Изучение топлива и топливной системы их влияние на работу судна

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Актуальность данной выпускной квалификационной работы, обусловлена тем что, обеспечение безопасности мореплавания - та проблема, которая постоянно стоит перед Международным сообществом, поскольку каждая трагедия на море несет в себе невосполнимые потери. Трагедия п/х «Титаник» (1912 год) унесла 1507 человеческих жизней, парома «Эстония» (1994 год) - около 900 жизней. Аварии крупнотоннажных танкеров превращаются в международную катастрофу. Авария танкера "Torrey Canyon" у берегов Англии (1967 год), когда в море оказалось 119 тысяч тонн нефти, стала настоящим шоком для Европы и всего мира. Аналогичный шок испытала Америка в 1989 году, когда при посадке на мель танкера "Exxon Valdez" у берегов Аляски в море оказалось 37 тысяч тонн нефти, несущей гибель всему живому в прибрежной зоне и на побережье. Подобные трагедии повторяются время от времени по сей день, чему служит пример аварии танкера «Престиж» с 70 тысяч тонн нефти у берегов Испании в 2002 г.

Причины аварий судов морского флота связаны с внешними погодными условиями, ошибками людей, техническими обстоятельствами. Очевидно, что основным условием снижения вероятности любой аварии по техническим причинам является обеспечение надежности работы силовой установки при всех условиях плавания. При этом определяющим фактором является надежность работы главного двигателя на режиме полного хода - основном режиме эксплуатации.

Режимы полного хода главного судового дизеля характеризуются максимальной механической и тепловой напряженностью. Известно, что по механической напряженности двигатель имеет запас до 25-30%. Однако по тепловым напряжениям запас составляет всего 3-5%. Любая перегрузка цилиндра может привести к выбиранию этого небольшого запаса по тепловой напряженности, разрушению кристаллической решетки металла стенок цилиндра, выгоранию металла и к выходу цилиндра из строя. Такая ситуация наблюдалась у дизелей вчерашнего дня с низким уровнем форсировки рабочего процесса. Такая же ситуация - у самых современных высокофорсированных дизелей. Любая форсировка двигателей имеет место только после решения вопросов улучшения охлаждения цилиндров теми или иными методами при сохранении на прежнем уровне тепловой напряженности с тем же небольшим запасом по тепловым напряжениям (3-5%). Поэтому даже незначительная перегрузка цилиндра может привести к негативным последствиям.

Это обстоятельство выдвигает требование высокого качества регулирования дизеля, чтобы обеспечить высокую равномерность загрузки цилиндров, отсутствие тепловой перегрузки отдельных цилиндров. Анализ инструкций по регулировке двигателей ведущих дизелестроительных фирм показал, что производители не учитывают технологические погрешности изготовления, монтажа топливной аппаратуры и изменение ее состояния при длительной эксплуатации. Поэтому использование рекомендаций фирм -- строителей не гарантирует исключения перегрузки цилиндров в условиях длительной эксплуатации. Такие проблемы с регулировкой дизелей постоянно встают перед судовыми инженерами на всех современных судах, что определяет актуальность проблемы.

Большинство морских и речных судов оборудовано дизельными установками. Только на крупных танкерах и лайнерах используют паротурбинные установки и на некоторых судах специальных типов паросиловые установки.

Широкое применение дизельных установок определяется их особенностями и характеристиками, и прежде всего:

Высокой экономичностью при большом диапазоне рабочих чисел оборотов, превышающей на эксплуатационных режимах в среднем в 2,5--3,5 раза экономичность паротурбинных и в 1,5--2,5 раза газотурбинных установок;

В форсировки рабочего процесса, широким диапазоном чисел оборотов, весогабаритных показателей и сроков службы;

Высокой готовностью к действию;

Экономным расходом топлива (при стоянке топливо не расходуется).

Применение дизелей на крупных судах ограничивается их возможной агрегатной мощностью. У тяжелых, малооборотных дизелей, находящихся в эксплуатации, она составляет 15 000--18 000 л. с. при сроке службы до капитального ремонта 50 000--180 000 час.

Зарубежные фирмы опубликовали сведения о создании дизелей большей мощности Фирмы Зульцер и Фиат сообщают об испытании цилиндров и отсеков дизелей мощностью до 30 000 л.с. Применение наддува до 2,5--3,0 ата позволило добиться высоких показателей рабочего процесса. Среднее эффективное давление достигает у 4-тактных дизелей 15--16 кг/см2 и у 2-тактных 10--12 кг/см2 (см. приложение, табл. 1). Освоение многоблочных и многоцилиндровых конструкций привело к созданию мощных быстроходных дизелей. Сведения о некоторых из них приведены в табл. 3 Приложения.

При повышенных показателях рабочего процесса и высоком наддуве необходимо особое внимание к вопросам эксплуатации дизелей, особенно при большой нагрузке на пониженных числах оборотов. Автоматизация и дистанционное управление рациональны только в определенном диапазоне изменения нагрузки.

Для правильной эксплуатации механических установок и их длительной безаварийной работы необходимо, чтобы личный состав хорошо знал режим работы дизелей в зависимости от изменения состояния судна, условий его плавания и работы гребных винтов.

Изменение нагрузки главных двигателей в судовых условиях определяется взаимодействием между элементами, сложного комплекса: судна -- движители -- передача -- главные двигатели.

Каждый элемент этого комплекса можно, представить его характеристиками, а взаимодействие элементов -- совмещением их наиболее общих характеристик.

Вопросы эксплуатации дизельных установок можно разделить на две основные группы. Первую составляют вопросы, относящиеся непосредственно к дизелю: собственные характеристики дизеля, влияние различных факторов на работу и экономичность дизеля, особенности режимов пуска и прогрева.

Во вторую группу входят вопросы, связанные с особенностями судна и его гребных винтов и использованием мощности главного двигателя, обеспечивающего движение судна в различных условиях эксплуатации.

Изменение режима работы судового комплекса определяется:

1. изменением сопротивления воды R движению судна, что требует соответствующего изменения эффективного упора, развиваемого гребными винтами Ре. Такие изменения режима имеют места В следствие изменения водоизмещения судна, состояния поверхности подводной части корпуса, состояния моря и т. д.;

2. изменением упора, приходящегося на гребной винт (при работе гребных винтов с различными числами оборотов, парциальной работе винтов, буксировке другого судна, воза или трала).

