Предназначения двигателей серии RTA

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

Успехи конкурентов в улучшении экономичности двигателей с прямоточно-клапанной схемой газообмена привели к тому, что фирма "Зульцер" после проведения обширных исследований потенциальных возможностей контурной и прямоточной схемы. На новой серии двигателя RTA 84, производство которых начато в 1983г., была применена прямоточно-клапанная продувка.

Среднее эффективное давление ограничено 1,5 МПа при максимальном давлении сгорания 12,5 МПа. Удельный расход топлива лежит в пределах 167-181 г/(кВт·ч), частота вращения составляет от 70 до 190 об/мин.

Двигатели серии RTA предназначены для работы на тяжелом топливе с плотностью до 900 кг/м3 , при вязкости 600 м2/с (при 500С) и содержании серы до 5%. Удельный расход масла составляет при этом 0,55-0,80 г/(кВт·ч).

В двигателях серии RTA фирма сохранила ряд конструктивных решений, апробированных на предыдущих моделях: охлаждение деталей камеры сгорания с помощью подвода воды к огневым поверхностям по сверленным каналам в крышке и во втулке, а также по глухим сверлениям в головке поршня; шестеренчатый привод распределительного вала, полусоставную конструкцию коленчатого вала; водяное охлаждение поршня с подводом и отводом воды по телескопическим трубкам; конструкцию крейцкопфа и подвода к нему масла через шарнирную качалку; смешанное регулирование ТНВД с помощью клапанов и т.д.



1. КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ДИЗЕЛЯ

1.1 Основные технические характеристики

Диаметр цилиндра	Д = 0,84(м)
Ход поршня	S = 2,4(м)
Частота вращения	n = 87 (об/мин)
Эффективная мощность цилиндра	Ne = 2960(кВт)
Среднее эффективное давление	Pe = 1,535(МПа)
Удельный эффективный расход топлива	ge = 0,173 (кг/(кВтч))
Давление в продувочном ресивере	Ps = 0,36(МПа)
Давление в конце сжатия	Pc = 10,9 (МПа)
Максимальное давление сгорания	Pz=12,5 (МПа)
Механический КПД	мех = 0,91

1.2 Детали остова

Конструктивная схема: фундаментная рама, станина и блок цилиндров изготовлены раздельно, что упрощает изготовление и монтаж деталей остова и позволяет применять для их изготовления различные материалы, но при этом усложняется технология подгонки деталей и снижается продольная и поперечная жесткость остова; для обеспечения достаточной жесткости применяют усиленные фундаментные рамы с высоким разъемом и коробчатую конструкцию станины и блока цилиндров.

Фундаментная рама

Основание остова, при помощи которого дизель устанавливают и крепят на судовом фундаменте.

Рамы определяются действиями сил газов, сил инерции движущихся масс и сил тяжести всех деталей дизеля. Кроме того, на раму действуют дополнительные силы, возникающие при деформации корпуса судна, и вибрационные нагрузки.

Они обладают высокой продольной и поперечной жесткости и прочности.

Сварная стальная усиленной жесткости, со вставными литыми гнездами рамовых подшипников. Конструктивная форма рамы предельно упрощена.

Упорный подшипник сегментного типа интегрированный в фундаментную раму

Деформации рамы; фреттинг- износ (коррозия) опорных поверхностей; Обрыв фундаментных болтов.

Рамовые подшипники

Служат опорой для рамовых шеек коленчатого вала.

Трение при больших скоростях скольжения и значительными ударными нагрузками от сил действия газов и сил инерции.

В процессе эксплуатации необходима высокая жесткость; непрерывное смазывание, гарантирующее образование масляной пленки; эффективный отвод теплоты от вкладышей; высокие антифрикционные свойства и износостойкость рабочих поверхностей; стойкость к коррозийному и кавитационному повреждениям.

Рамовые подшипники имеют компактные литые стальные крышки, которые крепятся домкратами, что значительно уменьшает габарит крепления и, следовательно, уменьшаются изгибающие усилия, действующие на крышку.

Подвод масла снизу по трубке, затем масло по каналам поступает к масляным холодильникам вкладышей. От проворачивания вкладыши стопорятся штифтом.

вкладыши рамовых подшипников выполнены толстостенными с заливкой баббитом марки R4.

В процессе работы появляется повышенный износ; растрескивание слоя заливки; коррозия слоя; риски задиры; фреттинг-коррозия спинки; отслаивание слоя заливки; выплавление слоя.

Станина

Станина служит опорой блока цилиндров и образует закрытый объем-картер двигателя.

Работает под усилиями от затяжки анкерных связей и боковыми силами от давления ползунов на параллели

Для этого необходимо высокая продольная и поперечная жесткость, герметичность объема картера, исключающая протечки масла.

Станина состоит из А-образных литых стоек, соединенных продольными сварными балками. В картере дизеля имеются выгородки, в которых проходят телескопические трубы охлаждения поршня. Кроме этого в картерных отсеках размещены шарнирные трубы подвода масла к головным подшипникам.

В процессе эксплуатации появляются трещины.

Анкерные связи:

Остов двигателя должен обладать высокой жесткостью, исключающей недопустимые деформации его элементов, что может привести к нарушению надежной работы деталей движения. Жесткость и прочность остова при условии наименьшей массы зависят от конструктивной схемы и способа крепления его элементов.

В процессе работы происходит обрыв анкерных связей

Блок цилиндра и цилиндровые втулки:

Цилиндр образует (вместе с поршнем и цилиндровой крышкой) закрытый изменяющийся объем, в котором осуществляется рабочий цикл дизеля.

Блок цилиндра и цилиндровые втулки работают под значительным давлением газов и высокими температурами при сгорании топлива (pz =9ч14 МПа; tz = 1550ч1950). Поверхность цилиндраработает на трение и подвержена агрессивному воздействию продуктов сгорания, охлаждаемые поверхности подвержены коррозии и кавитационной эрозии. Под давлением газов в стенке втулки возникают напряжения растяжки и сжатия, переменное боковое давление вызывает напряжения изгиба и вибрацию втулки. В опорном фланце втулки возникают напряжения от силы затяжки крепежных шпилек.

