4)Конспект лекций СДВС (часть 1) ВАФ

КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ
по дисциплине «Судовые двигатели внутреннего сгорания»
Часть 1 (теория)
Направление подготовки дипломированного специалиста 26.05.06
«Эксплуатация водного транспорта и транспортного оборудования»
Специальность «Эксплуатация судовых энергетических установок»
Ведущий лектор:
д.т.н., профессор Васькевич Фёдор Афанасьевич
Новороссийск
2017
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
ВВЕДЕНИЕ
7
УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ, СОКРАЩЕНИЯ
8
Тема
1.
ИСТОРИЯ
РАЗВИТИЯ,
ОБЩИЕ
ПРИНЦИПЫ
РАБОТЫ
ДВИГАТЕЛЕЙ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ. ИДЕАЛЬНЫЕ ЦИКЛЫ
1.1.
Краткая
развития
две
история
создания, современное состояние,
оценка перспектив и направлений
,
9
..
1.2.
Принцип действия ДВС, основные понятия
12
1.3.
Классификация и маркировка ДВС
14
1.4.
Анализ идеальных циклов
две
16
1 . 4 . 1 . Цикл поршневого двигателя со смешанным подводом теплоты
16
1 . 4 . 2 . Идеальный цикл комбинированного двигателя
17
Тема 2. РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ДИЗЕЛЕЙ
2 . 1 . Процесс наполнения
19
2 . 1 . 1 . П о ня т и е коэффициента наполнения
19
2 . 1 . 2 . Влияние конструктивных и эксплуатационных факторов на процесс наполнения
21
2 . 1 . 3 . Расчет процесса наполнения
22
2 . 2 . Процесс сжатия
23
2 . 2 . 1 . Характер теплообмена при сжатии
.-
23
2 . 2 . 2 . Факторы, влияющие на показатель политропы сжатия
23
2 . 2 . 3 . Степень сжатия и ее влияние на параметры конца сжатия
.
.
.
.
24
1
2 . 3 . Смесеобразование в цилиндре дизеля
:
25
2.3 . 1 . Характеристика объемного смесеобразования
26
2 . 3 . 2 . Характеристика объемно-пленочного смесеобразования
27
2 . 3 . 3 . Характеристика пленочного смесеобразования
28
2 . 3 . 4 . Распыливание топлива и факторы, его определяющие
29
2 . 3 . 5 . Испарение топлива в камере сгорания
30
2 . 4 . Процесс сгорания топлива в цилиндре дизеля
."
31
2 . 4 . 1 . Общая схема физических явлений при сгорании топлива
31
2.4.2. Характеристика процесса сгорания по индикаторной диаграмме
31
2 . 4 . 3 . Факторы, влияющие на фазы процесса сгорания
33
2.4.4. Критерии оценки характера сгорания
34
2 . 5 . Расчет процесса сгорания
35
2 . 5 . 1 . Определение количества-воздуха, необходимого для сгорания топлива
35
2 . 5 . 2 . Определение коэффициента молекулярного изменения при сгорании
36
2 . 5 . 3 . Определение теплоемкости продуктов сгорания
:
37
2 . 5 . 4 . Вывод уравнения сгорания
2 . 5 . 5 . Анализ уравнения сгорания
37
,
38
2.6. Процесс расширения
39
Тема 3. ПРОЦЕССЫ ГАЗООБМЕНА
3 . 1 . Характер протекания газообмена в 4-х и 2-тактных дизелях
41
3 . 2 . Анализ систем газообмена по диаграммам "время-сечение"
43
3 . 2 . 1 . Контурная поперечная система газообмена
44
3 . 2 . 2 . Контурная петлевая система газообмена
-
3 . 2 . 3 . Прямоточно-щелевая система газообмена
3 . 2 . 4 . Прямоточно-клапанная система газообмена
45
46
:
3 . 2 . 5 . Система газообмена 4-тактных дизелей
3 . 3 . Расчет процесса газообмена
46
47
48
3 .3 . 1 . Определение располагаемого "время-сечения"
48
3 . 3 . 2 . Определение теоретически необходимого "время-сечения"
49
-3
Тема 4. IШДИКАТОРНЫЕ И ЭФФЕКТИВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ
4 . 1 . Тепловой баланс судового дизеля и его составляющие
51
4.2. Индикаторная и эффективная мощность двигателя
52
4 . 3 . Определение среднего индикаторного давления
54
4.4. Коэффициенты полезного действия и их взаимосвязь
:
56
4 . 5 . Удельные расходы топлива
58
Тема 5. НА,)]ДУВ СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ
5 . 1 . Классификация, общая характеристика способов наддува
:"
60
5 . 2 . Принципы использования энергии газов в ТК
62
5 . 3 . Обеспечение
65
баланса мощности турбины и компрессора в комбинированном двигателе
5 .3 . 1 . Условие баланса мощности турбокомпрессора
65
5 .3 .2. Особенности баланса мощности ТК у 4-тактных дизелей
66
5 .3 . 3 . Особенности баланса мощности ТК у 2-тактных дизелей
67
5 .4. Анализ основных схем наддува судовых ДВС
68
Тема 6. ТЕПЛОВАЯ НАПРЯЖЕННОСТЬ СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ
6 . 1 . Понятие тепловой напряженности; параметры, ее определяющие
6.2. Зависимость параметров
71
тепловой напряженности от конструктивных и эксплуатаци-
онных факторов
73
6 . 2 . 1 . Влияние уровня форсировки, воздухоснабжения и рода охлаждающей жидкости
73
6 . 2 . 2 . Влияние конструктивных факторов
74
6 . 2 . 3 . Влияние эксплуатационных факторов
75
6 . 3 . Расчетная оценка тепловой напряженности
77
Тема 7. ПРОЦЕССЫ ТОПЛИВОПОДАЧИ В СДВС
7 . 1 . Назначение, классификация, схемы работы систем топливоподачи в судовых дизелях
79
7 . 2 . Параметры топливоподачи и факторы, их определяющие
82
7 . 3 . Расчет процесса топливоподачи
86
Тема 8. ДИНАМИКА ДВИГАТЕЛЯ
8 . 1 . Силы, определяющие механическую напряженность двигателя
89
8 . 2 . Оценка механической напряженности в условиях
91
эксплуатации
8 . 3 . Расчетное определение сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме
92
8.4. Оценка условий работы подшипников коленчатого
95
вала
8 . 4 . 1 . Мотылевой подшипник
95
8 . 4 . 2 . Рамовый подшипник
,
96
8 . 5 . Неравномерность вращения коленчатого вала
98
8 . 6 . Крутильные и осевые колебания валопровода
99
Тема 9. УРАВНОВЕШЕННОСТЬ ДВИГАТЕЛЯ
9.1.
Понятие уравновешенности.
Действие
неуравновешенного двигателя
на фундамент и
корпус судна
103
9 . 1 . 1 . Общие положения уравновешенности
103
9 . 1 . 2 . Действие неуравновешенного двигателя на фундамент и корпус судна
103
9 . 1 . 3 . Возможности уравновешивания двигателя. предупреждения и ослабления вибраций
9 . 2 . Определение
результирующих
сил
9 . 3 . Определение
результирующих
моментов
9.4. Анализ
уравновешенности
инерции многоцилиндрового двигателя
некоторых
от сил инерции
кривошипных
104
105
107
систем
1] О
Тема 10. РАСЧЕТЫ ПРОЧНОСТИ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ ДИЗЕЛЯ
1 О . 1 . Расчет коленчатого вала
113
1 0 . 1 . 1 . Требования Регистра к диаметру коленчатого вала
..
113
1 0 . 1 . 3 . Расчет коленчатого вала во 2-м расчетном положении
115
1 0 . 2 . Расчет шатуна
·
.
:
'
1 О . 3 . Расчет шатунного болта, поршневого кольца, анкерной связи и крепежа цилиндра
4-
1 13
1 О . 1 . 2 . Расчет коленчатого вала в 1-м расчетном положении
117
11 8
1 0 . 3 . 1 . Шатунныйболт
118
1 0 . 3 . 2 . Поршневое кольцо
119
1 0 . 3 . 3 . Анкерные связи, крепеж цилиндра
120
Тема 1 1 . ХАРАКТЕРИСТИКИ
ДВИГАТЕЛЕЙ
1 1 . 1 . Понятие режима работы и характеристики двигателя
1 1 , 2 . Нагрузочные характеристики
121
;
122
1 1 . 2 . 1 . Изменение энергоэкономических показателей
122
1 1 . 2 . 2 . И з м е н е ни е механической напряженности
:
1 1 . 2 . 3 . Изменение тепловой напряженности;
124
125
1 1 . 3 . Внешние характеристики дизеля
126
1 1 . 3 . 1 . Изменение энергоэкономических показателей
126
1 1 . 3 . 2 . И з м е н е н и е механической напряженности
128
1 1 . 3 . 3 . Изменение тепловой напряженности
1 1 . 4 . Винтовые характеристики
1 1 . 4 . 1 . Изменение энергоэкономических показателей
129
:
129
�
130
11.4.2.Изменение механической напряженности
132
1 1 . 4 . 3 . Изменение тепловой напряженности
133
1 1 . 5 . Ограничительные характеристики
134
-5
ВВЕДЕНИЕ
Отечественная Высшая школа морского образования, созданная в 1944 году, за многие го­
ды
существования убедительно
показала свою
высокую эффективность.
Система образования
обеспечивала подготовку морских инженеров высокой квалификации. Об уровне квалификации
свидетельствовала минимальная сравнительно с мировым морским флотом аварийность Совет­
ского торгового флота, несмотря на далеко не новый его состав -- суда работали по 20 - 25 лет и
даже более. Об уровне профессиональной подготовки свидетельствует и тот большой спрос на
моряков отечественного морского флота, который появился после их выхода на международный
рынок труда в 90-е годы. Наши моряки показали и показывают в настоящее время высокий про­
фессиональный уровень, способность принимать грамотные решения в нестандартных условиях,
возникающих
при
работе
механизмов,
при
обслуживании,
наладке,
ремонте
оборудования.
С приходом отечественных специалистов на зарубежный флот получает все большее признание
и
распространение
отечественный
опыт
эксплуатации
судовых
силовых
установок.
Успешно
перенимаются Уставы, Инструкции, Положения, Правила технической эксплуатации, др. - в ви­
де Fleet Standing Instructions, Safety Manual, Technical Manual и т.д.
Следует сделать оговорку - признание высокого профессионализма отечественных моря­
ков на международном уровне обеспечили главным образом выпускники наших высших учеб­
ных заведений 80-х годов и ранее, подготовленные Советской системой морского образования и
получившие практический опыт на отечественном морском флоте. Кризис общества в 90-е годы
отразился на качестве подготовки судовых специалистов.
снизился.
что
По
спустя
мнению автора,
многие
годы
Уровень их подготовки значительно
последствия этого кризиса оказались настолько значительными,
качество
подготовки специалистов
по
многим
причинам
не достигло
прежнего уровня. Настоящее пособие ставит своей основной целью в какой-то степени поднять
качество
обучения,
помочь
молодым
специалистам
в
освоении
специальности
«Эксплуатация
судовых энергетических установок».
Настоящее учебное пособие в полной мере отвечает
Судовые тепловые двигатели, часть
«Примерной программе дисциплины
1 , Судовые двигатели внутреннего сгорания», рекомендуе­
мой Минобразования России для направления подготовки 6 5 8 0 0 0 «Эксплуатация водного транс­
порта и транспортного оборудования» по специальности 240500 «Эксплуатация судовых энерге­
тических установок», Санкт-Петербург, 20 0 1 г. В основу теоретической части пособия положены
работы
Д.Б.Танатара
основном
[56,
на работах
57]
и В.А.Ваншейдта
С.В.Камкина,
[6].
В.П.Шмелева,
Эксплуатационные разделы
И.В.Возницкого
[12,
14,
15],
базируются
в
требованиях
«Правил технической эксплуатации судовых технических средств и конструкций» [44]. При из­
ложении и иллюстрации материала использованы исследования автора. Темы XV "Обслужива­
ние судового дизеля", XVI "Анализ конструкций судовых ДВС" разработаны автором впервые.
Настоящая работа удовлетворяет международным требованиям к уровню подготовки судо­
вых инженеров, предусмотренных Моделями курсов 7.04 "Engineer officer in charge of а watch"
[69]
и 7.02 "Chief and secoпd Engineer officer (Motor ships)"
[70], разработанными Интернацио­
нальной Морской организацией (IMO) в 1 9 9 1 году. Однако в соответствии с Типовой и рабочей
программами курса и сложившимися в высших учебных заведениях России традициями книга
содержит значительно больший объем материала как по тематике, так и по теоретическому со­
держанию по сравнению с моделями IMO. Так, в Моделях IMO отсутствуют такие важные, на
наш взгляд, материалы, как теоретический анализ рабочих процессов, тепловая напряженность
дизеля, анализ динамики и
ур
телей и систем наддува, др.
ность
судового
механика,
выносимый
нание этих разделов в
З
повышает
международном рынке труда.
онно
авновешенности, процессы топливоподачи, характеристики двига­
В
з
начительной степени определяет грамот­
конкурентоспособность
отечественных
специалистов
настоящее пособие включен анализ конструкций
в отечественной высшей
коле
ш
на практические занятия.
ДВ
на
С, традици­
Этот материал
не
-7
находил отображения в учебной литературе в последние десятилетия, что снижало уровень под­
готовки отечественных специалистов.