Основные факторы, от которых зависит работа гребного винта,-- скорость, его поступательного перемещения и числа оборотов.

Наиболее общим представлением возможных режимов работы гребного винта можно считать кривые его действия, показывающие изменение коэффициентов упора и момента в зависимости от относительной поступи. С помощью этих коэффициентов устанавливают связь между упором, развиваемым гребным винтом, моментом, числом оборотов винта и скоростью судна.

При проектировании механической установки основной режим работы гребных винтов обычно выбирают по нагрузке и условиям плавания судна например:

для быстроходных судов -- исходя из полной мощности двигателя и нормального водоизмещения при состоянии, моря -- 1--2 балла;

для морских судов -- исходя из полной мощности двигателя и полного водоизмещения, причем расчетную мощность обычно принимают равной 0,90--0,95 полной мощности главных двигателей, чтобы иметь запас, учитывающий влияние эксплуатационных факторов (обрастание корпуса, изменение состояния моря, атмосферных условий и т. д.). Чем больше этот запас, тем более приспособлена к изменению режимов эксплуатации механическая установка, лучше условия рабаты главных двигателей, больше срок их службы.

Полученная расчетом зависимость момента или мощности от числа оборотов главных двигателей или скорости хода судна называется нормальной или расчетной винтовой характеристикой.

Во время эксплуатации судна винтовая характеристика не мажет оставаться постоянной, так как меняется режим работы гребных винтов с изменением:

1. Водоизмещения судна, величина которого, может колебаться в пределах от полного и с перегрузом, до водоизмещения порожнем;

2. Состояния моря, силы ветра и волнения;

3.Чистоты поверхности подводной части корпуса;

4. Состояния поверхности гребных винтов;

5. Число работающих гребных винтов.

При оценке влияния различных факторов на нагрузку удобна представлять ее изменение в относительных величинах (по отношению к нагрузкам при нормальной расчетной винтовой характеристике). При этом, пользуясь кривыми действия гребных винтов на свободной воде, можно считать, что влияние корпуса для рассмотренных режимов одинаково. Это тем более справедлива, что в ряде случаев режимы сопоставляются при одинаковых скоростях хода.

Таким образом, в комплексе судно -- движители--передача -- главные двигатели определяющими элементами являются изменение сопротивления воды движению судна, изменение упора, приходящегося на гребной винт, и как следствие этого -- изменение момента, необходимого для вращения гребного винта, и момента, развиваемого главным двигателем.

В соответствии со схемой взаимодействия судового комплекса в книге представлены основные изменения режимов эксплуатации. При этом авторы обращались к вопросам ходкости, к теории гребных винтов и теории двигателей внутреннего сгорания. Эта помогает установить действительные причины изменений нагрузок главных двигателей.

Часто, при эксплуатации ссылаются на то, что двигатели не «тянут», не развивают полных чисел оборотов, работают при повышенных расходах топлива и температурах выпускных газов или не обеспечивают расчетную скорость хода. Причину этого ищут обычно в главных двигателях, хотя в действительности это вызывается часто изменением состояния корпуса и режима работы гребных винтов.

Упрощая вопросы эксплуатации, касающиеся нагрузок двигателей, и ограничиваясь, как это иногда практикуется, представлением винтовых характеристик при различных условиях работы, нельзя раскрыть всего сложного взаимодействия судового комплекса, а следовательно,-- активно воздействовать на причины изменения нагрузок главных двигателей.

Сохранение надежности и высокой экономичности является одной из основных задач при эксплуатации установок.

Цель работы- Изучение топлива и топливной системы их влияние на работу судна. сгорание топливо дизель генератор

При выполнение данной выпускной квалификационной работы были рассмотрены следующие задачи:

Влияние сгорания топлива на работу судового дизель- генератора.

Проверка и регулирование топливной аппаратуры.

Рабочий процесс дизель- генератора и топливоподача.

Режимы оптимального топливопользования.

Проверка экономичности показателей работы дизеля.

Раздел 1. Влияние сгорания топлива на работу судового дизель- генератора

Несмотря на то, что тяжелое средне и высоковязкое топливо обладает значительно худшими качественными показателями и его применение требует затраты дополнительных средств на топливоподготовку, использование его в судовых малооборотных дизелях является экономически выгодным. Основной довод в пользу применения тяжелого топлива состоит в том, что оно в 2--2,5 раза дешевле дизельного топлива. Этой причиной продиктовано стремление использовать средневязкое топливо и в среднеоборотных дизелях. Дизельное топливо обладает высокими качественными показателями и его использование в дизелях всех типов не вызывает проблем. Иначе обстоит дело с применением тяжелого топлива, имеющего значительно худшие показатели. Плотность топлива является косвенной характеристикой химических свойств и фракционного состава. Под плотностью понимается отношение веса топлива при +20°С к весу воды при +4°С, занимающей тот же объем. За рубежом плотность принято выражать при 60° (15,6°С). Для дизельного топлива плотность находится в пределах 0,83--0,89 г/см3, для тяжелого доходит до 0,99 г/см3. Плотность уменьшается при увеличении температуры, и это нужно учитывать при бункеровке, определении запасов топлива на судне и измерении его расхода.

К числу проблем, возникающих при переводе судовых дизелей с дизельного топлива на тяжелое, относится проблема сохранения работоспособности и надежности топливной аппаратуры - в первую очередь распылителей форсунок.

Работа форсунок может сопровождаться подтеканием, закоксовыванием сопловых отверстий, выражающимся в образовании на сопле нагара в виде раструбов вокруг отверстий. Эти явления могут возникнуть у совершенно исправной форсунки с нормальным протеканием топливоподачи. Причина обычно заключается в высокой температуре распылителя.

Как правило, поверхности деталей форсунки, выступающие в камеру сгорания, подвергаются нагарообразованию и коррозии.

