смеси, свежего заряда возду- ха и остаточных газов, Дж/ (кмоль- К); Та, То,Тг — соответственно температура смеси, свежего заряда возду- ха (с учетом подогревания от стенок) и остаточных га- зов, К. Так как остаточных газов в смеси не более 6%, то теплоемкость C'v смеси будет очень мало отличаться от тепло- емкости Cv воздуха. Значение второго члена правой части приведенного вы- ше равенства мало. Поэтому можно пренебречь разницей между теплоем- костью C’v" остаточных газов и тепло- емкостью воздуха. Тогда теплоемкости в написанном выше равенстве могут быть сокращены. Если разделить пос- ле такого сокращения правую и ле- вую части равенства на Л48 и учесть, что Мв/М9—1, а Мг/Ма=уг, то легко получить (1 Ч-Yr) Тг. Температуру конца наполнения Тв = (7’А'+угТг)/(1 Ч-уг). (13) У четырехтактных дизелей без над- дува Л = (3104-340) К, а с наддувом Та= (3204-380) К. Из формул (3) и (5) видно, что с увеличением отношения Т0/Та или Тн!Та повышается коэффициент напол- нения. Таким образом, одно из на- правлений повышения т)н — уменьше- ние приращения температуры от подо- гревания воздуха стенками ДТ и уменьшение коэффициента остаточных газов уг. Температура Тг остаточных газов вследствие малого их количества практически не влияет на Та. С уменьшением температуры конца наполнения Та вследствие понижения температуры всасываемого То или наддувочного Тн воздуха не изменятся
значения отношения TQITa или Тн/Л и величины г|н. Однако согласно форму- ле (9) при этом увеличится количество свежего заряда и, что очень важно, снизятся тепловые напряжения дета- лей. Следовательно, желательно орга- низовывать всасывание воздуха из той части машинного отделения, где тем- пература ниже, и охлаждать надду- вочный воздух. Вместе с тем следует иметь в виду, что если температура поступающего в двигатель воздуха бу- дет понижена благодаря установке холодильника или удлинению всасыва- ющего трубопровода, то увеличение сопротивления впуску может свести на нет эффект от снижения температуры, а в худшем случае — дать отрицатель- ный результат. Параметры выпуска. Давление вы- пуска у двигателей без наддува зави- сит не только от проходного сечения выпускного клапана, но и сопротивле- ния выпускного трубопровода. Обычно это давление выше атмосферного на 5—15 кПа, hoz при большой длине тру- бопровода и наличии котла-утилизато-, ра оно может повыситься до 1,2 р9- У двигателей с наддувом рг выше, чем у дизелей без наддува, однако в пределах рг<р*- Температура остаточных газов Тг двигате- лей без наддува достигает 300 °C у тихоход- ных до 500 °C у быстроходных дизелей, у дви- гателей с наддувом 7'г^600°С Не будет боль- шой ошибкой считать эту температуру равной температуре отходящих газов в выпускном патрубке, определяемой по приборам или при- водимой в формуляре двигателя. § 8. Процесс сжатия Степень сжатия. Даже при пуске холодного двигателя температура в конце сжатия должна быть такой, что- бы обеспечивалось самовоспламенение топлива. Как показала практика;* это требование удовлетворяется, если у дизелей без наддува степень сжатия не меньше 12, а с наддувом — не мень- ше И. С увеличением степени сжатия по- вышается к. п. д. цикла. В связи с этим естественно стремление повысить ее. Однако при повышении степени сжатия растет давление и, следова- тельно, нагрузки на детали. При повы- шении нагрузок на детали необходимо увеличивать их размеры или приме- нять более прочные материалы и в ре- зультате растут действующие в двига- теле силы трения. Вследствие послед- ней причины при повышении степени сжатия выше 18—20 уже нет экономи- ческого эффекта, хотя в практике ди- зелестроения принимали степень сжа- тия до 25, но это лишь в особых слу- чаях: при высокой быстроходности двигателя, использовании топлив с вы- сокой температурой самовоспламене- ния, наличии добавочных камер сгора- ния. У судовых дизелей, работающих без над- дува, степень сжатия 12—18, с наддувом — 12—14,5. Как правило, более высокая степень сжатия у двигателей с внхрекамерным смесе- образованием. Вследствие изнашивания подшипни- ков шатуна и коленчатого вала пор- шень опускается, увеличивается высо- та и объем пространства сжатия, в связи с чем уменьшается степень сжатия. Зависимость степени сжатия от вы- соты пространства сжатия можно установить следующим образом. Как известно, R==Va/Vc^(Vt^-Vc)/Vc, где е — степень сжатия; Va, V, — соответственно полный и рабочий объемы цилиндра, мэ; V, — объем пространства сжатия, м3. Если высота пространства сжатия увеличилась (сверх нормальной) на а, то при площади поршня F изменив- шаяся в результате этого степень сжа- тия будет ei = (V,+ Ve + Fa)/(Vc + Fa). Разделив все члены числителя и знат менателя на V, и учитывая, что Vs/Ve=(Va—Vc)/Vc—Va/Vc—Ve/Vc = = е—1, или Ус/У, = 1/(е-1), можем получить 1 +1 /(е-l) + fa/yg 1/(е--1) + Fa/Vs 39
Однако F/Vs—F/Fs~\/S (где s — ход поршня). Обозначим а/$=ф и умножим числитель и знаменатель на (е—1). Тогда формула для ©пределе* ния степени сжатия, изменившейся в результате увеличения высоты прост- ранства сжатия, будет иметь вид = е;—-(е—1) гр 1 (Н) где е — первоначальная степень сжатия, т е ее значение при \f = 0 На рис. 17 изображена степень сжа- тия е в зависимости от относительного увеличения высоты пространства сжа- тия ф=а/$. По оси абсцисс отложены как безразмерный параметр ф, так и отношение прироста высоты а, мм, к ходу поршня (на 1 м), т. е отношение a/s, мм/м. Параметры конца сжатия. При сжа- тии заряда в цилиндре двигателя про- исходит теплообмен между зарядом и стенками цилиндра. Процессы сжатия или расширения, совершающиеся с подводом или отводом теплоты, назы- вают политропными. Зависи- Рис 17 Зависимость е от относительного уве личеиия высоты пространства сжатия мость между параметрами состояния газа при политропном процессе харак- теризуют двумя уравнениями. pVn — const и TVn~ 1 ~ const В этих уравнениях п называют по- казателем политропы. Его значение зависит от подвода теплоты к газу или отвода от него, а также ко- личества подводимой или отводимой теплоты Чтобы отличать показатель политро- пы сжатия от показателя политропы расширения, первый принято обозна- чать через П1 Тогда на основании уравнений политропы можно написать следующую зависимость между пара- метрами конца и начала процесса сжа- тия T.v7--,=Te^-1. где Pc, Vc, Тс — параметры конца сжатия, Ра, Va, Та — параметры начала сжатия Если разделить правую и левую ча- сти первого уравнения на V"', а вто- рого— на V"*-1 и учесть, что Vo/Vc = e, то легко получить для давления конца сжатия Рс = Раеп' (15) и для температуры конца сжатия тс = тае'’‘-1. (16) В начале процесса сжатия в дизеле температура заряда воздуха обычно ниже температуры стенок цилиндра. В этом случае стенки цилиндра отда- ют теплоту заряду воздуха. В конце сжатия направление теплообмена из- менится- теплота будет поступать от более нагретого воздуха стенкам. Сле- довательно, показатель п\ политропы сжатия заряда в цилиндре — величина переменная Для упрощения расчетов этот показатель считают постоянным, определяя его в зависимости от цели расчета одним из следующих способов Для расчета рабочего цикла в це- лом, в результате которого необходи- мо получить значение работы цик- л а, показатель политропы определя- 40
ют по индикаторным диаграммам, сня- тым с однотипных действующих двига- телей. Значение постоянного показате- ля находят в этом случае из условия, что работа, затраченная на процесс сжатия при постоянном показателе, равна работе сжатия, полученной по диаграмме, т е. при переменном пока- зателе политропы. Значения показате- ля политропы сжатия, полученные та- ким способом, следующие: у тихоходных дизелей с неохлаждае- мыми чугунными поршнями П1 = 1,334- 4-1,37; у дизелей средней быстроходности, быстроходных и повышенной быстро- ходности П1=1,384-1,42; у дизелей с охлаждаемыми и алюми- ниевыми поршнями П1 = 1,324-1,37. Таким образом, показатель политро- пы сжатия больше у быстроходных ди- зелей и меньше, чем интенсивнее их охлаждение. У двигателей небольших и многокамерных он меньше, чем у крупных и однокамерных Если нужно рассчитать параметры процесса сжатия действующего двигателя, например вычислить темпе- ратуру конца сжатия, то показатель политропы может быть определен сле- дующим образом. Из формуляра дви- гателя или по данным измерений бе- рут значения степени сжатия и давле- ния конца сжатия. По формулам (8) и (9) подсчитывают давление начала сжатия (экспериментально определить его трудно) Затем логарифмируют уравнение (15): 1g Рс = 1g Ра 4- 1g е, откуда ni = (lgpc — lgPa)/lge (17) Полученное по формуле (17) зна- чение показателя политропы можно использовать для определения0 Тс (предварительно подсчитав значение Та), иля учета влияния на рс и Тс из- менения 8 и т. п. Значения показателя п>, полученные по формуле (17), могут несколько от- личаться от вышеприведенных. Давление конца сжатия у судовых дизелей составляет 3000—4000 кПа при работе без наддува и 3500— 5000 кПа с наддувом. В современных дизелях повышенной быстроходности оно достигает 7500 кПа. Температура конца сжатия бывает у дизелей с од- нокамерным смесеобразованием 850— 1000 К, причем у быстроходных она выше, чем у тихоходных. У вихрека- мерных дизелей Тс составляет от 700 до 900 К Параметры конца сжатия, приводи- мые в формулярах, .относятся к уста- новившейся работе двигателя на номи- нальном режиме. У холодного двига- теля теплоотдача от заряда воздуха стенкам увеличивается, т. е. рс и Тс снижаются. При уменьшении частоты вращения вала двигателя давление и температура конца сжатия понижа- ются. Это происходит по двум причи- нам: при увеличении продолжительно- сти процесса больше теплоотдача стен- кам и растут утечки заряда воздуха вокруг поршня при уменьшении сред- ней скорости поршня. Значительная утечка воздуха при сжатии возможна и при номинальном режиме при изнашивании поршня, колец, втулки цилиндра. При боль- ших износах утечка заряда воздуха может достигать 10—15% поступивше- го в цилиндр свежего заряда, что за- метно влияет на параметры конца сжа- тия. Поскольку уравнения политропы от- носятся к случаю сохранения постоян- ства количества газа, использовать их для расчета процессов, сопровождаю- щихся утечками газа, нельзя. $ 9. Рабочие смеси газов Коэффициент избытка воздуха. Из- вестно, что по формулам химических реакций окисления элементов можно подсчитать количество молекул кисло- рода, необходимое для сгорания одной молекулы горючего вещества, а по мо- лярной массе их — количество кисло4 рода, требующееся для сгорания этого вещества. Используя формулы элемен- тарных реакций сгорания, нетрудно определить и количество кислорода, необходимое для сгорания сложного 41
соединения элементов, каким является топливо. Для этого требуется знать его элементарный состав, т. е. долю элементов в топливе в процентах. Зная количество кислорода, можно подсчитать соответствующее ему ко- личество воздуха, так как доля кисло- рода в воздухе по объему составляет 21%. Количество воздуха, необходи- мое для полного сгорания одного ки- лограмма топлива, определенное по весовым соотношениям реакций сгора- ния, называют теоретически не- обходимым, или стехиомет- рическим. Смесь топлива с таким количеством воздуха называют сте- хиометр ической. Элементарный состав дизельного топлива колеблется в узких пределах. Поэтому при расчете параметров сго- рания допускается принимать состав топлива средним, а для его сгорания требуется примерно 0,5 кмоль, или 14,5 кг воздуха на 1 кг топлива. Полное сгорание топлива в стехио- метрической смеси возможно лишь при условии идеального смесеобразования. Поскольку смесеобразование в дизелях далеко не совершенно, для полного сгорания топлива приходится обеспе- чивать поступление в двигатель боль- шей массы воздуха, чем теоретически необходимо. Количество воздуха, практически вводимое в цилиндр для сгорания 1 кг топлива, называют дей- ствительным. Отношение действитель- ного количества воздуха к теоретиче- ски необходимому называют коэф- фициентом избытка возду- х а: a. = L/L0, (18) где L, Lo — соответственно действительное и теоретически необходимое коли- чество воздуха Имея в виду, что для дизельного топлива Lo==O,5 кмоль/кг, и полагая, что L тоже выражено в кмоль/кг, можно записать a = L/0,5 —2Л С точки зрения обеспечения полноты сгорания топлива следует повышать коэффициент избытка воздуха, т. е 42 увеличивать количества воздуха при той же дозе топлива. Следовательно, коэффициент избытка воздуха должен быть минимальным, но достаточным для полного сгорания топлива при данном качестве смесеобразования. В свою очередь качество смесеобразо- вания должно быть таким, чтобы топ- ливо сгорало полностью при минималь- ном а. Коэффициент избытка воздуха составляет у малооборотоных дизелей а= 1,74-2,2; высокооборотных а=1,54- 4-1,7; вихрекамерных а=1,34-1,6. Таким образом, хорошее смешение топлива и воздуха в вихрекамерных дизелях позволяет работать им с не- большим коэффициентом избытка воз- духа, т. е. при умеренном рабочем объеме цилиндра. У малооборотных дизелей создается примерно двойной избыток воздуха, значит, при повыше- нии качества смесеобразования можно увеличить цикловую подачу и, как следствие этого, — мощность двига- теля. Пониженный коэффициент избытка воздуха у высокооборотных дизелей по сравнению с малооборотными объясня- ется стремлением сделать их неболь- шими, компактными, что является ос- новным преимуществом таких двига- телей Расчет коэффициента избытка воз- духа действующего двигателя. Если нужно получить представление о ко- эффициенте избытка воздуха в конк- ретном двигателе, можно определить а расчетом на основании паспортных или опытных данных Для этой цели достаточно найти количества воздуха и топлива, поступающих в цилиндр за цикл, а по ним — действительное ко- личество воздуха. Количество воздуха (свежего заря- да) определяют по формуле (7), причем предварительно находят дав- ление ра и температуру Та конца на- полнения, коэффициент наполнения т]н. При более грубом расчете т|н мож- но оценить приближенно по его значе- ниям, приведенным в § 7. Для определения цикловой подачи топлива необходимо знать его расход за 1 ч, отнесенный к мощности дизеля. Эту величину называют удельным рас-
ходом топлива и ее значения берут из формуляра двигателя или определяют путем измерений. Если обозначить удельный расход через ge, кг/(кВт-ч), то часовой расход топлива составит кг/ч (Ne — мощность двигателя, кВт) Разделив его на 60, чтобы полу- чить расход топлива в минуту, на чис- ло цилиндров г и на частоту вращения п, мин-1, можно найти количество топ- лива, кг, приходящееся на одно враще- ние вала, т. е <30б-Яв^е/(60пг) Рабочий цикл двухтактного двигате- ля совершается за один оборот вала Следовательно, для него G06 будет од- новременно и цикловой подачей У че- тырехтактного двигателя цикл совер- шается за два оборота вала, значит, цикловая подача, кг, будет вдвое боль- ше количества топлива, приходящего- ся на одно вращение вала GIX= 2ge Л’е/(60пг) Теперь можно найти действительное количество воздуха, кмоль/кг* L-M6/G^ Если теоретически необходимое ко- личество воздуха составляет 0,5 кмоль/кг, то коэффициент избытка воздуха определяют по формуле (18) Оценивая результаты расчета, следу- ет иметь в виду, что крэффициент из- бытка воздуха выбирают иногда повы- шенным с целью уменьшения тепло- вых напряжений дета'лей, поскольку с увеличением количества воздуха сни- жаются действующие в цилиндре тем- пературы. Состав и количество рабочих газов. Подобно количеству воздуха, количе- ство газов, участвующих в процессе сгорания, принято относить к массе топлива 1 кг К началу сгорания в цилиндре'дизе ля находится смесь свежего заряда воздуха и остаточных газов. Следова- тельно, количество газов в на- чале сгорания будет составлять A1X — гДе L — действительное количество воздуха, Mr—количество остаточных газов Величины L и Мг должны быть вы- ражены в киломолях на 1 кг топлива, кмоль/кг Целесообразно в написанном выше равенстве вынести L за скобки, тогда Так как отношение количества оста- точных газов к количеству свежего заряда воздуха есть коэффициент оста- точных газов, т. е. Л1г/£=уг, то (19) Действительное количество воздуха можно заменить через L = aLo или, поскольку для дизельного топлива Lo«O,5 кмоль/кг, через L—a 0,5 Тогда выражение (19) примет вид M^O.Safl+vr) (20) В результате сгораний топлива в ци- линдре образуются углекислый газ или водяной пар. Исполь- зуя массовые соотношения реакций окисления, нетрудно подсчитать, что после сгорания 1 кг дизельного топли- ва среднего состава получается 0,135 кмоль смеси углекислого газа и водяного пара Продукты сгорания содержат азот, введенный в цилиндр с воздухом и не участвующий в сгорании. Учитывая, что доля азота в воздухе составляет по объему 79%, количество У2 в про- дуктах сгорания будет, кмоль/кг, 0,797. O,79aLo = 0,79a0,5 0,395a При сгорании топлива используется лишь то количество кислорода, кото- рое соответствует теоретически необ- ходимому количеству воздуха Кисло- род, содержащийся в избыточном воз- .духе, остается в свободном* состоянии и входит в состав продуктов сгорания. Количество избыточного кислорода, кмоль/кг, 0,21£ —0,21£0 —0,21 (aL0—Lo) —О,21£о (а—1)= 0,21 х0,5,(а—1) — -0.105 (а—1) Теперь может быть подсчитано об- щее количество продуктов сгорания, приходящихся на 1 кг топлива, кмоль/кг, т 1354 0j95a 1 0 105 (а—1) 4.3
Если раскрыть скобки и перегруппи- ровать члены, то Mi =- 0,135— 0,105 + 0,395а + 0,105а, или М2 —0,03 + 0,5а Остаточные газы, находившиеся в цилиндре к началу сгорания, сохра- нятся и после него Следовательно, об- щее количество газов в кон- це сгорания, кмоль/кг, М2 — М2 + /Иг Подставив вместо М2' только что по- лученное значение и имея в виду, что Mr — yrL = yr a.L0 — yr а0,5, получим М2 —0,03 + 0,5а + 0,5ауг = = 0,03-|-0,5а (1 + уг) Второй член последней суммы со гласно выражению (20) равен А+, зна- чит M^Mj + 0,03 Количество газов в результате сгора- ния увеличилось, что характерно для двигателей жидкого топлива Отноше- ние количеств газов в конце и начале сгорания называют коэффициен- том молекулярного измене- ния Р = (21) Значения этого коэффициента в ди- зелях составляют 1,025—1,040 Он за висит от коэффициента избытка возду- ха при увеличении последнего коэф- фициент молекулярного изменения уменьшается $ 10. Параметры конца сгорания Коэффициент использования тепло- ты при сгорании. Для исследования взаимозависимости параметров конца сгорания необходимо составить ба- ланс теплоты, в связи с чем нужно знать, сколько выделилось ее в про- 44 цессе сгорания Так как количества га- зов определяли из расчета на 1 кг топ- лива, то должна быть учтена теплота выделяющаяся при сгорании именно этого количества топлива, т е низшая теплота сгорания Однако часть этой теплоты сгорания принимать в расчет нельзя Все закономерности термодинамиче- ских процессов обычно рассматривают в пределах каких-то конкретных объе- мов газа Для процесса сгорания ко- нечным является объем, соответствую- щий точке z (см рис 2), но в § 6 бы- ло выяснено, что горение топлива про- должается до состояния, характеризу- ющегося точкой Zo (см рис 15) Отклонение действительного процес- са сгорания от теоретического можно проследить по рис 18, на котором изо- бражена верхняя часть диаграммы расчетного цикла в осях V—р Дейст- вительная диаграмма заметно отлича- ется от расчетной она представляет собой кривую, отклоняющуюся от пря- мых cz' и z'z, которые характерны для процесса сгорания в расчетном цикле Как и на рис 15, конец фактического догорания топлива обозначен на рис 18 точкой z0 Объем газа, соответ- ствующий фактическому концу горения (точка Zo), больше объема У„ который при расчете процесса горения считают конечным Процесс, начинающийся в точке с и заканчивающийся в точке z, т е со- вершающийся в пределах объема Vz, называют периодом видимого горения Поскольку за этот период объем газа увеличивается от Ус до Vz то газ совершает какую-то работу Следовательно, теплота, сообщенная газу, расходуется на производство ра- боты и увеличение его внутренней энергии Однако из предыдущего изве- стно, что не вся теплота, выделяющая- ся при сгорании топлива, сообщается газу за период видимого горения Часть ее воспринимает газ в процессе догорания (участок zz0) При расчете параметров процесса сгорания следует учитывать, что неко- торое количество теплоты отдается стенкам камеры сгорания и, значит, газу не сообщается
Итак, в процессе видимого горения используется не вся теплота, вносимая в цилиндр с топливом Отношение ко- личества теплоты, затраченной на про- изводство внешней работы и увеличе- ние внутренней энергии рабочего тела за период видимого горения, к расчет- ной теплоте сгорания топлива называ- ют коэффициентом использо- вания теплоты g Иными слова- ми, этот коэффициент показывает, какая доля низшей теплоты сгорания топлива сообщена газам за период ви- димого горения Обычно значения £ следующие у дизелей тихоходных 5=0,854-0,90, у дизелей средней быстроходности и быстроходных £=0,804-0,85; у вихрекамерных дизелей £=0,65-- 4-0,70. Для максимального использования энергии рабочего газа необходимо стремиться к тому, чтобы в процессе расширения давление газа снизилось до минимального Но догорание топли- ва препятствует этому, так как давле- ние понижается медленнее. Кроме то- го, при догорании растет теплоотдача стейкам цилиндра: дольше сохраняет- ся высокая разность температур газа и стенок. Из этого можно сделать вы- вод, что догорание — процесс нежела- тельный, поэтому нужно стремиться повышать коэффициент использования теплоты В основном этот коэффици- ент зависит от качества смесеобразо- вания. в качественной смеси топливо сгорает быстрее и время догорания уменьшается. Некоторое влияние на | оказывает угол опережения подачи топлива и закон подачи, т е измене- ние давления топлива в процессе его впрыскивания. Температура в конце сгорания. Рас- считать основной параметр конца сго- рания — температуру можно из» б а- ланса теплоты этого процесса Понятие баланса такое — сумма внут- ренней энергии газа в начале горения и теплоты, сообщенной газу при сгора- нии топлива, должна быть равна сум- ме теплоты, затраченной на соверше- ние механической работы в процессе горения, и внутренней энергии газа в конце этого процесса Математическое выражение баланса ис + ич^ит + иг, (22) где Uc — внутренняя энергия газа в конце сжатия (т е в начале сгорания), Ut — теплота, сообщенная газу в резуль- тате сгорания топлива, Um — теплота, эквивалентная работе, со- вершенной газом в течение процесса сгорания, Uг — внутренняя энергия газа в конце про- х цесса сгорания Как было указано, баланс теплоты должен быть отнесен к 1 кг топлива, поэтому единица составляющих этого уравнения килоджоуль на килограмм (кДж/кг). Внутренняя энергия газа равна про- изведению его количества на теплоем- кость и температуру Значит, Uz ^M^C'VTZ, где Л4|, Л12—соответственно количество газа в начале и в конце сгорання> кмоль/кг, ii.Cz — соответственно средняя моляр- ная теплоемкость свежего заря- да воздуха и продуктов сгора- ния, кДж/ (кмоль -К), Тс, Тг — соответственно температура кон- ца сжатия (начала сгорания) и конца сгорания, К Теплота, кДж/кг, сообщенная газу в результате сгорания топлива, Uq = lQu, где £ — коэффициент использования теплоты при сгорании; Q» — низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг 45
Работа изобарного (т. е. совершаю- щегося при постоянном давлении) про- цесса равна, как известно, произведе- нию давления на разность объемов в конце и в начале процесса, т. е. Если подставить в уравнение (22) выражения слагаемых и выполнить ряд математических преобразований, то можно получить так называемое уравнение сгорания: PpC;r2-(pCP + 8,3141) Тс- -Wh/AIi-O, (23) |де Р -коэффициент молекулярного измене- ния. Тг — температура конца сгорания, К; (см рис 18)—степень повыше- ния давления при сгорании;1 Тг — температура конца сжатия, К, £ — коэффициент использования теплоты при сгорании, Qh — низшая теплота сгорания топлива кДж/кг, Mt — количество газа в начале сгорания, кмоль/кг В уравнение (23) входят также средняя молярная изобарная теплоем- кость продуктов сгорания цСр' и сред- няя молярная изохорная теплоемкость свежего заряда рСг, кДж/(кмоль-К), определяемые по эмпирическим фор- мулам: для продуктов сгорания нефтяного топлива 1,21+27,6а 109+251 „ -----*------+ ~^г7- для свежего заряда воздуха рСр = 19,39 +0,0031 Тс. Значения рс и pz для подстановки в уравнения сгорания берут из формуля- ра двигателя, Мь р, Тс вычисляют, как описано выше. Значение £ задают, оце- нив качество смесеобразования рас- считываемого двигателя. Низшую теп- лоту сгорания дизельного топлива можно брать равной QH = 42 000 кДж/кг. Теплоемкости определяют по приве- денным выше эмпирическим форму- лам, причем температура конца сгора- ния Тг остается неизвестной. Когда 46 выраженная через Тг величина цС/ будет подставлена в уравнение (23), то оно превратится в полное квадрат- ное уравнение относительно Tz. Решив это уравнение, можно найти темпера- туру конца сгорания. Зависимость между параметрами конца сгорания. Регулировкой двига- теля, и прежде всего угла опережения подачи топлива, можно влиять на про- текание процесса сгорания. При этом будут изменяться доля топлива, сго- рающая при постоянном объеме, а зна- чит, и параметры конца сгорания. По- скольку в условиях эксплуатации можно непосредственно измерить лишь один из этих параметров — давление, необходимо иметь представление о за- висимости между ним и остальными. Эту зависимость можно установить, если использовать уравнения состоя- ния для точек z и с (см. рис. 18) : Р/l/z = Af2/?rx, рс Vc = /Wx RTC, R — универсальная газовая постоянная. Разделив почленно первое уравне- ние на второе, получим Pl Vz/Pc yc = M2RTz/(Mi RTe) Отношение давлений конца сгора- ния и конца сжатия называют сте- пенью повышения давле- ния: X — Pz/Pc> а отношение Объемов — степенью предварительного расши- рения, т. е. p-Vz/Vc . Если ввести эти обозначения, учесть, что р, и сократить в правой части R, то зависимость между пара- метрами конца сгорания примет вид Хр^рЛ/Гс (24) При расчете рабочего цикла эту за- висимость используют для определе- ния степени предварительного расши-' рения: р-=(Р/Х)(Гг'Гс) (25)
Простота выражения (24) обманчи- ва. Так, например, написав Тг=(кр/₽)ТС, (26) можно ошибочно предположить, что существуют частные зависимости Тг только от Л, только от р или только от Л. На самом деле степень повышения давления X и степень предварительно- го расширения р зависят от доли топ- лива, сгорающего при йостоянном объеме, причем если Л увеличивается, то р уменьшается. Поэтому анализиро- вать влияние величины Л, т. е. давле- ния сгорания на температуру конца сгорания Tz, можно лишь с учетом уравнения сгорания (23). На рис 19 для примера приведена такая зависимость при двух значениях коэффициен- та избытка воздуха. Как видно, с увеличением 1, т. е. с повышением давления сгорания при том же давлении сжатия, Tt растет. Это сказывается благоприятно на к. п. д. цикла, но увеличивается тепло- вое напряжение деталей/ цилиндро- поршневой группы. Следовательно, повышение pz вызывает рост не только механических, но и тепловых напря- жений в деталях. На рис. 19 также можйо видеть зависимость температу- ры конца сгорания от коэффициента избытка воздуха, при увеличении а’ с 1,7 до 2,2 снижается Tz в данном слу- чае на 200 К. Это показывает влияние а иа тепловое состояние деталей, о чем было сказано выше. Нечетко отражает выражение (26) и зависимость температуры конца сго- рания Tz от температуры конца сжа- fHH Те. Повышение температуры газа от Тс до Tz зависит от количества теп- лоты, выделившейся при сгорании топлива. Однако от этого'же количест- ва теплоты зависят и остальные пара- метры конца сгорания, поэтому нельзя делать вывод, что Tz прямо пропорцио- нальна Тс. Приближенно можно счи- тать, что при увеличении Тс на какое- то количество градусов Tz растет н^ то же количество градусов^ Зависи- мость (26) может быть использована для определения температуры крнца сгорания по результатам обработки индикаторной диаграммы, по которой находят pz и р. Рис 19 Зависимость Tt от X при различных значениях а Исходные данные £=0,87; Q = , =42 МДж/кг; Тс = 850 К Давление конца сгорания у дизелей речно- го флота без иаддува =(50004-8000) кПа, с наддувом рг= (60004-12ООО) кПа. Меньшие значения относятся к тихоходным дизелям, , В некоторых современных дизелях повышен- ной быстроходности pt доходит до 15 000 кПа. Степень повышения давления у судовых двигателей составляет Х= 1,44-2,2, степень предварительного расширения — р= 1,24-1,7. Температура в конце сгорания у ди- зелей бывает 7’z=(1700-J-2200) К, при- чем высокие значения Л характерны для дизелей повышенной быстроходно- сти. Увеличение Tz ограничивают не только по тепловым напряжениям де- талей, но и вследствие разложения (диссоциации) продуктов сгорания при высокой Тг, образования токсичных окислов азота. Последние могут появ- ляться и в результате горения с высо- кими скоростями, что приводит к по- вышенной температуре в зоне горения. § 11. Процесс расширения Протекание процесса. В течение все- го процесса расширения температура рабочего газа выше, чем стенок цилин- дра. Это можно объяснить так, хотя газ и отдает часть своей теплоты стен- кам, но так как в начале расширения происходит догорание топлива, то газ получает больше теплоты, чем сам от- дает стенкам. Отсюда следует, чтр процесс расширения является поли- тропным с подводом теплоты в начале и с отводом ее в конечной стадии. Ко- личество подводимой и отродимой теп- лоты разное. Подвод теплоты доста- точно интенсивен в самом начале рас- 47
ширения, затем уменьшается и по окончании догорания прекращается. Отвод теплоты уменьшается постепен- но в течение всего процесса по мере снижения температуры газа. Из вышеизложенного следует, что показатель политропы расширения — величина переменная, поэтому в рас- чет вводят его среднее значение. Сог- ласно опытным данным, у тихоходных дизелей 1,244-1,30; у дизелей сред- ней быстроходности и быстроходных /И* 1,20-1,25. При расчете процесса расширения показатель политропы принимают в указанных пределах с учетом особен- ностей рассчитываемого двигателя. Как показали исследования, л2 зави- сит в основном от степени догорания топлива, а этот фактор учитывают так же, как и при выборе коэффициента использования теплоты, — по качест- ву смесеобразования. Чем продолжи- тельнее процесс догорания, тем мень- ше £ и тем ниже n2. Следовательно, зависимость между £ и п2 прямая. Влияют на п2 и условия охлаждения газа: интенсивный отвод теплоты при- водит к увеличению п2. Поэтому высо- кие значения показателя политропы можно ожидать у двигателей неболь- ших размеров и с охлаждаемыми пор- шнями. Параметры конца расширения. Ожи- даемые давление и температуру конца расширения можно определить по уравнениям политропного процесса, считая конечными точками'а и b (см. рис. 2), т. е. в пределах объемов от Vc до Va. Вид этих уравнений PtV"‘=pbv2>-, т,v;--1 =тьф-11, где pt, Vt, Tt — параметры точки z конца сго- рания; ръ, Va> Тъ — параметры точки Ь конца рас- ( ширения. Из первого уравнения можно полу- чить: Отношение полного объема цилинд- ра Va к общему его Vz в конце сгора- ния называют степенью после- 48 дующего расширения и обоз- начают 6, т. е. 6=VO/Vz Следовательно, Pb = Pz/6n’- (27) Из второго уравнения политропы легко получить или после аналогичных преобразова- ний Tb = Tz/6n»“1. (28) Значения pz берут из формуляра двигателя или измеряют, Tz рассчиты- вают по изложенной ранее методике. Степень последующего расширения вы- числяют, зная о степени сжатия и предварительного расширения, по за- висимости Параметры расширения составляют для ти- хоходных дизелей ръ = (2004-350) кПа, Ть= = (9004-1000) К; Для дизелей средней быст- роходности и быстроходных рь=(350 4- 4-500) кПа, Ть= (10004-1200) К Таким образом, газ покидает ци- линдр, обладав еще значительным за- пасом энергии, Использовать эту энер- гию путем продолжения расширения газа в цилиндре нецелесообразно, так^ как потребуется значительно увели- чить его рабочий объем. У современ- ных двигателей энергию выпускаемых газов используют в газовой турбине для наддува или других целей, о чем будет изложено ниже. На параметры конца расширения также влияет утечка рабочего газа во- круг поршня. При значительной утеч- ке снижаются параметры и уменьша- ется работа процесса расширения. $ 12. Индикаторная мощность дизеля Построение диаграммы расчетного цикла. По результатам расчета пара- метров процессов, составляющих ра- бочий ' цикл, можно построить диаг-
рамму цикла, которая необходима для определения его работы, построения диаграммы действующих сил. Для построения выбирают длины отрезков, соответствующих полному объему цилиндра Уа и давлению сго- рания рг (рис. 20) Длина первого из них может быть произвольной, длину второго удобнее брать кратной давле- нию: длина в миллиметрах должна быть в 15, 20 или 30 раз больше давле- ния рг, выраженного в мегапаскалях При выборе такого масштаба следует руководствоваться условием, что отре- зок, соответствующий pz, не должен быть больше отрезка, соответствующе- го Уа. При этом необходимо помнить, что давление рг должно быть абсолют- ное, т. е к паспортному (избыточному) прибавить 101 кПа. По выбранному значению отрезка Va, Мм, находят отрезок Ус, т е отре- зок Ус>=отрезку Уа/е, мм, после чего оба отрезка откладывают по оёи абсцисс. На расстоянии, равном отрез- ку р0> мм, от оси абсцисс, взятом в выбранном масштабе, проводят линию давления окружающей среды Пос- впуска, выпуска и окружающей среды даже при максимальном из рекомендо- ванных масштабе будет в пределах толщины линии чертежа, отрезок Уа будет представлять собой три слив- шиеся линии впуска, выпуска и атмос- ферной. При наличии наддува этот от- резок будет выше линии р0 Для построения политропы сжатия отрезок Уа делят, например, на 10 ча- стей. Затем по выражению р = —ра(Уа/У)п1, полученному из уравне- ния pVnl =раУа‘, вычисляют давление р для вновь полученных делением от- резков Уа. Рис 20 Индикаторная диаграмма расчетного цикла дизеля Вычисления удобнее вести в тзблич- ной форме, подстэвляя знэчения дав- ления в выбрзнном мэсштзбе (мил- лиметрзх) чертежз (формз 1). Диаграмма рабочего цикла. При рассмотрении процессов, составляю- щих рабочий цикл, указывалось, что действительные процессы несколько отклоняются от расчетных. Естествен- но, что и действительный рабочий цикл отличается от расчетного. На рис. 21 приведена диаграмма цикла, снятого с работающего дизеля индикатором Оси координат индика- тор не чертит, при желании их можно нанести на диаграмму вручную, но необходимости в этом для обработки диаграммы нет. Наиболее сильно действительная ч диаграмма отклоняется от расчетной на участках 1 и 3. Протекание процес- са сгорания (участок /) подробно рас- сматривали в § 6‘и 10. Что же касает- ся нижнего конца диаграмму (участок 3), то его скругление можно объяснить двумя причинами Во-первых, чтобы Рис 21 Индикаторная диаграмма рабочего цикла дизеля 49
отработавший газ не вышел из цилинд- ра в процессе свободного выпуска, нужно время, в течение которого дав- ление газа снижается. Следовательно, мгновенного падения давления, как предполагалось в расчетном цикле, не будет. Во-вторых, чтобы к приходу поршня в н. м. т. давление успело сни- зиться и не оказывало бы сопротивле- ния движению поршня вверх, выпуск- ной клапан открывается раньше прихода поршня в н. м. т. Поэтому направление кривизны линии расшире- ния 2 на границе участка 3 изменяет- ся: начинается истечение газа через открывающийся выпускной клапан. Линии сжатия 4 и расширения 2 диаграммы рабочего цикла являются политропами с переменными показате- лями, тогда как в расчетном цикле по- казатели политроп постоянные. Одна- ко это отличие непосредственно на диаграмме уловить нельзя. Диаграмма, снятая индикатором, позволяет проследить протекание про- цессов, и в первую очередь процесса сгорания. По высоте диаграммы мож- но определить давление сгорания. На- конец, если специальным прибором — планиметром измерить площадь f диаграммы, то легко найти работу цикла, о чем изложено ниже. Чтобы можйо было снять диаграм- му в осях Vp, двигатель должен иметь привод, связывающий индикатор с поршнем, чего у судовых дизелей нет. Без привода диаграмму можно запи- сать электронным индикатором, соеди- ненным с осциллографом. В этом слу- чае ось абсцисс будет осью времени или при постоянной частоте вращения вала — осью угла поворота его. Следо- вательно, будет снята диаграмма в осях ар, называемая развернутой. На рис. 22 изображена развернутая диаграмма, снятая с работающего ди- зеля, но с нанесенными на ней вручную осями координат. Все четыре такта, составляющие рабочий цикл, получа- ются отложенными последовательно. Процесс сгорания отображен на этой диаграмме более наглядно, чем на диаграмме в осях Vp. Так, например, очевидно, что точка с0 со- ответствует началу впрыскивания, а0 — угол опережения подачи топлива, точка z0, в кото- рой изменяется кривизна линии, — окончание догорания. Среднее индикаторное давление. Из термодинамики известно, что рабо- та цикла пропорциональна площади, заключенной внутри его диаграммы. Следовательно, по площади f диаграм- мы цикла (см. рис. 21) можно опреде- лить его работу, а по ней — мощность двигателя. Удобнее, однако, использо- вать для этой цели условную величи- ну— среднее индикаторное давление. Средним индикаторным давлением называют такое услов- ное постоянное давление, которое дей- ствует на поршень в течение одного хода и совершает при этом работу, рав- ную работе газов за цикл. Так как среднее индикаторное давление рг по- стоянное и действует на поршень с площадью F,. то работа газа за один ход s поршня составит piFs. Следова- тельно, и работа газов за цикл будет ^-ц = Pi Fs. Значение £ц вычисляют как сумму работ процессов, составляющих цикл. Пользуясь этой формулой, можно оп- ределить pi. При наличии диаграммы цикла среднее индикаторное давление находят по ее площади. Рис. 22. Развернутая индикаторная диаграмма рабочего цикла дизеля 50
- Если давление рг, действуя в тече- ние одного хода поршня, совершает работу, равную работе цикла, то мож- но истинный цикл заменить вообра- жаемым, в котором один ход поршня совершается при давлении рг (рис. 23), а три (в четырехтактном двигателе) — при атмосферном давлении Тогда площадь f диаграммы цикла должна быть равна площади прямоугольника с основанием I и высотой рг, заштри- хованной на рис 23 в обратном на- правлении, чем площадь диаграммы Из этого следует, что рг=//(/л), где м — масштаб ординат При выражении f в мм2, а / в мм м будет выражаться числом миллимет- ров чертежа, соответствующим 1 кПа При отсутствии планиметра среднее индикаторное давление можно опреде- лить по средней ординате. Для чего длину диаграммы (рис 24) делят на 10 или больше равных частей Из се- редины каждой части проводят верти- кали, пересекающие диаграмму Затем измеряют отрезки ух, у2, . , ую, заклю- ченные внутри контура диаграммы Среднее индикаторное давление опре- деляют как Pt = (f/i + t/a + f/s-l- + f/jo) /(Юл) Если определяют р1Р расчетного цйкла (см рис 24), то для получения среднего индикаторного давления ра- бочего цикла следует внести поправ- ку Pl - 4>PiP где ср — коэффициент полноты диаграммы, учи тывающий отклонение рабочего ник ла от расчетного, р,р — среднее индикаторное давление рас четного цикла Согласно опытным данным для че- тырехтактных дизелей ф=0,90-т- 4-0,96 Значения рг у современных четы- рехтактных дизелей без наддува со- ставляют рг= (650-ь 1000) кПа; четы- рехтактных с наддувом — ^2500 кПа, у двухтактных дизелей без наддува -— рг— (5504-900) кПа Рис 23 Схема к определению pt по площади индикаторной диаграммы Расчет индикаторной мощности. Развиваемую газами мощ- ность при их работе в цил и’н- дре называют индикатор- ной Для вывода формулы индика- торной мощности используют зависи- мость работы цикла от среднего инди-' каторного давления L^—p^s Если двигатель двухтактный, то ра-у бота за цикл будет и работой за одно вращение коленчатого вала Четырех- тактный цикл совершается за два вра- щения вала, следовательно, за одно, вращение его работа будет вдвое меньше работы за цикл Чтобы полу- чить обобщенную формулу индикатор- ной мощности, пригодную для любого двигателя, вводят коэффици- ент тактности k, равный чис- лу вращений колен ч'а того вала, за которые соверша- ется рабочий цикл Для двух- тактного двигателя Д==1, для четырех- тактного k = 2 Рис 24 Схема для определения р, по средней ординате индикаторной диаграммы расчетного цикла
С введением понятия коэффициента тактности работа одного цилиндра за одно вращение вала £об - Pi Fs k Если умножить данное выражение на частоту вращения коленчатого ва- ла п, мин-’, то это произведение бу- дет равно работе в минуту, т е мощ ности. Однако принято относить мощность ко времени в секундах, т е полученную мощность разделить на 60. Тогда индикаторная мощность одного цилиндра . Nm^PiFsn (60fe) При числе цилиндров z индикатор- ная мощность двигателя, кВт, Nt = pt Fsnz/(60k) (29) В формуле (29) подставлены сред- нее индикаторное давление рг в кПа, площадь поршня F в м2 и ход поршня s в м Путем несложных преобразований формулу (29) можно представить в виде Nl = plcmz>k (30) В формулу (29) входят величины (F, s, z, k), являющиеся для конкрет- ного двигателя постоянными Поэтому можно написать, если рг в кПа, Nj~BPln при B — Fsz (60Аг) (31) Величину В называют постоян- ной двигателя Ее значения для двигателей серийного флота следую- щие Марка двшателя В Четырехтактные 6CI60, 6Л160ПНС 0 000226 6ЧСП18/22, 6ЧНСП18/22 0,000281 8ЧСП18/22, 8ЧНСП18/22 0,000374 6Л275, 6С275Л, 6Л275Рр/П, 6Л275ПН 0,00107 8НФД36У, 8НФД36АУ 0,00109 Д50 0,00131 6НФД48У, 6НФД48АУ 0,00193 Г60, Г70, Г70 5, Г74 0,00229 8НФД48У; 8НФД48АУ, 8НФД48 2АУ 0,00257 Двухтактные 4ДР30/50 6ДР30/50 52 0,00235 0,00353 § Неэффективная мощность дизеля Эффективной называют полез- ную, отдаваемую рабочему органу мощность двигателя, кВт, и определя- ют как Ne-^Nl-NTn, где Ne — эффективная мощность двигателя, кВт, — индикаторная мощность двигателя, кВт, Nm — мощность, затрачиваемая На преодо, ление внутренних потерь в двигателе, кВт Потери складываются из потерь на трение, из них 55—65% приходится на трение поршней и поршневых колец о втулку цилиндра, насосных потерь при впуске и вы- пуске. засасывая воздух и вытесняя выпускной газ, цилиндры работают как насосы с затратой определенной работы, потерь на привод механизмов, наве- шенных на двйгатель (различных на- сосов, компрессора и т п ) Эффективную мощность через инди- каторную можно также представить в виде А^е — Пт Nt, (32) где г]т — механический кпд Коэффициент полезного действия т]т показывает, какую долю индикаторной мощности состав- ляет эффективная У четырехтактных дизелей без наддува т)ш = 0,75—0,85, с газотурбинным наддувом т]т = 0,80— — 0,90, у двухтактных дизелей без наддува ^ = 0,70-4-0,80 Как видно, потери внутри четырех тактного дизеля могут составлять до 25% индикаторной мощности Они от- ражают, в частности, культуру экс- плуатации двигателя Так, например, потери на трение зависят от состояния трущихся поверхностей и каче- ства смазочного материала В § 7 было указа но, что увеличение сопротивлений впуску и выпуску отрицательно влияет на коэффициент наполнения, в связи с чем уменьшается инди каторная мощность двигателя Но при увели чении сопротивлений уменьшается давление впуска и повышается давление выпуска, т е
растут и иа'сосные потери. Следовательно, влияние сопротивлений будет двойным сни- жается индикаторная мощность и увеличива- ется ее потеря на насосные ходы поршней. Расчет эффективной мощности. Ес- ли в выражение (32У подставить вме- сто Ni ее значение, определенное по формуле (29), то IV е “Ят Pi Fsm (60Л). Произведение механического коэф- фициента полезного действия на сред- нее индикаторное давление называют средним эффективным дав- лением, т. е. ре — Следова- тельно, Nе~ Ре FsnZ/(60k) . (33) Среднее эффективное давление ре — очень важный параметр, поскольку характеризует как работу цикла (р<), так и совершенство конструкции, изго- товления и технического обслужива- ния двигателя (т|т). У современных дизелей значения среднего эффектив- ного давления ре, кПа, следующие: Четырехтактные без наддува . . 450—800 Четырехтактные с наддувом . . . 700—2000 Двухтактные без наддува . . 400—750 С введением понятия среднего эф- фективного давления любая формула индикаторной мощности при замене Pi на ре превращается в формулу эф- фективной мощности. На основании формулы (31) можно написать Ne=Bpen. (34) Также может быть преобразована формула (30). Единицы величин, вхо- дящих во все формулы эффективной мощности, должны быть такими же, как и для индикаторной. Удельная мощность. Значение мощ- ности еще не характеризует тепловое состояние и механические напряжения двигателя. Большая мощность может быть получена благодаря большим размерам (диаметру цилиндра, ходу поршня) и числу цилиндров при уме- ренном среднем эффективном давле- нии и при низкой частоте вращения, поэтому введены понятия удельные мощности. Степень использования рабочего объема цилиндра характеризует лит- ровая мощность, т. е. Л^л = ^ (гИ,). или мощность, приходящаяся на 1 л рабочего объема ци- линдра. Если подставить вместо Ne ее значение, найденное по формуле (33), заменить произведением Fs и привести в соответствие единицы вели- чин, то можно получить Nn, кВт/л, Мд^Ре nt (60 000k). (35) В формуле (35) ре должно быть взя- то в килопаскалях. Литровая мощность судовых дизе- лей без наддува ^=(1,34-7,7) кВт/л; с наддувом #л= (2,14-11,8) кВт/л. Если сравнить эти данные с встре- чающимися значениями ре, то станет ясно, что столь широкий диапазон Мл можно объяснить в первую очередь различными частотами вращения. Так, максимальные литровые мощности встречаются на флоте у двигателей без надду- ва 7,7 кВт/л и 11,8 кВт/л у дизелей с надду- вом при частоте вращения 1500 и 1550 мин-1, а минимальные 1,3 и 2,1 кВт/л — соответст- венно у дизелей с частотой вращения 275 и 330 мии-1. Именно потому, что литровая мощ- ность характеризует прежде всего ча- стоту вращения, у автомобильных дви- гателей без наддува ^=(204- -5-40) кВт/л, а у двигателей гоночных автомобилей при 12000- мин-1 она достигает ПО кВт/л. Как уже было отмечено в § 4, дина- мические напряжения деталей двига- теля зависят не от частоты вращения, а от средней скорости поршня ст= =sn/30. Поэтому более показательным с точки зрения форсирования 1 двига- теля является значение произведения рест, а с учетом частоты циклов — PcCmlk. Этот параметр или пропорцио- нальную ему величину называют пока- 1 От французского forser — принуждать 53
зателем фдрсировки, степенью форси- ровки, поршневой мощностью Послед- ний термин можно объснить следую- щим образом Если рассмотреть едини- цы произведения рест (коэффициент k —- безразмерный), то окажется м кН м кН м I кПа — — —-----= -----г —— — с м’ с с м2 кДж 1 кВт с ма ма Таким образом, произведение рест пропорционально мощности, приходя- щейся на площадь поршня, — поршне- вой мощности Nn, т е. Л^п-А'е/ХгГ) Эту величину удачнее выражать в киловаттах на дециметр в квадрате (квт/дм2). У судовых двигателей-без наддува поршневая мощность jVn— =«(6,1-И 1,6) кВт/дм2, с наддувом Nn=( 10,5-4-25^5) кВт/дм2. У современ- ных дизелей Уп достигает 45 кВт/дм2 $ 14. Экономичность работы дизеля 1 Удельный расход топлива. Об эко- номичности работы двигателя принято судить по расходу им топлива. Удельным называют часовой рас- ход топлива, отнесенный к эффектив- ной мощности двигателя, т. е. 4 ge = G/Ng. где gt — удельный расход топлива, кг/(кВт ч), G — часовой расход топлива, кг/ч, Nt — эффективная мощность, кВт Фактические удельный расход за 1 ч работы и /Ve находят измерениями во время работы двигателя. Расчетное значение ge для номинального режима работы приведено в формуляре двига- теля. Практически более удобно выра- жать удельный расход не в килограм- мах, а в граммах — г/(кВт ч) Удель- ный расход топлива у высокооборот- нЫх дизелей, как правило, выше, чем у малооборотных, у дизелей с газотур- бинным наддувом меньше, чем у ди- зелей без наддува. У лучших совре- М менных дизелей ge составляет 200— 205 г/(кВт-ч). Все паспортные значения удельного расхода топлива характерны для но* минального режима работы двигате- лей При отклонении режима удельный расход изменяется. Как правило, ми- нимальный удельный расход достига- ется при частоте вращения 80—90% номинальной Для двигателей очень важно обеспечить низкий удельный расход топлива на всех режимах рабо- ты. Достигают это грамотной эксплуа- тацией двигателя, тщательной регули- ровкой газообмена, наддува, подачи топлива и обеспечением оптимизации процессов смесеобразования и сгора- ния. Отложения в системах газообмена, наддува, износ трущихся деталей и другие отклонения от нормального технического состояния вызывают по- вышение удельного расхода топлива, т. е. снижают экономичность его ра- боты. Согласно ГОСТ 10150—82 удельный расход топлива следует указывать приведенным к теплоте • сгорания 42,6 МДж/кг. В случае применения топлива с другой теплотой сгорания необходимо выполнить пересчет по формуле 8еф ~ 42 ,^gelQh$ > где ge$ — фактический удельный расход топ- лива с теплотой сгорания Qe<t> МДж/кг, gt — удельный расход топлива с тепло- той сгорания 42,6 МДж/кг Коэффициенты полезного действия. Удельный расход топлива достаточно точно отражает экономичность работы, двигателя лишь потому, что теплота сгорания дизельного топлива различ- ных марок колеблется в небольших пределах. Если же тепловые двигате- ли работают на топливах с разной теп- лотой сгорания, то сравнить их эконо- мичность по значениям удельного рас- хода нельзя В этом случае об эконо- мичности двигателей судят либо по расходу условного топлива, либо по расходу теплоты, отнесенной к работе, либо по к п. д Наиболее показателен последний способ.