Исходя из выше сказанного, необходима высокая жаропрочность и жесткость при хороших антифрекционных качествах поверхности втулки; непрерывное охлаждение, особенно интенсивное в верхней части цилиндра; надежное смазывание, обеспечивающее стабильную масляную пленку на зеркале цилиндра; свободное осевое и радиальное расширение, исключающие деформацию втулки

Блок цилиндра литой, чугунный состоящий из индивидуальных рубашек, связываемых болтами в жесткий единый блок. Конструкция блока по сравнению с предыдущими моделями дизеля усилена и значительно упрощена. Уплотнительный пояс блока расположен примерно на середине высоты втулки. Растягивающие усилия воспринимаются анкерными связями.

Цилиндровые втулки- имеют усиленный посадочный бурт с внутренними отверстиями для охлаждения. На втулку снаружи в верхней охлаждаемой водой части напрессован кожух. Охлаждающая вода циркулирует между втулкой и кожухом, что повышает скорость движения воды и способствует эффективному охлаждению. Полость блока цилиндров "сухая" и не подвергается коррозии и эрозии. Втулки в нижней части охлаждаются воздухом, верхняя-водой.

Многочисленные спиральные каналы в высоком бурте втулки улучшают отвод тепла. По наружным каналам вода переходит в радиальные наклонные каналы в крышке на охлаждение гнезда выпускного клапана.

Смазка подается через штуцеры, расположенные в 2 ряда.

В процессе эксплуатации появляются трещины в блоках цилиндров; трещины во втулках; повышенный износ втулок; задиры втулок; электрохимическая коррозия или кавитационная эрозия поверхностей охлаждения.

Крышки рабочих цилиндров:

Предназначены для плотного закрытия цилиндра, образования (вместе с поршнем и втулкой) рабочего объема и размещение клапанов и форсунок.

Крышки подвержены воздействию высоких давлений и температур газов и испытывают значительные механические и термические напряжения; дополнительные нагрузки создают силой затяжки крепежных шпилек.

Для этого необходима наиболее простая форма и свободное тепловое расширение нагретых частей, что снижает термическое напряжения от неравномерного нагрева различных частей крышки; наиболее оптимальная форма огневого днища, образующего камеру сгорания; Высокая плотность стыка крышки с цилиндром и надежная защита его от воздействия высоких температур; надежное охлаждение.

Крышка цилиндра кованная, стальная, с внутренними каналами для циркуляции воды. Крышки имеют обычную (не полуколпачковую) форму. Огневой стык находится в камере сгорания. По периферии расположены форсунки, а в центре расположено гнездо под выпускной клапан . Клапан изготовлен из жаростойкого сплава Нимоник 80А, обладающего антикоррозийными свойствами. Температуры клапана в зоне уплотнительного конуса и седла не превышают 450, что предотвращает высокотемпературную натрий-ванадиевую коррозию. Установленный на штоке клапанна импеллер под действием обтекающих его потоков газа вращает клапан, обеспечивая равномерность распределения температур по его поверхности и его чистоту. Открытие клапана осуществляется гидравлическим актюатором, приводимым в действие кулачком на распределительном валу. Взамен геликоидальной пружины , которая под воздействием вибрации периодически ломалась, для возвращение клапана в закрытое положение используется воздушная пружина. В отличии от ранее применявшейся стальной пружины воздушная пружина в купе с гидравлическим актюатором обеспечивает мягкую посадку клапана на седло, что существенно улучшает состояние посадочного пояса.

В целях улучшений условий для сгорания топлива и повышения экономичности при переходе на нагрузки менее 50% увеличивается степень сжатия в цилиндрах. Это достигается путем более ранней посадки выхлопного клапана и, соответственно, более ранним началом сжатия воздуха. Посадка клапана осуществляется путем разгрузки полости над гидропоршнем актюатора от давления масла и тогда пневматическая пружина сажает его на седло.

В процессе эксплуатации появляются трещины днища и перемычек гнезд клапанов; загрязнение полостей охлаждения слоем накипи и шлама; обгорание гнезд; водотечность переливных патрубков; пропуски газов в районе посадочного бурта.

1.3 Детали механизма движения

Поршень

Передает давление газов на шатун, образования камеры сгорания и обеспечения ее герметичности, а также для управления открытия и закрытия окон у двухтактных двигателей.

Условия работы поршня определяется механическими нагрузками, возникающими под действием сил газов и сил инерции, и термическими нагрузками от воздействия пламени и горячих газов. На значение термических напряжений влияет неравномерность распределения температур по конструктивным элементам поршня.

Для этого необходимы высокие прочность и жесткость, исключающие деформацию при возможно меньшей массе; жаропрочность материала; надежный отвод теплоты от головки поршня, обеспечивающий допустимые значения температурных полей; температура днища стального поршня не должна превышать 500.

Поршень имеет стальную кованную головку с вогнутым донышком и сотовой системой отверстий, обеспечивающих эффективное охлаждение взбалтыванием. Короткая чугунная юбка поршня крепится к массивному фланцу штока вместе с головкой общими шпильками. Подвод и отвод охлаждающей воды к поршню по системе телескопических труб. Шток поршня удлинен соответственно увеличению хода поршня.

Фирма Зульцер разработала и внедрила в модельный ряд RTA пакет трибологических мероприятий, включающий:

-двухуровневую подачу масла на зеркало цилиндра;

-Тщательную обработку рабочей поверхности втулок с глубоким хонингованием по всей длине;

-Тепловую изоляцию втулок в середине хода поршня а также установка изолированных трубок в охлаждающие сверления в верхней части цилиндровых втулок;

-Предварительное профилирование всех поршневых колец;

-Хромо-керамическое покрытие верхних колец;

-Обкаточное покрытие всех остальных колец;

-Установку анти-полировочного кольца в верхней части втулок;

-Увеличение толщины хромового покрытия канавок.

Ключевым элементом в этом пакете является глубокое хонингование, придающее оптимальную микроструктуру и идеальное состояние поверхностей втулок для поршневых колец. Анти-полировочное кольцо на втулке препятствует отложение нагаров на верхней поверхности головки поршня, разрушающего пленку масла на втулке и способствующего полированию цилиндра.

Важным является поддержание температуры рабочей поверхности втулки цилиндра на уровне, превышающем температуру концентрации паров воды. В противном случае неизбежна холодная(сернистая) коррозия, приводящим к интенсивным износам.Применяемая изоляция в ее средней части и установка изолированных трубок в сверления во фланце втулки позволяют повысить температуры до уровня, при котором исключается конденсация. Борьба с конденсацией воды в цилиндрах не исключает необходимости отделения влаги из надувочного воздуха после воздухораспределителя. Для этого за ним устанавливается высокоэффективный сепаратор воды лопаточного типа.