Температура некоторых участков распылителя такова, что в среде агрессивных компонентов продуктов сгорания топлива эти явления усиливаются. Рост температуры сопровождается преимущественно нагарообразованием, перегревом распылителя и подтеканием форсунки, что ведет к нарушению процесса сгорания. Участки металла с низкой температурой подвержены электрохимической и химической коррозии, приводящей к нарушению формы деталей, потере плотности в сопрягаемых поверхностях и снижению прочностных характеристик. При обычно применяемых материалах температуры свыше 220°С вызывают трудности при длительной эксплуатации, так как сталь теряет твердость и форсунка начинает «хромать». Прогрессирующему лако и нагарообразованию подвержены форсунки, работающие на топливе с повышенным содержанием остаточных продуктов нефтепереработки (асфальто-смолистых соединений и серы).

В соответствии с рекомендациями известных дизелестроительных фирм температура распылителя у сопловых отверстий должна выдерживаться в пределах 120--180°С. При таких температурах нагарообразование и коррозионная активность малы.

Поскольку в судовых двигателях используются преимущественно форсунки с принудительным охлаждением, то выполнить это условие нетрудно. В качестве охлаждающей жидкости используют воду, масло, топливо. Часть тепла отводит впрыскиваемое топливо. В эксплуатации это может быть обеспечено сохранением в рекомендуемых пределах температур и расхода охлаждающей жидкости. Важно также следить за состоянием полости охлаждения, особенно если форсунки охлаждаются маслом.

Следует иметь в виду, что при охлаждении форсунок самим топливом, надо применять дизельное топливо.

Условия работы и основные характеристики дизелей при работе с противодавлением на выхлопе, несомненно, должны отличаться от номинальных, паспортных, гарантированных заводом-изготовителем при свободном выпуске выхлопных газов. Наиболее важными эксплуатационными и экономическими параметрами дизеля являются его эффективная мощность Ne и удельный эффективный расход топлива be. Данные величины указываются поставщиками при определенных условиях, в частности, при заданном аэродинамическом сопротивлении на всасывании и выхлопе.

Имеется несколько нормативных документов ,в которых значения этих величин оговариваются.

Кроме этого достаточно часто они указываются изготовителями на основании собственных технических условий, которые представлены в паспортах или описаниях двигателей. Ниже будет проведен анализ этих документов и стандартных (нормальных) условий, при которых гарантируются номинальная мощность и номинальный удельный расход топлива.

Данная работа носит постановочный характер и посвящена рассмотрению имеющихся в литературе данных о влиянии сопротивления на выхлопе на работу дизелей. Практическая потребность в этом возникла из-за необходимости учета этого влияния на основной технико-экономический показатель работы дизеля - удельный расход топлива. Актуальность этой проблемы значительно возросла и потребовала решения после выхода «Положения об организации в Министерстве энергетики Российской Федерации работы по утверждению нормативов удельных расходов топлива на отпущенную электрическую и тепловую энергию от тепловых электростанций и котельных». Данное положение утверждено приказом Минэнерго России от 30 декабря 2008 года № 323 и содержит методику расчета нормативов удельных расходов топлива для стационарных дизельных электрических станций (ДЭС) на выработку электрической и тепловой энергии.

Последняя получается за счет использования тепла выхлопных газов в котлах-утилизаторах. Нормирование удельных расходов топлива при работе дизельных электростанций является основополагающим, так как это определяет финансирование на закупку топлива для каждой ДЭС. Количество стационарных дизельных электростанций в Российской Федерации достаточно велико. К примеру, в Приморском крае их 38 штук в семи районах, суммарной установленной мощностью более 26000 кВт, а в Якутии - 135, на которых установлены 623 дизель-генераторных агрегата общей мощностью более 294000 кВт. При этом единичная мощность агрегатов составляет от 30 до 1650 кВт. Значительная часть дизель- генераторов оборудована котлами-утилизаторами.

Основной особенностью министерского документа, указанного выше, является то, что в нем говорится о выработке тепловой энергии на ДЭС за счет утилизации тепла выхлопных газов дизелей. Однако учет влияния этого фактора на удельный расход топлива дизелей и практическая методика расчета этого влияния отсутствуют. Понятно, что руководство ДЭС, на которых установлено утилизационное оборудование, заинтересовано в получении данных о его влиянии на удельный расход топлива. Учитывая то, что дизель- генераторы работают при различных нагрузках, необходимо иметь ряд нагрузочных характеристик при различных противодавлениях на выхлопе.

Полезное использование тепла уходящих газов и охлаждающей воды производится в дизелях практически с момента появления первых надежных промышленных образцов двигателей этого типа. Особенно широкое распространение этот путь повышения эффективности ДВС нашел в судовых дизельных энергетических установках. При этом доля тепла, уносимого выпускными газами в современных дизелях с наддувом, доходит до 40…45% от энергии сгоревшего топлива, а доля утилизированного, полезно используемого тепла - до 15…20% от этой же энергии.

Применительно к дизель-генераторам эти цифры означают то, что тепловая мощность утилизационных котлов может доходить до 60% от электрической. Так, самые распространенные в ОАО «Сахаэнерго» (Якутия) дизель-генераторы ДГ-72, работающие с утилизацией тепла, имеют электрическую мощность 800 кВт, а котлы-утилизаторы - тепловую в 494 кВт.

На начальном этапе рассмотрения этого вопроса можно сказать, что изменение противодавления на выхлопе никак не связывается производителями с изменением основных параметров работы дизеля, в том числе и с изменением (увеличением) удельного расхода топлива. И хотя в паспортах и технических описаниях дизелей часто приводятся допустимые противодавления на выпуске (до 200…500 мм вод. ст.), их влияние на удельный расход топлива никогда не оговаривается. Можно предполагать, что увеличение аэродинамического сопротивления выхлопного тракта должно привести к увеличению удельного расхода топлива, так как на преодоление этого сопротивления, несомненно, требуется дополнительная энергия, вырабатываемая в двигателе.

Сложность и неординарность данного вопроса заключается в следующем.

1. Все существующие расчетные методики рабочего процесса дизеля выполняются только для номинальной, расчетной эффективной мощности. Методик, дающих возможность рассчитывать долевые режимы работы дизеля и таким образом дающих возможность строить расчетные нагрузочные характеристики, не существует. Данные зависимости определяются только экспериментально на заводе-изготовителе или в процессе эксплуатации для каждого конкретного агрегата.

