Эксплуатация судовых энергетических установок

Размещено на http://www.allbest.ru/

Курсовой проект

Эксплуатация судовых энергетических установок

Сомареный Денис Владимирович



Оглавление

Задание

Введение

1. Описание конструктивных особенностей двигателя MAN KSZ90/160В

1.1 Основные технические характеристики

1.2 Детали остова

1.3 Детали механизма движения

1.4 Механизм газораспределения

1.5 Системы двигателя

2. Расчет рабочего цикла

2.1 Исходные данные

2.2 Экономические показатели. Пояснения к расчету экономических показателей

3. Итоговые результаты расчета

4. Анализ возможных причин возникновения дефектов и повреждений в эксплуатации деталей остова

Список использованных источников



Задание

МАN KSZ90/160В

Рисунок детали двигателя



Введение

Малооборотные дизели начали интенсивно развивать в середине 50-х годов, и в настоящее время они значительно усовершенствованы. После внедрения газотурбинного наддува одной из ведущих дизелестроительных фирм "Бурмейстер и Вайн" цилиндровая мощность дизелей была значительно увеличена при одновременном улучшении массогабаритных показателей.

В настоящее время более 70% установленных на теплоходах мирового флота дизелей (по мощности) составляют машины трех ведущих фирм и их лицензиатов, это фирмы "Зульцер" (Швейцария), "Бурмейстер и Вайн" (Дания) и МАН (Германия).

В мировом и отечественном флоте значительная часть теплоходов оснащена дизелями фирмы МАН ("Машиненфабрик Аугсбург Нюрнберг"). Выпуск дизелей МАН освоен и некоторыми фирмами-лицензиатами. Успешные работы в этом направлении проводятся во всем мире.

В 1975 г. в Индии изготовлен по лицензии фирмы МАН дизель типа K6Z78/155E. В 1976 г. вступил в строй крупнейший японский контейнеровоз "Севен сиз бридж" дедвейтом 35,3 тыс. т с главной энергетической установкой из двух дизелей "Кавасаки-МАН" общей мощностью 80 тыс. л. с.

Мощные двухтактные крейцкопфные дизели МАН маркируются в следующем порядке: К--крейцкопфный; следующая цифра обозначает число цилиндров; Z--двухтактный; далее геометрические размеры, см, обозначающие диаметр и ход поршня; затем буквенное обозначение, характеризующее степень наддува и конструкторско-технические изменения.

Мощные двухтактные дизели еще не достигли предела своего совершенствования. Поэтому дизелестроительные фирмы создают новые ряды крейцкопфных двигателей, сокращая при этом их номенклатуру до четырех-пяти типоразмеров, которые перекрывают весь необходимый диапазон мощностей. Фирма МАН разработала и выпускает новый ряд крейцкопфных дизелей, в конструкции которых внесены изменения для облегчения их обслуживания, поэтому в маркировку дизелей введена буква S (service).

Первые суда с дизелями KZ70/120 и K6Z57/80C, построенные фирмой МАН, вступили в эксплуатацию на морском флоте СССР соответственно в 1956 и 1957 гг. С 1959 г. начали поступать суда с этими дизелями ее лицензиата - Германской Демократической Республики, заводов "Дизельмоторенверк Росток" (ДМР) и "Феб Машиненбау Хальберштадт".

За прошедший период накоплен значительный опыт технической эксплуатации дизелей МАН, выявлены их определенные достоинства и недостатки, получены данные по надежности в сравнении с другими основными типами дизелей.

В целом дизели МАН зарекомендовали себя в эксплуатации положительно.

Дизели типа МАН по надежности находятся на втором месте после дизелей типа Зульцер. Число отказов на 10 тыс. часов работы у дизелей МАН составляет 7,4, Зульцер -- 2,3, Бурмейстер и Вайн -- 9,4.

Как и все дизелестроительные заводы, фирма МАН и ее лицензиаты для устранения недостатков отдельных узлов и деталей постоянно вносят изменения в конструкцию и технологию изготовления дизеля. Судовладельцы также улучшают конструкцию некоторых узлов и деталей, устраняют скрытые производственно-технологические дефекты, выявляемые, как правило, в первый год эксплуатации. К концу гарантийного периода заканчивается приработка основных узлов и приобретается определенный опыт технической эксплуатации дизеля. Все это приводит к тому, что через 5--8 тыс. часов работы надежность и эффективность использования дизелей повышается на 20--30%.

В отечественном флоте из общего количества судовых дизелей дизели МАН по суммарной мощности находятся на третьем месте и составляют около 15%. С увеличением водоизмещения судов растет и мощность главных дизелей.

Дизели, эксплуатирующиеся на современных судах, имеют высокую степень наддува, работают на высоковязком и сернистом топливе, оснащены средствами автоматики. Все это предъявляет повышенные требования к их эксплуатации, надежности и экономичности. Эти требования могут быть выполнены только при высокой квалификации механиков, строгом выполнении ими правил технической эксплуатации и судовых инструкций, соблюдении графиков планово-предупредительных осмотров, ревизий и ремонтов механизмов, знании передового опыта технической эксплуатации.

Именно поэтому огромное значение имеет своевременное обобщение передового опыта технической эксплуатации и его распространение. Такую задачу и поставили перед собой авторы данной книги, так как обобщающих материалов, кроме разрозненной и неполной информации в различных источниках, нет.

Малооборотные дизели начали интенсивно развивать в середине 50-х годов и в настоящее время они значительно усовершенствованы. В мировом и отечественном флоте значительная часть теплоходов оснащена дизелями фирмы МАN. Фирмой MAN разработан целый ряд модификаций дизелей серии KSZ. Модификация KSZ90/190В или ДКРН 90/190, представляет собой длинноходовой дизель, в котором остов с раздельно изготовленными фундаментной рамой, станиной и блоком цилиндров, что упрощает изготовление и монтаж деталей остова и позволяет применить для их изготовления различные материалы: блока цилиндров -- чугун, станины и рамы -- сталь. Однако наличие трех плоскостей разъема вызывает необходимость обработки и подгонки сопрягаемых поверхностей. Необходимая жесткость остова обеспечивается, благодаря большому сечению высоких поперечных и продольных балок фундаментной рамы, а также применению блока цилиндров литой конструкции и станины из А-образных стоек со съемными щитами.