Курс «Судовые двигатели внутреннего сгорания и их эксплуатация» является одним из опре­
деляющих при подготовке судовых инженеров-механиков, поскольку большая часть судов мирово­
го торгового флота в настоящее время оснащена двигателями внутреннего сгорания (ДВС). В на­
стоящей
работе
автор
попытался
использовать
тот
опыт изложения
курса,
который
наработан
высшими учебными заведениями морского флота за многие годы, с испсльзованием собственного
опыта эксплуатации дизельных силовых установок современных морских судов. При разработке
теоретической части автор стремился удовлетворить 3-ем основным требованиям:
1 ) дать теоретический материал в возможно большей логической
последовательности, соот­
ветствующей чередованию процессов в цилиндре дизеля; при этом иногда нарушается "класси­
ческая" последовательность изложения (в частности, процесс смесеобразования рассматривается
после процесса сжатия);
2) систематизировать материал, недостаточно полно изложенный в учебной литературе - га­
зообмен
и наддув 4-тактных ДВС,
напряженность
анализ систем наддува,
цилиндро-поршневой
группы
(ЦПГ),
процессы топливоподачи, тепловая
динамика,
уравновешенность,
расчеты
прочности основных деталей судовых ДВС, характеристики и режимы работы судовых дизелей,
обслуживание двигателей, анализ конструкций;
3) в изложении каждого раздела отобразить эксплуатационные факторы, важные для судово­
го
механика - влияние режима работы двигателя, регулировки топливной аппаратуры,
распыливания
топлива,
воздухоснабжения, · моментов
газораспределения
и т.д.
- на
качества
технико­
экономические показатели рабочего процесса, работу топливной аппаратуры, тепловую и меха­
ническую напряженность и надежность
двигателя.
Автор выражает благодарность доценту ГМА им.адм. С.О.Макарова Н.А. Веселкову за бес­
корыстную дружескую помощь при знакомстве с 3 - им изданием учебного пособия. Замечания и
советы Н.А. Веселкова по улучшению содержания пособия учтены при подготовке настоящего
издания.
УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ, СОКРАП�ЕНИЯ
ДВС - двигатели внутреннего сгорания;
КПД - коэффициент полезного действия;
ТК - турбокомпрессор для наддува;
ТНВД - топливный насос высокого давления;
ВМТ - верхняя мертвая точка;
НМТ - нижняя мертвая точка;
о
пкв � градусы поворота коленчатого вала;
ЦПГ - цилиндро-поршневая группа;
КШМ - кривошипно-шатунный механизм;
ИТН - индекс топливного насоса высокого давления;
УН - указатель нагрузки топливного насоса высокого давления;
ЦНИДИ - Центральный научно-исследовательский дизельный институт;
VIT- VariaЫe Injection Timing (система изменения угла опережения подачи топлива).
8-
:
Тема 1. ИСТОРИЯ РАЗВИТИЯ. ОБЩИЕ ПРИНЦИПЫ РАБОТЫ
ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ. ИДЕАЛЬНЫЕ ЦИКЛЫ
1 . 1 . Краткая история создания, современное состояние, оценка
перспектив и направлений развития ДВС
Первые идеи создания двигателей внутреннего сгорания (ДВС) относятся к XVII веку. Так, в
1 6 8 0 году Гюйгенс предлагал построить двигатель, работающий за счет взрывов заряда пороха в
цилиндре [ 1 ] . К концу XVIII - началу XIX веков относится ряд патентов, связанных
с преобразова­
нием теплоты от сгорания органического топлива в работу в цилиндре двигателя. Однако первый
двигатель подобного типа, пригодный для практического
Ленуаром
(Франция)
в
1860
году.
Двигатель работал
использования, построен и запатентован
на светильном газе,
без предварительного
сжатия, и имел коэффициент полезного действия (кпд) около 3%. В 1 8 7 6 г. немецкий инженер Отто
создал 4-тактный газовый двигатель, который бьш в 2 раза экономичнее двигателей Ленуара [ 1 9 ] .
В 70-80-е
годы
19-го столетия
началось
широкое практическое применение бензиновых
двигателей внутреннего сгорания с искровым зажиганием, работавших по циклу Отто - циклу
быстрого горения. С 1 8 8 5 года началась постройка автомобилей с бензиновыми ДВ С . Большой
вклад в развитие этого типа двигателей внесли Карл Бенц, Роберт Бош (Германия), Даймлер (Ав­
стрия).
Имели развитие эти двигатели и в России - капитан русского флота И.С.Костович по­
строил
в
1879
году
самый легкий
в то
время двигатель
для дирижабля
мощностью
80
л.с.
с
удельным весом 3 кг/л.с.
Следующим этапом
в
развитии
ДВС явилось создание "калоризаторных" двигателей, в ко­
торых топливо воспламенялось не от электрической искры, а от раскаленной детали, соединен­
ной с цилиндром - запального шара. Такие двигатели начали строить в начале 90-х годов 19-го
столетия; их выпуск продолжался вплоть до 2-ой мировой войны [30].
В 1 8 9 2 году Рудольф Дизель, инженер фирмы МАН (Германия), получил патент на устрой­
ство нового двигателя внутреннего сгорания (патент № 67207 от 28 февраля 1 8 9 2 года). В 1 8 9 3
году им была выпущена брошюра "Теория и конструкция рационального теплового
двигателя,
призванного заменить паровую машину и другие существующие в настоящее время двигатели".
В "рациональном" двигателе
предполагалось: давление сжатия - 2 5 0 атмосфер (ат), коэффици­
ент полезного действия - 75%, работа - по циклу Карно (подвод теплоты при постоянной темпе­
ратуре) без охлаждения цилиндров, топливо-угольная пыль.
В 1 8 9 3 году на заводе фирмы МАН в Аугсбурге была сделана попытка построить такой дви­
гатель. Работами руководил сам автор. При этом выяснилась невозможность реализации идеи на угольной пыли двигатель работать не мог, сгорание при T=const осуществить не удалось. В
1894
Более
году построен 2-й двигатель, способный работать без нагрузки непродолжительное время.
удачным
оказался
3-й
двигатель
постройки
1895
года.
В
нем
отказались
от
основных
предложений Р.Дизеля - двигатель работал на керосине, распыливание топлива производилось
сжатым воздухом, сгорание - при постоянном давлении p=const, предусматривалось водяное
охлаждение цилиндров. Официальным испытаниям в феврале 1 8 9 7 года был предъявлен лишь
4-й двигатель,
имевший мощность около 20 лошадиных сил
(л.с.),
давление сжатия 30 ат
и
кпд 26-30%. Экономичность двигателя была много меньше заявленной автором. Тем не менее,
такой высокий кпд не достигался ранее ни в одном тепловом двигателе . .
Цикл нового двигателя значительно отличался от описанного в патенте и в брошюре. В нем осу­
ществлялись ранее известные и апробированные в других опытных двигателях принципы - предва­
рительного сжатия воздуха в цилиндре, непосредственной подачи топлива в конце такта сжатия, са­
мовоспламенения топлива и т.д. Отличия построенного двигателя от 1-го патента и использование
идей других изобретателей
послужили причиной многих
выпадов против Р.Дизеля, его многочис­
ленных судебных тяжб и финансовых затруднений. Вероятно, это и дало повод к трагической гибели
-9
Р.Дизеля перед началом 1-й мировой войны [5]. Тем не менее, в честь признания заслуг Р.Дизеля в
создании нового двигателя и в его широком внедрении в промышленности и транспорте двигатель
внутреннего сгорания с воспламенением топлива от сжатия получил название "дизель".
В 1 8 9 8 году Петербургский механический завод
фирмы
"Людвиг
Нобель" (впоследствии за­
вод "Русский дизель") купил лицензию на производство новых двигателей. Была поставлена цель обеспечить работу двигателя
на дешевом топливе - сырой нефти (вместо дорогого керосина, при­
менявшегося на Западе). Эта задача была успешно решена - в январе 1 8 9 9 .года был испытан пер­
вый дизель, построенный в России, мощностью 20 л.с. при частоте вращения 200 об/мин.
Русские инженеры решили многие конструктивные вопросы дизелестроения, придали дета­
лям ту конструкцию, которая
впоследствии
стала общепринятой. В нашей стране были решены
и вопросы, связанные с применением дизелей на судах. В 1 9 0 3 году вступил в строй первый в
мире теплоход "Вандал", танкер озерного типа грузоподъемностью 820 т с тремя нереверсивны­
ми 4-тактными двигателями суммарной мощностью 360 л . с . В 190.8 году
построен первый в ми­
ре морской теплоход - танкер "Дело" (впоследствии "В.Чкалов") водоизмещением 6000 т
с дву­
мя дизелями по 500 л.с. для плавания в Каспийском море. Следом за заводом "Л.Нобель" к про­
изводству дизелей приступили Коломенский и Сормовский заводы. Благодаря успехам
строения
дизеле­
в России дизели стали называть одно время "русскими двигателями". Россия сохраняла
ведущее положение в судовом дизелестроении вплоть до 1 - й мировой войны. Так, до 1 9 1 2 года
во всем мире было построено 1 6 теплоходов с мощностью главных дизелей более 600 л. с . ; из них
1 4 построено в России. Даже в 20-е годы, несмотря на большие разрушения народного хозяйства
в период 1 - й мировой и гражданской войн, в нашей стране были созданы и выпускались судовые
малооборотные
крейцкопфные
двигатели марок
6 ДКРН
38/50,
4ДКРН 4 1 / 5 0
и 6ДКРН
65/86
агрегатной мощностью соответственно 750, 500 и 2400 л.с. [ 1 ] .
Преимущественное распространение в мировой практике от начала использования до середины
30-х годов прошлого века имели компрессорные дизели, в которых топливо подавалось в цилиндр с
помощью сжатого до высокого давления воздуха. Как правило, в качестве главных использовались
малооборотные крейцкопфные 2-х или 4-тактные дизели, иногда - двойного действия, мощность ко­
торых достигала 1 0 - 1 5 тысяч эле [30]. Продувка 2-тактных ДВС осуществлялась с помощью поршне­
вого продувочного насоса, приводимого от коленчатого вала или от
дея бескомпрессорного дизеля, в
И
к
лектродвигателя.
э
отором топливо подается
в
цилиндр в мелко распылен ­
ном виде за счет предварительного сжатия топлива до высокого давл е ния, запатентована в 1 8 9 8
году
пр
студентом
о ф ессором
Г
П
етербургского
технологического
института
Г
.В.Тринклером
орьковского института инженеров водного транспорта).
ое развитие лишь в 30 - е годы, когда
к
б
(
впоследствии
та идея получила широ­
Э
ыла создана достаточно надежная топливная аппаратура
для непосредственного впрыска топлива с помощью насосов высоко г о давления [5 7 ] .
О
собенно быстрое развитие дизелестроения
аблюдалось после 2-й мировой во йн ы. Преиму­
н
щественное распространение в качестве главного двигателя на судах транспортного флота
чил
малооборотный
к
рейцкопфный 2-тактный реверсивный
действия, работавший непосредственно на винт.
простого
лавные двигатели этого типа и сегодня устанав­
Г
ливаются на большинстве судов мирового морского
лей использовались, и используются
бескомпрессорный дизель
лота. В качестве вспомогательных двигате­
ф
о сей день, среднеоборотные тронковые 4-тактные дизели.
п
В 50 - е годы прошлого века ведущие дизелестроительные фирмы развернули работы
с
о
п
ировке двигателей с помощью газотурбинного наддува, испытанного и запатентованного
н
ером
Btichi
(Щ
наддуву среднее
д
ов)
о
д
7+
вейцария) еще в 1 9 2 5 году [6 7 ]. В малообо р отных 2-тактных дизелях
э
ффективное дав л ение в цилиндре Ре было
е
ри
п
кВт
10-
ф
ыло увеличено до
б
оде поршня
х
(
п
однято от
4-;-6
бар
(
8, 3 бар в 60 - е годы при значении эффективного кпд двигателей до 7Je=
годы при дальнейшей
др
орсировке двигателей наддувом среднее
1 1 - 1 2 бар;
полу­
м
э
50-
40%.
ффективное давление в
аксимальные диаметры цилиндров
1900 - 2900 мм, что позволило
лагодаря
б
на чал о
38-
поднять цилиндровую
5000 - 6000 эле). В настоящий период промышленность поставляет
д
остигли
мощ
а
н
м
фор­
инже­
х
70-е
В
лин­
ци
1050-1060
нос ть до
ировой
р
3
го­
мм
700-4400
ы н о к суда-
-'
вые малооборотные двигатели со средним эффективным давлением в цилиндре Ре=19.2-20,О бар,
с диаметром цилиндров до D=960-1080 мм и ходом поршня до 8 = 3 1 5 0 - 3 4 2 0 мм. Мощность в од­
ном цилиндре достигла значения 5 . 7 2 - 7 . 3 5 тысяч к.Вт, агрегатные мощности достигли величины
Ne= 8 0 0 8 0 - 1 0 3 0 0 0 к.Вт ( 1 0 8 0 0 0 - 1 4 0 0 0 0 эле) при эффективном кпд д о 4 8 - 5 2 % [78, 84]. Таких по­
казателей экономичности не добивались до сего времени ни в одном тепловом двигателе.
У среднеоборотных 4-тактных дизелей в 50-е годы среднее эффективное давление Ре было в пре­
делах 6,75-8,5 бар. В 60-е годы ре было увеличено до 1 4 - 1 5 бар. В �0-80-е годы все ведущие дизеле­
строительные фирмы достигли уровня Pe=l 7-20 бар;
в опытных двигателях получено Ре=25-30 бар.
Максимальный диаметр цилиндра составлял D=600-650 мм, ход поршня 8=600-650 мм, максималь­
ная цилиндровая мощность Neц=l 100-1200 к.Вт ( 1 5 0 0 - 1 6 5 0 эле), эффективный кпд - 42-45 %. При­
мерно такие показатели среднеоборотных 4-тактных дизелей предлагаются на рынке и сегодня.
Тенденция к более широкому использованию среднеоборотных двигателей в качестве глав­
ных на судах морского флота проявились в 60-е годы. В какой-то степени это было связано с
успехами фирмы Пилстик (Франция), создавшей в то время двигатель РС-2 высокой конкурен­
тоспособности (76], а также с потребностями развития специализированных судов, выдвигавших
ограничение по
высоте машинного отделения.
