Изучение топлива и топливной системы их влияние на работу судна

Характеристика впрыскивания существенно влияет на рабочий процесс дизеля: чем меньше топлива подано за период т,, тем ниже показатели механической напряженности двигателя. От характеристики впрыскивания в заключительной фазе зависит и процесс догорания топлива. Необходимо стремиться к тому, чтобы в этой фазе как можно меньшее количество топлива было впрыснуто в цилиндр. Данное требование может быть выполнено при резкой отсечке подачи топлива.

Продолжительность впрыскивания (угол срвп) также оказывает большое влияние на рабочий процесс. Для повышения экономичности и снижения температуры выпускных газов необходимо обеспечить сравнительно небольшое значение угла срвп на номинальном режиме. Этот угол можно уменьшить увеличением максимального давления впрыскивания или эффективного проходного сечения распылителя. В первом случае возрастут механические нагрузки на детали топливной аппаратуры, а во втором - на режимах малых нагрузок будет низкое давление впрыскивания и, как следствие, плохое распыливание топлива.

К отрицательным последствиям приводит подвпрыскивание топлива. Давление топлива в форсунке в это время невысокое и снижается еще вследствие дросселирования в седле иглы, поднятой на небольшую высоту. В результате топливо в цилиндре сгорает плохо, что не только снижает экономичность двигателя, но и приводит к закоксованию распылителей форсунок и деталей камеры сгорания. По этим же причинам нежелательна и нестабильная работа форсунки. Классификационная схема основных типов топливных систем высокого давления представлена на рис. 12.

Рис. 12. Классификационная схема топливных систем высокого давления

Все системы делятся на системы непосредственного действия, где подача топлива через форсунку происходит во время нагнетательного хода плунжера ТНВД, и аккумуляторные системы (впрыскивание топлива в цилиндр осуществляется за счет энергии, аккумулированной до начала впрыскивания).

Системы непосредственного действия по конструктивному исполнению могут быть неразделенного (насос-форсунки) и разделенного типов. В последних топливный насос и форсунка соединены топливопроводом высокого давления. В дизелях обычно применяют системы разделенного типа; использование насос-форсунок несмотря на их большую компактность, меньшую массу и габаритные размеры, отсутствие подвпрыскивания топлива, постоянно уменьшается. Это обусловлено трудностями размещения их в крышке цилиндра, сложностью привода.

В МОД и СОД с большой цилиндровой мощностью обычно на каждом цилиндре устанавливают автономный ТНВД. В ВОД и во многих СОД с небольшой цилиндровой мощностью в основном применяют блочные насосы с рядным или V-образным размещением секций высокого давления. В ВОД иногда используют и распределительные топливные насосы, в которых секция высокого давления подает топливо к нескольким форсункам.

ТНВД разделяют на золотниковые и клапанные (рис. 13). Во-первых регулирование подачи топлива осуществляется плунжером-золотником.



Рис. 13. Схема топливных насосов высокого давления дизеля: а. б - насосы золотникового и клапанного типов; 1 - наполнительное отверстие втулки плунжера; 2 - отсечная кромка плунжера; 3 - отсечное отверстие втулки плунжера; 4 ~ плунжер; 5 ~ нагнетательная кромка плунжера; 6 ~ нагнетательный клапан;7 - упор, ограничивающий подъем нагнетательного клапана; 8 - пружина; 9 - топливопровод высокого давления; 10,11 - соответственно отсечной и всасывающий клапаны; 12 и 13 - толкатели соответственно всасывающего и отсечного клапанов; 14 ~ рычаг привода толкателя

а во-вторых - специальными клапанами с механическим приводом от толкателя плунжера. В клапанных насосах более простая плунжерная пара, но они сложны по конструкции, имеют много движущихся деталей и очень чувствительны к износам посадочных поясков в седлах всасывающего и отсечного клапанов, толкателей и рычагов, что вызывает нарушение четкости впрыскивания и возрастание неравномерности подачи топлива по цилиндрам дизеля. Золотниковые насосы проще по конструкции, в регулировании и эксплуатации, чем и объясняется их широкое распространение. Серьезным недостатком золотниковых насосов является более быстрый износ плунжера и золотниковой части. Топливные насосы высокого давления дизеля имеют механический, газовый, гидравлический или пневматический привод. Наибольшее распространение получил механический привод (кулачковая шайба размещена на валике топливного насоса или на распределительном валу дизеля).

Форсунки в топливных системах непосредственного действия в большинстве случаев закрытого типа с пружинным запиранием иглы. В ВОД с разделенными КС очень часто устанавливают форсунки со штифтовым распылителем. Гидрозапорные форсунки (с гидравлическим запиранием иглы) на современных дизелях не применяются, так как топливная система высокого давления с ними более громоздкая, дорогая и менее надежная в эксплуатации. Открытые форсунки, хотя и просты по конструкции, применяют редко и только в ВОД, так как в указанных форсунках имеет место подтекание топлива в конце впрыскивания.

Аккумуляторные системы

В традиционной системе подача топлива плунжерной парой начинается с низкого давления покоя и кончается при снижении давления до нуля, что обуславливает плохое качество впрыскивания и распыливания в начале и в конце каждого цикла впрыскивания (рис. 14).

Этот недостаток исключается в системе с аккумулятором давления, в которой в начале и в конце впрыскивания, как и « течение всего процесса, давление топлива одинаковое и для получения качественного распыливания должно быть достаточно высоким (рис. 15).

Количественное регулирование впрыскивания должно обеспечивать приближение к идеальному «треугольному» процессу тепловыделения, т.е. начинается с очень малого расхода топлива.

Реализация этого требования и более полное использование положительных качеств этой системы достигается при двухразовом впрыскивании топлива.

Каскадная система впрыскивания

Исключение неблагоприятного смесеобразования в начале и конце впрыскивания с повышением давления возможно при применении каскадной системы впрыска (рис. 16).