' Для всесторонней оценки экономич- ности двигателя определяют три к.п.д.: -индикаторный, меха- нический (см. § 13) и эффек- тивный. Индикаторным 'коэффици- ентом полезного действия называют отношение количества теп- лоты, эквивалентного работе цикла, к расчетной теплоте сгорания топлива, затраченного на производство этой ра- боты. Если индикаторная мощность равна Nt кВт, то работа цикла в тече- ний 1 ч можно выразить как 3600 Nt кДж и она будет эквивалентна такому же количеству теплоты. Затраты теп- лоты за 1 ч при расходе топлива G, кг/ч, и его теплоте сгорания QH, кДж/кг, составят GQ«, кДж. Следова- тельно, т], — 3600<V(/(GQH). (36) Индикаторный к. п. д. двигателя за- висит от целого ряда его конструктив- ных и эксплуатационных данных. i Например, с повышением степени сжатия т), возрастает. У двигателей с вихрекамерным и предкамерным способами смесеобразования индикаторный к.п.д. ниже, так как у них боль- ше потери теплоты в охлаждающую воду. С ростом коэффициента избытка воздуха ин- дикаторный к.п.д повышается, так как процесс сгорания протекает более интенсивно и мень- ше потери теплоты с выпускными газами. С увеличением частоты вращения т], понижа- ется, так как растут продолжительность дого- рания топлива и потери теплоты с выпускными газами Индикаторный к. п. д. двухтактных дизелей составляет .тр=0,42-^0,48; че- тырехтактных = 0,45 ч-0,53. Эффективным коэффици- ентом полезного действия называют отношение количества теп- лоты, эквивалентного полезной работе двигателя, к расчетной теплоте сгора- ния топлива, затраченного на получе- ние этой работы. Поскольку полезную работу характеризуют эффективной мощностью, то подобно индикаторно- му К', п. д. [см. формулу (36)] можно записать Пе = 3600Уе/(6(?н). (37) Учитывая, что G!Ne*=ge, формулу (37) можно переписать в таком виде: г|е = 3600/(^(?и). (38) Если в формулу (37) подставить значение Ne из выражения (32), то Т)е = ЗбООпт Ni/(GQH), (39) или с учетом равенства (36) Пе = ПтПг «О) Последнее равенство математически отражает зависимость эффективного к. п ,д. от совершенства рабочего цик- ла (т|г) и внутренних потерь работы в двигателе (т]т). Формула (38) позволяет определить т]е по удельному расходу топлива. Зна- чения эффективного к. п. д. для судо- вых малооборотных дизелей т]е= = 0,40-5-0,42; среднеоборотных ==0,41 -т-0,42; высокооборотных = 0,35-5-0,41. У лучших современных дизелей оно приближается к 0,45. Повысить эффективный к. п. д. можно путем увеличения степени над- дува, 1 совершенствования процессов смесеобразования и сгорания, более полного использования энергии вы- пускных газов. Оценивая по эффективному к. п. д. экономичность дизеля как преобразо- вателя тепловой энергии в механиче- скую, следует иметь в виду, что у га- зовых турбин он составляет 0,26—0,3, у установок с' паровыми машинами — менее 0,2, с паровыми турбинами большой мощности — 0,3 и выше. Та- ким образом, по удельной затрате теп- ' лоты дизель экономичнее всех тепло- вых двигателей. Однако в установках с паровыми турбинами расходуют де- шевое топливо (мазут) и по затратам на него в денежном выражении паро- вые турбины большой мощности при- ближаются к дизелям, Чем больше мощность турбины, тем меньше ста- новится разность в этих затратах. Так как у турбин есть эксплуатационные преимущества по сравнению с дизеля- ми, то в установках с большими мощ- ностями используют паровые Турбины. В настоящее время дизель сохраняет свою конкурентоспособность лишь в области мощностей до 35 000 кВт. 55
Рис 25 Зависимость кпд от изменения на грузки Зависимость коэффициентов полез- ного действия от нагрузки. Коэффици- енты полезного действия не являются постоянными величинами, они зависят от нагрузки на двигатель, т. е. от от- ношения фактической эффективной мощности к номинальной, на которую рассчитан двигатель, Л^/Л^н- На основании формулы (36) можно, казалось бы, сделать вывод, что ин- дикаторный к. п. д. не зависит от на- грузки: работа цикла, т е Nt, пропор- циональна количеству сгоревшего топ- лива, Значит, отношение NJG должно оставаться постоянным. Однако с уве- личением цикловой подачи уменьша- ется коэффициент избытка воздуха и топливо сгорает не полностью. Кроме того, при увеличении цикловой подачи растет продолжительность процесса впрыскивания топлива и, как следст- вие этого, уменьшается коэффициент использования теплоты при сгорании, что приводит к уменьшению работы цикла. По этим причинам индикатор- ный к. п. д. уменьшается с увеличени- ем нагрузки, т. е. отношения Ne/Ne», как это изображено на рис. 25. Из формулы (32) можно получить Пт = Ne/Nt = = 1 -Nm/N{ Мощность затрачиваемая на преодоление механических потерь, мало зависит от работы цикла. Поэто- му с ростом отношение Nm/Ni уменьшается, а т)т увеличивается (см рис. 25). Вследствие указанных изменений и т)т эффективный к п д г)е при уве- личении нагрузки на двигатель снача- ла растет, при мощности 75—100% но- минальной (у разных двигателей, по- разному) достигает максимума, а за- тем уменьшается (см. рис. 25). Тепловой баланс дизеля. Из теп- лоты, выделившейся при сгорании впрыснутого в цилиндры топлива, лишь 30—40% расходуется на совер- шение полезной работы Чтобы иметь представление о том, куда теряется остальная ее часть, составляют так называемый тепловой баланс двигате- ля Если принять количество теплоты, соответствующее израсходованному топливу, за 100%, то можно записать <7е + <?в + 4г + <7о— 100, где qe — доля теплоты, израсходованной на производство эффективной рабо- ты, %, — доля теплоты, отводимой с охлажда ющей водой, маслом, %, <?г — доля теплоты, уносимой отработав- шими газами, %, q9 — прочие потери теплоты К последним относят теплоту, те- ряемую на преодоление трения между движущимися деталями двигателя, на приведение в действие приводимых ме- ханизмов и агрегатов» на очистку и на- полнение цилиндров (насосные поте- ри) , <70 учитывает также потери тепло- ты от неполноты сгорания топлива, по- тери на теплоотдачу двигателя в окру- жающую среду Согласно опытным данным на номи- нальном режиме работы значения сла- гаемых теплового баланса двигателя следующие: qe= (35-4-42) %; ^.= (15-j- -7-28)%, <7Г= (25-4-42) %; 9o=U^8)%. При рациональном использовании теплоты, теряемой о охлаждающей во- дой и отработавшим газом, можно по- высить экономичность энергетической установки, т. е. увеличить эффектив- ный к п. д. С этой целью на теплохо- дах устанавливают котлы-утилизато- ры, использующие теплоту отработав- ших газов для обогревания помеще- ний и на другие хозяйственные нужды
Глава III КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА ДВИГАТЕЛЯ $ 15. Путь, скорость и ускорение поршня Закон перемещения поршня двига- теля. Характер движения поршня мож- но выявить при рассмотрении схемы кривошипно-шатунного механизма В ней шатун заменяют отрезком пря- мой, длина которого соответствует расстоянию L между осями верхней и нижней головок, называемому дли- ной шатуна. Кривошип заменяют отрезком длиной R, равной расстоя- нию между рамовой и шатунной шей- ками, называемый радиусом кри- вошипа Поршень заменяют точкой, соответствующей центру площади по- перечною сечения поршневого пальца. Схема кривошипнб-шатунного меха- низма изображена на рис 26 Криво- шип изображен под углом а к в. м. т, так условно называют положение его в момент нахождения поршйя в в. м. т. Центр О является следом оси вра- щения кривошипа, точка В — оси ша- тунной шейки Чтобы найти положение поршня, соответствующее данному уг- лу поворота кривошипа, необходимо из точки В как из центра сделать засечку радиусом L, равным длине шатуна, на вертикальной оси (оси цилиндра). По- лученная точка А будет центром попе- речного сечения поршневого пальца, т. е условно — поршня. Окружность, описанная из центра О радиусом R, является траекторией движения центра поперечного сечения кривошипной шейки. Ее называют кривошипным кругом Если из его точки D как из центра сделать за- сечку на оси цилиндра радиусом L, то точка С будет положением поршня в в. м т Расстоянйе Si между точками С и Л представляет собой путь, прой- денный поршнем за время поворота кривошипа на угол а. Положение поршня в н. м. т — точ- ку Е — можно найти, если сделать за- сечку радиусом L из точки F Нетруд- но видеть, что ход поршня s, измеряе- мый как расстояние между точками D и Г, равен диаметру кривошипного круга, т. е s=2R. Если кривошип будет находиться под тем же углом а от н. м т., то по- ложение поршня (точка (?) можно оп- ределить засечкой радиусом L из точ- ки Я и путь, пройденный поршнем от н. м т., окажется равным отрезку s^. Особенность реального кривошипно- шатунного механизм'а в том, что отрез- ки и s2 не равны один другому. Для доказательства этого необходимо опус- тить из точки В перпендикуляр ВМ на ось цилиндра и провести дугу ВМ' из центра А радиусом L. Аналогично опу- скают перпендикуляр HN на ось ци- линдра из точки И и проводят дугу HN' из центра G радиусом L. Из конгруэнтности треугольников МВО и NHO следует, что отрезки ОМ и ON равны, а значит, равны и отрез- ки DM и FN Учитывая характер по- строений, можно написать в1=|СО|-|ЛО|=(|СО|+|1Х>|)- _(|АИ' | + |М'О|) Поскольку ICDI — IAM' |=£ft|DO| = ₽, то s1S=(L + ₽)-(L4-|M' OI) = L + R-L- -|ЛГ О| = ₽— IM' 01 = 1 DM' I, T. e. Si = DM' > | DM I, TO Si > | DM | Аналогично можно доказать, что st = \FN’ |<|/W|, T. e Si<IFNI А так как |DM|-»|FW|, то очевид- но, $i> s, Следовательно, при повороте криво- шипа на какой-то угол от в. м. т. пор- шень проходит путь больше, чем рас- стояние, проходимое поршнем при по- вороте кривошипа на такой же угол от н м т. Эта закономерность может быть названа несимметрично- стью перемещения поршня. Следствием ее является, в частности, то, что при повороте кривошипа на 90° от в м. т. (точки К положения криво- 57
шипа и 1 поршня) поршень проходит путь $9о, больший, чем половина хода поршня $. Несимметричность перемещения поршня уменьшается с увеличением отношения L0 = L/R, назаваемого отно- сительной длиной шатуна. Это можно понять из чертежа, поскольку с увели- чением L при том же R дуги ВМ' и HN' будут приближаться к прямым, т. е. точки М' и N' будут сближаться с точками М и N. При L = oo данные точки совпадут и несимметричности перемещения поршня не будет. Относительная длина шатуна у дизе- лей серийного флота составляет Lo= ==3,5+4,5. Определение пути, пройденного поршнем. Для вывода аналитической зависимости пути, пройденного порш- нем, от угла поворота кривошипа не- обходимо обратиться к схеме криво- шипно-шатунного механизма (рис. 27). Из нее следует, что s = |CO| —| ДО| Первый отрезок можно рассматри- вать как сумму | СО | = | CD l + l DO | =L + R, второй — как сумму |40|= I ДЛ1| + |Л1О|. Из треугольников МАВ и МВО можно выразить катеты AM и МО че- рез гипотенузы L и R и функции углов поворота кривошипа а и наклона ша- туна р: | AM | = L cos р, |MO| = /?cosa Следовательно, | АО 1 = L cos P + R cos a Рис 26. Схема к оп- ределению пути, прой- денного поршнем, методом засечек Рис 27 Схема к вы- воду зависимости s Если подставить полученные значе- ния | СО | и |АО| в исходное выраже- ние, можно получить s = L + R— (L cos р + R cos a) = = L + R—L cos P—R cos a, ИЛИ s —R (1—cos a) + £ (1 — cos p) = = R 1 —cos a +-—(1 —cos P)j Отношение L/R является относитель- ной длиной шатуна Lq Однако в тео- рии кривошипно-шатунного механиз- ма чаще используют величину, обрат- ную До, ^X/L^RIL, называемую отношением радиуса кри- вошипа к длине шатуна. Значение X равно единице, деленной на относи- тельную длину шатуна. Следователь- но, для дизелей серийного флота X» = ij-= + -j-=. Введя это обозначение, можно окончательно записать: от a s = R|l—cosa + -~-(l—cos р)1 (41) I r* J 58
Формула (41) отражает зависи- мость пути, пройденного поршнем, не только от угла поворота кривошипа а, но, н от угла наклона шатуна р. Одна- ко угол р является функцией угла а. В самом деле, поскольку сторона МВ принадлежит одновременно двум пря- моугольным треугольникам МАВ и МВО, можно выразить ее через функ- ции углов аир: | МВ | = L sin р = R sin а, ^откуда sin р = — sin a = Xsin а. Таким образом, можно считать, что формулаz (41) дает зависимость s только от угла а. Значения множите- ля, заключенного в формуле (41) в квадратные скобки, приводят в спра- вочниках и пособиях в зависимости от а и X, после чего остается лишь умно- жить ее на R, чтобы получить $. Подсчет перемещения поршня s по формуле (41) без использования таб- лиц очень трудоемок. Формулу (41) можно упростить с небольшой по- грешностью. Используя равенство sihp=Xsina и sin2 0-|-cos2 0= 1, вы- ражаем значение cos р через sin а: cos2 р= 1—X2sin2a. Очевидно, что cos 0=1^1 — X2 sin2 а. Раскладывая правую часть этого выражения по формуле Ньютона, учитываем только первый и второй члены ряда, осталь- ными пренебрегаем из-за их малых значений. Получаем в результате значение cos0«l-----g-Xsin2an под- ставляем его в формулу (41). После несложных преобразований она будет выглядеть так: з ж R ^1—cosa + ~ Xsin2 aj. (42) В формулы (41) и (42) угол а под- ставляют с началом его отсчета от в. м. т., т. е. в пределах а= (Оч-ЗвО)°. Нужно помнить, что при любом зна- чении а по формулам получают рас- стояние поршня от в. м. т. Если инте- ресует расстояние поршня от н. м. т., то следует учитывать дополняющие отрезки (см. рис. 26). Способ Брикса. При определении пути, пройденного поршнем, графиче- Рис 28 Схема к определению пройденного поршнем пути способом Брикса ским методом засечек результат обыч- но неточен: если чертеж выполнен в малом масштабе, то сказывается не- точность измерений, а если в большом масштабе и обычным чертежным ин- струментом, — неточность построения. Способ, предложенный Ф. А. Бриксом, позволяет ограничить чертеж конту- рами кривошипного круга. При этом увеличить масштаб, сохранив точность построения. Способ Брикса основан на следую- щих соображениях. Точки М' и N' (см. рис. 26), определяющие длины отрезков |DM'|=Si и |/7jV,|=s2, ле- жат ниже (т. е. дальше от поршня) оснований М и N перпендикуляров, опущенных из точек В и Н. При а = =90° нижней границей отрезка DO' будет точка О'. Согласно формуле (42) seo = R ^1 —cos 90° X sin2 90® j — = R(I4-X/2) = R + RX'2 Следовательно, точка О' конца от- резка DO'—Sw лежит ниже центра кривошипного круга на расстоянии ОО' = ₽Х/2=(/?/2) (RfL) =R2/2L. На основании этого путь, пройденный поршнем, определяют следующим об- разом. Чертят1 кривошипный круг (рис. 28) и под углом аь для которого требуется найти путь поршня, прово- дят линию ОВ, изображающую криво- шип. Затем откладывают отрезок 00', значение которого найдено выше. Од- нако случаи, когда чертеж выполняют в натуральную величину, т. е. когда 59
|0В|=/?, редки: радиус кривошипа, у судовых двигателей доходит до 250 мм, а у дизелей вообще — до 1000 мм. Ес- ли же чертеж выполняют в каком-то масштабе, то отрезок 00' определяют как |ОО'| = |ОВ|Х/2. ч Затем из точки О' проводят прямую, параллельную ОВ, до пересечения с кривошипным кругом в точке В'. Пос- ле этого опускают перпендикуляр В'М' на вертикальную ось. Отрезок DM' будет равен sai, т. е, пути, прой- денному поршнем от в. м. т. при пово- роте кривошипа на угол аь Аналогичными построениями можно найти путь Sa2 поршня при повороте кривошипа на угол ag. Формула скорости поршня. Изве- стно, что скорость есть первая произ- водная пути по времени. Следователь- но, чтобы вывести формулу скорости поршня, надо продифференцировать путь поршня по времени [формула (42)]. Однако в этой формуле аргу- ментом является угол поворота кри- вошипа, а не время. Чтобы перейти ко времени, можно записать а = со/, где со = пп 30 — угловая скорость коленчатого вала, рад/с; п — частота вращения вала, мин-1; t — время, с. Если подставить в формулу (42) вы- ражение а через со и /, после чего Рис. 29 Схема к определению скорости пор- шня взять первую производную по време- ни, то формула скорости поршня бу- дет иметь вид ( = R(d (sin a-j-~ sin 2a I (43) Продифференцировав аналогичным образом формулу (41), можно полу- чить с = sin (a + P)/cos р (44) Функцию sin (а4-р)/cos р берут из таблиц, приводимых в справочниках и пособиях, в зависимости от а и X. Графическое определение скорости. По формуле (43) можно определить скорость при данном положении порш- ня, т. е. мгновенную. Ее же можно найти графически, используя способ Толле Для этого чертят схему криво- шипно-шатунного механизма при том угле a‘ поворота кривошипа, для кото- рого нужно найти скорость поршня (рис. 29, а). Затем продлевают направ- ление шатуна АВ до пересечения с го- ризонтальной осью в точке К. Как до- казал Толле, скорость поршня с = | ок |/| ОЕ I coR Отрезок ОК достигает максималь- ной длины при касательном к криво- шипному кругу направлении шатуна АВ (рис. 29,6). Это значит, что ско- рость поршня будет максимальной, когда угол АВО между шатуном и радиусом кривошипа составит 90°. При уменьшении относительной длины ша- туна максимум скорости увеличивает- ся, как это видно из рис. 29, 6: точка К\ пересечения направления шатуна AiBi лежит дальше от центра О, чем точка К. Если предположить, что |ОК| = = |О£|, то с= coR _(лл/30) (s/2) — (sn/30) (л/2) — = i,57cm, где ст = sn/30 — средняя скорость поршня, м/с. Поскольку, однако, при максималь- ном значении скорости |ОК|>|О£|, то смакс > 1 . 60
При встречающихся у дизелей фло- та значениях относительной длины шатуна сМакс = (1,614-1,63) ст, причем скорость поршня достигает максимума при угле поворота кривошипа ~ (754-78)° от в. м. т. Ускорение поршня. Если скорость является первой производной пути по времени, то ускорение — второй про- изводной этой функции или первой производной скорости по времени. Если заменить в формуле (43) угол а произведением угловой скорости (о и времени t и взять производную по вре- мени, можно получить а — Rm2 (cos а+A. cos 2а), (45)' где а — ускорение поршня, м/с2 Если проделать те же действия с точной формулой (44), то « = Rm2 [cos (а + Р) /cos 0 + + A cos2 а/cos2 0] (46) Функцию, заключенную в квадрат- ные скобки уравнения, приводят в справочниках и пособиях подсчитан- ной для различных значений а и X. Поскольку модуль cos а достигает наибольшего значения при а = 0° и а — =180°, очевидно, что значение ускоре- ния будет максимальным при положе- нии поршня в в. м. т. или в н. м. т. Подставив эти значения угла поворота кривошипа в формулу (45), получим: для в. м. т. Oq~ Rta2 (cosO-f- A cos 2-0) — /?<о2 (1 4-А), (47) для н. м. т. а1во = /?<о« (cos 180° + A cos 2-180°) - = /?ю2 (—1+А) = —/?<о2(1 —А). (48) Из выражений (47) и (48) можно установить, что: ускорения в верхней и нижней мертвых точках обратны по знаку, при- чем положительным является направ- ление к валу (вниз); модуль ускорения в в. м. т. больше, чем ускорения в н. м. т., в (1+1)/ /(1—1) раз. Для двигателей серийного флота отноше- ние |а0| |atво| =1,574-1,80. При малой отно- сительной длине шатуна уго отношение больше § 16. Силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме Движущая сила. При работе двига- теля на поршень действуют сила от давления газа и сила инерции посту- пательно-движущихся частей. Силу трения поршня о стенки цилиндра можно не принимать во внимание, так как она входит в состав сопротивле- ний, учитываемых механическим к. п. д. С достаточной степенью точно- сти можно исключить также и силу тя- жести поступательно-движущихся ча- стей вследствие ее сравнительно не- большого значения. Следовательно, Р (49) где Р — движущая сила (суммарная сила, действующая на поршень), кН; Рг — сила давления газа, кН, Ри — сила инерции поступательно-движу- щихся частей, кН Составляющие выражения (49) рас- шифровывают следующим образом: Рг- рглО24: (50) Ри-=—т„ а, (51) где р, — избыточное давление газа в цилинд- ре, кПа, D — диаметр цилиндра, м; тп — масса поступательно-движущихся ча- стей, к которым относят поршёнь и часть шатуна, кг, а — ускорение поршня, м/с2. В двигателях серийного флота сила от давления газа достигает (у круп- ных двигателей) 800 кН, сила инер- ции — 100 кН. Давление газа берут для интересую- щего угла поворота кривошипа из диа- граммы цикла. Масса поступательно- движущихся частей тп -^иор+(9,3 4- о,4) шшат, где Шпор — масса поршня, кг, тц1ат — масса шатуна, кг Как видно, часть массы шатуна от- носят к поступательно-движущимся частям, а остальную — к вращающим- ся. Эта, разбивка зависит от располо- жения центра тяжести шатуна, т. е. оТ соотношения масс его головок. При малой разнице размеров поршневой и кривошипной головок центр тяжести лежит ближе к середине длины шату- на, поэтому к посту пател ьно-движу- 61
Рис 30 Диаграмма сил инерции щимся частям следует относить 0,4 массы шатуна, при большой разни- це — до 0,3 его массы. Значения масс деталей берут из чертежей или дру- гих документов. Они могут быть опре- делены взвешиванием Массой порш- ня или шатуна называют массу всего сборочного комплекта с кольцами, пальцем, болтами и т п. Построение диаграммы сил инер- ции. Для построения диаграммы сил инерции поступательно-движущихся частей в осях а—Ри необходимо вы- числить ординаты по формуле (51) Для установления зависимости силы инерции от положения поршня может быть использован графический способ Толле. При этом необходимо подсчи- тать силы инерции, кН, в мертвых точ- ках: р»о = ~ти О -+-М. РИ180 ( I М и вспомогательной величины: q= — 3kmnR(a2. Рис 31 Совмещенные диаграммы расчетного цикла и сил энерции для определения движу ' щнх сил 62 Так как диаграмму сил инерций строят обычно для ее совмещения с диаграммой цикла, то длину отрезка /, принимаемого за ось абсцисс (рис. 30), следует брать равной длине диаграм- мы цикла по рис 24 Масштабы ордит нат диаграммы сил инерции и диа- граммы цикла тоже должны быть оди- наковыми В диаграмме цикла -ось ординат является осью давлений, сле- довательно, и силу инерции необходи- мо отнести к > площади поршня. Поэтому длины отрезков, которыми на рис 30 должны быть изображены си- лы инерции Ри0 и Риюо, определяют как отрезок Рио^^Рио/Р, отрезок Р И18О~^Р и18о/Р • Масштаб ординат м, мм/кПа, берут таким, как и в диаграмме цикла. От- резки, соответствующие силам инер- ции Рио и Ри180, откладывают из кон- цов отрезка I в соответствии со знаком сил. Затем точки С и D соединяют прямой и из точки Е ее пересечения с осью абсцисс откладывают ординату Ри»80 —Л*Ри18о/Р • I EK l- My/F Затем точку К соединяют с точками С и D Отрезки СК и KD делят на одинаковое число равных частей. Точ- ки деления нумеруют слева направо, одноименные точки соединяют прямы- ми Касательная к каждой прямой кривая CD и будет диаграммой сил инерции Построение диаграммы движущих сил. Чтобы найти значения движущих, сил, необходимо совместить диаграм- '• мы цикла и сил инерции (рис 31) За базу (ось абЬцисс) диаграммы сил - инерции принимают линию давления , окружающей среды (она же линия впуска и выпуска). В целях удобствам использования диаграмму сил инер-> ции целесообразно начертить с обрат*- ным знаком, т е повернутой по срав- нению с рис. 30 на 180° относительно оси абсцисс Совмещенные диаграммы строят , в зависимости от положения поршня, v тогда как диаграмму движущих сил—з по углу поворота кривошипа Поэтому^ необходимо нанести на оси абсцисс , совмещенной диаграммы (см рисч
углы поворота кривошипа способом Брикса. Выше или ниже диаграммы цикла на ее длине строят основную полуок- ружность. Из ее центра О чертят вспо- могательную полуокружность мень- шего диаметра, которую делят на ка- кое-то число равных частей, например на 12. Известным из § 15 способом находят точку О\. Из центра основ- ной полуокружности О проводят пря- мые в точки деления вспомогательной окружности, соответствующие положе- ниям кривошипа. Параллельно на- правлениям кривошипа из точки О\ проводят прямые до пересечения с ос- новной полуокружностью в точках /, 2, ..., 11, а из этих точек — вертика- ли, пересекающие диаграммы. После таких построений можно брать с чер- тежа циркулем ординаты, соответст- вующие движущей силе, отнесенной к Площади поршня. Допустим, необходимо определить движу- щую силу для угла a = 15° такта впуска. Из- быточное давление газа в цилиндре при впуске равно нулю (так это приближенно принима- лось при построении диаграммы цикла). Следо- вательно, на поршень действует лишь сила инерции, причем в данный момент она отрица- тельна Значение силы инерции, а следовательно, и движущей силы определяет ордината уц. Еслй за начало отсчета ординаты принять ди- аграмму сил инерции, то ордината будет направлена вниз, что говорит об отрицатель- ном значении движущей силы. Поэтому дви- жущая сила, кН, при а =15° будет * ^1»=* Уц F/м, где м — масштаб ординат, мм/кПа; F —площадь поршня, м1 2, равная F= = nD2/4. Рассмотрим теперь случаи, когда 0=150”, что соответствует точке 22 при такте сжатия. Сила от давления газа в данный момент на- правлена вниз, т. е. положительна сила инер- ции — отрицательна Значение первой силы оп- ределяет ордината, заключенная между ли- нией давления окружающей среды и линией сжатия, второй — ордината, заключенная ме- жду линией давления окружающей среды и диаграммой сил ннерцин. Разностью этих ор- динат является отрезок у\& между линией сжатия и диаграммой сил инерции. Как было отмечено выше, за начало отсчета для ордина- ты t/i5o необходимо принять диаграмму сил инерции. Тогда окажется, что этот отрезок будет направлен вверх, т. е. движущая сила в данный момент положительна. Следовательно, значения движущей силы находят из чертежа по рис. 31 измерением ординат, заключенных между диаграммой сил инерции и той линией давления газа, которая соот- ветствует рассматриваемому такту. Сила будет положительна, если ли- ния давления газа расположена выше диаграммы сил инерции, и отрица- тельна, если она находится ниже ее. ' . Движущую силу определяют как После вычисления Р для соответст- вующих значений а нетрудно построить диаграмму движущих сил, примерный вид которой приведен на рис. 32. Силы, действующие на шатун и кри- вошип. Движущая сила Р направлена по ^оси цилиндра к валу (положитель- ное значение) или от вала (отрица- тельное значение). Эта сила может быть разложена по правилу паралле- лограмма на две составляющие (рис. 33, а): силу Рв, действующую вдоль оси шатуна, и силу Ри, нормаль- ную к оси цилиндра. 1 Положительные направления сил в нату- ре и отрезков на диаграмме обратны- силы, ’ направленные вниз, положительны, а отрезки, отсчитываемые вниз, отрицательны 63
В результате действия нормальной силы Рн поршень давит на стенку ци- линдра. Это приводит к потере работы на преодоление силы трения, изнаши- ванию поршня и втулки цилиндра. При ходе сжатия (рис. 33, б) сила Рн направлена в противоположную сто- рону. Следовательно, при переходе порш- ня через в. м. т. нормальная сила пе- ребрасывает поршень от одной стенки цилиндра к другой. Удары, сопровож- дающие такую переброску, увеличива- ют изнашивание втулки цилиндра, а при значительных зазорах между поршнем и втулкой цилиндра повыша- ется шум при работе двигателя. Если рассматривать нормальную силу как катет прямоугольника, ле- жащий против угла 0 (см. рис. 33, а), можно написать P„=-Ptg0. (52) Наибольшее ее значение составляет примерно 10% максимального значе- ния движущей силы, т. е. в крупных двигателях серийного флота 40— 60 кН. Сила, направленная вдоль оси ша- туна, является гипотенузой того же Рис 33 Схема действия сил в кривошипно- шатунном механизме а — рабочий ход, б — сжатие треугольника Следовательно, ее мож- но выразить через силу Р как Рв=P/cos р Точку приложения силы Рв можно перенести по направлению ее действия из центра А поперечного сечения пор- шневого пальца в центр В поперечно- го сечения кривошипной шейки. Здесь ее можно разложить на касательную силу Г, действующую перпендикуляр- но радиусу кривошипа, и радиальную Z, направленную по кривошипу. Если через точку В провести прямую, па- раллельную оси цилиндра, то угол, ле- жащий между этой прямой и силой Z, будет равен а как накрест лежащий. Угол между данной прямой и силой Рв будет равен 0 как соответственный. Значит, угол между силами Z и Рв ра- вен а + р. Касательная сила Т как катет пря- моугольного треугольника с вторым катетом Z и Гипотенузой Рв будет Т ^=РВ sin (а + Р) или после подстановки в эту формулу значения Рв Т --Р sin (a-|-P)/cos р (53) Эта сила, приложенная в точке В на расстоянии R от оси вала, создает момент, вращающий коленчатый вал и совершающий полезную работу. Радиальная сила нагружает под- шипники коленчатого вала и, следова- тельно, является вредной. Значение ее можно найти из того же треугольника: Z— Рв cos (a-ЬР) или Z Р cos (a+P)/cos р (54) Значения функций sin(a+ p)/cos 0 и cos(a+ p)/cos р приводят для различ- ных углов а и к в справочниках и по- собиях. Поэтому, если необходимо по- строить диаграмму какой-либо из рас- смотренных сил, следует взять значе- ние движущей силы для каждого из откладываемых по оси абсцисс углов а и умножить ее на соответствующее значение функции, взятое из таблицы' справочника или пособия. 64
$17. Моменты, действующие в двигателе Вращающий момент. Касательная сила, действуя на плече, равном ра- диусу кривошипа, создает вращающий момент, Н-м, приводящий в движение коленчатый вал, М = П? (55) Так как касательная сила Т величи- на переменная, то и вращающий мо- мент изменяется за цикл по значению и знаку. Диаграмма вращающего мо- мента одного цилиндра четырехтакт- ного тихоходного двигателя приведена на рис. 34 вверху. В мертвых точках поршня сила Т равна нулю (в этом не- трудно убедиться на рис. 33, а: сила Рв будет направлена по радиусу кривоши- па), следовательно, и М=0. Характер изменения М при тактах впуска и вы- пуска определяет форму диаграммы сил инерции, так как давление газа в цилиндре пренебрежимо мало. Во время сжатия касательная сила отри- цательна (см. рис. 33, б), что матема- тически можно объяснить отрицатель- ным значением функции sin(a + -|-p)/cos р. Сила от давления газа при сжатии непрерывно увеличивается, оставаясь положительной. Сила инер- ции в начале сжатия положительна, затем становится отрицательной и уменьшает положительную движущую силу. Этим объясняется то, что модуль отрицательного вращающего момента при такте сжатия сначала увеличива- ется (см. рис. 34), затем уменьшается и снова увеличивается в период резко- го повышения давления к концу сжа- тия. У быстроходных двигателей влия- ние сил инерции на значение движу- щей силы настолько велико, что диаг- рамма вращающего момента во вто- рой половине такта сжатия может пе- ресечь ось абсцисс, т. е. в течение не-, которого угла поворота кривошипа М будет положителен/Влияние сил инер- ции сказывается на форме диаграммы М и при такте расширения. Как видно из диаграммы, действие вращающего момента на кривошип носит импульсный характер, причем основной импульс приходится на такт расширения. На коленчатый вал мно- гоцилиндрового двигателя действуют вращающие моменты всех цилиндров, следовательно, эти моменты склады- ваются. Если одинаковые такты во всех цилиндрах будут совпадать по времени, то импульсы сложатся и ча- । 3 Зак. 572 65
стота вращения вала станет очень не- равномерной. Поэтому кривошипы мно- гоцилиндрового двигателя размещают так, чтобы равномерно чередовались основные импульсы, т. е. вспышки в цилиндрах. Это условие будет выпол- нено, если обеспечить чередование вспышек через угол поворота коленча- того вала ф, град, равный: для четырехтактных двигателей Ф = 720/г, для двухтактных двигателей ф—360/z; где 720, 360 — углы, град, z — число цилиндров Под таким углом и устанавливают один относительно другого кривошип многоцилиндровых двигателей У четырехтактного двухцилиндрового дви- гателя вспышки должны чередоваться через угол <р=* 720/2 = 360° лкв На такой угол должны быть, значит, сдвинуты по фазе цик- лы Если верхняя диаграмма на рис 34 отно сится к цилиндру № 1, то в цилиндре № 2 цикл должен протекать так, как изображено на средней диаграмме Графически можно сло- жить ординаты двух верхних диаграмм и по- лучить диаграмму суммарного вращающего момента ЁМ, приведенную на рис 34 внизу Подобным образом определяет вращающие моменты и при большем числе цилиндров Неравномерность вращения вала двигателя. Как видно из рис. 34, сум- марный вращающий момент изменяет- ся циклично: через угол ф между кри- вошипами диаграмма SM повторяется. Следовательно, для боздания картины изменения SM в зависимости от а до- Рис 35 Характер изменения угловой скоро- сти из-за, непостоянного вращающего момента 66 статочно рассмотреть диаграмму в пределах а=ф С увеличением числа цилиндров суммарный вращающий момент стано- вится равномернее, но все же изменя- ется по значению, Например так, как изображено на рис. 35, а. При враще- нии вала суммарный вращающий мо- мент SM преодолевает момент сил со- противления Мс. Это — сопротивление магнитного поля в генераторе или со- противление воды, в которой вращает- ся винт. С достаточной степенью точ- ности можно считать, что момент Ме является постоянным. Тогда его диа- грамма будет представлять собой прямую, параллельную оси абсцисб, как это изображено на рис. 35. Диа- грамма SM пересекает эту прямую: во время работы двигателя суммарный вращающий момент бывает то больше, то меньше момента сил сопротивле- ния Если под диаграммой моментов построить диаграмму, отражающую изменение угловой скорости вала в за- висимости от а (рис. 35, б), то можно установить, что за время поворота ва- ла на угол аи, в течение которого 2М> >Мс, угловая скорость будет увели- чиваться, при 2М<МС она уменьша- ется Следовательно, угловая скорость вала будет то больше, то меньше сред- ней (Оср, ЙЗМеНЯЯСЬ ОТ (Omln ДО (Отах. Допустимые колебания угловой ско- рости зависят от того, что является ра- бочим органом, использующим энер- гию, вырабатываемую двигателем. От- сюда следует, что неравномерность вращения вала двигателя необходимо характеризовать каким-то численным параметром. Степенью нер а вгномер но- с т и двигателя 6 называют отноше- ние разности максимальной и мини- мальной угловых скоростей вала к средней: 6 = (<0тах—®mln)/ft>cp (5®) Допустимы следующие значения* степени неравномерности двигателя: при работе на гребной винт 6= «1/204-1/40 при работе на генератор постоянно- го тока 6=1/1004-1/150
при работе на генератор переменно- го тока 6 = 1/150ч-1/200 при параллельной работе генерато- ров 6=1/2504-1/300 Степени неравномерности двигате- лей меньше указанных дрпустимы, но в них нет необходимости. Обеспечение заданной неравномер- ности двигателя. В связи со столь раз- личными требованиями к неравномер- ности вращения вала необходимо знать, от каких факторов она зависит Для этого следует снова обратиться к рис. 35. При повороте вала на угол аи сум- марный вращающий момент произво- дит избыточную (сверх необходимой для преодоления сил сопротивления) работу А, пропорциональную заштри- хованной на рис. 35 площади между диаграммами SM и Мс. В результате чего повышается частота вращения вала (растет кинетическая энергия вращающихся масс). Так как кинети- ческая энергия равна половине произ- ведения момента инерции вращающей- ся массы на. квадрат угловой скоро- сти, кг-м2/с2, то можно написать я ^wmax ^min А —-------—-------, 2 2 где /—момент инерции вращающихся масс, кг-м2 Данное выражение может быть пре- образовано следующим образом , , wmax Wmin Л = /------------= _у (^шах 4~Ц>т1п) (мтах мтт) 2 Если числитель и знаменатель ум- ножить на о)ср, 1/с, то 1 , ®maxH~<»>mjn (i)max wmln A = I-----------------------------<оср, Wpp 2 Первая дробь в правой части этого равенства представляет собой сред- нюю угловую скорость (оср, вторая — степень неравномерности 6 Следова- тельно, А — I(Од р 6(Ор р 1-11 со 2р 6. 3* откуда ' 6 = Л//(0«р. (57) Избыточная работа вращающего мо- мента А, входящая в формулу (57), является динамической характеристи- кой данного двигателя, а угловая ско- рость Шер — одним из основных пас- портных параметров его; значит, оба эти параметра являются заданными. Влиять на степень неравномерности конкретного, существующего двигате- ля можно лишь через момент инерции вращающихся масс, кг-м2, который яв- ляется суммой: / = /м + ^р о + ^ц, где /м — момент инерции маховика, кг-м2, /р о — момент инерции вращающихся частей рабочего органа, кг-м2 /ц — момент инерция движущихся частей кривошипно-шатунного механизма всех цилиндров двигателя, кг-м2 Поскольку /р о и /ц для конкретных агрегатов большей частью бывают за- даны, то обеспечить нужную степень неравномерности можно лишь подбо- ром маховика. Известно, что момент инерции равен произведению массы "вращающегося тела на квадрат расстояния центра тяжести тела от оси вращения. Если приближенно считать, что вся масса маховика сосредоточена в его ободе, то /м. можно определить как произведе- ние массы на квадрат радиуса враще- ния центра тяжести поперечного сече- ния обода. Но практически использу- ют другую величину, пропорциональ- ную моменту инерции— маховой момент, равный произведению мас- сы обода на квадрат диаметра окруж- ности вращения центра тяжести сече- ния обода tnD2 Если форма попереч- ного сечения обода сложная или если определяют маховой момент таких вращающихся масс, как ротор генера- тора или гребйой винт, то их разбива- ют на отдельные элементарные части и подсчитывают сумму элементарных маховых моментов. Между моментом инерции и махо- вым моментом существует следующая зависимость: 7 = 0tD«/(4g), где g — ускорение свободного падения, м/с2 67
Момент инерции (или маховой мо- мент) зависит от массы маховика в первой степени и от диаметра во вто- рой. Это значит, что целесообразно изготовлять маховик большого диа- метра, что позволит уменьшить его массу. Однако при чрезмерно боль-, шом диаметре маховика появляется опасность разрыва обода центробеж- ной силой. Поэтому существуют огра- ничения для окружной скорости махо- вика (считая по его наибольшему диа- метру): не более 70 м/с для чугунных и 100 м/с для литых стальных. Опрокидывающий момент. Если вернуться к картине сил, изображен- ной на рис. 33, а, то можно видеть, что нормальная сила Рн, действующая на плече h, образует момент, стремящий- ся поверйуть, опрокинуть двигатель относительно оси коленчатого вала. Этот момент, равный Мо = РнЛ, назы- вают опрокидывающим. Он на- гружает детали двигателя, болты крепления его к судовому фундаменту и детали корпуса судна, составляющие судовой фундамент. Как сила Рн, так и плечо h во время работы двигателя изменяются, следо- вательно, опрокидывающий момент — величина переменная. Существуют двигатели, у которых коленчатый вал закреплен, а корпус вращается. В этом случае все закономерности движения поршня, действия сил сохраняются, значит, остается той же и диаграмма вращающего момента. Однако такой двигатель будет вращаться под дейст- вием опрокидывающего момента. От- сюда следует, что при любом угле по- ворота кривошипа опрокидывающий момент равен вращающему, но имеет обратный знак. К такому же выводу можно прийти и из понятия опрокидывающего мо- мента как момента реакций. Когда двигатель вращает испытывающий со- противление вал, на остов двигателя действует момент сил реакции. Пос- ледние равны и противоположны по направлению действующим силам. § 18. Крутильные колебания валопровода Свободный крутильные колебания. Коленчатый вал двигателя и осталь- ные жестко соединенные с ним валы являются упругими темами. На них насажены детали, массы которых об- ладают значительными моментами инерции. Такая система вал — «мас- сы» способна совершать крутильные колебания. Пусть, например, на вал насажены две вращающиеся детали (рис. 36). Если приложить к ним моменты (изо-1 бражены на рисунке сплошными стрелками), то вал окажется скручен* ным и каждая деталь повернется Jia угол а. При этом предполагается, что вал скручен в пределах упругих де- формаций. Допустим, что действие моментов сразу прекратится. В силу упругости вала система будет возвращаться в по- ложение равновесия, причем «массы» будут поворачиваться по направлению стрелок, изображенных штриховыми линиями. Вследствие инерции «мас- сы» при возвратных поворотах не оста- новятся в положении равновесия, а перейдут его, и вал окажется скручен-, ным, но уже в обратном направлении. Упругость вала опять вызовет поворот деталей, а они по инерции вновь пе- рейдут через положение равновесия,' т. е. процесс повторится. Таким обра- зом, после прекращения действия мо- Рис 36. Система с вращающимися деталями а _ двумя, б — тремя — одноузловая, в — то же — двухузловая 68