2. Существующие в настоящее время экономические оценки использования утилизационных котлов основаны только на расчете экономии топлива при выработке тепла за счет использования энергии выхлопных газов дизелей. Вопросы увеличения удельных расходов топлива, при наличии противодавления на выхлопе, по имеющимся литературным данным, весьма малочисленны и достаточно противоречивы. Нормативные документы, заводские паспорта и технические описания дизелей этого вообще не рассматривают.

3. Гарантированный заводом- изготовителем удельный расход топлива относится к стандартным (нормальным) условиям эксплуатации. Зависимостей его изменения при различных противодавлениях на выхлопе никто не приводит. В то время как нагрузочные характеристики дизелей приводятся, хотя и не часто, но в соответствии с они относятся к нулевому противодавлению на выпуске и нулевому сопротивлению на всасывании.

Основные характеристики дизелей предоставляются заводами-изготовителями при определенных параметрах окружающей среды. Условия работы двигателя и параметры окружающей среды, которые принято называть стандартными или нормальными, оговариваются, как было сказано выше, тремя основными нормативными документами выше указанных параметров. Интересно, что все три документа по-разному определяют параметры окружающей среды и условия работы дизеля при определении его номинальной мощности и соответствующего ей удельного расхода топлива. При этом условия, которые указывают заводы-изготовители, при определении Ne и be, часто также отличаются от нормативных. Правда, следует отметить, что такое допускается.

Номинальная мощность, согласно , определяется как длительная эффективная мощность дизеля, назначаемая и гарантируемая изготовителем при заданной частоте вращения дизеля, заданных окружающих условиях, полной комплектности и рабочих условиях, для которых предназначен дизель, с учетом возможности развития максимальной мощности.

Анализ, а также заводских паспортных данных дизелей 6ЧН25/34 и 6ЧН36/45 показывает, что нет ни одного параметра, который бы во всех пяти источниках полностью соответствовал остальным, и даже условия называются по-разному - стандартные или нормальные. Таким образом, можно сказать, что единых нормативных требований по атмосферным параметрам и рабочим условиям для дизелей на сегодняшний день не существует. Это в равной степени относится и к противодавлению на выпуске, и, тем более, к увеличению удельного расхода топлива. Так оговаривается нулевое сопротивление выхлопного тракта, в документах в перечнях основных терминов и пояснений к ним понятие сопротивление или противодавление на выпуске вообще отсутствует.

Таким образом, можно утверждать, что ни нормативные документы, ни паспорта заводов-изготовителей на сегодняшний день не регламентируют изменение удельного расхода топлива в зависимости от наличия противодавления на выхлопе. При этом так и остается неясным, гарантируют ли изготовители дизелей сохранение удельного расхода топлива при увеличении противодавления на выпуске до предельного, указанного в документах на поставку.

Анализ литературных источников по утилизации тепла судовых энергетических установок в пунктах 1, 2, 7, 8, 9, 12 показывает, что вопрос об изменении удельных расходов топлива главных и вспомогательных дизелей СЭУ, при наличии котлов-утилизаторов на выхлопе, не рассматривается.

С 01 июля 2009 г. введены в действие изменения № 3 ГОСТа 10150-88 и № 5 ГОСТа 10448-80 ,согласно которым исключается понятие теплотворная способность топлива, равная 42000 кДж/кг, и «любой объявленный удельный расход топлива двигателя, выраженный в граммах, должен быть приведен к условной низшей теплотворной способности топлива 42700 кДж/кг». А также «пересчет номинальной или полной мощности и удельного расхода топлива на атмосферные и рабочие условия, отличные от заданных, на территории РФ проводят в соответствии с ГОСТ Р ИСО 3046-1-99».

С 01 января 2007 г. указанный ГОСТ заменен на ГОСТ Р 52517-2005 (ИСО 3046-1:2002) «Двигатели внутреннего сгорания поршневые. Характеристики. Часть 1. Стандартные исходные условия, объявление

мощности, расхода топлива и смазочного масла». В соответствии с этим ГОСТом вводится понятие стандартные исходные условия для определения стандартных мощности и расхода топлива, которые соответствуют следующим параметрам:

Полное атмосферное давление рr = 100 кПа;

Температура воздуха Тr = 298 К (tr = 25 0C);

Относительная влажность воздуха цr = 30%;

Температура охлаждающей среды на входе в охладитель наддувочного воздуха Тcr = 298 К (tcr = 25 0C);

Сопротивление на впуске и выпуске 0 мм рт. ст.;

Относительная влажность воздуха 30% при температуре 298 К (25 0С), что соответствует давлению водяного пара 1 кПа и атмосферному давлению сухого воздуха 99 кПа.

Таким образом, и самый последний ГОСТ РФ не проясняет вопрос об учете влияния противодавления на выпуске на удельный расход топлива.

Интересно отметить, что такое положение вещей существует уже более 50 лет, так как еще в работе указывалось, что наличие противодавления на выхлопе должно оговариваться заказчиком и для этого противодавления изготовитель должен гарантировать основные характеристики дизеля, пока не будут разработаны и введены в действие государственные нормали, или ГОСТы. Как видно из последнего ГОСТа Р 52517-2005 (ИСО 3046-1:2002), и до настоящего времени номинальная мощность и удельный эффективный расход топлива дизелей указываются для условий работы без учета сопротивления на выпуске.

Таким образом, вопрос о влиянии противодавления на удельный расход топлива дизелей до сегодняшнего дня остается открытым и требует теоретического и экспериментального решения.



Раздел 2. Проверка и регулирование топливной аппаратуры

Нормальная работа топливной аппаратуры характеризуется бесперебойностью подачи топлива и хорошим его распыливанием в цилиндре. Существенно влияет на работу топливной аппаратуры и качество топлива (наличие или отсутствие воды и механических примесей, вязкость). От качества работы топливной аппаратуры зависят мощностные и экономические показатели двигателя. Наблюдение за работой топливной аппаратуры сводится к профилактике, испытаниями регулировке.

