Повышение эффективности эксплуатации главных судовых дизелей методами регулирования и диагностики топливной аппаратуры

dQ_w = (k₂ + k₃e_x)(T_w - T), (27)

где k₂ = 0,98297·10^-4, k₃ = 0,98297·10^-4 - коэффициенты, учитывающие условия передачи тепла стенкам камеры, n - частота вращения, e₀ - начальная степень сжатия.

5. Т.к. для настройки модели используются индикаторные диаграммы, полученные в нормальных эксплутационных условиях, то потерями теплоты на недогорание топлива пренебрегают вследствие их малости.

6. Уравнение состояния T = PV / RG; учитывая, что объем цилиндра равен: V = V_he_x = e_x , и обозначив k₁ = , получим равенство для давления в виде:

, (28 )

где e_x = 1 + - текущая степень сжатия.

Индикаторная диаграмма может быть описана системой из уравнения состояния и дифференциального уравнения первого закона термодинамики, отнесенных к содержимому камеры сгорания:

. (29)

Система уравнений решается методом Рунге-Кутта. Суммирование площадей индикаторной диаграммы производится в процессе расчета, среднее индикаторное давление определяется в конце как:

P_mi=*(P_n+1+P_n)+(30)

где n₂ -- средний показатель политропы расширения, равный:

n₂ = . (31)

По мере развития процесса сгорания разброс точек относительной скорости сгорания возрастает. На участке расширения к концу процесса сгорания разброс расчетных точек кривой d ч/d ц = f(ц) столь значителен, что они располагаются по обе стороны оси абсцисс. Этот факт установлен путем анализа индикаторных диаграмм двигателей. Разброс точек провоцируется субъективными ошибками при замере ординат индикаторной диаграммы. Поэтому методикой расчета предусмотрено сглаживание данных, которое уменьшает разброс точек расчетных кривых, не искажая вида кривой давления.

Для выполнения целей настоящего исследования расчетная модель рабочего процесса малооборотного двигателя была настроена на оценку показателей работы цилиндра двигателя MAN-B&W 6S70MC. При настройке модели были использованы индикаторные диаграммы (рис.7) на режимах 84.9 и 64.7 об/мин и параметры регулирования двигателя. Хорошие совпадения расчетных и экспериментальных данных (расхождения по p_mi менее 0.5%) имели место при величинах настроечных параметров модели: , B=0.32, =0.9, _zk=20⁰пкв. Положительные итоги сравнения расчетных и экспериментальных данных позволили сделать обоснованный вывод о возможности использования метода расчета ГМА им. адм. С.О.Макарова для связи закона впрыска топлива с параметрами рабочего процесса после настройки модели для конкретного дизеля [12].

Рис.7. Индикаторные диаграммы двигателя 6S70MC, использованные для настройки расчетной модели рабочего процесса

Объединение двух методов теоретического анализа - моделей топливоподачи и процесса сгорания в цилиндре - позволило получить качественно новую теоретическую модель для решения важных вопросов оценки и прогнозирования технического состояния топливной аппаратуры с помощью диагностических графиков. Разработанная модель позволяет решать эту задачу на стадии создания дизеля без дорогостоящих экспериментальных исследований.

В главе 3 изложен метод регулировки двигателя по статическим параметрам. Анализ показал, что для решения проблемы обеспечения паспортных показателей экономичности, надежности и безопасности при длительной работе главного судового дизеля на основных режимах эксплуатации необходимо учесть и при необходимости выполнить коррекцию параметров состояния: 1) верхней мертвой точки кривошипа; 2) верхней мертвой точки индикаторного привода; 3) параметров регулирования топливного насоса высокого давления (ТНВД); 4) параметров регулирования выхлопного клапана. Решение этих вопросов предлагается выполнять частично на основе известных ранее методов и процедур после их уточнения, частично на основе вновь предложенных приемов [4], [9], [12].

Как показали исследования, идеальной заклинки кривошипов коленчатого вала главных судовых малооборотных дизелей не бывает. Все двигатели имеют в большей или меньшей степени отличия верхних мертвых точек кривошипов от их “геометрических” значений, указанных на маховике двигателя. Численная величина этих отклонений определяется прежде всего технологической культурой дизелестроительного завода. Однако ни один завод не указывает погрешность изготовления коленчатого вала и не дает процедуры для оценки этой погрешности. Очевидно, что эти погрешности необходимо учитывать при регулировке топливной аппаратуры и индикаторного привода.

В основу процедуры определения верхней мертвой точки кривошипа положен известный прием - замеряется угол положения маховика перед (₁) и после (₂ ) ВМТ, когда поршень находится на одном и том же уровне. Угол ц₁ устанавливается примерно равным 1/2 от угла заклинки кривошипов. Верхняя мертвая точка кривошипа определится как:

_ВМТ = (₁ + ₂ ) / 2 . (32)

По окончании замеров может быть найдена погрешность изготовления коленчатого вала - путем сравнения найденного “истинного” значения ВМТ кривошипа каждого цилиндра _ВМТ с его “геометрическим” значением ^Г_ВМТ:

_ВМТ = _ВМТ - ^Г _ВМТ . (33)

При регулировании индикаторного привода должны быть совмещены его верхняя мертвая точка и аналогичная точка кривошипа. Ведущие производители главных судовых дизелей предусматривают единственный метод регулировки индикаторного привода - по совпадению линий сжатия-расширения при отключенной топливоподачи на цилиндр. Большие затраты времени и чисто технические трудности исполнения такой процедуры замеров на современном дизеле усугубляются недостаточной точностью метода из-за возможного неудовлетворительного состояния плотности цилиндра или некачественной работы форсунок. К примеру, если форсунка «льет» - поршень перегревается, что сказывается на характере линий сжатия-расширения при кратковременном отключении топливоподачи.