Примененная многоуровневая система смазки цилиндров аккумуляторного типа представляет возможность создать необходимую толщину масляной пленки и ее обновление на всем протяжении хода поршня. Одновременно осуществляется автоматическое регулирование количества подаваемого масла в функции нагрузки двигателя, что дает существенное снижение его расхода. Расход цилиндрового масла укладывается в 1,4г/кВт*ч.

Поршневые кольца

Служат для уплотнения цилиндра, отвода теплоты от головки поршня и распределения масла по зеркалу цилиндра, маслосъемные кольца - для снятия излишков масла с поверхности цилиндра.

Особое внимание было обращено надежности и ресурсу поршневых колец, так первое (верхнее) кольцо имеет износостойкое хромо-керамическое покрытие и заранее приданный профиль рабочей поверхности, остальные кольца также спрофилированы и снабжены покрытием, обеспечивающим хорошую прирабатываемость и отсутствие задиров при обкатке.

Поршневой шток

Жестко соединяет поршень с поперечной крейцкопфа, передавая через нее давления газов на шатун; сальник штока в диафрагме, отделяющей подпоршневую полость от картера дизеля, служит для предотвращения попадания цилиндрового масла в картер, а циркуляционного в цилиндр.

Верхняя часть штока для соединения с поршнем выполнена в виде одного фланцев с кольцевой опорной поверхностью, а нижняя часть- в виде хвостовика для соединения с поперечиной крейцкопфа.

Поперечное сечение штока-полое.

Для увеличения податливости (эластичности) соединения сплошного штока с поперечиной крейцкопфа гайкой, в хвостовике штока высверливают глухое отверстие.

Крейцкопфный узел

Поперечина крейцкопфа имеет цапфы, на которые крепят головные подшипники шатуна; два двухсторонних ползуна надеты на концевые выступы поперечины и закреплены торцевыми шайбами и болтами; масло к крейцкопфному узлу подводится по шарнирным трубам, прикрепленным к поперечине, поступает в осевой канал в теле поперечины и далее по радиальным каналам идет на смазку крейцкопфных подшипников и ползунов.

Опорные поверхности направляющих переднего и заднего хода одинаковы; направляющие закреплены на стойках станины , жесткость которых усилена анкерными связями, что обеспечивает высокую надежность работы крейцкопфного узла.

Все элементы крейцкопфа центруются относительно друг друга установочными штифтами.

Шатун, шатунные(мотылевые) болты

Имеет стержень равнопрочного сечения, площадь которого возрастает от мотылевого к головному соединению.

Все элементы шатуна -верхняя и нижняя части головного подшипника, стержень и обе части мотылевого подшипника-изготовлены отдельно и соединены шатунными болтами , которые крепятся гайками .

В разъеме вкладышей устанавливают набор калиброванных прокладок для регулирования масляного зазора. Под пяткой шатуна размещают компрессионную прокладку для регулирования высоты камеры сгорания.

Боты устанавливают в калибровочные отверстия, строго контролируя перпендикулярность опорных поверхностей головок к оси болтов.

Шатунные болты относятся к наиболее ответственным деталям дизеля. Для увеличения эластичности диаметр болта между посадочными поясками уменьшают до 0,85-0,95 внутреннего диаметра резьбы, которую изготавливают накаткой с мелким шагом и плавным закруглением вершин и впадин. Переход от одного диаметра к другому имеет плавные - галтели, предотвращающие концентрацию напряжений.

Коленчатый вал необходим для преобразования возвратно-поступательного движения поршня во вращательное и передачи вращающего момента на выходной фланец двигателя.

Полусоставной, включает элементы, состоящие из поковок - мотылевая шейка и две щеки, в которые запрессовывают рамовые шейки с натягом 1/800-1/1000 при нагреве щек до 200-250.

Щеки имеют круглую форму. Осевые сверления в шейках предназначены для уменьшения массы вала и центробежных сил инерции, а также для подвода масла от рамовых подшипников к мотылевым. Радиальные сверления создают систему каналов для масла, являются концентраторами напряжений.

Усталостную прочность вала повышают следующими способами: Сопряжение шеек и щек выполняют с плавным переходом (галтели); Места возможной концентрации напряжений (галтели, отверстия) тщательно обрабатывают и полируют; радиальные сверления располагают под углом к плоскости мотыля; применяют "перекрытие" рамовых и мотылевой шеек.

Для обеспечения надежной работы подшипников в этих условиях фирма увеличила диаметры шеек коленчатого вала и цапф крейцкопфа и обеспечила возможность использования тонкостенных вкладышей с алюминиевой заливкой.

1.4 Механизмы газораспределения

Механизм газораспределения служит для управления процессами впуска воздуха в цилиндр и выпуска отработавших газов. Состоит из продувочных окон, расположенные тангенциально по всей окружности в нижней консольной части цилиндровой втулки , и выпускной клапан с гидро-пневматическим приводом.

Выпускной клапан и его приводы

Имеет корпус с полостью охлаждения для циркуляции воды. Седло клапана крепят к корпусу винтами. Направляющими для штока клапана служат чугунные втулки с запрессованной бронзовой втулкой. Для защиты направляющих от горячих газов и предотвращения попадания масла на запорную поверхность тарелки на шток запрессован защитный кожух.

Открытие клапана осуществляется гидравлической связью между гидроцилиндрами толкателя и штока клапана, закрытие клапана- воздухом, который постоянно подается с нужным давлением, упругий элемент обеспечивает плотное прилегание элементов привода друг к другу; эта конструкция обеспечивает наиболее плавную безударную работу клапанов.

Снижение тепловой напряженности достигается приводом с автоматическим поворотом клапана. Обеспечивается равномерное распределение температур в тарелке, равномерное изнашивание и некоторую самопритирку, удаление нагара с посадочного пояска. Интенсивное охлаждение седла клапана по каналам из полости охлаждения его корпуса позволило предотвратить ванадиевонатриевую коррозию.

На штоке клапана установлена винтовая насадка, на которую попадает струя выпускных газов и создает тангенциальную силу, которая и проворачивает клапан.