В последующем фирма Пилстик создала целый
ряд дизелей типа РС разной размерности цилиндров. Двигатели подобного типа были созданы и
другими
фирмами - V 65/65 Зулъцер-Мэ.Н,
V 60М Митсуи, ТМ-620 Сторк, Вяртсиля 46 и др.
Дальнейшее совершенствование среднеоборотных судовых двигателей идет по пути увеличения
хода поршня, форсировки надцувом,
сти эксплуатации
путем
повышения экономичности рабочих циклов и экономично­
использования более тяжелых остаточных топлив,
снижения
вредных
выбросов с выхлопными газами в окружающую среду.
Малооборотный 2-тактный дизель остается наиболее распространенным главным двигате­
лем современных морских судов. При этом в результате острой конкурентной борьбы на рынке
этого класса двигателей практически остались лишь 3 конструкции - фирмы Бурмейстер и Вайн
(Дания), Зульцер (Швейцария) и Митсубиши (Япония). Прекратили выпуск малооборотных дви­
гателей подобного типа фирмы МАН (Германия), Доксфорд (Англия), Фиат (Италия), Гётавер­
кен (Швеция), Сторк (Голландия).
Фирма
Бурмейстер
и Вайн
создала
в
1981
году
ряд
высокоэкономичных длинноходовых
двигателей типа М'С. Однако фирма не могла преодолеть возникших в тот период финансовых
затруднений и уступила контрольный пакет акций фирме МАН. В настоящее время объединение
МAN-B&W обеспечивает около 70% мировой поставки главных судовых малооборотных дизе­
лей, продолжает совершенствовать двигатели ряда МС, предлагая потребителям крейцкопфные
дизели с диаметром цилиндров от 260 до 1 0 8 0 мм и с отношением хода поршня к диаметру, рав­
ным S/D = 2 , 8 ; 3,2 и 3 , 8 - 4 . 0 .
Фирма Зульцер, создав в начале 80-х годов достаточно высокоэффективный ряд двигателей
типа RTA, тем не менее, из года в год сокращала их выпуск. По некоторым публикациям, в 1 9 9 6
и 1 9 9 7 гг.
фирма вообще
не получила заказов на двигатели RTA. Как итог, контрольный пакет
акций фирмы Нью Зульцер Дизель был куплен фирмой Вяртсиля (Финляндия) [75]. Новое объе­
динение Вяртсиля-Зульцер действует более эффективно, из года в год увеличивая поставку ма­
лооборотных дизелей на базе моделей RTA на международный рынок. В настоящий период сум­
марная мощность поставок этих дизелей оценивается 25% от общемировой. На малооборотные
двигатели Митсубиши приходится около 5% от их общего производства.
Дальнейшее
совершенствование
малооборотных
форсировки наддувом, уменьшения удельного веса,
крейцкопфных
дизелей
идет
по
пути
их
повышения надежности, увеличения срока
службы между вскрытиями, использования самых тяжелых остаточных топлив, снижения вред­
ных выбросов в окружающую среду. Учитывая ограниченность запасов жидкого нефтяного топ­
лива на земле; проводятся исследовательские работы по использованию угольной пыли в качест­
ве топлива в цилиндре малооборотного дизеля.
- 11
Последние достижения мирового дизелестроения - создание электронно управляемых дви­
гателей ("Intelligent Engines"), в которых отсутствует распределительный вал, рабочий процесс в
цилиндрах управляется с помощью компьютера,
индивидуального для
каждого
цилиндра.
пешные испытания электронной системы управления рабочим процессом в цилиндре
Ус­
в условиях
эксплуатации были впервые проведены в 2000 году на главном двигателе МAN-B&W бLбОМС
теплохода
"Bow Cecil" дедвейтом 3 7 . 5 0 0 т. В марте 2 0 0 1
года проведены испытания судна из
новостроя - танкера класса VLCC дедвейтом 3 1 4 . 5 0 0 т с двумя двигателям_!f MAN-B&W 7S60MC
постройки Hyundai Heavy Industries, Корея [78]. Оба двигателя оснащены электронной системой
управления топливоподачей и газораспределения, как и главный дизель т/х "Bow Cecil ".
В
сентябре 2001
года были успешно
проведены ходовые
испытания
балкера дедвейтом
· 4 7 . 950 т "Gypsum Centennial" с главным двигателем Sulzer 6Н..Т-j1ех58Т-В мощностью 1 1 . 2 7 5 кВт
при
93
об/мин.
Двигатель
- полностью
электронно
управляемый,
с
системой топливоподачи
"обще-распределительного" (аккумуляторного) типа. Программа развития производства Vartsila­
Sulzer предусматривает выпуск 1 О типов двигателей с электронным управлением, покрывающих
диапазон мощностей от 5 1 0 0 до 8 0 . 0 8 0
[83, 84].
lCBm
В настоящий период поставка на флот электронно управляемых дизелей приобрела массо­
вый характер. Такая система управления становится стандартной. В России современные мало­
оборотные дизели выпускаются с 1 9 5 9 года на Брянском машиностроительном заводе по лицен­
зии фирмы Бурмейстер и Вайн. Двигатели устанавливаются как на отечественных судах, так и на
судах иностранной постройки .
. 1.2. Принцип действия ДВС, основные понятия
Двигатели внутреннего
сгорания - это тепловые
р
машины, в
которых химическая энергия топлива пре-
образуется
в
тепловую
энергию
и
в
механическую
работу непосредственно в рабочем цилиндре.
разование
ходит
тепловой энергии
путем
расширения
в механическую
продуктов
- �-
Преоб­
проис­
сгорания.
Рас­
смотрим принцип работы ДВС на примере карбюра­
торного
Радиус
двигателя,
схема
которого
дана
кривошипа
здесь
обозначен
на
буквой
поршня - S (S=2Н..). Рабочий цикл двигателя
а
рис.1-1.
Н..,
S
ход
(V)
осущест­
вляется за 2 оборота коленчатого вала или за 4 пол­
ных
хода
тактный.
поршня
Справа
(4
такта).
на
Поэтому двигатель - 4-
рисунке
приведена
диаграмма
работы двигателя в осях «давление р - ход поршня S»
(или объем V, описываемый поршнем при движении).
Рассмотрим
последовательность
точки «о» диаграммы
тактов,
начиная
Р и с . 1 - 1 . С х е м а работы 4-тактного
карбюраторного двигателя
с
цикла, когда поршень находится в верхней мертвой точке (ВМТ), всасы­
вающий клапан открыт, давление в цилиндре равно давлению окружающей среды ро:
1 . Впуск (линия оа) - поршень движется от верхней мертвой точки к нижней мертвой точке
(НМТ),
смесь
впускной
(воздух
и
клапан
пары
открыт,
бензина)
выпускной
из
клапан - закрыт.
смесителя-карбюратора,
В
цилиндр
поступает
расположенного
на
горючая
всасывающем
патрубке двигателя. В конце такта (в НМТ) впускной клапан закрывается.
2. Сжатие (линия ас) - поршень движется от НМТ к ВМТ, оба клапана закрыты, давление и
температура рабочего тела в цилиндре по ходу поршня возрастает.
3 . Рабочий ход (линия zb) - в конце хода сжатия, у ВМТ, горючая смесь воспламеняется с
помощью
электрической
свечи,
происходит
процесс
быстрого
горения
с резким увеличением
давления в цилиндре при постоянном объеме (линия cz) и затем - расширение газов (zb) с со-
12-
вершением поршнем полезной работы при его перемещении от ВМТ к НМТ под воздействием
давления газа; оба клапана закрыты.
4. Выпуск (линия Ьао) - в конце рабочего хода,
у НМТ, открывается выпускной клапан. В
этот момент давление газа в цилиндре больше давления окружающего воздуха ро. Поэтому про­
дукты сгорания выходят с большой скоростью в атмосферу, давление в цилиндре резко падает
(линия Ьа). Оставшиеся в цилиндре продукты сгорания выталкиваются поршнем при его движе­
нии
от НМТ к ВМТ через открытый выпускной клапан ( л и н ия с о ) . У ВМТ выпускной клапан
закрывается, открывается впускной клапан. Цикл повторяется сначала.
.·
В 4-тактном дизеле последовательность тактов - та же, что и в карбюраторном двигателе .
Однако в период впуска в цилиндр поступает не горючая
смесь,
а свежий заряд воздуха.
При
сжатии воздуха в цилиндре на такте сжатия температура его повышается. Начало подачи топли­
ва имеет место в конце такта сжатия (у ВМТ вблизи точки с цикла), конец подачи - в районе точ­
ки z цикла. Топливный насос высокого давления подает топливо в
цилиндр через распылитель
форсунки в мелкораспыленном виде. Топливо самовоспламеня­
ется
из-за
высокой
духа в объеме
температуры сжатого свежего заряда воз­
камеры
сжатия
Vc,
Часть топлива,
поданного
в
цилиндр до самовоспламенения, горит при практически посто­
янном объеме (линия cz1). Поскольку топливо продолжает подаваться в цилиндр после начала воспламенения - оно сгорает при
примерно
постоянном давлении
в начальный период рабочего
в.мт
хода
(линия
ZJZ).
Теоретическая
диаграмма
работы
такого
4-
Рис.1-2.Диаграмма работы 4-
тактного дизеля дана на р и с . 1 - 2 . В остальном цикл аналогичен
тактного дизеля
циклу карбюраторного двигателя.
В 2-тактном двигателе рабочий цикл осуществляется за 1
рот коленчатого вала (2 хода поршня). Рассмотрим принцип
обо­
его дей­
ствия на примере 2-тактного крейцкопфного дизеля с контурной про­
дувкой цилиндра (р и с . 1 - 3 ) . В нижней части втулки цилиндра имеют­
ся продувочные А и выпускные В окна.
Примем, что выпускные окна
несколько выше продувочных. Открытием и закрытием окон управ­
ляет поршень рабочего
цилиндра.
В
конце рабочего
хода поршень
своей верхней кромкой открывает выпускные окна В; давление в ци­
линдре в этот момент выше атмосферного. Поэтому под действием
разности давления продукты сгорания
атмосферу
дизеля,
выбрасываются из цилиндра в
(линия Ьа на теоретической диаграмме работы 2-тактного
рис.1-4).
Эта
фаза
рабочего
цикла
называется
"свободным
выпуском". Продувочные окна А открываются при дальнейшем нис­
ходящем ходе поршня к НМТ. В этот момент давление в цилиндре
станет примерно равным давлению в продувочном ресивере. Предва­
рительно сжатый воздух из продувочного ресивера через окна А по­
ступает в цилиндр и
выталкивает
из
него оставшиеся продукты сгорания
через
окна В. Эта фаза очистки ци­
Р и с . 1 - 3 . Схема 2-тактного
крейцкопфного дизеля
линдра
с
называется
"принужденным
выпуском". Одновременно с выталкиванием продуктов сгорания
�
�
.
.
свежии воздух заполняет ооъем цилиндра и частично выходит
вместе с отработавшими газами в атмосферу. Эту фазу называ­
ют
;
"продувкой"
рабочего
цилиндра.
Принужденный
выпуск и
продувка протекают одновременно от момента открытия проду­
Рис. 1 - 4 . Диаграмма работы
2-тактного дизеля
вочных окон
крытия
при движении поршня к НМТ до их полного за­
при движении
поршня
от НМТ к ВМТ (линия
аоа
на
- 13
диаграмме). Процесс очистки
цилиндра
от продуктов сгорания и наполнения его свежим заря­
дом носит название "газообмен". Как видно, в 2-тактном дизеле газообмен осуществляется лишь
на части хода поршня, при его нахождении в районе НМТ. После закрытия продувочных и выпу­
скных окон в 2-тактном двигателе начинается процесс сжатия и далее - как у 4-тактного дизеля.
В дальнейшем
при
изложении
курса
две
понадобятся
некоторые
понятия,
изучаемые
в
курсе термодинамики. Рассмотрим их.
Индикаторная работа Е, - это полезная работа газов в цилиндре за_ цикл, определяемая в
масштабе т» площадью
Faczizь
диаграммы асггв
на рисунках 1 - 2 и 1 - 4 :
(1-1)
Рабочий объем цилиндра Vs - это объем, описываемый поршнем диаметром D при ходе S:
V,
=
2
(пд
/
4) · S .
(1-2)
Среднее индикаторное давление Pmi - это отношение индикаторной работы Е, к рабочему
объему цилиндра Vs:
Pmi
=
Lj Vs.
Иначе: среднее
(1-3)
индикаторное давление
- это условное давление, постоянное на всем хо­
де поршня, которое совершает ту же работу, что и переменное давление газов в цилиндре.
Полный объем цилиндра �' - объем цилиндра
при
положении
поршня в НМТ:
(1-4)
V n = V c + V s ,
где Vc - объем камеры сжатия.
Степень сжатия в- отношение объемов в точках а и с цикла (рис. 1 - 2 ) :
В =
V0/ Т7с
(1-5)
·
Степень предварительного расширения р - отношение объемов в
р
=
Vz/ Vc
точках z и с:
,
(1-6)
Степень последующего расширения б- отношение объемов в точках Ь(а)
д
=
Va / Vz
и z:
= г/р .
Степень повышения давления
( 1 - 7)
л. - отношение
давлений в точках z и с цикла:
А = P z / Ре.
(1-8)
Эти понятия используются при анализе циклов как 2-тактных, так и 4-тактных
две.