Исследования на судах Новороссийского морского пароходства показали, что при регулировке индикаторного привода по совпадению линий сжатия-расширения в соответствии с инструкцией по эксплуатации расхождение между ВМТ индикаторного привода и кривошипа может достигать угла ^к_вмт=^к_вмт- _вмт=0.8 - 1.1 градусов поворота коленчатого вала (^опкв) [25], [26], [27]. Как видно из рис.8, смещение точки отсчета индикаторной диаграммы приводит к погрешности определения давления на линии сжатия (P_k¹ ) и расширения (P_k¹¹ ). При этом если индикаторная шайба опережает кривошип (угол ^к_вмт в этом случае отрицательный) - индикаторная диаграмма становится «полнее», среднее индикаторное давление оказывается завышенным [5].

Для оценки погрешности индицирования из-за отклонения угла заклинки индикаторной кулачной шайбы были проведены специальные исследования. Оценка погрешности дана на основе численного моделирования по реальным индикаторным диаграммам дизеля 7ДКРН 80/160-4. Расчеты позволили установить, что для режимов полного хода погрешность индицирования двигателя возрастает практически прямо пропорционально углу смещения индикаторной шайбы на распределительном валу.

Рис.8. Изменение ординат индикаторной диаграммы при смещении точки отсчета на угол Дц

При этом каждому смещению шайбы на 1⁰ пкв как в сторону опережения, так и в сторону запаздывания соответствует ~5% погрешности индицирования (рис.9). Такое соотношение между углом смещения и погрешностью сохраняется и для двигателей иных классов. Обработка индикаторных диаграмм того же двигателя на частичных режимах работы (91.1 и 80.0 об/мин) позволила установить, что при смещении шайбы на 1⁰пкв погрешность возрастает до 5.37 и 6.46% (рис.10).

Рис.9. Погрешность индицирования дизеля ДКРН 80/160 на полном ходу при изменении угла ^к_вмт



Рис.10. Погрешность оценки P_mi двигателя при ^к_вмт = 1⁰пкв с изменением нагрузки цилиндра

При наличии индикаторной шайбы на каждом цилиндре проверку ее верхней мертвой точки предложено выполнять с помощью устройства с микрометрическим индикатором линейных перемещений часового типа, которое монтируется над планкой индикаторного привода на стоянке дизеля. В основу процедуры замеров положен тот же прием, что и при определении ВМТ кривошипа - замеряются углы положения маховика ^К₁ и ^К₂ перед и после ВМТ шайбы, когда рычаг находится на одном и том же уровне по показаниям индикатора линейных перемещений. ВМТ индикаторного привода определится как полусумма двух замеров [47]:

^К_ВМТ = (^К₁ + ^К₂ ) / 2 . (34)

Полученное значение угла положения ВМТ индикаторного привода необходимо сравнить со значением ВМТ кривошипа. Разница этих углов определяет погрешность регулировки привода:

^К _ВМТ = ^К _ВМТ - _ВМТ . (35)

Для обеспечения систематической погрешности индицирования менее 0.5% величина ^К_ВМТ должна быть менее 0.1 ⁰пкв (исходя из соотношения - одному градуса угла смещения шайбы соответствует 5% погрешности индицирования). Подтверждение достаточности статической регулировки индикаторной шайбы получено после расчетов погрешностей, вносимых при работе дизеля скручиванием распределительного и коленчатого вала, вытяжкой цепи привода распределительного вала и конечной длиной индикаторного канала [5]. Найдено, что деформации не могут дать какой-либо заметной погрешности индицирования, а погрешность отсчета ВМТ из-за конечной длины измерительного канала для малооборотного дизеля не превышает 0.05⁰пкв. Таким образом, наиболее точным и в полной мере обоснованным является статический метод регулировки индикаторного привода.

Решение поставленных в работе задач по регулировке топливной аппаратуры было найдено на основе статических регулировочных характеристик топливных насосов высокого давления, которые позволяют учесть при регулировке как технологические погрешности изготовления и сборки элементов двигателя (коленчатого вала, насоса), так и изменение технического состояния топливной аппаратуры в процессе эксплуатации [4], [12]. Насколько известно, статические характеристики впервые применил В.П. Шмелев в целях регулирования топливной аппаратуры дизелей еще в 50-е годы. В настоящей работе продолжены исследования по их практическому получению и использованию.

Характеристики для топливных насосов клапанного типа строятся на основе замеров по индикаторам линейных перемещений, установленным над плунжером, всасывающим и отсечным клапанами (рис.11). Из правой части графика можно найти ход плунжера в зависимости от угла поворота коленчатого вала. Из левой части графика можно найти начало и конец подачи плунжера и активный его ход при разном положении рычага указателя нагрузки У.Н., а также максимальную высоту подъема отсечного клапана. Графики позволяют определять параметры регулирования насосов на любом режиме работы дизеля, решать вопросы оценки загрузки каждого цилиндра, регулировки насосов, в том числе оперативной регулировки на ходу двигателя с помощью кривой подъема отсечного клапана.

Рис.11. Регулировочная характеристика ТНВД дизеля RND76 (ДКРН76/155)

Для снятия характеристики насосов золотникового типа применяется визуальный метод, предложенный автором, при котором моменты начала и конца подачи устанавливаются визуально по появлению или уходу из отсечного отверстия кромок плунжера, регулирующих моменты топливоподачи [44]. Как показал анализ итогов измерений, визуальный метод дает погрешность замеров порядка 0.1 мм по ходу плунжера. При замерах используется штатное мерительное устройство, которое устанавливается над плунжером ТНВД. Замеры хода плунжера выполняются с точностью 0.05 мм. Замеры угла поворота коленчатого вала выполняются с точностью 0.05 ⁰пкв.

На рис.12 приведена статическая характеристика ТНВД современного дизеля MAN-B&W 6S70MC [55]. Характеристики топливных насосов этих модификаций дизелей ранее в литературе не приводились. Как и для клапанных насосов, здесь в правой части рисунка дана зависимость хода плунжера от угла поворота коленчатого вала, в левой части - зависимости моментов подачи по ходу плунжера от положения топливной рейки. Положение топливной рейки определяется индексом топливного насоса.