Фирмой МАН разработан целый ряд модификаций дизелей этой серии: KSZ-A, KSZ-B, KSZ-BL, KSZ-C, KSZ-CL. Среднее эффективное давление Ре возросло от 1,10 МПа до 1,52 МПа; цилиндровая мощность при диаметре цилиндра 90 см от 2450 до 2900 кВт. Модификация KSZ-C/ CL представляет собой длинноходовой дизель, S / D= 2,1 при снижении частоты вращения до 95 об ? мин. Дальнейшее увеличение хода поршня невозможно без перехода на прямоточно-клапанную продувку.



1. Описание конструктивных особенностей двигателя MAN KSZ90/160В

1.1 Основные технические характеристики

-Диаметр цилиндра D = 0.9 (м)

-Ход поршня S = 1.9 (м)

-Частота вращения n = 95 (об/мин)

-Эффективная мощность цилиндра Ne = 2900 (кВт)

-Среднее эффективное давление Pе = 1.52 (МПа)

-Удельный эффективный расход топлива ge = 0.192 (кВт*ч)

-Давление в продувочном ресивере Ps = 0.3 (МПа)

-Давление в конце сжатия Pc = 9.3 (МПа)

-Максимальное давление сгорания Pz = 11 (МПа)

-Механический КПД nмех = 0.91

Дизеля ряда KSZ - B / BL



1.2 Детали остова

1. Фундаментная рама. Фундаментная рама является основанием остова дизеля, при помощи которого дизель крепится на судовом фундаменте, а также служит опорой рамовых подшипников коленчатого вала. Изготавливается рама из стали 25, за счет чего имеет не высокую массу и стоимость изготовления, с высоким разъемом и мощными двумя продольными и нескольким поперечными, на одну больше чем цилиндров, балками, в которых расточены гнезда (постели) для установки рамовых подшипников, узел крепления рамовых подшипников наиболее усилен. Между поперечными балками образованы колодцы, в которых вращаются мотыли коленчатого.

Снизу рама закрыта поддоном для сбора масла. Опорными балками рама устанавливается на судовой фундамент. Ширина рамы значительно увеличена, что увеличило ее продольную и поперечную жесткость и повысило устойчивость дизеля на фундаменте. Так же для повышения жесткости продольные балки усиливают горизонтальными и вертикальными ребрами жесткости, поперечные - радиальными. Применение радиальных ребер значительно увеличивает жесткость опорного гнезда рамового подшипника во всех плоскостях действия нагрузок. Крепится дизель к фундаменту через просверленные в опорных балках отверстия при помощи крепежных болтов, 13% из которых являются призонными с установкой в отверстия по посадке, что обеспечивает надежную фиксацию дизеля. Для центровки вала дизеля относительно линии валопровода между опорными балками рамы и фундаментом устанавливают сферические прокладки, которые обеспечивают самоцентровку опорных поверхностей и исключают трудоемкие ручные работы по их подгонке.

2. Рамовые подшипники. Рамовые подшипники служат опорой для рамовых шеек коленчатого вала, состоят из нижнего и верхнего вкладышей, укладываемых в гнезда фундаментной рамы и прижимаемых крышкой. Для образования стабильной масляной пленки между трущимися поверхностями создан масляный зазор между шейкой вала и вкладышем подшипника. Размер масляного зазора составляет 0,5 мм. При эксплуатации его проверяют щупами, а в случае разборки на свинцовую выжимку толщина которой равна 1,5 толщины монтажного зазора. Регулируют его высоту при помощи калиброванных латунных прокладок. У стыков вкладышей фрезеруют масляные холодильники, которые служат для лучшего распределения масла по длине подшипника в клиновом зазоре, улавливают механические частицы и обеспечивают смазывание вала в начале вращения. Масло к рамовым подшипникам подводится из системы по трубам через крышку подшипника и далее по внутренним каналам к холодильникам вкладышей. Крышка подшипника крепится при помощи домкратов, за счет чего уменьшается размер крышки, снижается изгибающее усилие вследствие уменьшении плеча между осями крепежа, обеспечивает более рациональное размещение анкерных связей и упрощает работы по сборке и разборке подшипника. От проворачивания вкладыши фиксируют штифтом, а от осевого смещения - торцевыми буртами.

Для предотвращения осевого смещения коленчатого вала один подшипник делают установочным с минимальным осевым зазором, равным 0.12 мм, между щекой вала и буртом подшипника. У остальных подшипников осевой зазор 3 мм, что обеспечивает свободное расширение вала при нагреве во время работы, так как он нагревается и расширяется больше, чем фундаментная рама. Изготавливают из стали марки 10, толстостенными с заливкой баббитом (Б83).

3. Станина. Станина служит опорой блока цилиндров и образует закрытый объем- картер двигателя. Состоит из двух частей, что значительно упрощает изготовление и установку, но снижает жесткость конструкции. Нижняя часть состоит из А- образных стоек и образует картерную камеру, к поперечным балкам которой крепят односторонние параллели с накладками, воспринимающими боковое усилие при работе дизеля на задний ход. Положение стоек на фундаментной раме фиксируют контрольными штифтами и призонными болтами. Верхняя часть станины коробчатой формы выполняет роль нижней части блока цилиндров, днище которой выполняет роль одинарной диафрагмы, отделяющей цилиндр от картера. Устанавливаются отдельные стойки на верхнюю полку фундаментной рамы, на станине в сою очередь размещается блок цилиндров, все детали скрепляются анкерными связями. Изготавливают станины сварными из стали 25, что упрощает ремонт и обеспечивает высокую жесткость и прочность при небольшой массе, но сварные швы подвержены коррозии, расположены перпендикулярно действующим усилиям и плохо работают на разрыв. Для предупреждения взрывов на лючках картера устанавливают предохранительные клапаны, срабатывающие при повышении давления во внутреннем объеме картера и обеспечивающие относительно надежную защиту только при незначительных очагах воспламенений. Так же устанавливают детекторы масляного тумана, которые включают аварийную сигнализацию при достижении предельно допустимой концентрации паров масла в картере дизеля. Для предупреждения образования опасной концентрации паров масла применена система принудительной вентиляции картера с воздушным эжектором и маслоотделителем.