Рис. 16. Схема аккумуляторной системы впрыска топлива с электронным управлением: 1 - датчики; 2 - блок управления с вычислительным устройством; 3 ~ исполнительный механизм; 4 - гидроаккумулятор; 5 - регулируемый гидравлический насос; 6 - топливоподкачивающий насос; 7 - трубопровод дренажного топлива; 8 - распылитель форсунки; 9 - форсунка; 10 ~ электрические 'или гидравлические импульсы

Рис. 17. Схема каскадной системы впрыска- 7 - датчики; 2 - вычислительное устройство; 3 ~ исполнительный механизм, 4 ~ регулируемый насос создания предварительного давления; 5 ~ топливоподкачивающий насос; 6 ~ трубопровод дренажного топлива; 7 - ТНВД; 8 ~ распылитель форсунки; 9 - форсунка с предварительными механической и гидравлической нагрузками; 70 - редукционный клапан; 77 - электрические и гидравлические импульсы

В этой системе перед ТНВД 7 установлен малоразмерный дополнительный топливный насос 4, создающий давление до 50 МПа

Топливо под указанным давлением подается через редукционный клапан 10 в полость пружины форсунки 9 и к ТНВД 7. Вследствие этого, открытие и закрытие иглы происходит при высоком давлении, обеспечивающем на любом режиме двигателя хорошее распыливание и резкую отсечку топлива. Редукционным клапаном 10 регулируется давление в полости пружины из условия, чтобы игла форсунки медленно поднималась и быстро опускалась, что создает возможность приближения процесса впрыскивания к условиям процесса сгорания при р = const.

Электронная система управления (вычислительное устройство 2 - микрокомпьютерный комплекс) позволяет оптимизировать цикловую подачу, угол опережения, давление впрыска в зависимости от режима работы двигателя (по сигналам датчиков 1).

Рис. 18. Схема топливного насоса золотникового типа.



Если начало подачи топлива регулируют перестановкой кулачной шайбы или изменением зацепления шестерен, передающих вращение от коленчатого вала к валу топливных насосов, либо изменением положения вала топливного насоса, то поступают следующим образом:

устанавливают коленчатый вал в положение, при котором насос проверяемого цилиндра должен начать подачу топлива. Для этого поворачивают вал по направлению вращения двигателя так, чтобы отметка в. м. т. соответствующего цилиндра не дошла до стрелки на угол опережения подачи топлива;

поворачивают кулачную шайбу относительно неподвижного вала, или выводят из зацепления шестерни и поворачивают вал топливных насосов, или отсоединяют вал топливных насосов и переставляют его на необходимый угол. Кулачную шайбу или, вал переставляют в сторону их вращения во время работы двигателя и заканчивают перестановку в момент изменения уровня топлива в моментоскопе, который присоединен к насосу проверяемого цилиндра;

закрепляют кулачную шайбу, или соединяют шестерни совпавшими зубьями, или присоединяют вал топливных насосов.

По окончании регулирования убеждаются в правильности ее выполнения, проверяя момент начала подачи топлива, как описывалось ранее.

Определение и регулирование количества, топлива, подаваемого насосом. При определении количества топлива, подаваемого насосами, к ним подсоединяют трубопроводы 1 высокого давления с эталонными или хорошо отрегулированными форсунками 2 (рис. 5) и рычаг, установленный на посту управления двигателя и действующий на топливные насосы, ставят в положение «Полный ход».



Рис. 19. Проверка топливных насосов на подачу количества топлива.

Затем методом, указанным выше (см. проверку начала подачи топлива), из насосов удаляют воздух и с помощью рычага производят каждым насосом равное число подач топлива в мензурки 3. Если количество топлива в мензурках разных форсунок отличается не больше чем на 5%, то насосы отрегулированы с достаточной точностью.

Ориентировочно максимальное количество топлива, подаваемого насосом в цилиндр за один впрыск, определяют следующим образом. Предположим, что мощность одного цилиндра четырехтактного двигателя 100 л. с. при 600 об/мин и расход топлива на 1 л. с.-ч 180 г (данные указываются в паспорте двигателя). В этом случае число рабочих ходов в час составляет (600·60)/2 =18 000 и, следовательно, подача топлива на один рабочий ход будет (180·100)/18000=1г. Максимальное количество топлива, подаваемого насосом, с учетом перегрузки двигателя на 10% должно быть 1,1 г.

Количество топлива, подаваемого насосом, зависит от конструкции последнего. В насосе, изображенном на рис. 3, изменяют положение винта, вследствие чего клапан открывается раньше или позже, и количество подаваемого топлива изменяется.

В насосе, показанном на рис. 2, ввертывают или вывертывают винт, благодаря чему перепускная игла открывается на различную величину, и количество подаваемого топлива изменяется. В насосе, приведенном на рис. 4, поворотом плунжера изменяют момент совпадения отсечной кромки с отверстием в гильзе и, следовательно, количество подаваемого топлива изменяется.

Лучше всего проверять топливные насосы на равномерность подачи топлива по цилиндрам на специальном стенде, который приводится в действие электродвигателем.

Окончательное регулирование топливных насосов осуществляют во время работы двигателя по температуре отработавших газов, путем определения среднего индикаторного давления и т. п.

Проверка и регулирование «нулевого положения» топливных насосов. При положении рукоятки поста управления двигателем в позиции «Стоп» насосы не должны подавать топливо («нулевое положение»), вследствие чего двигатель останавливается.

Метод регулирования на «нулевое положение» зависит от конструкции насоса и механизма, передающего усилие от рукоятки поста управления к насосам. Регулирование на «нулевое положение» осуществляют следующим образом:

устанавливают моментоскоп, удаляют воздух из насосов, плунжер передвигают при помощи рычага, наблюдают за подачей топлива насосом в моментоскоп (см. проверку начала подачи топлива);

рукоятку поста управления двигателем переводят в позицию «Стоп» и продолжают передвигать плунжер. Если уровень топлива в моментоскопе не изменяется, то насос на «нулевое положение» отрегулирован правильно.

При необходимости регулируют механизм, передающий усилие от рукоятки поста управления к насосам, или переставляют ограничитель передвижения рукоятки в положение, обеспечивающее нулевую подачу топлива насосами.

Проверка плотности клапанов и пары плунжер -- втулка. Для проверки плотности нагнетательного клапана отсоединяют от насоса трубопровод форсунки и вместо него присоединяют трубку, на конце которой устанавливают манометр. При помощи рычага (предварительно выпустив воздух) прокачивают насос и создают в манометре давление топлива, примерно в 2 раза большее, чем при подъеме иглы форсунки.

Затем плунжер передвигают вниз (нагнетательный клапан закроется) и наблюдают за показанием манометра. Падение давления на 100 кгс/см2 должно происходить не скорее чем за 5 мин при начальном давлении около 500 кгс/см2 и за 10 мин при начальном давлении 300 кгс/см2. При более быстром падении давления требуется притирка клапана пастой ГОИ или другими подобными пастами, величина зерна (крупинок) которых не превышает 0,003 -- 0,005 мм.