Рис.12. Регулировочная характеристика ТНВД дизеля 6S70MC

Это - типичная характеристика насоса с регулированием по концу подачи. Однако поскольку в насосе с изменением нагрузки меняется и начало подачи - это предложено учитывать графиком _НПН = f (VIT) в левой верхней части рисунка. Система VIT (“Variable Injection Timing” - система автоматического изменения угла опережения топлива в зависимости от нагрузки цилиндра) может изменять момент начала подачи насоса до 5⁰пкв при перестановке рычага VIT от положения «0» до «10» деления шкалы.

Регулировочные характеристики по статическим параметрам строятся для каждого ТНВД индивидуально. Они сохраняются практически без изменений на протяжении всего срока эксплуатации данной плунжерной пары, помогают в настройке работы системы впрыска топлива как на начальной стадии приемки двигателя в эксплуатацию, так и на протяжении всего срока эксплуатации дизеля.

Все современные малооборотные дизели оснащаются выхлопными клапанами с гибким (гидравлическим) приводом, у которых моменты газораспределения могут быть изменены соответствующей регулировкой гидравлической системы. Достаточно частые выходы из строя выхлопных клапанов двигателей типа K-GF, где был впервые применен гибкий привод, заставили искать метод оценки качества работы клапана, поскольку фирма-строитель такой оценки не предусматривала.

Качество регулировки гидравлического привода открытия выхлопного клапана было предложено контролировать с помощью обычного индикатора контроля рабочего процесса в цилиндре типа Майгак-50, у которого демонтируется пружина, и несложного рычажного устройства, передающего движение от шпинделя клапана на индикатор. Развертка снимаемой диаграммы газораспределения обеспечивается индикаторным приводом. Вид диаграммы с приложенной к ее базе диаграммой профессора Брикса показан на рис.13. Диаграмма позволяют определять не только моменты газораспределения, но и высоту подъема клапана и характер его движения.

Рис.13.Диаграмма газораспределения двигателя ДКРН 80/160

Последнее обстоятельство оказывает значительное влияние на надежность работы клапана и во многих случаях является основной причиной выхода его из строя. На рисунке приведен пример неудовлетворительной работы, когда при открытии примерно на 3 мм в начале процесса выпуска газа клапан «зависает» на 15⁰пкв. При такой регулировке клапан быстро выйдет из строя.

На начальном этапе исследований метод оценки качества работы выхлопного клапана по диаграммам газораспределения использовался для обеспечения большей надежности работы клапанов. Однако поскольку при прочих равных условиях качество работы клапана оказывает влияние на изменение среднего индикаторного давления в цилиндре - при разработке критериев для диагностики состояния топливной аппаратуры должны быть прежде обеспечены критерии качества работы клапанов по всем цилиндрам, чтобы исключить влияние этого фактора на уровень индикаторной мощности. Поэтому перед оценкой технического состояния топливной аппаратуры должны быть обеспечены критерии качества работы выхлопных клапанов цилиндров.

Изложенная выше методика оценки и учета параметров состояния главного судового дизеля в полной мере решает вопросы регулирования дизеля на стадии приемки его в эксплуатацию, когда топливная аппаратура удовлетворяет стандартам производителей на отклонение конструктивных параметров. При длительной эксплуатации дизеля, когда проявляется фактор снижения уровня состояния системы топливоподачи, разработанная методика дает возможность использовать полученные критерии состояния для решения вопросов регулировки, диагностирования и выбраковки элементов системы впрыска топлива по критериям безопасности мореплавания.

В главе 4 приведены итоги экспериментальной оценки метода регулирования дизеля по статическим параметрам на судах морского флота. В первую очередь это суда Новороссийского морского пароходства типа «Победа», «Академик Сеченов», «Новороссийск», а также танкеры, работающие под иностранным флагом.

Теплотехнические показатели работы цилиндров и дизелей определялись по штатным приборам, которые тарировались с помощью образцовых приборов. Наиболее ответственная процедура при теплотехнических испытаниях - это замер расхода топлива. Главные дизели всех судов, где проводились исследования, использовали только тяжелое топливо на всех режимах эксплуатации, что исключает возможность замера расхода топлива по мерному баку. На всех судах были установлены расходомеры объемного типа с систематической погрешностью измерений 2.5%. Эта погрешность относится к погрешности мультипликативного вида, которая может не учитываться при сравнительных испытаниях. Тем не менее, при наших испытаниях систематическая погрешность учитывалась тарировкой прибора с помощью коэффициента влияния k₁, определяемого конструкцией прибора: y(x₁)=k₁ x₁ . Тарировка расходомера во всех случаях выполнялась по расходной топливной цистерне. Случайные погрешности замеров расхода топлива оценены величиной от 0.15 до 0.25%. Поскольку во всех случаях замеров систематическая погрешность расходомера компенсировалась, эта случайная погрешность определяла суммарную относительную погрешность всех выполненных измерений при сравнительных испытаниях.

Другой важнейший теплотехнический параметр - среднее индикаторное давление - определялся то ли штатным судовым механическим индикатором (типа Майгак-50), то ли электронной системой (Norcontrol, Doctor, Malina3000, Ashland). Использование механического индикатора всегда связано с большими трудозатратами, но не всегда - со снижением точности замеров. Стандартная погрешность индикатора Майгак-50 указана в паспорте в пределах дy₁ = 0.5%. Это - систематическая погрешность, имеющая постоянное значение в указанном диапазоне для конкретного прибора, которая - по аналогии с расходомером - может не учитываться при решении задач выравнивания нагрузки по цилиндрам или при сравнительных испытаниях. Эта погрешность не могла быть найдена при исследованиях. Другая составляющая систематической погрешности измерений, определяемая смещением ВМТ индикаторной шайбы и кривошипа, устранялась за счет регулировки ВМТ индикаторной шайбы. Погрешность, вносимая длиной измерительного канала, оценена величиной дy₂ = +0.25%. Случайная погрешность обработки индикаторных диаграмм была найдена на уровне дy₃ = 0.5% - численно равной стандартной погрешности индикатора. Суммарная погрешность определения среднего индикаторного давления при сравнительных испытаниях (определении расхождений нагрузки на цилиндры) равна случайной погрешности обработки диаграмм (дy= 0.5%). При замерах абсолютных значений нагрузки цилиндров суммарная погрешность равна сумме систематической и случайной погрешностей. т.е. дy= дy₁+ дy₂ + дy₃ = 0.5+0.25+0.5=1.25%.