5. Блок цилиндров и цилиндровые втулки

5.1. Блок цилиндров. Блок цилиндров образует (вместе с поршнем и цилиндровой крышкой) закрытый изменяющийся объем, в котором осуществляется рабочий цикл дизеля. Изготавливается из стали и имеет сварную конструкцию, со сложной конфигурацией охлаждающих полостей, обеспечивающих качественное охлаждение цилиндров. Вода подводится в нижнюю часть цилиндра и по мере нагревания поднимается вверх и через сверления в толстостенном фланце перетекает крышку. Посадочные пояса втулки уплотняются резиновыми кольцами, а со стороны газов устанавливают с натягом красно-медные кольца для защиты резиновых колец от воздействия высоких температур. Материалом для изготовления рубашек цилиндров служит серый чугун. Крепится блок цилиндров к станине анкерными связями.

5.2. Цилиндровая втулка. Цилиндровая втулка (вместе с поршнем и крышкой) образует закрытый, изменяющийся объем, в котором осуществляется рабочий цикл дизеля. Имеет большую длину, ее нижние кромки упираются в специальное кольцо сальника штока верхняя часть втулки в районе блока цилиндра охлаждается водой нижняя, размещенная в промежуточной камере- воздухом. Втулка составная, толстостенная часть запрессовывается в блок цилиндров, нижняя, тонкостенная, крепится к нижней плоскости блока шпильками на фланце. В верхней части втулки имеется наружное оребрение блока, образует кольцевые охлаждающие каналы, обеспечивающие высокие скорости охлаждающей воды. Подвод масла через "сухие" штуцеры, расположенные в районе оребрения, для равномерного распределения масла по зеркалу цилиндра в районе смазочных отверстий фрезеруют распределительные канавки. Учитывая большую высоту втулок, сделан второй пояс смазывания, расположенный непосредственно над выпускными окнами. Цилиндровые втулки отливаются из серого чугуна, для повышения износостойкости рабочие поверхности втулок покрывают пористым хромом, а для улучшения смазывания и приработки на зеркало втулки наносят сетку микроштрихов (хонингование).

4.Анкерные связи.

Анкерные связи служат для крепления всех деталей остова, повышая жесткость и прочность остова, при относительно не большой массе. Связи затягиваются гидравлическими домкратами по специальной схеме обеспечивающей равномерность распределения нагрузок и исключающей повреждение элементов остова и нарушение центровки цилиндровых втулок относительно оси коленчатого вала, с давлением затяжки на 25% превышающим максимальное давление сгорания данного цилиндра, для снижения ударных нагрузок на резьбу применяют гайки упругой конструкции с внутренними проточками. Для предотвращения резонансных колебаний, вызываемых изгибающими силами, в средней части связи большой длины фиксируют установочными болтами. Изготавливаются анкерные связи паковкой из качественных углеродистых сталей (40), для предотвращения концентрации напряжений связи шлифуют по всей поверхности.

6. Крышки цилиндров. Крышки цилиндров служат для плотного закрытия цилиндра, образования (вместе с поршнем и втулкой) рабочего объема и размещения в ней форсунки, пусковых клапанов и индикаторных кранов. Изготавливается литьем из стали, имеет конструкцию колпачкового типа, состоит из двух частей: верхняя часть крышки- силовая, нижняя часть- огневая, уплотнение газового стыка достигается притиркой, подгонкой и нанесение специальной мастики. Внутри крышки имеется система каналов, обеспечивающая эффективное охлаждение вследствие увеличения скорости циркуляции воды. Охлаждается крышка водой, подводимой из фланцевой части цилиндровой втулки. Для улучшения охлаждения наиболее нагретых поверхностей водяным каналам придают определенный наклон, отливают в крышке направляющие стенки, устанавливают специальные патрубки или сопла. Вода из крышки отводится из наиболее высокой точки полости охлаждения, что предотвращает образование застойных зон, воздушных и паровых мешков.

1.3 Детали механизма движения

1. Поршневая группа: поршень, поршневые кольца, поршневой шток.

1.1. Поршень. Поршень предназначен для передачи давления газов на шатун, образования камеры сгорания и обеспечение ее герметичности, а также управления открытием и закрытием продувочных и выпускных окон. Имеет стальную литую головку с системой сотовых отверстий и вставкой, обеспечивающих струйно-циркуляционное охлаждение. Охлаждающая вода подводится по телескопической системе с дальнейшим переходом по внутреннему сверлению в штоке, поступает в полость вставки и через отверстия с большой скоростью устремляется в сотовые отверстия, проникая к самым нагретым слоям металла, а затем по периферийным каналам отводится в сливной канал штока. Все элементы поршня- головка, вставка, юбка- крепятся к штоку поршня одним комплектом шпилек.

1.2. Поршневые кольца. Поршневые кольца служат для уплотнения цилиндра, отвода теплоты от головки поршня и распределение масла по зеркалу цилиндра. Установлены в количестве пяти штук, три нижних из которых фиксируются штифтами, они имеют прямоугольную форму поперечного сечения, что обеспечивает простоту в изготовлении, имеются фаски у наружных кромок для улучшения условий смазывания и фаски у внутренних кромок для свободного радиального перемещения кольца. Имеют косую форму замка под углом в 450, что улучшает герметичность цилиндра. Изготавливаются кольца по специальной технологии из литых чугунных заготовок СЧ 24 с повышенным содержанием фосфора и присадками хрома, молибдена, никеля, с последующей механической и термической обработкой.