Плотность всасывающего, перепускного или отсечного клапана можно проверить только с предварительной частичной разборкой насоса, с использованием специального пресса или соседнего насоса для создания необходимого давления, при установке заглушек в необходимые места в зависимости от конструкции насоса и объекта испытания.

Например, для проверки в насосе, изображенном на рис. 2, всасывающего клапана необходимо:

установить заглушки под седло 10, между корпусом и втулкой, вынуть нагнетательный клапан и присоединить к штуцеру соседний топливный насос;

открыть всасывающий клапан и топливом из соседнего насоса прокачать проверяемый насос с целью удаления воздуха из системы;

закрыть всасывающий клапан и соседним насосом создать необходимое давление, которое контролируется по манометру, установленному на трубопроводе между насосами.

Если проверяется перепускная игла, то заглушки устанавливают вместо гнезда между корпусом и втулкой, вынимают нагнетательный клапан, присоединяют к штуцеру соседний топливный насос, открывают перепускную иглу и воздушный клапан, прокачивают систему топливом из соседнего насоса. Затем перепускную иглу закрывают и соседним насосом в системе создают давление опрессовки.

Давление испытания различных клапанов насоса и нормы его падения те же, что и при испытании нагнетательного клапана.

Плотность пары плунжер - втулка проверяют также опрессовкой с помощью соседнего насоса, но заглушки устанавливают вместо всех клапанов, кроме нагнетательного. Последний вынимают. Например, при проверке плотности пары плунжер - втулка в насосе, изображенном на рис. 2, заглушки устанавливают под седло и вместо гнезда.

Нормы плотности пары плунжер -- втулка должны соответствовать величинам, указанным в заводской инструкции. При отсутствии этих данных можно руководствоваться помещенными ниже средними нормами.

Время падения давления с 200 до 150 кгс/см2 (на 50 кгс/см2) для плунжерных пар золотникового типа должно быть не менее 15 сек для новых и не менее 5 сек для имеющих износ; для гладких плунжеров -- не менее 20 сек для новых и не менее 7 сек для имеющих износ.

Разность плотности плунжерных пар, установленных на одном двигателе, должна быть не более ±15% средней плотности для новых плунжерных пар и не менее ±20% средней плотности для плунжерных пар, имеющих износ.

При необходимости пару плунжер -- втулка заменяют запасной.



Раздел 4. Режимы оптимального топливопользования

Энергетические и экологические проблемы, связанные с двигателями внутреннего сгорания, обострили задачу эффективного топливоиспользования. С повышением энерговооруженности судов, скоростей хода, стоимостей топлива и масла, затраты на горюче-смазочные материалы достигли 80% от общей суммы эксплуатационных расходов и продолжают возрастать.

Поэтому вопрос о расходе топлива и способах его снижения является важнейшей задачей технического развития дизелестроения и эксплуатации.

Конструктивными мероприятиями, снижающими удельный расход топлива, является повышение отношения длины хода поршня S к диаметру цилиндра D при прямоточно-клапанной продувке (рис. 4.34, а). В настоящее время это отношение для мощных малооборотных дизелей достигло четырех.

Расход топлива также понижается с повышением отношения максимального давления сгорания Pz к среднему эффективному давлению Ре (см. рис. 4.34, б).

При работе дизеля на частичных режимах Pz ниже, чем на номинальном. Поэтому без увеличения механической нагрузки на детали дизеля, при работе на долевых режимах, давление Pz. можно поддерживать величиной, соответствующей PZH0M, если скорость нарастания давления газов не превысит допустимого значения. В результате экономичность дизеля на этих режимах возрастает.

Давление Pz можно повысить путем увеличения угла геометрического начала нагнетания ф'оп за счет специальной геометрии нагнетательной кромки а плунжера (рис. 4.35)

Положение 1--1' соответствует номинальной цикловой подаче. На участке 1~2 угол <р'оп увеличивается, а на участке 2~3 остается неизменным (до момента 3-3'). В дальнейшем, с целью снижения скорости нарастания давления газов, угол ф'^ уменьшают (участок 3~4). Влияние такого способа регулирования угла ф'оп на экономичность дизеля показано на рис. 4.35, б.

Рис. 19 Регулирование начала нагнетания ТНВД:ТНВД с регулированием по концу подачи; ТНВД с комбинированным регулированием

Фирма MAN-B&W на дизелях серии МС/ MCE применила механизм VIT (Variable Injection Tinning), который позволяет изменять угол опережения подачи топлива с одновременным регулированием цикловой подачи (рис. 20). Изменение положения втулки плунжера по высоте относительно плунжера достигается при повороте втулки с винтовой прорезью, помещенной на соответствующей винтовой нарезке на нижнем конце втулки плунжера. Втулка с прорезью поворачивается зубчатой рейкой, сцепленной с зубчатым венцом на наружной поверхности поворотной втулки. Зубчатая рейка находится на конце тяги, соединенной с механизмом управления опережением подачи топлива.



Изменение цикловой подачи топлива осуществляется поворотом плунжера. Для этого на нижнем конце плунжера помещена втулка с закрепленным на ней зубчатым венцом, который поворачивается зубчатой рейкой, соединенной тягой с механизмом управления цикловой подачей топлива. Рис 20. Механизм VIT: 1 ~ тяга механизма VTT, 2 ~ агрегат управления положения втулки плунжера по вертикали,

- сервомеханизм в агрегате управления,

~ привод управления цикловой подачей топлива, 5 ~ выходной трубопровод к агрегату управления, 6-вход, 7-датчик управления опережения впрыска, связанный с рычагом привода регулирования цикловой подачей топлива, 8 ~ вал. регулирования, 9 - тяга, связанная с поворотным устройством, плунжера

Подрегулирование можно производить отдельно на каждом цилиндре, а, кроме того, возможно коллективно регулировать максимальный уровень давления по всему двигателю, соответственно изменениям качества топлива, износу и пр. Оба вида регулировки можно производить при работающем двигателе.

В связи с вышеизложенным во время эксплуатации целесообразно своевременно регулировать угол опережения подачи топлива с целью оптимального топливоиспользования дизелем.