1.3. Классификация и маркировка ДВС
Машиностроительная промышленность выпускает большое количество типов и марок дви­
гателей внутреннего сгорания, различающихся
по принципу действия, конструктивному испол­
нению, назначению и т.д. Чтобы ознакомиться в общих чертах со всем многообразием сущест­
вующих типов двигателей, целесообразно их
знакам). Дадим такое подразделение
две
классифицировать (разделить
по
различным при­
по следующим признакам:
1 ) по роду применяемого топлива: а) бензиновые, 6) работающие на легком дизельном топ­
ливе, в) работающие на тяжелом остаточном топливе (типа мазут), г) газовые двигатели (топливо
- естественный или генераторный газ), д) газожидкостные (основное топливо - газовое, запаль­
ное - жидкое) и е) многотопливные, способные работать в широком ассортименте жидких и га­
зообразных топлив;
2) по способу смесеобразования: а) с внешним смесеобразованием (карбюраторные и газо­
вые двигатели) и 6) с внутренним смесеобразованием (компрессорные двигатели и двигатели с
непосредственным впрыском топлива);
3) по способу воспламенения топлива: а) с принудительным искровым зажиганием (карбю­
раторные и газовые
две),
6) с самовоспламенением (дизели) и в) со смешанным воспламенени­
ем (калоризаторные двигатели и так называемые "газодизели", в которых газ воспламеняется от
самовоспламенения небольшой дозы запального жидкого топлива);
.
14-
1 ,
4) по характеру подвода теплоты в рабочем цикле: а) с подводом теплоты при постоянном
объеме (бензиновые карбюраторные двигатели), б) с подводом теплоты при постоянном давле­
нии (компрессорные дизели, в которых топливо распыливается сжатым воздухом) и в) со сме­
шанным подводом теплоты (современные дизели);
5) по способу осуществления рабочего цикла:
4-тактные и 2-тактные;
6) по способу действия: а) простого действия (рабочий цикл
ней полости цилиндра)
и
6) двойного
действия (рабочий
осуществляется только в верх­
цикл осушествляется как в верхней,
так и в нижней полостях крейцкопфного двигателя);
7) по способу наполнения цилиндров: а) без наддува (когда давление воздуха или рабочей
смеси в цилиндре примерно равно или меньше давления окружающей среды) и б) с наддувом
(когда воздух или рабочая смесь подается в цилиндр под повышенным
давлением
за счет сжа­
тия в продувочно-наддувочном агрегате);
8)
по
конструкции
камеры
сгорания:
(большинство судовых дизелей, рис.
а) двигатели
с
неразделенными
камерами
сгорания
1 - 5 , а), б) с полуразделенными камерами сгорания (камера
сгорания - в поршне, р и с . 1 - 5 , б) и в) с разделенными камерами сгорания (вихрекамерные и пред­
камерные двигатели, р и с . 1 - 5 , в);
9)
ковые
по конструкции поршня: а) трон­
(когда
положен
в
головной
поршне),
подшипник
б)
рас­
крейцкопфные
(головной подшипник - в крейцкопфе) и
в)
роторные
двигатели
(так
называемые
двигатели Ванкеля, у которых поршень -
Р и с . 1 - 5 . Схемы камер сгорания дизелей
в виде вращающегося ротора);
I О) по расположению цилиндров: а) рядного исполнения (большинство судовых дизелей),
б)
с
противоположно
движущимися
поршнями
(дизели
фирмы
Доксфорд,
Англия;
двигатели
Харьковского машиностроительного завода З Д - 1 0 0 , др.), в) V, W, Н - образные, г) звездообраз­
ные, д) вертикальные, е) горизонтальные;
1 1 ) по конструкции органов газообмена 2-тактных ДВС: а) с прямоточно-клапанной продув­
кой (рис.
1 - 6 , а), б) с прямоточно-щелевой продувкой (рис.
1 - 6 , 6) и в) с контурной продувкой
(контурной поперечной, р и с . Т - б , в; контурной петлевой, рис. 1 - 6 г или контурной комбинирован­
ной, включающей оба эти элемента);
12) по
назначению:
а) главные (ра­
ботающие на движитель непосредствен­
но, через редуктор, с помощью электро­
передачи
главную
или
генерирующие
газовую
турбину
газ
- так
на
назы­
ваемые "свободно-поршневые генерато­
ры
Р и с . 1 - 6 . Схемы систем продувки цилиндров 2-тактных
две
газа"-
жащие
и
для
б)
вспомогательные
привода
(слу-
вспомогательных
механизмов силовой установки);
13)
по
возможности
изменения
направления
вращения
коленчатого
вала:
а)
реверсивные
(большинство главных двигателей) и б) нереверсивные (вспомогательные двигатели и некоторые
главные, имеющие реверс-редуктор или работающие на винт регулируемого шага);
14)
по
частоте
вращения
коленчатого
вала:
а)
малооборотные
(с
частотой
вращения
п = 6 0 - 3 5 0 об /мин), б) среднеоборотные (п = 3 5 0 - 7 5 0 об /мин) и в) в ы с о к о о б о р о т н ы е дизе­
ли (п
= 7 5 0 - 2 5 0 0 об /мин и выше);
1 5 ) по средней скорости поршня: а) тихоходные (средняя скорость поршня С 111 =4,5-7,О м/с),
б) средней быстроходности ( С т = 7 , 0 - 1 0 м/с) и
в) быстроходные ( С т = 1 0 - 1 5 м/с).
Основные признаки дизелей учитываются в принятой в России маркировке в соответствии с
ГОСТ 4 3 9 3 - 4 8 . Так, 4-тактные дизели обозначаются буквой "Ч", 2-тактные - "Д", двухтактные
- 15
двойного действия - "ДД",
4-тактные двойного действия - "ЧД", реверсивные - " Р " , дизели с
реверсивной муфтой - " С " , с встроенной редукторной передачей- " П " , с наддувом - "Н", крейц­
копфные дизели обозначаются буквой
"К".
На первом месте
марки двигателя стоит число
ци­
линдров, на последнем - в числителе диаметр цилиндра, в знаменателе ход поршня в см. В неко­
торых случаях в конце марки указывается модификация, дается заводское обозначение двигате­
ля. Рассмотрим несколько примеров маркировки:
1) двигатель
ецкгн
60/229-1 О - 6-цилиндровый, двухтактный, простого. действия, крейцкопф­
ный, реверсивный, с наддувом, диаметр цилиндра D=60 см, ход порШILЧ S=229 см, 1 О-я модификация;
2) двигатель бЧ 18/22 - 6-цилиндровый, 4-тактный, тронковый, нереверсивный, без наддува,
диаметр цилиндра D= 1 8 см, ход поршня S=22 см;
3) двигатель 42 ЧНСП 1 6 / 1 7 (заводское обозначение М-503Г) - 42 цилиндровый, 4-тактный,
тронковый,
с наддувом,
передачей, диаметр цилиндра D =
с реверсивной зубчатой
16
см, ход
поршня S = 1 7 см.
Рассмотренная
маркировка
дает
более
полное
представление
об
основных
особенностях
двигателя по сравнению с маркировками, принятыми в других странах. Зарубежные производи­
тели не имеют установившейся абривиатуры своих моделей. Так, фирма B&W последовательно
выпускала модели
дизеле
судовых
крейцкопфных дизелей:
6S70MC-C обозначено:
VTB2BF - KGF - МС-С.
В современном
1 ) 6 - количество цилиндров; 2) S - супердлинноходовой (отно­
шение хода поршня к диаметру цилиндра примерно равно S/D=4.0; в длинноходовом дизеле L
S/D=3.2 и в короткоходовом дизеле
К - S/D=2.8); 3) 70 -- диаметр цилиндра в см; 4)
нование программы выпуска дизелей;
кулачков
распредвала,
-
М - наиме­
5) С - концепция дизеля (С - распределение с помощью
Е - электронно
управляемое
распределение);
6)
С - исполнение
(С
-
«компактное» и S - стационарное исполнение) [ 8 5 ] .
1.4. Анализ идеальных циклов ДВС
1 . 4 . 1 . Цикл поршневого двигателя со смешанным подводом теплоты
Идеальный
схема рабочего
цикл
-
цикла,
это
не
упрощенная
имеющая
термодинамическая
каких-либо
потерь энер­
гии, кроме неизбежной передачи теплоты холодному источни­
ку. Идеальный цикл - это эталон, к которому надо стремиться.
При этом
практический интерес представляет экономичность
цикла и параметры, ее определяющие.
Напомним основные особенности идеальных циклов: а) ра­
бочее тело в цикле газа - постоянно;
идеальный газ; 6) количество идеального
в) сжатие и расширение газа происходит по
адиабате; г) процессы сгорания топлива и выпуска газов услов­
но заменяются
процессами подвода и отвода теплоты при по­
стоянном давлении или постоянном
объеме. Как 2-тактные, так
и 4-тактные двигатели имеют одинаковые идеальные циклы. Из
курса
термодинамики
поршневого дизеля
цилиндр
[22]
известно,
что
с непосредственным
идеальным
является
цикл
со
для
современного
впрыском
топлива в
смешанным
подводом
Р и с . 1 - 7 . Цикл со смешанным
подводом теплоты
теплоты (рис.1- 7). В верхней части рисунка дано изображение
цикла в осях «давление-объем», где площади под кривыми численно равны работе в процессе рас­
ширения или сжатия. В нижней части рисунка цикл изображен в осях «температура-энтальпия»,
где площади под кривыми численно равны количеству подведенной или отведенной теплоты. Под­
вод теплоты в цикле осуществляется частично при постоянном объеме (доля теплоты q 1 определя­
ется
площадью
ocz1n1),
частично
при
постоянном
давлении
(доля
q2
определяется
площадью
n1z1zn). Отведенная теплота Чэ определяется площадью оаЬп. Термический кпд цикла равен:
16 -
(1-1)
Доли подведенной и отведенной теплоты, выраженные через теплоемкости газа С; и Ср и
температуры в точках цикла, равны:
q1 = С(Тz1-Тс),·
q2 = Cp(Тz-Tz1);
qз = Сv(Ть-Та).
( 1 - 2)
Выразим температуры через параметры цикла:
.:
Тг=Т;
8 ".
=Т; А = Та
Tz1
Т, =
8 k-J ;/,,·
Ть =Т, (р/е) ы =Т; е ': ' А р (р/е)
k-l =
р = Та
Tz1
ТаА р
Ар;
8 k-J
(1-3)
k.
Выполнив преобразования исходной зависимости ( 1 - 1 ) с учетом приведенных равенств, найдем:
_
1
лрk - 1
1
Т/ � -
-
e k - i .
1-l+kl(p-I)
Cl-
)
4)
k= Ср / С,,, - показатель адиабаты, в - степень сжатия, А - степень повышения давления, р -
где
степень предварительного расширения. Если принять: р= 1 - расчетная формула становится спра­
ведливой для идеального
цикла карбюраторного двигателя (цикл быстрого горения). При
J... = J - формула справедлива для «дизельного» цикла (цикл компрессорного дизеля с воздушным
распыливанием топлива и сгоранием при постоянном давлении).
Как видно из приведенной зависимости, для любого идеального цикла термический кпд рас­
тет с ростом степени сжатия в. При равной степени сжатия цикл быстрого горения имеет более
высокий кпд, «дизельный» цикл - минимальный кпд ([22], с . 1 9 2 ) . Однако у дизеля величина сте­
пени сжатия больше в 1 . 5 - 2 раза по сравнению с карбюраторным двигателем, у которого в огра­
ничивается
детонационными
высокие значения
Т/t
качествами
топлива
(бензина),
что реально
обеспечивает более
у дизелей. Что касается максимальных значений степени сжатия у дизелей
- величины в ограничиваются требованиями механической напряженности двигателя. Чем выше
степень сжатия - тем выше давление сжатия и соответственно давление сгорания в цилиндре,
больше механические напряжения в деталях.
Если выдвинуть требование - при сравнении циклов исходить из одинакового давления сго­
рания, то более экономичным оказывается цикл «компрессорного» дизеля, затем следует цикл со
смешанным подводом тепла; цикл быстрого горения имеет минимальный термический кпд ([22] ,
с.193).
Такое
положение объясняет тенденцию
лировки современных дизелей по мере
их
изменения
форсировки
-
показателей
р абоч е го
женности заставляют изменять цикл со смешанным подводо м теплоты
в
при постоянном давлении (уменьшать долю Ч! и увеличивать долю q2).
ется за счет уменьшения угла опережения
·
топлива
за
подачи
процесса и регу­
ограничения по механической напря­
топлива и даже
сторону цикла сгорания
Реально
это
п е р е н есе ния
осуществля­
всего
впрыска
ВМТ.
1.4.2. Идеальный цикл комбинированного двигателя
Современный
тель
внутреннего
дизельный
сгорания,
турбиной
с
вершают
полезную
шень),
а
мере
лях
оснащенный
работу
на
общий
сначала
турбине.
фланец
в
Если
газовая
отбора мощности
может быть назван комбинированным.
подающего воздух в цилиндры
ление окружающей среды.
работу
в
п ор ш не вой
турбокомпрессором
цилиндре
газовая турбина используется только.
сора,
собой
ТК
Энергия
(перемещая
турбина
-
такой
Реально в
для
привода
под более
Газы
рабочий
отдает
часть
двигатель
в
современных
воздушного
высоким давлением,
газов, преобразованная
двига­
(газовой
сидящим на одном валу с ней компрессором, р и с . 1 - 8 ) .
затем в газовой
ной работы
агрегат представляет
со­
пор­
полез­
полной
двигате­
компрес­
чем дав­
в механическую
газовой турбине, передается в компрессоре воздуху,
и при
отсутст­
Рис. 1 - 8 . Схема
комбинированно­
вии
охлаждения воздуха возвращается в цилиндр.
Двигатель
с
такой
схемой
го двигателя
использования энергии
может быть назван
комбинированным условно.
- 1 7
Идеальный цикл двигателя в осях P-V дан на р и с . 1 - 9 , в осях T-S - на р и с . 1 - 1 0 . Он состоит
из
цикла acz1zb поршневого двигателя со смешанным подводом теплоты и упрощенного цикла
турбокомпрессора без охлаждения воздуха Ьтоа. В цикле ТК обозначено: Ьт - адиабатное рас­
ширение рабочего тела в газовой турбине; то -черецача теплоты холодному источнику чэ при P=const
(истечение газа из газовой турбины при постоянном давлении), оа - адиабатное сжатие воздуха в
компрессоре.