1.3. Поршневой шток. Поршневой шток жестко соединяет поршень с поперечиной крейцкопфа, передавая через нее давление газов на шатун. Имеет полую конструкцию, сверление уменьшает массу штока, его используют для подвода охлаждающей жидкости к головке поршня, крепление штока к поперечине предусматривает возможность его смещения до 2 мм в любом направлении, что упрощает центровку поршня в цилиндре. К поршню шток крепится при помощи фланцевого соединения на шпильках. Уплотнение штока в диафрагме осуществляется сальником. В конструкции сальника, имеются по два уплотнительных и маслосъемных кольца. Уплотнительные чугунные кольца, состоящие из двух частей со ступенчатыми замками, прижимаются к штоку стальными пружинами. Маслосъемные кольца состоят из трех частей (сегментов), стягиваемых спиральными пружинами. У верхнего маслосъемного кольца имеется кольцевая выточка для отвода масла в за кольцевую полость и далее по каналу в картер. Изготавливают шток стальной паковкой из углеродистой стали 40.

2. Крейцкопфный узел. Крейцкопфный узел служит для шарнирного соединения поршневого штока с шатуном и разгружает пару поршень - цилиндровая втулка от боковых усилий. Имеет несколько конструктивных особенностей. Шток поршня крепится к поперечине при помощи двух эксцентричных колец. Поворотом этих колец можно сместить шток относительно поперечины до 2 мм от центра в любую сторону, что упрощает центровку поршня в цилиндре. Поперечина крейцкопфа имеет цапфы, на которые крепятся головные подшипники шатуна. Благодаря конструкции с односторонним ползуном боковое усилие при работе дизеля на передний ход передается ползуном на направляющую, при работе на задний ход боковое усилие воспринимается накладками, опорная поверхность которых значительно меньше, что значительно увеличивает удельные нагрузки. Головной подшипник имеет нижнюю сплошную половину с тонкостенным вкладышем, что значительно понижает удельную нагрузку. Масло к нижнему вкладышу подается плунжерным насосом, к которому масло поступает по сверлениям в шатуне. Изготавливают, поперечны стальными (сталь 45) коваными, ползуны изготавливают литьем из стали 30, рабочую поверхность ползунов заливают баббитом.

3. Шатун, шатунные болты.

3.1. Шатун. Шатун служит для преобразования возвратно - поступательного движения поршня во вращательное движение коленчатого вала с передачей ему силы действия газов. Все детали 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. Масло от мотылевого подшипника к головному подводится по сверлению в стержне шатуна. Стержни шатуна отковывают из углеродистой стали (сталь 35), втулки головных подшипников из стали 10 с заливкой свинцовистой бронзой, головные подшипники заливают баббитом, вкладыши мотылевых подшипников изготавливают из стали (сталь 15) и заливают высокооловянистым баббитом.

3.2. Шатунные болты. Шатунные болты являются наиболее ответственными деталями в конструкции дизеля, поэтому для увеличения их эластичности диаметр болта между посадочными поясками уменьшают до 0,85 внутреннего диаметра резьбы, которую изготавливают накаткой с мелким шагом и плавным закруглением вершин и впадин. Переход от одного диаметра к другому имеет плавные радиусы- галтели, предотвращающие концентрацию напряжений. Поверхность болта тщательно полируют, наличие рисок и забоен недопустимо. Каждый подшипник имеет по два шатунных болта из легированной стали с центрирующими поясками.

4.Коленчатый вал

.

Коленчатый вал служит для преобразования возвратно - поступательного движения поршня во вращательное и передачи вращающего момента на выходной фланец двигателя. Имеет полу-составную конструкцию из легированной стали, в которой мотылевая шейка откована заодно со щеками, а рамовые шейки изготовлены отдельно и крепятся на горяче-прессовой посадке с натягом 1/800 при нагреве шеек до 2000 C, состоящий из отдельных колен по числу цилиндров, каждое кольцо имеет две шейки мотылевую и рамовую. Щеки имеют круглую форму, осевые сверления в шейках предназначены для уменьшения массы вала и центробежных сил инерции, а так же для подвода масла от рамовых подшипников к мотылевым. Радиальные сверления создают систему каналов для масла, но являются концентраторами напряжений. Осевые отверстия закрывают с торцов заглушками стянутыми стержнем или установленными на резьбе. Сопряжение шеек и щек выполняют с плавными переходами (галтели), все места концентрации напряжений (галтели, отверстия) тщательно обрабатывают и полируют- это повышает усталостную прочность вала. Коленчатый вал укладывается в рамовые подшипники, обеспечивая строгую соосность всех рамовых шеек. Положение оси коленчатого вала проверяется снятием раскепов. Для обеспечения свободного теплового осевого расширения вала между торцами рамовых подшипников и щеками вала устанавливают достаточный зазор. Для фиксации выходного фланца вала в одном из подшипников устанавливают минимально необходимый осевой зазор. Установка противовесов позволяет уравновесить силы инерции неуравновешенных масс мотыля и их моменты, что разгружает рамовые подшипники от дополнительных нагрузок. Их крепят болтами к щекам мотыля. Демпферы устанавливают на переднем конце коленчатого вала, они служат для сглаживания амплитуд крутильных колебаний.

1.4 Механизм газораспределения

1. Механизм газораспределения двухтактного дизеля. Используется импульсная система наддува, с применением контурной петлевой схемы газообмена. У двухтактных дизелей механизм газораспределения значительно проще нежели чем у четырехтактного. Выпуск отработавших газов происходит через выпускные окна, продувка и наполнение цилиндра зарядом воздуха - через продувочные окна. Открытием и закрытием окон управляет поршень. Рациональное направление потока продувочного воздуха, качество очистки и наполнения цилиндра обеспечивается за счет определенного расположения и формы окон и формы донышка поршня.

2. Распределительный вал и его приводы.



2.1. Распределительный вал. Распределительный вал служит для управления открытием клапанов, привода ТНВД, воздухораспределителя и регулятора частоты вращения. От распределительного вала также рычажным приводом приводятся в действие насосы для подачи масла и индикаторный привод. Валы укладывают в подшипники, один из которых имеет опорно-упорную конструкцию для предотвращения осевого смещения вала. Съемная кулачная шайба состоит из двух половин и имеет конический паз, которым зажимается на конусе втулки, насаженной на шпонке на распределительный вал. Подобное крепление кулачных шайб обеспечивает возможность регулирования фаз газораспределения и подачи топлива, для реверсирования двигателя методом осевого смещения распределительного вала имеется два комплекта кулачных шайб.