Погрешность использованных при исследованиях электронных систем измерения среднего индикаторного давления не была дана ни одним производителем. Эта погрешность может быть оценена величиной 0.5%, которая определяется смещением точки отсчета ВМТ относительно истинного ее положения на 0.1⁰пкв.

Систематическая погрешность показаний термометров выходящих газов на линии газовыпуска является погрешностью аддитивного вида, которая может быть устранена одним дополнительным измерением Дy₀ с последующим введением поправки: y^\(x)= y(x)+Дy₀ . Особенностью конструкции судовых термометров на выхлопе главных судовых дизелей является возможность компенсации систематической погрешности Дy₀ не ее замером и последующим учетом, а полной компенсации этой погрешности путем регулировки прибора на электронном термостате. Показания термометров выходящих газов цилиндров двигателей проверялись и регулировались с помощью электронных термостатов с погрешностью поддержания температуры 0.1⁰С. Случайные погрешности снятия замеров температуры газов по цилиндрам оценены величиной 2.5⁰С. Суммарная абсолютная погрешность замеров оценена величиной Дy=0.1+2.5= 2.6⁰С.

Для специальных испытаний использовался шлейфный осциллограф и датчики давления, линейного перемещения, отметки положения маховика двигателя. При замерах моментов топливоподачи, начала сгорания топлива в цилиндре, периода задержки самовоспламенения систематическая погрешность оценена величиной 0.0012 с. Систематическая погрешность замеров давления при осциллографировании определялась погрешностью манометров и может быть оценена 1.0% при замерах давления топлива и 1.5% при замерах давления газа. Случайные погрешности обработки осциллограмм оценены величинами (из условия ошибки при отсчете ординаты или абсциссы 0.5 мм): при определении давления газов - 0.55-0.75%, при определении давления топлива - 0.60-0.75%, при отсчете углов поворота коленчатого вала - 0.15-0.20⁰пкв.

При исследованиях на судах типа «Победа» найдены значительные погрешности изготовления коленчатых валов главных двигателей 7ДКРН 80/160-4. Максимальные отклонения ВМТ составили: т/х «Победа» - 1.07⁰ пкв, «Маршал Василевский» - (-0.46)⁰пкв, «Генерал Тюленев» - 0.32⁰пкв, «Маршал Чуйков» - 2.23⁰пкв, «Маршал Баграмян» - 0.57⁰пкв, «Сороколетие Победы» - 0.89⁰пкв. Эти погрешности были учтены при дальнейших замерах параметров регулирования двигателей. Максимальный разброс углов смещения индикаторных шайб находился в пределах от 0.465 (т/х «Генерал Тюленев») до -0.78⁰пкв (т/х «Маршал Василевский»), что давало погрешность определения среднего индикаторного давления на полном ходу от -2.3 до 3.9% [5].

При исследовании регулировки топливной аппаратуры главных двигателей судов типа «Победа» найдены значительные технологические погрешности изготовления и монтажа топливных насосов высокого давления, что приводило к большим расхождениям параметров регулирования [44]-[46]. Так, на главном дизеле т/х «Маршал Баграмян» углы опережения подачи топлива после приемки судна в эксплуатацию находились в пределах от 6.6 до 9.1⁰пкв до ВМТ, начало подачи по ходу плунжера - от 1.3 до 8.8мм, активные хода плунжеров насосов на полном ходу - от 30.1 до 35.9мм. Максимальные отклонения активных ходов от среднего составляли ±8.5%. При исследовании газораспределения дизеля также были найдены примеры некачественной регулировки, аналогичные рис.13.

Исследования регулировки главных двигателей судов типа «Академик Сеченов» также показали значительные технологические погрешности изготовления и монтажа коленчатых валов, индикаторных приводов и топливной аппаратуры [48], [53]. К примеру, на главном двигателе т/х «Академик Сеченов» найден минимальный ход плунжера до начала подачи, равный h_НПН = 0.1 мм (при нижнем положении плунжера отсечное окно практически полностью закрыто), а индексы нулевых подач находились в пределах ИТН₀ = 11.5-42.5. Установлены значительные расхождения технического состояния топливной аппаратуры. Ряд цилиндров работали в зоне, не допустимой по условиям безопасности мореплавания. Регулировка главных дизелей судов типа «Новороссийск» была найдена более качественной [51].

Для каждого из обследованных судов рассмотренных типов были выданы рекомендации по изменению регулировки ТНВД цилиндров на основе регулировочных характеристик по статическим параметрам. Эти рекомендации проверены расширенными теплотехническими испытаниями, выполненными на т/х «Маршал Баграмян» и «Уржум». На т/х «Маршал Баграмян» расход топлива был снижен на основных режимах полного хода на 1.226 и 2.65% [26], [49]. На т/х «Уржум» на режимах частичных ходов 63-95 об/мин удельный эффективный расход топлива снизился на 4-12 г/кВт-ч (с 322-214 до 310-210 г/кВт-ч), на режимах полных ходов 105 и 115 об/мин - на 20 и 9.5 г/кВт-ч (с 212-219 до 192-209.5 г/кВт-ч) [30].

Использование метода регулировки по статическим параметрам на трех разнотипных современных танкерах дедвейтом 150.000 т с главным дизелем 6S70MC позволило существенно повысить экономичность работы двигателей и качество контроля рабочего процесса. Оказалось возможным после регулировки поднять обороты дизеля 6S70MC танкера Совкомфлота “Tropic Brilliance” на 2-3 об/мин (с 78-80 до 81-83 об/мин) при тех же ограничениях по температуре газа. Повышение экономичности работы дизеля на полном ходу оценено цифрой 8%. Данные индицирования главного дизеля т/х “Front Maple” с итоговым удельным эффективным расходом топлива марки IFO-380 171.5 г/кВт-час (126.1 г/элс-час) убедительно свидетельствуют о достигнутой хорошей регулировке дизеля после более чем 10-летнего периода эксплуатации [13]. На т/х “Front Pride” метод успешно использовался для настройки судовой электронной системы контроля рабочего процесса главного и вспомогательных дизелей.