ментов система начнет совершать ко- лебательное движение, при котором вал будет скручиваться то в одном, то в другом направлении. Ничто не изменится, если во время совершения колебаний вал будет рав- номерно вращаться. При этом «мас- сы> то будут опережать те положения,, которые занимали бы, вращаясь с по- стоянной угловой скоростью, то отста- вать от дих. Упругие колебания вала и насажен- ных на него «масс>, возникающие пос- ле прекращения действия моментов, называют свободными кру- тильными колебаниями. Они совершаются лишь под влиянием уп- ругих сил материала вала и моментов инерции масс деталей. Свободные крутильные колебания, как и вбе свободные колебания, про- исходят всегда с определенной часто- той (числом колебаний за определен- ное время), называемой частотой свободных колебаний. Эта ча- стота зависит от упругости вала и мо- ментов инерции масс. Если в системе вал — «массы> боль- ше, чем две детали, то в ней может быть несколько форм колебаний. Так, если система трехмассовая (рис. 36,6, в), то возможны колеба- ния, при которых две соседние детали движутся в одном направлении, а тре- тья — в другом. В этом случае на ва- лу будет существовать поперечное се- чение, остающееся при колебаниях не- подвижным. Такое поперечное сечение называют узлом колебаний, а колебания с одним узлом — одноуз- ловыми, Однако в системе из трех деталей возможны и такие колебания, при ко- торых средняя деталь движется проти- воположно крайним. Тогда узлов колебаний будет два и колебания на- зывают двухузловыми Тйким Образом, трехмассовая система может иметь колебания одно- и двухузловой форм. Обобщая сказанное, можно отме- тить, что у многомассовых систем форм колебаний бывает на одну мень- ше, чем количество деталей. Для каж- дой формы колебаний характерна своя частота, причем чем выше форма ко- лебаний системы, т. е. чем больше уз- лов, тем больше частота свободных колебаний. В связи с действием сил сопротивле- ния свободные колебания будут зату- хать. Основными силами сопротивле- ния крутильным колебаниям являются силы внутреннего трения материала вала. Вынужденные колебания. Момент, выводящий систему из состояния рав- новесия, называют возмущаю- щим. Под действием периодически изменяющегося момента система вал — «массы> начнет совершать в ы- нужденные колебания, часто- та которых совпадает с частотой воз- мущающего момента, а амплитуда бу- дет зависеть от значения момента. Во время работы двигателя возмущаю- щим является вращающий момент, ха- рактер изменения которого в той или иной степени близок к синусоидально- му закону. С изменением частоты возмущающе- го момента, что бывает при изменении частоты вращения вала, изменяется и частота вынужденных колебаний си- стемы. Если частота возмущающего момента совпадает с частотой свобод- ных колебаний, то наступает явление резонанса. При резонансе ампли- туда вынужденных колебаний во мно- го раз больше амплитуды колебаний при том же значении возмущающего момента вне резонанса, т. е при резо- нансе она может достичь больших зна- чений даже при умеренном возмуща- ющем моменте. Частота вращения, при которой на- ступает резонанс, называют крити- ческой. У двигателя может быть несколько критических частот враще- ния: при одних наступает резонанс с одноузловой формой колебаний, при других — с двухузловой и т. д. Воз- мущающие моменты могут быть раз- ных порядков, t т. е. разных частот. Наиболее опасны для системы резо- нансы первого порядка с одно- и двух- узловой формами колебаний. Когда двигатель работает на крити- ческой частоте вращения, он сильно вибрирует на фундаменте, во всех соч- 69
ЛеНениях слышится стук, йа детали движения действуют при этом удар- ные нагрузки, что приводит к повы- шенному их изнашиванию. При значи- тельных амплитудах колебаний воз- можна поломка вала вследствие уста- лости материала. Поэтому работа дви- гателя на критической частоте враще- ния запрещается, вблизи нее устанав- ливают запретную зону, которую от- мечают на тахометре, указывают в до- кументах на двигатель. При измене- нии подачи топлива изменяемся часто- та вращения вала двигателя В этом случае запретную зону частоты вра- щения следует проходить быстро, не допуская работы двигателя в ней. Демпферы. При проектировании энергетической установки не всегда удается создать такую систему, кру- тильные колебания которой в рабочей зоне частоты вращения не опасны и их амплитуды при прохождении через резонанс невелики. Поэтому иногда на двигателях устанавливают устрой- ство, поглощающее энергию колебаний и тем самым уменьшающее их ампли- туду. Такие устройства называют демпферами. На флоте встречаются демпферы жидкостного и сухого тре- ния В демпферах жидкостного трения энергию крутильных коле- баний поглощает жидкость. Одним из таких демпферов является силиконо- вый (рис. 37, а), устанавливаемый на двигателях НФД48, 6ЧРН36/45 и др. К фланцу 1 носового конца коленча- тогб вала призонными болтами 7 при- Рис 37 Демпферы жидкостного трения (а) н сухогр трения (б) 70 креплен корпус 5 демпфера. Внутрь корпуса вставлена кольцевая деталь^ (масса) 6, свободно вращающаяся от- носительно него на втулках 2, запрес-. сованных в эту деталь. Корпус 5 за- ( крыт крышкой 3, прикрепленной бол- тами 4. В зазор а, образующийся меж- ду массой, корпусом и его крышкой, заливается силиконовая жидкость. Чтобы избежать ее утечки и попада- ния внутрь демпфера воздуха, места соединений крышки с корпусом зали- , вают эпоксидным клеем. Корпус 5 совершает колебания вме- сте с концом коленчатого вала, тогда как масса 6 вследствие инерции вра- щается практически с постоянной ско- ростью. Поэтому при колебаниях кор- . пус 5 будет проскальзывать относи- ' тельно массы 6. На преодоление воз- никающего во время проскальзывания вязкостного трения силиконовой жид-_ кости, заполняющей зазор а, затрачи- вается энергия колебаний, что приво- • дит к уменьшению их амплитуды. ; Вскрывать силиконовый демпфер за- прещается. Ступица 1 демпфера сухого т р е- - ния, устанавливаемого на двигателях НФД48 (рис. 37,6), имеет конический* обод 2. Она жестко закреплена на но- i совом конце коленчатого вала. К обо- ду 2 присоединен шпильками обод 7, ^ представляющий зеркальное отраже-.. ние обода 2. К внешним поверхностям отогнутых ободов приклепаны сегмен- ты 6 из фрикционного материала. Пру- жины 3 прижимают к сегментам дваД диска 4, связанные между собой Tpe<J мя плавающими пальцами. ЗатяжкаЛ пружин регулируется . нажимнымцу втулками 5, ввернутыми в гнезда дис-1? ков I Демпфер работает подобно рассмоТ-й ренному выше. Ободы 2 и 7 соверща'-^ ют колебания вместе с концом колен-5: чатого вала, т. е. вращаются с перя-^ менной частотой, тогда как диски 4^ вследствие их инерции стремятся вра?^ щаться с постоянной частотой. ПоАсь J му ободы при колебаниях проскальзы-1 вают относительно дисков. В данномП случае энергия колебаний затрачива^| ется на преодоление трения, возникаю^
щего при проскальзывании между дисками 4 и сегментами 6 Исправность действия демпфера за висит от силы затяжки пружин Регу- лировать затяжку пружин могут толь- ко специалисты, а не обслуживающий персонал. Для борьбы с крутильными колеба- ниями применяют также динамиче- ские гасители, называемые ан- тиви^раторами Принцип работы антивибраторов. Допустим, что к упругой (т е способ- ной совершать колебания) системе присоединена другая система, кото- рая может колебаться относительно первой. Если на первую систему будет действовать возмущающая сила или возмущающий момент с частотой, рав- ной частоте свободны^ колебаний вто- рой системы, то совершать колебания будет только эта вторая система, а первая участвовать в колебаниях не будет Следовательно, вторая система является динамическим гасителем ко- лебаний первой, т е антивибратором Для гашения крутильных колебаний анти вибратор навешивается следующим образом Маятник 3 (рис 38) двумя пальцами 1 свя зан с вращающимся диском 2 участвующим в крутильных колебаниях (например, со ще кой кривошипа) Пальцы 1 вставлены в от верстия а маятника и в отверстия б диска с большими зазорами Благодаря зазорам меж ду пальцами / и стенками отверстий б, между пальцами / и стенками отверстий а мая г ник может совершать колебания Крайние по ложения колеблющегося маятника изображе ны штрихпунктирными линиями За счет этих колебаний маятника н будут гаситься кру тильные колебания вала С помощью антивибраторов гасят не только крутильные, но и продол ь- но-изгибные колебания коленча- того вала, совершающиеся вследствие действия переменных радиальных сил Гасители этих двух видов колебаний иногда объединяют в один узел (рис 39) На носовой конец коленчатого вала 10 жестко насажена ступица 8 анти- вибратора Четыре маятника 2, 3, 9, 11, предназначенные для гашения кру- тильных колебаний, соединены со ^ту- пицей 8 двумя пальцами 4 каждый Для пальцев 4 предусмотрены боль- шие зазоры как в отверстиях ступицы, Рис 38 Схема элемента бифилярного антн- вибратора так и в отверстиях маятников. Это позволяет маятникам совершать кача- тельные движения в плоскости, пер- пендикулярной оси вала, т. е гасить крутильные колебания. Два маятника 6 и 12 соединены со ступицей 8 двумя пальцами 7 каждый с одинаковыми зазорами. Эти маятни- ки имеют возможность качаться в плоскости, проходящей через ось вала, т е гасить продольно-изгибные коле- бания Пальцы 4 и 7 зафиксированы от осе- вого смещения заглушками 1 и 5, за- крепленными на маятниках На мало- и среднеоборотных двига- телях антивибраторы не устанавлива- ются из-за громоздкости Рис 39 Схема антивнбратора двигателя 10Д40 7!
§ 19. Уравновешенность двигателя Неуравновешенные силы в двигате- ле. Один из недостатков ДВС — их способность вызывать вибрацию кор- пуса судна. Как уже известно, из сил, действую- щих на поршень, практически заслу- живают внимания лишь две. сила от давления газа и сила инерции посту- пательно-движущихся частей Давле- ние газа действует не только на пор- шень, а через него, шатун и коленча- тый вал — на фундаментную раму, но и на крышку цилиндра. Так как фун- даментная рама и крышка цилиндра жестко соединены с одной и той же де- талью — блок-картером, то сила от давления газа действует только на остов двигателя, а на его фундамент не передается. Следовательно, вызы- вать вибрацию корпуса она не может Вибрацию корпуса вызывает сила инерции поступательно-движущихся частей Ри. Она ничем не уравновеше- на внутри двигателя и, будучи пере- менной по значению и знаку, действу- ет на судовой фундамент. Если вместо ускорения а в формулу (51) подставить выражение (45), то можно получить Ри — —т„ /to8 (cos а1 cos 2а) или, раскрыв скобки, Ри = —тп /?<£)* cos а—Хглп Рш1 cos 2а Это равенство свидетельствует о том, что сила инерции поступательно- движущихся частей Р„ является сум- мой двух сил: Р^Ри1+Рии. (58) Рис 40 Схема разложения центробежной си лы инерции кривошипа В этом уравнении сила Риь назы<| ваемая силой инерции перв^-1 го порядка, будет « | 4 Ри1 — —mn Par2 cos а, (59) | а сила Рип — сила инерции вто-| рогопорядка | Ри,! = — Хти Ро>* cos 2а (60) | Как видно из выражений (59) (60), сила инерции первого порядка^ Phi имеет один цикл изменения за 360М п. к в, сила инерции второго порядка! Рип — два цикла Это объясняется на*| личием в выражении (60) косинуса! двойного угла cos 2а. Множитель в выражении (60) свидетельствует - о| том, что максимум у силы инерции!! второго порядка меньше, чем у силы'1 первого порядка По характеру действия сил P«i и| Риц видно, что сила инерции первого^ порядка будет вызывать вибрации | корпуса судна с частотой, совпадаю-^ щей с частотой вращения вала двига-^ теля, а сила инерции второго поряд-^ ка — с частотой, вдвое большей часто-1 ты вращения его Обычно сила инер-| ции первого порядка вызывает общие! вибрации корпуса судна, сила второго| порядка — местные вибрации его эле^Я ментов (переборок, листов дбшивки и т. п.). Это объясняется тем, что часто» ты свободных колебаний элементов^ корпуса судна выше частоты колеба-^ ний корпуса в целом. j Неуравновешенной является также kJ центробежная сила инерцицЗ вращающихся частей Кривошип и*| присоединенную к нему нижнюю часть! шатуна можно рассматривать как мае- су, вращающуюся вокруг оси вала иаЛ расстоянии, равном радиусу кривоп1и-| па (рис 40). На эту массу действует^ центробежная сила Л А где т* — масса вращающихся частей, кг, R — радиус кривошипа, м, о) — угловая скорость вращения криво,- шипа, рад/с 4 Значение силы Рц постоянно, но из- j меняется ее направление Если пере-] нести точку приложения силы Рц В1 центр вращения кривошипа и разлр-| 72
жить ее на вертикальную Рцв и гори- зонтальную Рц г составляющие, то ока- жется, что Рц в = Рц cos а = Rafi cos а, Рц.г^Рц sin а = т3 Rafi sin а. Из сравнения первого равенства с выражением (59) видно, что верти- кальная составляющая Рцв центро- бежной силы инерции вращающихся частей сложится с силой инерции по- ступательно-движущихся частей пер- вого порядка и сумма их будет вызы- вать вибрации корпуса судна в верти- кальной плоскости. Горизонтальная составляющая Рцг центробежной силы является причиной вибраций корпуса судна в горизонтальной плоскости Сложение сил инерции. Сказанное относится к силам инерции, действую- щим в одном цилиндре Так как силы инерции цилиндров действуют на об- щий остов многоцилиндрового двига- теля, то они сложатся, но геометриче- ски с учетом разного направления кри- вошипов отдельных цилиндров Когда у первого цилиндра кривошип нахо- дится под углом а к в м т, кривошип предыдущего по порядку чередования вспышек цилиндра, по рис 41 шесто- го, будет расположен под углом а-Н₽ кв м. т, поскольку его кривошип опе- режает кривошип первого цилиндра на угол ф между кривошипами Кри- вошип пятого цилиндра (имея в виду порядок работы цилиндров) повернут от в м, т на угол а + 2<р, кривошип четвертого цилиндра — на угол а43<р и т. д. Следовательно, сумма сил инер- ции поступательно-движущихся частей первого порядка составит 2Ри/ = =—mnPw2cosa—mnPw2cos (a + (p )— —mnPw2cos (a 4 2<p) — С точки зрения оценки уравнове- шенности двигателя необходимо знать лишь модуль данной суммы. Поэтому знак «—> в правой части можно ус- ловно поменять на «4» Если выне- сти за скобки общие множители, полу- чим cos a -|- cos (a 4. <p) 4 4 cos (a 4 2<p) + . ]. (61) Рис 41 Схема расположений' кривошипов шестицилиндрового четырехтактного двигателя Аналогичными будут выражения для суммы вертикальных и горизон- тальных составляющих центробежных сил инерции ZPlit3 = m3Rafi [cos a-f-cos (а4ф)4- 4- cos (a 4 2<p) 4- ]', (62) 2РЦ r —mB/?a>*(sina4-3in («4ф)4 4-sin (а42ф)4 1 (63) При сложении сил инерции второго порядка поступательно-движущихся частей необходимо учитывать, что в выражение (60) входит косинус двой- ного угла поворота кривошипа от в. м т Поэтому модуль суммы этих сил можно записать так: 2РиП — Ктп Rufi cos 2а+Лтп Рю® cos 2 («4<р)4 4- Рюа cos 2 (а 4 2<р) 4 или 2Ри11 = ктп Pw2 fcos 2а4сов2(а4ф)4- 4 cos 2 (а 4 2<р) 4 J. (64) Для примера рассмотрим сложение сил инерции в четырехтактном четырехцилиндро- вом двигателе, угол между кривойшпами у которого составляет ср=720°/4= 180е Согласно выражению (61) 2Ри1 — гнп Rafi [cos a4cos (a 4180°) 4 4cos (a4360*)4cps (a4540*)[== — ma Rafi (cos a —cos a4co9 a—eos a) =>0 Следовательно, силы инерции первого по- рядка поступательно-движущихся Частей у четырехтактного двигателя уравновешены По- скольку сумма, заключенная в общие скобки выражения (62), не отличается от аналогич- ной суммы выражения (61), этот вывод спра- ведлив для вертикальных составляющих цент- робежных сил инерции 73
Рис 42 Схема уравновешивания центробеж- ной силы инерции кривошипа Выражение (63) для примера будет иметь вид г = тв R®* (sin a + sin (a-M80°)4- -Psm (a+ 360°) +sin (аЦ-540°)] или 2Рц.г (sina—sin «4-sina— —sin a) —0 Горизонтальные составляющие центробеж- ных сил тоже уравновешены Сумма (64) сил инерции второго порядка согласно выражению (64) 2РИ j F — Xmn R&2 [cos 2a 4- cos 2 (a 4-180°) 4- 4-90s 2 (a4-360*) 4-cos 2 (a+540*)] = = Kmn Rai2 [cos 2a 4-cos (360° 4-2 a) 4- 4-cos (720° 4~ 2a) 4-cos (1080° 4-2a) J == =» Xmn Rm2 (cos 2a 4- cos 2a 4- cos 2a 4“ 4- cos 2a) •= 4Xmn Pco1 cos 2a. Как видно, силы инерции второго порядка у данного двигателя не уравновешены При оценке уравновешенности дви- гателя принято говорить лишь о не- уравновешенных силах. Поэтому про четырехтактный четырехцилиндровый двигатель с углом между кривошипа- ми ф=180° можно сказать, что у него не уравновешены силы инерции второ- го порядка. Обеспечение наибольшей уравнове- шенности. С помощью выражений (61) — (64) можно исследовать урав- новешенность сил инерции любого двигателя Однако для полного сужде- ния о его уравновешенности этого бу- дет недостаточно. Существуют два ус- ловия равновесия: тело находится в состоянии равновесия в том случае, если сумма действующих на него сил равна нулю и если сумма моментов этих Сил относительно центра тяжести 74 тела равна нулю. Значит, для сужде- ния об уравновешенности двигателя надо найти не только сумму сил инер- ции, но и сумму их моментов относи- тельно центра тяжести двигателя. Мо- менты сил инерции определяют умно- жением сил на плечи, которые для каждого цилиндра будут иметь свое значение и свой знак: плечо цилиндра, находящегося по одну сторону от цен- тра тяжести, принято считать положи- тельным, по другую — отрицательным. Зная моменты и учитывая их знаки, можно составить выражения для сумм моментов подобно тому, как это было сделано Для сил инерции. Исследования сумм сил инерции и их моментов позволяют сделать такой вывод: полностью уравновешенными являются двигатели с четным числом цилиндров шесть и более при зеркаль- ном расположении кривошипов 1. У этих двигателей суммы Всех сил инерции и их моментов равны нулю. У остальных двигателей остаются неуравновешенными какие-то силы инерции или их моменты. Если необ- ходимо построить двигатели, не явля- ющиеся полностью уравновешенными, принимают меры к достижению наи- большей уравновешенности, тек уменьшению сумм неуравнове- шенных сил и их моментов. Большей уравновешенности можно достичь, например, подбором последо- вательности работы цилиндров. Так, у шестнцилиндродого двухтактного двигателя с углом между кривошипами <р = = 36076 — 60° зеркального расположения кри- вошипов нет и он не является полностью урав- новешенным Если принять последовательность работы цилиндров в этом двигателе 1—5—3— 6—2—4, то окажутся неуравновешенными Мо- менты сил инерции первого порядка и мо- менты центробежных сил, а при последова- тельности работы их I-t-5—3—4—2—6 — лишь моменты сил инерции второго порядка, что ме- нее неприятно 1 В некоторых случаях для достиже- ния наибольшей уравновешенности предусматривают неравномерное чере- дование вспышек. 1 Зеркальным называют такое расположе- ние кривошипов, когда одна половина колен- чатого вала является зеркальным отражением другой
t Например, в двигателе 2410,5/13 кривоши- пы расположены под углом <р= 180° Это зна- чит, что во втором цилиндре вспышка будет через 180° поворота вала после вспышки в пер- вом цилиндре, а в первом — через 540° после вспышки во втором цилиндре Однако такое расположение кривошипов более удачно с точ- ки зрения уравновешенности, чем расположе- ние их под углом <р—720*72 = 360°, отвечаю- щее требованию равномерного чередования вспышек Силы инерции и их моменты могут быть уравновешены искусственным пу- тем. Проще всего это можно сделать с центробежной силой: для ее уравно- вешивания к кривошипу крепят де- таль массой /Ппр (рис. 42), называемую противовесом. Массу подбирают из ус- ловия, чтобы центробежная сила, дей- ствующая на нее, должна быть равной Рд, т е. ^пр ~ или /ппр ^пр ~ тв Лй)®, шПр^пр = ,пв^ Масса противовеса тпр потребуется меньше, если больше /?Пр, т. е. если его центр тяжести будет отстоять дальше от центра вала. Противовесы приме- няют не только для уравновешивания двигателя в целом, но и для разгрузки подшипников коленчатого вала от цен- тробежных сил. Так, нередки случаи, когда на полностью уравновешенных двигателях предусмотрены противове- сы. Для уравновешивания они не нуж- ны, но необходимы для разгрузки под- шипников: без противовесов центро- бежная сила нагружает подшипники данного цилиндра Силы инерции по- ступательно-движущихся частей и мо- менты их могут 'быть уравновешены специальными Механизмами, состоя- щими из валов и эксцентричных масс, приводимых в движение от коленчато- го вала. Однако двигатели, усложнен- ные такими механизмами уравновеши- вания, встречаются редко. Когда рассматривали сложение сил инерции по выражениям (61) — (64) и сложение моментов их, то имели в ви- ду, что значения тп, тъ у всех цилинд- ров одинаковы. Если это условие не будет соблюдено, то суммы сил инер- ции или суммы моментов их не будут равны нулю даже у тех двигателей, ко- торые по расположению кривошипов должны быть полностью уравновеше- ны, т. е. уравновешенность будет на- рушена. Такое нарушение уравнове- шенности может быть в случае, если значения масс поршней и шатунов у двигателя разные. Необходимо, чтобы различие в массах шатунов у одного двигателя не превышало 1,5% при ча- стоте вращения его до 500 мин"1; 0,8%—при частоте вращения от 500 до 1000 мин-1 и 0,2—0,4% — при боль- шей частоте вращения Разница значений масс поршней до- пускается 0,5—1%, причем большее значение относится к малооборотным двигателям Полная уравновешенность двигателя не означает, к сожалению, что ой аб- солютно не способен вызывать вибра- цию корпуса судна. В любом случае на фундамент, а следовательно, и на- ^орпус судна действует переменный опрокидывающий момент. Характер вызываемых им вибраций зависит от формы диаграммы суммарного вра- щающего момента Для борьбы с та- кого рода вибрацией двигатель крепят упруго (см § 20)
ЧАСТЬ ВТОРАЯ КОНСТРУКЦИЯ СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ Г л а в а IV ОСНОВНЫЕ ДЕТАЛИ ДИЗЕЛЯ § 20. Фундаментные рамы Устройство и крепление рам к фун- даменту. Основание, на которое опи-> раются все остальные элементы дизе- ля, называют фундаментной рамой У дизелей серийных теплоходов фун- даментные рамы отливают из серого чугуна марок СЧ18, СЧ21, алюминие- вых сплавов АЛ-4, АЛ-5, АЛ-9, стали ЗОЛ, а также сваривают из конструк- ционной стали Фундаментная рама должна быть жесткой: прогиб ее приводит к искрив- лению оси коленчатого вала и, следо- вательно, к общему нарушению цент- ровки кривошипно-шатунного механиз- ма, изменению зазоров в узлах тре- ния. Поэтому ее изготавливают в виде массивной детали корытообразной формы (рис 43, а) Вдоль рамы с обе- их сторон предусмотрены полки 4 с ребрами жесткости 6 для крепления ее л фундаменту Через отверстия а про- ходят болты крепления рамы к фун- даменту На верхнюю плоскость 9 рамы устанавливают станину Продольную жесткость рамы обес- печивают две высокие стенки 5, свя- занные одна с другой поперечными пе- регородками 3, которые делят раму на ряд отсеков, расположенных под ци- линдрами В поперечных перегородках предусмотрены постели 11 для рамо- вых подшипников 10 Во время работы двигателя с дви- жущихся деталей и из подшипников в раму стекает масло Оно собирается в поддоне рамы и через окна 2 перего- родок 3 перетекает из одного отсека в другой, а с торца рамы через патру- бок 1 отводится для повторного ис- пользования 76 В некоторых случаях фундаментная рама является резервуаром для хра- нения запаса масла Для увеличения вместимости и облегчения рамы к ней снизу (рис 43, б) вицтамн 2 крепится сварной поддон 1. Между ним и рамой установлена прокладка 3 Над поддо- ном установлена маслоуспокоитель» пая сетка 4, препятствующая образо- ванию поверхностной пены при сбра- сывании масла Маслоуспокоительные сетки часто встречаются в отсеках цельнолитых рам На рис 43, а и б видно, что ось ко- ленчатого вала обычно расположена ниже верхней плоскости рамы, в связи с этим увеличена ее высота и рама становится более жесткой Иногда с той же целью фундаментную раму объединяют в одну отливку со стани- ной Такая блок-рама двигателя 6ЧСП18/22 изображена на рис 44. В продольных стенах блок-рамы пре- дусмотрены люки для доступа в кар- терное пространство, закрытые крыш- ками 2 Один из люков снабжен гор- ловиной 4 для заливки масла и щупом 5 для контроля за его уровнем Вдоль рамы проходит труба /, по которой масло поступает к подшипникам На верхнюю плоскость 3 рамы устанавли- вается блок цилиндров Фундаментные рамы крупных дви- гателей иногда делают составными по длине ^Главные двигатели крепят к фунда- менту преимущественно жестко (рис 45, а) К судовому фундаменту 1 приваривают чисто обработанные сверху клиновидные стальные суха- ри 3 Отжимными винтами 8 (см. рис 43, а), ввернутыми в полку 4 фун- даментной рамы и упирающимися в
полку 7 судового фундамента, выверя- ют положение рамы относительна оси валопровод^. Таких винтов с каждой стороны рамы предусматривают по два Затем тщательно «по краске> клинья 4 (см. рис. 45, а) пригоняют одновременно и к поверхности суха- рей 3 и к нижней поверхности полки 5 фундаментной рамы После подгонки просверливают клинья и в отверстия вставляют крепежные болты. Часть болтов ставят в развернутые отвер- стия плотно.! Такой призонный болт 2 изображен на рис. 45, а. Встречаются также двигатели, у ко- тбрых рамы установлены на сфериче- ских прокладках 3 и 2 (рис 45,6), размещенных между приваренными к фундаменту сухарями 1 и полкой 4 фундаментной рамы Преимущество такого способа крепления в том, что прокладки 3 и 2 самоустанавливаются соответственно наклону полки 4 отно- сительно фундамента Двигатель является одним из основ- ных источников шума на судне, поэто- му для снижения уровня шума в судо- вых помещениях двигатели устанавли- вают на резиновые или пружинные амортизаторы. f На рис. 46, а изображен отечествен- ный резиновый амортизатор АКМ-1200 9 главного двигателя Г70-5 К полке 8 фундаментной рамы прикреплены угольники 7, опирающиеся на полку 1 судового фундамента через амортиза- торы В каждом амортизаторе преду- смотрены верхняя 6 и нижняя 2 пли- ты, к которым привернуты стальные пластины 5 и 3, соединенные с резино- выми элементами 4 путем вулканиза- ции. Таким образом, между полками фундаментной рамы и судовым фунда- ментом установлена резиновая звуко- изолирующая прослойка. Рис 44 Схема блок-рамы 77 '
Рис 45 Узлы жесткого крепления рам к фундаменту Двигатели, установленные на амор- тизаторах, колеблются относительно корпуса судна, в связи с чем необхо- димо предусматривать гибкие участки на трубопроводах и гибкое или шар- нирное соединение вала двигателя с гребным валопроводом Вал вспомога тельного двигателя может быть жест- ко соединен с валом генератора, если дизель и генератор жестко установле- ны на промежуточную (подмоторную) раму, а последняя — на амортиза торы На рис 46, б изображен резиновый амортизатор конструкции комбината СКЛ (ГДР) для дизель-генератора 10, резиновой пластины 5 и двух Он состоит из сварных угольников 3 и стальных щек 4 и 6, которые путем вулканизации соединены с пластиной 5, а угольники 3 и 10 привернуты к щекам винтами 9 Угольник 3 аморти- затора устанавливают на полку 2 фун- дамейта и крепят к ней болтами 1. Haz угольник 10 опирается лапа 8 проме- жуточной рамы Лапа прикреплена к угольнику 10 болтами 7. С каждой стороны фундамента устанавливают несколько таких амортизаторов. Для ограничения амплитуды коле- баний двигателя или дизель-генерато- ра на полках фуйдаментной или под- моторной рам устанавливают упоры с резиновыми амортизирующими плас* тинами Отечественный пружинный амортизатор АПрС (рис 47) состоит из корпуса /, закрепленного к фунда- менту, пружины 6 и верхней тарелки 3, с которой соединен амортизируемый двигатель или агрегат Нижняя тарел- ка пружины 6 опирается на основание корпуса 1 через резиновую манжету 7 Аналогичная манжета 5 находится между верхней тарелкой 3 и крышкой 2 корпуса Резиновая прокладка 4* предотвращает жесткий удар аморти- зируемого механизма о кр,ышку 2 при’ его перемещении вниз Рамовые подшипники. Прежде, чем рассматривать устройство рамовых подшипников, необходимо выяснить влияние смазочного материала на тру- щиеся детали Смазочный материал не только уменьшает изнашивание дета- лей, но и снижает их нагревание, зат- раты мощности на преодоление тре- ния При организации смазки стремят- ся создать жидкостное трение, когда между трущимися поверхностями на- Рис 46 Резиновые амортизаторы 78
ходится слой масла и трение твердых поверхностей заменяется трением меж- ду собой слоев жидкости — смазочно- го м^сла: Смазочный материал должен быть липким, а его молекулы должны сцеп- ляться со смазываемыми поверхностя- ми. Тогда при заполнении зазора s между шейкой вала 2 и подшипником 1 маслом (рис. 48, а) пограничные слои его прилипнут к поверхностй шейки „и подшипника. При вращении вала (рис. 48, б) слой масла, прилип- ший к поверхности шейки, будет дви- гаться вместе с валом со скоростью и, тогда как слой, прилипший к внутрен- ней поверхности подшипнйка, останет- ся неподвижным. Вследствие вязкости слои масла в зазоре будут увлекать один другого в движение со скоро; стью, изменяющейся в радиальном на- правлении от v до нуля. Следователь- /но, под вал будет нагнетаться масло и в его клиновом слое возникнет давле- ние, эпюра которого изображена на рис. 48,6. \ Давление в масляном слое обуслов- ливает несущую способность подшип- ника, т. е. ту силу Р, которую может воспринять вал без нарушения жидко- стного трения. Несущая способность подшипника увеличивается с повыше- нием частоты вращения вала и вязко- сти масла. Однако с повышением вяз- кости масла увеличиваются потери мощности на преодоление жидкостно- го тррния. Поэтому вязкое масло сле- дует применять лишь в том случае, когда частота вращения вала невели- ка, а нагрузка на подшипник значи- тельна. Кбгда вал неподвижен, масла под шейкой нет (см. рис. 48, а), а при ма- лой его частоте вращения давление в слое масла мало, и сила Р не может поднять вал, т. е. в момент пуска и остановки двигателя в подшипнике происходит почти сухое трение. Слой масла может разрываться и при рабо- те дв’игателя в случае нарушения гео- метрических форм шейки и подшип- ника. - При малых и непостоянных угловых скоростях, при высоких температурах частр нельзя создать жидкостное тре- Рис 47. Пружинный амортизатор ние. В этих случаях приходится ми- риться с так называемым граничным трением, когда трущиеся поверхности разделены прилипшей к ним пленкой масла толщиной порядка 0,1 мкм. В условиях граничного трения рабо- тают, например, поршневые кольца, \ поршневой подшипник шатуна, дета- ли механизма газораспределения. Граничное трение очець неустойчи- > во и может перейти в сухое. Для дета- лей, работающих в условиях гранич- ного трения, необходимо постоянно подводить масло для поддержания це- ‘ лостности масляной пленки. Для распределения марла на по-' верхности подшипника должны быть прорезаны продольные канавки. Одна- ко нерациональное их расположение может снизить несущую способность'л подшипника. Так, если в подшипнике, прорезать кольцевую канавку а (рис. 49, а), то она соединит область высокого давления в масляном слое с областью низкого давления. Масло по канавке а будет перетекать в область
Рис. 49. Эпюра давления в масляном слое при наличии канавок: 1 — подшипник; 2 — вал с нулевым давлением, и канавка как бы разрежет подшипник по длине на два. Поскольку у торцов подшипника давление в масляном слое падает, так как масло вытекает наружу, площадь под эпюрой давления станет меньше (сплошная линия), чем была без ка- навки (пунктирная линия). Это зна- чит, что уменьшилась несущая способ- ность подшипника. Если в нагруженной части подшип- ника прорезать продольную канавку в (рис., 49, б), то она также соединит область высокого давления (середину подшипника) с областью низкого дав- ления у кромок подшипника и давле- ние в слое масла над канавкой значи- тельно снизится. Как это видно из эпюр давления, приведенных в нижней части рисунка, несущая способность подшипника уменьшится, и в данном случае. Она не снизится, если проре- зать ранавки в ненагруженной части подшипника. В случае граничного трения канав- ки допустимы и вблизи рабочей части подшипника, но они не должны пре- Рис. 50. Схема подвода масла к подшипнику, 80 пятствовать образованию пленки. Нагрузка на подшипник бывает односторонней. Так, масляной не всегда у рамово- . го подшипника коленчатого вала при тактах сжатия и расширения давлени? , ем газов нагружен нижний вкладыш,' а в конце такта выпуска силы инерции нагружают его верхний вкладыш. У шатунного подшипника давлением газов нагружен верхний вкЛадыш, а силами инерции — нижний. Нагрузка, на подшипник может действовать не только в вертикальной плоскости, но и в наклонной. После исследования характера на- v грузки конструктор выбирает плос- кость разъема вкладышей подшипни-г ка так, чтобы она лежала в области минимальной нагрузки. - Поэтому мае? « лораспределительные канавки делают . всегда в Месте стыкования вкладышей. Как видно из рис. 48,6, ^давление в/ масляном слое падает настолько быст- ро, что в точке k может появиться ва- куум, в связи с чем произойдет кон- - такт вала с подшипником. Чтобы избе* жать этого, масло следует подводить не только в набегающую, но и в сбе- гающую части подшипника. При больших зазорах в подшипнике появляются удары, снижается давлеН ние масла, вследствие чего повышает-/ ся изнашивание шейки и подшипника./ Поэтому при монтаже подшипника В. нем устанавливают зазор порядке’^ 0,06—0,18 мм (для диаметра шейки до 250 мм). При столь малых зазорах's маслораепределительные канавки не- « обходимо предусматривать такими/^ чтобы они способствовали образова- нию масляного клина. Кроме того, ве маслораспределительных • канавках должен быть некоторый запас мас^В/ для обеспечения смазывания при нача-j ле движения вала. В связи с этим в районе стыкования^ вкладышей должны быть карманы^ для масла (рйс. 50), называемые хо-| лодильниками, глубиной h от 0$| до 2,5 мм в зависимости от диаметра^ шейки вала, а длиной (d — диаметр шейки). ности холодильника I от 0,3 до 0,5 Форма поверх характеризуется^
постепенным уменьшением их глуби- ны и плавным переходом к рабочей по- верхности вкладыша. Холодильники должны отстоять от края вкладыша- перемычки на 10—15 мм и более Масло к холодильникам может быть подведено по внутренней канавке а, если верхний вкладыш нагружен мень- ше, чем нижний, и если масло подво- дится сверху. При подводе масла со стороны нагруженного вкладыша про- резают внешнюю канавку в с выход- ными каналами б. У быстроходных двигателей нагруз- ка на подшипник иногда настолько за- висит от центробежной силы вращаю- щихся масс, что нагруженной может быть вся его поверхность В этом слу- чае масло следует подводить не через подшипнцк, а через вал. Поскольку подшипники, в которых вращается коленчатый вал установле- ны в фундаментной раме, их называ- ют рамовыми. В постель рамы 1 (рис. 51) уложен нижний вкладыш 2, на который опирается шейка вала. Над шейкой находится верхний вкла- дыш 6 подшипника. Между стыкую- щимися поверхностями вкладышей у ряда старых двигатлей ставят набор прокладок 4 для регулирования мас- ляного зазора в подшипнике. Про- кладки фиксируют штифтами 3. Вкла- дыши стягивают крышкой 7 подшип- ника, крепящейся к раме 1 шпилька- t ми 5, Наружная поверхность вкладыша должна прилегать к постели равно- мерно и не менее чем на 80% при про- верке «по краске». Для нижнего вкла- дыша не предусмотрена фиксация от поворота, что позволяет вывертывать его из-под шейки без подъема вала. Верхний вкладыш фиксирует втул- ка 8. Внутреннюю поверхность вкла- дышей покрывают слоем 10 антифрик- ционного сплава Масло родводится к подшипнику у среднеоборотных дизе- лей, как правило, сверху через канал а в крышке подшипника. Для подвода масла к холодильни- кам 9 было бы достаточно полуколь- 81
цевой канавки б в верхнем вкладыше. Однако у большинства двигателей масло, подводимое к рамовому под- ' шипнику, через каналы в кривошипе поступает также к шатунному под- шипнику. Чтобы обеспечить постоян- ный поток масла к подшипнику, иног- да прорезают канавки в на части внут- ренней поверхности нижнего вкла- дыша. Встречается способ крепления крышки подшипника двусторонними шпильками 11 (рис. 51,6). Значитель- ная длина шпилек несколько умень- шает опасность их перетяжки при креплении подшипника. Однако нали- чие двух гаек усложняет разборку и сборку подшипника, является причи- ной ослабления затяжки со временем. В рассматриваемом подшипнике нет прокладок между вкладышами 2 и 6 для регулирования масляного зазора Это типично для современных двига- телей: прокладки уменьшают жест- кость соединения вкладышей, в ре- зультате чего повышается изнашива- нйе подшипника. При необходимости , для уменьшения зазора в данном слу- чае снимают определенный слой ме- талла с поверхностей стыкования вкладышей. Как видно из рис. 51,6, между кишкой 7 и фундаментной рамой 1 Рис 52 Вкладыш установочного (фиксирую- щего) подшипника предусмотрен зазор а; позволяющий/ стягивать вкладыши при креплении'7 крышки. Однако в случае чрезмерной затяжки шпилек, при которой зазор а уменьшается, возможна деформация вкладышей. Это приводит к искаже- нию формы подшипника, следствием чего является его повышенное изнаши- вание. Поэтому некоторые дизеле- строительные заводы ставят в зазор а прокладки, толщина которых обеспе- чивает обжатие вкладышей, но пре- дотвращает их деформацию при пере- тяжке шпилек. Из-за наличия системы подвода масла через крышку сложнее вскры- вать подшипник: перед снятием крыш- ки необходимо отсоединять маслопод- водящую трубку. Кроме того, вследст- вие вибрации возможна поломка труб- ки, в результате чего в подшипник не будет поступать смазочный материал и он быстро выйдет из строя. В связи с этим иногда подводят масло по ка- налу а (рис. 51, в), просверленному В приливе фундаментной рамы 1. Через ч отверстие б в нижнем вкладыше 2 масло проходит внутрь подшипника R левому холодильнику, а из него по по- лукольцевой канавке в — к правому. Один из подшипников двигателя должен быть установочным (фиксирующим). Он предотвращает осевое смещение коленчатого вала. Чаще всего таким подшипником пре- дусматривают кормовой, но встречают- ся двигатели со средним установоч- ным подшипником. От остальных подшипников устано- вочный подшипник отличается боль- шей длиной, а также антифрикцион- - ной наплавкой 2 и 3 с торцов вклады- шей (рис. 52). В торцовые наплавки упираются специальные пояски колен- чатого вала. Вкладыши установочного подшипника должны иметь концевые бурты 1 и 4, тогда как у других под- шипников их может и не быть (см. рис. 51, а). В э^ом случае к торцам * подшипника крепят упорные кольца f из антифрикционного сплава. Установочный подшипник должен быть только один: при тепловом удли- нении вал будет распирать установоч- 82