Правилами технической эксплуатации определены сроки периодического контроля, а при необходимости восстановления и регулировки топливных насосов и форсунок. Так, осмотр и профилактику топливных насосов высокого давления крупных дизелей производят через 4 -- 6 тыс. ч, а форсунок -- через 600 -- 1000 ч нормальной работы. У высокооборотных дизелей сроки соответственно в 2 -- 3 раза меньше.

Мелкое распыливание подаваемого в цилиндр топлива достигается в современных топливных системах за счет больших давлений распыливания. Высокое давление обеспечивается наличием малых зазоров между плунжером и втулкой (не более 1 -- 5 мкм). Простота решения уплотнения является одновременно и недостатком насосов высокого давления, так как увеличение кольцевого зазора вследствие износа снижает плотность пары плунжер-втулка, и, естественно, сказывается на величине развиваемого давления. Из этого вытекает основное контрольное мероприятие, определяющее возможность дальнейшей эксплуатации - проверка плотности. Это относится к прецизионным парам насоса и форсунки.

Существует несколько способов проверки плотности плунжерных пар непосредственно на двигателе. Для проверки необходим рычаг с длиной плеч 1:10 (короткий конец подводится под плунжер, к длинному прилагает усилие человек) и заглушка на форсуночную трубку. Вместо заглушки можно использовать гайку трубки высокого давления, отверстие в которой перекрыто сплошной прокладкой из отожженной красной меди.

Испытания заключаются в следующем. Регулирующий орган насоса устанавливают в положение максимальной подачи; на выходной штуцер насоса, с которого снята трубка высокого давления, устанавливают заглушку, а рычагам создают возможно большее усилие. Принято считать, что если не чувствуется значительного опускания нажимного рычага, то система достаточно герметична. Перед затяжкой заглушки из верхней части насоса следует удалить воздух.

Проверка проста и не требует больших затрат времени, но оценивает плотность пары насоса лишь приблизительно, так как одновременно с ней опрессовке подвергается (например, в насосах двигателей NVD) и впускной клапан. Более точно герметичность отдельных элементов топливной аппаратуры определяется при раздельных испытаниях. Они требуют специальных приспособлений, изготовление которых вполне доступно в судовых условиях.

Рис. 3. Стенд для испытаний плунжерных пар при постоянном давлении.

Испытания при постоянном давлении. На рис. 3 показан стенд для испытаний плунжерных пар при постоянном давлении топлива. В упорной плите 1 установлен стакан 2, в который вставлена плунжерная пара 4-5. Втулка 4 пары упирается в заглушку 3, а сверху гайкой 6 обжимается в стакане 2. Усилие от груза 9 передается на плунжер через рычаг 8 и толкатель 7. Топливо заливается в стакан 2. Испытание состоит в том, что одновременно с нажимом толкателя 7 на плунжер 5 включается секундомер. Срыв рычага при отсечке воспринимается пружинным амортизатором 10.

Гидравлической плотностью плунжерной пары называют время движения плунжера под действием груза постоянной величины на определенном пути. Время указывают в паспортах насосов. Здесь же записано то время прохождения плунжера, которое является минимальным и свидетельствует о непригодности плунжерной пары к дальнейшей эксплуатации.

Испытания при переменном давлении. Давление в испытываемой паре создается форсуночным прессом. Способ заключается в определении времени падения давления в рабочей полости плунжерной пары на заранее заданную величину. В отличие от первого метода плунжер считается неподвижным. Схема установки приведена на рис. 4. В кронштейн 3, укрепленный на верстаке или переборке 1, вмонтирован монтажный, стакан 6. Плунжерная пара 4 -- 5 вставлена в стакан и сверху плотно закрывается головкой 5 с двумя отверстиями; 7 -- для выпуска воздуха и 9 -- для присоединения трубки 10 от форсуночного пресса 12. Упор 2 устанавливает плунжер в направляющей примерно на половине активного хода.

Рис. 4. Схема установки для испытания плунжерных пар при переменном давлении топлива.



При испытании форсуночным прессом с помощью рукоятки 13 создается некоторое начальное давление р1которое фиксируется манометром 11. Прекратив нагнетание рукояткой, наблюдают за падением давления до р2. Перепад Др = р1 чр2 берут в пределах 10 - 20 МПа, а границы давления р1 = 90 ч 50 МПа, р2 = 60 ч 40 МПа. Время падения давления зависит от диаметра плунжера, начального давления и вязкости топлива. Если время неизвестно, то его следует определить, испытав новую плунжерную пару на стандартном топливе. Давление р1 устанавливают исходя из возможностей пресса.

Перед испытаниями форсуночным прессом убеждаются в его достаточной герметичности. Для этого служит выходное отверстие. Повысив давление до 35 МПа, не спуская рукоятки, наблюдают за падением давления, которое за 10 мин должно упасть не более чем на 1,0 -- 1,5 МПа. Клапаны насосов высокого давления также могут быть испытаны на герметичность с помощью форсуночного пресса.

Рис. 5. Эскиз приспособления для испытания всасывающего и нагнетательного клапанов.

На рис. 5 даны эскизы приспособлений для испытаний всасывающего клапана 1 с гнездом 2 и нагнетательного клапана 5 с гнездом 6. В первом случае клапан в сборе крепится в приспособлении 3 гайкой 4, во втором - в приспособлении 7 штуцером 8. К деталям 3 и 8 сверху присоединяют нагнетательный трубопровод форсуночного пресса. При р1= 10ч20МПа и Дp = 2ч5 МПа время падения давления достаточно плотного клапана составляет 20 - 60 .

К топливной системе относятся :

Топливная форсунка. Проверять работу форсунки можно при помощи топливного насоса, установленного на двигателе; или лучше на специальном стенде (рис. 6).

Передвигая рычаг 1, действуют на плунжер насоса 2. Последний забирает топливо из бака 3 и, прокачивая его через тройник 4 и трубопровод 5, подает в форсунку 6. Перед проверкой открывают кран 7 и, передвигая рычаг, удаляют воздух из системы.

Форсунку, подлежащую осмотру и регулировке, разбирают на чистом и хорошо освещенном месте, промывают керосином или чистым топливом, обдувают сжатым воздухом и снова собирают. У форсунок, которые имеют регулируемый подъем иглы, регулировочный винт завертывают до упора, а затем отвертывают на часть оборота, обеспечивающую необходимый подъем иглы. Последнее указывается в инструкции по эксплуатации двигателя.

