Энергетическая установка корабля

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

В настоящее время повышение экономичности двигателя является одной из важнейших задач. Во время эксплуатации двигателя поддержание и повышение экономии масла становится одной из главнейших проблем. Поэтому на двигателях фирмы B&W MAN применяют автоматическое регулирование и контроль над расходом масла, а также используется автоматическое управление подачей масла в цилиндры. Продление срока службы масла путем повышения качества сепарации является также одной из задач фирмы. В данном дипломном проекте рассматривается анализ работоспособности подшипников, анализ эксплуатации систем смазки, неполадки в работе масляной системы и их устранение. Также даны рекомендации по выбору циркуляционного и цилиндрового масла и рекомендации по повышению эффективности сепарации масла, регулировка подачи цилиндрового масла и изготовление основных элементов масляной системы. Рассмотрены особенности использования гидравлического кольца и гидроцилиндров при демонтаже крышек цилиндров. Установлена экономическая выгода от качественной регулировки цилиндрового масла, проведен анализ цилиндропоршневой группы, снижение вредных выбросов в окружающею среду и различные чрезвычайные ситуации, связанные с главным двигателем. Рассмотрена необходимость использования систем контроля концентрации масляных паров и особенности эксплуатации предохранительных клапанов картера.

ПЕРЕЧЕНЬ УСЛОВНЫХ СОКРАЩЕНИЙ

гд - главный двигатель

СЭУ - судовая энергетическая установка

ЦПУ - центральный пост управления

ДАУ - дистанционно - автоматическое управление

тнвд - топливный насос высокого давления

гтн - гозотурбонагнетатель

во - воздухоохладитель

мод - малооборотный двигатель

Две - двигатель внутреннего сгорания

цпг - цилиндропоршневая группа

тк - турбокомпрессор

кпд - коэффициент полезного действия

УК - утилизационный котел

ВФШ - винт фиксированного шага

ВРШ - винт регулируемого шага

ФТО - фильтр тонкой очистки

вмт - верхняя мертвая точка

нмт - нижняя мертвая точка

1. Краткая характеристика судна и СЭУ

Танкер “Front birch” построен корпорацией Korea Heavy Industry and Construction Co.

Главные размерения судна:

- длина наибольшая 181 м.;

- ширина наибольшая 32 м.;

- дедвейт при расчетной осадке 40791 т.

Судно имеет одну главную продольную палубу, короткий полубак и транцевую корму. Машинное отделение и надстройка располагаются в кормовой части судна. Судно приводится в действие одновинтовой дизельной энергетической установкой. Корпус судна разделен водонепроницаемыми переборками на отсеки:

- форпик;

- грузовые танки;

- слоп-танк;

- машинное отделение;

- ахтерпик.

Секция грузовых танков имеет двойное дно. Двойное дно и пространства надводного борта в районе грузовых танков используется для принятия водного балласта. Двойное дно имеется и в районе машинного отделения и используется для размещения цистерн воды, смазочного масла и других целей. Судно использует грузовые насосы типа KV 450-4.

Средняя скорость плавания в условиях ходовых испытаний (спокойное море, ветер не более двух балов по шкале Бофорта, с чистым днищем, на глубокой воде) составляет 15,1 узла. В нормальных морских условиях расход тяжелого топлива ГД составляет 58 тонн в сутки.

Пропульсивный комплекс состоит из двухтактного реверсивного дизельного двигателя с надувом, непосредственно соединенного с четырехлопастным грибным винтом фиксированного шага.

Главный двигатель 6S70MC фирмы MAN B&W. Двигатель шести цилиндровый, двухтактный, крейцкопфный, реверсивный, с газотурбинным надувом.

Диаметр цилиндра - 700 мм.

Ход поршня - 2674 мм.

Максимальная мощность - 20919 лс.

Номинальная мощность - 18850 лс.

Максимальная частота вращения - 88 об/мин.

Номинальная частота вращения - 85 об/мин.

Порядок работы цилиндров ГД:

При ходе вперед - 1-5-3-4-2-6.

При ходе назад - 1-6-5-2-4-3.

На судне установлены два вспомогательных котла TRK KLN VIC производительностью 19 т/час насыщенного пара при рабочем давлении 10 кг/см2 . Утилизационный котел производительностью 1,6 т/час при рабочем давлении 10Бар в состоянии удовлетворить потребности машинного отделения и хозяйственно-бытовые нужды судна.

Электростанция состоит из трех дизельгенераторов мощностью 1020 лс. при 70 об/мин каждый. Подача и распределение электроэнергии происходит по трехфазной трехпроводной системе при напряжении 440 В, 220 В и частоте переменного тока 60 Гц.

Для машинной установки приняты два вида топлива:

- легкое дизельное топливо для работы дизельгенератора, для работы главного двигателя при пуске и реверсе.

- тяжелое высоковязкое топливо, вязкостью до 700 Ст. при 50оС.

цилиндр турбокомпрессор газообмен кольцо

2. Анализ конструкции ГД 6S70MC

Фирма MAN-B&W и ее лицензиаты являются основными поставщиками главных n оборотных двигателей на суда мирового морского флота.

Наиболее массовой моделью является модификация в цилиндровом исполнении. Двигатель MC - цилиндровый 2-тактный крейцкопфный реверсивный двигатель с газотурбинным наддувом диаметром цилиндра мм, ходом поршня мм. Двигатель уравновешен по всем силам и моментам 1 и 11 порядка. Его паспортная номинальная мощность - кВт при об/мин и среднем эффективном давлении бар. Вращение двигателя - правое.

Двигатель имеет стальную цельносварную фундаментную раму, которая крепится к набору корпуса судна 60 фундаментными и 2 торцовыми болтами через клинья. Поперечные опоры фундаментной рамы - стальные литые в количестве 8 единиц, со стальными тонкостенными вкладышами, залитыми белым металлом. Упорный подшипник встроен в отсек приводов, расположенный в корме. Сток масла в циркуляционную цистерну - через отверстие в поддоне фундаментной рамы в корме двигателя.



Рисунок Поперечный разрез двигателя MAN B&W типа МС

Блок цилиндров собран в единый моноблок на призонных болтах из отдельных литых чугунных блоков. В каждый блок запрессована составная цилиндровая втулка, состоящая из 2-ух частей с разъемом выше верхнего уровня блока цилиндра. Обе части втулки изготавливаются из модифицированного чугуна. В верхнем бурте нижней части втулки просверлены отверстия для 8 штуцеров цилиндровой смазки. Верхняя часть втулки снаружи закрыта пустотелой чугунной рубашкой охлаждения. В районе камеры сгорания втулка имеет косые сверления для прохода охлаждающей воды. Уплотнение втулки обеспечивается: в нижней части - 4-мя резиновыми кольцами; в верхней части в районе рубашки охлаждение - 2-мя резиновыми кольцами (по одному сверху и снизу рубашки). Уплотнение посадочного места между втулкой и блоком обеспечивается притиркой посадочных мест (без прокладок) между втулкой и крышкой - уплотнительным кольцом из мягкого железа. Перепуск охлаждающей воды из блока в рубашку охлаждения осуществляется по 4-ем перепускным патрубкам ("лягушкам"), из рубашки в крышку цилиндров - по таким же перепускным трубкам.