Клапан и седло изготовлены из теплостойкого сплава Nimonic.

Распределительный вал и его привод

Вместе с комплектом кулачных шайб валы служат для управления открытием и закрытием выпускного клапана, для привода ТНВД и регулятора частоты вращения. Валы укладывают в подшипники, один из которых имеет опорно-упорную конструкцию для предотвращения осевого смещения вала.

С учетом увеличения нагрузки от привода клапанов диаметр распределительного вала увеличен, а его установка на двигателе обеспечивает повышенную жесткость и прочность.

Кулачные шайбы имеют симметричный профиль, состоит из двух половин и нулевую заклинку по отношению к кривошипу своего цилиндра, отпадает необходимость в ее реверсировании. Шайба свободно сидит на втулке , зафиксированной на распределительном валу шпонкой и штифтом. Втулка имеет на конце резьбу, на которую навертывается гайка; торцевые поверхности гайки, фланца втулки и шайбы конусные. Для реверса кулачных шайб ТНВД в каждом блоке предусмотрен небольшой гидравлический сервомотор, разворачивающий обе топливные шайбы на заданный угол реверса.

На данном дизеле установлен шестеренный привод, который состоит из ведущей шестерни, закрепленной на коленчатом валу по средствам конической посадки и шпонки, промежуточной шестерни и ведомой шестерни на распределительном валу, которые таким же способ закреплены на валах.

1.5 Системы дизеля

Топливная система

В топливную систему дизеля включены системы приемно-перекачивающая, топливообработки и подачи топлива, а также система дизеля.

Система подачи топлива к дизелю состоит из расходных цистерн тяжелого и дизельного топлива, смесительной цистерны для перехода с дизельного топлива на тяжелое и обратно, фильтра грубой очистки, топливоподкачивающих насосов, топливоподогревателей и вискозиметра, обеспечивающих поддержание вязкости топлива перед дизелем в диапазоне 10-15мм2/с, и фильтра тонкой очистки. В связи с низкими температурами застывания тяжелых топлив (+3500C) цистерны снабжены паровыми змеевиками, а топливопроводы-паровыми спутниками. При внезапной остановке дизеля во избежание застывания топлива в системе предусматривают его циркуляцию по замкнутому контуру: дизель -смесительная цистерна -насосы - подогреватель -фильтры -дизель.

Топливная система дизеля включает топливопроводы, топливные насосы высоко давления, форсунки и другие элементы.

Топливные насосы высокого давления подают топливо под давлением к форсункам по стальным трубкам, помещенным в защитные гладкие трубки, служащие для предотвращения разбрызгивания топлива в случае нарушения плотности ниппельных соединений или разрыва трубок высокого давления.

Для сбора утечек топлива из ТНВД, форсунок и защитных кожухов предусмотрен дренаж . При этом дренаж от кожухов трубок высокого давления снабжен сигнальным устройством.

На этой модели дизеля применена блочная компоновка ТНВД. В одном корпусе размещаются два насоса и два гидравлических толкателя приводов выпускных клапанов.

В этом насосе впускной клапан при наличии VIT (устройство автоматического изменения угла опережения) используется по своему назначению -для изменения угла опережения подачи топлива, а нагнетательный клапан -для изменения конца подачи. Фазы подачи устанавливаются в зависимости от задаваемой мощности (нагрузки).

Здесь видно, что с переходом от 100% нагрузки на 75% угол опережения увеличивается, что дает возможность сохранить максимальное давление рабочего цикла и тем самым, повысить экономичность работы двигателя на частичных нагрузках.

Система VIT, в ней величина подачи топлива, контролируемая регулятором Вудворд, механически связана с углом опережения. Изменение последнего происходит при изменении подачи топлива и достигается вращением эксцентрика, управляющего рычагом впускного клапана ТНВД. Программа связи в целях сохранения высокой экономичности при переходе на нагрузки менее 100% предусматривает увеличение угла опережения, обеспечивающим поддержание максимального давления сгорания на допустимом для двигателя уровня. При уменьшении нагрузки ниже 75% сохранение угла опережения может привести к росту отношения Pmax/Pc что, в свою очередь, влечет за собой увеличению ударных нагрузок в подшипниках. Поэтому на этих режимах предусмотрено уменьшение угла опережения.

В системе VIT предусмотрено также ручное регулирование угла опережения, необходимость в котором возникает при изменении характеристик воспламенения и сгорания топлива.

Форсунка

Уменьшение лобовой поверхности соплового наконечника и осуществление циркуляции топлива между впрысками и в период стоянок, что позволило также отказаться от охлаждения. Клапан переключения режимов впрыск- циркуляция размещен в штуцере подвода топлива к форсунке.

Давление топлива, поступающего от топливоподкачивающего насоса в ТНВД и далее к форсунке, в период между впрысками и при остановленном двигателе не превышает 0,1 МПа. Пружина прижимает клапан к седлу. Через боковое нижнее отверстие топливо поступает на циркуляцию в каналы корпуса форсунки, тем самым, поддерживая ее температуру на уровне 120-140 (температура подогрева топлива пред двигателем). Выход циркулирующего топлива из форсунки осуществляется через дренажное отверстие. Это при последующем пуске двигателя исключит возникновение повышенных нагрузок на привод ТНВД, его корпус и прочность распылителя, исключается обрыв сопловых наконечников. Исключается также деформация распылителей, часто, при сменах температур, являющихся причиной зависания игл.

Когда начинается очередной впрыск топлива, давление поступающего из ТНВД топлива растет, и клапан циркуляции поднимается, окно в верхней части клапана перекрывается и циркуляция прекращается. По центральному каналу топливо движется вниз под него и далее к игле форсунки. Топливо поступает под иглу в сопловой наконечник и через распыливающие отверстия в цилиндр.

Система смазки

Существуют три системы смазки двигателей: низкого, среднего и высокого давлений.

От системы низкого давления осуществляется смазка рамовых и упорного подшипников, приводных шестерен и распределительного вала, топливных насосов, заслонок, управляющих выпуском цепного привода, рычагов управления, а также охлаждение параллелей крейцкопфа. От системы среднего давления смазываются головные и мотылевые подшипники, ползуны крейцкопфа.

От системы высокого давления осуществляется смазка цилиндров. Системы низкого и среднего давлений обслуживаются одним масляным насосом, создающим давление 4 кг-с/см2. Понижение давления выполняется редукционным клапаном.