В
P-V полезная
осях
работа
определяется
площадью
диаграммы.
Как
видно
р и с . 1 - 9 , полезная работа в цикле комбинированного двигателя асг.гбто при прочих равных
из
ус­
ловиях больше полезной работы цикла поршневого двигателя acz1zb на величину, определяемую
площадью Ьтоа. Поскольку количество подведенной теплоты считается неизменным, следова­
тельно, полезная работа увеличена за счет уменьшения количества отводимой теплоты. Это вид­
но из р и с . 1 - 1 О, где уменьшение отведенной теплоты по сравнению с циклом поршневого двига­
теля определяется заштрихованной площадью Ьтоа.
с
-::
·
а.
:-""-'
о
�
=
,,._
-----··-·· ._ .
m
···--------·-·v
Р и с . 1 - 9 . Цикл· комбинированного
лвигателя
на
лиаmамме
Р и с . 1 - 1 О. Цикл комбинированного
P-V
двигателя на диаграмме' T-S
Определим термический кпд идеального цикла комбинированного двигателя. Для этого обо­
значим:
ег=
Л8
V0
=
прессор.
/
Vc- суммарная степень сжатия в компрессоре и в цилиндре;
Vm / T,r0
отношение объема газа на выходе из турбины к объему газа на входе в ком­
-
Остальные обозначения - те же, что и в циклах поршневых
две.
Тогда:
'f/r = 1-(qзl (q1+q:J)o
(1-5)
Так как:
q1 =
с; (Tz1-Tc),·
q2
=
с;
(1-6)
(Тz-:Tz1),·
а температуры определяются равенствами:
k-1
Те= То
&
z:
.
,:
Ть = Т, (V/Vь)
k-1
Tz1
=
k-I =
Тел = То
Тол р
&
z:
k 1
Т,
л,·
1
k
(V/Vь/-
,·
=
Tz1P = То
&z:
Т,11 = Ть (Vь/V"J
-
k-i
лр,·
= Т лр
0
k (] /,15k-l) ,·
(1-7)
СРТ,,().рk ( 1 1 Л б k - 1 ) - 1 )
то:
Т/1
= 1
Учитывая,
(1-8)
-
что
C/Cv=
k,
и
выполнив
алгебраические
лаk-1)-1)
•
преобразования,
окончательно
получим:
Т/t
=
_ _
1 - . k(Apk (11
1
(1-9)
5�-1
}.,
-1
+ k}.,(p - 1 )
Из этого равенства видно, что термический кпд комбинированного двигателя зависит от тех же
факторов, что и цикл поршневого двигателя. Увеличение Т/r
нению с поршневым
комбинированного двигателя по срав­
определяется двумя факторами: возрастанием суммарной степени сжатия
и влиянием дополнительного расширения в турбине, характеризуемом отношение V,11 /V0 =ЛЬ:
&
z:
Лю­
бое увеличение суммарной степени сжатия и степени последующего расширения в турбине при­
водит к уменьшению правой части равенства (1-9) и к соответствующему увеличению термиче­
ского кпд цикла. Это - один из определяющих:
факторов, благодаря которому удалось поднять эф­
фективный кпд современных двигателей до небывалой ранее величины - 50-52%.
18 -
Тема 2. РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ДИЗЕЛЕЙ
Действительные
процессы,
протекающие
процессов в идеальном поршневом двигателе.
в реальном двигателе;
значительно
отличаются
-от
Это можно увидеть при сравнении идеального цик­
ла (фигура acz1zb на рис.1-7) и индикаторной диаграммы, снятой на работающем двигателе. При­
мерный вид таких индикаторных диаграмм для 4-тактного и 2-тактного дизелей дан на р и с . 2 - 1 .
В
идеальном
рабочего
тела
двигателе
-
количество
постоянно,
расширение - адиабатное,
сжатие
подвод
и
и от­
д)
вод теплоты - при постоянном давлении
или объеме. В реальном дизеле в каждом
цикле
участвует
заряд,
при
новая
сжатии
порция
свежего
и расширении
имеет
·
,;
место
Рис.2-1.Индикаторные диаграммы: а) 4-тактного и
теплообмен
стенками
цилиндра
рабочего
тела
и окружающей
со
сре­
б) 2-тактного дизелей
'
дой,
подвод теплоты
осуществляется по
сложному закону в виде сгорания топли­
ва.
Сложность
действительных
процессов
создает
большие
трудности
при
их теоретическом
описании. Поэтому при проектировании ДВС, поверочных расчетах рабочих циклов, теоретических исследованиях используются упрощенные методики теоретического анализа циклов.
Рассмотрим физическую сущность процессов,
протекающих в цилиндре реального дизеля.
Такое рассмотрение удобно выполнять на базе метода теплового расчета, названного методом
Гриневецкого-Мазинга (по имени его авторов), получившего большое распространение в нашей
стране и за рубежом при расчетах рабочих циклов дизелей [6].
•'
Гриневецкий В . И . ( 1 8 7 1 - 1 9 1 9 гг.), профессор Московского высшего технического училища,
впервые в мире создал методику теплового расчета ДВС в
1 9 0 7 году. В дальнейшем методика
была уточнена его учеником, Мазингом Е.К. ( 1 8 8 0 - 1 9 4 4 гг.), и его учениками [4]. Цель теорети­
ческого расчета - определение основных термодинамических параметров цикла, среднего инди­
каторного давления и удельного расхода топлива. При расчете цикл
подразделяется на отдель­
ные процессы - наполнения, сжатия, сгорания, расширения. Процесс газообмена не рассчитыва­
ется. Поэтому теоретический цикл, построенный по данным теплового расчета, одинаков для 2-х
и 4-тактных
дизелей (как и идеальные циклы
этих двигателей).
2 . 1 . Процесс наполнения
2 . 1 . 1 . Понятие коэффициента наполнения
В процессе
газообмена,
независимо
заряд не заполняет всего объема
от тактности дизеля,
цилиндра.
Часть
продуктов
поступающий в цилиндр свежий
сгорания от предыдущего
цикла
неизбежно остается в цилиндре. Чем больше остается газов, тем меньше по весу заряд воздуха в
цилиндре, следовательно, меньшее количество топлива может быть сожжено. Мощность цилин­
дра уменьшается. В качестве
критерия
совершенства
очистки цилиндра используется понятие
"коэффициент остаточных газов" Yr, равный отношению количества молей остаточных газов М; к
количеству молей свежего заряда L, поступившего в цилиндр:
у,. =
М,. / L .
(2-1)
Кроме остаточных газов, на количество свежего заряда в цилиндре влияют и другие факто­
ры: сопротивление впускной и выпускной систем, нагрев свежего заряда от стенок цилиндра и от
остаточных
газов.
При
повышении
уменьшается на величину ЛРа, что
сопротивления
впускной
системы давление
в
цилиндре Ра
приводит к снижению плотности заряда и уменьшению его
массы. К таким же результатам приводит и повышенный нагрев заряда, поскольку при нагреве
- 19
1
также снижается плотность. Совокупность всех указанных факторов учитывается в расчетах тео­
л, .
ретических циклов коэффициентом наполнения
.Коэффициент наполнения равен отношению массы воздуха G0, находящегося в цилин­
дре в конце процесса наполнения, к тому количеству воздуха Gs, которое могло бы помес­
Vi- при параметрах воздуха перед впускными органами:
титься в рабочем объеме цилиндра
=
7],,
G
Gs
/
0
Если обозначить:
.
V0
(2-2)
действительный объем воздуха,
-
поступившего
в "цилиндр при пара­
метрах перед впускными органами; L s -_ количество молей воздуха, которое могло бы поместить­
ся в рабочем объеме V, при параметрах перед впускными органами, то можно написать:
(2-3)
Выведем зависимость для определения коэффициента наполнения. Обозначим: М; - количе­
ство молей свежего заряда и остаточных газов, действительно находящееся в цилиндре в момент
начала сжатия (точка а цикла) .
Т
огда:
( 2-4)
На
о
с н ов ании
у
равнения
со
стояния можно
нап
исать: М; =
PaV,, , L=
PV
альная
с
ая составляющая.
газов
С
уч
етом
з
ависимости
.
а µR,
левую части
и
н
з
апи ш е м :
Ра Vo
И
V0
ли :
-
л;
Та
0-0
-
µRTa
= -- (1 + у,).
_Е..___!!_
, где µR -
универ-
P, V,
(l+rr)- Сократив пра-
=-
__Е_Е_
.
Р V
вую
(2-4):
Ро�о
µRTo
µRТа
µRI'o
Ра]�
1
б
= -- · --- .
оскольку о
ъ
ем
1 + Уr
РоТа
Va
П
1
V0 связан с коэффициентом наполнения
как
з
ависимостью: V0
=
lJн Vs,
а
ем Vs можно представить
объ
азность о бъ емов Vs � Va - Vc, то после подстановки значений Vo и Va в последнее
р
р
авенство и
выделения lJн получим:
в
PaI'o
1
= - - · - - · - - ··
17н
8
Зд
есь г=
наддува,
щ
V0
-1
Vc - степен сжатия.
/
оторого
у
араметры
к
е й среды.
ля
Д
дв
игателей с наддувом
я
PsTa
1
1
справедливо
ля
д
4-
пускными органами есть
в
тактного
ди
параметры
окружаю­
равнение принимает вид:
2-6)
во
здуха
еред
п
пускными органами (в продувочном
в
зелей эта формула относится к полезному ходу поршня без
газообмен;
зеля без
ди
+ у,.
авление и температура
2-
на
у
(2-5)
1
РаТ:
д
тактных
Дл
хода
равнение
=-·-·--,
в где Ps, Т, -
У
воздуха перед
п
в
'Т},,
( 2-5)
1 + Yr
РаТа
коэффициент
наполнения,
отнесенный
ко
всему
ходу
р
есивере).
чета потерянного
у
поршня,
ыразится
в
уравнением:
п,
=_в_. РаТ:
в -1
есь в = Va / Vc -
Зд
а поршня.
д
тия
в
._
1_ . ( 1 - IJ/ s ) '
PsTa
д
ействительная степень сжатия;
отерянный ход
П
оршня h - это
п
илиндре (начало сжатия определяется моментом
потерянного хода.
ях, что и
в
объеме
менено как для
2-
Чле
lf/s = h / S = Vh / Vs -
асть хода поршня от
ч
ц
ганов системы г аз ообмена ).
20-
(2-7)
1 + уr
н (1-lf/s) учитывает
ум
НМТ
оля потерянного хо­
д
о момента начала сжа­
д
акрытия продувочных
з
ен ьш ен и е
к
и
ыпускных
в
о э ф ф и ци ента наполнения из-за
сли бы в потерянном объеме Vh размещался свежий заряд при тех
Е
V0, то (1-lj/s) =
тактных, так и
1 .
равнение
У
тактных
4-
(2-7)
ДВС.
В
с
е
ж
является наиболее о бщ и м, может
последнем
­
ор
у
бы
сло ви ­
ть при­
лучае обычно полагают lf/s � О.
2 . 1 . 2 . Влияние конструктивных и эксплуатационных факторов на процесс наполнения
Для выяснения факторов, влияющих на наполнение цилиндра свежим зарядом, проана­
лизируем правую часть уравнения ( 2 - 5 ) . Первый член правой части можно записать в виде:
в / (в-1)
ции
= Val Vs" Эта величина всегда больше I (так как Va> T1s), и для конкретной конструк­
двигателя
является
величиной
свежего заряда как в объеме
Как
правило,
численная
может произойти,
впуске,
когда
Vs,
величина
Уа / у0
постоянной.
Она
учитывает
возможность
размещения
описываемом поршнем, так и в объеме камеры сжатия
-f
7711 меньше I.
1,
Yr
-f
Однако
О. Поскольку
возможен
Va >
случай,
77н�l.
когда
Vc.
Это
Vs, то при отсутствии потерь на
хорошей очистке цилиндра от остаточных газов и при низкой температуре стенок ци­
7]н ::::: V,/Vs > 1.
линдра воздух может занять весь объем Va, откуда естественно соотношение:
Расшифруем средний член правой части уравнения (2-5) (РаТ0)/(Р0Та). На основании уравне­
ния состояния запишем для удельных объемов воздушного заряда:
Поскольку удельный
весов заряда ъ ! Уо
ralr о
вес
va=(RTa)I Ра;
обратнопропорционален удельному объему,
то
va= (К'Г; /Рь).
отношение удельных
есть:
vol ''а= (RToPа) ! (RTaP о)
=
=
(2-8)
(Р а То)! (Р оТа).
Как видно, член (РаТо)/(Р0Та) учитывает уменьшение удельного веса воздуха в цилиндре Уа
при параметрах Ра,
параметрах Р0,
впускного
ro перед впускными органами при
Т0• Уменьшение удельного веса определяется
тракта
(ЛТ=Та-Т0).
Та по сравнению с его удельным весом
(ЛР=Р о -Р а)
Испытания
и
рабочих
нагревом
воздуха
процессов
от
остаточных
дизелей
(РаТ0)/(Р0Та) практически не зависит от изменения
гидравлическим сопротивлением
показали,
внешних
газов
что
и
стенок
величина
цилиндра
отношения
условий, на заданном режиме рабо­
ты двигателяизменение Уа прямопропорционально изменению у0. Это объясняется
тем,
что от­
носительные гидравлические потери и относительный нагрев воздуха при наполнении цилиндра
меняются незначительно .
•.
Последний член уравнения (2-5) (1/(J+r,)) определяется степенью совершенства системы га­
зообмена в рабочем цилиндре. Он учитывает, насколько уменьшается содержание воздуха в ци­
линдре из-за остаточных газов, полностью определяется конструкцией и эксплуатационным со­
стоянием органов газообмена и для заданного режима работы двигателя также практически не
зависит от изменения внешних условий.