Рисунок Блок цилиндров

Фундаментная рама является основой для всего двигателя. Она работает в условиях значительных механических нагрузок, определяемых переменным давлением газов в рабочих цилиндрах, движущей силой цилиндров, силами динамики, а также деформацией корпуса при изменении внешних условий плавания. Поэтому основное требование к конструкции фундаментной рамы - ее жесткость. Конструкция должна быть жесткой, чтобы противостоять усилиям от давления газов, крутящего момента, упора винта, а также усилиям от деформации корпуса судна при волнении моря или при изменении осадки. Очевидно, что всем этим требованиям можно удовлетворить только совместно - конструкцией фундаментной рамы и конструкцией корпуса судна. Двигатель 6S70MC имеет сварную составную (состоящую из двух частей, скрепленных призонными болтами) фундаментную раму "коробчатой" формы с массивными продольными и поперечными ребрами жесткости. Роль поперечных ребер жесткости выполняют стальные литые опоры для рамовых подшипников коленчатого вала, приваренные к корпусу фундаментной рамы. Опоры имеют постели для вкладышей рамовых подшипников и два отверстия для выхода анкерных связей.

Количество отсеков на 1 больше количества цилиндров. Соответственно рамовых подшипников - на 2 единицы больше, чем количество цилиндров. Дополнительный отсек нужен для размещения привода распределительного вала. Двигатель 6S70MC имеет отсек приводов с кормовой части двигателя, а упорный подшипник встроен в двигатель и размещен в этом же отсеке.

Масло, вытекающее из подшипников, стекает в нижнюю часть картера и через одно или два отверстия в поддоне фундаментной рамы по отводным трубам попадает в циркуляционную масляную Цистерну, расположенную под двигателем в двойном дне корпуса судна. Отверстия в под доне картера закрыты сетками.



Рисунок Фундаментная рама

Станина двигателя является основой для размещения блока цилиндров. Она воспринимает на себя вес деталей, расположенных выше.. В объем картера, ограниченный станиной, вытекает масло из головных и крейцкопфных подшипников, а также масло, разбрызгиваемое коленчатым валом. Основные требования к ее конструкции - достаточная механическая прочность, плотность в отношении протечек масла и удобство доступа к элементам движения при их осмотрах и ремонтах. К фундаменту двигателя станина крепится с помощью резьбовых соединений.

Рассматриваемый в данном дипломе двигатель имеет цельносварную конструкцию станины. В верхней части станины размещена диафрагма с сальником штока поршня. Назначение диафрагмы - отделять подпоршневую полость и продувочный ресивер от картера, не допускать протечек продувочного воздуха, предотвращать попадание отработавшего масла и несгоревшего топлива (сладжа) из подпоршневой полости в картер и циркуляционного масла - из картера в подпоршневую полость. Диафрагма охлаждается охлаждающей водой двигателя - на случай возгорания сладжа в подпоршневой полости, чтобы предотвратить взрыв паров масла в картере. Корпус сальника состоит из 2-ух половин, скрепленных болтами. В корпусе размещено 3 группы колец: верхнее грязевое кольцо - для снятия со штока поршня сладжа, когда шток идет вниз; уплотнительные кольца - для предотвращения перетекания продувочного воздуха; маслосъемные кольца, снимающие со штока циркуляционное масло, когда шток идет вверх. Вес кольца - составные, состоят из 3 или 4-х сегментов, которые прижимаются к штоку пружиной. Данный двигатель имеет предохранительные клапаны картера в каждом цилиндре и иногда с торца двигателя - на случай взрыва в картере. Предохранительные клапаны расположены на стороне газовыпускных трубопроводов.

Втулка образует камеру сгорания, подвержена влиянию высоких температур, воспринимает давление газов, работает в паре трения "втулка-поршень.

Вопросы смазки решаются следующим образом: втулки цилиндров имеют 6-8 сверлений с раздаточными канавками на зеркале, по которым через штуцеры смазки подается смазочное цилиндровое масло. При ходе поршня вверх смазка разносится поршневыми кольцами по всему зеркалу цилиндра.

Рисунок Составная втулка цилиндра

Крышка цилиндра замыкает остов двигателя, образует и герметизирует камеру сгорания служит для размещения форсунок, индикаторного крана, пускового и предохранительных клапанов, органов газораспределения. Поскольку поверхность крышки работает в области высоких температур и давлений, то основным требованием к ее конструкции является - способность противодействовать тепловым и механическим напряжениям. Выполнение этих действий затруднено тем обстоятельством, что крышка
имеет сложную конфигурацию, поскольку в ней должны быть размещены указанные выше элементы и каналы для прохода дающей воды. Сложность конструкции крышки определило материал ее изготовления. В стальном литом корпусе крышки размещаются 2 форсунки (с носа и с кормы), индикаторный и предохранительный кран. В центре крышки расположен съемный выхлопной клапан в сборе. Вода, выходящая из полости охлаждения крышки направляется в полость охлаждения клапана, откуда затем движется к охладителю.

Рисунок Крышка цилиндра

Двигатель имеет один выхлопной клапан. Корпус выхлопного клапана отливается из высокопрочного чугуна. Шпиндель клапана откован из высокохромистой стали. Съемное седло клапана также изготавливается из легированной жаропрочной стали. Посадочные пояса шпинделя и седла имеют наплавленные пояски из жаропрочного материала (стеллит, нимоник). Клапан открывается гидравлически, а закрывается сжатым воздухом под давлением 7 бар и ниже. Для этого в конструкцию клапана введен пневматический цилиндр. Надежность клапана существенно повышена за счет самопритирки шпинделя при его посадке па седло. Самопритирка происходит при проворачивании шпинделя потоком выхлопных газов, набегающих на лопатки импеллера.

Рисунок Выхлопной клапан

Коленчатый вал - наиболее дорогая и ответственная деталь двигателя, работающая в условиях больших знакопеременных динамических нагрузок. В судовых двигателях коленчатые валы изготавливаются обычно из конструкционных сталей. Рассматриваемый в данном дипломном проекте дизель имеет полусоставной коленчатый вал. Они изготавливаются путем сварки отдельных литых элементов в виде щеки с прилегающими половинами рамовой и Мотылевой шейками.

Полусоставной коленчатый вал показан на рис. С кормы вал имеет фланец отбора мощности, который откован вместе с упорным валом. На упорный гребень. А этого вала насажена цепная 2-рядная звездочка для привода распределительного тзалп. С носа двигателе имеется порнснь демпферу, осевых колебаний и фланец для крепления звездочки цепного привода уравновешивающих масс.