Рис. 6. Приспособление для проверки форсунок.

Чтобы не смешать детали разных форсунок, рекомендуется разбирать и собирать их поочередно. При проверке надо соблюдать осторожность, так как попадание струи топлива на кожу рук вызывает долго незаживающую рану. Обтирать детали форсунки можно только салфетками из бязи или батиста.

Проверка отсутствия засорения отверстии в соплах. Форсунку закрепляют на стенде, удаляют из системы воздух, краном 7 (см. рис. 6) выключают манометр 8, под форсунку кладут бумагу и резко впрыскивают топливо. Если на бумаге прорванных мест или следов от струй топлива будет меньше, чем отверстий в распылителе, это означает, что часть отверстий засорена.

Для прочистки отверстий форсунку разбирают, промывают в керосине, нагар с наружных поверхностей снимают при помощи деревянного скребка, отверстия прочищают стальной проволокой (диаметр которой должен быть меньше диаметра сопловых, отверстий на 0,05 -- 0,1 мм) и только затем собирают форсунку.

Прочищать отверстия без разборки форсунки не разрешается, так как в этом случае грязь останется внутри форсунки.

Если диаметры отверстий сопла увеличились на 10 - 12% па сравнению с номинальным размером или отличаются друг от друга на ±5%, то сопла заменяют.

Проверка плотности пары игла -- направляющая втулка. Плотность посадки иглы в ее направляющей проверяют следующим образом:

пружину форсунки затягивают таким образом, чтобы давление открытия иглы соответствовало указанному в инструкции по эксплуатации двигателя или в его паспорте;

создают давление в форсунке, несколько превышающее оговоренное инструкцией, и по секундомеру определяют время падения давления на 50 кгс/см2 от установленного;

время, за которое давление упадет на 50 кгс/см2, указывается в инструкции по эксплуатации двигателя и должно быть не меньше 15 сек для новых распылителей и 5 сек для распылителей, бывших в употреблении.

При уменьшении плотности пары значительно увеличиваются протечки топлива через зазор во время работы двигателя. Нормальным (для новой форсунки) считается протечка топлива 1 -- 4% количества топлива, поданного в цилиндр. Количество топлива, сливаемого из разных форсунок за одно и то же время, не должно различаться более чем на 50%.

При необходимости пару игла -- направляющая заменяют запасной. Переставлять иглы в направляющих втулках не рекомендуется, так как эти детали очень точно (прецизионно) пригнаны друг к другу. При наклоне направляющей на 45° игла должна выходить из нее на 1/3 длины направляющей части под действием собственного веса при любом повороте вокруг своей оси.

Проверка и регулировка давления подъема иглы форсунки. Для проверки рабочего давления открытия иглы форсунки устанавливают на стенде (см. рис. 1) и насосом 2 создают давление топлива, контролируемое по манометру 9. Величина давления указывается в инструкции по эксплуатации двигателя и регулируется изменением силы натяжения пружины форсунки.

Отклонение величины давления открытия иглы форсунки от нормы допускается в пределах ±(5ч10) кгс/см2.

Проверка подтекания форсунки. Плотность притирки уплотняющего конуса (или торца) иглы проверяют медленным повышением давления топлива в форсунке, плавно передвигая для этого рычаг 1 (см. рис. 6). При давлении на 5 - 10 кгс/см2 меньше давления впрыска конец распылителя должен быть сухим.

Если форсунка подтекает, то слегка притирают иглу к ее седлу при помощи тонкой пасты ГОИ, разведенной на керосине. При притирке следят за тем, чтобы паста не попадала в зазор между иглой и ее направляющей. После притирки детали тщательно промывают в керосине или чистом топливе, обдувают воздухом и снова проверяют на отсутствие подтекания.

Проверка качества распыливания топлива. Во время подачи топлива форсунка должна давать резкий и четкий дробный впрыск с характерным резким звуком. Для удобства наблюдения за качеством распиливания рекомендуется направить форсунку на лист чистой бумаги. Следы топлива на бумаге должны быть одинаковой густоты и расположены на равном расстоянии от центра. Если форсунка не дает равномерного по окружности распыливания, ее разбирают, отверстия сопла прочищают тонкой мягкой проволокой.

При большой разработке сопловых отверстий увеличивается их суммарное сечение и нарушается правильная форма сверления, что вызывает снижение скорости выхода топлива из форсунки и, следовательно, ухудшает качество распыла. В этом случае обычно сопло заменяют запасным.

- Топливные насосы высокого давления. Топливные насосы различны по конструкции, поэтому, приступая к проверке и регулированию их, необходимо это помнить. Правила регулирования топливных насосов указываются в инструкции по эксплуатации двигателя.

В реверсивных двигателях проверка осуществляется отдельно для работы «Вперед» и «Назад» и в случае съемных кулачных шайб - для каждого цилиндра.

Рассмотрим проверку и регулирование топливных насосов, показанных на рис. 7 - 9.

Проверка и регулирование начала подачи топлива. При проверке и регулировании начала подачи топлива отсоединяют трубопровод от насоса к форсунке и вместо него устанавливают стеклянную трубку (моментоскоп) внутренним диаметром 1 -- 1,5 мм и присоединяют ее к нагнетательному штуцеру насоса с помощью резиновой трубки.



Рис. 7. Топливный насос двигателя 8ДР 43/61.

Рукоятку поста управления двигателя ставят в позицию «Полный ход» и таким образом включают насосы на полную подачу топлива. Открывают на насосах устройства для выпуска воздуха и, применяя рычаг, передвигают плунжер до появления из этих устройств топлива без пузырьков воздуха.

Затем устройство для выпуска воздуха закрывают и продолжают передвигать плунжер, заполняя топливом часть стеклянной трубки.

Медленно проворачивают коленчатый вал по направлению вращения двигателя, наблюдая за положением топлива в моментоскопе. Как только уровень топлива стронется с места (насос начал подачу), вращение прекращают и определяют положение метки в.м.т. данного поршня на маховике по отношению к стрелке, закрепленной на станине двигателя.



Рис. 8. Топливный насос двигателя СД 16,5/20.