На выходе масла из системы охлаждения параллелей крейцкопфа устанавливается дроссельная шайба для того, чтобы на рамовые подшипники всегда поступало достаточное количество масла. Следует периодически контролировать слив масла из параллелей, ибо были случаи повреждений шайбы на выходе масла.

Система цилиндровой смазки двигателя состоит из одной или двух цистерн для хранения масла, расходной цистерны, лубрикаторов, трубопроводов, арматуры.

Подача масла на зеркало цилиндров производится масляным насосом лубрикатором. Привод лубрикаторов осуществляется от распределительного вала специальным рычагом. Плечо рычага можно изменить, переставляя фиксатор, в одно из 7 положений.

Конструкция лубрикатора позволяет проводить как качественную, так и количественную регулировку при работе двигателя. На каждую точку смазки имеется свой масло подающий блок, чем достигается независимая регулировка подачи по точкам.

Система охлаждения

Показатели надежности и экономичности работы дизеля в значительной мере зависят от поддержания оптимального температурного режима. При повышении температуры охлаждающей жидкости уменьшаются потери теплоты, увеличивается доля полезной составляющей теплоты сгорания топлива. По мере роста температуры стенок цилиндра понижается вязкость масла, смазывающая пленка распределяется более равномерно по рабочей поверхности, что улучшает условия смазывания, уменьшает потеря на трение и интенсивность изнашивания деталей ЦПГ. Повышенный температурный режим предотвращает конденсацию водяных паров на стенках цилиндра, уменьшая вероятность сернистой коррозии.

Теплонапряженность стенок цилиндра в значительной мере зависит от разности температур охлаждающей жидкости на входе в дизель и выходе из него, а также от резких изменений температуры на переходных режимах подогревания и остановки дизеля.

В контуре пресной воды охлаждающая вода циркуляционными насосами прокачивается через водо-водяные охладители и подается на охлаждения дизеля. На выходе из дизеля по отливной трубе вода направляется в деаэратор центробежного типа, где от воды отделяется паровоздушная смесь, сбрасываемая в расширительную цистерну. Из деаэратора вода возвращается к циркуляционным насосам. Расширительная цистерна располагается над дизелем на высоте 8-10м, что обеспечивает надежный подпор при работе циркуляционных насосов. Кроме того, расширительная цистерна служит для компенсации объема воды в системе и для ввода присадок. Для прогревания дизеля перед пуском установлен водо-подогреватель с байпасным клапаном .

В контуре забортной воды имеются бортовые и донный кингстоны. Вода циркуляционными насосами забирается циркуляционными насосами и направляется по двум магистралям: на охлаждение надувочного воздуха в воздухоохладители; на охлаждение масла в маслоохладители и пресной воды в водо-водяные охладители.

Водяное охлаждение поршней имеет свой замкнутый контур, обособленный от системы охлаждения цилиндров. Разъединение системы объясняется различными температурными режимами охлаждения поршней и цилиндров. Вода на охлаждение поршней подводится по телескопическим трубам. Подвижные трубы телескопов крепятся к головке поршня.

Масса воды, заполняющая головку поршня, шток и подвижные телескопические трубы, совершает возвратно-поступательное движение. Возникающая при этом сила инерции при движении поршня в верх создает условия для разрыва сплошности потока, а при обратном движении после восстановления сплошности-гидравлический удар, сопровождающийся резким повышением давления до 1,5-1,8МПа, что приводит к возникновению вибрации.

Для смягчения гидравлического удара применяют воздушные колпаки на камерах телескопов.

Сальник телескопических труб предотвращает утечку воды из камер и снимает масло, оседающее на трубах, не допуская попадания его в замкнутую систему охлаждения.

Форсунки не охлаждаются из-за того, что осуществляется постоянная циркуляция топлива.

Система наддува

Газотурбинный наддув с постоянным давлением, двухступенчатый, обеспечивающий использование подпоршневых полостей в качестве второй ступени наддува. В продувочном ресивере установлены дополнительные заслонки, позволяющие при необходимости отключать подпоршневые полости. Для обеспечения стабильного воздухоснабжения на режимах малого хода установлены электрокомпрессоры, включающиеся автоматически при понижении давления воздуха в продувочном ресивере. Изменилась конструкция продувочного ресивера, в котором появились две дополнительные камеры, одна из которых непосредственно связана с вспомогательным электрокомпрессором. Только при более низких нагрузках автоматически включается вспомогательный электрокомпрессор. Газотурбонагнетатели обеспечивают устойчивую работу в диапазоне нагрузок 25-100%.

Остов ГТК состоит из трех корпусов: газовпускного и газовыпускного корпусов турбины и корпуса компрессора, соединенных между собой фланцами, корпуса охлаждаются пресной водой, а корпус компрессора охлаждения не имеет. Теплоизолирующий элемент препятствует передаче теплоты от выпускных газов к наддувочному воздуху. К газовпускному корпусу крепят сопловой аппарат, состоящий и из сегментов с профилированными лопатками. Ротор представляет собой вал большого диаметра, на которые посажены рабочие колеса турбины и компрессора. Ротор отковывают заодно с диском ГТК. Лежит на подшипниках скольжения, которые состоят из бронзовых втулок, залитых баббитом толщиной 0.3 - 0.5мм. На опорные части вала напрессовывают съемные цементированные и отшлифованные втулки. Моторесурс таких подшипников 20-30 тыс.ч. Масло на смазку подшипников подается навешенными на ротор насосами.

Всасывающая камера компрессора снабжена фильтром и имеет звукоизоляционное покрытие. Лабиринтные уплотнения с камерой укупорки отделяют газовую полость от опорного подшипника. По каналу воздух из нагнетательной полости компрессора подается в камеру укупорки. Газ из выпускного коллектора дизеля поступает в газоподводящие каналы корпуса, затем через сопловые каналы турбины, где происходит частичное расширение газа и превращение его потенциальной энергии в кинетическую. По выходе из сопел газ поступает в каналы между рабочими лопатками колеса турбины. На рабочих лопатках кинетическая энергия газа преобразуется в работу, приводя во вращение вал турбины. Рабочие лопатки изготавливают из жаропрочной стали и приваривают к диску. Колесо нагнетателя насаживают на вал и крепят шпонкой. Колеса выполняют полузакрытыми с радиальными лопатками, загнутые передние кромки которых служат направляющим аппаратом, обеспечивая безударной вход воздуха на них.