ные подшипники, если их будет боль- ше. Материал вкладышей рамовых под- шипников. На большинстве эксплуати- руемых на флоте среднеоборотных дизелей предусмотрены стальные вкладыши с толщиной стенки 10— 15 мм, называемые толстостен- ными. Материалами антифрикцион- ной заплавки этих вкладышей явля- ются баббит Б83 и свинцовистая брон- за БрСЗО. Баббит Б83 — высококачественный антифрикционный сплав недо- статки: высокая стоимость, способ- ность размягчаться при нагревании свыше 373 К и низкая устдлостная прочность, в результате которой он растрескивается и выкрашивается, особенно при слое значительной тол- щины. Появление трещин менее веро- ятно при толщине слоя баббита не бо- лее 2—3 мм. Лишь в редких случаях толщина баббитовой заплавки допус- кается до 5 мм. Свинцовистая бронза выдерживает более высокие нагрузки, чем баббит, И не теряет механические свойства при нагревании до 473 К. Недостаток ее — склонность к коррозии под действием органических кислот, образующихся в смазочном масле. При подшипниках из свинцовистой бронзы поверхность шейки вала должна быть с повышен- ными твердостью и чистотой обработ- ки. Чтобы ускорить приработку шейки и вкладыша, на свинцовистую бронзу иногда наносят тонкий слой баббита или другого мягкого металла. Верхние вкладыши рамовых под- шипников тихоходных дизелей нагру- жены значительно меньше нижних, вследствие чего на них можно наплав- лять менее качественные антифрикци- онные сплавы, например баббит Б16. Согласно стандарту вкладыши под- шипников тронковых дизелей должны быть тонкостенными сталеалю- миниевыми или сталебронзовыми. Для малооборотных судовых двигателей предусматривают сталебаббитовые вкладыши. У тонкостенных вклады- шей толщина от 2 мм при диаметре шейки вала 50—80 мм до 6 мм при диаметре ее 250—320 мм Основным материалом Для вкладыша служит сталь марок 08кп и 10. Сталеалюми- ниевые вкладыши могут быть изготов- лены из электротехнической нелегиро-, ванной тонколистоврй стали, сталебаб-" битовые — из стали 15. Внутреннюю ( поверхность вкладышей покрывают слоем антифрикционного сплава, в ка- честве которого используют у стале- алюминиевых вкладышей алюминие-* вый сплав А020-1, содержащий 17— 23% олова и 0,7—1,2% меди, у стале- баббитовых вкладышей — баббит Б$3. Алюминиевые антифрикционные сплавы по свойствам близки к свинцо- вистой бронзе, но они коррозионно устойчивее. Часто'алюминиевые спла- вы покрывают мягким приработочным слоем, но сплав А020-1 можно приме- * нять И без него. Этот сплав не теряет свои механические свойства при на- гревании до 100 °C. Толщина антифрикционного слоя тонкостенных вкладышей составляет от 0,3 до 1 мм. Сплав А020-1 наносят на стальную ленту в процессе ее про- катки Из такой биметаллической лен- ты вкладыши игзотовляют штампов- кой. .? < Ч- § 21. Станины, картеры, Г'' блоки цилиндров — Картеры. У крупных двигателей станины изготовляют в виде от-, дельных стоек, устанавливаемых на фундаментную раму. К стойкам кре- пят цилиндры, а пространство между стойками закрывают стальными щит- ками. .Станины двигателей малой и сред- ней мощности в целях достижения большей жесткости выполняют в виде цельной коробчатой детали, называе- мой картером. Обычно картеры от- ливают из чугуна тех же марок, что и фундаментные рамы. Встречаются картеры из алюминиевых сплавов и стальные. Картер двигателей небольшой мощ- ности чаще всего является основной несущей деталью остова. В этом слу- чае фундаментную раму не предусмат- ривают и картер крепят непосредст-^ 83
венно к судовому фундаменту полка- ми 5 (рис. 53, двигатель ЗД6). Снизу картера находится легкий поддон 6, служащий маслосборным резервуа- ром. На верхнюю плоскость 2 картера устанавливают цилиндры, крепящиеся шпильками /. Коленчатый вал такого несущего картера «висит» в подшипниках на подвесках 7, закрепленных в попереч- ных перегородках 4 с ребрами жестко- сти 3. В отличие от рамовых, располо- женных в фундаментной раме двига- теля, подшипники на подвесках назы- вают коренными. Подвеска 1 коренного подшипника (рис. 54) усилена в вертикальной плоскости для уменьшения деформа- ции. Смазочный материал к коренно- му подшипнику поступает через колен- чатый вал или по каналу а из смазоч- ной магистрали 2. Блоки цилиндров, блок-картеры. У двигателей малой и средней мощно- сти цилиндры изготовляют одной цельнолитой деталью — блок цилинд- ров— из чугуна или алюминиевого сплава. Эта деталь установлена на верхнюю поверхность 2 (см. рис. 53) картера и закреплена анкерными шпильками 1. В блок вставляют сме- няемые втулки цилиндров, которые ох- лаждаются водой. Цилиндры V-образ- ного двигателя выполнены двумя бло- ками. Оба прикреплены шпильками 3 (см. рис. 54) к общему картеру 4. На судах часто встречаются двига- тели, остовы которых изготовлены в виде блок-картера, т. е. блок цилинд- ров и картер представляют собой одну отливку. Блок-картеры судовых дизе- лей отливают из чугуна тех же марок, что и фундаментные рамы, но изготов- ляют блок-картеры и сварными из ста- ли (двигатель 10Д40). Нижней плоскостью 1 (рис. 55) блок-картер установлен на фундамент- ную раму. Для доступа в картерное пространство нижняя часть блок-кар- тера снабжена люками с выступами 2 и 10 с крышками. Над рамовыми под- шипниками расположены поперечные перегородки с гнездами и для подшип- ников распределительного—-вала. На полке 9 установлены топливные насо- сы высокого давления. Сверху в блок- картер вставлены цилиндровые втул- ки 5 по числу цилиндров. Пространст- 84
во а, образованное внутренними стен- ками блок-картера и наружной поверх- ностью втулки, предназначено для циркуляции охлаждающей воды. Над верхней частью этого пространства в блок-картере предусмотрены два кольцевых ребра 6, 7, образующих две полости бив интенсивного охлажде- ния. Вода в блок-картер поступает че- рез отверстие во фланце 3 и движется по пространству а вверх, омывая втулку 5. Через карман е вода посту- пает в полость б и, обогнув втулку 5, минуя карман at, направляется в по- лость в, где, омыв еще один раз втул- ку, через отверстие д поступает в крышку цилиндра. У быстроходных двигателей блок- картер является основной несущей де- талью. Он закреплен непосредственно к судовому фундаменту. Коренные подшипники расположены на подвес- ках, а снизу прикре1шен легкий под-, дон. ” , Втулки цилиндров. Согласно ГОСТ 7274—80 втулки должны быть изго- товлены из серого нелегированного или легированного чугуна с пластин- чатым графитом или из высокопрочно- го чугуна с шаровидным графитом. При внутреннем диаметре втулок до 450 мм применяют чугун марки СЧ25, а при диаметре втулок более 450 мм — чугун СЧ20. У некоторых двигателей втулки изготовлены из чу- гуна СЧ28. Внутренние поверхности втулок для повышения износоустойчивости зака- ливают токами высокой частоты, хро- мируют, азотируют или упрочняют другими способами. Цилиндровые втулки быстроходных двигателей с внутренним диаметром до 200 мм изготавливают в настоящее время стальными. В цилиндровых втулках четырех- тактных дизелей предусмотрены два опорных и уплотнительных пояса (верхний и нижний). На бурт верхней части блок-картера втулка садится фланцем 8 (рис 55), под который у дизелей ранних выпусков иногда устанавливали меДную прокладку При неравномерном ее обжатии втул- ка перекашивалась, в связи с чем у Рис 54 Коренной подшипник двигателя М401 современных двигателей вместо мед- ной устанавливают стальную проклад- ку или (в большинстве случаев ) при- тирают фланец 8 к бурту блок-кар- тера. Для уменьшения общей высоты дви- гателя нижняя часть втулки высту- пает внутрь картера. В связи с этим во втулке внизу предусмотрены вырезы для шатуна. В верхней части втулки Рис 55 Блок-картер 85
Рис 56 Способ уп- лотнения втулки ци- линдра двухтактного двигателя Рис 58 Изменение температуры Я^енки втулки цилиндра у некоторых двигателей для клапанов протачивают карманы В этом случае втулка должна быть вставлена в блок * строго в определенном положении, для чего предусмотрены специальные кон- трольные штифты Втулки большинства двигателей смазываются частицами масла, содер- * жащимися в картерном пространстве и оседающими на их поверхностях Смазывание втулок тихоходных дви-, гателей капельками масла, особенно при малой частоте вращения коленча- ‘ того вала, недостаточно У таких дви- гателей смазочный материал поступа- ет к втулкам от специального насоса- лубрикатора. В расточку нижнего опорного пояса блок-картера втулку вставляют с за- зором, так как при работе двигателя она расширяется от нагревания боль- ше, чем блок-картер Чтобы через “этот 4 зазор из пространства а в картер не проникала вода, на втулке в нижнем поясе предусматривают уплотнение 4 в виде двух или трех резиновых за- 1 кладных колец. Уплотнение такого ти- па распространено в современных дви- гателях У некоторых двигателей (НФД48 2АУ) закладное резиновое 86 кольцо ставят и в верхнем поясе ци- линдровой втулки, ниже опорного бурта. Втулки цилиндров двухтактных дви- гателей уплотняют выше и ниже вы- пускных 4 и продувочных 3 окон (рис 56). Например, у двигателей ДР30/50 выше и ниже окон ставят по два резиновых кольца 1 6 и дополнительно по одному медному кольцу 25 Прочность втулки цилиндра. Втулка нагружена изнутри давлением газа, достигающим максимума в момент сгорания топлива Если мысленно вы- делить элемент стенки втулки (рис 57), то он будет испытывать тан- генциальное напряжение растя- жения ор Кроме тбго, под давле- нием газа в волокнах внутренней поверхности втулки действует н а- пряжение сжатия оСж Напряжения растяжения могут быть определены по формуле Ляме. Соглас- но ей напряжения втулки на внутрен- ней поверхности с радиусом + (65) и на наружной поверхности с радиу- сом г2 (66) где pt — давление сгорания Напряжение сжатия на внутренней поверхности втулки равно давлению сгорания, т е <’сж = Рг (67) Поскольку на внутренней поверхно- сти втулки болееу высокая температу- ра, чем на внешней, механические на- пряжения сложатся с тепловыми. Если обозначить температуру внут- ренней поверхности стенки втулки Т\ и внешней Т2 (рис. 58), то разность ихл составит 0-Т, —Т2 В процессе теплового расширения волокна менее нагретой внешней по- верхности втулки должны были бы удлиниться в меньшей степени, а бо- лее нагретой внутренней — в боль- шей, чем волокна середины толщины стенки. Поскольку такой разницы уд- линений не будет, то волокна внешней поверхности окажутся растянутыми, а внутренней — сжатыми на разность их
i удлинений относительно средних воло- кон, т. е. на значение величины аб/2 (а — коэффициент линейного расши- рения). Эта величина является отно- сительной деформацией, следователь- но» по закону Гука тепловые напряже- ния at= ±а0Е/[2(1-р)], (68) где Е — модуль упругости при растяжении Двойной знак перед правой частью в формуле (68) показывает, что внеш- ние волокна растянуты (+). а внут- ренние сжаты (—). Коэффициент Пуассона ц введен потому, что дефор- мации не одномерны стенка дефор- мируется как вдоль, так и поперек волокон. В зависимости от материала втулки можно принимать для чугуна a=IX10“5; Е=785 кПа, р==0,25; для стали а=1,15ХЮ“5; Е== ==2060 кПа; р=0,28 Разность температур 9 определяют по формуле Фурье: где Q — количество теплоты, кДж, X — теплопроводность материала втулки, кВт/(м К), 0 — разность Температур внутренней и наружной стенок, К, f — плошадь стенки втулки, м2, t — время прохождения теплоты, ч, 6 — толщина стенки втулки, м Для чугуна и стали теплопровод- ность X примерно одинакова и равна 46 Вт/(м-К). Количество теплоты, про- ходящей через площадь поверхности втулки без охлаждения поршня, мо- жет быть найдена по формуле Q lOQaQHg9HaD/(D + 2s), (69) где а — коэффициент, показывающий, какая часть выделенкой в цилиндре теплоты передается охлаждающей жидкости У двигателей без наддува с неохлаж даемыми поршнями а=0,15—0,2, у двигателей с наддувом с неохлаждае- мыми поршнями ц = 0,12—0,17 Велу чае Жидкостного охлаждения поршня значение а увеличивают на 0,03— 0,07, Qe — низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг, ge — удельный расход топлива, кг/(кВт ч), Na — относительная (поршневая) мощность, кВт/м2, D — диаметр цилиндра, м, $ — ход поршня, м Если поршень охлаждается маслом, формула (69) принимает вид Q=5OaQHgetfn0/(D + s). (70) Напряжения, вычисленные по фор- мулам (65), (67), (68) для внутрен- ней поверхности и по формулам (66), (68) для внешней: , 0' — 0t—V0CW, где v — коэффициент, характеризующий неоди- наковую прочность материала стеики при растяжении Для чугуна v = 0,25-r- -г0,30, для стали v= 1. / Допустимые напряжения: для чугун- ных втулок [ст]=90 МПа; для стальных [а]=180 МПа. Напряжения фланца втулки цилинд- ра. Одним из наиболее опасных в смысле поломки мест втулки, является ее верхний опорный фланец (рис. 59). Когда втулку / вставляют внутрь бло- ка цилиндров или блок-картера 3, то ее фланец 4 садится на опорную по- верхность бурта 2 блока. На торце втулки протачивается кольцевая ка- навка шириной 6 со средним диамет- ром Df, в которую входит уплотнитель- ный бурт крышки цилиндра. При креп- лении крышки шпильками, ввернуты- ми в блок цилиндров, уплотнительный бурт прижимается к втулке с сидой Рис 59 Схема нагрузки на фланце втулки цилиндра 87
Pf, которую можно ‘считать распреде- ленной по окружности диаметра Df. Следовательно, фланец втулки цилин- дра нагружен силой затяжки крышеч- ных шцилек, т. е. Pt = y.pznD}lb, (71) где рг — давление сгорания (максимальное давление цикла) Коэффициент избыточной затяжки X, входящей в формулу (71), отража- ет условие, нераскрытия стыка, т. е. Необходимость такой затяжки шпи- лек, чтобы при действии на крышку в момент сгорания силы pz (лР/ /4) уп- лотнительный бурт оставался прижа- тым к дну канавки б. Если сила за- тяжки по сравнению с действующей на крышку силой будет меньше, то возможны выход газа из цилиндра и наклеп поверхности уплотнительного бурта. Опыт показывает, что достаточ- ная плотность стыка обеспечивается при Х== 1,254-1,5. В связи с действием на втулку силы Pf появится реакция R=Pf, которую можно считать приложенной в середи- не окружности опорной поверхности бурта 2. Опасным сечением будет х—х. Для выяснения характера напряжений мысленно приложим в середине этого сечения две противоположно направ- ленные и равные одна другой силы 4-Р/ и — Pf, причем модули их пусть будут равны модулю силы Pf. Если рассмотреть картину сил и моментов, например, слева от сечения х—х, то окажется, что реакция Р—Pf и сила + Pf образуют пару сил с моментом Mn—Pfa, сила —Pf разложится на две составляющих: силу Рп> действующую перпендикулярно сечению, и касатель- ную силу Pt. Следовательно, в сечении х—х будут действовать напряжения: изгиба, вызываемое моментом« Ми, растяжения от силы Рп и с д в и- г а от силы Pt. Подобное же напря- женное состояние будет и в сечении у—у опорного бурта блока цилиндров или блок-картера. Напряжение изгиба определяют по формуле аи = Ми/и7. Коническую поверхность сечения х—х можно рассматривать в ее раз- вертке как прямоугольник с высотой h и основанием nDx. Тогда момент со- противления сечения х—х Напряжения растяжения и сдвига будут: ор=Рп/(лРл А); Тед = Pf /(лDx Л). Значения h, Рп и Pt берут по черте- жу с учетом масштабов его построе- ний. Эквивалентное напряжение по тре- тьей гипотезе прочности °экв -= V (аи + арР + 4тсгд должно быть для чугунных втулок не выше 60 МПа. Из практики эксплуатации дизелей известно достаточно много случаев по- явления трещин у фланца втулки ци- линдра и в блок-картере. В связи с этим полезно знать, от чего зависят напряжения в сечениях х—х и у—у и как их можно снизить. Прежде всего, конечно, эти напря- жения зависят от силы Pf. Нередки случаи, когда обслуживающий персо- нал стремится затянуть шпильки крышки цилиндра с большей силой, чем это требуется для уплотнения стыка. Такое стремление приводит к увеличению Pf за счет 1, причем воз- можности здесь достаточно велики: можно затянуть шпильки с избытком не в 25—50%, а с двойным и более. Отсюда следует, что затягивать шпиль- ки при креплении крышек цилиндров . следует так, чтобы лишь обеспечить плотность стыка. Силу затяжки часто оговаривают в инструкции по обслу- живанию двигателя. Иногда двигатель снабжают специальным динамометри- ческим ключом. Напряжения в сечениях х—х зави- > сят также от конструктивных размер ров деталей. Если плечо а сделать меньше, т. е. уменьшить разницу меж- ду диаметрами DR и Df, то напряже- ния снизятся. В оптимальном вариан- 98
те, когда — как это нетрудно понять, фланец будет испытывать лишь напряжение сжатия и опасность его излома практически отпадает. Для прочности (сечения у—у) кон- сольную часть бурта 2 (см. рис. 59) стремятся уменьшить, а высоту — уве- личить. Крепление деталей остова двигате- ля. Существуют два основных способа крепления деталей остова: болтовое и анкерное. Пример болтового крепления — двигатель Л275 (см. рис. 217). Дета- ли его остова крепят попарно. Крыш- ку цилиндра крепят к блок-картеру при помощи четырех шпилек. В свою очередь блок-картер соединен с фун- даментной рамой внутренними бол- тами. Сила давления газов, действующая ч с одной стороны на поршень, переда- 'ется через шатун, коленчатый вал .на ч рамовые подшипники, а с другой сто- роны через крышку цилиндра, шпиль- ки передается блок-картеру. От дей- ствия последней силы стенки блок- картера испытывают напряжение рас- тяжения. Так как прочность чугуна при рас- тяжении значительно меньше, чем при сжатии, у большинства двигателей применяют крепление остова стальны- ми анкерными связями, воспринимаю- щими растягивающие усилия. Их ста- вят по две в плоскостях, проходящих через середину длины каждого рамо- вого подшипника, и затягивают дина- мометрическим ключом так, чтобы си- ла затяжки была в полтора раза боль- ше, чем сила, действующая на каждую анкерную связь от максимального дав- ления 1;азов при работе двигателя. Если в двигателе отдельные фунда- ментная рама, картер и блок цилинд- ров, то анкерными связями стягивают все три детали. Встречаются вариан- ты, как у двигателя ЗД6, когда анкер- ные шпильки, ввернутые в несущий картер, соединяют его, блок и головку цилиндров. В некоторых двигателях предусмот- рено смешанное крепление остова: кроме анкерных связей, еще болты или шпильки. Обеспечение взрывобезопасности в картере. В картерное пространство из цилиндров могут проникать газы, име- ющие высокую температуру. Объем их зависит от износа поршневых колец, канавок под них, внутренней поверхно- сти цилиндровых втулок. В составе газа имеются продукты неполного сгорания топлива, а в картерном про- странстве содержатся пары масла и могут появиться пары топлива. Эта смесь взрывоопасна и в случае проры- ва горячих газов, перегрева деталей возможен взрыв с разрушением стенок картера. В соответствии с требованиями Реч- ного Региста РСФСР картеры двига- телей должны быть оборудованы пре- дохранительными клапанами и систе- мой отвода газов. У небольших двигателей 1азы из картера отводят в атмосферу через специальные устройства — суфлеры, задерживающие пары масла. Для двигателя мощностью до 750 кВт допускается отсос газов из картера с помощью турбокомпрессо- ров при условии установки надежных маслоотделителей, исключающих попа- дание масла в двигатель с отсасывае- мым воздухом. \ Двигатели комбината СКЛ с газо- турбинным наддувом оборудованы эжекторной установкой для отсоса масляных паров из картера. Часть воздуха, нагнетаемого турбокомпрес- сором в цилиндры двигателя, поступа- ет в эжектор, который всасывает пары масла через трубу из картера. Конец трубы выведен в атмосферу и снабжен пламепрерывающим устройством. Концентрация паров масла может быть настолько большой, что смесь не будет взрывоопасной, но при поступ- лении свежего воздуха в картер взрыв в?е-таки возможен. Поэтому картер- ные люки вскрывать раньше чем через 20 мин после остановки запрещается. Во избежание разрушений при взрыве в картере двигатели с диамет- ром цилиндров более 200 мм снабжа- ют предохранительными клапанами, которые устанавливают на крышках картерных люков со стороны, обра- щенной к борту судна. Такие клапаны 89
Рис 60 Схема предохранительного клапана двигателя ЧСП 18/22 должны иметь защиту от выброса пла- мени в места, опасные в пожарном от- ношении. Предохранительный клапан двига- телей ЧСП 18/22 изображен на рис. 60. Пружиной 1 клапан 5 прижат к крыш- ке 3 картерного люка и уплотнен ре- зиновым кольцом 2. Давлением взрыв- ной волны из картера клапан 5 откро- ется и стравит газ в атмосферу. Как только давление в картере упадет, пружина 1 посадит клапан 5 в гнездо Свежий воздух в картер не будет по- ступать. Пламеотражатель 4 предот- вращает прямой выброс пламени в ма- шинное отделение. \ $ 22. Крышки и головки цилиндров Устройство крышек. У большинства дизелей предусмотрены индивидуаль- ные крышки, отлитые из чугуна марок СЧ24 и СЧ28. В крышке цилиндра четырехтактно- го дизеля размещены впускные и вы- пускные клапаны, форсунка, индика- торный кран, пусковой и предохрани- тельный клапан. Сверху на крышке установлены стойки клапанных рыча- гов. Крепится крышка к блоку цилин- дров или к бйок-картеру шпильками, входящими в отверстия а (рис 61, а). Кольцевой бурт 4 в днище крышки уплотняет ее стык с втулкой цилинд- ра. Под бурт в кольцевую канавку втулки укладывают красномедную прокладку. В центре крышки предусмотрено гнездо для форсунки. У двигателей типа Л275 оно образовано медной гильзой 3, развальцованной по концам дда предотвращения пропусков ох- лаждающей воды. Такая конструкция 90 сложна, однако Способствует хороше- му охлаждению форсунки. Симметрично поперечной оси крыш- ки размещены гнезда б и г для што- ков впускного и выпускного клапа- нов. В днище крышки проточены сед- ла 5 и 6, куда садятся фасками та- релки этих клапанов. К седлам идут каналы е для подвода свежего возду- ха и отвода отработавшего газа. Пус- ковой клапан вставляется в отвер- стие в. Крышка охлаждается водой, посту- пающей в ее полости д из-зарубашеч- ного пространства блок-картера. За- крытые пробками 1 и 2 отверстия предназначены для доступа в полости д с целью их очистки от накипи. Литую чугунную крышку цилиндра двигателя 6ЧРН36/45 (рис. 61, б) кре- пят шесть шпилек, проходящих через отверстия р. На фланце 12 крышки закреплены предохранительный и декомпрессион- ный клапаны; гнездо п предназначено для пускового клапана Каналы с для выхода выпускного газа и т для входгк воздуха направлены в одну сторону. \ Штанги приводов открытия клапа- нов проходят через отверстия и и к в днище выгородки 11. Последняя вме- сте с колпаком, крепящимся к крышке сверху, закрывает клапанные приво- ды, предотвращая разбрызгивание смазочного масла. В некоторых двигателях подобные закрытия клапанных приводов делают отъемными (двигатели завода «Шко- да»). Уплотнительный бурт на днище крышки не предусмотрен. Крышка са- дится всем торцом втулки цилиндра, а стык 7 уплотняется медной про- кладкой. Полость для воды, охлаждающей крышку цилиндра, разделена горизон- тальной перегородкой 6 на две части: нижнюю — меньшей цысрты и верх- нюю — большей. Вода входит из блок- картера через четыре отверстия в дни- ще (на рисунке не показаны) в ниж- нюю полость л и движется по ней с повышенной скоростью, интенсивно охлаждая днище крышки. Затем через карман вокруг гнезда н для форсунки
со Рис 61 Крышка цилиндра дизеля Л275 (а) и 6ЧРН36/45 (б) к- 12^ я //- U"

бода Переходит в верхнюю полость м и из нее выходит через верхнее отвер- стие (на рисунке не показано). Как видно из рисунка, в крышке ци- линдра двигателя 6ЧРН36/45 преду- смотрено, чтобы весь поток воды омы- вал стенки гнезда н цля форсунки. Та- ким образом, для этой крышки харак- терно интенсивное охлаждение ниж- него днища и гнезда для форсунки. Для доступа в полости охлаждения крышки с целью их очистки от накипи предназначены лючки с крышками 9, 10 и пробкой 13. Головки, моноблоки. В двигателях с небольшими диаметрами цилиндров предусмотрены крышки на два и бо- лее цилиндров, называемые головка- ми. Например, головки двигателей 410,5/13, 412/14 закрывают по два цилиндра, а в дви- гателях Д6 одна головка для всех цилиндров одного ряда. На рис. 62 изображена часть голов- • ки двигателя ЗД6, выполненная из алюминиевого сплава. Над каждым Поршнем находится камера сгорания г, по оси которой в гнездо в будет вставлена форсунка. Для каждого ци- линдра в гнездах б и и головки пре- дусмотрены два впускных и два вы- пускных клапана. Пусковой клапан ввернут в отверстие е. Головка крепится анкерными шпильками, проходящими через от- верстия а. Внешнюю часть стыка го- ловки и блока, цилиндров дополни- тельно стягивают шпильками, вверну- тыми в отверстия д. Для уплотнения газового стыка предусмотрена про; кладка под всю головку. Вода для охлаждения головки по- ступает из блока цилиндров через от- верстия ас, а выходит через отверстия в верхней торцовой части. Для уплотнения, стыка головки с торцами цилиндровых втулок от про- хода газов необходимо сильно затяги-, вать шпильки. Избыточная и неравно-' мерная их затяжка может вызвать трещйны. Поэтому у некоторых двига-' телей блок цилиндров и головка объ- единены в единую отливку, называем Рис. 62. Головка блока цилиндров двигателя ЗД6 \ ' 92
мую моноблоком. Эта конструкция исключает прорыв газов между голов- кой и блоком цилиндров, обеспечивает большую жесткость блока, позволяет увеличить площадь проходных сечений впускных и выпускных клапанов. На рис. 63 изображен моноблок дви- гателя М401. Втулку 2 цилиндра вставляют снизу в моноблок 3, кото- рый предварительно подогревают, а втулку 2 вместе с напрессованной на нее гильзой 1 охлаждают в жидком азоте. В головке 5 моноблока преду- смотрены гнезда к для двух выпуск- ных и для двух впускных клапанов на каждый цилиндр. Седла 4 для клапа- нов вставные бронзовые. Охлаждающая вода, подведенная к моноблоку через отверстие а, попада- ет в кольцевую полость б. Пройдя че- рез отверстия и гильзы 1, она движет- ся по каналам е между винтовыми ребрами втулок 2 вверх, затем по ка- налам ж направляется вниз, откуда через отверстия з гильзы 1 поступает в кольцевую полость в. Отсюда по ка- налу д она переходит в полость ох- лаждения головки моноблока С целью предотвращения просачи- вания воды в нижней части моноблока предусмотрено уплотнение. Оно состо- ит из девяти колец; пяти резиновых 8 и четырех стальных промежуточных 7. Они расположены под торцом внеш- ней гильзы /, насаженной на втул- ку 2 цилиндра. Ниже колец ввернута в блок 3 цилиндров поджимйая втул- ка 6. При просачивании воды ее под- тягивают, увеличивая сжатие резино- вых колец В средней части блока у каждого цилиндра предусмотрены контрольные отверстия г. Арматура крышек и головок цилин- дров. Охлаждающая вода из блока цилиндров поступает в крышку боль- шей частью по внутренним переходам ^ерез трубки 2 (рис 64, а), вставляе- мые в переливные отверстия блока Трубки уплотнены резиновыми коль- цами 3 и 5 с распорной втулкой 4 или без нее, обжимаемыми при креплении крышки /. Аналогичные трубки 2 (рис. 64, б) применяют и для перехо- да воды в общую головку 1, но в дан- ном случае резиновые кольца 3 не примыкают к трубкам 2. В двигателях без наддува вода из крышек цилиндров поступает в зару- башечное пространство выпускного коллектору: в небольших двигателях по простым патрубкам, в двигателях средней и большой мощностей по пе- репускным патрубкам, на которых установлены термометры для контроля 93
за температурой воды и краны для ее регулирования. Корпус 2 перепускного крана двига- теля НФД48 (рис. 65) закреплен на крышке 1 цилиндра, а его патрубок 8, свободно входящий в расточку флан- ца 5, уплотнен резиновым кольцом 6 при креплении фланца 5 к выпускному коллектору 7. В других конструкциях двигателей фланец 5 и патрубок 8 мо- гут быть выполнены заодно. Рис 64 Типы перепускных устройств охлаж- дающей воды Рис 66 Предохранительный клапан и инди- каторный кран двигателя Л275 94 Кран 3 двигателя НФД48 шторного типа. За краном установлен термометр 4. Руководствуясь его показаниями, краном 3 можно регулировать охлаж-' дение цилиндра: уменьшать или уве- личивать количество воды, проходя-* щей через зарубашечное пространст- во. У некоторых типов двигателей краны представляют собой проходную пробку. К арматуре крышки цилиндра отно- сят также предохранительный клапан и индикаторный кран. Их часто вы- полняют в одном блоке (рис. 66). Предохранительный клапан уста- навливают на двигателях с диаметром цилиндра 230 мм и более. Он служит для сигнализации о том, что давление сгорания в цилиндре чрезмерно вели- ко и опасно. Клапан состоит из корпу- са 2, закрепленного к крышке цилинд- ра, и клапана 4, нагруженного пружи-4 ной 3. Корпус 2 через канал б соеди- нен с цилиндром двигателя. Натяже- ние пружины 3 регулируют пробкой 1 так, чтобы при давлении, превышаю- щем нормальное давление горения на 40%, клапан поднимался. В случае такого «подрыва» клапана газы будут выходить через окна а с очень силь- ным звуком, что привлечет внимание- обслуживающего персонала. Индикаторный кран предназначен для присоединения к штуцеру 9 прибо- ра, называемого индикатором и позво- ляющего контролировать рабочий1 цикл. Индикаторный кран использует также для оценки на глаз качества сгорания топлива и как декомпресси- онный: при открытом индикаторном кране облегчается проворачивание двигателя вручную, поскольку цилиндр сообщается с атмосферой. Клапан 5 индикаторного крана от- крывается и закрывается штоком 7 при вращении маховичка 8. Для от-, крытия крана шток 7 необходимо вы- вернуть до отказа, так как в нем пре- дусмотрена головка 6, перекрывающая выход газа через резьбу штока. Этцм обеспечивается сохранность резьбы и устраняется ошибка в показаниях ин-, дикатора. Нагрузка на крышку цилиндра. Из > предыдущего известно, что при креп- । \
лении крышки цилиндра шпильки за- тягиваются с силой Pf, значение кото- рой определяют по формуле (71). Этой силой крышка прижимается к торцу втулки цилиндра. Следователь- но, по средней окружности уплотни- тельногЬ бурта на крышку будет дей- ствовать сила реакции. Очевидно, что крышка изгибается, причем опасным будет сечение по оси цилиндра. Для исследования напряженности опасного сечения необходимо рассмот- реть картину сил слева или сцрава от него. Например, если квадратная крышка закреп- лена четырьмя шпильками, каждая из кото- рых затягивается с силой Ру/4, то справа от опасного сечения на половину крышки дейст- вуют две силы Р//4 и реакция /? = 2(Р//4)=.р//2. Как уже было отмечено, эту реакцию мож- но считать распределенной по средней окруж- ности, а у половины крышки —- по полуокруж- ности уплотнительного бурта Согласно пра- вилам механики распределенную нагрузку можно заменить сосредоточенной равнодейст- вующей силой, приложенной в центре тяжести той фигуры, по которой распределена нагруз- ка. В данном случае точкой приложения рав- нодействующей реакции будет центр тяжести Полуокружности С учетом сказанного можно составить расчетную схему сил, действующих на крышку (рис. 67, а) На половину крыш- ки действует сила затяжки двух шпилек, т е сила Р//2, приложенная иа плече £/2 от опас- ного сечения (L — расстояние между осями шпилек). Сила реакции R приложена в центре тяжести полуокружности диаметра D/, т е на плече а от опасного сечения Из геометрии из- вестно, что Изгибающий момент для рассматриваемого сечеиия крышки 1 Pf L Ми~’2 T~Ra' (72) При работающем двигателе на крышку, кроме силы затяжки шпилек, действует направленное вверх давле- ние газа, достигающее максимального значения pz в момент сгорания. Это давление распределяется по площади полукруга (для половины крышки) диаметра Df (рис. 67,6). Распреде- ленная нагрузка от действия pz может быть заменена сосредоточенной равно- действующей силой Рг/2, причем- Pz — Pz Рис, 67а Расчетная схе- ма сил, действующих иа крышку цилиндра при ч неработающем двигате- ле (а) и работающем двигателе (б) Точкой приложения силы Pz/2 яв- _ ляется центр тяжести площади полу- круга, отстоящий от центра полукруга на расстоянии Сила реакции R' при работающем двигателе Я' -=Pf/2~Pz/2 и будет приложена на том же рас- стоянии а от опасного сечения, как и1 в предыдущей схеме. Следовательно, изгибающий мо- мент при работающем двигателе Р/ L рг Если учесть, что Ь = (2/3) а,- получим Pf L 2 2 Р — R'a-------± 2 3 2 — а. или Pf Второй Сравнивая выражения (72) и (73), можно видеть, что первые члены их правых частей одинаковы, член выражения (72) = а, 2 95
тогда как второй член выражения (73) + 3 2 ]“’ ( 2 3 2/ Поскольку (Pf 1 pz\ Pf \ 2 3 2 )< 2 ’ очевидно, что м;>Ми При работающем двигателе давле- ние газа увеличивает изгибающий мо- мент» действующий в опасном сече- нии, которым обычно бывает сечение по клапанам. Кроме того, при рабо- тающем двигателе напряжения изгиба в нижних волокнах днища крышки суммируются с тепловыми, зависящи- ми от тех же факторов, что и у втулки цилиндра. Напряжение изгиба для нижних во- локон днища крышки может быть оп- ределено по формуле аи = Ми/игн. Момент сопротивление находят по экваториальному моменту инерции I опасного сечения. Поскольку это се- чение сложное, его разбивают на про- стейшие площадки и затем определя- ют I по известному из механики спо- собу. Тогда момент сопротивления где ен — расстояние крайнего нижнего волок- на от нейтральной оси Тепловые напряжения определяют по формуле (68), а тепловую нагруз- ку q, по которой находят разность температур нижней и верхней поверх- ностей днища крышки, — по форму- лам (69) и (70). • Суммарное напряжение в нижних волокнах а=ои±о« не должно превы- шать для чугунных крышек 120— 150 МПа. Как указывалось, затяжка шпилек, крепящих крышку цилиндра, может привести к появлению трещин под фланцем втулки и в блок-картере. 96 Кроме того, следствием перетяжки мо- гут быть и трещины в днище крышки цилиндра. Во время крепления, т. е. при неработающем двигателе, трещин в крышке может и не быть. Они мо- гут появиться позже, при работе дви- гателя, когда увеличатся напряжения изгиба и возникнут тепловые напря- жения. § 23. Поршни, поршневые кольца и пальцы Конструкция и материал поршней. У самых распространенных тронковых двигателей верхнюю часть поршня (рис. 68, а, б) называют головкой 8, а нижнюю — тронком (юбкой) /. Го- ловка воспринимает давление газов, тронковая часть поршня служит на- правляющей. Обычно у тронка диа- метр больше, чем у головки, поэтому на ней предусмотрены уплотни- тельные кольца 7. В ее прили* вах 3, называемых бобышками, раз- мещен поршневой палец 4. Над трон- ком и в его нижней части установле- ны маслосъмные кольца 6 и 2. Поршни судовых дизелей изготовля- ют из чугуна марок СЧ32, СЧ24, СЧ28 и из алюминиевых сплавов марок АЛ-1, АК-2, АК'4, литейного жаро- прочного сплава АЛ-19. Алюминиевые поршни легче чугунных. Это весьма важное преимущество поршней, так как от их массы зависит значение си- лы инерций, действующей в кривошип- но-шатунном механизме. Алюминие- вые сплавы обладают высокой тепло- проводностью, в связи с чем. повыша- ется теплоотдача от алюминиевых го- ловок поршней к уплотнительным кольцам и цилиндровым втулкам. Температура таких поршней меньше чугунных. Недостатком поршней из алюминие- вых сплавов является их несколько более высокая стоимость. Кроме того, они быстрее изнашиваются, а в ре- зультате значительного коэффициента линейного расширения алюминия при- ходится увеличивать зазор между поршнем и втулкой цилиндра, что не-
желательно, так как при непрогретом двигателе поршни будут стучать. Верхнюю часть головки поршня на- зывают днищем 9, на которое действу- ет давление газов Форма его зависит от условий смесеобразования Толщи- на днища постепенно увеличивается к стенкам головки. Снизу днище под- креплено ребрами 5 Во многих порш- нях на кромках днищ предусмотрены карманы г, исключающие возмож- ность удара поршня о впускной или выпускной клапаны. По краям днища часто сверлят и нарезают технологи- ческие отверстия б для рымов (для подъема поршня из цилиндра) Толщину днища поршня выбирают обычно конструктивно и проверяют на прочность при испытании опытного образца Точно рассчитать прочность днища сложно, так как необходимо учитывать его неплоскую форму, упру- гую заделку по контуру, тепловые на- пряжения Для проверки толщины днища поршня можно использовать формулу Неймана сти = 0,68рг [Dj/(26)P, где рг — давление сгорания, Па, D\ — внутренний диаметр заделки дни ща, м, б — толщина днища поршня, м 4 Зак 572 Рис 68 Поршни двигателей а — типа НФД48 (алюминиевый сплав), б — типа Ч6П18/22 (яугук) b типа ЗД6 97
В виду условности этого расчета на- пряжение изгиба Пи допускается не- высоким: для чугунных поршней без ребер под днищем — до 30 МПа, а с ребра- ми — до 100 МПа; для поршней из алюминиевого спла- ва без ребер под днищем—до 15 МПа, а с ребрами — до 50 МПа. Вследствие сильного нагревания го- ловки при! работе двигателя и, зна- чит, ее расширения между головкой и втулкой цилиндра предусматривают значительный зазор, равный примерно 0,006 Dn (диаметра цилиндра). Что- бы предотвратить утечку воздуха и га- за через него, на головке устанавли- вают 3—6 уплотнительных колец 7 (в зависимости от размеров и быстро- ходности двигателя). В нижнюю ка- навку вставляют маслосъемное коль- цо 6. Ниже его протачивают канавку, из которой в тронке сверлят отвер- стия а для сброса масла внутрь порш- ня. Иногда сочетание колец бывает другое. Так, у двигателя ЗД6 два верхних кольца 7 (рис. 68, в) являются уплотнительными, а два нижние 6 — одновременно и уплотнитель- ными и маслосъемными Зазор между тронком и втулкой ци- линдра составляет у чугунных порш- ней примерно 0,001 Du, у поршней из алюминиевых сплавов — примерно 0,0015—0,0025 Рц. При таких зазорах возможно заедание поршня в случае его перегревания. Чтобы воспрепятст- вовать нагреванию тронка, стенки поршня при переходе от головки к тронку резко уменьшают. В связи с этим основная часть теплового потока от днища передается через кольца 7 (см. рис. 68, а, б) стенке цилиндра и через нее охлаждающей воде. Ввиду сосредоточения больщой мас- сы металла в районе бобышек в трон- ке будет максимальное тепловое рас- ширение в направлении оси пальца. Поэтому наружную поверхность трон- ка в районе бобышек снимают (сошли- фовывают), в результате чего образу- ются так называемые холодильники в глубиной до 1 мм (см. рис 68,а, б). 98 У некоторых двигателей в целяяН! уменьшения местной 'концентрации талла и снижения массы поршня | вблизи бобышек выбирают карманы в * (см. рис. 68, в). Поршень, изображенный на рис. 68, в, относят к числу укорочен- - ных: его длина меньше, чем диаметр..' Такой размер выбран для облегчения^* поршня, но при уменьшении длины- тронковой части значительно растер давление поршня на стенку цилиндра'* ♦ увеличивается изнашивание втулки н , поршня. t Давление на тронк, кПа, можёт/ быть определено как • * Рт 3 ?н тах/(^ц Lt) > где Рн шах — наибольшая нормальная сила, j кН; J Рц — диаметр цилиндра, м; Lt — длина троиковой части пориР^ ня, м. ч Значение Ритах при точных расче- з тах находят из диаграммы изменения^ этой силы. Приближенно можно при- ,; нимать: Рнтах=0,08 Pz при относи* ; тельной длине шатуна Lo=5; РнтаХ= = 0,1Р2 при Ао=4, где Р2==; > ==рг(л£>^/4). j Обычно pz у тихоходных дизелей е , чугунными поршнями равно 350 кПа, ' с поршнями из алюминиевых спла-^ вов — 550 кПа; у быстроходных дизе-л лей с поршнями из алюминиевых спла- вов р2=700 кПа; у двигателей с укоро-^ ченным поршнем pz—1000 кПа. : Снижение тепловых напряжений: поршня. Через уплотнительные кольца"X передается 75—80% всего теплового/ потока от днища поршня. При этом через первое (верхнее) кольцо отво-^ дится 40—50% всей тецлоты, через £ второе — в 2 раза меньше, через трд-^ тье — в 4 раза меньше. J Недостаточный отвод теплоты от днища поршня может привести к его перегреву и, как следствие этого, К появлению трещин. Чтобы улучшить ; отвод теплоты от днища и равномер-,.- нее распределить, ее между всеми кольцами, переход от днища к стенкё 4 делают плавным, а толщину днища к - стенКе увеличивают. В очень тяжелых условиях работа- v ет верхнее кольцо. Оно быстрей.