Для этого рулеткой замеряют расстояние от отметки в.м.т. на маховике до стрелки и полученную величину делят на длину дуги, соответствующую повороту коленчатого вала на 1°. Полученная величина угла соответствует началу подачи топлива насосом. Например, длина обода маховика равна 5400 мм и в момент начала подачи топлива насосом отметка в.м.т. не дошла до стрелки при такте сжатия на расстояние 150 мм. В этом случае длина дуги, соответствующая повороту коленчатого вала на 1°, будет 5400/360= 15 мм и угол начала подачи топлива составит 150/15=10°. Полученный угол сравнивают с данными инструкции по эксплуатации двигателя.

Угол начала подачи топлива регулируют следующими способами:

перестановкой кулачных шайб (если позволяет конструкция);

изменением зацепления между шестернями, передающими вращение от коленчатого вала к валу топливных насосов;

изменением положения вала топливных насосов;

специальными устройствами в конструкции топливного насоса.

Момент начала подачи топлива насосом с регулированием количества подаваемого топлива концом подачи (см. рис. 2, 3) изменяют перестановкой кулачной шайбы, что влияет на начало подъема плунжера.



Рис. 9. Топливный насос двигателя МАН.

В насосе с регулированием количества подаваемого топлива началом подачи с помощью клапана (см. рис. 1) регулированием винта изменяют момент закрытия перепускного клапана, что обеспечивает изменение момента начала подачи топлива.

В насосе плунжерного типа с регулированием количества топлива началом подачи (см. рис. 9) регулированием активного хода плунжера изменяют момент закрытия верхним торцом плунжера отверстия в гильзе, вследствие чего изменяется момент начала подачи топлива.

- Форсунки. Проверяют плотность цилиндрических поверхностей иглы с направляющей и плотность седла иглы (конического или плоского). Грубая оценка износа уплотняющих поверхностей иглы и направляющей производится по интенсивности утечек топлива через отверстие, к которому присоединена сливная трубка.

Герметичность цилиндрической уплотняющей поверхности и плотность посадки иглы проверяют на прессе, схема которого приведена на рис. 6. Топливо из бака 4 поступает к одноплунжерному насосу 3, приводимому в действие рукояткой 2. Форсунка укреплена в штативе 5. Впрыск топлива осуществляется в бак 6. Давление, развиваемое насосом, контролируется манометром 1.

Рис. 10. Стенд для испытаний форсунки.

Испытание плотности пары игла -- направляющая подобно испытанию плунжерной пары. Но иглу следует нагрузить затяжной пружиной несколько больше, чтобы р1 превысило рекомендуемое давление впрыска для этого типа форсунки на 10 -- 15 МПа. При перепаде давлений Др = p1 ч p2 (2 -- 5 МПа) нормальная плотность пары, т. е. время падения давления, соответствует 7 -- 30 с. Плотность комплекта форсунок для дизеля указывают в правилах технической эксплуатации. Разница в показателе плотности не должна превышать ± 25 % его средней величины.

Испытания форсунки в сборе на прессе позволяют визуально оценить качество распыливания и плотность посадки иглы. Форсунку закрепляют в штативе, присоединяют трубку и прокачиванием удаляют воздух. Далее, прокачивая форсунку и регулируя натяжение пружины, устанавливают рекомендуемое давление распыливания. Перед контрольным впрыском тщательно обтирают кончик сопла. Затем медленно нажимают на рукоятку пресса, наблюдая за манометром и за кончиком сопла: сопло должно быть сухим до момента подъема иглы, при котором манометр покажет давление распыливания. После впрыска вновь вытирают кончик сопла: в посследующий момент, если игла садится плотно, сопло должно быть сухим. При обнаружении подтекания иглу в первую очередь необходимо промыть, а затем, если подтекание продолжается, притереть к уплотняющей поверхности.

- Регулирование топливных насосов высокого давления. Независимо от размеров, быстроходности и мощности двигателей регулирование их ТНВД проводят в следующем порядке.

Устанавливают нулевую подачу, т. е. орган насоса, регулирующий производительность, при нахождении рукоятки управления в положении «Стоп» должен обеспечить прекращение подачи топлива. Нулевая подача всех ТНВД двигателя является единственным средством, которое позволяет остановить дизель без применения аварийных средств.

Устанавливают рекомендуемый инструкцией по эксплуатации угол опережения подачи топлива.

ТНВД двигателя регулируют на одинаковые цикловые подачи с точностью, указанной в инструкции.

Рассмотрим регулирование ТНВД двигателя NVD-48. Двигатель оборудован золотниковыми насосами с регулированием по концу подачи. В конструкции насоса предусмотрено движение плунжера во втулке, его разворот вокруг своей оси и возможность перемещения плунжера с помощью регулировочного болта относительно втулки. Насос приводится в действие симметричной кулачковой шайбой, укрепляемой на распределительном валу фиксацией в торцевые зубья. Перестановка шайбы на один зуб изменяет ее положение относительно коленчатого вала на 4°.

Нулевую подачу насосов проверяют при положении пусковой рукоятки «Стоп». Регулировочная тяга разворачивает плунжеры за поводки в положение, при котором, если прокачать все насосы вручную, из нагнетательных штуцеров не должно выходить топливо. В случае, когда насосы не выключились, с помощью регулировочного болта передвигают тягу топливных насосов. Регулировать нулевую подачу отдельных насосов можно перемещением сухарей на регулировочной тяге. Угол опережения подачи топлива для двигателей NVD-48 составляет 21 -- 23° до ВМТ.

Предварительную проверку начала подачи топлива производят следующим образом.

При положении ролика толкателя ТНВД на концентрической части кулачной шайбы совмещают посредством регулировочного болта риски на направляющей втулке и на стакане.

Устанавливают поршень в ВМТ и измеряют расстояние, на которое разошлись риски стакана и втулки: для переднего и заднего хода оно должно составить 1,7 -- 2,1 мм. Практически указанный ход плунжера при положении поршня в ВМТ соответствует началу его движения до 20 -- 23° до ВМТ. Для надежности запуска рекомендуется на задний ход устанавливать ход плунжера на 0,3 -- 0,4 мм больше, чем на передний ход. Поэтому установка ходов плунжера на передний и задний ход достигается только перестановкой кулачной шайбы в зубчатом зацеплении, о котором упоминалось выше.