Маслоуплотнительное устройство служит для предотвращения попадания масла в газовую и воздушную части ГТК.



2. Расчет рабочего цикла

2.1 Процесс наполнения

,

где: степень повышения давления в компрессоре (нагнетателе)

,

где: температура надувочного воздуха,

,

где: для центробежных нагнетателей;

1,45 для поршневых насосов.

давление наддува (наддувочного воздуха в ресивере), Мпа

,

где: 0,0020,004 падение давления воздуха в воздухоохладителе;

температура воздуха перед цилиндром (в ресивере),

,

где: снижение температуры в воздухоохладителе;

Минимально достижимое значение температуры воздуха за воздухоохладителем ,



)

где: температура забортной воды,

давление в конце процесса наполнения, Мпа

,

(для двухтактных дизелей)

температура в конце процесса наполнения,

,

где: температура надувочного воздуха с учетом нагрева от стенок цилиндра,

,

коэффициент остаточных газов(определяет степень совершенства очистки цилиндра и зависит непосредственно от типа продувки)

температура остаточных газов..

Заряд воздуха в цилиндре определяется:

,

где: рабочий объем цилиндра,

коэффициент наполнения(отношение массы оставшегося в цилиндре к окончанию газообмена заряда воздуха к массе воздуха, которая теоретически могла бы заполнить рабочий объем цилиндра при параметрах перед цилиндром и,определяет степень использования рабочего объема цилиндра. На коэффициент наполнения влияют: степень сжатия, температура и давление воздуха в конце наполнения, коэффициент остаточных газов, доля потерянного хода поршня.)

плотность воздуха

Плотность воздуха - это количество воздуха, содержащегося в 1 м3 объема. дизель цилиндр втулка поршень

Величина заряд воздуха зависит от давления в цилиндре в конце наполнения ,температуры воздуха в цилиндре в конце наполнения , относительной влажности воздуха ц, степени загрязнения продувочного и выпускного трактов, качества очистки цилиндра, режима работы двигателя.

2.2 Процесс сжатия

Давление (Мпа) и температура воздуха() в конце сжатия определяются:

,

,

где: е - степень сжатия(является важной характеристикой процесса сжатия, влияющей на параметры воздуха в конце процесса).

При выборе степени сжатия учитывают тип двигателя, частоту вращения, способ смесеобразования, давление наддува и конструктивные особенности двигателя.

На параметры влияют:

1. Нагрузка двигателя, с понижением которой снижается температура стенок цилиндра, что приводит к увеличению отвода теплоты от сжимаемого воздуха и уменьшению показателя политропы сжатия.

2. Частота вращения влияет на скорость протекания процесса сжатия

3. Режим охлаждения влияет на температуру стенок цилиндра: с понижением температуры увеличивается отвод теплоты от воздуха, показатель политропы сжатия и параметры конца сжатия понижаются

4. Техническое состояние ЦПГ

2.3 Процесс сгорания

Теоретическая необходимая масса воздуха для полного сгорания 1 кг топлива кмоль/кг определяется:

,

где: объемная (молярная) доля в воздухе,

число киломолей , содержащихся непосредственно в самом топливе.

Теоретически необходимая масса воздуха для сгорания 1 кг топлива кг/кг определяется:

,

где:=28,97 относительная масса воздуха.

В дизеле образование горючей смеси топливо-воздух в отличие от карбюраторных двигателей происходит непосредственно внутри цилиндра, что вносит определенные трудности в организацию качественного смесеобразования и сгорания. Поэтому необходимо наличие определенного избытка воздуха, количество которого определяется коэффициентом избытка воздуха , который определяется:

,



Коэффициент избытка воздуха равен отношению массового заряда воздуха к массе воздуха , теоретически необходимой для сжигания одной цикловой подачи топлива

где: цикловая подача топлива, кг.

На основании первого закона термодинамики определяется общее количество теплоты, сообщенное рабочему телу в точке z, кДж

,

где: коэффициент использования теплоты (отражает потери тепла вследствие неполноты сгорания топлива и теплообмена (всегда <1))

Коэффициент зависит от совершенства процесса сгорания топлива, потерь теплоты в период сгорания и при прочих равных условияхопределяется быстроходностью двигателя.

низшая теплота сгорания 1 кг топлива, кДж/кг(теплота без учета тепла, пошедшее на парообразование влаги)

потери теплоты в процессе смесеобразования и сгорания.

Из этого уравнения, представляющего собой баланс тепла в точкеz, путем ряда преобразований получаем температуру рабочего тела в точке z,(. Величина обычно лежит в пределах 1750ч2000.

Значение максимального давления сгорания обычно принимается на основании опытных данных по прототипам проектируемого двигателя и зависит от давления наддува, степени сжатия, организации процессов смесеобразования и сгорания, запаса механической прочности деталей двигателя.

В расчетах энергоэкономических показателей цикла используется обычно не абсолютное значение максимального давления сгорания, а степень повышения давления, характеризующая динамическую напряженность действительного цикла:

,

где:степень повышения давления (отношение максимального давления сгорания к давлению сжатия)

Степень повышения давления при сгоранииопределяют на основании выбранного при расчете максимального давления сгорания

Объем цилиндра в конце видимого сгорания определяется в зависимости от степени предварительного расширения

,

где:степень предварительного расширения (его значение определяет степень расширения рабочего тела (газа) в процессе сгорания от точки z' до точки z.)

,

2.4 Процесс расширения и выпуска

Давление Pв (Мпа) и температура воздуха Тв (0К) в конце расширения и выпуска определяются:

Рв=,

Tв= ,



где: - степень последующего расширения, степень последующего расширения можно рассматривать как косвенную характеристику экономичности рабочего цикла

Увеличить можно за счет сокращения степени предварительного расширения и увеличения степени повышения давления , если увеличить количество топлива, сгорающего в цилиндре, до ВМТ. Для этого необходимо сместить подачу топлива в сторону опережения, развернув топливный кулак относительно распределительного вала в сторону вращения. Необходимо иметь в виду, что этот путь повышения экономичности цикла двигателя сопряжен с одновременным ростом максимального давления цикла pz и соответствующим увеличением механических нагрузок в элементах конструкции.