В главе 5 изложены результаты исследований по оценке достоверности разработанных критериев состояния топливоподающих систем дизеля, возможности их использования для целей регулирования и решения задач безопасности мореплавания.

На начальном этапе экспериментальных исследований была сделана попытка диагностирования технического состояния топливной аппаратуры на основе параметра "плотность ТНВД", применяемого в практике, когда при вращении двигателя валоповоротным устройством фиксируется величина подъема давления на манометре, установленном на насос вместо форсуночного трубопровода. Показана неэффективность использования этого параметра в целях диагностики [32].

Значительно плодотворнее оказалось использование диагностических характеристики, построенных чисто опытным путем. По результатам судовых испытаний построены диагностические характеристики для двигателей размерности ДКРН 80/160-4 (суда типа «Победа», «Академик Сеченов»), 6L80GF (т/х «Капитан Димов»), 6L67GFCA (суда типа «Новороссийск»). Характеристики оказались тем средством, которое позволило механику обеспечить равную мощность цилиндров двигателя независимо от технического состояния системы впрыска топлива. Все разработанные диагностические характеристики переданы на суда для практического использования.

На рис.14 приведены диагностические характеристики для дизеля ДКРН 80/160-4. Линия А соответствует «эталонному» техническому состоянию топливной аппаратуры, когда на полном ходу (110-112 об/мин) давление впрыска топлива достигает максимального уровня 670-720 бар [50]. На линии В при ухудшенном техническом состоянии системы давление впрыска на тех же оборотах снижается примерно на 150 бар и составляет 520-570 бар. На линии С предельно допустимого ухудшения технического состояния топливной аппаратуры определяющим является давление в системе на режиме самого малого хода (33 об/мин). Оно практически равно давлению затяга иглы форсунки и составляет 280-300 бар, что обеспечивает вспышки топлива в цилиндре и его работу на пусковых оборотах и на режиме самого малого хода.

Рис.14. Диагностические характеристики дизеля ДКРН 80/160-4

Приведенные характеристики позволили ответить на вопрос: почему главный дизель т/х «Академик Сеченов» не обеспечивал требованиям безопасного режима эксплуатации на маневрах - давал минимально возможную частоту вращения 65-70 об/мин вместо паспортных 33 об/мин. Как видно из рисунка, техническое состояние топливной аппаратуры трех цилиндров (1, 7 и 8-го) оказалось в зоне, недопустимой по показателям безопасности мореплавания. Цилиндры отключались на малом ходу и не давали полной мощности на режимах полного хода. Однако ответить на вопрос о причинах этого на базе инструкции по эксплуатации завода-строителя не представлялось возможным [27].

Для выяснения вопроса о предельно допустимом ухудшении технического состояния топливной аппаратуры по критериям безопасности мореплавания были проведены экспериментальные исследования на т/х «Капитан Димов» [52] и «Маршал Василевский» [50]. Техническое состояние системы впрыска топлива цилиндра главного двигателя т/х «Капитан Димов» последовательно ухудшалось путем открытия специального дроссельного клапана на распределительной коробке. Это позволило снять с помощью активного эксперимента ряд диагностических кривых, однако по условиям рейса задача не была завершена - предельно допустимое ухудшение технического состояния системы впрыска не было определено.

На т/х «Маршал Василевский» задача решалась несколько иным путем - техническое состояние топливной аппаратуры ухудшалось путем демонтажа и проточки по наружному диаметру всасывающего клапана ТНВД. Таким образом, зазор между корпусом клапана и втулкой плунжера последовательно составил 0.017, 0.072, 0.126, 0.186 и 0.287 мм (инструкция по эксплуатации регламентирует зазор 0.04 мм как предельно допустимый). При каждом зазоре проводилось индицирование и осциллографирование цилиндра на полном ходу, снимались осциллограммы пусков [29].

Было выяснено, что при увеличении зазора в паре клапан-втулка вплоть до 0.186 мм можно обеспечить нормальное функционирование цилиндра на всем диапазоне режимов эксплуатации, в том числе при пусках двигателя, при некоторой корректировке угла опережения подачи топлива и активного хода плунжера. При зазоре 0.287 мм не удалось обеспечить нормальную работу цилиндра - на пусковых частотах вращения вспышки в цилиндре отсутствовали, цилиндр не развивал нужной мощности даже на частичных оборотах (95 об/мин) при максимально возможном положении топливной рейки. Поэтому было признано ухудшение технического состояния топливной аппаратуры, соответствующее зазору в паре клапан-втулка 0.186 мм, предельно допустимым. Анализ параметров работы на этом режиме позволил сформулировать требования для построения диагностической кривой предельно допустимого ухудшения состояния:

- должен быть гарантирован пуск двигателя и его работа на минимальных частотах вращения, оговоренных инструкцией по эксплуатации; для этого необходимо обеспечить подачу топлива в цилиндр и его воспламенение на пусковых оборотах;

- при предельном ухудшении технического состояния системы должен быть обеспечен режим полной мощности в цилиндре. Как показали испытания, для этого на полных оборотах дизеля среднее давление топливоподачи должно превышать давление открытия иглы форсунки на ~25%.

По данным испытаний цилиндра с зазором 0.186 мм на режиме полного хода получена характеристика предельно допустимого ухудшения технического состояния, показанная на рис.14 линией С. Для обеспечения полной нагрузки цилиндра при работе на линии С необходимо индекс ТНВД увеличить на 13 единиц. При этом расчетная величина протечек топлива из системы высокого давления была найдена равной 36.6% от величины цикловой подачи [7].