2.2. Привод распределительного вала. Привод распределительного вала цепной, который состоит из ведущей звездочки коленчатого вала и ведомой шестерни распределительного вала, соединенных многорядной втулочно-роликовой цепью с натяжным устройством, обеспечивающим нармальное натяжение цепи с учетом износа ее элементов. Натяжение цепей производится натяжным устройством, размещенным в цепном отсеке между коленчатым валом и промежуточным колесом. Если цепи изношены так сильно, что разница между показаниями в точках замера и по штихмасу достигла максимального значения, указанного в данных, необходимо выполнить регулировку путем проворачивания половинок распределительного вала в их первоначальное положение согласно штихмас калибру.



1.5 Системы двигателя

1. Топливная система. Топливная система служит для приема, хранения, перекачивания, топливоподготовки и подачи топлива к дизелю. Данный двигатель предусматривает возможность его эксплуатации как на тяжелом, так и на дизельном топливе. В основе положена современная аккумуляторная система, с электронным управлением, обеспечивает оптимизацию фаз топливоподачи и устойчивость регулирования на всех режимах, включая самые маленькие нагрузки. Применен многоплунжерный насос, который забирает топливо из цистерны и нагнетает в аккумулятор, в котором поддерживается давление до 150 Мпа. Стабильность давления обеспечивается разгрузочным и предохранительным клапанами. Из аккумулятора топливо через быстродействующий клапан подается к форсунке с гидравлическим приводом и блоком электронного управления. Электронная система управления обеспечивает автоматический пуск дизеля с помощью электронных клапанов, фильтра и пускового клапана. Форсунка - имеет принципиально новую конструкцию, характерной особенностью которой является непрерывная прокачка топливом после ввода в действие топливоподающей системы, что гарантирует устойчивую надежную работу дизеля на всех режимах при использовании низкосортного тяжелого топлива. Форсунки проверяют на специальном стенде после разборки, промывки, осмотра и необходимой профилактики с периодичностью 300-3000 ч в зависимости от быстроходности двигателя. Проверяют в основном давление подъема иглы, герметичность, подътекание и качество распыливания.

2. Система смазки. Система смазки предназначена для подачи масла ко всем рабочим узлам дизеля, очистки масла и охлаждения.

Система циркуляционного масла. Циркуляционные масла обеспечивают смазывание и охлаждение подшипников, зубчатых колес и цепей приводов. Насос принимает масло из сточной цистерны и нагнетает его через маслоохладитель, фильтр с абсолютной тонкостью фильтрации 50 дм (0,05 мм), соответствующей номинальной тонкости фильтрации около 30 дм. при коэффициенте отсева 90%, и далее подает его в двигатель. Основная часть масла через трубу телескопии направляется в трубопровод для смазки крейцкопфных подшипников. От крейцкопфных подшипников масло поступает через сверления в шатунах на мотылевые подшипники. Остальное масло направляется на смазку рамовых подшипников, цепного привода и упорного подшипника. Относительное количество масла, регулируется дроссельным клапаном или калиброванной шайбой.

Смазка цилиндра. Каждая цилиндровая втулка имеет несколько смазочных отверстий, через которые масло поступает из цилиндровых лубрикаторов с подачей, зависимой от изменения нагрузки. Масло подается в цилиндр (через невозвратные клапаны), когда поршневые кольца, при ходе вверх, открывают смазочные отверстия. Обычно лубрикаторы заполняются маслом из напорного бака; они оборудованы встроенным поплавком, который поддерживает постоянный уровень масла. Лубрикаторы оборудованы АПС по низкому уровню и недостаточному потоку масла.



Подшипники распределительного вала, а также толкатели топливных насосов и выпускных клапанов смазываются от главных масляных насосов. От подшипников, толкателей и приводов выпускных клапанов масло стекает в под доны корпусов подшипников, где поддерживается необходимый уровень для смазки рабочих поверхностей шайб. Оттуда масло стекает обратно в сточную цистерну.

Лубрикаторы. Каждая цилиндровая втулка имеет несколько смазочных отверстий, через которые масло поступает из цилиндровых лубрикаторов с подачей, зависимой от изменения нагрузки. Масло подается в цилиндр (через невозвратные клапаны), когда поршневые кольца, при ходе вверх, открывают смазочные отверстия. Обычно лубрикаторы заполняются маслом из напорного бака; они оборудованы встроенным поплавком, который поддерживает постоянный уровень масла. Лубрикаторы оборудованы АПС по низкому уровню и недостаточному потоку масла.

3.Система охлаждения. Система охлаждения служит для непрерывного надежного охлаждения и эффективного отвода теплоты.

Система забортной охлаждающей воды. Забортная вода принимается из кингстона насосом забортной воды. Подаваемый насосом поток воды разделяется на четыре отдельные ветви через: регулируемый клапан прямо на холодильники охлаждения главного двигателя; регулируемый клапан к охладителю масла распределительного вала, при наличии; маслоохладитель и охладитель пресной воды охлаждения цилиндров, которые установлены последовательно; невозвратный клапан на вспомогательные двигатели. Забортная вода из упомянутых четырех ветвей в дальнейшем вновь смешивается и затем поступает к терморегулятору с трехходовым клапаном и на клапан слива воды за борт.

Терморегулятор управляется датчиком температуры, установленным в приемной трубе забортной воды. Терморегулятор отрегулирован таким образом, чтобы вода в приемном патрубке насоса поддерживалась на уровне выше 10 °С в целях предотвращения загустевания смазочного масла на холодных поверхностях охлаждения.