С точки зрения оптимального топливоиспользования большое значение имеет правильный выбор точки режима максимальной длительной мощности (МДМ), которая может лежать внутри параллелограмма (рис. 4.37). Обширная площадь режимов предоставляет свободу выбора МДМ, скорости и используемой мощности применительно к состоянию корпуса судна при прямом соединении коленчатого вала двигателя с винтом. Номинальная характеристика гребного винта фиксированного шага 1 (см. рис. 4.37, а) проходит через точку /^соответствующую МДМ, которая принята за 100% мощности. При обрастании корпуса судна или ухудшении погодных условий, винтовая характеристика становится ««утяжелен ной» и смещается на линию 2 Точка А линии 2 соответствует двигателю, оптимизированному при 100% МДМ, а точка В ~ оптимизированному при 85% МДМ.

Рис. 21. Схема выбора режимов работы двигателей МС/МСЕ фирмы MAN-B&W а) ~ гребной винт фиксированного шага; б) - гребной винт регулируемого шага; в) - изменение удельного расхода топлива на частичной мощности. 1 ~ номинальная характеристика гребного винта фиксированного шага; 2 ~ «утяжеленная» характеристика гребного винта фиксированного шага; (.) А ~ режим оптимизирован при 100 % МДМ; (.) В “ режим оптимизирован при 85 % МДМ; 4 ~ линии постоянных значений среднего эффективного давления; 5 ~ графики изменения удельного расхода топлива при работе дизеля на частичных мощностях; 6 ~ двигатель оптимизирован на 100 % МДМ; 7-двигатель оптимизирован на 85 % МДМ.



На графиках 5 показано изменение удельного расхода топлива по отношению к расходу при МДМ, а за 100% Ne принята оптимизированная мощность. Для получения очень низкого удельного расхода топлива при работе в широком диапазоне нагрузок, когда двигатель находится в эксплуатации, особое внимание следует уделять выбору правильной комбинации частоты вращения и мощности. Это может снизить удельный расход топлива на (3~5) г/кВт ч в зависимости от величины мощности дизеля на долевых режимах.

Аналогичное снижение расхода топлива в эксплуатации достигается и в установке с винтом регулируемого шага, см. рис. 4.37, б.

На рис. 4.37, в, приведены графики изменения удельного расхода топлива Дд на долевых нагрузках для двух точек оптимизации А и В, соответственно графики б к 7. Если двигатель работает в эксплуатации на долевых нагрузках, то расход топлива может быть ниже для двигателя, оптимизированного на более низкую мощность. В данном случае экономия расхода топлива отмечается при нагрузках ниже 85% Ne. При работе двигателя на повышенных мощностях оптимизированный двигатель будет иметь отрицательный эффект.

Следует иметь в виду, что рассмотренная оптимизация режима непосредственно не связана со стоимостными показателями работы судна и неоднозначна понятию оптимальной скорости.

Улучшение процесса впрыскивания топлива на режимах малых нагрузок и минимально-устойчивой частоты вращения

Работа дизеля на малых ходах должна обеспечивать маневрирование судна при следовании в узкостях, по сложному фарватеру, при подходах к портам и швартовке, при движении в караване и т.п. Возможность судна совершать необходимые маневры, а следовательно, и обеспечить безопасность мореплавания зависит от того минимального значения частоты вращения nmin, при котором дизель устойчиво работает на винт при закрепленной топливной рукоятке TPmin = const или при управлении от регулятора. Таким образом, nmin определяет нижнюю границу эксплуатационных режимов винтовой характеристики и является основным показателем режима самого малого хода. Изыскание путей для дальнейшего уменьшения nmjn имеет важное значение, так как требования к скорости судов, таких как контейнеровозы и др., повысились, а требования к скорости маневрирования и прохождения каналов остались прежними. Следовательно, относительные требования для nmin повысились.

В связи с тем, что топливная система оптимизируется на работу при высоких мощностях, то сложно поддерживать стабильную и равномерно распределенную по цилиндрам нагрузку при самых малых ходах судна, когда нагрузка двигателя меньше 1 % МДМ при оборотах коленчатого вала до 20% оборотов при МДМ.

Важным фактором, влияющим на nmin, является работа топливной аппаратуры. При частотах вращения ниже nmin нарушается протекание процессов впрыскивания, смесеобразования и сгорания топлива, вследствие чего возникают пропуски вспышек, самовыключение отдельных цилиндров, повышенная неравномерность вращения вала и, наконец, самопроизвольная остановка дизеля. При малых нагрузках и частотах вращения, работа ее всегда сопровождается повышенной нерегулярностью подачи топлива по цилиндрам и на цикл, снижением давления распыли- вания и неблагоприятным протеканием характеристики подачи. Износ плунжерных пар, клапанов, регулировочных тяг вызывает ухудшение указанных характеристик и повышение r?min. Имеет значение изменение фаз топливоподачи. Раннее опережение подачи способствует стабилизации сгорания и уменьшению nmjn. Подача с нулевым опережением, тем более на линии расширения, наоборот, ведет к затягиванию и неустойчивости процесса сгорания и увеличению значения nmin.

На режиме малого хода сгорание затрудняется также из-за понижения температуры стенок камеры сжатия. Для обеспечения малых значений nmjn следует стремиться к поддержанию теплового состояния дизеля путем отключения воздухоохладителя, повышения температуры воды и масла на входе в дизель. При длительной работе на режиме малого хода рекомендуется уменьшать подачу цилиндрового масла.

При механическом приводе ТНВД на режимах малых подач резко снижается давление впрыскивания топлива и увеличивается нестабильность подачи топлива от цикла к циклу и по цилиндрам дизеля по мере уменьшения частоты вращения коленчатого вала, что приводит к повышенному расходу топлива, неравномерной работе дизеля и разжижению масла топливом. В связи с этим на режимах холостого хода при малых нагрузках дизеля, кроме стабильной работы топливной аппаратуры, необходимо обеспечить максимальное давление впрыскивания не менее 10 МПа и равномерное распределение топлива по цилиндрам, причем кривые скоростных и нагрузочных характеристик топливного насоса в районе указанных режимов, должны быть пологими. Параметры впрыскивания малых цикловых подач существенно зависят от величины дифференциальной площадки иглы, разности углов запирающих конусов иглы и корпуса распылителя, давления начала впрыскивания, массы движущихся деталей и иглы, объема топливной системы высокого давления, площади эффективного проходного сечения распылителя форсунки, остаточного давления в линии высокого давления топлива и конструкции нагнетательного клапана.