Для расчетного построения диагностических характеристик топливной аппаратуры в целях оценки работоспособности и прогнозирования изменения технического состояния главного дизеля с использованием минимального набора эксплуатационных критериев была разработана модель на базе гидродинамического метода расчета топливоподачи с учетом протечек топлива. Связь найденной цикловой подачи топлива g_ц со средним индикаторным давлением устанавливалась по формуле [10]:

p_mi = 3.6 g_ц / ( V_s g_i ) . (36)

Связь активного хода плунжера с частотой вращения устанавливалась при допущении: активный ход плунжера и цикловая подача - прямо пропорциональные величины. Оценка скоростного режима двигателя для каждого расчетного значения активного хода производилась ориентировочно при допущении: величина цикловой подачи изменяется пропорционально квадрату частоты вращения. При этом допущении связь частоты вращения с активным ходом определится равенством:

. (37)

Диагностические характеристики были рассчитаны по разработанному алгоритму в системе C++Builder. Интерес представляет сопоставление расчетных и экспериментальных диагностических графиков. Для такого сопоставления был выбран главный двигатель 6L80GF (ДКРН 80/195-5) т/х «Капитан Димов», по которому было достаточно экспериментальных данных и данных по конструктивным параметрам топливной аппаратуры, необходимых для расчетов. Удельный индикаторный расход топлива при расчетах принимался равным g_i = 0.200 кг/кВт-ч. Для имитации ухудшения технического состояния топливной аппаратуры величина «щели» у насоса (f_тр) или у форсунки (_сf_c) увеличивалась и на первом шаге варьирования принималась равной соответственно f_тр=0.1f_тр и _сf_c=0.05_сf_c. Максимальное увеличение щели у насоса принималось равным : f_тр = 0.5 f_тр ; у форсунки - _сf_c = 0.25 _сf_c [11] .

Как и следовало ожидать, качественно картина изменения диагностической кривой в зависимости от задания ухудшения технического состояния не зависит (рис.15). Так, расчетная кривая при ухудшении технического состояния форсунки, когда _с f_c = 0.002 см², легла на расчетную кривую при численном значении площади щели у насоса f_тр = 0.026 см² , показанную на рис.15 кривой В. Аналогично расчетная кривая при f_тр = 0.079 см² ложится на кривую C при _с f_c = 0.006 см² .

Итоги расчетов диагностических характеристик позволили оценить предельно допустимое ухудшение состояния топливоподающей системы, когда на режиме минимальных оборотов впрыск топлива во всех цилиндрах еще есть. Из итогов расчета, данных в приложении к диссертации, можно найти, что на минимальных оборотах 26.8 об/мин на кривой G при величине «щели» f_тр = 0.396 см² топливоподача отсутствует. При f_тр= 0.264 см² (кривая Е) цикловая подача появляется, однако составляет очень малую величину (g_ц=0.4 г/цикл). Лишь на кривой D при f_тр = 0.159 см² на минимальном скоростном режиме дизеля цикловая подача возрастает до g_ц = 1.9 г/цикл. Очевидно, что диагностическая кривая D может быть выбрана для оценки предельно допустимого ухудшения технического состояния системы топливоподачи.

Сопоставление расчетных диагностических характеристик с характеристиками, полученными экспериментальным путем, показало их идентичность на всем поле допустимых режимов работы дизеля. Как видно из рис.15, расчетная кривая А «эталонного» технического состояния топливной аппаратуры и экспериментальная кривая 1 - практически полностью совпадают. Расчетная кривая В совпадает с экспериментальной кривой 2. Расчетная кривая Е, лежащая в области недопустимой работы по условиям безопасности мореплавания, незначительно отличается от экспериментальной кривой 3.

Лишь в области малых ходов двигателя экспериментальные точки расположены несколько ниже расчетных. Это может быть объяснено, с одной стороны, погрешностью экспериментального определения среднего индикаторного давления на малых нагрузках; с другой стороны, возможно возрастание влияния протечек топлива при снижении оборотов двигателя. Однако эти расхождения не представляются существенными, поскольку диагностирование и регулировка топливной аппаратуры производятся по данным работы дизеля полным (редко - средним) ходом, где теоретические данные совпадают с опытными.

Рис.15. Экспериментальные (1,2,3) и расчетные (A,B,C,D,E,G) диагностические кривые двигателя 6L80GF при разной величине «щели» у насоса f_тр: A - 0; B - 0.026; C - 0.079; D - 0.159; E - 0.264; G - 0.396, см².

Адекватность теоретической модели для расчета параметров диагностических кривых была оценена по критерию Фишера для двух технических уровней состояния системы топливоподачи: эталонного, когда протечки топлива отсутствуют (кривая А на рис.15), и ухудшенного, эквивалентного расчетной величине «щели» у насоса, равной f_тр = 0.026 см² (кривая В того же рисунка). Адекватность оценена в диапазоне изменения активных ходов, где имелись экспериментальные данные. Коэффициенты Фишера оказались равными Fф=80,36218 для кривой А и Fф =107.921для кривой В. Эти значения критерия при малой выборке n=5 и n=6 при 1% уровне значимости превышают табличные значения F_табл(5, 1%)=10.967 и F_табл(6, 1%)=8.4661. Следовательно, с вероятностью 99% расчетные данные диагностической модели топливоподающей системы адекватно согласуются с опытными данными.

Совпадение расчетных и экспериментальных данных позволяет сделать вывод: теоретическая модель построения диагностических кривых топливной аппаратуры главного судового дизеля с использованием минимального набора эксплуатационных критериев адекватно отображает реальные процессы, происходящие при изменении активного хода плунжера топливного насоса высокого давления с изменением технического состояния системы впрыска.

Это дает основание разработать диагностические графики для любого типоразмера двигателей, находящихся в эксплуатации, и использовать эти данные в качестве нормативных на действующих судах морского флота.