Рис. Коленчатый вал

Распределительный вал служит для обеспечения своевременного открытия и закрытия впускных и выпускных клапанов цилиндра, подачи топлива, цилиндровой смазки и сжатого воздуха (при пуске двигателя). Двигатель 6S70MC имеет один распределительный вал который обеспечивает: газораспределение, топливоподачу, маслоподачу, воздухораспределение. Условия работы распределительного вала определяются значительными динамическими нагрузками. Так, в двигателе 6S70MC для открытия выхлопного клапана необходимо усилие порядка 10 т. Максимальное усилие на привод плунжера ТНВД - около 25 т. Распределительный вал приводятся от коленчатого вала с передаточным отношением 1:1. Для привода распределительного вала используется цепная передача.



Рисунок Схема привода распределительного вала

Анкерные болты двигателя (16 единиц) - стальные составные, состоят из 2-ух частей, стягивают воедино блок, станину и фундаментную раму. Гайки анкерных болтов затягиваются гидравлически на 900 бар.

Рисунок Анкерные болты

Поршень имеет стальную головку и укороченную чугунную юбку. В поршне размешены 4 компрессионных кольца, в юбке - 2 красномедных приработочных пояска. Поршень охлаждается маслом, которое подводится и отводится с помощью сверления в поперечине крейцкопфа и стальной трубки внутри штока.

Рисунок Поршень

Крейцкопф - 2-сторонний, с 4-мя ползунами, залитыми белым металлом. Поперечина стальная кованая со сверлеными каналами для прохода масла. К поперечине крепится резьбовым соединением подпятник штока поршня, колено телескопа подвода смазки и сливная труба масла охлаждения поршня.



Рис. Крейцкопф

Шатун изготавливается в виде стальной отливки с последующей ковкой и механической обработкой. Верхняя головка - безвильчатого типа, верхняя и нижняя головки - неотъемные. Вкладыши головного и мотылевого подшипников имеют тонкостенные стальные вкладыши, залитые белым металлом. Внутри шатун имеет сверление для прохода смазки от головного к мотылевому подшипнику.



Рисунок Шатун

Система топливоподачи высокого давления имеет ТНВД золотникового типа с регулированием по концу подачи, с VIT- цилиндром, и 2 игольчатых неохлаждаемых форсунки с односторонним распылом топлива на каждый цилиндр. Конструкция топливной аппаратуры позволяет работать на всех режимах эксплуатации только на высоковязких остаточных топливах, без использования дизельного топлива.



Рисунок Система топливоподачи высокого давления

Продувка цилиндров обеспечивается: на малых ходах - 2-мя электровоздуходувками, установленными с торцев продувочного ресивера; на полном ходу - одним газотурбонагнетателем. Газотурбонагнетатель - с валом на шарикоподшипниках, с автономными системами смазки для турбинной и компрессорной частей, с заменой смазки через 500-1000 часов.



Рисунок Система пускового воздуха

Системы циркуляционной смазки коленчатого вала и распределительного вала разделены. Насосы смазки коленчатого вала (2 единицы) - центробежного типа, с электроприводом. Смазка подается к двигателю по 2-ум трубам: от нижней трубы - на смазку рамовых и упорного подшипников и на отсек приводов, от верхней - к телескопам на смазку головных, крейцкопфных и мотылевых подшипников и на охлаждение поршней. Смазка подшипников распределительного вала и питание гидравлической системы открытия выхлопных клапанов обеспечивается автономной системой с 2-мя винтовыми насосами с электроприводом.



Рисунок Системы циркуляционной смазки коленчатого вала.

Цилиндровая смазка включает в себя лубрикаторы с 8 точками смазки на каждом цилиндре с подачей масла на каждом ходе поршня.



Рисунок Система цилиндровой смазки

Охлаждение цилиндров обеспечивается одним из 2-ух центробежных насосов с электроприводом, подающих пресную воду на охлаждение диафрагм, цилиндровых втулок, крышек и выхлопных клапанов цилиндров. Верхний бурт втулки, крышка и седло выхлопного клапана имеют сверления для прохода охлаждающей воды. Как правило, в системе устанавливается холодильник пластинчатого типа. Для подогрева двигателя перед его пуском в системе охлаждения предусмотрен паровой подогреватель охлаждающей воды.



Рисунок Система охлаждения цилиндров

2.1 Расчет рабочего цикла

Основной целью анализа является определение технико-экономических показателей дизеля, оценка их соответствия конкретному двигателю на заданном режиме работы и общим достижениям дизелестроения. При этом

определяются:

? параметры рабочего цикла на линиях сжатия, сгорания, расширения;

? экономичность дизеля;

? строится теоретическая индикаторная диаграмма, производится её скругление и обработка.

2.1.1 Расчет рабочего цикла

Среднее эффективное давление двигателя

 МПа,

где m - коэффициент тактности;

?--3,14;

D - диаметр поршня, м;

S - ход поршня, м.

Давление и температуру окружающей среды принимаем по данным эксплуатации РО = 0,1 МПа, ТО = 290 К.

Показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре принимаем

nв= 1,6

Коэффициент избытка воздуха на сгорание принимаем ?= 1,8

Относительная доля потерянного хода поршня для двигателя составляет s = 0,1

Действительную степень сжатия принимаем =15

МОД с охлаждаемыми поршнями имеют показатель политропы сжатия n1=1,24 1,37. Принимаем n1 =1,29

Максимальное давление сгорания принимаем по данным эксплуатации двигателя Рz = 15 МПа.

Коэффициент использования тепла в точке z принимаем по опытным данным. Для малооборотных ДВС он лежит в пределах z = 0,750,95. Принимаем

z = 0,96

Показатель политропы расширения газов в цилиндре для МОД лежит в пределах n2= 1,27 1,32. Принимаем n2 = 1,29

Коэффициент остаточных газов для прямоточно-клапанных ДВС находится в пределах R = 0,020,15. Принимаем R = 0,15

Температуру остаточных газов принимаем по данным эксплуатации равной ТR = 750 К

Механический КПД принимаем по данным эксплуатации м =0,94

Характеристика топлива (для топлива среднего состава):

? содержание углерода С = 0,87 кг/кг;

Водорода Н = 0,126 кг/кг;

кислорода О = 0,004 кг/кг;

серы S = 0 кг/кг;

воды W = 0 кг/кг;

? теплотворная способность Qн = 41868 кДж/кг.

Давление в продувочном ресивере

Рs = Рк - ?Рхол = 0,3172 - 0,004 = 0,3132 МПа,

где ?Рхол - падение давления в холодильнике воздуха, МПа.

Давление в цилиндре в начале процесса сжатия

Ра = Рs а = 0,3132 * 0,95 = 0,29754 МПа,

где а = 0,95

Температура воздуха на выходе из компрессора

Тк = =K

Температура воздуха в продувочном ресивере

Тs = Тк - ?Тхол =447,093 - 140 = 307,093 К,

где ?Тхол - перепад температур на холодильнике, К.

Подогрев воздуха о стенки цилиндра принимаем в пределах ?Т =10 К.

Температура заряда в цилиндре в конце процесса наполнения

Та =(Тs + ?Т + R ТR)/(1+ R)= К.