Обычно не ограничиваются проверкой хода плунжера (или угла опережения) указанным выше способом. Более точное значение угла опережения определяют моментоскопом -- стеклянной трубкой, подаваемой на выходной штуцер насоса. Проворачивая двигатель, наблюдают за уровнем топлива в трубке. Момент начала движения уровня топлива в трубке соответствует началу подачи насосом. По шкале маховика находят угол. Следует иметь в виду возможность более точного регулирования угла опережения, чем на 4° ПКВ, за счет поворота кулачковой шайбы на один зуб. Установка под корпус насоса прокладок позволит более точно (например, до 1° ПКВ) отрегулировать по моментоскопу угол опережения подачи топлива.

Окончательное регулирование ТНВД двигателя производится по давлению сгорания и температуре выпускных газов.

ТНВД двигателя фирмы «Бурмейстер и Вайн» типа 6 ДКРН 74/160 относят к группе золотниковых насосов. Нулевую подачу проверяют при положении пускового рычага «Стоп», при этом поперечное отверстие плунжера должно совпадать с отсечным окном. Такое положение плунжера достигается регулированием длины талрепной тяги, идущей от общего отсечного валика к поводку поворотной втулки, и контролируется по совпадению неподвижной рейки на корпусе насоса с одним из делений шкалы, нанесенной на буртике поворотной втулки.

Рис. 11. Схема механизма изменения угла опережения подачи топлива.

Как видно из рис. 11, сектор «Стоп» шкалы имеет пять делений. Если требуется увеличить или уменьшить производительность насоса, можно совместить риску на корпусе с любой из пяти рисок сектора. При необходимости увеличить производительность следует совместить риску на корпусе с делениями сектора, близкими к нулю, т. е. сделать возможно больший разворот плунжера в сторону увеличения подачи.

Снятые индикаторные диаграммы могут показать недостаточное давление в цилиндре при повышенной температуре выпускных газов. Тогда следует увеличить угол опережения подачи топлива. Эта операция легко выполняется на ходу перемещением ролика 1 привода плунжера. Для этого следует повернуть по часовой стрелке эксцентриковый вал 2, наблюдая за шкалой, нанесенной на бугеле 3. Между делениями 0 и 45° перемещение вала на 7° увеличивает давление в цилиндре на 0,1 МПа. После отметки 45° повышение давления на 0,1 МПа требует поворота более чем на 7°, так как вал приближается к своему крайнему положению.



Раздел 3. Рабочий процесс дизель-генератора и топливоподача

Процесс сгорания топлива разбивается условно на четыре периода: подготовительный (участок d-c'); воспламенения и начального сгорания (участок c'-z); основного сгорания (участок z~z') и догорания (после точки г'). Точки а, в, г и д соответствуют моментам повышения давления топлива в полостях ТНВД и форсунки, точка б - геометрическому началу подачи топлива, точка d - началу подъема иглы распылителя, а точка е - моменту посадки иглы на седло.

Первый период - задержка воспламенения т,. Продолжительность этого периода в основном определяется тепловым состоянием дизеля, качеством топлива и распыливания, последнее в значительной степени зависит от конструкции и режима работы топливной аппаратуры.

Второй период неуправляемый процесс, так как в это время сгорает в основном топливо, впрыснутое за периоду. Процесс сгорания во втором периоде носит взрывной характер, а показатели механической напряженности оценивают по максимальному давлению сгорания pz, степени повышения давления X. = pz/p'c (где р'с - давление в цилиндре в момент начала видимого сгорания), средней Др/Аф и максимальной Др/Дф скорости нарастания давления газов.

Средняя скорость Др/Дф = (pz - р'с)/(фсг + Ф2),где фсг - угол от момента начала видимого сгорания до ВМТ; ф2 - угол после ВМТ, соответствующий давлению pz.

Величину dp/dф находят как максимальное значение отношения приращения давления газов в цилиндре рц к углу поворота коленчатого вала ф после проведения касательных в различных точках кривой рц.

Третий период - управляемое сгорание; процессом сгорания можно управлять, изменяя характеристику впрыскивания.

Четвертый период - замедленное догорание топлива. Теплота, выделенная при сгорании в этот период, используется с малой эффективностью.

Основными параметрами топливоподачи, которые оказывают наибольшее влияние на рабочий процесс дизеля, являются:

угол начала впрыскивания;

качество распыливания топлива;

характеристика впрыскивания;

продолжительность впрыскивания.

На рабочий процесс дизеля также влияют подвпрыскивание и нестабильная работа форсунки.

С увеличением фоп топливо в цилиндр впрыскивается раньше, поэтому и воспламеняемость раньше. В результате большее количество топлива сгорает до ВМТ, что приводит к возрастанию pz, 'к., Др/Дф и dp/dф. Значения их будут еще больше возрастать, если с увеличением угла фоп возрастает и период ^(вследствие впрыскивания топлива в среду с боле низким давлением и температурой).

От угла фоп зависит и экономичность двигателя. Если за исходное значение угла фоп принять такое, при котором фсг = 0, то с увеличением фоп экономичность возрастает, так как некоторое увеличение работы сжатия до ВМТ с избытком компенсируется повышением термического КПД цикла вследствие подвода теплоты к рабочему телу при более высокой температуре. Однако при больших значениях угла (роп работа сжатия существенно возрастает и становится больше, чем выигрыш в термическом КПД, поэтому экономичность дизеля падает.

С уменьшением угла <рОП, особенно до значений, соответствующих началу сгорания топлива после ВМТ, происходит снижение механической напряженности двигателя, но одновременно уменьшается экономичность дизеля и увеличивается степень догорания топлива, что повышает температуру выпускных газов и теплонапряженность деталей цилиндропоршневой группы (ЦПГ).

Качество распыливания топлива оказывает решающее влияние на процесс сгорания. Чем оно выше, тем меньше догорание топлива, тем выше экономичность дизеля и ниже температура выпускных газов. Качество распыливания топлива зависит от давления ра перед распыливающими отверстиями (давление впрыскивания) и конструктивного исполнения этих отверстий.

...