Таким образом, все соотношения, определяющие коэффициент наполнения, не зависят от па­
раметров окружающей среды. Следовательно, и 7711 не зависит от внешних условий: будет ли двига­
тель работать на уровне моря или на высоте 5000 м над уровнем моря, где давление Р0 примерно
вдвое меньше, - коэффициент наполнения не изменится.
То же произойдет при переходе тепло­
хода из арктических морей в южные, где температура окружающей среды выше. Несмотря на по­
стояноство коэффициента 1711, при изменении параметров окружающей среды масса заряда воздуха
в цилиндре уменьшается примерно пропорционально увеличению температуры То (или уменьше­
нию давления Ро). Это приводит к необходимости такого же уменьшения подачи топлива на цикл и
к снижению мощности двигателя.
'
В процессе эксплуатации техническое состояние двигателя изменяется - закоксовываются
продувочные и выпускные окна, газоотводящие каналы, ухудшается теплоотвод цилиндра и т.д.
Эти
факторы
приводят к увеличению
гидравлического
сопротивления
газовоздушного
тракта,
повышенному коэффициенту остаточных газов, росту температуры воздушного заряда и как итог
- к снижению коэффициента наполнения и уменьшению массы заряда в цилиндре. В таких слу­
чаях требуется уменьшать подачу топлива и снижать мощность двигателя. Таким образом, изме­
нение внешних условий приводит к изменению массы заряда
воздуха в цилиндре; коэффициент
наполнения при этом не изменяется. При изменении технического состояния дизеля масса воз­
духа изменяется через соответствующее изменение коэффициента наполнения.
-21
2 . 1 . 3 . Расчет процесса наполнения
Для расчета рабочего процесса необходимо количественно оценить параметры, входящие в
формулу коэффициента наполнения.
Степень
сжатия для
конкретного
двигателя - постоянная
величина.
Она
выбирается
при
проектировании в зависимости от линейных размеров цилиндра, быстроходности двигателя, его
тактности и уровня форсировки.
Обычно
Б
=
8 , 5 - 1 9 . Более подробно о выборе степени сжатия
будет сказано при рассмотрении процесса сжатия.
Коэффициент остаточных газов Yr зависит от конструкции системы газообмена, фаз открытия и
закрытия органов газообмена, "заброса" газов из цилиндра в продувочный ресивер,
Yr выбирается по данным исследований рабочего процесса дизелей
ров цилиндра и т.д. При расчетах
на основе их натурных испытаний.
Обычно для нагрузок полного хода эта величина находится в
пределах ([6], с . 1 3 6 ) : Yr = 0,04 - 0,08 - для 4-тактных дизелей без наддува; Yr
тактных дизелей с наддувом; Yr
дувки; у,.
=
0,08 - 0,20
=
линейных разме­
=
0,00 - 0,06 - для 4-
0,02 - О, 1 5 - для 2-тактных дизелей с прямоточными системами про­
- для 2-тактных дизелей с контурными системами продувки.
Для 2-тактных
двигателей коэффициент остаточных газов увеличивается с увеличением линейных размеров цилин­
дра, так как чем больше линейные размеры, тем больше "глухих" мест, тем труднее обеспечить их
очистку. В большей степени это замечание относится к контурным системам продувки.
Температура перед впускными органами для 4-тактных двигателей без наддува равна темпе­
ратуре окружающего воздуха. Обычно принимают Т0=290К.
Т, =
вере у двигателей с наддувом равна:
ЛТхол
наддувочного агрегата;
определяется
из
где Pk - давление
(n-l)ln
сжатия
в
,
(2-9)
компрессоре;
Можно принять ([6], с . 1 3 6 , [ 2 1 ] , с.47): п
п
ротативных
Tk - Л Тхол , где Tk - температура воздуха на выходе из
- падение температуры воздуха в холодильнике. Температура Т,
уравнения политропного сжатия в компрессоре:
Т, = То (Pk/ Ро)
для
Температура в продувочном реси­
компрессоров;
п
=
=
1,8
п - показатель политропы сжатия в компрессоре.
1 , 5 - 1 , 6 - для поршневых компрессоров;
-
2,0
- для
неохлаждаемых
п
=
1,7 - 1 , 8 -
турбокомпрессоров
(ТК);
1 , 4 5 - 1 , 8 - для охлаждаемых ТК. Перепад температур ЛТхол подбирается путем выбора по­
=
верхности охлаждения воздушного холодильника таким образом, чтобы температура воздуха в
продувочном ресивере находилась в пределах: Т, = 293 - 323К. Конкретный выбор Т, зависит от
типа двигателя
и его системы наддува.
Температура в цилиндре Та может быть найдена с учетом того, что поступающий в цилиндр
воздух нагревается до температуры Т,
'=
Т:, + ЛТ от стенок цилиндра, а также от остаточных газов,
имеющих температуру Т,,. Уравнение баланса теплоты в конце процесса наполнения при условии
полного перемешивания остаточных газов и поступившего в цилиндр воздуха имеет вид:
М, С, ' " Та =
LCv' Ts' + М; C v "
т,,
(2-10)
где L, М,, Ма - количество молей воздуха, остаточных газов и смеси;
Cv �
С; '', С: ' ' - мольные изохорные теплоемкости этих компонентов.
Теплоемкости С; �
С;
'z
С;
М,! L
=
''z
С; ' �
Cv'''
незначительно отличаются друг от друга.
Сделав допущение:
C v ' ' ', - можно найти температуру в точке а: Та =(LTs' + М,TrJ/ Ма. Так как М,
=
L + М,.,
у,, то это уравнение примет вид:
Та=
ал; '+MrT,)
/
а-м»
=
а,»
у,.Т,) / ( ] + у, . ) .
(2··11)
Нагрев свежего заряда от стенок цилиндра обычно принимается равным: ЛТ =10-20К. Темпе­
ратура остаточных газов 7� находится в пределах ([56], с.44): Т, =650-750К - для 2-тактных дизе­
лей; Tr=750 - 880К - для 4-тактных дизелей; Tr= 850 - 900К - для карбюраторных ДВС. Для двига­
телей без наддува для определения Та необходимо в формулу ( 2 - 1 1 ) вместо Т, подставлять Т0•
Давление в продувочном ресивере Р, при отсутствии холодильника воздуха незначительно
отличается от давления сжатия в компрессоре:
PszPk.
При наличии холодильника необходимо
учитывать его гидравлическое сопротивление:
г, z P k -
ЛРхол,
Это сопротивление обычно находится в
22-
(2-12)
пределах: ЛРхол= 0 . 0 0 1 5 -0.006 МПа.
Давление
в цилиндре Ра
в конце
процесса наполнения у 4-тактных дизелей можно
найти,
рассчитав падение давления во впускных органах по формуле Бернулли ((56], стр.47). По опыт­
ным данным, это давление составляет ([6], стр.J 3 4 - 1 3 5 ) : Ра= (О,85-О,95)Р 0
-
для 4-тактных ДВС
без наддува; Ра= (0,85-0,95)Pk - для 4-тактных ДВС с наддувом. Для 2-тактных двигателей, у ко­
торых выпускной тракт закрывается позже продувочного, можно принять:
(2-13)
Paz(Ps+Pr)/2,
,'
где
Р,
-
давление
в
выпускном
коллекторе;
принимается
ПQ
опытным
данным.
Обычно
Р, = (0,75
- 0,96)Ps. Если выпускной тракт закрывается одновременно или ранее продувочного
тракта,
Р, = (0,9
Рь.Т«
то
позволяют
-
l,O)Ps.
Найденные
определить
в результате расчета процесса наполнения параметры
координаты
начальной
точки
теоретической
индикаторной
диа­
граммы (точки начала сжатия).
2.2. Процесс сжатия
2 . 2 . 1 . Характер теплообмена при сжатии
Сжатие свежего заряда в цилиндре дизеля - сложный политропный процесс, зависящий от
многих
факторов:
параметров
начального
состояния
заряда,
температурного
уровня цилиндра,
конструкции двигателя, плотности поршневых колец и т.д. В начальный период сжатия, как пра­
вило,
температура
заряда
более
низкая,
чем температура
стенок рабочего
цилиндра.
Поэтому
сжатие протекает с подводом теплоты от стенок цилиндра к заряду. Этот участок линии сжатия
на диаграмме P - V (рис.2-2) идет круче адиабаты, показатель политропы сжатия п , больше пока­
зателя адиабаты: п , > k.
По
р 1с ,
"
сжатия заряда его
температура
повышается,
передача теплоты от стенок уменьшается. Когда температу­
i
.
мере
ра
\
заряда
станет
равной
температуре
стенок
(точка
т
на
\с.
рис.2-2), то теплообмен прекращается; в этот момент пока­
!
затель
политропы
показателю
сжатия
адиабаты:
становится
п , = ]:
мгновенно
При дальнейшем
равным
сжатии тем­
пература заряда будет больше температуры стенок цилинд­
ра, вследствие чего наблюдается отвод теплоты от заряда к
стенкам. На этом участке линия сжатия идет положе адиа­
баты,
а
показатель
политропы
сжатия
меньше
показателя
Рис.2-2. Схема процесса сжатия на
адиабаты:», < k.
диаграмме P-V
По экспериментальным данным, у судовых дизелей по­
казатель п: меняется от 1 , 5 - у нижней мертвой точки до 1 , 1 - у верхней мертвой точки. Однако
при расчетах рабочих процессов по методу
тия
осуществляется
на
всем
ходе
Гриневецкого-Мазинга полагают,
поршня
при
постоянном
показателе
что процесс ежа-
политропы
сжатия:
пл=сопзс. При этом обеспечивается та же работа на сжатие, что и при переменном значении по­
казателя п1
в реальном цикле.
2.2.2. Факторы, влияющие на показатель политропы сжатия
Среднее значение показателя политропы сжатия п , зависит от конструкции двигателя и ре­
жима его работы. При одинаковой средней скорости движения поршня в двигателях с большими
линейными размерами показатель п ,
будет больше, так как у этих двигателей меньше относи­
,'
тельная площадь соприкосновения единицы объема заряда со стенками цилиндра. Поэтому от­
носительный отвод теплоты в больших двигателях - меньше, что выражается в более высоком
среднем значении показателя
п 1.
У двигателей с разделенными камерами сгорания относительная площадь поверхности теп­
лообмена больше, чем у двигателей с камерами неразделенными. Интенсивный теплообмен ме­
жду зарядом и стенками цилиндра в период пуска приводит к снижению п, и ухудшению пуско-
-23
вых качеств. При снижении п , уменьшаются параметры конца сжатия Ре,
Те, температура в ци­
линдре может не достичь уровня, требуемого для самовоспламенения топлива. Поэтому в пред­
камерных и вихрекамерных двигателях обычно есть специальные устройства для пуска. В даль­
нейшем, после пуска двигателя, эти устройства отключаются, так как показатель п, повышается
за счет подвода теплоты к заряду от раскаленной вставки внутри цилиндра.
Конструктивные
поршневой
группы
мероприятия,
- охлаждение
направленные
поршней
на
водой
или
снижение
маслом,
температуры
уменьшен�е
цилиндро­
толщины
стенок
поршня, втулки, крышки, любые другие меры по интенсификации охлаждения - снижают вели­
чину среднего значения
показателя п), уменьшают параметры
конца сжатия Ре и Те.
При этом
снижается и термический кпд цикла. Однако основная цель упомянутых мероприятий - повыше­
ние надежности работ:ы цилиндра-поршневой группы.
С увеличением частоты вращения двигателя показатель п1 возрастает, так
как уменьшается
продолжительность теплообмена между зарядом и стенками цилиндра, процесс сжатия прибли­
жается к адиабатному. При снижении частоты
затель п,
вращения
происходит обратное явление - пока­
уменьшается, снижаются давление Ре и температура Те, что может привести к наруше­
нию самовоспламенения топлива.
При снижении нагрузки двигателя (уменьшении среднего индикаторного давления Рт) сни­
жается температурный уровень
стенок
цилиндра,
что
приводит
к увеличению
теплоотвода
от
заряда к стенкам и к снижению показателя п 1 .
В условиях эксплуатации с понижением частоты вращения главного двигателя, работающего
на винт, уменьшается и нагрузка. Оба фактора одновременно воздействуют в сторону интенси­
фикации
теплообмена
при
сжатии,
что
уменьшает
показатель
п,
и
снижает
сжатия Ре и Те. Особенно неблагоприятны последствия этого явления при
параметры
конца
непрогретом двигате­
ле, когда возможна работа лишь на повышенных минимальных оборотах коленчатого вала. При
снижении частоты вращения двигатель "глохнет".
При нормальных эксплуатационных условиях протечки свежего
заряда
через
неплотности
цилиндра-поршневой группы при сжатии незначительны. Их влиянием на показатель п, и пара­
метры Ре, Те можно пренебречь. Изменение степени сжатия также незначительно влияет на сред­
нее значение политропы сжатия.
Экспериментальные
исследования
показали,
что
средние
значения
сжатия у различных двигателей находятся в пределах ( [ 5 6 ] , с . 5 1 ) : п,
ных и среднеоборотных ДВС с охлаждаемыми
=
показателя
политропы
1 , 3 4 - 1 , 3 7 - у малооборот­
поршнями; п, = 1 , 3 8 - 1 , 4 2 - у высокооборотных
ДВС с неохлаждаемыми поршнями. Наибольшие значения п , имеют двигатели, в цилиндре кото­
рых размещены специальные аккумуляторы тепла (раскаленные вставки). В этих двигателях при
их полной нагрузке показатель п , может доходить до 1 , 8 . Среднее значение показателя
быть найдено по известным параметрам рабочего процесса в точках а и
мулы политропного процесса:
1
РVп
0
0
п, = lg(P/P а) ! lg(Vc/Vc)
=
=
1
Рс�п
•
п, может
с цикла, исходя из фор­
Откуда:
lg(P / Ра) / lg&
(2-14)
,
Текущие значения п, можно найти, имея индикаторную
диаграмму, снятую с работающего
цилиндра.