Коэффициент наполнения, отнесенный к полному ходу поршня

Давление в цилиндре в конце сжатия

Рс = Ра = 151,35 * 0,29754 = 11,515 МПа.

Температура в цилиндре в конце сжатия

Тс = Та = 151,35-1 * 373,316 = 963,155 К.

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива принимаем для топлива среднего состава равным Lо = 0,495 кмоль/кг.

Действительное количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

L = Lо =1,8 * 0,495=0,891 кмоль/кг.

Химический коэффициент молекулярного изменения для топлива среднего состава равен

о = 1 + (0,0639/) = 1 + (0,0639 / 1,8) = 1,0355

Действительный коэффициент молекулярного изменения

= (о + R) / (1 + R) = (1,0355 + 0,15) / (1 + 0,15) = 1,03

Средняя мольная изохорная теплоёмкость воздуха в конце сжатия (точка С), при допущении что воздух - сухой

С'vc=19,26+0,00251Тс=19,26 + 0,00251 * 963,155 = 21,677 кДж/(кмоль град).

Средняя мольная изохорная теплоёмкость остаточных газов при температуре Тс (в точке С),

С"vc кДж/(кмоль град).

Средняя мольная изохорная теплоёмкость смеси продуктов сгорания воздуха при температуре Тz

С"vz== кДж/(кмоль град).

Уравнение(15) не решается относительно С"vz (так как Тz неизвестно), а в виде С"vz = a + bТz оно подставляется в формулу и в уравнение сгорания.

Средняя мольная изобарная теплоемкость смеси газов при температуре Тz

С"pz = С"vz + 8,314 =19,932 + 0,0031*Tz кДж/(кмоль град).

Степень повышения давления при сгорании

? = Pz / Pc = 15 / 11,515 = 1,302

Температура рабочего тела в конце процесса сгорания (т. z)

z(1+R)С"pzТz=(zQн)/L+(С'vc+8,314?)Тc+R(С"vc+8,314?)Тс

1,03(1 + 0,15) * (19,932 + 0,0031 * Tz) * Tz = (0,96 * 41868) / 0,891 + (21,677 + 8,314 * 1,302) * 963,155 + 0,15(22,917 + 8,314 * 1,302) * 963,155

Величина z приблизительно равна действительному коэффициенту молекулярного изменения z ? ? 1,03 кмоль/кг.

x1,2=

Tz = (-9116,348 + 13103,686) / 2 = 1993,669 K.

Степень предварительного расширения

? = (z Тz ) / (? Тc)= (1,03 * 1993,669) / (1,302 * 963,155)= 1,637

Степень последующего расширения

? = ? / ? = 15 / 1,637 = 9,163

Давление в цилиндре в конце расширения

Рв = Рz / ?n2= 15 / 9,1631,29 = 0,861 МПа.

Температура газов в конце расширения

Тв = Тz / ?n2-1 = 1993,669 / 9,1631,29-1 = 1048,747 К.

Среднее индикаторное давление, отнесенное к полезному ходу поршня

Рit=Рс /(? - 1)[?(? - 1)+??/(n2-1)(1-Tв/Тz)-1/(n1 - 1)(1-Ta/Tc)]=11,515 / (15 - 1) [1,302(1,637 - 1) + 1,302 * 1,637 / (1,29 - 1) (1 - 1048,747 / 1993,669) - 1 / (1,35 - 1) (1 - 373,316 / 963,155)] = 2,103 МПа.

Среднее индикаторное давление скругленного цикла, отнесённое к полному ходу поршня

Рi = Рiт (1 - s) = 2,103 * 0,96 (1 - 0,1) = 1,816 МПа,

где =0,94?0,96?коэффициент скругления, принимаемый в зависимости от характера газообмена.

Среднее эффективное давление

Ре = Рi м = 1,816 * 0,94 = 1,707 МПа.

Расхождение реального и полученного в результате расчета значений среднего эффективного давления

?Pe=(Рен - Ре )/ Рен100% =[(1,586 - 1,707) / 1,586] 100% = -7,088

Удельный индикаторный расход топлива

gi = ( 433 н Рs ) / ( L Рi Тs ) = (433 * 0,3132 * 0,654) / (0,891 * 1,816 * 307,093) = 0,178

Удельный эффективный расход топлива

gе = gi / м= 0,178 / 0,94 кг/(кВт ? ч).

Индикаторный КПД

i = 3600 / (gi Qн ) = 3600 / (0,178 * 41868) = 0,483

Эффективный кпд

е = i ? м = 0,483 * 0,94 = 0,454

Рабочий объем цилиндра

Vs = ( D?/4) S = (3,14 * 0,72 / 4) 2,674 = 1,028

Индикаторная мощность цилиндра

Niц=(Рi Vs nн) / 0,06 m= (1,816 * 1,028 * 85) / 0,06 * 1 = 2644,7 кВт.

Расчётная индикаторная мощность двигателя

Ni = Niц i = 2644,7 * 6 = 15868,2 кВт.

Расчётная эффективная мощность двигателя

Nep = Ni м = 15868,2 * 0,94 = 14916,108 кВт.

Полезный ход поршня

S? = S(1 - ?s) = 2,674(1 - 0,1) = 2,4066 м.

Высота камеры сжатия

hc = S?/(? - 1) = 2,4066 / (15 - 1) = 0,1719 м.

Площадь поршня

Fп = ?D?/4 = 3,14 * 0,72 / 4 = 0,38495 м?.

Полезный объём цилиндра

V?s = S? Fп = 2,4066 * 0,38495 = 0,925 м?.

Объёмы цилиндра в точках c,z,a цикла и в нижней мёртвой точке (точке m)

Vc = hc Fп = 0,1719 * 0,38495 = 0,066 м?,

Vz = Vc ? = 0,066 * 1,637 = 0,108 м?,

Va = V?s + Vc = 0,925 + 0,066 = 0,991 м?,

Vm = Vs + Vc = 1,028 + 0,066 = 1,094 м?.

Масштаб оси абсцисс расчётной диаграммы в размерности линейных размеров двигателя

МR = 0,1 м /см.

Масштаб оси абсцисс в размерности объёма

Мv = м?/см

Промежуточные значения давления (таблица 1):

? на линии сжатия

Р?х = Ра (Va/Vх)??

? на линии расширения

Р??х = Рв (Va/Vх)??

Таблица 1?Определение давления на линиях сжатия и расширения

(Вложена далее)

Строим расчётный цикл в выборном масштабе Мр, Мv на рисунке 2.

Ход поршня от ВМТ до момента начала газовыпуска

Sв=R((1+Cos?в)+(1-Cos2?в))=1,337[(1+cos75)+(1,302/4)(1 - cos 2•75)) = 1,933 м,

где R?радиус кривошипа, м;

?=?отношение радиуса кривошипа к длине шатуна (L= 3 м);

?в?угол предварения газовыпуска, ° пкв до НМТ.