=,

n2= 1,15ч1,3- средний показатель политропы расширения находится в прямой зависимости от характера теплообмена, поэтому является переменной величиной.

Средний показатель политропы расширения как и показатель политропы сжатия, характеризует степень теплообмена. Значение n2 = 1,212 указывает на то, что в процессе расширения тепловой поток направлен от рабочего тела к стенкам, что объясняется высоким перепадом температур газов и омываемых ими поверхностей, площадь которых во время расширения постоянно увеличивается.

На параметры в конце расширения Pв и Tв влияют следующие факторы:

1. Степень последующего расширения , с увеличением которой параметры Pв и Tв понижаются, что можно достигнуть в длинноходовых дизелях;

2. Техническое состояние топливной аппаратуры, с ухудшением которого ухудшается качество распыливания, увеличивается догорание, растут параметры Pв и Tв;

3. Фракционный состав топлива, утяжеления которого (применение тяжелых топлив) приводят к "растягиванию" процесса сгорания и росту параметров Pв и Tв;

4. Угол опережения подачи топлива, с уменьшением которого процесс сгорания смещается на линию расширения и Pв и Tв растут.

2.5 Энергетические показатели

Среднее индикаторное давление - Pi =, МПа

Pi- условное постоянное давление, действующее на поршень и совершающее работу, эквивалентную индикаторной работе за один цикл.

Оно зависит от цикловой подачи топлива (возрастает при ее увеличении).Так как с ростом подачи топлива увеличивается количество теплоты, выделившееся за один цикл, то среднее индикаторное давление является основным показателем теплонапряженности дизеля.

Среднее эффективное давление- Pe=Piмех,МПа

Pe-условное среднее давление, действующее на поршень и совершающее работу, эквивалентную полезной эффективной работе на выходном фланце двигателя.

Среднее эффективное давление меньше среднего индикаторного на значение потерь внутри двигателя.

где: F-площадь индикаторной диаграммы;

l-длина индикаторной диаграммы;

m- масштаб пружины индикатора;

мех - механический КПД.

Индикаторная мощность:



Ni=Pi S,и.л.с.

-для расчета в МКГСС

Ni=1,74Pi n,и.л.с.

технической системе

Ni=0,0131Pin, кВт

единиц

Ni -мощность двигателя, соответствующая индикаторной работе цикла.

Она зависит от:Pi, n и S.

-для расчета в СИ- Международная

Система единиц

Ni=12,8 Pin, кВт

где: m-коэффициент тактности.

Эффективная мощность:

Ne = Niмех ,

Ne= Ni-Nмех,

-для расчета в МКГСС- Ne =, э.л.с.

-для расчета в СИ- Ne =,кВm



Под эффективной мощностью двигателя Ne подразумевают мощность развиваемую на выходном фланце двигателя. Эффективная мощность меньше индикаторной на значение механических потерь внутри дизеля

Зависит от: Ni, Nмех, .

Крутящий момент:

-для расчета в МКГСС-= 716,2 , кгс/см2

-для расчета в СИ-= 9550,Hм

где: Nмех-мощность механических потерь

- определяют электрическим торсиометром, принцип действия которого основан на скручивании вала во время работы дизеля.

2.6 Экономические показатели

К экономическим показателям работы двигателя относятся

Индикаторный КПД:

= =,

-для расчета в МКГСС-

-для расчета в СИ-

= = ,

Индикаторный КПД - учитывает все тепловые потери в рабочем цикле и равен отношению теплоты, эквивалентной индикаторной работе (мощности), ко всей подведенной теплоте.

На индикаторный КПД влияют следующие факторы:

1. Степень сжатия ; коэффициент избытка воздуха с увеличением которых индикаторный КПД увеличивается, так как создают условия для более полного сгорания топлива и уменьшения потерь теплоты;

2. угол опережения подачи топлива, отклонения которого от оптимального значения уменьшают индикаторный КПД, при больших значениях угла опережения происходит раннее воспламенение топлива и растут затраты на сжатия, при малых значениях процесс сгорания смещается на линию расширения, увеличивается период догорания, растут потери теплоты;

3. частота вращения, повышение которой приводит к увеличению периода догорания, росту потерь теплоты и снижению КПД;

4. качество распыливания и смесеобразования, с ухудшением которых КПД падает.

Механический КПД мехУчитывает все механические потери в дизеле и показывает, какая часть индикаторной мощности может быть превращена в эффективную работу.

-Механический КПД - мех = = = = 1-

На механический КПД влияют следующие факторы: рациональность конструкций рабочих узлов дизеля, качество обработки и сборки деталей, частота вращения, с повышением которой увеличивается работа трения. В эксплуатационных условиях для поддержания оптимального значения механического КПД надо поддерживать нормальные зазоры в рабочих узлах, применять соответствующее масло и выдерживать стабильный температурный режим.

Эффективный КПД е учитывает все потери в дизеле (механические и тепловые) и является важнейшим комплексным показателем экономичности работы двигателя.

Эффективный КПД:

-для расчета в МКГСС -е = = ,

-для расчета в СИ- е = = ,

е = iмех,

Часовой расход топливаGч- расход топлива за 1час работы дизеля, непосредственно зависящий от его мощности и экономичности. Часовой расход можно измерить по расходомеру или по мерительным бакам. Для оценки экономичности дизеля вводят понятия удельных расходов топлива.

Часовой расход топлива- Gч= gч60i, кг/ч,

Удельный индикаторный расход топлива giпоказывает, сколько топлива расходуется на единицу индикаторной мощности (л.с. или кВт) за 1ч.

Удельный расход топлива:

-индикаторный- gi=, кг/(кВт*ч)

Удельный эффективный расход топлива geпоказывает, сколько топлива расходуется на единицу эффективной мощности (л.с. или кВт) за 1 ч.

-эффективный- ge= , кг/(кВт*ч)

Удельные расходы топлива находятся в обратной зависимости от индикаторного и эффективного КПД.

это подтверждается простым логическим рассуждением: чем выше экономичность двигателя, тем меньше затраты топлива на единицу мощности.



3. ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ

По полученным данным построить расчетную или теоритическую индикаторную диаграмму, на базе которой путем округления прямых углов на участках сгорания и газообмена достроить до предполагаемой. При помощи планиметра, путем планиметрирования, определить площадь предполагаемой индикаторной диаграммы и среднее индикаторное давление рассчитываемого двигателя. Определить погрешность среднего индикаторного давления сравнив среднее индикаторное давление полученное при планиметрировании индикаторной диаграммы и среднего индикаторного давления полученного при расчете. Погрешность недолжна превышать ± 5%.