В работе оценены границы возможного пожара и тепловой перегрузки цилиндра на поле диагностических характеристик [56]. Пожары в выхлопном коллекторе дизеля и в утилизационном паровом котле неминуемы после длительной работы двигателя на режимах малого хода даже в случае идеального технического состояния системы впрыска. Как показало осциллографирование топливоподачи, основная причина этого - плохой распыл топлива при падении среднего давления впрыска ниже давления затяга иглы форсунки. Как было найдено, при ухудшении технического состояния системы подачи топлива критерием, определяющим границу отсутствия пожара, может быть принято среднее давление у форсунки, равное давлению затяга иглы. При ухудшении технического состояния системы этот уровень давления будет достигаться при более высокой частоте вращения дизеля, что может быть найдено по данным расчета диагностических характеристик.

Известно, что тепловая перегрузка поршня имеет место всегда, если факел ударяет в поверхность детали. Следовательно, критерием отсутствия тепловой перегрузки может служить дальнобойность факела - при ухудшении технического состояния топливной аппаратуры дальнобойность факела не должна превышать уровня, соответствующего режиму полного навигационного хода при эталонном состоянии топливной аппаратуры. Дальнобойность факела L может быть оценена по формуле ЦНИДИ:

L= , (38)

где ф - время впрыска, v₀ - средняя начальная скорость истечения, ц - угол конуса, с_т, с_в - плотность топлива и воздуха, м - коэффициент истечения. d_с - диаметр сопловых отверстий.

При изменении технического состояния системы впрыска топлива дальнобойность будет определяться в основном изменением 2-ух параметров - времени впрыска ф и начальной скорости v₀. Время впрыска топлива связано с активным ходом плунжера h_a соотношением: h_a= C_пл ф. Откуда:

ф = h_a / C_пл . (39)

Скорость истечения топлива из сопловых отверстий связана с давлением впрыска как:

v₀ = м_с . (40)

Поскольку давление в цилиндре P_ц значительно меньше давления впрыска P_т , при неизменности остальных параметров можно записать: v₀ ? , где A - коэффициент пропорциональности. Тогда для обеспечения неизменности дальнобойности факела, определяемого произведением длительности впрыска и начальной скорости, должно быть неизменным равенство:

, (41)

где B- константа расчета.

Если обозначить:

T = h_a, (42)

то неизменность параметра T при изменении технического состояния системы впрыска топлива обеспечит неизменность произведения , неизменность дальнобойности факела и сохранит на прежнем уровне тепловую напряженность цилиндра. Численная величина параметра T может быть найдена по точке полного навигационного хода при «эталонном» техническом состоянии системы. Соединив точки равного параметра T на поле диагностических графиков, получим границу возможной перегрузки по тепловым напряжениям [62].

Основное внимание в настоящем исследовании было уделено малооборотным 2-тактным дизелям. Однако результаты исследований в полной мере применимы и к 4-тактным двигателям, поскольку топливная аппаратура этих двух типов двигателей аналогична. Для иллюстрации этого утверждения рассмотрим итоги исследований 4-тактного дизеля 8ЧН25/34 Первомайского завода, установленного на танкере «А. Покрышкин».

Двигатель мощностью 534 кВт при 500 об/мин с паспортным удельным расходом дизельного топлива 156+8 г/элс-ч имеет топливную аппаратуру с конструктивными параметрами: диаметр плунжера - 16 мм, максимальный ход плунжера - 16 мм, форсуночный трубопровод внутренним диаметром 2.75 мм длиной 65 см, распылители с 9 сопловыми отверстиями диаметром 0.35 мм. Топливный насос высокого давления с регулированием по концу подачи имеет статическую регулировочную характеристику, по форме аналогичную главному дизелю судна (рис.16).

Закон движения плунжера, данный в правой части рис.16, позволил найти скорость движения плунжера.

Рис.16. Регулировочная характеристика ТНВД 1-го цилиндра вспомогательного дизеля №1 т/х «Александр Покрышкин»

В рабочем диапазоне зависимость С_пл(ц) имеет треугольный профиль с максимальным значением 145 м/с. Она использована для расчетов параметров топливоподачи на различных режимах нагрузочной характеристики и для построения диагностических характеристик (рис.17). Алгоритм расчета - тот же, что и в рассмотренных ранее случаях. Площадь эквивалентной щели увеличивалась с шагом Дf_тр= 0.1 f_тр от 0 до 0.089 см²_. Эталонная характеристика А обеспечивает паспортное значение среднего индикаторного давления (p_mi=1.13MPa) при активном ходе плунжера h_a=7.1 мм.



Рис.17. Диагностические характеристики ТНВД дизеля ЧН25/34

С ростом Дf_тр для обеспечения того же p_mi активный ход должен быть увеличен. Предельно допустимое ухудшение состояния топливной аппаратуры соответствует площади эквивалентной щели 0.059 см² (характеристика С рис.17), при которой еще возможно получить паспортную мощность цилиндра при увеличении активного хода до 9.2 мм (увеличения ИТН примерно на 7 делений). На ниже расположенных характеристиках полную мощность цилиндра получить невозможно.

Проверка корректности расчетов диагностических характеристик дизеля 8ЧН 25/34 выполнена по данным испытаний дизель-генератора №1 т/х «А.Покрышкин» от 29 января 2008 г. при нагрузке на электрическом щите 400 кВт, индексе топливного насоса ИТН=22, и нагрузке 300 кВт при ИТН=18. Дизель-генератор - после ремонта, имеет хорошее техническое состояние топливной аппаратуры. Как видно из рис.17, экспериментальные точки работы дизеля легли незначительно ниже расчетной «эталонную» характеристики, что подтверждает корректность расчета.