Определяем истинный объём цилиндра в момент начала газовыпуска

Vвu = Vc + (?D?/4) · Sв = 0,066 + (3,14 * 0,72 / 4) * 1,933 = 0,809 м?.

Определяем истинное давление в цилиндре в момент начала газовыпуска

Рвu = Рz/(Vвu /Vz)?? = 15 / (0,809 / 0,108)1,29 = 1,116 МПа.

Выполняем от руки скругление индикаторной диаграммы, чтобы вид её был возможно ближе к реальному.

С помощью планиметра определяем площадь скруглённой индикаторной диаграммы Fi = 38,7 см2 (рисунок 2) .

Рассчитываем среднее индикаторное давление по индикаторной диаграмме

Рig=Fi / S =38,7 / 20,8 = 1,86 МПа.

Расхождение среднего индикаторного давления, найденного по индикаторной диаграмме, и расчётного значения Рi

?Рi = (Рig - Рi)/ Рi · 100% = (1,86 - 1,816) / 1,816 * 100% = 2,42%

Выводы по результатам расчёта:

1) уровень форсировки двигателя по параметрам Рк, Рz, Рi достаточно высок;

2) итоги расчёта рабочего цикла в большой степени приближены к реальным данным при эксплуатации двигателя. Расхождения расчётных величин с действительными не превышают 2,5%;

3) для обеспечения требуемой мощности ГД Ne= 14916,108 кВт? требуемое давление наддува Pk= 0,3172 МПа;

4) эффективный к.п.д. по данным расчёта (е = 0,454) значительно меньше паспортного значения. Это определяется погрешностями, заложенными в методику расчёта по Гриневецкому-Мазингу.

2.2 Расчет газообмена и наддува

Основной целью настоящего подраздела является оценка условий протекания газообмена в цилиндре дизеля, а также оценка достаточности энергии газов для организации наддува.

Размеры органов газообмена:

?количество окон i = 28

?высота окон hi = 0,2674 м;

?ширина окон 0,043 м.

?угол наклона окон к оси цилиндра ?i = 90°

?угол наклона окон к радиусу цилиндра ?i =20° --- количество клапанов к =1

?средний диметр клапана dкл = 0,42 м;

?максимальная высота подъёма клапана hкл = 0,1 м;

?наклон посадочного пояса клапана к оси ? = 45°

?потерянный ход поршня по продувочным окнам hsпр = 0,2674 м.

Диаметр распределительного вала dр.в.= 175 мм.

Диаметр начальной окружности dн.о.= 315 мм.

Диаметр ролика привода клапана dр= 70 мм.

Максимальная площадь проходных сечений органов газообмена

?окон продувочных

Fпр= i bi hi Sin ?i Cos ?i = 28 * 0,043 * 0,2674 * sin90 * cos20 = 0,302 м2;

?выпускного клапана

Fкл = ? dкл Sin? hкл /4 = 3,14 * 0,42 * sin45 * 0,1 / 4 = 0,131 м2.

Масштаб линейных размеров двигателя и масштаб открытия клапана принимаем:

MR =0,08 [];

MRкл =0,04 [].

Масштабы площадей продувочных окон и клапанов:

MFпр = MR Fпр / hi = 0,08 * 0,302 / 0,2674 = 0,09;

MFкл=MRкл к ? dкл Cos?= 0,04 * 1 * 3,14 * 0,42 * cos45 = 0,037 .

Масштаб оси абсцисс диаграммы угол-сечение принимаем

M? = 10° пкв/(см черт).

Масштаб времени оси абсцисс

М? = = сек/см.

Масштаб площадей диаграммы время-сечение:

?продувки

МFпр-? = МFпр? М? = 0,09 * 0,019 = 0,00171 м2 с/см2;

?открытия клапанов

МFкл-? = МFкл?? М? = 0,037 * 0,019 = 0,000703 м2 с/см2.

Поправка Брикса на конечную длину шатуна

ОО1 = R2/(2L) = 1,3372 / (2 * 3,3425) = 0,2674 м.

Линейные размеры двигателя в масштабе чертежа:

?радиус кривошипа

= R/MR= 1,337 / 0,08 = 16,712 см;

?поправка Брикса

= OO1/ MR= 0,2674 / 0,08 = 3,342 см;

?высота окон

пр= hпр/МR= 0,2674 / 0,08 = 3,342 см;

?потерянный ход поршня по окнам

sпр= hsпр/МR= 0,2674 / 0,08 = 3,342 см.

Строим на рисунке 3 схему кулака и определяем закон движения клапана.

Строим диаграмму время-сечение на рисунке 4.

Определяем площади диаграммы время-сечение:

?свободного выпуска FI = 5,3 см2;

?принужденного выпуска FII = 63,2 см2;

?продувки FIII = 13,9 см2.

Определяем располагаемое время-сечение:

A1 = F1 МFкл-? = 0,000703 * 5,3 = 0,0037 м2с;

A2 = F2 МFкл-? = 0,000703 * 63,2 = 0,0444 м2с;

A3 = F3 МFпр-? = 0,00171 * 13,9 = 0,0237 м2с.

Параметры газа в момент открытия выпускного клапана (точка В):

?давление Рв = 1,116 МПа;

?объём Vв = 0,809 м3;

?температура

Тв=Tz/(Vв/Vz)n2-1= 1993,669 / (0,809/0,108)1,29-1 = 1111,918 К.

Объём цилиндра в момент открытия продувочных окон

Vd = Vc+Vs? (1-?п) = 0,066 + 1,028(1-0,1) = 0,9912 м3.

Давление в выпускном коллекторе (перед газовой турбиной):

РТ = 0,288 МПа.

Коэффициент расхода при истечении газа за фазы:

? свободного выпуска ?1= 0,75

? принуждённого выпуска ?2= 0,72

? продувки ?3= 0,72

Давление в цилиндре в конце фазы свободного выпуска Рн = 0,294 МПа.

Средний объём цилиндра за фазу свободного выпуска

Vср= 0,5(Vв+ Vd) = 0,5(0,809 + 0,9912) = 0,9 м3.

Расчётное давление в цилиндре:

Pd = 0,102PT /((+0,59+0,09ln)()0,115 - 0,496)=

0,262 МПа

Время сечение свободного выпуска, обеспечивающее снижение давления до величины Рн:

J1 = ((0,496 +0,102)()0,115-0,59-0,09ln)=

[м2с]

Объём цилиндра в момент конца фазы свободного выпуска находим помощью диаграммы время-сечение (рисунок 3)

Vн = 1,012 м3.

Температура газов в цилиндре в конце фазы свободного выпуска

Тн = Тв ?(Рн/Рв)(m-1)/m = 1111,918 •(0,294 / 1,116)(1,3-1)/1,3 = 818,144 K,

где т? показатель адиабаты истечения газов.

Вес газов, вытекающих из цилиндра за фазу свободного выпуска

G1=()•103= кг,

где R ? удельная газовая постоянная, кДж/(кг К).