'остальных теряет упругость и закоксо- вывается. Для облегчения его работы выше первого кольца протачивают ка- навку, отклоняющую тепловой поток в направлении нижних колец. При больших диаметрах цилиндров и при высокой средней температуре ра- бочего цикла перегревание днища поршня мржно предотвратить, лишь искусственно охлаждая его. Поэтому у некоторых двигателей поршень ох- лаждается маслом, подводимым че- рез шатун. При умеренных тепловых напряже- ниях поршень охлаждают фонтаниру- ющей струей масла (рис. 69,а). Масло поступает к головке 2 шатуна по трубке / от кривошипного подшип- ника под давлением. Пройдя по коль- цевой канавке а к соплу 3, масло фон- танирует. Струя масла попадает на днище поршня 4, охлаждая его, и сте- кает 'затем в поддон фундаментной рамы. В двигателях с более высокими теп- ловыми' напряжениями предусматри- вают проточное охлаждение поршня (рис. 69,6). В этом случае внутри головки поршня протачивают полость охлаждения е. К перегородке, отделяющей полость охлаждения, кре- пят стакан 4, внутри которого нахо- дится втулка 2, прижатая пружиной 3 к головке 1 шатуна. Масло из канала а стержня и канавки б головки шату- на поступает через втулку 2 и стакан 4 в полость е, откуда стекает в картер по трубке 5. При высоких тепловых напряжени- ях допускается изготовлять состав- ной поршень. Так, у двигателя 10Д40 (16ДН23/30) с ци- линдровой мощностью 110 кВт при 700 мнн 1 поршень (рис. 70) состоит из трех основных чястей: головки 6, тройка 3 и вставки 4. Го- ловка 6 соединена с тронком четырьмя винта- ми 8. вставку 4 фиксирует в осевом направ- лении стопорное кольцо /, установленное в проточке тронка 3. Головка 6 при такой конструкции поршня может быть выполнена из жаростойкого ме- талла (у двигателя 10Д40 из стали 2X13 или из легированного чугуна) и заменена в случае выхода из строя. Так как палец 2 поршня находится в рас- точке вставки 4. то в тронке 3 нет бобышек 4* Рис. 69. Схемы охлаждения поршней: а — двигателя ЬЛ275ПН; б —^двигателя Г70-5 и отверстий для пальца, в связи с чем при нагревании он расширяется равномерно во всех направлениях. Материалом тронка дви- гателя 10Д40 служит чугун, вставки — алюми- ниевый сплав. Поршень охлаждает масло, подводимое че- рез шатун, к верхней годовке которого при- жимается башмак 10, Через канал е встав- ки 4 масло проходит в полость б, омывая центральную часть днища 7 поршня, по кана- лам а протекает в полость г головки и затем стекает в картер двигателя. Рис. 70. Составной поршень двигателя 10Д40 99
через каналы вставки 4, не изображенные на чертеже Прокладка 9, устанавливаемая между встав- кой 4 и опорным буртом 5 тронка 3, позволя- ет регулировать степень сжатия ч Уплотнительные кольца. Согласно ГОСТ 7133—80 поршневые кольца ди- зелей должны быть изготовлены из се- рых легированных чугунов с пластин- чатым графитом или из чугунов с ша- ровидным графитом (высокопрочные чугуны). В судовых двигателях кольца обычно выполнены из чугунов марок СЧ18—СЧ28. Верхние кольца у неко- торых форсированных дизелей (на- пример, М401А) изготовляют из стали В свободном состоянии диаметр Do поршневого кольца (рис. 71, а) превы- шает диаметр цилиндра £>ц. Если часть кольца вырезать, то в этом месте об- разуется так называемый замок к. Уплотнительные кольца делают, как правило, с косым замком при правом (рис. 71,6) или левом (рис. 71, в) на- правлении реза. Часто на один и тот же поршень ставят кольца с правым и левым направлениями реза, чередуя их. Маслосъемные кольца выполняют обычно с прямым замком (рис. 71, г). После заводки кольца вместе с поршнем в цилиндр в замке остается зазор с=(0г5-т-1,5) мм. Поскольку при заводке кольцо было сжато, оно прижимается к стенке цилиндра в си- hy своей упругости. Кроме того, коль- цо прижимается к стенке цилиндра и к стенке канавки давлением газов (рис. 71, д). Зазор кольца по высоте канавки составляет а= (0,064- 4-0,30) мм, радиальный зазор Ь — — (1-Г-2) мм. Благодаря уплотняюще- му действию кольца энергия просачи- вающихся газов затрачивается на пре- одоление сопротивления в зазоре а и Ь. У большинства уплотнительных ко- лец радиальная толщина больше вы- соты. Такие кольца жестче, быстрее прирабатываются к втулке цилиндра и меньше разбивают торцовую поверх- ность канавки. В то же времЯ"~кольца с малой радиальной толщиной позво- ляют уменьшить толщину стенки го- ловки Кольца с трапецеидальной формой поперечного сечения применя- ют в качестве верхних при высоких тепловых напряжениях поршней: та- кие кольца хоть и дороже, но менее склонны к пригоранию, лучше уплот- няют поршень и удаляют масло со стенок цилиндра. При установке замки колец на поршне ставят «вразбежку», т. е. сдви- гают замок одного относительно дру- гого. Кольца от поворота не фиксиру- ют, чтобы уменьшить их пригорание. Если возможно задевание концов кольца за вырезы во втулке (окна в двухтактных двигателях), концы со- шлифовывают. Для повышения износостойкости поршневые кольца покрывают слоем пористого хрома. Такое покрытие обя- зательно для верхнего кольца четы- рехтактных дизелей с диаметром ци- линдра до 250 мм. Верхние поршневые кольца остальных двигателей должны иметь приработочное покрытие или приработочные вставки. Приработоч- ное покрытие получают лужением или омеднением рабочей поверхности коль- Рис. 71 Поршневые кольца 100
Рис 72 Схема насосною денегвия уплотнигетьных колеи ца Приработочные вставки изготовля ют в виде пояска из меди Для уменьшения изнашивания у колец снимают фаски, так как острые кромки ухудшают распределение сма- зочного материала по поверхности трения Маслосъемные кольца. Одни уплот нительные кольца только перемещают масло по стенкам цилиндра При дви жении поршня вниз (рис 72, а) масло заполняет зазор под кольцом, а при движении его вверх (рис 72, б) оно вытесняется в зазор над кольцом При следующих движениях поршня (соот ветственно рис 72, в и г) масло по- добным же образом поднимается еще выше и наконец будет перенесено в камеру сгорания (рис 72, д и е) Это приведет к быстрому пригоранию ко лец, к загрязнению стенок камеры его рания и к перерасходу масла Поэто му, чтобы не занести масло в камеру сгорания предусматривают масло съемные кольца Они могут быть кони- ческой формы (рис 73, а) В этом случае при движении поршня вверх образуется масляный клин, кольцо под давлением маслгГ сжимается и скользит по его слою При движении вниз кольцо снимает масло со стенок втулки, которое стекает через отвер- стия а внутрь поршня Часто форма поперечного сечения маслосъемных колец соответствует изображенной на рис 73, б В них про- точена наружная кольцевая канавка б и сделаны прорези в внутрь кольца Такие кольца, как видно из рисунка, снимают масло со стенок не только при движении поршня вниз, но и при движении его вверх При установке этого типа колец на поршне наряду со сбрасывающими отверстиями а ниже кольца должны быть предусмотрены отверстия г сзади кольца Конические кольца и кольца с проточкой часто Рис 7< Типы масло съемных колец 101
встречаются на одном и том же порш- не (см. рис 68, а) У некоторых двигателей в одну ка- навку ставят два маслосъемных коль- ца. Как видно из рис 73, в, пара та- ких колец 1 и 2 напоминает кольцо с проточкой, но при раздельном изго- товлении кольцам может быть прида- на более удачная форма Для снятия части масла со стенок цилиндра нижнюю кромку кольца иногда выполняют в виде скребка Поршневые пальцы. Рекомендуется изготавливать пальцы из углеродис- тых или легированных цементируемых и азотируемых сталей, а также из вы- сокоуглеродистых сталей с долей уг- лерода до 0,65%, подвергаемых за- калке ТВЧ* (стали 20, I5X, 20Х, 12ХНЗА и др). Внешнюю поверхность пальца цементируют или азотируют, для снижения массы пальцы изготов- ляют пустотелыми - Поршневые пальцы, не закреплен- ные в бобышках и после нагревания поршня при работе двигателя способ- ные вращаться, называют плаваю- щими Они равномерно изнашива- ются и при нагревании не распирают поршень Однако зазор пальца в бо- бышках увеличивает суммарный зазор соединения поршень—шатун, что при- водит к ускоренному изнашиванию де- талей Поэтому в крупных двигателях пальцы закрепляют в бобышках. В двигателях речного флота такие пальцы не встречаются Плавающий палец должен быть за- фиксирован от смещения вдоль оси. Существует несколько способов фик- сации пальцев в осевом направлении (рис. 74) Очень распространен способ фикса- ции пальца 2 (рис. 74, а) пружинящи- ми кольцами (их называют также кольцевыми шпонками, кольцами Зе- гера), вставляемыми в проточку бо- бышки поршня / Их поперечные се- чения могут быть прямоугольной 3 и круглой 3' формы Часто используют способ фиксации пальца алюминиевы- ми заглушками 4 и 5 (рис. 74, б “и в), - вставляемыми в расточку пальца 2 (рис 74, б) или в расточку бобышки (рис 74, в) При работе двигателя за- глушки скользят вдоль стенки втулки цилиндра и не позволяют пальцу сместиться. У заглушек, вставляемых в растолку пальца (см. рис. 74,6), внешняя поверхность сферической формы Их вставляют в бобышки пор- шня 1 вместе с пальцем 2. Если же Рис 74 Поршневые пальцы и способы их фиксации 102
заглушка 5 (см. рис. 74, в) вставлена в расточку бобышки, то её внешняя поверхность обработана по диаметру цилийдра, а поворот предотвращает штифт 6. Чтобы под заглушкой не скапливалось масло, просверлен отво- дящий канал а. Отверстие б предназ- начено для ввертывания рыма при снятии заглушки. Палец сматывается в бобышках мас- лом, вытекающим вдоль пальца из верхней головки шатуна, и маслом, снимаемым со стенки цилиндра. В не- которых двигателях (рис. 74, г, дизель Г70-5) в пальце 2 предусмотрены ка- налы а для принудительного подвода масла к трущейся поверхности бо- бышки / из верхней головки шатуна. Поскольку в этом случае масло может попадать в большом количестве на стенку втулки цилиндра, палец фик- сируют заглушкой 7 с уплотняющей прокладкой под ней. Заглушку крепят к поршню винтами. Аналогичную герметизацию заглу- шек 8 (рис. 74,6), стягиваемых шпилькой 9 и опирающихся на бурты поршня 1, можно встретить в двигате- лях ДР30/50, однако цель герметиза- ции здесь иная: предотвратить утечку продувочного воздуха через полость внутри пальца 2. У алюминиевых поршней иногда для пальца 2 в бобышки вставляют бронзовые втулки 10 (см. рис. 74, а), более износостойкие. У составного поршня двигателя 10Д40 (см. рис. 70) втулка 11 изготовлена из стали и за- плавлена свинцовистой бронзой. В этом двигателе палец от осевого смещения фиксирует внутренний поя- сок 12 тронка. Проверка пальца на прочность. Как видно из рис. 75, на опорную часть пальца действует сила Рг/2 в каждой бобышке, причем Pz^-Рг (лО*/4). Силы Рг/2 при расчете пальца при- нято считать сосредоточенными и при- ложенными по середине длины /б опор- ной части пальца в бобышке. Реакцию R—Pj считают равномерно распреде- ленной по длине /ш шатунного под- шипника. При таких допущенных рас- Я Р г z Р*ис 75 Расчетная схема поршневого пальца четная схема пальца как балки, под- верженной изгибу, будет иметь вид, изображенный в нижней части рис. 75. Опасным является сечение по оси цилиндра. Изгибающий момент в этом сечении будет Ми = Р /щ 2 4 2 2 Поскольку R = PZ, то (75) Момент сопротивления полога круг- лого сечения Напряжение изгиба он=*Ми/№ не должно превышать 90—150 МПа для углеродистых и 150—250 МПа для ле- гированных сталей, причем меньшие значения относятся к тихоходным, а большие — к быстроходным дизелям. Максимальное давление пальца в бо- бышках, определяемое по формуле p = Pz/(2d/6), допускается не более 40 МПа для чу- гунных поршней и р=30 МПа для поршней 'из алюминиевого сплава. 103
| 24. Шатуны Конструкция и материал. Основны- ми элементами шатуна являются верх- няя (порщневая) головка 6 (рис. 76), стержень 5 и нижняя (кривошипная) головка 4. Верхнюю головку шатунов дизелей речных судов изготовляют заодно со стержнем, неразъемной, нижнюю головку 4 — разъемной (или отъемной): предусматривают крышку 7 с буртом 2, крепящуюся с головкой шатунными болтами 3. Шатуны изготавливают из конструк- ционных сталей 35, 40, 45, 45Г2, а у высокооборотных двигателей — из ле- гированных сталей 40ХН, 40ХНМА и 18Х2Н4ВА. Согласно техническим тре- бованиям на изготовление шатуны ди- зелей должны быть штампованными. Допускается изготовлять шатуны крупных дизелей свободной ковкой, а отъемные нижние головки или их крышки двухтактных дизелей — ли- Рис. 76. Шатун Поперечное сечение стержня кова- ных шатунов круглое, штампован- ных — двутавровой формы 7. Снаружи поверхность штампованных шатунов не обрабатывают. Двутавровые шату- ны при одинаковой прочности легче круглых. Этим Объясняется их при- менение в высокооборотных дизелях. При большом объеме производства, окупающем затраты на штампы, шату- ны изготавливают двутавровыми и для малооборотных двигателей. Для подвода масла из кривошипно- го подшипника в поршневой преду- смотрены каналы а и б, просверлен- ные в круглом стержне шатуна. В ша- тунах двутаврового поперечного сече- ния для подобной цели используют трубку 8, прикрепленную к стержню скобами 9, или отверстие в, просвер- ленное в утолщении 10 стержня. Стержень шатуна нагружен по оси силой Pz, максимальное значение ко- торой наблюдается в момент сгора- ния. Размеры шатунов судовых дизе- лей таковы, что ни формула Эйлера, ни формула Тетмайера для расчета устойчивости стержней использованы быть не могут. Прочность стержня шатуна можно проверить по эмпириче- ской формуле. Суммарные напряже- ния в среднем сечении шатуна с уче- том изгиба в плоскости качания опре- деляют по формуле Навье-Ранкина: <У=^КР z/fpy Сила Pz известна, fcp — это средняя площадь поперечного сечения стерж- ня, т. е. сечения, взятого по середине длины шатуна. Параметр К вычисляют по формуле K==l+c(L/0«. (70) где с — коэффициент, характеризующий упру- гие свойства материала шатуна, L — длина шатуна, м; i — радиус инерции среднего сечения, м Радиус инерции находят способом, известным из механики. Коэффициент с зависит от марки стали, из которой изготовлен стержень, т. е. 104
Марка стали 35 0,00015 40 0,00016 45 0,00017 45ХН 0,00040 18ХН2Н4ВА 0,00043 Допускаемые напряжения для угле- родистой стали [а]= (804-120) МПа, для легированной — [<т]=(120-г- 4-180) МПа Верхняя головка. Площадь попереч- ного сечения стенки верхней головки шатуна в вертикальной плоскости, как правило, немного больше, чем в гори- зонтальной плоскости (рис 77, а), но иногда они и равны (рис 77, б и в) Переход от головки к стержню должен быть главным, без подрезов, чтобы не вызывать концентрации напряжений Втулка / (рис. 77, а), запрессован- ная в верхнюю головку шатуна, обра- зует головной подшипник для пальца, соединяющего шатун с поршнем. Из- готавливают втулки из оловянисто- фосфористой бронзы БрОб, 5Ф015, Бр010Ф1 или из стали и заплаВляют изнутри свинцовистой бронзой. У боль- шинства двигателей втулки стопорят винтами 2. Как уже было изложено, головной подшипник у большинства двигателей смазывается маслом, подВодимым че- рез осевой канал а шатуна или по трубке, прикрепленной к стержню. Для подвода масла к рабочей поверх- ности втулки обычно протачивают внешнюю кольцевую или полукольце- вую канавку б, из которой по боковым радиальным отверстиям в масло про- ходит к холодильнику 3 У двигателей с охлаждаемыми пор- шнями в верхних головках шатунов предусмотрены отверстия для выхода масла в полость охлаждения. В этом случае канавка б кольцевая Она со- единяет отверстие г с осевым каналом а. Отверстия г в головке и втулке предназначены для подвода масла к поршневому пальцу. Головной подшипник некоторых вы- сокооборотных двигателей смазывает- ся каплями масла, оседающими из масляного тумана картерного прост- ранства В верхней части головки и втулки таких двигателей предусмотре- ны отверстия д (рис 77, в). Капельки масла, оседающие на верхнюю голов- ку, через эти отверстия поступают на смазывание поршневого пальца. В од- но из отверстий вставлена латунная трубка 4, которая стопорит втулку 1 от проворачивания. Разработанные мётодики сложных расчетов прочности поршневой голов- ки являются в той или иной степени приближенными. Для грубой провер- ки ее прочности можно ограничиться определением напряжения растяжения в горизонтальном сечении х—х голов- ки от действия сил инерции поступа- тельно-движущихся частей: . где Рио - сила инерции поступательно движу- щихся частей при положении порш- ня в в м т, Н, f — площадь поперечного сечения голов- ки в горизонтальной плоскости (втулку поршневого подшипника не учитывают), м2 Допускаемые значения [стр]= (304- 4-60) МПа, причем меньшие значения относятся к углеродистой стали, боль- шие — к легированной. Максимальное давление в поршне- вом подшипнике, определяемое по вы- ражению p—PtUdlm) (см. рис. 75), не должно превышать 15—20 МПа для малооборотных дизелей и 25—50 МПа для среднеоборотных. Меньшие значе- ния относятся к подшипникам из оло- вянистой бронзы, большие — из свин- цовистой бронзы. Нюкняя головка. В ней расположен кривошипный подшипник шатуна. В случае если головка выполнена отъемной (рис. 77,г), кривошипный подшипник создают наплавкой анти- фрикционного сплава в ее верхней 11 и нижней 6 половинках. При отъем- ной головке степень сжатия в цилинд- ре можно регулировать изменением толщины прокладки 12 под пяткой 14 шатуна: при увеличении толщины про- кладки уменьшается объем простран- ства сжатия, t. е. увеличивается сте- пень сжатия. На двигателях, построенных за пос- ледние годы, прокладку 12 нё ставят,- так как она уменьшает общую жест- кость всей нижней головки Хотя об- 105
щая масса шатуна с отъемной голов- кой больше» чем с неотъемной, ремонт его прдэще. Верхнюю половинку 11 кривошип- ной головки центрируют с пяткой 14 шатуна с помощью выступа 17 и ша- тунных болтов 9. Нижняя половинка (крышка кривошипного / подшипника) 6 направляется или шатунными болта- ми, или выступами 22 (см. рис. 77, е) на краях, крышки, а иногда и теми и другими. Между половинками преду- сматривают наборы прокладок 8 (см. рис. 77, г) для регулирования масля- Рис. 77. Головки шатунов: а, б, в — поршневые: г. д. е, ж — кривошцпные |бб
иогО зазора. Однако в целях обеспече- ния большей жесткости подшипника от них часто отказываются. Для заливки кривошипных подшип- ников используют такие же сплавы, как и для рамовых. Масло для смазывания кривошип- ного подшипника поступает из осевого канала коленчатого вала на поверх- ность шейки через одно или два от- верстия. При одном отверстии в под- шипнике йрорезают кольцевую канав- ку ж. Из нее масло поступает в холо- дильники 19, затем через отверстия е, трубку 18 — к подшипнику верхней головки шатуна. Кривошипный подшипник в неотъем- ной нижней головке создают стальные вкладыши 34 и 35 (рис. 77, д) с на- плавленным антифрикционным спла- вом. От" проворачивания вкладыши фиксируют штифтами 31, 33, а штифт 32—нижнюю крышку шатуна отно- сительно верхней части. Иногда у кра- ев вкладышей протачивают выточки под шатунные болты, которые в этом случае и фиксируют вкладыши. Встречаются шатуны, в кривошип- ной головке которых предусмотрен лишь один верхний вкладыш, а н? иижнюю половинку наплавлен анти- фрикционный сплав. В небольших двигателях кривошип ная головка ча^то выполнена с косым разъемом (рис. 77, е) для удобства обслуживания. Крышка 24 прикрепле- на к гбловке 20 шпильками 23, засто- поренными штифтами 21, а направля- ется выступами 22. Вкладыши у тако- го типа головок тонкостенные, при из- нашивании их заменяют новыми. Для увеличения Жесткости головки регули- ровочные прокладки не ставят. К шатунам V-образных судовых двигателей конструируют общую для двух цилиндров кривошипную голов- ку. К пальцу 26 главного шатуна 25 (рис. 77, ж) прикреплен прицепной ша- тун 27, нижняя головка которого снаб- жена бронзовой втуЛкой 28 (в ней ус- тановлен палец 26), смазываемой маслом, поступающим из кривошипной шейки коленчатого вала по каналам и и к. Крышка 30 закреплена двумя 1 J коническими штифтами 29, вставляв- „ мыми в ушки крышки и головки. г> Шатунные болты. Обычно криво- шипная головка закреплена двумя болтами, по одному с каждой стороны (см. рис. 77, г), а иногда и четырьмя (см. рис. 77, д). У головки с кбсым разъемом (см рис. 77, е) число кре-/ пежных шпилек достигает шести. Ша- 1 тунные болты одновременно скрепля- ют и центрируют составные части го- , ловки. На стержне 9 болта (см/ рис. 77, г) предусмотрены центрирую- щие пояски 7 и 13. Точность соедине- ’ ния нижней 6 и верхней И половинок подшипника обеспечивает поясок 7. Поясок 13 центрирует пятку 14 стерж- ня шатуна с верхней половинкой //? Иногда для центрирования применяют штифты 32 (см. рис. 77, д) и выступы , 22 (см. рис. 77, е) у головки или цен- трирующие бурты 2 (см. рис. 76) у крышки. От проворачивания шатун- ные болты фиксируют штифты 5 , (рис. 77, г), а от выпадания — винт 10, Гайки 15 шатунных болтов коронча- С тые, застопорены соответствующими стандартными шплинтами 16. \ V Шатунные болты — весьма ответст- венная деталь. Обрыв их ведет к круп- 1 ной аварии. Во время работы дизеля * шатунные болты испытывают растяже- ние от силы инерции поршня и стерж-1 ня шатуна, действующей в конце так- та выпуска и в начале такта впуска.^ Эта сила — переменная, близкая к ударной. Болты могут испытывать ударные нагрузки и при заедании - поршня. Поэтому шатунные болты че-^ тырехтактны^с^дизелей должны быть * изготовлены из. легированной стали с механическими свойствами не ниже, чем у стали 40ХН. В двухтактном дви-^ гателе силе инерции~всёгда противо- действует давление газа на поршень, вследствие чего шатунные болты мо- гут быть выполнены из менее качест- венной стали. Гайки .шатунных болтов четырех- ‘ тактных дизелей изготавливают из стали 40Х, в обоснованных случая^ — из стали 18Х2Н4ВА. 4 Чтобы избежать концентрации на- ’ пряжений, шатунные болты должны; быть правильно обработаны- без рез- > ' 107 J
ких переходов от одного сечения к другому, рисок, царапин, забоев; резь- ба должна быть мелкой и чистой, без заусенцев и задиров. У Никакие дополнительные усилия на срез, изгиб шатунные болты не долж- ны испытывать. Поэтому равномер- ность прилегания головки и гаек про- веряют «по краске», v Болты должны быть затянуты достаточно для обеспе- чения жесткости соединения, но не чрезмернсп/при перетяжке может быть превышен предел текучести материала ' и болт при работе двигателя порвется Шатунные болты затягивают с опреде- ленной силой, указываемой в инструк- ции. Если предусмотрен динамометри- ческий ключ, допускающий затяжку гаек лишь с определенным усилием, то следует пользоваться только им. Дли-'-' ну болта контролируют микрометриче- ской скобой: появление остаточного удлинения является браковочным при- знаком болтаХ/Гайка болтов должны быть надежно зашплинтованы, причем применять шплинты несоответствую- щего размера не допускается. * Поскольку болт испытывает пере- менные напряжения, он может по- рваться вследствие усталости метал- ла. Поэтому в срок, указанный в ин- струкции по эксплуатации двигателя, шатунные болты необходимо заменять независимо от внешнего состояния. Принебрегать сроками замены шатун- ' ных болтов весьма опасно. Расчет прочности шатунных болтов. Как отмечалось, шатунные болты дол- жны быть затянуты с силой, указан- ной в инструкции по обслуживанию двигателя. Обычно предварительная затяжка в 2—2,5 раза больше той ча- сти силы инерции Рио поступательно- движущихся частей при положении поршня в в. м. т., которая приходится на один болт При работе двигателя в конце такта выпуска на болты ‘будет действовать Ри0 и центробежная сила шатуна, создаваемая вращающей его частью, расположенной выше плоско- сти разъема кривошипной головки. Напряжения от действия этих сил сло- жатся с напряжениями от предвари- тельной затяжки. Следовательно, проч- ность болта должна быть рассчитана 108 на силу, несколько превышающую предварительную затяжку Обычно считают, что напряжение растяжения болта ор _(2,2 + 3,2)РиЛ2бП, (77) |Де Рио — сила инерции поступательно-движу- шихся частей при положении порш- ня в в м т , кН, го — количество болтов, шт , f — площадь наименьшего сечения бол- ' та, м2 Кроме того, при затяжке в болте возникает напряжение кручения, со- храняющееся и при работе двигателя. Крутящий момент, Нм, нагружающий болт при затяжке, Мк (2гб), (78) । де р — коэффициент трения в резьбе, кото- рый может быть принят при чистой и смазанной резьбе равным 0,08—0,1, а при грубой нарезке и резьбе без смаз- ки он увеличивается до 0,15—0,17, f/cp — средний диаметр резьбы Силу затяжки можно принять ₽з = (2 4-3)/>„„ ' Напряжение кручения определяют как т- Мк \1/р. причем полярный момент сопротивле- ния tt7p = jtd3/16 следует принимать по минимальному диаметру болта. Суммарные напряжения в болте • <>см Кар-’4т* для легированной стали не должны превышать 120—180 МПа. | 25. Коленчатые валы и маховики Материал и конструкции кривоши- пов. Для судовых дизелей коленчатые валы изготавливают цельными ковкой или штамповкой из углеродистых ста- лей марок 35, 40, 45, 45Г2, 50 и 50Г, из легированных сталей марок 18ХНВА, 38XH3MA, 40ХНМА. Категория проч- ности легированных сталей должна быть КП-40, КП-50, КП-60, КП-80, т. е. предел текучести их 392— 785 МПа.