Одним из простых способов улучшения стабильности впрыска на низких оборотах является дифференцированное давление открытия форсунки. Эта простая модификация состоит из небольшого снижения (примерно на 5,0 МПа) давления открытия одной форсунки на каждом цилиндре. Это означает, что при низкой нагрузке только одна форсунка открыта во время впрыска. И поскольку полный объем топлива впрыскивается только через одну форсунку, подъем шпинделя форсунки и сам процесс впрыска более стабильны, что приводит к лучшему и более плотному распылу, что, в свою очередь, ведет к стабильной работе двигателя. Благодаря этому достигается снижение минимально устойчивых оборотов двигателя.

На долевых нагрузках и на полной нагрузке, разность давлений открытия ведет к незначительной разности во времени начала и конца впрыска топлива различными форсунками, но влияние этого фактора на общую работу двигателя незначительно.

На рис 22 показана модель работы топливной аппаратуры двигателя К90МС-С, каждый цилиндр которого оборудован двумя форсунками. Давление открытия одной форсунки 40 МПа, а другая отрегулирована на 35 МПа. При полной нагрузке двигателя (см. рис. 22, а) обе форсунки открываются практически одновременно. Разница в фазах открытия составляет примерно 0,5° поворота коленчатого вала (ПКВ) с незначительным отличием колебаний давления у форсунок. При оборотах nmin= 25 мин1 форсунка с повышенным давлением открытия закрыта и подача полного объема топлива осуществляется одной форсункой, отрегулированной на давление 35,0 МПа (рис. 22, б). Хорошие условия впрыска топлива на nmjn можно получить, применяя форсунки с изменяемым давлением открытия, в которых давление предшествующего впрыска определяет давление открытия последующего. В этих форсунках давление впрыска действует как усилие пружины клапана. Обе эти системы улучшают условия впрыска топлива и снижают nmin, но не снимается основная проблема - очень маленькая цикловая подача топлива ТНВД.

Рис. 22. Давление в форсунках и подъем игл: а) при 100%-ной нагрузке; б) при оборотах 25 ми к'; 7 -давление в форсунках; 2 - подъем иглы форсунок; форсунка № 1;форсунка № 2

Этот недостаток устраняется отключением цилиндров, что ведет к увеличению подачи топлива на работающем цилиндре. Отключение осуществляется путем открытия перепускного клапана топливного насоса на этих цилиндрах. Подобная система была введена фирмой Mitsui на некоторых двигателях К90МС (рис. 4.39), в которой примерно половина цилиндров отключается на малых оборотах. Впрыск в оставшиеся в работе цилиндры значительно улучшается, что ведет к более стабильному сгоранию и снижению nmin до 13 мин1 для двигателя с пном= 104 мин1.

Чтобы избежать закоксовывания распыливающих отверстий отключенных форсунок, поддерживать одинаковую термическую нагрузку на всех цилиндрах и предотвратить скопление цилиндрового масла в цилиндрах, которые временно выведены из работы, отключение осуществляется периодически по группам. Разделение цилиндров на группы выполняется так, чтобы сократить количество действующих цилиндров наполовину и добиться, по возможности, равномерного порядка вспышек. В рассмотренном примере в первую отключаемую группу входят цилиндры 4-5-6-7-8, а во вторую -1-2-3-9-10-11.

Чтобы обеспечить надежный пуск, система отключения цилиндров блокируется в течение пускового периода до тех пор, пока работа двигателя не стабилизируется.

На ОАО «БМЗ» проведены исследования по снижению минимально



Рис. 23 Система отключения цилиндров. 1 и2~ соленоидные клапаны отключения соответственно первой и второй группы цилиндров; 3 ~ подача воздуха 0,7МПа; а) и б)~ тахограммы соответственно без системы отключения цилиндров и с отключением; 4 ~ индекс топливного насоса, imp; 5 - обороты коленчатого вала

устойчивой частоты вращения (МУ ч. вр.) на дизеле 6ДКРН 26/98-10

6S26MC), имеющем спецификационную МДМ, равную 2070 кВт при 237 мин1. Заданное лицензиаром спецификационное значение МУ ч. вр. для данного дизеля составляет 75 мин1.

Необходимо отметить, что все системы двигателя, включая топливную аппаратуру, проектируются таким образом, чтобы получить оптимальные технико-экономические характеристики дизеля на режиме спе- цификационной МДМ, а также на часто используемых эксплуатационных режимах (режимы от 80 до 90% МДМ). Режим же МУ ч. вр. коленчатого вала на поле нагрузок отстоит на значительном удалении от всех остальных режимов.



На рис. 24 показано поле частичных (минимальных) нагрузок, включающее режим 25% МДМ. С этой точки зрения он является специфическим, имеющим ряд характерных особенностей. На режиме МУ ч. вр. эффективная мощность двигателя составляет всего лишь 3% от номинальной МДМ, а среднее эффективное давление приблизительно 9% от среднего эффективного давления режима номинальной МДМ.

Привод топливных насосов высокого давления, топливные насосы, форсунки проектируются таким образом, чтобы обеспечить оптимальное распределение топлива в камере сгорания и хорошее качество его распыления на режиме МДМ и близких к нему эксплуатационных режимах. При работе двигателя на режиме МУ ч. вр. в 3~4 раза снижается скорость подачи топлива в цилиндр по сравнению со скоростью подачи топлива на номинальном режиме, а цикловая подача топлива снижается в 6~8 раз и становится соизмерима с величиной протечек в системе топливоподачи на фазе нагнетания топлива топливным насосом. Давление топлива, создаваемое насосами для обеспечения впрыска топлива, падает с 1000-1100 бар (на режиме 100% МДМ) до 350-370 бар на режиме МУ ч. вр. Если учесть тот факт, что давление открытия форсунок на двигателях данного класса составляет 350 ± 25 бар, то становится ясным, что режим МУ ч вр. является предельным режимом с точки зрения функционирования топливной аппаратуры. На данном режиме из-за низкого давления, создаваемого топливными насосами, возможны пропуски подачи топлива в цилиндры (как следствие - пропуски вспышек), а, следовательно, появление выраженной неравномерности угловой скорости вращения коленчатого вала и самопроизвольная остановка двигателя. Система автоматического регулирования частоты вращения (дизели, как правило, оснащаются гидромеханическими регуляторами типа Woodward) отслеживает и пытается стабилизировать частоту вращения коленчатого вала, однако, в силу ряда факторов, это приводит иногда к дополнительному «раскачиванию» двигателя.