2.2.3. Степень сжатия и ее влияние на параметры конца сжатия
Процесс сжатия в цилиндре дизеля начинается лишь после закрытия газораспределительных
органов. В 4-тактном двигателе - после закрытия впускного клапана, в 2-тактном - после закры­
тия всех продувочных и выпускных органов.
В
4-тактном
Однако
двигателе
шинстве двигателей
обычно
24-
впускной
клапан закрывается
влияние этого запаздывания закрытия клапана
незначительно.
после
прохождения
на параметры
Поэтому в расчетах рабочего
поршнем
НМТ.
процесса сжатия в боль ­
процесса 4-тактных дизелей
пользуются номинальным значением степени сжатия, равным:
(2-15)
где
Va - объем цилиндра в момент начала сжатия;
Vs - рабочий объем цилиндра; Vc - объем ка­
меры сжатия.
В 2-тактных двигателях пользуются двумя понятиями: действительной степенью сжатия
и
степенью сжатия, отнесенной к полному ходу поршня. Действительная степень сжатия равна:
с = Val Vc = (Vc+ VsO-!f/J) / Vc
(2-16)
!f/s= h/S - доля потерянного хода поршня h от НМТ до момента закрытия выпускного
Здесь
(продувочного) тракта. Степент сжатия, отнесенная к полному ходу поршня (иногда ее называют
"условная степень сжатия"), может быть выражена следующим образом:
=
Vc + Vs
Е:п =
(Vc + Va - � ) / Vc
�
=
+ � = с - !f/ s
1
1 - !f/ s
1 - !f/ s
(2-17)
1 - !f/ s
Параметры конца сжатия определяются из выражений:
= р
р
с
(2-18)
· & п 1 .
а
'
те = та .
(2-19)
&ni-1'
Как видно, параметры Ре и Те возрастают с повышением Р0, Та, и п). Значения
тия
(для
2-тактных
ДВС
имеется
в
виду
с = 1 О - 1 3 - у малооборотных дизелей;
у
высокооборотных дизеле й.
Нижний
сти запуска холодного двигателя.
ва
составляет примерно
обеспечиваю ща я
"запас"
минималь ную
в ы шенный про пу ск заряда
лее низкие значения
С
понижением
снижается
Для
-
ление
Ре=
конца
в
а - у двигателей с
= 700- 8 00К .
В
до 1 , 2
( 1- 4 ),
не только его
( 1- 9 )).
Несмотря
р азделе н ными
Чрезмерное
ц елесообразно ,
утяжелению
-
1,25,
возмо ж но ­
сжатия,
пределах:
наблюдается по ­
пу с к ов ые
на
это,
при
обеспечить ме х аничес кую
соответственно макси м а л ьное д а в л ение
Ре =
3.0-5.0
МПа
имеют бо­
в
качества, но и
ф орс и ровании
п ро ч ность
без
двига­
Р;
цилиндре
у двигателей
-
Дав­
на ддува ;
наддувом.
и соответственно более интенсивным теп л оотводо м .
с
-
Д ополн и тельны й
результате параметры Ре и Те
высок и е значения с у высокооборотных дизелей объясняется
двигателям
да больше.
находится
у словия
19
-
р еж им ом.
ухудшаются
зависимости
сжатия
размерами
ся к
(см.
и
4 . 0 - 1 1 . 0 МП
ум еньшается
п)
приходится снижать с, ч т обы
обычно
сжатия· T/nin
поршневые ко л ьца.
сжатия двигателя
КПД
Е: = 1 5
необходим с учетом того, что при пуске холодного двигателя
снизить давление сжатия Ре
Более
ми
степени
наддувом
через
пределах:
номинального режима выбирается степень
сравнению с номинальным
т ерми ч ес кий
двигателей
теля
по
из
в
сжа­
и з в е стно, средняя температура самовос п ламенения топли­
температура стенок цилиндра низкая, показатель
,'
находятся
с = 8,5 - 1 4 , 5 -- у среднеоборотных дизелей;
температуру
150-250К
величина)
предел степени сжатия выбирается
(55 3 К) .
280°С
температуры Те в
Как
действительная
степени
их м еньшими ли не йн ы­
Верхние
камерами сгорания, где относительная
з начения
ё
относят­
поверхность теплоотво ­
повышение с, несмотря на некоторое повышение термического
так как приводит к высоким Pz, ув е личени ю потерь на трение
в
кпд,
не ­
двигателе и
к
конструкции для обеспечения механической прочност и.
2.3. Смесеобразование в цилиндре диз еля
Процесс
методу
смесеобразования
Гриневецкого-Мазинга,
сти реального
цикла,
в
цилиндре
не
учитывается
хотя и является
оказывающим большое
важным
влияние
при
з веном
тепловом расчете двигателя
по
в логической пос л едовательно ­
на параметры
п ро ц есса
сгорания и
эфф ек­
г:
тивные показатели работы двигателя.
Процесс
г
смесеобразования включает в себя ряд од н овременно протекающих я в ле н и й : рас­
пыливание топлива, перемешивание частиц топлива и
ние паров топлива и воздуха.
Подача
сжатия, когда поршень еще не
дошел
сеоб р азован и е части ч но
топлива
до
с овме щ а ю тся по
ВМТ,
в
в озд ух а,
испарение топлива, переме ш ива­
цилиндр обычно начинается в
и заканчивается после
ВМТ.
к о нц е
п ро ц есса
Ра спыливание
и сме­
времени и с процессом сгорания.
-25
В зависимости от конструкции камеры сгорания, различают следующие способы смесеобразо­
вания: а) объемный, происходящий в объеме воздушного заряда (в неразделенных камерах сгора­
ния); 6) объемно-пленочный, когда часть топлива (до 40-50%) попадает на стенки камеры сгорания
(в камерах разделенного и полуразделенного типов); в) пленочный, когда до 80-95% подаваемого
топлива попадает на стенки камеры сгорания (в так называемых камерах М-процесса).
2 . 3 . 1 . Характеристика объемного смесеобразования .
Объемное смесеобразование в неразделенных камерах сгорания с непосредственным впры­
ском топлива получило наибольшее распространение в судовом дизелестроении. Как правило,
оно применяется в 4-тактных дизелях при диаметрах цилиндров более 1 8 0 - 2 5 0 мм и повсеместно
- в 2-тактных двигателях. Перемешивание топлива и воздуха при объемном способе осуществ­
ляется главным образом за счет энергии впрыскиваемого топлива. В этой связи к распыливанию
топлива и смесеобразованию предъявляются основные требования:
1 ) обеспечение качественной микроструктуры - капли топлива должны быть мелкими, оди­
накового размера (требование тонкости и однородности распыливания топлива); 2) обеспечение
равномерного распределения
капель
качественной макроструктуры);
3)
топлива
отсутствие
по
всему объему
камеры
попадания топлива
на
сгорания
стенки
(требование
камеры сгорания,
что может привести к перегреву цилиндра; 4 )форма камеры сгорания не должна препятствовать
очистке цилиндра при газообмене.
Эти требования выполняются за счет высокого давления распыливания топлива (давление
впрыска
Рвпр=
3 0 0 - 1 5 0 0 бар), соответствующего подбора формы "факела" распыливаемого топ­
лива и формы камеры сгорания, а также за счет организации тангенциального движения воздуш­
ного заряда при его сжатии. Тангенциальное движение воздушного заряда может быть получено,
когда при наполнении цилиндра воздух входит через впускные клапаны или продувочные окна
под углом к радиусу. Как показывает опыт, это завихрение сохраняяется и в процессе сжатия.
Можно выделить следующие формы камер сгорания: а) с размещением основного заряда в
поршне (рис.2-3, а, б); 6) с размещением основного заряда в крышке (рис.2-3, в, г); в) со смешан­
ным размещением заряда (рис.2-3, д);
г)
с размещением заряда между головками поршней
в
двигателях с противоположно движущимися поршнями (рис.2-3, е).
Наиболее · совершенной
с
точки
й}
зрения
смесеобразования
является
камера сгорания Гессельмана (рис.2-3,
а), в которой форма камеры полностью
соответствует
форме
факела.
Более
часто камера применяется в 4-тактных
ДВС. В 2-тактных дизелях такая фор­
ма
создает
трудности
Недостаток
камеры
температура
и
при
-
продувке.
повышенная
выгорание
поршня
в
Рис.2-3. Типы камер сгорания при объемном
центре.
смесеобразовании
Этого
недостатка лишены ос-
тальные камеры сгорания, изображен­
ные на рис.2-3. Следует заметить, что кромки поршней, имеющих плоские днища, используются
для направления потока продувочного воздуха и лучшей очистки цилиндров в 2-тактных дизелях
с контурными продувками.
Достоинствами
качества двигателя
объемного
способа
(что· определяется
смесеобразования
относительно
являются:
малой
1)
улучшенные
пусковые
поверхностью теплоотвода
от воз­
душного заряда); 2) высокая экономичность двигателя; 3) сравнительно хорошие температурные
условия цилиндра-поршневой группы. Недостаток - повышенные требования к топливной аппа­
ратуре, очистке и подготовке топлива.
26-
2.3.2. Характеристика объемно-пленочного смесеобразования
Объемно-пленочное смесеобразование в полуразделенных, вихревых камерах и в предкаме­
рах применяется только
в 4-тактных двигателях с диаметром
цилиндра менее
1 3 0 - 1 8 0 мм,
где
трудно обеспечить качественное приготовление смеси на объемном принципе. При таких разме­
рах цилиндров в объемном способе требуется слишком малый диаметр сопловых отверстий рас­
пылителя, что создает дополнительные технологические и эксплутационные трудности. В двига. телях данного класса высокая частота вращения требует снижения времени впрыска топлива в
цилиндр, что можно осуществить или увеличением скорости впрыска топлива (увеличением дав­
ления топливоподачи), или увеличением проходных сечений распылителя. В обоих случаях это
приводит к попаданию топлива на стенки цилиндра и к его перегреву.
Большое распространение в двигателях рассматриваемого класса получили вихревые каме­
ры (рис.2-4), отделенные от цилиндра и имеющие объем 60-80% от всего объема камеры сжатия.
Конструктивно
вихревые камеры выполняются шарообразными,
цилиндрическими, чашеобраз­
ными. При сжатии свежего заряда воздух перетекает из цилиндра в вихревую камеру через тан­
гециальный канал А (рис.2-4) и получает вращательное движение. При впрыске топлива в камеру
часть его подхватывается
вихрем и перемешивается с воздухом. Часть топлива в виде пленки
попадает на неохлаждаемую жаростойкую вставку Б камеры, имеющую высокую температуру,
интенсивно испаряется и также перемешивается с воздухом в вихревом движении. Назначение
вставки
- аккумулировать
тепло
в
процессе
сгорания
и
отдавать
его
при
сжатии.
Благодаря
вставке повышается температура конца сжатия Те, что обеспечивает надежное самовоспламене­
ние топлива при снижении нагрузки двигателя.
Движение воздуха в камере характеризуется "вихревым числом" со, равным отношению час­
тоты вращения вихря п, к частоте вращения коленчатого вала двигателя п:
оз =
.-
n8/ п ,
(2-20)
Частота вращения вихря пропорциональна скорости перетекания заряда в канале А . В свою
очередь, скорость перетекания заряда пропорциональна скорости движения поршня и соответст­
венно
частоте
вращения
вращения двигателя,
двигателя.
Поэтому
можно
сказать,
что
n6
пропорционально
частоте
а вихревое число не зависит от скоростного режима дизеля. Это свойство
обеспечивает саморегулирование вихревых камер двигателей, работающих на винт:
с увеличе­
нием частоты вращения коленчатого вала скорость вихревого потока возрастает, одновременно
растет температура жаростойкой вставки. В конечном итоге интенсифицируется смесеобразова­
ние и сокращается время на подготовку топлива к сгоранию. У выполненных конструкций ДВС
вихревое число обычно находится в пределах: оз =30-40.
В
полуразделенных
камерах
сгорания
с размещением
основного
объема заряда
в поршне
(рис.2-5) принцип смесеобразования подобен вихревой камере.
Рис.2-4. Схема
Рис.2-5.Схема работы полуразде­
работы вихревой
ленных камер сгорания: а) типа
камеры
·
З а ур е р ;
б) типа ЦНИДИ
В цилиндрических или шаровых камерах (рис.2-5а) за счет перетекания заряда обеспечива­
ется вихревое число со = 5 - 6 . Кроме того, в большинстве полуразделенных камер смесеобразова­
ние улучшается за счет создания организованного вращательного движения воздуха при напол­
нении
цилиндра.
Так,
в камере
сгорания ЦНИДИ (рис.2-5б)
перемешивание
осуществляется
с
-27
помощью первичного тангенциального движения заряда и радиальных потоков при вытеснении
воздуха из цилинра в камеру поршня. Испарение топлива, попавшего в виде пленки на стенки
камеры, происходит за счет теплоты, аккумулированной в поршне.
Принципиально другой энергетический принцип объмно-пленочного смесеобразования ис­
пользован в предкамерных двигателях, представляющих собой разновидность двигателей с раз­
деленной камерой сгорания. Смесеобразование здесь осуществляется в значительной степени за
счет энергии взрыва топливо-воздушной смеси в предкамере. Предкамера, обычно шарообраз­
ной или овальной формы (рис.2-6), имеет объем
1 0 - 3 0 % от объема камеры сжатия. В процессе
сжатия заряда давление в основной камере нарастает быстрее, чем в предкамере, что вызывает
перетекание воздуха в предкамеру через каналы А под
При перетекании заряд
действием перепада давления (3-8 бар).
турбулизируется. В конце процесса сжатия в предкамеру навстречу по­
току воздуха впрыскивается топливо. Часть топлива перемешивается с
воздухом, часть топлива оседает в виде пленки на неохлаждаемую жаро­
стойкую
вставку Б.