С целью повышения износоустойчи- вости, особенно, если подшипники бронзовые, поверхности кривошипных и рамовых шеек закаливают ТВЧ, азо- тируют или цементируют Так как стоимость коленчатого вала достигает 30% общей стоимости дви- гателя, для ее снижения применяют чугунные валы Их изготавливают из чугуна с шаровидным графитом, моди- фицированного сферодозирующими добавками Рекомендуется легировать такой чугун никелем, медью и други- ми элементами Временное сопротив- ление разрыву чугуна должно быть не менее 490 МПа. Для повышения экс- плуатационных свойств чу1унные ко- ленчатые валы подвергают механиче- скому наклепу, термической, химико- термической обработкам или сочета- нию этих обработок Особое внимание при изготовлении коленчатых валов обращают на точ- ность и чистоту обработки шеек Валы также балансируют Коленчатый вал состоит из несколь ких соосных рамовых или коренных шеек и кривошипов, а каждый криво- шип — из шатунной шейки 2 (рис 78, а), двух щек 5, 3 и двух ра- мовых или коренных шеек 4, 6 Шей- ки 4, расположенные между двумя со- седними кривошипами, являются для них общими. На задний конец вала насажен маховик /, на передний — фланец 7 Шатунные и рамовые шейки обыч- но изготовляют одного диаметра Но если шатунные шейки меньше рамо- вых, диаметр шатунных болтов может быть увеличен Места перехода шеек к щекам (галтели) 'выполняют плав- ными, их минимальный радиус допус- кается 0,05 диаметра шейки вала, но не менее 0,5 мм Внутреннюю полость коленчатого вала используют для подвода смазоч- ного масла к рамовым подшипникам. В двигателях с фундаментными рама- ми оно поступает от смазочной магист- рали к рамовому подшипнику, а от не- го— к кривошипному Для этого пред- Ркс “Я Коленчатый на i i маховиком ' 109
назначен канал а, соединяющий внут- реннюю полость рамовой шейки 6 с полостью шатунной 2 (рис. 78, а, б и в) В данном случае масло выходит из канала лишь в одном месте шатун- ной шейки, в связи с чем нужны коль- цевые канавКи 'в рамовых и кривошип- ных подшипниках. Только при этом масло будет непрерывно поступать в канал а, а из него — в осевой канал шатуна и далее на смазывание под- шипника верхней головки шатуна. Что- бы исключить полукольцевые канав- ки, предусматривают по два отверстия для входа масла в шейки и по два от- верстия для выхода масла из них. Так, у двигателей типа 418/22 (рис. 78,6) в рамовых 6 и шатунных 2 шейках просверлены диаметральные каналы а и б, соединенные наклонным каналом в. Так как с одного конца ка- нал б всегда сообщен с полукольцевой канавкой верхнего владыша рамового подшипника, масло поступает в канал непрерывно. В данном случае наклон- ный канал в закончен сепарационным колодцем г Под действием центробеж- ных сил при вращении вала в колодец будут отбрасываться загрязнения, на- ходящиеся в масле При отсутствии такого колодца загрязнения попадают в подшипник. Пробка 8 закрывает от- верстие для промывки колодца. Чтобы облегчить вал и уменьшить цейтробежные силы инерции, шейки кривошипов высокооборотных двигате- лей выполняют полыми и закрывают заглушками. На рис. 78, в изображен кривошип двигателей типа Д6. Полости в шей- ках закрыты заглушками /6, 12, 14, 16, стягиваемыми болтами 11, 13, 15 Масло для смазывания поступает с торца вала и проходит из одной поло- сти в другую по каналам а и б. Ввод его в подшипники предусмотрен вв наи- менее нагруженные части шеек че- рез сепарационные трубки 17 и 19. Загрязнения, /имеющиеся в масле, от- брасываются центробежной силой к Стенкам полостей В подшипники из центральной части поступает чистое 'тиасло. Периодически заглушки снима- ют и полости промывают 110 Задние концы валов. Для соедине- ния с валопроводом, валом генерато- ра или грунтового насоса и для креп- ления маховика на заднем конце вала предусматривают фланец 2 (рис. 79,а). Чтобы предотвратить просачивание масла, на валу со стороны концевого подшипника 6 находится маслосбрасы- вающий гребень 5. У нереверсивных двигателей в месте выхода вала из кожуха 3 предусмотрена маслосгон- ная резьба 1 Направление резьбы должно быть такое, чтобы масло пере- мещалось к гребню 4, с которого оно сбрасывается в поддон фундаментной рамы У реверсивных двигателей вал на- выходе из кожуха 16 (рис. 79,6) уплотнен войлочным кольцом 17, к ко- торому изнутри примыкает маслосбра- сывающий диск 9, крепящийся болта- ми 7. На шейке подшипника пред- усмотрен маслоотбойный гребень 10. Если у двигателей на задний конец ва- ла будет насажена шестерня привода распределительного вала, то ее цзго- говляют составной из двух половин 20, 24 (рис. 79,в), соединенных шпилька- ми, болуами или хомутами 19, 21. Ше- стерню фйксирует на шейке 22 вала шпонка 23. На двигателях комбината СКЛ в кормовом отсеке фундаментной рамы установлен подшипник, воспринимаю- щий упор гребного винта. В связи с этим на заднем конце вала предусмат- ривают гребень 11 (см. рис. 79,6), че- рез который упор винта передачей подшипнику. Поскольку диаметр греб- ня 11 больше диаметра фланца 18, ше- стерню 12 привода распределительно- го вала изготавливают цельной и наса- живают на гребень 11. Фиксирует ее шпонка 13, а стопорят от продольного смещения полукольца 14 и 15. Бурт 8 предназначен для центровки махо- вика Передние концы валов. Их обычно используют для привода навешенных вспомогательных механизмов (насо- сов, компрессоров), а иногда и для привода распределительного вала Наиболее проста конструкция перед- него конца вала вспомогательных дви- гателей (рис. 79, г) На вале установ-
лены шестерня 25 привода распреде- лительного вала и шестерня 26 приво- да вспомогательных агрегатов Обе шестерни насажены на шпонках и за- креплены концевой гайкой 27, навер- нутой на нарезанный хвостовик вала. У тихоходных главных двигателей с переднего торца размещают обычно поршневые насосы и компрессор Для их привода к торцу коленчатого вала 28 (рис 79, д) крепят дополнительный кривошип 30, к шейке которого по ка- налу а вала поступает масло от рамо- вого подшипника Рядом с кривоши- пом насажена шестерня 29 привода других механизмов. В данном случае шестерня 29 зажата между фланцем коленчатого вала и фланцем 31 допол- нительного кривошипа, причем она од- новременно центрирует вал и криво- шип (двигатели НФД48). На совре- менных дизелях поршневые насосы не устанавливают, поэтому нет дополни^ тельного кривошипа, а шестерня при- вода агрегатов остается. На носовой конец коленчатого вала у многих дви- гателей насажен демпфер крутильных колебаний Наиболее сложна конструкция пе- реднего конца вала при торцовом под- воде в него масла. Например, у двигателя ЗД6' (рис. 79, е) масло поступает внутрь полого хвостовика 36, вставленного в расточку коренной шейки 34 коленча- того вала. По каналам е оно прохо- Рис 79 Конструктивное исполнение задних концов коленчатых валов z а б, в задних.. г. д, е — передних 111
дит в кольцевую выточку д хвостовика и по кацалам б поступает внутрь пер- вой шатунной шейки 33 Далее масло проходит по валу уже известным пу- тем, а для смазывания первой корен- ной шейки 34 оно направляется по се- парационной трубке 32 в кольцевую канавку г и затем через отверстие в, Шестерня 35 предназначена для при- вода вспомогательных агрегатов и од- новременно является ведущей шестер- ней привода распределительного вала Вал дополнительного отбора мощно- сти 37 позволяет приводить в движе- ние любые вспомогательные механиз- мы машинного отделения. Подобные валы предусматривают на главных двигателях, устанавливаемых на не- больших теплоходах Расположение кривошипов. Как из- вестно из § 16, кривошипы однорядно- го двигателя должны быть повернуты один относительно другого на угол ф==360°/г у двухтактного двигателя и ф=720°/г у четырехтактного (z — число цилиндров) У многоцилиндрового двигателя по- следовательность (порядок) работы цилиндров может быть различной При ее выборе стремятся по возможности облегчить работу рамовых подшипни- ков Для этого рабочие ходы в цилинд- рах, стоящих рядом, не должны следо- вать один за другим Например, если в цилиндре условно спра ва от подшипникдв будет вспышка, то в ци линдре слева от него будет вторая половина такта расширения Если в цилиндре слева бу дет, например, такт выпуска или впуска то ра мовый подшипник будет нагружен меньше Это возможно тогда, когда цилиндры работа ют ие подряд, а в после ювательности 1 5 3—6—2—4 Выбирая порядок работы цилиндров, стремятся также достичь наиболее полной уравновешенности сил инерции деталей кривошипно-шатунного ме- ханизма (см § 19) Иногда при выбо- ре порядка работы цилиндров учиты- вают также вопросы повышения эф- фективности наддува и улучшения тех- нологии изготовления вала В табл 2 приведены схемы располо- жения кривошипов двигателей серий- ного флота и дана оценка принятого порядка работы цилиндров по нагруз 112 ке на подшипники и уравновешенности сил инерции При работе на задний ход реверсив- ные двигатели имеют обратный поря- док работы цилиндров, приведенный в табл 2 в скобках Поскольку условия работы подшипников и уравновешен- ность сил инерции при прямом и об- ратном порядках работы одинаковы, коленчатый вал аналогичной конструк- ции применяется для двигателей раз- ного вращения Поэтому двигатель ле- " вого вращения при ходе вперед имеет такой порядок работы цилиндров, ка- кой у двигателя правого вращения бы- вает при ходе назад, и наоборот Маховики. Для создания наиболь- шего момента инерции при одинако- вой массе двигателя основную массу металла сосредоточивают в ободе 7 маховика (рис 80, а) С помощью ди- ска 6 он соединен со ступицей 2, наса- женной на центрирующие выступы^ фланцев 4 коленчатого и 1 приставно- го валов Вначале маховик крепят монтажными винтами 5 к фланцу -/ко- ленчатого вала, затем маховик и при- ставной вал крепят к коленчатому шпильками 3 У небольших двигателей (рис 80,6У со стартерным пуском на маховике предусматривают зубчатый венец И для сцепления с шестерней стартера на время пуска Венец 11 зафиксиро- ван на маховике 10 штифтами 14. Иногда запрессовывают венец и без дополнительной фиксации Маховик крепят к торцу коленчатого вала 12 винтами 13 В соединении предусмот- рены контрольные штифты 8 Вал дизеля, маховик которого изоб- ражен на рис 80,6, соединен с валом генератора через упругую муфту, со- стоящую из закрепленной на маховике полумуфты 9, полумуфты 17 вала гене- ратора и резиновых шашек 16 Послед- ние помещены между выступами полу- муфт 9 и 17, в связи с чем вращающий момент передается от вала дизеля ва- лу генератора через эти упругие эле- менты Шашки 16 закрыты с торца кольцом 15 На обод маховика нанесена градуи- ровка, позволяющая определять углы поворота вана при регутировочных
Таблица 2 Обочнаменне или марка дви>апеля Т актность Число ци пиидров Угол <$. между 1 крнвоши нами град Иорядок ра боты цилинд- ров Схемы расположения кривошипов коленчатого вала Нагрузка на рамовые ПОДШИПНИКИ Уравнове шеиность двигателя 4410, 5/13 4НФД24 4 Г 4 180 1— 3—4—2 /,4 ф 2,3 1 4 ? 3 Повышен- ная между цилиндра- _ми 1—2 и 3—4 Не уравно- вешены силы инер- ции второ го поряд- ка 4CII0 4С160 4 4 180 } _2—4—3 /4 ф 2,3 / г 4 3 То же То жё 4ДР30/50 2 4 90 1-3—2—4 (1—4—2— 3) 2 7 j 2 Повышен- ная между цилиндра- ми 2—3 Не уравно вешен ы все момен- ты сил инерции Л275, 18Д ЗД6, 6412'14 4 ь 120 1— 5—3— Ь—2-4 (j-4-2- 6—3—5) 45 Ж Нормаль- ная Полная 6ЧРП25/34 Д50С 4 6 120 1—3—5— 6—4—2 (1—2—4— 6—5—3) 1,6 7 6 J4n 2 S Повышен- ная между цилиндра- ми 1—2 и 5—6 Полная 6НФД48 4 6 120 1—4—5— 6—3—2 (1-2—3- 6-5—4) 1,6 1 6 2 s Повышен- ная между цилиндра ми 1—2, 2—3, 4—5 и 5—6 То же 6ДР30/50 2 6 60 1-5—3- 4-2-6 (1—6—2— 4-3-5) 4 1 3 2 5 6 4 Особенно сильно нагружен подшипник между ци- линдрами 3—4 Нё уравно вешены моменты сил инер- ции вто- рого порядка 8НФД36, 8НФД48 4 8 90 1—3—4— 7—8—6— 5-2 (1-2-5- 6—8—7— 4-3) 1.8 / 4,3 3 2 4 8 6 Повышен иая между цилиндра- ми 1—2, 3—4, 5—6 и 7—8 Полная ПЗ
работах Кроме того, в нем предусмат- ривают углубления а (см рис 80, а) или зубцы для проворачивания вала вручную Согласно ГОСТ 10150—82 главные судовые двигатели должны быть снабжены механическим или руч-” ным валоповоротным устройством^ причем должна быть исключена воз-^ можность пуска двигателя при вклкК; ченном валоповоротном устройстве. f Глава V СИСТЕМЫ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ И НАДДУВА v § 26. Впускные и выпускные клапаны и их приводы Устройство и материал клапанов. Во всех двигателях впускные и выпу- скные клапаны открываются внутрь цилиИдра Давлением тарелки клапа- нов прижимаются к седлам, в резуль- тате плотность посадки нх повышается 114 Клапаны (рис 84,а) состоят из штока, 3 и тарелки 10, выполняемых обычно заодно На тарелке снята коническая^ рабочая фаска 1 под углом а, равным’ 90—120° Благодаря фаске / тарелка^ 10 плотно сидит в седле, проточенном; в крышке 2 цилиндра Рекомендуется^ принимать угол а фаски 1 на 1—2° больше угла посадочной поверхности. <1
седла. Фаску и седло взаимно прити- рают с помощью приспособления, для которого предусмотрены углубления а или шлиц. Шток 3 клапана движется в чугун- ной, бронзовой или стальной сменной втулке 4, смазываемой маслом, подво- димым от узлов привода-открытия кла- пана или вручную Втулка 4 вставле- на в крышку 2. Клапан прижат к седлу пружиной 5, упирающейся нижним концом в крыш- ку 2, а верхним — в тарелку 6, за- крепленную в верхней части штока 3 клапана Когдаклапан закрыт, пружина удер- живает его в седле, несмотря на разре- жение в цилиндре при всасывании (вы- пускной клапан) В момент окончания подъема клапана пружина препятству- ет его дальнейшему движению под дей- ствием сил инерции Отрыв толкателя от кулачковой шайбы исключен. Клапанные пружины изготавливают из высокоуклеродистых марганцови- стых, кремнейарганцовистых и хромо- никелеванадиёвых сталей 60Г, 65Г, 50ХФА и др. Тарелка 6 закреплена, как правило, двумя коническими полукольцами («сухарями») 8 и 9. Их надевают на шейку клапана при опущенной тарел- ке 6 Снаружи у полуколец предусмот- рена коническая поверхность, а у та- релки 6 — коническая расточка. По- этому после того, как полукольца 8 и 9 будут надеты, тарелка 6 под дейст- вием пружины 5 упрется в полуколь- цо, прижав их к шейке штока. Клапаны открывает рычаг привода, действующий на торец штока. Чтобы торец не изнашивался, в него вставля- ют или на него надевают закаленный на'конечник 7, а иногда наплавляют на него износостойкий слой металла или закаливают торцовую поверхность, причем иногда предварительно прива- ривают стальную пластину. Седл4 клапанов могут быть встав- ными (рис. 81, б\ Седло //, изготов- ленное из специального чугуна, стали или бронзы, вставляют в крышку и фиксируют В клапане на рис. 81, б предусмот- рены внешняя /5 и внутренняя 14 пру- жины с разным направлением витков. При двух пружинах легче обеспечить необходимые усилия пружин на закры- тый и открытый клапан при данной высоте его подъема Кроме того, при поломке одной из пружин другая удер- живает клапан в седле Работа клапа- на с нормальной частотой вращения при одной сломанной пружине невоз- Рис 81 Типы клапанов рабочих цилиндров 115
можна, но по крайней мере исключена опасность выпадания его в цилиндр. Клапан на рис. 81, а типичен для штангового привода, когда его откры- вает рычаг. Есть двигатели, у которых кулачковые шайбы распределительных валов действуют непосредственно на клапаны. У таких двигателей в конст- рукции клапана (рис. 81, б) предусмот- рена упорная тарелка 17 большого диаметра, на которую сверху действует кулачковая шайба. Тарелка 17 ввер- нута во внутрь штока 12 клапана. Под упорной тарелкой 17 помещена замко- вая тарелка 16. На тарелке 17 снизу, а тарелке 16 сверху выполнены ради- альные шлицы. Кроме того, тарелка 16 надета на осевые шлицы штока 12 клапана. Пружины 14 и 15 прижима- ют замковую тарелку 16 к упорной та- релке 17, предотвращая ее проворачи- вание, т. е. вывертывание из штока 12. В клапане предусмотрены направляю- щая втулка 13 и вставное седло 11, которое в данном случае применено по- тому, что головка цилиндра изготовле- на из алюминиевого сплава. У крупных двигателей и у двигате- лей с высокими тепловыми напряжени- ями в конструкции клапанов предус- мотрен корпус. Иногда корпус предус- матривают лишь у выпускных клапа- нов, как, например, в двигателях НФД48-2АУ (рис. 81, в). Шток клапана 24, снабженный за- щитным отражателем газа 23, пружи- ны 18, тарелку 19, седло 22 собирают в один узел с корпусом 25. Затем кла- пан в сборе вставляют в гнездо крыш- ки 21 цилиндра и корпус крепят в крышке. Корпус выпускного клапана делают охлаждаемым. При данной конструкции клапана вода поступает , внутрь корпуса 25 из крышки 21 через регулировочный кран 26, а через фла- нец 20 — в сборную магистраль. Впускные й выпускные клапаны вы- полняют обычно одинаковыми по кон- струкции и размерам. Иногда диаметр тарелки впускного клапана делают больше, чем у выпускного, чтобы уменьшить сопротивление впуску све- жего заряда воздуха. Клапаны чаще всего изготовляют из разного матери- ала. Впускные клапаны должны быть 116 изготовлены . из стали 20ХН4ФА,- 4Х9С2, 4Х10С2М, а выпускные — на- стали 4Х10С2М, 4Х14НВ2М или дру- гих, обеспечивающих стойкость клала*» нов. Допускаются сварные клапаны:: тарелка из жаропрочной стали, а’ стержень из конструкционной. Фаску тарелок рекомендуется наплавлять; коррозионно-, жаро- и износостойкими сплавами или материалами. Наружную; поверхность стержней хромируют, азо- тируют, закаливают ТВЧ или упрочни-4 ют накаткой. При работе дизеля на тя-:> желых топливах повышать коррозй* онную стойкость клапана становится необходимо. Чтобы различить впускной и выпу-' скной клапаны, если у них один а ко-’ вые диаметры, но изготовлены из раз-> ных материалов, на нижнем торце та-1 релки выбивают клейма: «Вп», «Bc»v для впускного и «Вх», «Вых» для вы-' пускного. На двигателях, изготовлен* ных в ГДР, клейма бывают соответст- венно «Е» (einlas — впуск) и «А» (auslas — выпуск). j Типы клапанных приводов. Как бы-/- ло описано выше, клапаны открывает, либо особый механизм, называемый? клапанным приводом, либо кулачко* вая шайба распределительного вала, непосредственно воздействуя на кла-- пан. У большинства судовых двигателей клапаны открываются с помощью при- вода от распределительного вала, рас- $ положенного на уровне верхней частив картерного пространства (нижнее рас-^ положение/. Чаще всего распредели-^ тельный вал 20 (см. рис. 216) располо^ жен внутри картерного пространства^ вследствие чего обеспечивается xopof^ шее смазывание кулачков’ых шайб мас-$ ляной пылью, но усложнен доступ К.) ним. У некоторых типов двигателей^ распределительный вал 16 (см^ рис. 217) помещен в специальной вы-' городке блок-картера или блока ци- линдров. В этом случае облегчен до- ступ к кулачковым шайбам для осмот*^ ра и регулировки, но необходима, си- > стема подвода масла к узлам привода,.^ Способ открытия клапанов кулачко- выми шайбами (верхнее надклайанное^ расположение распределительного ва»|
ла) принят в быстроходных двигате- лях При этом предусматривают два распределительных вала 14 и 15 (см. рис 221), укладываемых над впускны- ми (вал 14) и выпускными (вал 15) клапанами Хотя наличие двух рас- пределительных валов, усложнение связи распределительных и коленча- тых валов, загромождение головки двигателя являются недостатками данного способа открытия клапанов, но это лучше, чем детали клапанного привода, на которые действуют силй инерции и которые у быстроходных двигателей были бы значительными. Кроме того, при рассматриваемом раз- мещении валов легко обеспечить от- крытие впускных и выпускных клапа- нов тогда, когда их по два (тех и дру- гих) на каждый цилиндр. При нижнем расположении распределительного ва- ла усложняется конструкция клапан- ного привода. Привод с неразрезными рычагами. Клапаны 1 (рис 82, а) открывают рьи чаги 13 и 16, сидящие на оси 14, за- крепленной в стойке 12 крышки цилин- дра. На других концах этих рычагов предусмотрены регулировочные вин- ты 3, упирающиеся в головки штанг 4. Нижний конец каждой из штанг упи- рается в толкатель 10, на ролик 9 ко- торого может воздействовать кулачко- вая шайра 8 распределительного ва- ла. Когда выступ кулачковой шайбы набежит на ролик толкателя, штанга поднимется и рычаг 13 или 16 откроет клапан. Закрываются клапаны под действием своих пружин. Клапанные рычаги изготовляют из стали. Чтобы уменьшить расстояние между кулачковыми шайбами, в дви- гателях Л275 рычаги насажены не под прямым углом по отношению оси 14 Для уменьшения изнашивания торцо- вой поверхности штока клапана и кон- ца рычага предусмотрен ролик 2. Од- нако такая конструкция себя не оправ- дала, на двигателях 6Л275ШПН за- вод-изготовитель ролики уже не ста- вит Подшипниками рычагов служат бронзовые втулки 15, смазываемые под давлением маслом^-подводимым в ка- нал а через штуцер, ввернутый с тор- ца оси 14. По каналам б клапанных рычагов масло проходит также для смазывания сферической опоры верх* ней головки штанги 4, а через просвер- ленные отверстия в этой головке, внут- ренней полости штанги и в нижней ее головке подпятника 6 толкателя и за- тем далее ролика 9 ^и самого толкате- ля 10. Охватывающая все узлы приво- да масляная система потребовалась потому, что в этом двигателе толкате- ли помещены в выгородке блок-карте- ра, изолированной от картерного про- странства (см. рис 217) Чтобы толкатель 10 не поворачивал- ся относительно своей оси, в рассмат- риваемой его конструкции предусмот- рена скользящая шпонка 11, для кото- рой в корпусе 5 выполнена вертикаль- ная канавка. Окна в и ролик 7 толка- теля предназначены для подъема по- следнего при реверсировании двига- теля После пуска двигателя клапаны вследствие их нагревания удлиняются. Если в клапанном приводе не будет зазора, то при удлинении клапан не будет садиться в седло и его герметич- ность нарушится. Следовательно, на- рушится нормальное течение процес- сов сжатия и расширения, а в резуль- тате прорыва газдв при горении кла- пан будет быстро обгорать и выйдет из строя. Поэтому при сборке привода и периодических проверках двигателя тепловой зазор в приводе регулируют болтами 3. Размер этого зазора для холодного двигателя указан в руко- водстве по его эксплуатации и колеб- лется в пределах 0,2—2 мм для впуск- ных и 0,3—2,5 мм для выпускных кла- панов Измеряют зазор щупом и обыч- но над торцом клапана. При работающем, прогретом двига- теле тепловой зазор уменьшается, но он обязательно должен быть. Во время работы двигателя его следует периоди- чески проверять. Для этого достаточно повернуть штангу 4: при наличии за- зора в момент, когда клапан закрыт, она легко поворачивается. Привод с разрезным рычагом. Кон- струкция приводов с кулачковыми шайбами на распределительном валу значительно упрощается при наличии разрезных рычагов. В данном случае 117
< йЛечО рычага, примыкающее к клапа- ну, и плечо, примыкающее к штанге, изготовляют каждое отдельно и жест- ко насаживают на общий валик. На рис. 82,6 изображен привод, кла- панный рычаг 27 которого выполнен неразрезным, а рычаги 24 и 26 пред- с+авляют собой два плеча разрезного рычага открытия впускного клапана. Рычаги 24 и 26 насажены на валик 29 на шпонках и закреплены на нем стяж- ными винтами. Валик 29 лежит в ро- ликовых подшипниках стойки 30, за- крепленной на крышке цилиндра. Ры- чаг 24 с помощью головки, нижняя по- верхность которой подвергалась це- ментации и закалке, может воздейст- вовать на шток клапана 25. На конце рычага 26 предусмотрен регулировоч- ный винт 23, сферический торец кото- рого Опирается в верхнюю головку штанги 22. Когда кулачковая шайба 17 набежит на ролик 18 толкателя 19, штанга 22, поднимаясь, повернет по часовой стрелке рычаг 26 вместе с валиком 29 и рычагом 24, открываю- щим клапан. Валик 29 является одновременно осью качания неразрезного рычага, имеющего также роликовый подшип- ник. Подшипники валика 29 и рычага 27 смазываются через каналы в вали- ке консистентным смазочным материа- лом от колпачковой масленки 28. Толкатели 19 направляет втулка 21, закрепленная на полке блок-картера. В каждый из толкателей вставлен упор 20 со сферическим торцом, в ко- торый упирается нижняя головка штанги 22. Ролик 18 толкателя фикси- руют в вырезах г нижней части втул- ки 21, благодаря чему предотвращает- ся поворот толкателя относительно его оси.
Головки штанг в данном случае сма- зывают вручную. Смазывание роли-? ка 18 и толкателя 19 происходит за счет оседания частичек масла из воз- духа картерного пространства. Ручное смазывание узлов клапанно- го ' привода — недостаток двигателя, Особенно автоматизированного, экс- плуатирующегося без постоянной вах- ты в машинной отделении или с сокра- щенным ее составом. Поэтому в дви- гателях, построенных за последние го- ды, предусмотрено централизованное Смазывание клапанного привода. В этом случае во избежание потерь масла крышки цилиндров закрыты колпаками (см., например, рис. 217). В необходимых случаях оборудуют и штанги закрытиями в виде кожухов (двигатели 6ЧРН36/45). В двигателях с большой частотой вращения часто применяют толкатели, условно называемые плоскими. У них нет роликов, и кулачковая щайба 1 (рис. 83, а) воздействует на плоскую поверхность головки 2 толкателя 3. Иногда у плоских толкателей пред-; усматривают форму стакана 4 (рис. 83,6), в углубление дна которо- го упирается сферическая головка штангй 5. Чтобы уменьшить изнаши-. вание торцовой поверхности толкате- ля, ось его часто смещают относитель-? но середины кулачковой шайбу (см. рис. 83, а). В этом случае при каждом^ набегании шайбы толкатель будет по- вертываться. Приводы открытия группы клапа- нов. У некоторых типов двигателей штанговые приводы применяют для одновременного открытия группы (от * двух до четырех) клапанов одинаково- го назначения. Так, у двигателя Д50, в котором по два впускных и выпуск- ных клапана на цилиндр, в приводе предусмотрены трехплечие рычаги: плечо для штанги расположено с од- ной стороны оси качания, два плеча для клапанов — с другой. Рычаги рас- положены один иад другим, в связи с чем у выпускных клапанов более длин- ные стержни, чем у впускных. 119
Рис. 83. Типы плоских толкателей нению, штока клапана при работе, ибо толкатель 14 опустится под давлением масла до упора в торец клапана. При подъеме штанги 11 клапанный рычаг повернется против часовой стрелки и ' его плечи 1, 4 надавят на траверсы 2, 3. При движении траверс вниз ша- риковый клапан 12 перекроет выход - масла из втулки 13 и траверса через слой масла откроет толкателями 14 клапаны. Гидротолкатели обеспечивают от- крытие и закрытие клапанов точно в моменты набегания кулачковой шай- бы на ролик толкателя и сбегания ее с ролика, а также уменьшают уровень шума при работе клапанного привода. Интересна конструкция клапанного привода двигателя 10Д40 (рис. 84). У этого двухтактного дизеля в крышке цилиндра установлено четыре выпуск- ных клапана, а продувочный воздух поступает через окна во втулке ци- линдра. Поскольку у всех клапанов одинаковое назначение, они должны открываться одновременно. Для этой цели служит трехплечий рычаг: его плечо 10 примыкает к штанге 11 при- вода, а плечи рычагов 1 и 4 через тра- версы 2 и 3 открывают клапаны 5. Каждая траверса предназначена для открытия двух клапанов. Хвостовик 8 траверсы движется в направляющей втулке 6, возвратное движение травер- сы осуществляется под действием пру- жины 7. Для регулировки сопряжений плеч рычагов 1 и 4 с траверсами 2 и 3 служат болты 9. Траверсы открывают клапаны с по- мощью гидротолкателей (см. узел /). Втулка 13 гидротолкателя запрессова- на в траверсу. Внутри втулки 13 нахо- дится толкатель 14, упирающийся в торец клапана 5. Пространство над толкателем заполнено маслом, посту- пающим через шариковый клапан 12 по каналу а масляной системы дизеля. Привод работает следующим обра- зом. Пока штанга 11 неподвижна, тол- катели 14 под давлением масла упира- ются в штоки клапанов 5, а траверсы 2 и 3~ в упорный болт 9 клапанного ры- чага. Зазора в клапанном приводе нет, но это не препятствует тепловому удли- I2Q | 27. Йаспредвтггельиы* валы Конструктивное исполнение распре-> делительных валов и их подшипников. > W быстроходных и нереверсивных дви- гателей распределительный вал часто выполняют заодно с кулачковыми шай-. бами, у остальных двигателей кулач- ? ковые шайбы насаживают на него. . Материалом для валов и шайб служат; цементируемые стали 15Х, 20Х, 12ХНЗА и стали 45, 50Г, 38ХС, 45X3 50Х, подвергающиеся поверхностной закалке. Распределительные валы тронковых дизелей с насаженными ку- лачковыми шайбами должны быть из-/ готовлены из стали с временным соЗ противлением разрыву не ниже 568 МПа. При нижнем расположении распре-? делительный вал заводят в гнезда ' блок-картера с торца двигателя. Что- - бы облегчить эту операцию, вал обыч- но изготовляют составным по длине.;' Способы соединения его частей раз- Личны. На рис. 85, а изображена поло- вина распределительного вала двига-; теля 6ЧСП18/22, на которой пред-^ усмотрен фланец 2 для соединения erbi со второй половиной. У двигателей тиЗ па НФД48 конец 4 (рис. 85,6) косо- вой части распределительного вала ; входит внутрь его расточной кормовой/ части 7. Соединение фиксируют шпоюЗ ка 8 и втулка 5, закрепленная вин-, том 6, ;;
Рис 84 Iрупповои клапанный криво 1 двш атсля 10Д40 121
Рис 85 Способы соединения составных рас- пределительных валов Для установки распределительного вала вместе с кулачковыми шайбами в гнезда выгородки блок-картера долж- ны быть предусмотрены шейки 3 (см. рис. 85,а), диаметр которых больше диаметра окружностей, описываемых вершинами кулачков шайб 1. Чаще в гнезда блок-картера заводят распреде- лительный вал вместе с надетыми на него подшипниками, которые выпол- няют из двух половин 1 и 3 (рис. 86, а) с наплавленным антифрикционным сплавом. Надетые на шейку 6 распре- делительного вала эти половины кре- пят болтами 2. После заводки распре- лительного вала в гнезда блок-кар- тера (блока цилиндров) каждый под- шипник фиксируют в гнезде 4 винтом 5 (двигатели типа Л275). /Концевой подшипник, изображенный на рис. 86,6, также состоит из двух половин 1 и 3. Его крепят винтами 7 к приливу 8 блока цилиндров. Рас- сматриваемые подшипники смазывают- Рис. 86 Подшипник распределительного вала 122 ся маслом, подводимым по каналам с торца или радиальным. При верхнем, надклапанном распо- ложении распределительные валы 7 и 10 (рис. 87, а, двигатель ЗД6) уклады-^ вают в расточки алюминиевых стоек 11, соединенных шпильками с голов* кой двигателя. Крышку 8 такого объ- единенного для двух валов подшипни-1 ка крепят шпильками 9. Смазочный материал поступает под давлением внутрь пустотелых валов 7; и 10 через концевой подшипник (рис. 87,6) по каналам 6, в и отвер- стие е, а далее поступает к подшипни- кам по радиальным сверлениям а (рис. 87, а). Распределительные валы 7, 10 приводятся в движение шестерня- ми 2, 3, 4, 5. Вал 1 приводит в движе- ние шестерню 2. Кулачковые шайбы. Распредели- тельный вал несет на себе кулачко- вые шайбы: для открытия впускных И выпускных клапанов, для привода топ- ливных насосов и иногда пусковых зо- лотников или пусковых клапанов. У, реверсивных двигателей предусмат- ривают два комплекта кулачковых шайб для переднего и для заднего хо- да. Если в двигателе установлен блоч- ный топливный насос со своим кулач- ковым валом, то на распределителе»-? ном валу кулачковые шайбы топлив- ных насосов не предусмотрены. На распределительном валу двух-; тактного двигателя с индивидуальны- ми топливными насосами высокого^ давления устанавливают лишь кула^-' ковые шайбы приводов этих насосов. Обычно кулачковые шайбы куют из вязкой стали каждую в отдельност» или в виде блока из нескольких шайб. Рабочие поверхности их цементируют и закаливают. На рис. 88,0 изображен участок рас- ; пределительного вала 'одного' цилин^- i ра двигателя 6С275Л. В нем преду-v смотрены блок 9 кулачковых шай<Г впускных клапанов и блок 1 кулачко-/ вых шайб выпускных клапанов. Каж- дый блок состоит из шайбы 12 перед-? него и шайбы 13 заднего хода: при ре-.; версировании распределительный валл передвигается и под толкателями ока-j зываются шайбы обратного хода. |
Шайбы зафиксированы на распреде- лительном валу 5 общей шпонкой 2 и стальными винтами 3, 10, Предотвра- щающими осевой сдвиг шайбы. Про- филь шайбы, называемый тангенци- альным, описан радиусами г и /? (см рис 88^а) Кулачковые шайбы топливных на- сосов насаживают на распределитель- ный вал так, чтобы их можно было по- ворачивать относительно вала. Это необходимо для регулирования момен- та начала подачи топлива В рассмат- риваемом случае кулачковые шайбы топливного насоса переднего 8 и зад- него 7 хода прикреплены к блоку 9 шайб впускных клапанов шпилька- ми 4 Для удобства монтажа у шайб предусмотрена объемная затылочная часть 11 Шайба 8 центрируется вы- ступом на блоке 9, а шайба 7—коль- цом 6. Возможность поворота («покат- ки») шайб обеспечивают специальной формой отверстий а под шпильки 4: при необходимости «покатить* шайбу ослабляют затяжку шпилек 4 и ту или другую шайбу повертывают на нужный угол. В двигателях типа НФД48 (рис. 88, б), все четыре шайбы впускных и вы- пускных клапанов выполнены единым блоком 15, зафиксированном на рас- пределительном валу 7 шпонкой 13 и винтом 1. Кулачковые шайбы передне- го 4 и заднего 6 ко я, а топливного насо- са в данном случае закреплены на шлицах. На вал 7 насажена ступица 8, зафиксированная той же шпонкой 13 и штифтом 5 На ступицу 8 свободно насажены шайбы 4, 6 топливного насо- са и блок 11 кулачковых шайб пуско- вых золотников,, закрепленный штиф- том 3 В блоке кулачковых шайб 15 предусмотрны конические переходные поверхности 14 При реверсировании Рис 87 Распределительные валы двигателей типа Д6 123
задержки перемещения распредели тельного вала'не будет Шайбы топливного насоса изготов- лены со шлицевыми поясами 9 и 10 Радиальные шлицы пояса 9 сцеплены со шлицами бурта ступицы 8 В поясе 10 сцеплены между собой шлицы шайб 4 и ,6, Сцепление (путем стягивания) шайб 4, 6 и 11 обеспечивает гайка 2, навернутая на ступицу 8 Гайка 2 за- стопорена замковой шайбой 12 Для «покатки» шайб 4, 6 необходимо от- дать гайку 2, сдвинуть вправо шайбу 4 или 6 в зависимости от того, какую из них требуется «покатить», и повер- нуть шайбу Поскольку в поясах 9 и 10 предусмотрено по 180 шлицев, «по- катка» шайбы на один зуб будет озна- чать поворот ее на 2° У высокооборотных двигателей при верхнем надклапанном расположении распределительные валы / и 10 (см рис 87, а) откованы заодно с кулачко- выми шайбами 6 выпуклого профиля Такие шайбы быстрее открывают кла- паны, чем шайбы с тангенциальным профилем, но сложны в изготовлении Приводы распределительных валов. При нижнем расположении распреде- лительный вал приводят во вращение от коленчатого вала шестерни, выпол- ненные косозубыми для плавного за- цепления В четырехтактном двигателе перио- дичность работы механизма газорас- пределения и подачи топлива такова один раз за два вращения коленчато- го вала, т е распределительный вал такого двигателя должен вращаться вдвое медленнее коленчатого, а у двухтактного — с той же частотой, что и коленчатый В целях уменьшения размеров ше- стерен приводы обычно изготовляют с промежуточными шестернями Так, на рис 89, а изображен привод с од ной промежуточной шестерней 2 сцепленной с ведущей шестерней / коленчатого и с ведо- мой 3 распределительного валов Поскольку двигатель четырехтактный (типа Л275), то у шестерни 3 вдвое больше диаметр, чем у ше стерни 1 Промежуточная шестерня 2 как из- вестно, на передаточное число влияния не ока зывает От шестерни 3 приводится также вал регулятора 4 Кожух шестерни 3 распредели- тельного вала увеличивает габаритные разме- ры двигателя Для уменьшения диаметра шестер- ни распределительного вала в приво- дах часто применяют двухступенчатую передачу В этом случае промежуточ- ных шестерен в приводе предусматри- вают две, жестко насаженные на об- Рис 88 К\ тачковыс шайбы распре целительных валов 194
Рис 89 Приводы распределительных валов щий вал Одна из них сцеплена с ше- стерней коленчатого, а другая — с ше- стерней распределительного валов. Пу- тем подбора размеров промежуточных шестерен можно получить небольшой диаметр шестерни распределительного вала. При надклапанном расположении распределительных валов в привод вводят промежуточные валы, которые используют и для привода различных механизмов. Ведущая коническая шестерня 13 (рис 89, б) коленчатого вала сцеплена с ведомой шестерней 14 наклонного вала 15 С помощью пары конических шестерен 11 и 16 наклонный вал 15 приводит в движение вертикальный вал 6, а шестерни 5 — воздухораспределитель и топливный насос (двигатель ЗД6) Второй наклонный вал 12 служит для привода заряд- ного генератора Вертикальный вал 6 парой конических ше- стерен 7 и 8 приводит в движение распреде- лительный вал впускных клапанов, а через пару цилиндрических шестерен 9 и 10 — вал выпускных клапанов Подобный привод применяется в V-образ- ных двигателях Фазы и диаграммы распределения четырехтактного дизеля. Моменты от- крытия и закрытия клапанов не совпа- дают с положениями поршня в м т. Выпускной клапан приходится откры- вать раньше, чем поршень придет в н. м т. в конце такта расширения Ес- ли такого опережения открытия кла- пана не предусматривать, то к началу хода поршня вверх давление в цилинд- ре не успеет снизиться до давления выпуска и на преодоление этого про- тиводавления газов будет расходо- ваться лишняя работа. Закрывать выпускной клапан целе- сообразно уже после перехода поршня через в м т. Скорость поршня вблизи мертвых точек незначительна, .и про- должающееся по инерции движение потока отработавших газов будет спо- собствовать отсосу газов из цилиндра. Отсюда же вытекает и целесообраз- ность открывать впускной клапан до прихода поршня в в. м. т., т. е. по- ступление свежего заряда одновремен- но с отсосом из цилиндра продуктов сгорания является продувкой ци- линдра. Вблизи н м. т. поршень также дви- жется с небольшой скоростью. Поэто- му в начале движения поршня вверх при такте сжатия в цилиндре еще бу- ч 125
дёт разрежение, а столб поступаю- щего в него воздуха будет обладать запасом кинетической энергии. Если задержать закрытие впускного клапа- на, то воздух по инерции будет продол- жать поступать в цилиндр: будет про- исходить дозарядка последнего. Следовательно, целесообразно от- крывать клапаны с опережениями, а закрывать их с запаздываниями отно- сительно положений поршня в мерт- вых точках Однако эти опережения и запаздывания не должны быть чрез- мерными Так, если выпускной клапан открыть слиш ком рано, то будет бесцельно теряться энер- гия еще работоспособного газа, а при чрезмер- но позднем его закрытии может происходить отсос продуктов горения из выпускного кол- лектора При чрезмерно раннем открытии впускного клапана может быть выброс отра- ботавших газов во впускной коллектор, а при слишком позднем его закрытии — выталкива- ние воздуха во впускной коллектор при начав- шемся сжатии Моменты открытия и закрытия кла- панов называют фазами газорас- пределения Йх определяют опыт- ным йутем и приводят в формулярах двигателей в виде углов опережения и запаздывания (по повороту криво- шипа) Для большей наглядности часто строят диаграмму газораспределения У четырехтактного двигателя она име- ет вид спирали (рис. 90) Угол аг Яв- ляется углом опережения открытия впускного клапана, а угол аь — углом Рис 90 Диаграмма газораспределения четы- рехтактного дизеля запаздывания его закрытия. Таким об- разом, впусйной клапан открыт в тече- ние аг-|-180°-|-а4о п. к. в., что составля- ет продолжительность процесса впу- ска. Угол ai — угол опережения пода- чи топлива. Процесс выпуска начина- ется с опережением на угол а5, когда открывается выпускной клапан, и за- канчивается с запаздыванием на угол а3 Общая продолжительность процес- са выпуска составляет as + 180°+a3° п к. в. Как видно из диаграммы, при угле п. к в аг-|-аз оба клапана — впускной и выпускной — открыты одновременно. Этот угол называют углом пере- крытия клапанов. У дизелей без наддува он равен 25—70° п. к. в. $ 28. Газообмен а двухтактных двигателях Типы продувок. В § 4 был рассмот- рен простейший способ продувки, на- зываемый поперечно-ще?левой (рис. 91,а). Его особенность заключа- ется в том, что выпускные 3 и проду- 5 вочные 4 окна расположены с разных сторон втулки цилиндра. Они соедине- ны соответственно с выпускным кол- лектором 2 и с ресивером продувочно- го воздуха 5. Продувочным оКнац придан наклон вверх, в связи р чем воздух движется сначала к крышке ци- линдра, затем, вытесняя отработав-, шие газы, меняет направление на об- ратное. х, Чтобы к моменту открытия проду- вочных окон давление в цилиндре ус-, пело снизиться и стать ниже давления продувочного воздуха, выпускные ок- ; на 3 предусмотрены выше продувоч- \ ных 4 Однако в этом случае поршень /, двигаясь вверх, закроет сначала продувочные окна, выпускные будут j еще частично открыты Процесс про*\ дувки после закрытия продувочных окон заканчивается, следовательно, через неполностью закрытые выпуск- « ные окна будет выходить (частичная ,; утечка) свежий заряД воздуха. Чтобы избежать это явленйе, у крупных двк-^ гателей выпускные и продувочные ок$| на выполняют одинаковой высоты, ноЦ 126