Для изучения возможности снижения МУ ч. вр. дизеля 6S26MC исследования проводились на трех близко расположенных друг к другу режимах в области минимальных нагрузок дизеля, а также для проведения сопоставления параметров - дополнительно на режиме 25% МДМ. Все выбранные режимы лежат на номинальной линии винта (см. рис. 4.40). Характеристики режимов приведены в табл. 1.

Таблица 1 - Режимы работы двигателя

Режим №	%мдм	Эффективная мощность, кВт	Частота вращения
4		i	коленчатого вала, мин
1	25	552	149
2	5,5	113	90
3	3,8	72	80
4	2,5	54	70

На каждом из указанных режимов производилась запись всех основных параметров дизеля, включая осциллографирование импульсов давления топлива перед форсунками и индицирование цилиндров дизеля. Также проводилась регистрация неравномерности частоты вращения коленчатого вала. Нагружение дизеля осуществлялось при помощи гидротормоза 14U2nl25F фирмы Zollner.

Исследования, выполненные при штатном исполнении дизеля (без применения специальных мер по улучшению работы дизеля на режиме МУ ч.вр.), позволили сделать главный вывод: в условиях испытательного стенда для двигателя 6S26MC предельным (граничным) режимом минимальных нагрузок является режим № 4. На режиме № 4 (70 мин') (также на режимах 1-3) дизель работает устойчиво, топливная аппаратура работает достаточно стабильно, пропуски вспышек по цилиндрам не наблюдаются. Однако при дальнейшем снижении частоты вращения (пвд < 70 мин1) двигатель начинает работать неустойчиво, проявляется эффект «раскачивания», двигатель самопроизвольно останавливается. Для дополнительного снижения уровня минимально устойчивой частоты вращения дизеля требуется реализация специальных мероприятий.

Одним из таких мероприятий является метод выключения цилиндров. Выполненные исследования показали, что при выключении 50% цилиндров из работы (двигатель работал на трех цилиндрах), как и следовало ожидать, несколько возросли индексы топливных насосов (цикловая подача топлива), увеличилась продолжительность впрыска, среднее индикаторное давление на работающих цилиндрах увеличилось приблизительно в два раза. На режиме № 4 дизель работает устойчиво. Индикаторные диаграммы имеют более «полный» вид. На режиме № 4 среднее индикаторное давление по цилиндрам достигает 3,5-4,0 бар.



Рис. 4.41. Максимальное давление впрыска топлива на режимах

Исследовано также влияние выключения из работы одной из двух форсунок, установленных на цилиндре дизеля. Осциллографирование процесса топливоподачи показало достаточно существенное повышение импульса давления топлива перед форсункой и, как следствие, улучшение процесса сгорания. На режиме № 1 (25% МДМ) отключение одной форсунки приводит к увеличению давления впрыска с 420 до 500 бар, на режиме № 2 ~ с 377 до 430 бар, на режиме № 3 - с 350 до 410 бар, на режиме № 4 - с 340 до 380 бар (рис. 25). Если мы экстраполируем верхнюю кривую, представленную на рис. 25 (см. пунктирную линию), то увидим, что отключение форсунки обеспечивает работоспособность топливной аппаратуры в области минимальных нагрузок, вплоть до оборотов дизеля 57 мин1, что составляет 23% от номинальных оборотов дизеля. Дальнейшее снижение МУ ч. вр. требует перерегулировки форсунок на более низкое давление открытия. Исходя из анализа кривых, приведенных на рис. 4.41, можно предположить, что при давлении открытия форсунки, равном приблизительно 300 бар, МУ ч. вр. может быть снижена до уровня 40-50 мин1 (16-20% лном).



Рис. 25 Максимальное давление впрыска топлива на режимах

Выключение форсунки из работы, если парная форсунка продолжает работать, негативно сказывается на работоспособности выключенной форсунки. Носик сопла распылителя, находясь в камере сгорания, подвержен воздействию высоких температур, а топливо в подыгольчатой полости и его остатки непосредственно в сопловых отверстиях подвержены процессу закоксовывания. Таким образом, достаточно совсем непродолжительного времени, и выключенная форсунка становится неработоспособной. Чтобы этого не происходило, необходимо, чтобы форсунки отключались только на короткий промежуток времени, а еще лучше, чтобы впрыск по каждой из форсунок происходил поочередно.

Для реализации указанного способа снижения МУ ч. вр. коленчатого вала дизеля, обеспечивающего надежную работу дизеля, была выполнена конструкторская разработка - изготовление и натурные испытания пневмогидравлической системы переключения форсунок.

Схема включает в себя экспериментальную топливораспределительную коробку (ЭТК) 1 (рис. 26), конструкция которой позволяет укомплектовать ее штатными клапанами, необходимыми для нормальной работы двигателя на всех его режимах, а также оставить без изменения присоединительные размеры трубки высокого давления к форсункам и от ТНВД.



Рис. 26. Схема пневмогидравлической системы переключения форсунок

ЭТК дополнительно укомплектована предохранительным клапаном 2 на случай непредвиденного повышения давления, топливо от которого попадает в систему отсечки, связанную с гнездом клапана 3, предназначенного для остановки двигателя.

Клапанами 4, которые отключают поочередно форсунки, управляет пневмоэлекгрический клапан 5, к которому подведен воздух от магистрали с давлением 6 бар.

На пневмоэлекгрический клапан подает электрические импульсы реле времени 6 с возможной периодичностью от 5 секунд до 5 минут.

На рис. 27 показан один из клапанов в закрытом положении (т.е. когда он отключил форсунку).

Принцип работы клапанов следующий.

Реле времени подало очередной сигнал на электромагнитный клапан, который в зависимости от положения магнита подает воздух в над- поршневую полость клапана выключения форсунки. Поршень 1 перемещает шток и перекрывает полость В, по которой подается топливо к форсунке.

С повышением давления топлива, в результате разности диаметров штока и его запорной части, усилие увеличивается и плотно перекрывает отверстие В.