Весовой коэффициент избытка продувочного воздуха принимаем ?в=

Коэффициент продувки

?а = ?в/?н = 1,3 / 0,654 = 1,987

Геометрический коэффициент избытка продувочного воздуха

?Г = ?в = 1,3

Удельный объём воздуха при параметрах Ро, То

?о = R To/ (Ро 103) = 0,287*290 / (0,1 * 103) = 0,832 [м3/кг].

Вес воздуха, поступающий в цилиндр за цикл

G3 = = 3,844 * 1,028 / 0,832 = 4,749 кг.

Вес газов и воздуха, вытекающего из цилиндра за фазу принужденного выпуска и продувки

G2 = G3 - G1 = 4,749 - 1,54 = 3,209 кг.

Средняя температура газов в цилиндре в период принуждённого выпуска

К

Средний удельный объём газов в цилиндре в период принуждённого выпуска



Функция перепада давления в цилиндре и выпускном коллекторе

= 0,641

где g? ускорение свободного падения, м/с2;

к? показатель политропы.

Теоретически необходимое время-сечение принуждённого выпуска

J2м2/с

Функция перепада давления в продувочном ресивере и в цилиндре

где к? показатель политропы.

Удельный объем воздуха в продувочном ресивере:

?s = = [м3/кг].

Теоретически необходимое время-сечение продувки:

J3 = [м2 с].

Условные скорости истечения газов за фазы:

?свободного выпуска

W1 = = [м/с];

?принуждённого выпуска

W2 == [м/с];

?продувки

W3 = = [м/с].

Отношение располагаемых и теоретически необходимых время- сечений:

Для судовых 2-х тактных дизелей условные скорости истечения газов и отношения располагаемых и теоретически необходимых время-сечений должны находиться в пределах:

W1 = 180 ? 600 м/с;

W2 = 40 ? 150 м/с;

W3 = 60 ? 140 м/с;

А1/J1=1,0 ? 1,5;

А2/J2=1,3 ? 1,6;

А3/J3=1,1 ? 1,4.

Сравнивая полученные результаты с этими пределами видно, что

достаточность проходных сечений органов газообмена обеспечена.

Наддув двигателя газотурбинный, при постоянном давлении в выпускном коллекторе. Количество ГТН ? ед., электровоздуходувок? ед.

Коэффициент потерь давления в газовоздушном тракте:

?в фильтре компрессора ?ф = 0,96

?в воздухоохладителе ?S = 0,975

?при продувке цилиндра ?п = 0,92

?в выпускном трубопроводе (до турбины) ?т = 0,97

?в выпускном трубопроводе (после турбины) ?R = 0,975

Степень повышения давления в компрессорах

?k = =



Рисунок Определение числа газотурбонагнетателей

Давление газов за турбиной

PR = P0/?R = 0,1 / 0,975 = 0,102 МПа.

Степень снижения давления газов в турбине

?T = = 0,288 *0,97 / 0,102 = 2,738

Часовой расход топлива

G = Ne ge = 13866,06 * 0,189 = 2620,685 кг/час.

Расход воздуха на двигатель

Gs= ?a ? L0' G/3600 = 2620,685 * 1,8 * 1,987 * 14,3 / 3600 = 37,232 кг/ч

Расход газов через турбину

GT = GS+G/3600 = 37,232 + 2620,685 / 3600 = 37,959 кг/с.

Средняя температура газов за фазу выпуска

K

Средняя мольная теплоёмкость газов за фазу свободного выпуска

;

8,314 + 22,923 = 31,237 .

Средняя мольная теплоёмкость газов за фазу принуждённого выпуска

;

8,314 + 21,699 = 30,013 .

Средняя мольная теплоёмкость воздуха за фазу принуждённого выпуска

27,575 + 0,00251 * 567,382 = 28,999 .

Количество воздуха, вытекающего из цилиндра за фазу принужденного выпуска

4,749 * (1,987 - 1) / 1,987 = 2,358 кг.

Количество отработавших газов, вытекающих из цилиндра при принуждённом выпуске

3,209 - 2,358 =0,851 кг

Средняя температура газов перед турбиной

K

Адиабатная работа сжатия 1кг воздуха в компрессоре

Hk = ,

где k? показатель адиабаты сжатия воздуха.

Располагаемая работа газов перед турбиной

где k? показатель адиабаты расширения газов в турбине;

RГ ? газовая постоянная, кДж/(кг К).

Адиабатный кпд компрессора ?k = 0,808

Кпд турбины ?т = 0,8

Коэффициент импульсности Ке=1, так как наддув при постоянном давлении.

Мощность, требуемая для привода компрессора

37,232 * 117,978 / 0,808 = 5436,332 кВт.

Располагаемая мощность газовой турбины

NT = GT HT ?т Ке = 0,8 * 1 * 37,959 * 177,6 = 5393,214 кВт.

Сравнение потребной мощности компрессора и располагаемой мощности газовой турбины с точки зрения выполнения условия NT > Nk

Баланс мощности между турбиной и компрессором обеспечен.

Выводы об эффективности принятой схемы газообмена и наддува:

1) принятые размеры органов газообмена и параметры газораспределения обеспечивают качественное протекание процессов очистки и зарядки цилиндров свежим воздухом;

2) фаза свободного выпуска имеет небольшой заброс газов в продувочный ресивер А1/J1<1, что однако характерно для двигателей ряда;

3) требуемое давление продувочного воздуха обеспечивается потребной мощностью компрессора Nk= 5436,332 кВт;

4) выбранные параметры газообмена обеспечивают располагаемую мощность газовой турбины NT= 5393,214 кВт, что гарантирует баланс мощности между турбиной и компрессором.

2.3 Анализ работы деталей цилиндропоршневой группы

Повышение топливной экономичности судовых дизелей потребовало увеличение тепловой и механической нагрузок на детали камеры сгорания. Это объясняется новыми техническими решениями, которые вошли в практику современного судового дизелестроения.

- применение длинноходовых МОД с отношением хода поршня к диаметру цилиндра до 3,7 3,8;

- использование планетарных редукторов для гребного винта;

- применение изобарных систем наддува и турбокомпаудных систем,
иногда двухступенчатых систем наддува;

- сокращение периода впрыскивания топлива при одновременном повышении давления впрыскивания до 150 МПа с использованием устройства изменения угла опережения подачи топлива VIT;

- совершенствование охлаждения и смазывания верхней части втулки цилиндров;

Все это в совокупности позволило на МОД типа RTA фирмы Зульцер и типа МС фирмы МАН - БиВ достигнуть удельного расхода топлива ge = 156 - 160 г/кВт*ч, удельного расхода масла gm = 0,8 - 1,2 г/кВт*ч, при среднем износе цилиндровых втулок 0,004 0,005 мм/тыс.ч и поршневых колец 0,3 0,4 мм/тыс, ч.

Развитие судовых дизелей сопровождается ростом теплонапряженно-сти деталей ЦПГ, которая становится источником отказов и неисправностей ГД, вынужденных остановок судов в море. Поэтому дизелестроительные фирмы постоянно совершенствуют конструкцию ЦПГ и улучшают качество 'эксплуатации. Устанавливают жесткие дополнительные требования к поддержанию эксплуатационных параметров и режимов работы судовых дизелей при плавании в различных условиях.