Заключение

В результате выполненных исследований решена научно-практическая проблема регулирования и диагностики топливной аппаратуры главных судовых дизелей, имеющая важное народнохозяйственное значение:

1) дано научно-практическое решение проблемы регулирования и диагностики топливной аппаратуры главных судовых дизелей:

- научно обоснованны критерии взаимосвязи параметров регулирования топливоподачи и рабочего процесса в цилиндре дизеля в виде диагностических графиков, которые решают задачу не только регулирования топливной аппаратуры, но и задачу безопасности мореплавания;

- создана объединенная теоретическая модель для расчетного построения диагностических графиков с использованием разработанного гидродинамического метода расчета топливоподачи и теоретической модели ГМА им. адм. С.О. Макарова расчета рабочего цикла. Объединение 2-ух моделей позволяет решать задачи построения диагностических графиков на стадиях проектирования и производства дизеля;

- разработана теоретическая модель для расчета областей возможного пожара и тепловой перегрузки цилиндра;

- предложен метод моделирования процессов в топливной системе высокого давления на базе уравнений гидродинамики с учетом протечек топлива и фактора затухания волнового процесса, позволяющий рассчитать процесс впрыска на 2-3 форсунки. Теоретическая модель может быть использована не только для построения диагностических характеристик, но и для самостоятельных исследований влияния эксплуатационных факторов, физических характеристик топлива или конструктивных особенностей системы топливоподачи на процесс впрыска;

- дано программное обеспечение для расчетов процесса топливоподачи и для расчетов диагностических графиков топливной аппаратуры;

- уточнены на основе экспериментальных исследований теоретические зависимости для расчета коэффициента затухания волнового процесса в форсуночном трубопроводе;

2) разработаны научно обоснованные практические методы оценки и коррекции параметров состояния ГД в виде организационных и технических мероприятий, решающие проблему обеспечения паспортных показателей работы дизелей с учетом технологических погрешностей изготовления деталей и узлов. Предложенная система включает в себя ряд разработанных автором методов и процедур; некоторые из процедур заимствованы из известных ранее и изменены для решения отдельных задач:

- процедура определения погрешности изготовления коленчатого вала дизеля и учета этой погрешности при регулировке двигателя;

- методика статической регулировки индикаторного привода, позволяющая обеспечить систематическую погрешность индицирования менее 0.5%. Итоги исследований погрешности индицирования в полной мере справедливы для электронных систем контроля рабочего процесса в цилиндре дизеля;

- методика эксплуатационного контроля и коррекции качества работы выхлопного клапана судового малооборотного дизеля;

- методика регулирования топливной аппаратуры по статическим характеристикам, обеспечивающая высокое качество регулировки двигателя с новой топливной аппаратурой, соответствующей стандартам и допускам производителя на отклонение конструктивных параметров;

3) разработана научно-практическая методика регулирования и диагностики топливной аппаратуры главных судовых дизелей с учетом изменения ее технического состояния с течением времени при длительной эксплуатации по параметрам эксплуатационного контроля работы ГД, позволяющая оценивать режим эксплуатации по параметрам безопасности мореплавания;

4) эффективность разработанных методик и моделей подтверждена эксплуатационными испытаниями на судах морского флота. Повышена надежность эксплуатации главных дизелей крупнотоннажных судов отечественного морского флота. Так, при внедрении итогов исследования в практику эксплуатации крупнейшего пароходства России параметр потока отказов поршней главных дизелей уменьшился в 3 раза, наработка на отказ увеличена с 9600 до 32000 часов. Экономичность работы дизелей после примерно 10 лет эксплуатации повышена на величину до 8%.

Высокая практическая полезность выполненных исследований объясняет широкое использование системы регулирования судовых двигателей внутреннего сгорания по статическим параметрам в практике эксплуатации, в учебном процессе при подготовке судовых механиков в учебных заведениях морского флота и на курсах повышения квалификации судовых специалистов [15]- [20].

топливный дизель контроль судно

Список авторских публикаций

Публикации в изданиях, поименованных в перечне ВАК

1. Васькевич Ф.А. Даник С.А. Анализ схем подачи вязкого топлива к судовым дизелям // Рыбное хозяйство.- 1976.- №10.- С.16-22.

Васькевич Ф.А. Нечитайленко П.Ф. Когда не нужен полный ход // Морской флот.- 1982.- №12.- С.44-45.

Васькевич Ф.А. Башмаков Б.И. О возможности работы дизеля на высоковязком топливе на всех режимах эксплуатации //Двигателестроение.- 1983.- №8.- С.43-45.

Васькевич Ф.А. Как регулировать двигатель //Морской флот.- 1987.- №3.- С. 48-49.

Васькевич Ф.А. Погрешности индицирования главного судового дизеля //Двигателестроение.- 1988.- №8.- С. 8-11.

6. Васькевич Ф.А. Диагностирование топливной аппаратуры судового дизеля по статическим параметрам //Двигателестроени.- 1989.- №4.- С. 41.

7. Васькевич Ф.А. Диагностический график для оценки качества работы топливной аппаратуры судового дизеля //Двигателестроение.- 1990.- №7.- С. 39-41.

8. Васькевич Ф.А. Доколе так хозяйствовать? Анализ одного рейса // Морской флот.- июнь 1990.- С. 48-49.

9. Васькевич Ф.А. Регулирование и диагностика главных судовых дизелей по статическим параметрам. Спецвыпуск «Проблемы водного транспорта Российской федерации».- М.: 2003.- С. 34-37.

10. Васькевич Ф.А. Казунин Д.В. Хведелидзе А.Д. Теоретическая модель построения диагностических характеристик топливной аппаратуры судовых дизелей //Двигателестроение.- 2003.- № 2.- С. 42-45.

11. Васькевич Ф.А. Теоретическая модель построения диагностических характеристик топливной аппаратуры главного судового дизеля. ISSN 0321-2653. Известия высших учебных заведений. Северо-Кавказский регион. Технические науки. 2005. Приложение к №4, С. 38-47.

12. Васькевич Ф.А. Самсонов Л.А. Методика коррекции параметров состояния и регулировки современных главных судовых дизелей. ISSN 0321-2653. Известия высших учебных заведений. Северо-Кавказский регион. Технические науки. 2005. Приложение к №4, С. 47-57.

13. Васькевич Ф.А. Самсонов Л.А. Оценка и учет показателей качества состояния топливной аппаратуры главного судового дизеля при его длительной эксплуатации. ISSN 0321-2653. Известия высших учебных заведений. Северо-Кавказский регион. Технические науки. 2005. Приложение к №4, С. 57-64.

...