По истечении заданного времени импульс от реле времени исчезает, электромагнит перемещается в противоположное положение, воздух из надпоршневой полости выпускается, пружины перемещают пневматический поршень и шток в противоположное положение и тем самым открывают полость В, в то же время второй клапан после подачи пневматического сигнала перекрывает второе отверстие В.

Рис 28 Клапан выключения форсунок

Перемещение штока после подачи сигнала произойдет только в том случае, когда давление в ТНВД упадет до давления, равного давлению в топливоподводящем коллекторе, т.е. когда ролик толкателя ТНВД будет на затылке топливного кулака. Самопроизвольного открытия или закрытия клапана в период подачи топлива к форсунке не произойдет из-за высокого давления топлива и разницы диаметров между запирающим конусом и штоком.

Стендовые испытания пневмогидравлической системы переключения форсунок показали ее достаточно надежную работу.

Ревизия форсунок, выполненная после стендовых испытаний системы, выявила их удовлетворительное состояние (закоксовывания распылителей не обнаружено).

Для снижения уровня минимально устойчивой частоты вращения коленвала была выполнена модернизация «штатных» форсунок, которая заключается в изменении конструкции обратного клапана. На рис. 4.44 показана форсунка «штатной» конструкции (а) и в адаптированном варианте (б). На стоянке, при прокачке системы топливо через отверстие «А»



Рис. 29. Продольный разрез форсунки: а) «штатный» вариант; 6) вариант, адаптированный под режим минимальных нагрузок

Обратного клапана 1 попадает в дренажное отверстие 4. При повышении давления, вызванном топливным насосом высокого давления, обратный клапан за счет дифференциальных площадок преодолевает усилие пружины 2, перемещается влево и перекрывает отверстие «А». При этом топливо поступает в распылитель форсунки и при давлении 350 + 30 бар приподнимает иглу 3, поступая в сопло и далее в камеру сгорания. Все протечки при работе форсунки также отводятся через отверстие 4. В измененной конструкции форсунки, адаптированной для режимов минимальных нагрузок, в обратном клапане 1 форсунки отсутствует отверстие 4. Дополнительно установлена прокладка 5, которая смещает клапан влево, открывая прямой проход топлива в распылитель форсунки. В результате, как показали стендовые испытания двигателя, впрыск топлива стал более динамичным. Однако, несмотря на это, оснащение двигателя адаптированными форсунками не дало заметного снижения уровня минимально устойчивой частоты вращения.

Установленный на двигателе гидромеханический регулятор частоты вращения типа PGA-58 фирмы Woodward имеет диапазон частоты вращения, в котором он сохраняет работоспособность, 280--1172 мин1. С учетом передаточного отношения зубчатого мультипликатора данный диапазон частот соответствует диапазону частоты вращения двигателя 62~260 мин1. Как видно, режимы минимальных нагрузок дизеля совсем близко располагаются к предельным режимам регулятора. Для того, чтобы ввести регулятор в область более благоприятных режимов его работы, был спроектирован и изготовлен мультипликатор с передаточным отношением 1: б («штатное» передаточное отношение равно 1:4,53). В результате этого диапазон частоты вращения двигателя, в котором регулятор сохраняет работоспособность, сдвинулся в сторону меньших оборотов и стал равным 46-195 мин1, т.е. минимально устойчивая частота вращения коленчатого вала двигателя была отодвинута от предельно-допустимых минимальных оборотов регулятора.

Двигатель с адаптированным регулятором частоты вращения был испытан на режимах минимальных нагрузок. При этом он устойчиво работал не только на режиме № 4, но и на режимах с более низкой частотой вращения дизеля. Предельная достигнутая минимальная частота вращения коленчатого вала составила 50 мин1.

Таким образом, улучшения работы дизеля на минимальных нагрузках, в том числе и на режимах МУ ч. вр. коленчатого вала, можно достигнуть следующими способами:

применение систем топливоподачи аккумуляторного типа, которые принципиально отличаются от традиционных систем с индивидуальными для каждого цилиндра топливными насосами. Системы аккумуляторного типа с электронным впрыском имеют ряд преимуществ, одним из которых является возможность поддержания достаточно высокого давления впрыска независимо от частоты вращения коленчатого вала;

изменение ряда конструктивов топливной аппаратуры, например, изменение (уменьшение) диаметра и числа сопловых отверстий распылителя форсунок, снижение давления открытия форсунок, изменение конструкции их клапанной системы. Однако данные мероприятия ухудшают работу дизеля на полных нагрузках;

выключение из работы нескольких цилиндров. Как правило, выключается из работы половина цилиндров таким образом, чтобы оставшаяся другая работающая половина обеспечивала равномерное (через одинаковое число градусов п.к.в.) чередование вспышек;

применение вспомогательных электрических воздуходувок повышенной мощности. Улучшается процесс газообмена в цилиндре (снижается уровень дымности отработанных газов);

отключение подачи забортной охлаждающей воды на охладитель продувочного воздуха. Улучшаются условия работы дизеля на режиме МУ ч. вр. (несколько ускоряется процесс испарения и сгорания впрыскиваемого в цилиндр топлива);

оснащение дизеля электронным регулятором частоты вращения коленчатого вала.

5.Проверка экономичности показателей работы дизеля.

Система пуска служит для раскручивания дизеля на частоту вращения, при которой обеспечивается самовоспламенение топлива в его цилиндрах.

Пуск судовых главных и вспомогательных дизелей производят сжатым воздухом.

Пусковая система состоит из следующих основных элементов:

баллонов сжатого воздуха; клапанов (золотников) управления;

главного пускового (маневрового) клапана; воздухораспределителя; пусковых клапанов на цилиндрах дизеля; блокирующего устройства и трубопроводов, соединяющих устройства системы.

Пусковые баллоны (воздухохранители) предназначены для хранения сжатого воздуха с давлением 25---30 кгс/см2, необходимого для пуска дизеля. Запас сжатого воздуха в баллонах должен обеспечить не менее 12 последовательных пусков для реверсивных дизелей и не менее 6 -- для нереверсивных, без пополнения баллонов воздухом.

Число пусковых баллонов составляет обычно не менее двух для каждого главного и вспомогательного дизеля.

Клапаны (золотники) управления служат для открытия и закрытия главного пускового клапана с поста управления дизелем.

По принципу работы они подразделяются на разгрузочные и нагрузочные. Первые управляют работой главных пусковых клапанов путем их разгрузки, вторые -- путем нагрузки.