в ресивере продувочного воздуха ста- вят невозвратные клапаны, которые предотвращают заброс отработавших газов из цилиндра в ресивер при от- крытии окон; продувка начнется лишь при падении давления в цилиндре после открытия выпускных окон. При движении же поршня вверх продувоч- ный воздух будет поступать до момен- та закрытия и тех и других окон. С той же целью в некоторых крупных двигателях на выпускном патрубке ставят приводной золотник, привод ко- торого регулируют так, чтобы в мо- мент перекрытия поршнем продувоч- ных окон золотник перекрыл выпуск- ные. Способ поперечно-щелевой продув- ки широко распространен вследствие его простоты. В двигателях морского флота встречается петлевая продувка (рис. 91,6). Выпускные 3 и продувоч- ные 4 окна расположены с одной сто- роны цилиндра, причем выпускные — над продувочными. Выпускной коллек- тор 2 и ресивер продувочного возду- ха 1 находятся с одной стороны двига- теля. При таком расположении окон продувочный .воздух омывает цилиндр по всему контуру, начиная с днища поршня 5. Это очень важно, так как продувочный воздух охлаждает днище рорщня. В данном случае продувоч- нымркнам придан небольшой наклон вниз/ а днищу поршня, — вогнутая форма. Качество очистки цилиндра при пет- левой продувке несколько <ыше, но утечка свежего заряда больше, чем При поперечно-щелевом способе про- дувки. Поэтому в двигателях большой мощности на выпускных патрубках ставят золотники, перекрывающие вы- пускной патрубок по окончании про- дувки. При рассмотренных схемах продув- ки в цилиндре движутся встречные по- токи воздуха и выпускных газов, вследствие чего воздух и газы переме- шиваются. В местах изменения направ- ления движения воздуха появляются вихри, в связи с чем там остаются от- работавшие газы. Поэтому качество очистки цилиндра в таких двигателях нитце, хЧем в четырехтактных. Рис. 91 Способы контурных продувок Качественная (не уступающая очи- стке в четырехтактных двигателях) очистка цилиндра обеспечивается при прямоточных способах продувки. Суть способа заключается в том, что вы- пуск газов происходит с одного конца цилиндра, а впуск продувочного воз- духа — с другого. Это достигают уста- новкой в крышке цилиндра выпускных клапанов 1 (рис. 92,а). Поршень 2 открывает лишь продувочные окна а, а клапаны 1 открываются с помощью привода, как и у четырехтактных дви- гателей. Продувочные окна а располо- жены по всей окружности цилиндра, причем им придан тангенциальный на- клон для образования спирального вихря продувочного воздуха. Ресивер продувочного воздуха б опоясывает втулку цилиндров по всей окружности. Рис 92 Способы прямоточных продувок 127
Так, прямоточно-клапанный способ про- дувки применен в двигателях 10Д40, имеющих наибольшую на речном флоте агрегатную мощность В дизелях большой мощности широ- ко применяют также прямоточно-ще- левой способ продувки (рис. 92,6). В цилиндре предусмотрены два порш- ня: верхний 5 и нижний 7. Верхние поршни двигателя работают на верх- ний коленчатый вал 4, а нижние — на основной нижний вал 8. Валы сообще- ны вертикальным валом 3 и кониче- скими шестернями. Верхний поршень 5 открывает и закрывает продувочные окна в, а нижний — выпускные г. Поршни движутся противоположно. Когда они сходятся к внутренней мертвой точке, в цилиндре происходит сжатие и форсунка 6 впрыскивает топливо. Затем под давлением газа поршни расходятся, открывая в конце хода расширения выпускные (пор- шень 7) и впускные (поршень 5) окна. Рассмотренный способ продувки пред- усмотрен в отечественных тепловозных двигателях Д100. Двигатели с противоположно дви- жущимися поршнями (ПДП) строят и многорядными. Так, в отечественном дизеле марки 58 (16ДНП23/2Х30, 16ДРПН23/2Х30) мощностью 3312 кВт при частоте вращения 643 мин~’ два ряда цилиндров с ПДП при четырех коленча- тых валах Встречаются двигатели ПДП с другими кинематическими схемами треуголь- ные («дельтик») с тремя рядами цилиндров и тремя коленчатыми валами, ромбовидные с четырьмя рядами, четырьмя валами и др При прямоточном способе продувки легко осуществить дозарядку цилинд- ра, если предусмотреть закрытие вы- пускных окон или клапанов раньше продувочных. У двигателей с ПДП для этого верхний и нижний кривоши- пы располагают под углом, отличным от 180°,' ходы поршней делают раз- ными. Диаграммы газораспределения. Так как рабочий цикл двухтактного дви- гателя совершается за 360° п. к. в., диаграмма его газораспределения име- ет вид кольца (рис. 93). При простей- шем способе поперечно-щелевой или петлевой продувки (рис 93, а) угол аз, характеризующий продолжительность выпуска, всегда больше угла аз про- дувки выпускные окна открываются раньше, а закрываются позднее проду- вочных При прямоточных и некоторых других способах продувка может быть закончена даже позднее выпуска. По- этому продолжительность впуску (угол J аз, рис. 93,6) может быть больше про-, должительности выпуска (угол а^}., В этом случае по окончании выпуска i происходит так называемая доза-, рядка цилиндра. В обеих диаграммах (см. рис. 93) , угол ai является углом опережения^ подачи топлива. 1 { 428
Рис 95 Схема работы роторного продувочного насоса Зак 572 129
Поршневой продувочный насос. Про- дувочный воздух вырабатывают про- дувочные насосы. В простейшем вари- анте таким насосом может быть кри- вошипная камера (т. е. картерное _ пространство) при условии, что дви- гатель одноцилиндровый или криво- шипные камеры цилиндров разобще- ны. При движении поршня вверх в кривошипной камере создается разре- жение и в нее засасывается из атмо- сферы воздух, рри движении поршня вниз сжимаемый поршнем в камере воздух поступает через канал и проду- вочные окна в цилиндр. В судовых дизелях устанавливают специальные продувочные насосы — поршневые, роторные или центробеж- ные— с приводом от коленчатого вала, создающие избыточное давление воз- духа 10—50 кПа. Поршневые насосы используют для тихоходных двигателей, причем иног- . Да (рис. 94) их изготовляют с двумя , поршнями на одном штоке (тип тан- дем). Цилиндр 10 насоса промежуточ- ном днищем 14 разделен на две поло*, сти, каждая из которых является насо- сом двойного действия. Соответствен- но этому на штоке 4 насоса закрепле- ны два поршня: верхний 11 и нижний 16. Шток соединен с крейцкопфом 3 и приводится в движение шатуном 2 от приставного кривошипа 18 коленчато- го вала. В цилиндре насоса установлены сек- ции пластинчатых клапанов: всасыва- ющих 5, 6, 7, 9 и нагнетательных 12, 13, 15, 17. К всасывающим клапанам по патрубку 8 поступает воздух из ат- мосферы; от нагнетательных клапанов он направляется в полость а и из нее— в ресивер. „Если поршни будут двигаться вниз, в верхних полостях будет происходить всасывание. Атмосферный воздух че- рез клапаны 6, 9 поступит в верхние полости, а из нижних нагнетаемый воз- дух пройдет через клапаны 13, 17 в полость а и далее в ресивер продувоч- ного воздуха. После того как поршни из н. м. т. начнут1двигаться вверх, воздух будет засасываться через клапаны 5 и 7 в нижние полости, а из верхних полостей 130 нагнетаемый воздух пойдет через кла- паны 12 и 15 в ресивер. Конструкция всасывающих и нагне- тательных клапанов одинаковая. Они состоят из ряда пластин 1, закреплен- ных одним концом на корпусе 19. При движении воздуха из внутренней части корпуса 19 пластины отгибаются и пропускают его. Обратное движение воздуха невозможно, так как пласти- ны ложатся на корпус, закрывая про- ходные щели. Над пластинами уста-' новлены отбЪйники 20. Роторный продувочный насос. Неко- торые двухтактные двигатели обору- дованы роторными продувочными на- сосами. На рис. 95 изображена схема роторо- ного насоса, установленного в двига- телях Д100 и 37Д. Внутри корпуса / расположены два трехлопастных рото- ра 2 и 3. Валы, на которые насажены роторы, сцеплены внешними шестерня- ми и вращаются синхронно. Зазоры между роторами 2 и 3 и стенками кор-'" пуса и роторами небольшие. ч При вращении роторы переносят воздух в направлении, - показанному стрелками. Сравнивая приведенные на рис. 95 три последовательных положе- . ния роторов, можно установить, что затушеванная площадь справа от ро- торов уменьшается, т. е. они вытесня- ' ют воздух в ресивер. В то же время площадь слева увеличивается (из срав- нения положения 1 с положениями 11 и ///), т. е. происходит всасывание. Продувочный насос такого типа мо^кет быть только у нереверсивного двига- теля. $ 29. Газопроводы* Общая схема газопровода двигате- лей без наддува изображена на рис. 96, а. Для распределения по ци- . линдрам всасываемого воздуха и сбо- ра выпускных газов предусмотрены впускной 8 и выпускной 7 коллекторы. , Двигатели береговых установок и ос©* бенно берегового транспорта снабжают- воздушными фильтрами, задерживай- f щими пыль. На судовых дизелях без' наддува фильтры не всегда ставят, | . J
так как они увеличивают сопротивле- > ние всасыванию, а вместо фильтра во всасывающем коллекторе 8 предусмот- рена решетка 10, задерживающая слу- чайные предметы. Решетки ставят, как правило, с одного торца коллектора, другой его торец глушат. При этом патрубок 9 первого цилиндра будет ближе к месту забора воздуха (к ре- шетке 10)’, чем патрубки остальных цилиндров, вследствие чего условия ра- боты цилиндров будут разные. Поэто- му у двигателей типа НФД48 во вса- сывающем коллекторе предусмотрена, продольная щель а (рис. 96,6) для впуска воздуха между его корпусом // и крышкой 12. Вдоль щели установле- на решетка 13. Выпускные газы отводятся из выпу- скного коллектора 7 (см. рис. 96, а) чаще всего с торца. С помощью пере- ключающей заслонки 1 газы могут быть направлены в котел-утилизатор 6 или, минуя его, по трубе 2— непо- средственно в глушитель 5. В различ- ных местах газопровода обычно ста- вят компенсаторы 3, допускающие взаимное осевое смещение труб при их нагревании. Котел-утилизатор использует тепло- ту выпускных газов, температура ко- торых может быть от 420 до 750 К. Глушитель 5, предназначенный для уменьшения шума выпуска, вмонтиро- ван внутри кожуха 4 дымовой трубы. Газопровод двухтактных двигателей отличается от рассмотренного выше впускным трубопроводом: вместо впу- скного коллектора в нем предусмотрен ресивер продувочного воздуха, соеди- ненный с продувочным насосом. Глушители выпуска и искрогасите- ли. Выпускные газы создают сильный шум при выпуске вследствие пульса- ции Образующихся при истечении га- зов вихрей. Глушитель снижает нерав- номерность потока газов и уменьшает их скорость. На суда5с важно не толь- ко’-уменьшить шум, но и воспрепятст- вовать вылету с газами из дымовой трубы искр. С этой целью ставят глущитеЛи с искроулавливанием (рис. 97, а) или искрогасители. Выпу- скные газы, попав в глушитель по па- трубку /, Направляются в пространст- 5* к Рис. 96. Газопровод и всасывающие коллек- торы во между стенками внешнего 2 и внут- реннего 3 цилиндров. Поскольку объ- ем этого пространства значителен, га- зы расширяются, скорости их вырав- ниваются (пульсация уменьшается). Затем через окна а газы проходят внутрь цилиндра 3. В результате дроб- ления потока и трения при переходе через окна наблюдаются дальнейшее уменьшение пульсации газов и потеря их энергий. Этому же способствует переход газов из верхней части ци- линдра 3 в нижнюю вдоль направля- ющих лопаток 5, укрепленных на от- ражателе 6. Лопатки направляют газы по винто- вой линии, в связи с чем под действи- ем центробежной силы механические примеси (сажа) отбрасываются к стен- кам цилиндра 3. Крупные примеси вы- падают и по конусу 7 поступают в ко- пильник 8. Мелкие частицы, улавлива- емые окнами б, попадают в карман в, а из него в копильник S/Газы выходят * 131
Рис 97 Схемы глушителей выпуска из глушителя в атмосферу по патруб- ку 4 Суда, перевозящие нефть и нефте- продукты, в настоящее время обору- дованы искрогасителями мокрого ти- па Газы перед выходом из такого иск- рогасителя проходят водяную завесу, искры гаснут, шум уменьшается, по- этому у охлажденных газов меньше пульсация Воду после искрогашения выбрасы- вают В результате этого загрязняется окружающая среда Кроме того, вода вызывает коррозию элементов систе- мы искрогашения ** АЦКБ Минречфлота создало и ус- пешно внедряет на танкерах искрога- сители сухого типа (рис 97,6) Газы от главных двигателей или котлов по- ступают через патрубок 1 корпуса 2 в центробежный аппарат 3 с лопатка- ми 5, где получают вращательное дви жение Частицы сажи под действием центробежной силы отбрасываются и попадают через щели-ловушки г отде 1J2 лительной камеры д в пространство между корпусом 2 и цилиндрически вставкой 4, откуда их периодически убирают § 30. Турбокомпрессоры Наполнение и выпуск при наддуй^ К впускным клапанам четырехтактно* го двигателя с наддувом воздух и® наддувочного коллектора поступает под избыточным давлением Вследст- вие увеличения массы воздуха при, том же объеме цилиндра можно повы^ сить цикловую подачу и получить боль-: шую мощность, чем у двигателя без наддува Это значит, что наддув явля- ется способом форсирования двигате- ля по работе цикла, по среднему инди*. каторному давлению При любом способе форсирования" сокращается срок службы двигателя^: поэтому при внедрении наддува прн^ нимают меры к снижению тепловых на^ я
пряжений деталей цилиндропоршневой группы (ЦПГ). Некоторые из них рассматривались выше, в данном па- раграфе будут указаны меры, относя- щиеся к периоду газообмена. Продувка цилиндра наддувочным воздухом в конце хода выпуска спо- собствует охлаждению деталей. ЦПГ. Ее можно осуществить в том случае, когда давление наддувочного воздуха (обычно не ниже 130 кПа) будет боль- ше давления газов в выпускном кол- лекторе. К концу хода выпуска давле- ние за выпускным клапаном бывает выше атмосферного. Оно равно сумме относительных сопротивлений трубо- провода, турбины и, возможно, котла- утилизатора с глушителем, т. е. при- мерно. 110 кПа. Если иметь в виду один цилиндр, то такое соотношение давлений реально. Но в многоцилинд- ровом двигателе картина может быть другой. В начале свободного выпуска давление газов составляет 200— 500 кПа. Если в двигателе один вы- пускной коллектор, то газы импульсно будут поступать в коллектор: через угол поворота вала, соответствующий углу расклинки кривошипов. В резуль- тате в коллекторе установится сред- нее давление, которое будет меньше, чем в начале, но больше, чем в конце выпуска. Оно будет мало отличаться от давления наддува, в связи с чем продувка цилиндра станет невозмож- ной. Следовательно, в многоцилиндровом двигатеде необходима такая организа- ция выпуска, чтобы к моменту закры- тия выпускного клапана одного ци- линдра, в коллектор не поступали газы из другого. Данное требование будет выполнено в том случае, если время между выпусками из разных цилинд- ров будет больше продолжительности выпуска, т. е. не меньше 240° п. к. в. Исходя из этого двигатели с газотур- бинным наддувом оборудуют несколь- кими выпускными коллекторами (ше- стицилиндровый четырехтактный — двумя, восьмицилиндровый — четырь- мя). Цилиндры к коллекторам присо- единяют с учетом необходимости обес- печения указанного промежутка меж- ду выпусками. Для повышения эффективности ПрОг дувки цилиндра наддувочным возду- хом увеличиваются угол запаздыва- ния закрытия выпускного и угол one- - режения открытия впускного клапанов, а в конечном счете угол перекрытия клапанов, который у дизелей с надду- вом может быть от 75 до 142° п. к. в., если иметь в виду двигатели серийно- го флота. Тепловые напряжения деталей ЦПГ снижаются также при охлаждении наддувочного воздуха, для чего уста- , навливают воздухоохладители. При водяном охлаждении температуру наддувочного воздуха после охлади- . теля можно довести до значения, на 10—15 °C превышающего температуру . охлаждающей воды. Обычно темпера-' тура воздуха снижается в. охладите- ле не менее чем на 20 °C. Благодаря продувке цилиндра и ох- лаждению наддувочного воздуха не только снижаются тепловые напряже- ния, но и повышается мощность двига- теля: в результате продувки почти пол- ностью удаляются остаточные газы, а вследствие охлаждения увеличивается плотность воздуха. И то и другое способствует увели- чению массы свежего заряда, что поз- воляет повысить цикловую подачу топлива. Однако установка охладите- ля, оказывающего сопротивление дви- жению наддувочного воздуха, может привести к такому снижению давле- ния впуска, которое сведет на нет эффект от охлаждения. Поэтому . согласно ГОСТ 10598—82 потеря давления воздуха в охладителе надду- вочного воздуха не должна превышать 1,75% давления наддува, а Но абсо- лютному значению 4,9 кПа. Компрессоры наддувочного воздуха. На речном флоте применяют лишь центробежные компрессоры наддувоч- ного воздуха. На рабочем колесе (рис. 98,а), насаженном на вал «?, предусмотрены лопатки /, к которым через всасывающую камеру 2 поступа- ет воздух из атмосферы. Увлекаемый вращающимися лопатками воздух под действием центробежной силы движет- ся по межлопаточныдо каналам в на- правлении от центра вала, затем через 133,
Щелевой б и улиточный а каналы-диф- фузоры проходит к выходному патруб- ку 5. К камере 2 присоединены воздуш- ный фильтр и глушитель,'уменьшаю- щие шум, создаваемый всасывающим воздухом. Для обеспечения безударно- го входа воздуха на лопатки рабочего колеса во всасывающей камере пред- усматривают направляющий аппарат. Но чаще вместо аппарата загибают вперед входные кромки 6 лопаток /, образуется так называемый вращаю- щийся направляющий аппарат. В боль- шинстве компрессоров наддувочного воздуха предусмотрены-лопатки 1, на- правленные радиально, и рабочее ко- лесо 4 полузакрытого типа. Встреча- ются компрессоры с рабочим колесом 7 закрытого типа (рис;. 98,6): лопат- ки 8 расположены у них между двумя торцовыми стенками. У полузакрыто- го колеса одной (с внешнего торца) стенки нет. При закрытом колесе ло- патки 8 могут быть загнуты назад, что увеличивает к. п. д. компрессора, но такое колесо применяют лишь при умеренных частотах вращения. Щелевой б и улиточный а каналы- диффузоры служат для преобразова- ния кинетической энергии воздуха в потенциальную, т. е. для уменьшения скорости воздуха, в результате чего повышается его давление. Ширина b щели канала б на выходе может быть больше, чем на входе. Однако даже при постоянной ширине щели, как это изображено на рис. 98, а, площадь вы- ходного сечения, равная rcDib, будет больше площади jtDib входного. Сле- Рис. 98. Схема центробежного компрессора 134 довательно, скорость воздуха при вы- ходе из диффузора б будет меньше, чем при входе в него, а давление — выше. В щелевых диффузорах некото- рых компрессоров предусматривают направляющие лопатки. Для компрес- соров, работающих на переменных ре- жимах, более приемлемы безлопаточ- ные диффузоры. Площадь поперечного сечения ули- точного диффузора а увеличивается по направлению к выходному патруб- ку 5 (см. рис. 98,а). Таким образом, в этом диффузоре скорость воздуха будет продолжать уменьшаться, а дав- ление — повышаться. Газовые турбины. В двигателях средней и большой мощности для соз- дания наддува устанавливают газовую турбину осевого типа (рис. 99,а). Корпус турбины состоит из входной 10 и выходной 9 частей. Внутри входной части расположен неподвижный на- правляющий аппарат 3 с лопатками 1. Вал 8 откован заодно с рабочим коле- сом 7. Выпускные газы из двигателя под избыточным давлением поступа- ют через патрубки 2 входной части 10 корпуса в кольцевую камеру а. Затем проходят между неподвижными лопат- ками 1 направляющего аппарата 3. На этих лопатках выпускные газы расши- ряются первоначально, в результате чего их потенциальная энергия преоб- разуется в кинетическую. С большой скоростью газы двигаются в осевом направлении под оптимальным углом на лопатки 4. В этот момент происхо- дит преобразование кинетической энер- гии газа в механическую энергию вра- щения рабочего колеса 7. На противо- положном конце вала рабочего колеса насажено колесо компрессора надду- вочного воздуха. Израсходовав большую часть энер- гии, минуя обтекатель 6, предохраняю- щий вал 8 турбины от теплового воз- действия и предотвращающий завих- рение газов, они выходят через патру- бок 5 в выпускной трубопровод. При малом количестве газа высота лопаток турбины должна быть неболь- шой, что снижает к. л. д. турбины. По- этому для наддува двигателей малой мощности преимущественно применя-
Рис. 99. Схемы газовых турбин ют турбины радиального типа (рис. 99,6). В радиальную турбину газы от дви- гателя поступают через патрубок J2 в распределительный канал а, опоясы- вающий лопатки 1 направляющего ап- парата по окружности. С этих лопаток газы двигаются в радиальном направ- лении (отсюда название турбины) на лопатки 13 рабочего колеса 14 и вра- щают его вместе с валом 11, а затем через отверстие во фланце 15 уходят в выпускной трубопровод.. Радиальные турбины отличаются повышенной бы- строходностью,. поэтому надежность работы подщипников турбины меньше. Рабочие колеса радиальных турбин изготовляют, как правило, из стально- го литья. Лопатки рабочих колес осе- вых турбин обычно выполняют отдель- но и вставляют в гнезда колеса турби- ны. Иногда для предотвращения виб- рации лопатки просверливают, а через отверстия пропускают бандажную про- волоку. Часто лопатки приваривают к ступице колеса. Питание газовых турбин. Как было отменено ранее, выпускные газы дви- гателей с наддувом поступают в не- сколько коллекторов, с тем чтобы мож- но было организовать продувку ци- линдра наддувочным воздухом. Пло- щадь поперечного сечения выпускных коллекторов небольшая. Характер дав- ления газов в коллекторе и перед тур- биной сохраняется почти таким же, как и прй выходе из цилиндра, т. е. пульсирующим, импульсным. В связи с этим подобный газотурбинный над; дув называют импульсным. При таком наддуве мощность турбины на 20— 50% больше, чем это было бы, при по- стоянном давлении в выпускном кол- лекторе. Импульсная турбина быстрее набирает частоту вращения при пуске " двигателя или при увеличении на него нагрузки. На рис. 100, а приведена схема трубопро- водов для шестицилиндрового четырехтактно- го двигателя с импульсным наддувом. К двум выпускным коллекторам цилиндры присоеди- нены с учетом порядка их работы. Так, при порядке работы цилиндров 1—5—3—6—2—4 , в один из коллекторов поступают газы из ци- линдров 1, 3, 2, в другой — из цилиндров 5; 6, 4. Следовательно, в каждый из коллекторов газы будут поступать импульсами, следующи- ми один за другим через 240® угла п.к.в. На рис. 100, а вместимость выпускных кол- . лекторов разная: для цилиндров /, 2 и 3 больше, чем для цилиндров 4, 5 и 6. В связи с этим условия работы цилиндров и импульсы давлений перед турбиной будут разными. Что- бы выровнять условия работы цилиндров и турбины, иногда применяют особый порядок работы цилиндров. Так, у двигателя Д50 по- рядок работы цилиндров Следующий: 1—3— 5—6—4—2. Как видно из рис. 100, б, вме- стимости коллекторов в данном случае при- мерно равны. Такой же результат поЛучен при порядке работы цилиндров 1—2—3—6—5-г4, характерном для двигателей 6НФД48АУ. 135 ,
Рис, 100. Схемы газопроводов при наддуве: Т — турбина; Н — нагнетатель У двигателей с числом цилиндров больше шести для организации импульсного питания турбины двух коллекторов недостаточно. В связи с этим у восьмицилиндрового двига- теля предусматривают четыре коллектора. На рис. 100, в дана схема двигателя с порядком работы цилиндров 1—3—5—7—8—6—4—2. ( При газотурбинном наддуве объеди- няют два тепловых двигателя —, дизель и газовую турбину; дизель обеспечива- ет турбину рабочим газом, а послед- няя приводит в движение компрессор, питающий дизель воздухом. Экономич- ность и надежность такой комбиниро- ванной установки зависит от согласо- ванности работы ее составных час- тей, т. е. дизеля, турбины и ком- прессора. Типы турбокомпрессоров. В соответ- ствии с ГОСТ 9658—81 турбокомпрес- соры для наддува изготовляют двух типов: ТКР — с центробежным ком- прессором и центростремительной (ра- диальной) турбиной; ТК—с центро- бежным компрессором и осевой турби- ’ ной. Турбокомпрессоры обоих типов могут быть трех исполнений: И — низкого давления, т. е. со сте- пенью повышения давления рн/ро=^,9 (рн — давление воздуха после компрес- сора (нагнетания), р0 — давление ба- рометрическое) ; С — среднего давления, со степенью повышения давления более 1,9 до 2,5; В,— высокого давления, со степенью повышения давления более 2,5. На речном флоте встречаются лишь турбокомпрессоры низкого давления: при таком давлении наддува можно обеспечить увеличение мощности дви- гателя при умеренных тепловых на- ' пряжениях деталей. У большинства двигателей серийного флота давление наддува 130—150 кПа, т. е. степень повышения давления 1,25-г-1,45, это < 136 • / . обусловливает повышение мощности у них по сравнению с аналогичными дви- гателями без наддува примерно в 1,5 раза. У некоторых дизелей (Г70, М401А) давление наддува составляет 170 кПа, т. е. степень повышения дав- ления 1,65. Согласно ГОСТ 9658—81 в условном обозначении турбокомпрессоров, кро- ме типа, указывают номинальный диа- метр колеса компрессора в см, испол- нение, модификацию. Так, например, турбокомпрессор марки ТКР-НН-1 можно расшифровать так: турбо- компрессор с радиальной турбиной, диаметр рабочего колеса компрессора НО мм, низкого давления, первой модификации. На ряде двигателей флота установ- лены турбокомпрессоры зарубежного производства. Схема турбокомпрессора осевого ти- па. Остов турбокомпрессора состоит из трех частей (рис. 101, а): входно- го 1 и выходного 5 корпусов турбины и корпуса 4 компрессора с расширен- ной частью /8. Части остова закреп- лены так, чтобы можно было одновре- менно изменять их положение в пло- скости, перпендикулярной оси вала. Одновременный поворот - корпусов не отражается на работе турбокомпрес- сора, но позволяет смонтировать его так, чтобы подводить к нему трубо- проводы. Согласно ГОСТ 9658—81 у осевых турбокрмпрессоров должна быть обеспечена возможность поворо- та корпусов на угол, кратный не более чем 30°. У входного корпуса 1 импульсной турбины столько же входных патруб- ков 2, сколько выпускных коллекторов у двигателя. На рисунке показаны два патрубка. Соответственно направляю-
щий аппарат разделен на две разоб- щенные секции I и II. При четырех коллекторах будет четыре патрубка и четыре секции В средней части вход- ного корпуса предусмотрена полость а для подшипника 9 рабочего вала. Она окружена пространством в для охлаж- дающей воды. Охлаждение входного корпуса необходимо для обеспечения надежной работы подшипника и сни- жения тепловой напряженности дета- лей турбины Выходной корпус 5 турбины являет- ся обычно несущим: он крепится к остову двигателя лапами 6. Для снижения температуры обрабо- тавшего газа и, следовательно, его про- тиводавления входной I и выходной 5 корпуса турбины охлаждаются водой, поступающей из системы охлаждения двигателя через патрубки 7 в полости в и и. Охлаждение стенки, примыкаю- щей к компрессору, предотвращает по- догрев газами воздуха в нем. С этой же целью часто предусматривают теп- лоизоляционную или охлаждаемую водой вставку 12. Для защиты вала ро- тора от действия газа в выходной по- лости б устанавливают отражатель II. Корпус 4 компрессора выполняют неохлаждаемым. В средней его части находится полость д для подшипника 15 ротора, вокруг которой проходит входной канал г для всасываемого воздуха Перед каналом или внутри не- го должны быть устройства для глуше- ния шума, создаваемого всасываемым воздухом. Вокруг рабочего колеса 13 компрес- сора располагается щелевой диффузор ж\ через него нагнетаемый рабочим колесом воздух поступает в улиточный диффузор е, а из йего к выходному патрубку 3 и дальше в наддувочный коллектор. На рис. 101, а показан ло- паточный щелевой диффузор. Он име- ет лопатки 21, сечение между которы- ми к выходу увеличивается. Ротор турбокомпрессора выполняет- ся с общим для турбины и компрессо- ра валом Вал 19 турбокомпрессоров осевого типа опирается на подшипни- ки 9 и /5 по концам его. Применяют как подшипники качения, так и сколь- жения. При подшипниках качения уменьшаются потери на трение, но они имеют меньший срок службы и нестой- ки при ударной нагрузке. В связи с последним обстоятельством подшипни- ки качения устанавливают в упругих втулках, амортизирующих колебания вала ротора. В подшипниках скольже- ния часто применяют с той же целью плавающие втулки. Они вставляются в гнездо подшипника свободно и, сле- довательно, имеют два масляных слоя: между гнездом и втулкой и между втулкой и валом. Срок службы подшипников скольже- ния в 3—5 раз больше, чем подшипни- ков качения. Подшипники скольжения имеют циркуляционную смазку, тогда как подшипники качения часто смазы- ваются маслом, забрасываемым из ванны, создаваемой в полостях а и д. Рабочее колесо 20 осевой турбины, несущее на себе лопатки 10, выполня- ют обычно заодно с валом 19. Рабочее колесо 13 компрессора чаще всего си- дит на шпонке и крепится с - торца гайкой или кольцом, насаженным в горячем состоянии. На рис. 101, а по- казано рабочее колесо 13 закрытого типа: лопатки колеса находятся меж- ду двумя его торцовыми стенками. В целях повышения к. п. д. компрессо- ра при закрытых колесах применяют лопатки 22, загнутые назад. Схема турбокомпрессора радиально- го типа. Остов турбокомпрессора с радиальной турбиной (рис. 101,6) также состоит из трех частей: корпу- са 5 турбины, корпуса 2 подшипников и корпуса 1 компрессора. Возможность взаимного поворота частей остова обеспечивается и в турбокомпрессорах радиального типа, но для них допуска- ется кратность угла поворота, рав- ная 45°. У корпуса импульсной радиальной турбины каналы а и б для входа газа, поступающего через патрубки 4 и 3, также раздельные. Из этих каналов по лопаткам 8 и 9 направляющего ап- парата 12 он движется на лопатки 10 рабочего колеса 15, с которых выходит через центральный патрубок 13. Корпус 2 подшипников делается не- сущим. В нем заключены подшипник 16 турбины и подшипник 18 компрес- • 137
сора. Со стороны турбины прёдусмот- рена полость е для охлаждающей воды. Корпус 1 компрессора имеет цент- ральный Патрубок 7 для входа возду- ха, щелевой в и улиточный д диффузо- ры. Из улиточного диффузора воздух выходит через патрубок 6 с флан- цем 20. Вал 17 турбокомпрессоров с ради- альной турбиной опирается на под- шипники скольжения 16 и 18 средней частью. Рабочее колесо 15 турбины обычно приваривается к валу. Рабо-/ чее колесо 22 компрессора чаще всего насаживается на шлицы вала и кре- пится гайкой-обтекателем 21. Направ- ление лопаток 23 встречается только радиальное, входные кромки их заги- баются вперед по направлению вра- щения. Уплотнения. В турбокомпрессоре предусмотрены уплотнения между ра- бочим валом и корпусом, отделяющие полости подшипников х от газовой и воздушной полостей турбины и ком- прессора, и уплотнения, разделяющие газовую и воздушную полости. Роторы турбокомпрессоров враща- ются с частотой 10000—35000 мин-1. При такой частоте вращения надежны лишь уплотнения лабиринтового типа. В турбокомпрессорах с конце- выми подшипниками применяют обыч- но осевые уплотнения (см. рис. 101, а) 8 со стороны подшипника турбины, 17 между воздушной и газовой полостя- ми, 16, препятствующее утечке нагне? таемого воздуха, и 14 со стороны под* шипника компрессора. У турбоком- прессоров консольного типа (см, рис. 101,6) чаще встречаются ради- альные уплотнения: 14 со стороны тур- бины, 19 со стороны компрессора, но имеются участки и с осевыми уплотне- ниями, как, например, участок 11 со Рис 101 Турбокомпрессоры осевого * d 138
стороны турбины. Радиальные уплот- нения предусматривают и в компрес- сорах с концевыми подшипниками. Когда диаметры деталей значитель- ны, обычно применяют осевые лаби- ринтовое уплотнения гребешково- го типа (рис. 102,о). На рабочем валу 4 протачивают канавки, в кото- рые вставляют гребешки 2 из отбор- тованной ленты. Их закрепляют на ро- торе проволочными кольцами 3. Газ, Просачивающийся в зазор между гре- бешком 2 и корпусом /, попадает в пространство' между гребешками. На внхреобразование в этом пространст- ве тратится энергия газа. После прохо- да нескольких гребешков энергия его Снижается и он не может преодолеть сопротивление щели. В одном уплотне- нии делают 6—8 гребешков. Иногда гребешки вытачивают совместно с ро- тором. При небольшом диаметре шейки ро- тора устанавливают лабиринто- вые втулки (риС. 102,6). В дан- ном случае гребешки 7 предусмотрев ны на втулке 8. В этом случае тормо- зящий зазор образуется между гре- бешком и шейкой вала ротора 4. По- скольку лабиринтовые втулки ставят обычно для, уплотнения полости под- шипника, со стороны этой полости на рабочем валу предусматривают отбой- ный гребень 5 для сброса масла и гре- бень 6 на втулке. Радиальные лабиринтовые уплотне- ния выполняют в виде нескольких кон- центрических гребней 10 на рабочем колесе 11 (рис. 102, в) и аналогичных гребней 9 на стенке 1 корпуса. Ради- альное уплотнение может быть с от- бойным гребнем, предотвращающим проход масла. Турбокомпрессор типа ПДГ (PDH). Для примера на рис. 103 изображен типа (а) и радиального типа (б) 139
Рис 102 Типы лабиринтовых уплотнений турбокомпрессоров турбокомпрессор ПДГ16Н (PDH16N). Его применяют для наддува двигате- лей 6Л160ПНС. Аналогичные турбо- компрессоры большей подачи устанав- ливают на двигателях 6Л275ПН (ПДГ35Н) и на двигателях 8НФД48АУ (ПДГ50Н) Турбина турбокомпрессора импульс- ная с двумя каналами для подвода га- зов. Направляющий аппарат 38 при- креплен к входному корпусу 5 турби- ны винтами 9 В средней полости кор- пуса установлен шариковый подшип- ник 2 турбины, помещенный внутри стальной пружинящей втулки 1 Мас- ло для смазывания подшипника, увле- каемое из масляной ванны диском 5, через окно корпуса 4 поступает к под- шипнику Выходной корпус 10 турбины крон- штейнами 33 и 37 прикреплен к дви- гателю В нем помещена вставка 36, являющаяся обтекателем и кожухом для термоизоляционной набивки 34. На обоих корпусах турбины предусмот- рены патрубки 6, 35 для подвода и от- вода охлаждающей воды. Рис 103 Турбокомпрессор ПДГ16Н НО
Корпус 17 компрессора отлит заодХ^ но с улиточным диффузором 18. Ло- паточный диффузор 32 выполнен от- дельно и вставлен в корпус компрес- сора. К корпусу прикреплена коробка 20 с воздушным фильтром 23 или воз- духозаборный кожух 22. Для умень- шения шума всасывания стенки ко- робки 20 оклеены войлочной лентой 19 и внутри коробки установлено покры- тое войлоком ребро 21. В средней части корпуса компрессо- ра помещен опорно-упорный шарико- вый подшипник 25, находящийся внут- ри резиновой втулки 26. Смазка под- шипника производится так же, как и подшипника турбины. Обе полости подшипников снабжены стеклами 27 для контроля уровня масла и горло- винами 24 для заливки масла. Вал 13 турбины выполнен заодно с рабочим колесом 11. Лопатки 12 тур- бины приварные, но могут быть и вставные. Рабочее колесо 15 компрес- сора сидит на шпонке. В осевом на- правлении его фиксирует кольцо 31, насаженное в горячем состоянии. Со стороны подшипника турбины установлены две лабиринтовые втул- ки 40 и 41, препятствующие проходу масла вдоль вала. Для предотвраще- ния пропуска газа в полость подшип- ника установлены две секции 7 и 8 гребешкового уплотнения. В простран- ство между ними по каналам аибпо- ступает уплотняющий йоздух от ком- прессора, который должен устранить возможность проникновения газа в по- лость подшипника Количество посту- пающего в уплотнение воздуха регу- лируют винтом 39, а об эффективности уплотнения можно судить по вентиля- ционному каналу в: из него не долж- ны выходить газы. На рабочем кблесе компрессора предусмотрены гребешковые уплотне- ния 14 и 16 для предотвращения утеч- ки нагнетаемого воздуха. Воздух, про- сачивающийся через уплотнение 14, проходит в пространство между за- щитным кожухом 36 и валом 13, что способствует охлаждению вала. Со стороны подшипника компрессо- ра установлены лабиринтовые втулки 29 и 30. Средняя часть втулки 30 со- единена со стенками разгрузочного ка- нала 28, выходящего в атмосферу. Без него существовала бы опасность подсоса компрессором масляной пыли из полости подшипника. Подача турбокомпрессора ПДГ16Н 160 м3/ч воздуха при давлении 101,3 кПа и температуре 293 К. Ча- стота вращения ротора 21000 мин-1. Давление наддува 130 кПа, нормаль- ная температура газа перед турбиной 823 К. Глава VI ТОПЛИВНАЯ СИСТЕМА $ 31. Состав и схемы топливных систем Топливная система должна обеспе- чивать хранение, подогрев, очистку0 и периодическую подачу в цилиндры строго определенной дозы распыленно- го топлива. Для хранения топлива предусматри- вают цистерны основного запаса и рас- ходные топливные баки. В цистернах основного запаса хранится основное количество топлива, а в расходных баках — некоторое количество его для питания двигателя. Непрерывная очистка топлива про- изводится в фильтрах, периодическая очистка сильно загрязненного или об- водненного топлива — в сепараторе. В цилиндры торливо подают топлив- ные насосы высокого давления (ТНВД), число которых соответствует числу цилиндров. ТНВД дозируют топ- ливо, т. е. измеряют определенное его количество и подают под большим дав- лением в распиливающие форсунки. 141
Если двигатель работает на мотор- ном топливе, то в систему устанавли- вают отстойные цистерны, устройства для подогревания и дополнительной очистки топлива. Поскольку для пу- ска двигателя необходимо дизельное топливо, то предусматривают специ- альный трубопровод. Основной запас топлива хранят в отсеках, выгородках у бортов, между- донном пространстве В случае разме- щения топлива в отсеке устанавлива- ют перегородки, чтобы предотвратить перетекание топлива от борта к бор- ту при кренах, на волнении. Для при- ема топлива, по бортам теплохода устанавливают наливные палубные втулки, от которых в цистерны идут приемные трубы Цистерну основного запаса обору- дуют вентиляцией, чтобы при приеме или заборе топлива в ней не создава- лось давление или разрежение и для удаления паров топлива. Вентиляцион- ные трубы выводят выше надстройки и на конце их устанавливают огнеза- щитную сетку. Для забора топлива из цистерны ос- новного запаса, как правило, предус- матривают два патрубка: верхний и нижний. Оба приемных патрубка раз- мещают в нижней части цистерны, но один несколько выше другого, чтобы через него можно было принимать до- статочно чистое топливо. Верхний па- трубок (или дополнительный) обычно оборудован поплавком, позволяющим брать топливо из верхних его слоев. Нижний патрубок предназначен для зачистки цистерны. В самой нижней части цистерны должен быть кран для спуска отстоя. В цистернах основного запаса мо- торного топлива и в отстойных уста- навливают змеевики для подогревания топлива. Вместимость цистерн основного0за- паса рассчитывают на 10—20 сут ра- боты теплохода Вместимость расходного бака рас- считывают на 6—8 ч работы тех дви- гателей, которые от него питаются Расходные баки предусматривают для каждого двигателя и каждого вида топлива (дизельного, моторного). Их 142 располагают $ верхней части машин- ного отделения. В расходный топливный бак топли- во подает из цистерны основного запа- са дежурный топливный насос Обыч- но устанавливают два насоса: привод- ной от электродвигателя и ручной. На судах с экипажами, работающи- ми по методу совмещения профессий или без постоянной вахты в машин- ном отделении, расходный бак дол- жен заполняться автоматически. Рас- ходный бак моторного топлива запол- няет обычно насбс сепаратора. Чтобы избежать переполнения бака, в верхней его части устанавливают пе- реливную трубу, площадь поперечного сечения которой должна быть в 1,5 ра- за больше наполнительной. Перелив- ная труба соединена с цистерной основного запаса, оборудованной обыч- но вентиляционной трубой (в верхней части) и трубой для спуска топлива (в нижней части). Кроме того, на расходном баке должны быть предусмотрены указа- тельное стекло длй контроля уровня топлива, расходный патрубок с кра- ном и труба дл^ спуска отстоя Рас- ходный патрубок устанавливают не- ‘сколько выше дна бака, чтобы на дви- гатель не попадал отстой, а патрубок для спуска отстоя —в самом нижнем месте бака. В автоматизированных установках подачи топлива расходный бак оборудован сигнализацией, инфор- мирующей о минимальном уровне топ- лива На небольших судах расходные ба- ки не устанавливают, топливо подает в двигатель из дистерны основного за- паса топливоподкачивающий .насос. „ Системы топливоподготовки дизель- ного топлива. В настоящее время на флоте наряду с дизельным широко применяют тяжелые топлива, мейее дефицитные, чем дйзельное, но более дешевые. В этом разделе будут рас- смотрены однотопливные дизельные и двухтопливные системы В топливную систему входят: топ- ливная система всей СЭУ и системы питания собственно двигателей. На рис. 104 изображена принципи- альная схема системы дизельного топ-
лива^ СЭУ. В ее состав входят цистер- ны основного запаса 1, 4 и расходные 12, 15, насосы 27 и 35, сепаратор 22, цистерна грязного топлива 25, трубо- проводы, краны и др. Вцистернах 1 и 4 хранится основ- ной запас топлива. Он рассчитан на 10—20 сут работы двигателей, уста- новленных на теплоходе Цистерны основного запаса (одна или несколь- ко) расположены в корпусе судна и оборудованы вентиляционными труба- ми 2 с пламепрерываюшим устройст- вом 3. Топливо от нефтебункеровочной станции можно принимать с любого борта судна, для чего предусмотрены палубные втулки 29 и 8 Перед при- емом топлива открывают вентили 28 и 7, а также вентили 30 или 6 в зави- симости от того, с какого борта его бу- дут принимать и в какую цистерну Если топливо принимают сразу во все цистерны, вентили 30 и 6 открывают одновремейно. Ими же пользуются для выравнивания уровня топлива в ци- стернах. Расходные цистерны заполняют топ- ливом из цистерн основного запаса с помощью электронасосного агрегата 35 автоматически или ручным насосом 27 с помощью трехходовых кранов 34 и 9. На схеме они показаны при рабо- те электронасосного агрегата 35. При открытых проходных кранах 5, 18 топ- ливо поступает из цистерны 4 в ци- стерну 12. Из цистерны / топливо за- бирают через кран 31, в цистерну 15 оно поступает через кран 19 В случае переполнения расходных цистерн топ- ливо отводится из них по трубам 10 в цистерну основного запаса Из расходных цистерн 12 и 15 топ- ливо через краны 13 и 16 поступает в дизель Вместимость цистерны должна быть рассчитана на работу дизеля (или дизелей), питающегося от нее в течение 6—8 ч Расходные цистерны оборудованы вентиляционными труба- ми И и кранами 14, 17 для спуска от- стоя. Топливная система СЭУ оборудова- на сепаратором 22 для предваритель- ной очистки топлива от воды или за- грязнений. В нем предусмотрены два Рис 104 Схема системы дизельного топлива СЭУ насоса 24, 26 Последний забирает топ- ливо от цистерны 1 или 4 в зависимо- сти от того, какой из кранов 32 или 33 открыт, и подает Vo в сепаратор. Очи- щенное топливо насос 24 через кран 21 или 20 подает в цистерну 12 или 15. Вода или загрязнения стекают по тру- бе 23 в цистерну 25, откуда с помощью специального насоса поступают на плавучие станции сбора подсланевых вод Схема системы дизельного топлива собственно дизеля. На рис. 105 изоб- ражена примерная схема системы ди- зельного топлива. Расходная цистер- на 5 устанавливается как можно выше и снабжается указателем уровня топ- лива. При открытом кране 4 топливо проходит фильтры предварительной очистки 3 и забирается топливоподка- чивающим насосом 1, последний пода- ет топливо через фильтры грубой 10 и Рис 105 Схема системы дизельного топлив* собственного дизеля 143