Система охлаждения цилиндров. Пресная охлаждающая вода прокачивается через охладитель и цилиндры главного двигателя насосом пресной воды охлаждения цилиндров. Терморегулятор на выходе из охладителя смешивает охлажденную и неохлажденную пресную воду в таком соотношении, чтобы температура пресной воды на выходе из главного двигателя поддерживалась примерно 80 °С. Клапан терморегулятора управляется термодатчиком, установленном на выходе пресной воды из двигателя. Встроенный контур на вспомогательных двигателях обеспечивает постоянную температуру 80 °С на выходе из вспомогательных двигателей.

Для предотвращения скапливания воздуха в системе охлаждения на выходном трубопроводе предусмотрен деаэрационный бачок (циклонный бачок). Расширительный бак компенсирует разницу в объеме воды при изменении температуры.

В целях предотвращения повышенного износа втулок цилиндров очень важно поддерживать температуру охлаждающей воды на выходе в пределах 80-85 °С. Более низкая температура может вызвать конденсацию серной кислоты на втулках цилиндров.

4. Система наддува. Система наддува двигателя заключается в увеличении массы заряда воздуха в цилиндрах путем его предварительного сжатия и охлаждения. Увеличение массы заряда в свою очередь позволяет увеличить количество сжигаемого в цилиндрах топлива и тем самым получить большее количество энергии которая может быть преобразована в работу. Сжатие воздуха осуществляется в центробежном компрессоре, как правило, приводимом турбиной, использующей энергию выпускных тазов двигателя. Турбину и компрессор объединяют в один агрегат, называемый газотурбокомпрессором. Газотурбокомпрессор состоит из трех частей компрессионной, газовпускной и газовыпускной, последние две охлаждаются водой.

Воздухоохладитель служит для охлаждения воздуха после сжатия его в компрессоре; при этом увеличивается массовый заряд воздуха, поступающего в цилиндр, и снижается тепловая напряженность деталей

Дизель оснащен системой с контурной схемой газообмена. В выпускном коллекторе установлены диффузоры большого сечения, которые резко понижают давление в цилиндре до начала продувки.



2. Расчет рабочего цикла

2.1 Исходные данные

ПОЯСНЕНИЕ К ПРОЦЕССУ НАПОЛНЕНИЯ

Схема газообмена контурная-петлевая.

где: Р0 - атмосферное давление, МПа;

Т0 - температура окружающей среды, °К;

Рk - давление воздуха, создаваемое надувочным агрегатом, Мпа;

Pk = *рk, (1)

где: рk - степень повышения давления в компрессоре (нагнетателе);

рk = , (2)

где: Тk - температура надувочного воздуха, °К;

Тk = T0 * , (3)



где: nк = 1,6-4,8 для центробежных нагнетателей;

nк = 1,45-4,6 для поршневых насосов;

Ps - давление наддува (наддувочного воздуха в ресивере), МПа;

Ps = Pk -?Ps, (4)

где: ?Ps =0,002 ч 0,004 падение давления воздуха в воздухораспределителе;

Ts - температура воздуха перед цилиндром (в ресивере), °К;

Ts = Tk -?Ts, (5)

где:

?Ts = 40ч600 снижение температуры в воздухоохладителе;

Минимально достижимое значение температуры значение температуры воздуха за воздухоохладителем , °К;

= Tз.в. + (10ч150), (6)

где: Tз.в - температура забортной воды, °К;

Pа - давление в конце процесса наполнения, МПа;

Pа = (0,96ч1,1) Ps , (7)

(для двухтактных дизелей).

Ta - температура в конце процесса наполнения, °К;

Ta =, (8)

где: T's - температура наддувочного воздуха с учетом нагрева от стенок цилиндра, °К;

T's = Ts + (5ч100), (9)

гr - коэффициент остаточных газов.

гr = Gг /Gв, (10)

Коэффициент остаточных газов, это коэффициент, определяющий степень совершенства очистки цилиндра и зависит непосредственно от типа продувки, рационального подбора фаз газораспределения, формы и размеров каналов органов газораспределения, давления продувочного воздуха, степень загрязненности продувочного и выпускного трактов. Значение для заданного типа двигателя было выбрано из таблицы представленной в учебном пособии авторов Семченко Ю.Г., Семченко В.А., Беляев И.Г. "Дизельные автоматизированные установки морских судов", на странице 142, для дизелей типа MAN, из пределов (0,08-0,09) и равно (0,08), как наиболее благоприятное для данного типа двигателя.

Tг - температура остаточных газов. Tг = 700ч800 °К.

Заряд воздуха в цилиндре Gв. Весовой заряд воздуха, это основной критерий качества процесса газообмена, зависящий от объема цилиндра плотности воздуха и коэффициента наполнения. На заряд воздуха влияют такие факторы как, давление в цилиндре в конце наполнения, температура воздуха в цилиндре в конце наполнения, относительная влажность воздуха, степень загрязнения продувочного и выпускного трактов, качество очистки цилиндров, режим работы двигателя. Весовой заряд воздуха определяется по формуле:

Gв = Vs ?н ps, кг, (11)

где: Vs - рабочий объем цилиндра, м3;

?н - коэффициент наполнения. Коэффициент наполнения, это коэффициент определяющий степень использования рабочего объема цилиндра и равен отношению массы воздуха, оставшегося в цилиндре, к массе воздуха, которая могла бы заполнить цилиндр при параметрах соответствующих состоянию воздуха в продувочном ресивере. Коэффициент наполнения определяется по формуле:

?н = Gв / G Vs; (12)

ps -плотность воздуха.



ПОЯСНЕНИЕ К РАСЧЕТУ ПРОЦЕССА СЖАТИЯ

Давление Pc (MПа) и температура воздуха Tc (°К) в конце сжатия определяются:

Pc =, (13)

Tc = Ta, (14)

где: е - степень сжатия. Степень сжатия является важной характеристикой процесса сжатия, влияющей непосредственно на параметры воздуха в конце процесса. При выборе степени сжатия учитывают тип двигателя, частоту вращения, способ смесеобразования, давление наддува и конструктивные особенности дизеля.