Результаты планиметрирования должны быть указаны в табличной форме

Показания счетного механизма	Основной	Дополнительный
Конечные	0291	5145
Начальные	0123	4975
Разность	168	170

(При достаточной точности планиметрирования различие в результатах и не должно превышать 2ч3 единиц).

Площадь индикаторной диаграммы определяется:

мм2

где: K=10 коэффициент планиметра

Среднее индикаторное давление предполагаемой индикаторной диаграммы определяется:



,

где: длина предполагаемой индикаторной диаграммы

масштаб ординат, принимается из расчета

Погрешность среднего индикаторного давления определяется:

,

Погрешность не превышает 5%.



4. АНАЛИЗ ВОЗМОЖНЫХ ПРИЧИН ВОНИКНОВЕНИЯ ДЕФЕКТОВ И ПОВРЕЖДЕНИЙ В ЭКСПЛУАТАЦИИ ДЕТАЛЕЙ ДВИЖЕНИЯ

Поршни судовых дизелей работают в сложных условиях. Их днище является частью камеры сгорания и подвергается воздействию высоких температур и давлений со стороны газов. Компрессионные кольца, расположенные в канавках головки поршня, скользят по поверхности цилиндровой втулки и одновременно по нижним поверхностям кольцевых канавок. При этом на них, особенно на первое кольцо, действует давление и температура газов, прорывающихся из камеры сгорания. Тронк в крейцкопфных двигателях не воспринимает нормальных усилий, так как они передаются башмаками крейцкопфа параллелям. Тем не менее и в этих дизелях тронк является элементом трения, так как в результате деформаций деталей остова первоначальная центровка поршня в ходе эксплуатации нарушается.

Из всех неисправности деталей ЦПГ отказы поршней являются наиболее опасными, поскольку часто приводят к тяжелым авариям всего двигателя. В лучшем случае возникает необходимость переборки, ремонта и замены деталей. К характерным дефектам поршня можно отнести: выгорание и растрескивание металла днища поршня; повреждение или износ компрессионных колец и их канавок, а также бронзовых поясков; отложение нагара и кокса в поршневых канавках и на поверхности головки поршня; износы и задиры тронка и т.д.

Прогорание материала донышка поршня или его выгорание может быть следствием неудачной конструкции, некачественного распыла, отложения нагара или накипи со стороны охлаждения и т.п. Выгорание, как правило, сопровождается образованием трещин.[1 с. 123]

Во время работы дизеля под воздействием силы давления газов на днище верхняя часть опорной головки испытывает циклические упругие деформации, в результате которых на внутренней стороне опорной части в районе масловыпускного отверстия возникают трещины. Постепенно трещины в опорной части головки поршня распространяются по окружности на всю толщину опорной части, а затем происходит разрыв поршня по окружности канавки верхнего поршневого кольца с его полным разрушением.

В двигателях с прямоточно-клапанной продувкой желательно контролировать температуру в зонах дальнобойности факелов в двух или трех точках по периметру головки.

Крепежные болты, стопорные шайбы, частицы разрушенной диафрагмы и трубы маслопровода потоком отводимого масла уносились в маслоподводящие каналы поршня, крейцкопфа и дальше в общую сливную магистраль двигателя. В связи с тем что мотылевый подшипник смазывается от крейцкопфа, продукты разрушения могут попасть в подшипник, перекрыть смазочное отверстие и таким образом вызвать нарушение режима смазки. Попадание частиц метала в систему смазки происходило при обрыве центральной трубы маслопровода или разрушениях вставки поршня, при которых частицы метала попадали в кольцевой канал штока.

К характерным повреждениям поршня относятся задиры и интенсивные износы тронков.

Подшипники

Подшипники в судовых дизелях относятся к наиболее ответственным узлам. Их неисправность часто приводит к внезапному отказу всего двигателя. Наибольшее число повреждений приходится на головные подшипники. Это объясняется тем, что головные подшипники в крейцкопфных дизелях работают в сложных условиях. Качательный характер их перемещений относительно цапф на небольшой (около 30є) угол и малые окружные скорости (около 0,9 м/с) не позволяют создать гидродинамические условия смазки.

По данным Л.Н. Карпова, нагруженность головных подшипников МОД по максимальным давлениям лежит в пределах 9-13 МПа, приближаясь к верхнему уровню допустимых нагрузок на баббит. При этом нагрузка носит ударный характер, сосредоточенный на 15-20є п. к. в. Развивающиеся в масляном слое давления вдвое превышают среднюю нагрузку на подшипник, подвергая слой заливки местным сжатиям до 30 МПа. Циклический характер нагружения, как показывает расчет, может привести к появлению усталостных трещин в заливке уже через 3 тыс. ч работы. [5 с.237]

Особенно тяжелые условия для работы головных подшипников возникают при реверсе и пуске двигателя. По данным исследований, во время пуска двигателя при первых трех-четырех оборотах происходит резкое повышение температуры белого металла до 120-140 с последующим постепенным снижением температуры при дальнейшем увеличении частоты вращения. [6]

Фирма "Зульцер" считала, что появление дефектов в подшипниках - трещин, отставаний металла и т.п. - следствие усталостного характера. Подшипники имеющие трещины в виде мелких волосовин, как сообщает фирма, могут еще эксплуатироваться продолжительное время. Однако предположение фирмы опровергается опытом эксплуатации указанных двигателей в Балтийском морском пароходстве, где были установлены дополнительные масляные насосы с повышенным давлением масла до 0,1 МПа, работающие только для смазки крейцкопфа. В результате такой схемы смазки работа головных подшипников заметно улучшилась - было установлено, что старые трещины не прогрессируют, а новые вообще не появляются. Таким образом, более вероятной причиной образования трещин в подшипниках крейцкопфов является недостаточная смазка [3]

Нарушение технологии заливки, несоответствие используемого сорта баббита условиям работы, некачественная подгонка подшипников и другие технологические нарушения также могут стать причиной разрушения головных подшипников.

Крейцкопф

Повреждение крейцкопфов редко встречаются в практике эксплуатации судовых МОД. Проявляются они в виде трещин, коррозии или задиров.

...