В целом фирмы обеспечили относительно низкие значения температур деталей камеры сгорания, при этом детали ЦПГ оказались чрезвычайно чувствительными к любым изменениям режимов нагрузок, значение параметров Рмах, Ре, температур точки росы, условиям смазки, а также степени квалификации и профессиональному обслуживанию персонала.

Во - первых, на теплонапряженность ЦПГ оказывает большое влияние качество воздухаснабжения системой наддува, состояние турбокомпрессора, воздухоохладителей, параметры продувочного воздуха. Снижение давления продувочного воздуха на эксплуатационном режиме не должно быть 0,2 бар по сравнению по сравнению с давлением, измеренным на ходовых испытаниях. Во - вторых, качество и оптимальность работы топливной аппаратуры. Для чего фирмы рекомендуют контролировать разницу между Рмах и Ре отр, в эксплуатации ГД. Она не должна превышать 35 - 40 бар. Если она превышает это значение, то в камере отмечается повышенная ударная нагрузка на поршневые кольца, которые трескаются, ломаются, увеличивается теплонапряженность втулок, что может стать источником опасной аварии ЦПГ. Превышение этого значения происходит вследствие снижения Ре отр из-за изменения давления продувочного воздуха (по причине загрязнения или поломок турбокомпрессора, воздушного фильтра и воздухоохладителей); механических дефектов (обгорание головок поршней, пропусков поршневых колец, износ цилиндровой втулки, прогорание выпускных клапанов); нарушение моментов газораспределения.

Принципиальным отличием конструкции деталей ЦПГ является сверленые каналы. Расположение камеры сгорания полностью в крышке цилиндра и исключение воздействий максимальных давлений Рмах и температур Тмах во время сгорания, на чугунную поверхность втулки, повысило надежность втулки, снизило ее теплонапряженность при сохранении высокого температурного КПД зa счет уменьшения потери тепла через охлажденные стенки втулки. Верхняя часть втулки вынесена из блока цилиндров, имеет составную тонкостенную рубашку, обеспечивающую ей свободную осевую тепловую деформа-1пию вниз. Одновременно при этом стыковое соединение между втулкой и крышкой освобождено от воздействия Рмах. и Тмах, чем достигнута высокая надежность прокладок и самого стыкового соединения, где на напряженных конструкциях постоянно происходили прогорания и свищи.

Основной отказ втулок приходится на трещины. Причинами трещин являются:

- местные нагревы поверхности втулок, сопровождаемые увеличением общего температурного уровня, вследствие уменьшения эффективности турбокомпрессора, неисправности воздухоохладителя, увеличение противодавления за турбокомпрессором, увеличение нагрузки ГД. Для снижения общего температурного уровня верхней части втулки фирмы МАН -- БиВ на МОД типа МС вмонтировала в охлаждающие каналы чугунных отливок втулок дополнительные трубки, а также фаски. А для уменьшения концентратов напряжений в бурте (рис. 2). Охлаждающие каналы бурта втулок и отверстия для масляных штуцеров сами стали источником и местом образования небольших вертикальных трещин на наружной поверхности.



Рисунок Дополнительные трубки в охлаждающих каналах втулки.

В эксплуатации втулки цилиндров требуют контроля температуры рабочей поверхности для предотвращения "холодной" коррозии, возникающей под воздействием серной кислоты, конденсирующейся из продуктов сгорания тяжелого топлива. Для снижения действия коррозии повышается общий температурный уровень втулки с помощью установки в сверленые каналы изолированных трубок с увеличением длины трубок возрастает разница между температурой втулки и температурой точки росы. Это необходимо при снижении нагрузки ГД, когда эта разница уменьшается.

Для повышения коррозионной стойкости втулок фирма применяет вы-сркопрочные чугуны типов 6625-К "Tarkalloy" и подобных чугунов с содержанием углерода около 7%. К тому же фирма изменила условия смазки цилиндров установкой нескольких рядов маслоподводящих штуцеров на различной высоте, которые обеспечивают надежную толщину масляной пленки по всему ходу поршня. Нижние точки подвода масла увеличивают толщину масляной пленки и тем самым уменьшают адгезионный износ поршневых колец и втулок. Верхние точки подвода масла эффективны против коррозии и обеспечивают хорошие условия для распределения масла преимущественно для топлив с высоким содержанием серы. Адгезия возникает вследствие нарушения или отсутствия смазки s между поршневым кольцом и втулкой. Адгезия является причиной микросварки кольца с втулкой, вследствие чего металлические частицы вырываются с поверхности втулки.

Поршни отличаются высокой надежностью в эксплуатации. Поршневые кольца расположены в головке поршня. Отсутствие обгорания головок поршней и едва заметный износ юбок с поверхностным фосфатированием для лучших условий приработки с втулкой. Однако имевшие в первоначальный период эксплуатации МОД случаи протечек охлаждающего головку поршня масла вызваны низким качеством поверхности уплотнительного кольца и неровностями уплот-нительной канавки.

Крышки цилиндров цельные, кованные с отверстиями: для прохода охлаждающей воды, для выпускных, предохранительных, индикаторных и пусковых клапанов. Высокая прочность крышки достигается усиленной массивной частью для восприятия вертикальных газовых сил Рмах и оптимальным расположением сверленых водяных тупиковых каналов.

Трещины крышек цилиндров фирмы МАН - БиВ устранены в первые годы эксплуатации. Фирма обеспечила равномерность обжатия гаек крепления крышек, а также снизила трудоемкость демонтажа и обеспечила безопасность ТО с помощью специального гидравлического оборудования - установочного кольца с уплотнениями, масляными каналами и шестигранными гайками с отверстиями рычага.

Качество работы поршневых колец зависит от равномерности подачи цилиндрового масла, оптимальной их формы и качества материала.

Чрезмерный пропуск газов через зазор между поршнем и втулкой приводит к местному пере-греву, и является причиной задира или трещины втулки. Введены новые формы колец типа KNP несимметричной формы, предназначены преимущественно для верхней поршневой канавки. Они уменьшают локальное давление на верхнюю часть рабочей поверхности втулки. Такое кольцо быстрее и лучше прирабатывается к изношенной цилиндровой втулке. Для установки и съема поршневых колец обязательно должно применяться специальное приспособление, которое не позволяет увеличить зазор в замке более чем это необходимо для прохода кольца на поршень. Поршневые канавки, тщательно очищенные, должны быть ровными и гладкими.

Определенное влияние на теплонапряженность деталей ЦПГ оказывает противодавление на выпуске газов из цилиндра. Высокая эффективность турбо-I компрессора и увеличение степени утилизации выпускных газов в утилизацион-ных котлах приводит к повышенному загрязнению котлов и возникновению пожаров в них. Поэтому увеличение противодавления более чем на 5 мПа, измеренное за турбокомпрессором, ухудшает воздухоснабжение цилиндров и увеличивает теплонапряженность ЦПГ. В связи с этим требуют усиленного внимания к чистоте утилизационных котлов, чтобы не допускать противодавления более 4мПа.