Степень сжатия должна быть достаточной для обеспечения нормального самовоспламенения топлива на пусковых режимах, когда условия сжатия наиболее неблагоприятны, повышение степени сжатия улучшает пусковые качества дизеля, но при этом увеличивается давление сжатия и максимальное давление сгорания, а это в свою очередь приводит к росту механических нагрузок в деталях ЦПГ.

n1 = 1,32ч1,38 - средний показатель политропы сжатия. Показатель политропы влияет на параметры в конце сжатия и выбирается в зависимости от типа двигателя. В расчетах принимается среднее условное постоянное значение показателя политропы сжатия. Фактически его значение непрерывно меняется. С понижением частоты вращения, уменьшением нагрузки, ухудшением состояния деталей ЦПГ показатель политропы сжатия уменьшается, так как эти факторы уменьшают подвод теплоты к заряду воздуха.

На параметры в конце сжатия процесса сжатия Pc и Tc оказывают влияние следующие эксплуатационные факторы:

нагрузка двигателя, с понижением которой снижается температура стенок цилиндра, что приводит к увеличению отвода теплоты от сжимаемого воздуха и уменьшению показателя политропы сжатия и уменьшению Pc и Tc;

с уменьшением частоты вращения увеличивается продолжительность процесса сжатия, больше теплоты передается от воздуха к стенкам цилиндра, следовательно уменьшаются;

режим охлаждения влияет на температуру стенок цилиндра. С понижением температуры воды температура стенок падает, показатели политропы сжатия и параметры конца сжатия понижаются;

техническое состояние ЦПГ, с ухудшением которого растут пропуски воздуха через неплотности, что приводит к уменьшению массы сжимаемого воздуха и вследствие этого понижению параметров Pc и Tc.

ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТУ ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ

Теоретически необходимая масса воздуха для полного сгорания 1кг топлива L0 кмоль/кг определяется



(15)

где: - объемная (молярная) доля O2 в воздухе,

- число киломолей O2, содержащихся непосредственно в самом топливе.

Теоретически необходимая масса воздуха для сгорания 1 кг топлива G0, кг определяется

G0 = µBL0 = 28,97L0 (16)

где: µB = 28,97- относительная молярная 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, количество которого определяется коэффициентом избытка воздуха б, который определяется

(17)

где: gц - цикловая подача топлива, кг

Коэффициент избытка топлива б - это отношение действительного количества воздуха, заключенного в цилиндре к началу процесса сгорания, GВ к теоретически необходимому для сгорания gц кг топлива, подаваемого в цилиндр за один цикл. Значение коэффициента избытка зависит от типа двигателя (в нашем случае МОД) и находится в пределах 1,8-2.2.

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

?z = оzgц?н , (18)

где:

оz = = (0,8 - 0,97), -

коэффициент использования теплоты

Коэффициент использования теплоты оz характеризует отношение доли тепла, сообщаемого газу к моменту процесса сгорания в точке z, к количеству тепла gц?н которое теоретически моглобы быть сообщено газу при условии полного сгорания gц кг топлива и отсутствии каких бы то ни было потерь тепла.

Данный коэффициент зависит от совершенства процесса сгорания топлива, величины потерь тепла в период сгорания и при прочих равных условиях определяется быстроходностью двигателя. Для МОД характерны значения 0,8 - 0,85.

?н - низшая теплота сгорания 1кг топлива, кДж/кг. Для дизельного топлива ?н составляет 10 000 ккал/кг. С увеличением плотности топлива ?н пропорционально снижается и у тяжелых остаточных топлив лежит в пределах 9600 - 9800 ккал/кг.

?пот - потери теплоты в процессе смесеобразования и сгорания.

Из этого уравнения, представляющего собой баланс тепла вточке z, путем ряда преобразований получаем температуру рабочего тела в точке z, Tz (°К). Величина Tz обычно лежит в пределах 1750-2000°К.

Значение максимального давления сгорания Pz 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. крейцкопфный двигатель дизельный дефект

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

, (19)

где: л - степень повышения давления, оценивается на основании выбранного при расчете Pz. Повышение значений Pz и л обеспечивает рост экономичности дизеля, поэтому многие современные модели характеризуются их большими значениями и конструктивным усовершенствованием, обеспечивающими надежную работу при высокой тепловой и механической напряженности. Для МОД степень повышения давления лежит в пределах 1,2 - 1,55.

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

Vz = сVc , (20)

где: с - степень предварительного расширения

Эксплуатационные факторы, влияющие на параметры в конце процесса сгорания Pz и Tz :

эффективная работа систем подготовки и впрыскивания топлива; рациональный выбор фаз газораспределения, обеспечивающий эффективность воздухоснабжения и газообмена; выбор наиболее оптимального значения угла опережения подачи топлива с автоматическим регулированием значения в зависимости от режима работы двигателя; хорошее техническое состояние ЦПГ и органов газообмена; применение водотопливных эмульсий.



ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТУ ПРОЦЕССА РАСШИРЕНИЯ И ВЫПУСКА

Давление Pв и температура воздуха Tв (°K) в конце расширения и выпуска определяются:

Pв = , (21)

Tв = (22)

где д - степень последующего расширения

д = ,

позволяет оценить основной процесс расширения. С ее изменением меняется площадь цикла и, следовательно, экономичность цикла. С увеличением д уменьшаются давление и температура газа в конце расширения, что свидетельствует о более полном использовании его энергии. Таким образом, степень предварительного расширения является косвенной характеристикой экономичности рабочего цикла. Увеличить д можно за счет сокращения степени предварительного расширения и увеличения степени последующего давления, если увеличить количество топлива, сгорающего в цилиндре до ВМТ.

n2 = 1,15 - 1,3 - средний показатель политропы расширения, находится в прямой зависимости от характера теплообмена, поэтому является переменной величиной. Данный показатель непрерывно меняется из-за того, что тепло от догорающего топлива в процессе расширения непрерывно отводится на стенки цилиндра. С увеличением частоты вращения n2 уменьшается, а с увеличением нагрузки - возрастает. При ухудшении состояния топливной аппаратуры понижается качество распыливания, что приводит к уменьшению n2, так же показатель политропы уменьшается при утяжелении фракционного и группового состава топлива, что приводит к его догоранию на линии расширения.