Главные пусковые (маневровые) клапаны сообщают воздухораспределители и пусковые клапаны на крышках цилиндров дизеля с баллонами сжатого воздуха при переводе рукоятки управления в положение «Пуск» и разобщают пусковую магистраль при остановке дизеля или переводе его на работу на топливе. Главные пусковые клапаны автоматически согласовывают моменты подачи воздуха с положением механизма топливоподачи и реверса.

Конструктивно главные пусковые клапаны разделяются на два типа:

клапаны, которые открываются за счет их разгрузки от воздуха (дизели «Бурмейстер и Вайн», «Зульцер», МАН, 8ДР 43/61и др.);

клапаны, которые открываются за счет их нагрузки воздухом (дизели «Фиат», «Сторк»).

Конструкция главного пускового клапана главного дизеля «Бурмейстер и Вайн» показана на рис. 29, а. Он состоит из поршня 5, нагруженного пружиной 4, самого клапана 1 и вспомогательного (разгрузочного) клапана 6. При открытии клапана 1 трубопровод от пусковых клапанов сообщается с рабочей воздушной магистралью; через вспомогательный клапан 6 происходит освобождение рабочей магистрали от воздуха.

Рис. 29. Главный пусковой (маневровый), пусковой клапаны и воздухораспределитель дизеля «Бурмейстер и Вайн».



После открытия главного разобщительного клапана воздух из баллона направляется в полость а главного пускового клапана и одновременно -- к разгрузочному клапану поста управления, а затем по трубопроводу 3 в крышке 2 в управляющий цилиндр (полость б). Площадь поршня 5 больше площади тарелки клапана 1, поэтому воздух стремится открыть клапан 1, но ему противодействуют давление воздуха со стороны управляющего цилиндра (из полости б) и пружина 4. Поршень (а следовательно, и клапан 1) удерживаются в закрытом состоянии.

При переводе топливопусковой рукоятки в положение «Пуск» разгрузочный клапан поста управления сообщит управляющий цилиндр (через трубу 3) с атмосферой. Цилиндр разгрузится, и клапан 1 откроется. Воздух из полости а поступит к пусковым клапанам дизеля. Клапан 6 во время пуска находится в закрытом положении.

После перевода топливопусковой рукоятки в положение «Работа» воздух от разгрузочного клапана поста управления поступит в полость б главного пускового клапана и закроет его.

Через открывшийся клапан 6 пусковая магистраль разгружается в атмосферу. Конструкция главного пускового клапана дизеля «Бурмейстер и Вайн» предусматривает также ручное открытие клапана.

Пусковые клапаны, предназначенные для подачи воздуха в цилиндры дизеля при его раскручивании, выполняют обычно с пневматическим управлением. Для открытия пускового клапана управляющий воздух подают в полость над поршнем клапана, для закрытия эту полость сообщают с атмосферой или ресивером продувочного воздуха.

Основные детали пускового клапана, изображенного на рис. 64, б: корпус 10, поршень 11, шток 8 с тарелкой 7, пружина 16, втулка 9, крышка 12, уравновешивающий поршень 17, сальник 13, гайка 14 и масленки 15.

Пусковой клапан открывается после того, как сжатый воздух от воздухораспределителя заполнит управляющий цилиндр. В результате давления воздуха на поршень 11 пусковой клапан откроется и сообщит цилиндр дизеля с пусковым баллоном.

Воздухораспределители предназначены для открытия и закртия пусковых клапанов на цилиндрах дизеля. В судовых дизелях применяют воздухораспределители в основном двух типов: золотниковые и дисковые.

Золотниковые воздухораспределители выполняют с числом золотников, равным числу цилиндров, и двумя кулачными шайбами (переднего и заднего хода). Реверсирование таких воздухораспределителей осуществляют осевым смещением распределительного вала.

Золотниковые воздухораспределители выполняют также с одной кулачной шайбой и двумя золотниками на каждом цилиндре. Реверсирование в таком случае производят изменением подачи управляющего воздуха к группам золотников переднего и заднего хода.

Встречаются и другие схемы воздухораспределителей.

Для пояснения принципа работы на рис. 64, в приведена конструкция воздухораспределителя золотникового типа, применяющегося в главных судовых дизелях фирмы «Бурмейстер и Вайн». Золотник 22 воздухораспределителя в нерабочем состоянии прижат пружиной 20 в верхнее крайнее положение. При открытии главного разобщительного клапана воздух из баллона заполнит полость а, находящуюся в корпусе 21, и прижмет (за счет разности площадей поясков 18 и 19) все золотники 22 к кулачной шайбе 23. В зависимости от ее положения полость а сообщается либо с полостью в (открытие пускового клапана), либо с разгрузочной полостью б, сообщенной с атмосферой (закрытие пускового клапана). Если, например, хвостовик золотника попадает на фасонную (рабочую) часть шайбы, золотник сообщит полость а с каналом в, ведущим к одному из пусковых клапанов. После окончания пуска золотник под действием пружины 20 поднимется вверх и соединит канал в с полостью б, сообщенной с атмосферой. Трубопровод, ведущий к пусковым клапанам, разгружается и клапаны закрываются.



Заключение

В настоящее время дизельная установка является основным типом судовой энергетической установки. Высокая экономичность дизелей, широкий диапазон агрегатных мощностей, большой ресурс и возможность комплексной автоматизации управления позволяют с достаточной степенью достоверности предсказать и на ближайшие десятилетия широкое использование дизелей на судах всех назначений.

Развитие дизелей будет идти по повышению топливной экономичности и внедрения технических решений, повышающих эффективность судовых дизельных установок в целом, а также по улучшению массогабаритных показателей и снижению металлоемкости двигателей. Последнее будет достигаться за счет применения двухступенчатого наддува при Pme = 1,8-2 МПа для двухтактных и 3 МПа и выше для четырехтактных дизелей, что позволит сократить их удельную массу в 1,4--1,5 раза по сравнению с существующими конструкциями. Дальнейшее совершенствование малооборотных дизелей связано с применением длинноходовых двигателей, в которых ход поршня увеличен по сравнению с исходным вариантом примерно на 22 %, а частота вращения коленчатого вала соответственно снижена. Термодинамические преимущества такого двигателя, а также рост пропульсивного КПД судовых дизельных установок за счет уменьшения частоты вращения винта приводят к снижению удельного расхода топлива на 5--8 %.

...