Повышение топливной эффективности ГД привело к значительному снижению температуры выпускных газов, для более полной утилизации теплоты, которых дизелестроители развивают теплопередающую поверхность утилизационных котлов с помощью оребренных труб и увеличивают размеры УК. В свою очередь, это обуславливает повышенное сажеотложения. Для удаления сажи необходимо применение сажеобдувочных устройств через определенные интервалы времени кроме того, необходимость более тщательной химической очистки УК во время стоянки в порту.

В заключении необходимо ответить, что надежность ЦПГ обеспечива- требованиями к точности замеров эксплуатационных параметров постоянного контроля нагрузки ГД и цилиндров в отдельности. Неравномерность распределения мощности между цилиндрами не должна превышать 0,5 бар по Рмин от средней величины по всем цилиндрам. В связи с этим применение систем автоматического контроля и диагностики, а также использование персональных и специальных компьютеров является важной составляющей эксплуатации судовых дизелей.

Обкатка цилиндра поршневой группы двигателей включает три стадии. В задачи первой стадии входят:

Достигнуть достаточно эффективного уплотнения цилиндра поршневыми кольцами;

Устранить точечный или локальный контакт колец с цилиндром, обеспечить им возможность выдерживать высокие нагрузки со стороны газов без риска их поломки.

Достигнуть условий, при которых на большей части хода поршня будет сохраняться режим жидкостной смазки без риска возникновения задиров.

Опыт показывает, что в новых двигателях достаточно эффективное уплотнение цилиндров достигается в течение 20 часов - это нормальная продолжительность первой стадии приработки на стенде завода.

Вторая стадия обкатки состоит в достижении бочкообразной формы рабочей поверхности колец. Верхний участок кривизны помогает формированию масляного клина на поверхности цилиндра при движении поршня вверх, а нижний - формированию клина при движении вниз. На участке наибольшего радиуса кривизны происходит наибольшее сжатие масляной пленки. Подобная бочкообразная форма рабочей поверхности кольца приобретается в процессе ее притирания, так как кольцо при движении вверх и вниз приобретает угловое смещение в канавке и износу подвергается то верхняя, то нижняя кромки.

Третья стадия обкатки заключается в создании микрорельефа поверхности цилиндра, при котором достигается гладкая и одновременно шероховатая поверхность цилиндра, способствующая удержания масла на ней. Достигается это созданием при обкатке условий, провоцирующих коррозионный, но контролируемый во времени износ.

Рисунок Форма поршневого кольца, приобретаемая после приработки

Следует отметить, что приобретение кольцами бочкообразной формы происходит быстрее, чем придание поверхности цилиндра необходимой микроструктуры. Поэтому продолжительность третьей стадии может оказаться значительно большей.

В целях увеличения скорости обкатки и сокращения ее продолжительности прибегают к использованию в двигателе сернистого топлива и низкощелочного масла (ОЩЧ = 5-15 мг КОН/г). На протяжении всей обкатки рекомен-тся поддерживать увеличенную подачу масла лубрикаторами и переходить на юрмальную подачу лишь после завершения всех трех этапов обкатки. При на-чении режимов смазки при обкатке можно руководствоваться рекомендациям фирмы МАН-БиВ.

Вторая и третья стадии обкатки, естественно, не укладываются в период дскои обкатки и продолжаются после сдачи судна в эксплуатацию. Исходя из экономических соображений после сдачи судна в эксплуатацию, допускается использование тяжелых сернистых топлив (= 2 - 2,5%) и соответственно высокощелочных масел, что конечно, сказывается на снижении скорости изнашивания и увеличения времени обкатки. Фирма "МАН - Бурмейстер и Вайн" применительно к двигателям последних моделей считает, что обкатка завершается лишь по истечении 1000 - 1500 часов работы. Однако и тогда не исключается необходимость периодического контроля состояния рабочих поверхностей поршневых колец и цилиндров (по прибытии в порт) и, лишь после достижения заданной формы и состояния поверхностей (без следов заполировывания и наличие на них масла); можно принимать окончательное решение о завершении обкатки. Только тогда можно переходить с увеличенной подачи масла, на смазку цилиндров, на ; рекомендованную фирмой для нормальной эксплуатации.

Ряд фирм, производителей колец, оставляет на их рабочей поверхности следы токарной обработки. Это существенно облегчает решение задачи оценки - конца обкатки.

В целях ускорения обкатки колец фирмы - производители колец стали применять гальваническое покрытие их рабочей поверхности слоем меди толщиной 0,1 мм. Мягкая медь, несомненно, облегчает и ускоряет приобретение кольцами необходимой формы и прилегания по всей длине окружности, в то же время, исключая возникновение задиров.

Снижение подачи масла на смазку цилиндра с целью ускорения обкатки категорически избегать, так как это может к утонению и разрушению слоя масла, и появлению на отдельных участках задиров.

Ведущий производитель поршневых колец - фирма "Дарос" рекомендует заменять кольца при уменьшении их радиальной толщины на 10 - 20% - это соответствует 5000 - 15000 часам работы. К этому времени из-за уменьшения толщины, силы упругости кольца падают на 50%. Сюда следует еще добавить уменьшение упругости свойств материала кольца под воздействием испытываемых им термических нагрузок. В свою очередь, потеря упругости вибрацию колец и их поломку.

Радиальный износ колец приводит к увеличению зазора в замке, что сопровождается увеличением прорыва газов через замок и усилением перегрева концов кольца, сдуванием масла и прочими, связанными с этим последствиями. Пропуск газов через кольца вследствие их неплотного прилегания определяют по появлению на кольцах местных пятен ожога, а на втулке - темных полос.

Если в качестве примера принять, что уменьшение радиальной толщины кольца составляет 3 мм и увеличение диаметра цилиндра - 2 мм, ожидаемое увеличение зазора в замке кольца составляет 20 - 25 мм.

Величину зазора в замке проверяют при установке кольца в нижнюю, наименее изношенную часть цилиндра. Наибольшему износу подвергается верхнее поршневое кольцо, так как оно находится в наиболее тяжелых условиях. Чтобы продлить его ресурс в ряде конструкций двигателей прибегают к покрытию рабочей поверхности кольца тонким слоем (0,3 - 1,0 мм) пористого хрома или плазменной наплавке карбидом хрома. Теоретически ресурс колец увеличивается до 20000 часов, но при этом в ряде случаев отмечается увеличение износа втулок цилиндров.

При смене колец необходимо:

Проверить свободу перемещения кольца в канавке поршня, предварительно проверить ее состояние и, в первую очередь - состояние нижней полости, подвергающейся неравномерному износу - не по всей полости, а под углом.

Проверить величину осевого зазора кольца в канавке - по высоте. Для верхних поршневых колец он по рекомендации "Дарос" должен составлять 0,3 мм тля двигателей с диаметром цилиндра 500 -- 800 мм

...