тонкой 9 очистки к топливным насосам высокого давления, которые направля- ют топливо в форсунки 6. Часто фильт- ром предварительной очистки 3, уста- новленным в цистерне 5, является ла- тунная сетка. Перед форсунками раз- мещают фильтры высокого давления 7, которые должны задерживать кусочки окалины. Насосы высокого давления 8 долж- ны подавать в форсунки одинаковые порции топлива, соответствующие на- грузке на двигатель. Бесперебойную подачу топлива к насосам высокого давления, несмотря на сопротивление фильтров 10 и 9, обеспечивает топли- воподкачивающий насос 1. Так как по- дача насоса 1 превышает подачи насо- сов 5, то в системе предусматривают клапан-, 2, перепускающий излишнее топлив'о обратно во всасывающий тру- бопровод. На дизелях первых выпусков топли- воподкачивающих насосов не было. К топливным насосам топливо посту- пает вследствие гидростатического давления топлива в цистерне 5. Системы топливоподготовки мотор- ного топлива. Двигатели, работающие на тяжелом (моторном) топливе, обо- рудуют системой топливоподготовки, предназначенной для подогревания и предварительной очистки его от смоли- стых веществ, воды и прочих приме- сей. Основной запас тяжелого топлива хранится в одной (или в нескольких) цистерне 3 (рис. 106), в которой пред- усмотрен змеевик 1 или другое устрой- ство для подогревания. Электронасос- ный агрегат 5 подает топливо в от- стойную цистерну 19 через вентили 4 и 2. Загрязнения оседают тем интен- Рис. 106. Схема системы топливоподготовки 144 . сивнее, чем выше температура, созда- ваемая подогревателем 22. Из отстой- ной цистерны топливо поступает в се- параторы 13 и 10, работающие после- довательно. Насос 15 сепаратора 13 может забирать топливо из отстойной цистерны 19 или цистерны основного запаса 3, что зависит от того, какой из вентилей 20 или 21 открыт. Насос 15 подает топливо через трехходовый кран 16 в один из подогревателей 17 или 7, а оттуда оно выходит через кран 6. Если дополнительно подогре- вать топливо перед сепарацией не тре- буется, открывают кран 18 и оно, ми- нуя подогреватели, направляется в сепаратор 13. Очищенное топливо на- сос 14 подает к насосу 12, а последний направляет его в сепаратор 10. Отсе- парированное топливо насос 11 подает в расходную цистерну 8, оборудован- ную подогревателем 9. Отходы сепара- ции по трубам (на схеме не показаны) поступают в специальную цистерну. Схема системы моторного топлива собственно дизеля. Дизели, приспособ- ленные для работы на моторном топ- ливе, используют его только при пол- ной или достаточно высокой нагрузке. При пуске, во время маневров и перед остановкой дизель переводят на ди- зельное топливо. Это значит, что в си- стеме должно быть подведено к топ- ливным насосам два вида топлива: моторное и дизельное. Системы с ав- томатическим переключением питания дизеля с одного вида.топлива на дру- гое сложны. На рис. 107 изображена упрощенная схема, поясняющая прин- цип организации питания дизеля обо- ими видами топлива. Для подачи топ- лива предназначены краны 13, 16 и 4, переключаемые одновременно. На рис. 107 они изображены в двух поло-, жениях: справа при работе дизеля на моторном топливе, слева при работе его на дизельном. Электронасосный агрегат 1 забира- ет моторное топливо из цистерны 2 через фильтр предварительной очист- ки 3. Несмотря на подогреватель в расходной цистерне 2, топливо допол- нительно проходит через подогрева- тель 15. Затем через фильтры грубой 14 и тонкой 12 очистки, кран 13 оно
направляется в магистраль 9, а из нее—к топливным насосам 8 Топливо насос 1 подает в большем количестве, чем это требуется Лишнее топливо от- водится от дизеля по трубе 10, через край 16 и по трубе И в цистерну 2 Благодаря непрерывной циркуляции топлива предотвращается образование пробок и отложений С помощью кра- на 4 при работе двигателя на мотор- ном топливе соединены подводящая трубка 5 дизельного топлива с отводя- щей 6 Таким образом, оно циркулиру- ет в замкнутом контуре, не поступая к ТНВД Для работы па дизельном топливе дизель переводят с помощью кранов 13, }6, 4 (на рис 107 слева) Из тру- бы 5 топливо через кран 4 проходит в трубу 7 и далее в магистраль 9, отку- да направляется к топливным насо- сам 8 Избыток топлива по трубе 10 через кран 16 поступает в трубу 6 и по ней в расходную цистерну дизель- ного топлива Чтобы избежать застывания мотор- ного топлива, когда дизель работает на дизельном, электронасосный агре- гат 1 не останавливается При этом моторное топливо циркулирует по кон- туру расходная цистерна 2 — фильтр 3 — электронасосный агрегат 1 — подо- греватель 15 — фильтры 14 и 12 — кран 13 — труба 11 — цистерна 2 Система топливоподготовки смесей дизельного и тяжелого топлив. Эксплу- атация двухтопливных систем, рас- смотренных выше, связана с неудоб- ством переключения с одного вида топ- лива на другой В настоящее время накоплен опыт приготовления и ис- пользования стабильных топливных смесей дизельного и тяжелого топлив в дизелях судов Минречфлота РСФСР Основным устройством для приготов- ления высокостабильных качествен- ных топливных смесей является ульт- развуковой гидродинамический смеси- тель-дозатор УЗГС-5000 Он предна- значен для смешивания в любых за- данных пропорциях дизельного и тяжелого топлив с одновременной аку- стической обработкой Принцип действия УЗГС-5000 осно- ван на интенсивном высокодисперсном Рис 107 Схода системы моторного топлива Собственно дизеля перемешивании движущихся под дав- лением 0,6—1,2 МПа потоков смешива- емых топлив в резонаторах, где энер- гия перепада давлений потоков преоб- разуется в энергию ультразвуковых колебаний вследствие знакопеременно- го торможения набегающих одна на другую (под острым углом 1 в вихре- вой камере резонаторов струй топлив. Принципиальная схема приготовле- ния смеси топлив приведена на рис 108 Из цистерны основного запа- са 6 тяжелое топливо, подогретое зме- евиком 5, шестеренный насос 4 заби- рает и через фильтр 3 подает к смеси- телю-дозатору 2 типа УЗГС-5000, а шестеренный насос 8 из цистерны 7 через фильтр 9 тоже подает дизельное, топливо к этому же смесителю-дозато- ру Там топлива смешиваются в задан- ных пропорциях и одновременно про- ходят ультразвуковую обрабртку. Го- товая стабильная смесь поступает в расходные цистерны главных 10 и \ вспомогательных 1 двигателей Очист- ку топливной смеси дополнительно Рис 108 Схема системы топливоподготрвки смесей дизельного и тяжелого топлив 145
производят штатными фильтрами каж- дого двигателя. Если доля тяжелого топлива превышает 35%, включают нагреватель 11. Смесь топлив нельзя длительно хра- нить, поэтому ее необходимо исполь- зовать до постановки судна на зимний отстой. Перед постановкой на зимний отстой для промывки топливной системы СЭУ рекомендуется не менее 20 ч отрабо- тать на чистом дизельном топливе. § 32. Топливоподкачивающие насосы Чтобы обеспечить беспрерывную подачу топлива из расходных цистерн к топливным насосам высокого дав- ления, в топливную систему включают топливоподкачивающие насосы. Благо- даря создаваемому ими давлению топлива (0,02—0,5 МПа) обеспечива- ется устойчивая работа топливной си- стемы. В судовых дизелях применяются поршневые, шестеренные и роторные топливоподкачивающие насосы. Поршневые саморегулируеМые наСо- CW. На вспомогательных высокооборот- ' ных двигателях устанавливают порш- невые топливоподкачивающие насосы,. обладающие свойством саморегулиро- вания (рис. 109). Нагнетательный ход поршня 5 (fntc. 109, а) происходит в момент, когда кулачковая, шай^а / не воздей- ствует на толкатель 2i Последний от- жимает пружина /2, и шток 4 отходит, от поршня 5. Топливо, находящееся в полости б и вытесняемое поршнем, на- правляется в дизель. Поршень 5 пере- мещается под действием пружины 7 лишь по мере расходования топлива. Во время работы дизеля под нагрузкой большой расход топлива, т. е. оно по- кидает полость б быстро, без нагруз- ки— медленно. В первом случае ско- рость перемещения поршня 5 под действием пружины 7 будет выше, чем во втором. Значит, насос подает столько топлива, сколько его расходу- ет двигатель. Таким образом, насос яв- ляется саморегулируемым, не нужда- ющимся в перепускном клапане. При рассмотренном направлении движения поршня 5 в полости а создается раз- режение, поэтому в нее через клапан Рис. 109. Схема поршневого саморегулируемого топливоподкачивающего насоса: а 1 нагнетательный ход: б — подготовительный ход 146 ‘
// поступит топливо иа расходной ци- стерны. Когда кулачковая шайба / набежит на ролик 2 толкателя 3 (рис. 109,6), поршень 5 будет перемещаться в об- ратном направлении, сжимая пружину 7. Топливо из полости а начнет выхо- дить через клапан 6 в полость б. Часть топлива направится на дизель, но ос- новная его масса перейдет из полости а в полость б. Иными словами, ход поршня 5 под действием кулачковой шайбы является подготовительным, т е. поршень возвращается в исходное положение начала нагнетательного хода. К топливоподкачивающему насосу присоединен топливопрокачивающий для предпускового прокачивания топ- ливной системы дизеля. При разборке и сборке топливной аппаратуры в систему может попасть воздух. Для его удаления и для пред- пускового прокачивания топлива го- ловку 8 (см. рис. 109, а) вывинчивают из крышки цилиндра и начинают пе- ремещать вверх-вниз поршень 10. При движении поршня 10 вверх топливо из расходного бака засасывается в ци- линдр 9 через клапан //, при переме- щении поршня вниз оно через по- лость а, клапан 6 пойдет к, двигателю. После прокачивания головку 8 ввин- чивают в крышку цилиндра 9 и пор- шень 10, сместившись вниз, перекроет канал (отверстие), соединяющий ци- линдр 9 с пространством под клапа- ном 11. На рис 110 изображен продольный разрез насоса двигателя 6Л160ПНС, работающего по рассмотренному прин- ципу. Поршень 18 нагружен с перед- ней стороны пружиной 14, упирающей- ся в пробку 13\ ввернутую в корпус 6 насоса. С задней стороны поршня предусмотрен колпачок 4, внутри ко- торого заключен нагнетательный кла- пан /. Через колпачок 4 на поршень 18 воздействует толкатель 2, примы- кающий другим торцом к эксцентри- ку 3 кулачкового вала блочного топ- ливного' насоса. В нижней части кор- пуса 6 помещены всасывающий клапан 15 и сетка 16 Под ними нахо- дится отстойник 17, в который по тру- бе, не изображенной на рисунке, посту- пает топливо. Когда эксцентрик 3 сбегает с торца толкателя 2, поршень 18 под действи- ем пружины 14 движется влево, вытес- няя топливо из полости а через шту- цер 5 к двигателю. Справа от поршня, т. е в полости в, создается разреже- ние и топливо из отстойника 17 заса- сывается в нее через сетку 16 и кла- пан 15. При набегании эксцентрика 3 на толкатель 2 поршень 18 движется вправо, сжимая пружину 14 Всасыва- ющий клапан 15 закрывается, и топли- во иа полости в через нагнетательный клапан 1 вытесняется в полость а. Про- сачивающееся вдоль4 толкателя топли- во по каналу б стекает в отстойни^. Для заполнения системы топливом при неработающем двигателе пред- усмотрен ручной насос, цилиндр 10 ко- торого ввернут в корпус 6. При необ- ходимости прокачать систему, голов- ку 7 штока 9 вывертывают из проб- ки 8, после чего за эту головку начи- нают перемещать поршень // попере- менно вверх и вниз. При движении поршня // вверх топливо засасывает- ся через клапан 15 и полость в в ци- линдр 10, при движении его вниз топ- 147
ливо поступает через полость в, кла пан / полость а и штуцер 5 к двига- телю После прокачивания головку 7 ввертывают в пробку 8 и поршень 11 прижимается к прокладке 12, благо- даря чему герметизируется полость в Шестеренные насосы. Наиболее ча- сто для подачи топлива применяют шестеренные топливоподкачивающие насосы вследствие их простоты В кор- пусе 1 насоса (рис 111, а) находятся ведущая 2 и ведомая 4 шестерни, сцеп- ленные между собой Ведущая шестер- ня 2 насажена на вал 3 с помощью шпонки и приводится во вращение от коленчатого вала Шестерня 4 свобод- но сидит на оси 5 Ведомая шестерня вращается против часовой стрелки, а ведущая 2—по часовой Каждая из шестерен при вращении переносит топ- ливо во впадинах зубьев в направле- нии справа налево Значит, топливо к шестерням должно быть подведено че- рез отверстие д, а отведено от них че- рез отверстие а Переносимое между зубьями шесте- рен— во впадинах топливо будет на- капливаться в левой части корпуса на- соса При этом в ней будет создано давление, а в первой части — разре- жение При конструировании насоса стре- мятся обеспечить избыток поступления топлива по сравнению с его расходова- нием Для перепуска избыточного топ- лива предусмотрен клапан 6, нагру- женный пружиной 7 В связи с избыт- ком поступления топлива давление слева от клапана 6 возрастает, он от- жимается от седла и топливо по кана- лам б, в и г перетекает в правую по- лость Как видно из рассмотренного, для нереверсивного насоса всасывающий и нагнетательный клапаны не нужны, тогда как у реверсивного насоса их должно быть по два всасывающие 12, 17 (рис 111,6) и нагнетательные 13, 15 Полостью всасывания служит ка- нал ж с отверстием е для подвода топ- лива, полостью нагнетания — канал в с отверстием г для штуцера, через ко- торый топливо отводится Если шестерни 14 и 18 будут вра- щаться по направлению сплошных стрелок, над клапаном 17 будет разре- жение Топливо, двигаясь по каналу 6, поднимет клапан 17 и пройдет к ше- стерням, перемещаясь по каналу в, оно поднимет клапан 13 и поступит к выходному отверстию г При обрат- ном направлении вращения шестерен путь топлива изображен пунктирными стрелками В этом случае шестерни его будут переносить слева направо Всасывающий клапан 12 откроется, и Рис 111 Шестеренные насосы 148
из канала ж чёрез полость а топливо поступит к шестерням Нагнетаемое топливо поднимет клапан 15 ч напра- вится на выход из насоса через отвер- стие г Избыточное топливо перепускает клапан 11, к которому подходит ка- нал б Давление, создаваемое насосом, можно регулировать натяжением пру- жины 10 посредством пробок 9, 8 На всех клапанах предусмотрены ограни- чители подъема 16 Роторный насос. В быстроходных двигателях применяют роторные топ- ливоподкачивающие насосы На двига- телях ЗД6 устанавливают роторный насос БНК-12ТК (рис 112) В корпусе 5 помещен неподвижный стакан 1, во внутренней полости кото- рого эксцентрично вращается ротор 4 с четырьмя лопатками 2, вставленны- ми свободно в его пазы Внутренние грани лопаток упираются в плаваю- щий палец 3, а внешние соприкасают- ся с цилиндрической поверхностью стакана / В верхней части ротор 4 плотно прилегает к внутренней поверх- ности стакана / При вращении ротора по часовой стрелке его лопатки нагнетают топли- во в направлении, изображенном сплошными стрелками Избыточное топливо перепускает клапан 6, как по- казано пунктирными стрелками. Пере- пускной клапан 6 нагружен пружи- ной 7 Натяжение ее, а следователь- но, и давление, создаваемое насосом, можно изменять с помощью пробки 8, ввернутой в крышку 11 насоса При регулировке натяжения пробку 8 по- ворачивают квадратным стержнем 10, на головке 9 которого предусмотрен шлиц для отвертки Под тарелкой перепускного клапа- на 6 помещен заливочный клапан 12 -со слабой пружиной 13 Он служит для пропуска топлива в систему .при подготовке двигателя к пуску Под давлением топлива из расходного бака клапан 12 опускается и через отвер- стия в тарелке перепускного клапана 6 поступает в полость насоса Во время работы насоса вследствие давления топлива заливочный клапан прижима- етс$г к тарелке перепускного Рис 112 Роторный насо< Как и шестеренные, роторные насо- сы могут быть реверсивными, если их оборудовать всасывающими и нагне- тательными клапанами или золот- ником § 33. Очистка топлива Последовательность очистки. Топли- во начинают очищать уже в приемных горловинах, где установлены сетки. Далее топливо отстаивается в цистер- нах основного запаса и в отстойных. В них под действием гравитационных сил из него выпадают наиболее круп- ные частицы Из отстойных цистерн и из цистерн основного запаса топливо поступает в расходные цистерны (ба- ки) На этом пути его, как правило, очищают сепараторами, производящи- ми принудительное отделение посто- ронних частиц под действием центро- бежной силы.
В расходных цистернах (баках) предусмотрена зона отстоя топлива, а заборная труба с предохранительной сеткой поднята от дна на 50—100 мм. Этим еще раз предупреждается воз- можное попадание крупных частиц в топливную систему. От расходной ци- стерны до топливоподкачивающего на- коса устанавливают фильтры грубой Очистки. Они задерживают частицы 'более 50 мкм. За' топливоподкачиваю- щим насосом располагают обычно сдвоенные фильтры тонкой очистки, отсеивающие частицы более 5 мкм. Последний этап очистки — предохра- нительные фильтры у форсунок Они очищают топливо от частиц металли- ческой пыли, окалины, фильтрующих элементов. Топливо от воды очищают путем от- стаивания в цистернах, сепараторами или фильтрующими элементами с гид- рофобными свойствами. Топливные фильтры. Как уже было отмечено выше, по назначению разли- чают фильтры предварительной, гру- бой и тонкой очистки. В зависимости от трго, где установлены фильтры, их подразделяют на фильтры низкого дав- ления, устанавливаемые до топливных насосов высокого давления, и фильтры высокого давления, расположенные перед форсункой. По принципу улавливания частиц фильтры делят на поверхностные, ког- да примеси задерживаются на поверх- ности фильтрующего материала, и объемные — примеси задерживаются внутри фильтрующего материала. К первым относят сетчатые и щеле- вые фильтры. Вторые изготовляют из войлока (фетра), картона, бумаги, син- тетических и других фильтрующих элементов. Фильтры ггредварительной очистки устанавливают в приемных горловинах цистерн основного запара, на заборных трубах расходных ци- стерн. Это, как правило, цилиндри- ческие каркасы из листовой стали, об- тянутые металлическйми сетками с размерами ячеек 0,25X0.25 мм. Сетчатые фильтры грубой очистки топлива, как правило, изготовляют двухсекционными. Иногда 150 Для более качественной очистки- уста- ’ навливают последовательно три двух- л секционных фильтра. Конструкция сек-' ций одинаковая. В каждой секции свой корпус 16 (рис. 113, а) и фильт- рующий элемент 15. Трехходовой кран 13 предназначен для включения в дей- ствие сразу обеих секций или каждой в отдельности. Корпус секции фильтра 16 двигате- ля типа Л275 состоит из стакана 4, днища /, бурта 7 и крышки 12. Ста- кан 4 приварен к корпусу 14 треххо- дового крана. Внутрь стакана встав- лен фильтрующий элемент 15. Каркас его состоит из цилиндра 5 из перфори- рованного стального листа, глухого днища 2, а сверху днища 9 с ртверсти- ями а для прохода топлива. Выступа- ющими краями верхнее днище 9 ло- жится на бурт 7. Плотность прилега- ния днища 9 обеспечивает проклад-. ка 8, поджимаемая пружиной 11. Кар- кас фильтрующего элемента покрыт - латунной сеткой 6. Топливо поступает в фильтр по тру- бе 17. Через нижние каналы в треххо- дового крана оно направляется в обе секции или в одну в зависимости от положения крана* 13, и проходит через сетку 6 внутрь фильтрующего элемен- та. Затем через отверстия а оно под- нимается вверх и по каналам б треххо- дового крана выходит из фильтра. Сетка 6 задерживает загрязнения, находящиеся в топливе. Время от вре- мени ее необходимо промывать, для чего снимают крышку 12 и вынимают из корпуса фильтрующий элемент. Благодаря наличию двух секций мож- но промывать фильтр во время рабо- ты двигателя. Для этого секцию, под- лежащую промывке, отключают кра- ном 13, тогда как вторая остается включенной. Для включения секции фильтра в работу из нее необходимо удалить воз- дух, для чего предусмотрен кран 10. Нижний кран 3 служит для спуска топлива при отключении секции. Его можно также использовать для спуска воды и Грязного топлива. В целях увеличения фильтрующей пеаерхноети фильтрующий элемент (рис. 113,6) часто выполняют сбор-
ным из отдельных узлов Дискового ти- па: обычно каркасных 18 и сетчатых 22, /0 дисков. Каркасные диски у внут- реннего диаметра гофрированные, в результате чего форма элемента чече- вицеобразная. Каркасные и сетчатые диски по внешнему диаметру скрепле- ны ободами 17. Внутренние ободки 20 и 21 сетчатых дисков 22 и 19 отдель- ные. Фильтрующие узлы монтируют на центральной трубе и стягивают гай- кой, образуется единый фильтрующий элемент. , Топливо подступает к эле- менту снаружи, проходит через сетки дисков 22 и 19 внутрь его, затем через гофры диска 18 в центральную трубу и далее выходит из фильтра. Тонкость очистки топлива зависит от плотности сетки. Под мелкую сетку (например, с проходными сеченияйи . примерно О,07Х0>07 мм), изготовляв- мую из тонкой проволоки, обычно.1 устанавливают слой более грубой. \ В некоторых фильтрах между рядами ; сеток помещают слой ткани (фла- . нель), что обеспечивает заданную тон- • кость фильтрации. В последнее время сетки заменяют фильтрующим материалом ТПВФ-3. Он представляет собой синтетический Рис. 113. Сетчатый фильтр 151
пористый материал — технический по- ливинилформаль, задерживающий во- ду и механические примеси Щелевые фильтры грубой и тонкой очистки. Если для очистки сетчатые фильтры необходимо вскрывать, то пластинчато-щелевые фильтры грубой очистки можно промывать во время работы двигателя без их разборки Хотя такие фильтры и изготовляют ча- сто двухсекционными, но переключе- ние с одной секции на другую не пред- усматривается На рис 114, а изображен пластин- чато-щелевой двухсекционный фильтр двигателей типа Л275 Корпус 1 фильтра внутренней пере- городкой 9 разделен на полость не- фильтрованного топлива а и~ фильтро- ванного г Из одной полости в другую топливо может переходить лишь через фильтрующие элементы 3 и 8 Каждый фильтрующий элемент вы- бран из чередующихся кольцевых ре- шеток (пластин) И толщиной 0,25 мм и звездочек 12 толщиной 0,1 мм Ре- шетки и звездочки надеты на стержень 5 с лыской и сжаты стаканом 2 при затягивании гайки 13. Такрм образом, между ободками решеток 11 остаются щели высотой 0,1 мм Топливо, поступающее в по- лость а через входное отверстие б, про- ходит через щели и по каналам д, об- разованным вырезами ' решеток, на- правляется в полость г, откуда через отверстие в выходит к двигателю Механические примеси остаются на внешней поверхности фильтрующего элемента С целью очистки щелей между решетками 11 помещены скреб- ки 10 Они надеты на квадратный стержень 7, ввернутый в головку 6 Фильтрующий элемент вместе со ста- каном 2 можно поворачивать за руко- ятку 4 При повороте фильтрующего элемента скребки очищают щели, при- чем очистка может быть произведена во время работы двигателя. К числу щелевых относят и фильт- ры высокого давления Поскольку они должны удерживать лишь случайные частички, вместимость их небольшая, что позволяет упростить конструкцию Рис 114 Щелевые фильтры низкого (а) и высокого давления (б, в) 152
Фильтры высокого давления пред- усматривают с продольными и с коль- цевыми щелями. Фильтр с продольными щелями со- стоит из корпуса 15 (рис. 114, б) и стержня 18. Нарезным участком 14 корпус 15 ввернут в корпус форсунки. К другому его нарезному участку 17 присоединена форсуночная трубка от ТНВД. Диаметры концевых участков 16 и 19 стержня 18 плотно прилегают к поверхности расточки корпуса 15. Вдоль стержня 18 прорезаны канавки б и а. Половина канавок б, прорезае- мых от правого конца стержня, не до- ходит до его левого конца, а канавки а, наоборот, начаты слева и не дохо- дят до правого его конца. Топливо от насоса высокого давления входит справа в канавки б, проходит по ще- лям между стержнем и корпусом в ка- навки а, выходит слева и направляет- ся в форсунку. Частицы, превышаю- щие высоту щели, задерживаются в канавках б и а. Фильтр высокого давления с кольце- выми щелями (рис. 114, в) состоит из корпуса 20, ввернутого в корпус фор- сунки, и стержня 21, концы которого входят плотно в расточку корпуса 20 В средней части стержня диаметр меньше, в связи с чем между ней и расточкой корпуса образуется зазор порядка 0,02—0,05 мм. Вдоль стержня 21 просверлены ка- налы а и б. Последний канал являет- ся входным, в него поступает топливо от насоса высокого давления. Канал а — выходной, из него топливо направ- ляется в форсунку. На поверхности стержня 21 проточены канавки, на- правления их эксцентриситетов диа- метрально противоположны. Благода- ря этому канавки в сообщаются с вход- ным каналом б, а канавки г — с вы- ходным каналом а. Топливо из входно- го канала б поступает в канавки в, затем проходит через щель между стержнем 21 и расточкой корпуса 20 в канавки г, а из них в выходной ка- нал а. Механические примеси остают- ся в канавках в. Фильтры тонкой очистки. Твердые частички размером менее 50 мкм, не удерживаемые сетчатыми, щелевыми и матерчатыми фильтрами, вызывают изнашивание плунжерных пар топлив- ных насосов. Этот процесс можно ча- стично уменьшить, если установить фильтры тонкой очистки. На многих двигателях применяют войлочные фильтры тонкой очистки. На рис. 115, а изображен такой фильтр двигателя ЗД6. Фильтрующий элемент выбран из войлочных пластин 5 и 6, причем тонкие пластины изготовлены из более плотного войлока и поставле- ны в целях сохранения формы элемен- та. Войлочные пластины надеты на перфорированный цилиндр 8. На этот цилиндр предварительно надевают шелковый чехол 7, предназначенный для удержания ворсинок войлока, ко- торые могут быть увлечены топливом. В других фильтрах под шелковый че- хол устанавливают латунную сетку. Войлочные пластины зажаты между припаянным днищем 12 каркаса и сво- бодным днищем 4 гайкой 3. Фильтрующий элемент вставлен внутрь стакана 10, который прикреп- лен к основанию 18 фильтра с по- мощью центрального стержня 9 и кол- пачковой гайки 19. Для уплотнения предусмотрены войлочные прокладки 2 и 11, поджимаемые пружиной 1. Топливо поступает в фильтр по трубе 17, проходит через войлочные пластан ны в направлении снаружи внутрь и выходит из фильтра через трубу 20. Фильтры тонкой очистки часто вы-' полняют односекцибнными. Однако встречаются и двухсекционные-фильт- ры, снабженные трехходовым краном. В фильтре двигателя ЗД6 предусмот- рены клапаны 13 на входе*и выходе для выключения и включения секций. При нормальной работе двигателя кол- пачки 15 ^навернуты на штуцера 16, т. е. клапаны 13 открыты. Если фильтр необходимо вскрыть во время работы двигателя, колпачки 15 соответствую- щей секции отвертывают, пружины 14 закрывают клапаны и секция отклю- чается. Войлочные фильтры задержи- вают механические примеси размерами 15—20 мкм. Однако наиболее сильно ~ на изнашивание плунжерных пар топ- ливных насосов влияют частицы раз- 153
мерами 6—12 мкм. Поэтому для тон- кой очистки топлива стали применять бумагу и специальные фильтроткани, ♦ . ' 1 - \ задерживающие примеси указанных размеров. Отечественные фильтры тонкой очи- стки изготовляют следующих типов: ТФ — с одним фильтрующим элемен- том и 2ТФ — с двумя. Фильтры ТФ мо- гут иметь пять типоразмеров, фильтры 2ТФ — семь. Рекомендуемый расход топлива за 1 ч через фильтр ТФ-1 со- ставляет 6 кг, через фильтр, ТФ-2 — 11, через фильтр ТФ-3 — 20, через фильтр ТФ-4-—50, через фильтр 2ТФ-2 — 23, через фильтр 2ТФ-3 — 40, через фильтр 2ТФ-4 — 200, через фильтр 2ТФ-5 — 400 кг. Фильтрующие элементы выполняют из бумаги, а при большой пропуск- ной способности — из фильтротка- н и. Преимущество фильтроткани — возможность промывки фильтра без его разборки обратным потоком топ- лива. , а — войлочный; б,— типа 2ТФ-4 154
Так на рис. 115, б изображен фильтр дви- гателей М401А, в котором применена филь- троткань. допускающая промывку обрат- ным потоком топлива. Фильтрующий элемент состоит из сложен- ного по длине цилиндра 30 из специальной тка- ни, верхнего 31 и ннжнего 26 днищ централь- ной гильзы 27. Элемент надет на трубку 28, ввернутую в корпус 32 фильтра, уплотнен войлочными прокладками, поджимаемыми пру- жиной 24, и закреплен в стакане стяжным вин- том 25. Топливо поступает к трехходовому крану 35 фильтра по трубе 34. При нормальной ра- боте кран ставят в положение «Рабочее», по- казанное на рисунке, при котором включены обе секции. От крана 35 1опливо направляет- ся внутрь стаканов 29, проходит через фильт- роткань 30, затем через отверстия в гильзах 27 и трубках 28 поступает в каналы а из ле- вой и б из правой секций, из которых по тру- бе 33 направляется к двигателю. Для промывки какой-либо из секций, на- пример левой, необходимо поставить кран 35 в положение «Промывка левой секции» и не- сколько вывернуть штуцер 22, освободив этим шариковый клапан 23 Топливо из включен- ной в работу правой секции будет по каналу б продолжать поступать через трубку 33 к двигателю и, кроме того, по каналу а в ле- вую секцию Двигаясь в ней по направлению «изнутри наружу», топливо промоет ткань 30 левой секции и вместе со смытой грязью ста- нет вытекать через трубу 21 в емкость гряз- ного топлива. Окончив промывку, штуцер 22 ввертывают и клапан 23 закрывает путь топ- ливу, а кран 35 ставят в положение «Рабочее». Промывку секции выполняют при малых на- грузках на двигатель, когда через фильтр про- ходит небольшое количество топлива. Бумажные фильтрующие элементы изготовляют аналогично, но сложен- ный по длине цилиндр из специальной бумаги помещают внутрь перфориро- ванного картонного цилиндра. Такой фильтрующий элемент не промывают, после загрязнения /срок службы при- мерно 1000 ч) его выбрасывают. Для надежной работы фильтра желатель- но применять топливо с коэффициен- том фильтрации не более двух. Бумажные и тканевые фильтры удерживают механические при!иесй размером более 5 мкм, а некоторые — более 2 мкм. Кроме перечисленных выше матери- алов, в качестве фильтрующих приме- няют фетр, пряжу, искусственную ми- неральную шерсть, металлокерамику. Сепараторы. При обводненном или не обеспечивают его очистку, так как не задерживают воду, а от большого количества загрязнений быстро заби- ваются. В этих случаях для очистки топлива используют сепаратор, кото- рый работает по принципу отделения 'от топлива более тяжелых примесей (воды или загрязнений) под действи- ем * центробежной силы. Основная, верхняя часть сепаратора схематиче- ски изображена на рис. 116, а. Внутри корпуса 2 сепаратора на вер- тикальном аалу / установлен бара- бан 3, частота вращения которого 7000 мин-1. Вместе с ним вращается тарелкодержатель 15, на который на- деты 35—-40 тарелок 5 с отверстия- ми а. Тарелки также вращаются вме- сте с барабаном. Сверху на тарелко- держатель надета горловина 16. Бара- бан закрыт крышкой 8, закрепленной гайкой 7. На верхний торец крышки 8 уложено регулирующее кольцо //. за- жатое гайкой 12. Корпус сепаратора закрыт крыш- кой 9. Внутреннее пространство ее пе- регородками 10, 13 и 14 разделено на полости: водяную б, чистого топлива в и переполнительную г. Кроме того, в крышке 9 предусмотрен канал д, по которому топливо поступает внутрь се- паратора. Топливо из канала д крышки посту- пает внутрь тарелкодержателя 15, а оттуда в нижнюю часть барабана. За- тем, проходя через отверстия а таре- лок и через зазоры между тарелками? оно движется вверх. Поскольку при' этом топливо вращается вместе с та- релками, грязь ц вода, как более тя- желые, отбрасываются центробежной силой к' стенкам барабана 3. Грязь скапливается у стенок, образуя отло- жения 4, а вода, огибая конус 6 гор- ловины 16, проходит в полость б, от- куда по сливной трубе стекает в специ- альную цистерну, находящуюся под сепаратором. Чистое топливо, направ- ляемое конусом горловины 16 к цент- ру, выходит в полость в, откуда специ- альный насос сепаратора подает егсг в сборную цистерну. Если в сепаратор поступает избыточное количество топ- лива, то часть его вытекает в перепол- терну несепарироваиного топлива 155
Рассмотренный способ’(так называе- мый способ пурификации) сепариро- вания может быть использован лишь при значительной обводненности топ- лива Если в топливе будет мало во- ды, то у стенок барабана 3 будет не вода, а топливо Следовательно, топли- во будет проходить не только в по- лость в, но и в полость б, т е в сточ- ную цистерну Если топливо необходим.0 очистить от грязи и очень небольшого количе- ства воды, сепаратор собирают так, как изображено на рис 116,6 На та- релкодержатель надевают сначала нижнюю глухую тарелку 19, затем остальные тарелки Сверху их надева- ют грязевую тарелку 18, вплотную прилегающую к крышке барабана К крышке крепят горловину 17 иной, чем на рис 116, а, формы При таком способе сборки барабана (способ кларификации) топливо вхо- дит в тарелки в радиальном направле- нии и проходит по-прежнему в полость в чистого топлива (см рис 116, а) Грязь и вода отбрасываются к стенкам барабана 3, образуя отложения 4 По- лость б при этом способе работы сепа- ратора оказывается отключенной Вре- мя от времени сепаратор останавлива- ют и барабан очищают от отложений Вал 1 сепаратора приводится в дви- жение от электродвигателя Сепаратор оборудован двумя насосами и подогре- вателем Один насос предназначен для подачи топлива в сепаратор, другой — для выкачивания из него чистого топ- лива Благодаря подогревателю можно сепарировать вязкие нефтепродукты Для непрерывной очистки тяжелого топлива начали применять самоочища- ющиеся сепараторы, барабан одного из которых изображен на рис 117 В цилиндрической части барабана 6 предусмотрены пазы д, а крышка ба- рабана и нижний диск тарелкодержа- теля / изготовлены конической формы, с тем чтобы диаметр внутреннего про- странства барабана в районе пазов был наибольшим В нижней части ба- рабана помещен затвор 5, выполнен- ный в виде поршня В полости к и г над поршнем и под ним может быть подведена так называемая буферная вода Под ее давлением затвор 5 мо 15b Рис 11b Схемы сепаратора
жет находиться в верхнем положении (левая часть рисунка) или в нижнем (правая часть) В первом случае зат- вор перекрывает пазы д, во втором от- крывает их Буферная вода поступает по двум трубам, находящимся одна внутри другой внутренней 7 и наружной 8. Когда после пуска сепаратора барабан начнет вращаться с номинальной уг- ловой скоростью, открывают кран, че- рез который вода поступает во внут- реннюю трубу 7 Из нее вода через от- верстия б проходит в полость г под затвором 5 и отбрасывается центро- бежной силой к стенкам барабана 6 Так как в днище барабана предусмот- рены сливные отверстия в, слой воды в полости г будет иметь форму кольца с внутренним радиусом, равным рас- стоянию сливных отверстий в от оси вращения барабана Под давлением воды затвор 5 поднимется и перекроет пазы д, как изображено в левой части рисунка После этого в барабан по ка- налу е начнет поступать сепарируемое топливо, а подвод буферной воды пре- кратится Время от времени (периодичность зависит от количества сепарируемого топлива и его загрязненности) отложе- ния 4, образующиеся в сепараторе и называемые шламом, удаляют Эту операцию (разгрузку барабана) вы- полняют следующим образом Подачу топлива в сепаратор прекра- щают Затем открывают кран для по- дачи буферной воды в наружную тру- бу 8, из которой она проходит через отверстия а в полость к над затвором Поскольку отверстия а расположены близко к оси вращения барабана, бу- ферная вода заполнит практически всю полость к Следовательно, вода будет давить на всю верхнюю поверх- ность поршневой части затвора 5 На- ходящаяся в полости г вода д’авит лишь на часть нижней поверхности его (от избыточного давления воды в по- лости к затвор опустится, как это изоб- ражено на правой части рисунка), па- зы д окажутся открытыми Через эти пазы под действием центробежной си- лы шлам будет выбрасываться в спе- циальную полость корпуса сепаратора, 1 Рис 117 Барабан самоочищающеюся сепа- ратора СЦС ЗМ откуда он отводится в подсланевую ци- стерну Для промывки барабана через кран 3 может быть подано некоторое количество горячей воды, также выбра- сываемой через пазы д Окончив разгрузку и промывку ба* рабана, трубу 8 для подачи буферной воды в полость к перекрывают Остав- шаяся в этой полости вода вытекает под - действием центробежной силы через отверстия ж и и, после чего под дав- лением воды, находящейся в полости г, поднимется затвор 5, перекроет пазыЭ. Сепаратор снова готов к работе Если производиУся пурификация (левая часть рис 117), то часть топли- ва, поступившая в барабан после раз- грузки, выйдет через щель над кону- сом 2 в водяную полость и (см рис 116, а) т е будет потеряна Поэто- му перед включением топлива в бара- бан-пурификатор через кран 3 (см рис 117) подакуг воду для образования 157“
внутри барабана водяного затвора. При кларификации (правая часть рис. 117) водяной затвор ненужен. Обычно в системе топливоподготов- ки предусматривают два сепаратора, которые могут работать как парал- лельно, так и последовательно. При последовательном включении первый сепаратор работает по способу пурифи- , ,кации, второй — по способу кларифи- кации. § 34. Топливные насосы высокого давления За каждый цикл ТНВД должен по- давать в форсунку строго определен- ную дозу топлива, называемую цикло- вой подачей. У наиболее крупных ти- хоходных дизелей речного флота эта доза составляет примерно 3 см3, у не- больших быстроходных — 0,03 см3, при- чем при работе на холостом ходу цик- ловая подача снижается в 5—8 раз. Топливо должно быть подано в фор- сунку под давлением 40—80 МПа. Для подачи малой его дозы под высоким . давлением наиболее удачны поршне- вые насосы с поршнями небольшого диаметра (5—20 мм) при большой дли- не (5—8 диаметров). Такие поршни называют плунжерами. При столь вы- - соком давлении предотвратить утечку топлива вдоль плунжера можно лишь при минимальном зазоре между плун- жером и направляющей втулкой. Диа- метральный зазор составляет 0,6— 3 мкм (в зависимости от диаметра плунжера), отклонение от круглости „ рабочих цилиндрических поверхностей плунжера и втулки не должно превы- шать 0,5 мкм. Цикловая подача зависит от нагруз- ки на двигатель. Изменение цикловой йодачи называют регулированием на- соса. На серийном флоте встречаются насосы с регулированием момента на- чала подачи и насосы с регулировани- ем.момента конца подачи. Расстояние, которое проходит плун- жер за время подачи топлива в фор- сунку, называют активным ходом плунжера. Полный ход плунжера в 2—3 раза больше активного, в связи с 158 чем во время части хода топиво пере? пускается в полость всасывания. В на- сосах с регулированием момента нача- ла подачи перепуск топлива происхо^1 дит в начале хода плунжера, а затем — отсечка 1 и оно поступает в форсунку. Подача топлива заканчивается в мо- мент, когда плунжер придет в верхнее ./ крайнее положение. Если отсечка про- изойдет раньше, подача топлива в форсунку увеличится, а если позд- нее— уменьшится. Следоватёльно, ре- гулировать насос можно изменением момента отсечки топлива в начале его подачи. Конец подачи остается неиз-, менным. В насосах с регулированием момен- та конца подачи топливо нагнетается в форсунку с самого начала движения плунжера вверх. В какой-то момент происходит отсечка и топливо начина- ет перепускаться в полость всасыва- ния. При ранней отсечке в форсунку , будет поступать малая его доза, а при поздней — большая. В этом случае момент начала подачи остается посто- янным, а конец подачи изменяется. От- сечку топлива осуществляет клапан или золотник. В первом случае насос называют клапанным, во втором — зо- . лотниковым. Иногда насос регулируют с целью изменения частоты вращения или мощ* кости двигателя. При этом цикловая с подача изменяется одновременно и одинаково у насосов всех цилиндров^ двигателя. Такое регулирование наз^С ' вают общим и осуществляют единым механизмом. ОднакО может оказаться» что в один из цилиндров топлива по- дается больше или меньше, чем в > остальные, т. е. необходимо регулиро- вать насос лишь одного цилиндра. В связи с этим должна быть предус- мотрена возможность не только обще- го, но и индивидуального регулирова- ния каждого насоса. - Принцип работы золотникового на- соса. В современных дизелях преиму? щественно применяют ТНВД золотни- кового типа. У них плунжер одновре- 1 Отсечкой называют прекращение илч на- чало перетекания топлива из одной полости в другую.
менно выполняет функции распредели- тельного золотника В золотниковых насосах, как правило, регулируют мо- мент конца подачи. 1 У судовых дизелей целесообразнее регулировать момент начала подачи. При работе двигателя на винт цикло- вую пОдачу регулируют для изменения частоты вращения. Так, если частота вращения, например, уменьшается, то при постоянном угле опере- жения будет увеличиваться опережение пода- чи топлива по времени Если же цикловую подачу изменять путем изменении момента на- чала подачи, то опережение подачи топлива по времени может остаться постоянным Од- нако с уменьшением частоты вращения уве- личивается период задержки самовоспламене- ния топлива и большее опережение подачи по времени оказывается, особенно у двигателей с наддувом, полезным Этим объясняется ши- рокое применение ТНВД с регулированием мо- мента конца подачи Кроме того, такие на- сосы подают топливо в форсунку при увели- чивающейся скорости плунжера, т е при на- растающем давлении, что, как известно, явля- ется желательным В одних золотниковых