К числу эксплуатационных факторов, влияющих на параметры в конце процесса расширения и выпуска Pв и Tв относятся: частота вращения и нагрузка двигателя; техническое состояние топливной аппаратуры; физико-химические показатели топлива; угол опережения подачи топлива; степень последующего расширения д, показатель политропы расширения n2, максимальные параметры сгорания Pz и Тz .

с - степень предварительного расширения,

с = (23)

Ее величина определяет степень расширения рабочего тела в процессе сгорания от точки z' до точки z. Степень предварительного расширения, совместно со степенью последующего расширения позволяют сделать сравнительную оценку идеального и действительного циклов. На номинальном режиме дизеля с = 1,2 - 1,6.

ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТУ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ

К энергетическим показателям работы двигателя относятся:

Среднее индикаторное давление Pi -- условное постоянное давление, действующее на поршень и совершающее работу, эквивалентную индикаторной работе за один цикл. Среднее индикаторное давление определяют по результатам планиметрирования индикаторной диаграммы, снятой на цилиндре работающего дизеля. Определив планиметрированием площадь диаграммы F, замерив длину диаграммы l и зная масштаб пружины индикатора т, можно рассчитать среднее индикаторное давление:



Pi = , МПа (24)

где: F - площадь индикаторной диаграммы

l - длина индикаторной диаграммы

m - масштаб пружины индикатора

Среднее индикаторное давление характеризует работу, совершаемую в единице объема цилиндра, оно является показателем нагрузки цилиндра: чем выше Рi, тем больше нагрузка. Оно зависит от цикловой подачи топлива (возрастает при ее увеличении). Так как с ростом подачи топлива увеличивается количество теплоты, выделившейся за один цикл, то среднее индикаторное давление является основным показателем тепло- напряженности дизеля.

Среднее эффективное давление Pе -- условное среднее постоянное давление, действующее на поршень и совершающее работу, эквивалентную полезной эффективной работе на выходном фланце двигателя. Зная механический КПД двигателя ?мех, можно рассчитать

Pе = Pi ?мех (25)

где: ?мех - механический КПД

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

Индикаторная мощность Ni развивается газами в цилиндре двигателя. Она соответствует индикаторной работе цикла, поэтому ее можно определить путем следующих рассуждений:

площадь поршня , умноженная на среднее индикаторное давление дает силу, действующую на поршень;

сила, действующая на поршень , умноженная на ход поршня, дает индикаторную работу, совершенную в один цикл;

введение в формулу числа цилиндров i и частоты вращения в секунду (n/60) завершает определение индикаторной мощности:

Ni = 1,74 Pi n , и.л.с. (26)

где

1,74 -- числовой коэффициент при определении мощности в лошадиных силах; m -- коэффициент тактности (для четырехтактных двигателей m =2, для двухтактных m = l).

В эксплуатационных условиях для конкретного двигателя величина

Ni = 1,74

указывается в формуляре двигателя и называется постоянной цилиндра С. Тогда индикаторная мощность

Ni = CPin

Для получения индикаторной мощности в киловаттах вводят переводной коэффициент:

Ni кВт = 0,736 Ni л. с.

Ni = PiS , и.л.с. (27)

Индикаторная мощность для расчета в МКГСС - технической системе единиц:

Ni = 1,74 Pi n , и.л.с. (28)

Ni = 0,0131 Pi n , кВт (29)

Для расчета в СИ - Международная система единиц:

Ni = 12,8 Pi n, кВт (30)

где:

m - коэффициент тактности.

Эффективная мощность Ne развивается на выходном фланце вала двигателя. Эффективная мощность меньше индикаторной на значение механических потерь внутри дизеля:

Ne = Ni ?мех (31)

Ne = Ni - = Nмех (32)

где: Nмех - мощность механических потерь

Для расчета в МКГСС:

Ne = , э.л.с. (33)

Для расчета в СИ:

Ne = , кВт (34)

Крутящий момент на валу двигателя Мкр можно определить через эффективную мощность N и соответствующую ей частоту вращения п:

Для расчета в МКГСС:



Мкр = 716,2 , кгс/см2 (35)

Для расчета в СИ:

Мкр = 9550 , Нм (36)

Значение ?Pe - расчет отклонения от среднего значения

?Pe = = (37)

значение ?Pe входит в пределы , так как произведена корректировка Ro.



2.2 Экономические показатели. Пояснения к расчету экономических показателей

К экономическим показателям работы двигателя относятся:

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

Для расчета в МКГСС:

?i = = (38)

Для расчета в СИ:

?i = = (39)

где: 3600 - термический эквивалент одной лошадиной силы; Qн - низшая теплота

Сгорания 1 кг топлива Дж/кг; Gч -- часовой расход топлива на двигатель, кг; Ni -- индикаторная мощность двигателя, кВт.

На индикаторный КПД влияют следующие факторы: степень сжатия ?, с увеличением которой КПД возрастает; коэффициент избытка воздуха , с увеличением которого КПД возрастает, так как создаются условия для более полного сгорания топливами уменьшения потерь теплоты; значительный рост КПД отмечается при увеличении коэффициента избытка воздуха до 1,8 -- 2,2, дальнейшее увеличение дает незначительный эффект, так как начинает сказываться переохлаждение стенок цилиндра;

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

частота вращения, повышение которой приводит к увеличению периода догорания, росту потерь теплоты и снижению КПД; качество распыливания и смесеобразования, с ухудшением которых КПД падает.

Механический КПД ?мех учитывает все механические потери в дизеле и показывает, какая часть индикаторной мощности может быть превращена в эффективную работу. Зная индикаторную мощность Ni и мощность механических потерь Nмех, можно найти механический КПД:

?мех = = = = 1 - (40)

На холостом ходу, когда вся индикаторная мощность затрачивается на преодоление механических сопротивлений, т. е. = Nмех, механический КПД ?мех = 0.

На механический КПД влияют следующие факторы: рациональность конструкции 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.

...