При воспламенении топливо
в предкамере
сгорает
лишь частично из-за недостатка кислорода. Давление в предкамере резко
повышается и становится больше давления в основной камере, благодаря
А
чему продукты сгорания вместе с парами и частицами несгоревшего то­
плива выбрасываются через соединительные каналы в основную камеру.
Имея большую скорость истечения, горючая смесь интенсивно переме-
Рис.2-6.Схема рабо­
шивается с основной массой воздуха и сгорает.
ты пвелкамепы
Достоинствами объемно-пленочного способа смесеобразования являются:
1 ) высокое каче­
ство смесеобразования ; 2) пониженные требования к топливной аппаратуре и к качеству
воподготовки ввиду
невысоких
давлений впрыска;
3)
гателя, меньшие тепловые и механические нагрузки
К
недостаткам следует отнести худшие
плоотвода
требует
применения
пу сков ы е
специальных
о бе спечение более надежной работы дви­
ц ил и ндр а -поршневой
с объемным способом при диаметрах цилиндров менее
группы по с р авнен ию
130-180мм.
качества дизеля (больша я поверхность те­
запальных
устройств
для
пуска),
повышенную
сложность конструкции по сравнению с неразделенн ы ми камерами, при прочих равных
-
меньшую
ческих
э кономичность
сопротивлений
при
топли­
условиях
по сравнению с объемным вариантом за счет повы ш енных гидравли­
перетекании и
завихрении воздушных потоков. Вот почему способ не
применяется при диаметрах цилиндра более 1 8 0 - 2 0 0 мм.
2.3.3.
Пл еночное
когда
до
95%
смесеобразование
р ис. 2 - 7 ,
Мейрером,
при
шая
фирмы
величины са
=
5-6.
объемная доля топлива.
В
МАН,
Т опливо,
в
об/мин,
в ы с окооборотных
работающих
Модификацией
двигателях
Для
с
Вихревое
число в
М-процесса
частотой
при
топлива
н е боль­
Он
т о плива
вводится
FМ­
применя­
более
& =16-17,
с амовосплам е нен и е
воспламенения
Как
сч е т
кам ер е
является
вращения
на высокооктановых бензинах
обеспечения
М - п ро ц есс а .
потока в камере поршня за
роли за п ально й дозы выступает
торых не обеспечивается устойчивое
процессе.
способа,
попадающее на стенки каме­
процесс, использующий тот же способ с месеобразования.
ется
объемно-пленочного
и получил название
используется закручивание
испаряется и перемешивается с воздухом.
достигает
см ес ео бра з о в а ния
предельным случаем
специалистом
М-процессе
перетекания воздуха при сжатии.
ры,
является
плен оч ног о
всего подаваемого топлива попадает на стенки полуразделенной камеры в поршне.
Способ разработан
видно из
Харак т е р ис ти ка
2000
в
ко­
в
М­
принуди-
Рис.2- 7 . Камера сгора­
ния М-процесса
тельное зажиание от электрической
свечи.
Область применения, достоинства и недостатки пленочного смесеобр аз ова н ия
объемно-пленочному способу.
28-
анал ог и чны
2.3.4. Распыливание топлива и факторы, его определяющие
В судовых дизелях подача топлива в камеру сгорания осуществляется в мелкораспыленном
(туманообразном)
виде. Другой вид распыливания недопустим. Распад струи на мелкие капли
начинается сразу же за сопловыми отверстиями. Струя приобретает форму так называемого "фа­
кела". На характер распада струи оказывают влияние следующие основные факторы: а) внешние
силы аэродинамического сопротивления; 6) силы поверхностного натяжения и сцепления топли­
ва; в) внутренние силы, возникающие при истечении.
Внешние аэродинамические силы зависят от относительной скорости движения топлива и воз­
духа, а также от плотности воздуха. Эти силы воздействуют как на лобовую часть струи, так и на
боковую поверхность факела. Силы поверхностного натяжения:
и сцепления
стремятся сохранить
первоначальную форму струи. Внутренние силы определяются сжимаемостью топлива под воздей­
ствием высокого давления, а также влиянием турбулентности при истечении через сопловые от­
верствия, шероховатостью стенок отверстий и формой выходных кромок, наличием пузырьков газа
в топливе. Внутренние силы главным
образом и определяют характер распыливания.
При взаимодействии внешних и внутренних сил появляется так называемая радиальная со­
ставляющая внутренних сил, определяемая неравномерным полем скоростей по сечению струи.
В центре струи скорость максимальная, к переферии она уменьшается из-за большого аэродина­
мического сопротивления. Вследствие этого возникает радиальное движение топлива от центра
факела к наружной поверхности, и на выходе из сопла струя расширяется под некоторым углом
2 (()
(рис.2-8). Скорость и направление движения
капель
топлива
в
факеле
различны.
В
центре
(ядре факела) находится компактная масса гру­
бо
распыленных
скоротью.
кие
частиц с большой энергией и
От центра к периферии - более мел­
капли с постепенно уменьшающейся к пе­
L
•'
риферии
скоростью.
Внешняя
поверхность
-
оболочка - состоит из наиболее мелких капель с
Р и с . 2 - 8 . Схема распределения топлива в факеле
минимальной скоростью.
В процессе распыливания ядро факела непрерывно пополняется новыми каплями с большой
кинетической
энергией,
а
частицы,
впрыснутые
ранее,
отбрасываются
к переферии.
Глубина
проникновения факела по объему камеры сгорания - так называемая "дальнобойность" факела L
(рис.2-8) - ограничена тем, что энергия факела расходуется на преодоление сопротивления сре­
ды. Угол конуса связан с дальнобойностью. Оба эти фактора определяют форму факела и соот­
ветственно форму камеры сгорания в двигателях с объемным способом смесеобразования. Даль­
нобойность факела определяется экспериментальным путем. Расчетное определение дальнобой­
ности может быть выполнено по формуле ЦНИДИ:
L
� � т · V,
d,
· V µ P m
где
Т>:
время впрыска, с; V0
-
(И!)
'
Рв
tg(()
средняя начальная скорость истечения, м/с;
dc - диаметр сопловых отвер­
стий, м; (()-угол распыливания; µ - коэффициент истечения; Рт , р8- плотности топлива и воздуха.
Как
видно
из
формулы,
скорости истечения топлива,
дальнобойность
увеличивается
диаметра сопловых отверстий
с увеличением
времени
и плотности топлива.
впрыска,
Повышение
плотности воздуха и ухудшение технологии обработки рапылителя (что влияет на коэффициент
истечения)
действует
в сторону
уменьшения дальнобойности.
давления впрыскиваемого топлива
Рвпр·
Скорость
истечения зависит от
Давление впрыска увеличивается с увеличением скоро­
сти движения плунжера топливного насоса (при повышении частоты вращения коленчатого ва­
ла). С увеличением проходных сечений сопловых отверстий
метра сопел dc при прочих равных условиях
Рвпр
уменьшается. Увеличение диа­
приводит к увеличению диаметра капель, уплотне­
нию ядра факела и к уменьшению лобового сопротивления при движении факела, что и увеличи-
-29
вает L. При повышении
плотности топлива, как правило, повышается вязкость. Распыливание
становится более грубым. Более тяжелые капли, имеющие больший запас кинетической энергии,
летят дальше, что также увеличивает дальнобойность.
Увеличение дальнобойности
факела может привести
к его
ударению
в стенки цилиндро­
поршневой группы и к их перегреву, что недопустимо при объемном способе смесеобразования.
По этой причине в свое время некоторые фирмы рекомендовали при переводе двигателей на тя­
желое топливо устанавливать распылители с меньшим диаметром сопловых отверстий. Совре­
менные дизели предусматривают работу,
как на легком, так и на тяжелом толпиве без смены
распылителей (при работе на легком топливе увеличивается запас по длине факела). Однако при
разработке сопловых отверстий распылителя в процессе эксплуатации
больше, чем на 1 0 % , ре­
комендуется менять распылитель.
Качество распыливания топлива, подаваемого в цилиндр, оценивается двумя показателями:
тонкостью и однородностью распыливания. Тонкость распыливания характеризуется величиной
диаметра большей части капель.
Однородность распыливания характеризуется относительным
количеством капель определенного диаметра по отношению к их общему количеству. Оба эти
показатели находят свое отображение в "характеристике распыливания". На рис.2-9 дан пример­
ный вид характеристики распыливания при:
а) тонком однород­
ном, 6) среднем неоднородном и в) грубом однородном распыли­
вании.
Характеристика
распыливания
оказывает
значительное
влияние на протекание индикаторного процесса. Качество распы­
ливания
шении
/1<
улучшается
диаметра
топлива.
при увеличении давления
сопловых
Последнее
отверстий
требует
dc,
подогрева
впрыска,
уменьшении
умень­
вязкости
высоковязкого
топлива
Рис.2-9. Примерный вид
характеристик
для
оаспылива-
обеспечения
оптимального
уровня
вязкости - не
более
2
-
2 , 5 ° ВУ [1 О].
Аналитические методы расчета качества распыливания не обеспечивают достаточной инже­
нерной точности. При специальных экспериментальных исследованиях тонкость и однородность
распыливания
оцениваются
путем
улавливания
капель
топлива
на
закопченную
пластинку.
В
дальнейшем с этой пластинки изготавливается микрофотография, замеряются диаметры капель,
и подсчитывается их количество. Более точен экспериментальный метод с помощью парафина,
нагретого до состояния, обеспечивающего ту же вязкость, что и у топлива. При впрыске парафи­
на в воздух капли охлаждаются, улавливаются в спирт, затем просеиваются через сито, подсчи­
тывается
их
количество при разном диаметре. При доводке и эксплуатации дизеля качество рас­
пыливания оценивается косвенно - по степени дымности двигателя, его экономичности, темпе­
ратуре поршня и его внешнему виду. При опрессовке форсунки качество распыла может быть
оценено визуально. Требования к тонкости и однородности распыливания в значительной степе­
ни определяются способом смесеобразования. Очевидно, что при объемном способе эти требо­
вания выше, чем при пленочном.
2.3.5. Испарение топлива в камере сгорания
В
процессе
смесеобразования
наблюдается
интенсивное
испарение
топлива.
К
моменту
воспламенения, однако, успевает испариться лишь часть впрыснутого топлива. Процесс прогрева
и испарения зависит от размера капли, ее относительной скорости движения, температуры и дав­
ления в камере сгорания
и
физических характеристик топлива. Все факторы, способствующие
улучшению смесеобразования, интенсифицируют и процесс испарения топлива. Суммарное вре­
мя, необходимое для испарения капли, равно:
(2-22)
'
'
где
'!'J
-
пения tk;
30-
время прогрева капли от температуры т, на выходе из распылителя до температуры киr2
- время испарения капли при
tk
= const.
Время прогрева капли может быть определено расчетом на основе общих уравнений тепло­
0
передачи. Так, при температуре в камере сгорания
t= 6ОО С, диаметре капель dk=JO мк, время их
прогрева до температуры кипения tk=280-320°C равно: r 1 =0,5 мс; при диаметре капель dk=25 мк,
время прогрева возрастает до r 1 =1,2 мс ([6], стр.229). Испарение капли требует большего време­
ни. Ввиду сложности физических явлений и исключительной сложности их теоретического опи­
сания,
при
расчетах
процесса
испарения
используется
приближенный
метод,
разработанный
Д.Н.Вырубовым. Время полного испарения капли определяется как:
r2 = d/ / К,
(2-23)
3
2
где К - константа испарения (для дизельных. топлив К = (7,4-9,3)10dk=10мк, r2�1мс;
приdk=50мк,
см /с). При диаметре капли
т2�3мс.
2.4. Процесс сгорания топлива в цилиндре дизеля
2 . 4 . 1 . Общая схема физических явлений п р и сгорании топлива
Процессы
самовоспламенения и сгорания
предполагалось,
что топливо
менее
всего
изучены
в дизелях.
горит в рабочем цилиндре в жидкой фазе.
Первоначально
Однако последующие
исследования показали, что самовоспламенению предшествует испарение топлива. Наибольшее
распространение сегодня получили цепочно-тепловые представления о природе физических яв­
лений, протекающих при воспламенении топлива. Цепочно-тепловая теория горения разработана
отечественными исследователями во главе с академиком Н.Н. Семеновым [40].
Физико-химические процессы самовоспламенения могут быть представлены следующим об­
разом. После впрыска топлива,
количество
столкновений
прогрева капель,
молекул
их испарения в цилиндре происходит большое
паров топлива
и кислорода
воздуха.
Однако
к химическому
взаимодействию и экзотермической реакции приводит лишь небольшое число столкновений "ак­
тивных" молекул, у которых энергия выше средней. Этот избыток энергии назван "энергией акти­
вации". В результате химического взаимодействия активных молекул
образуются промежуточные
•'
соединения - первичные продукты окисления (перекиси), свободные атомы кислорода, водорода и
радикалы. Если образовавшиеся новые активные молекулы взаимодействуют далее, то начинается
цепная реакция. Возникает "холодное пламя"-результат низкотемпературного
Поскольку цепная реакция
идет с разветвлением
окисления.
цепей, то выделяющаяся тепло наряду с
увеличением температуры от сжатия воздушного заряда приводит к тому, что количество подво­
димой теплоты превосходит отводимое тепло через стенки цилиндра в окружающую среду. На­
чинается прогрессирующий саморазогрев в результате ускорения экзотермической реакции. На­
конец, температура топлива и воздуха достигает такой величины, когда саморазогрев возможен
уже не от разветвления цепей, а от достижения температуры самовоспламенения.
Происходит
тепловой взрыв (или самовоспламенение) в одной или нескольких точках камеры сгорания. От
образовавшихся очагов пламени фронт сгорания распространяется с большой скоростью ( 1 0 - 2 5
м/с) на весь объем горючей смеси. Дальнейшее воспламенение новых порций топлива, подавае­
мого в цилиндр, осуществляется от имеющегося открытого очага пламени.
2.4.2. Характеристика процесса сгорания по индикаторной диаграмме
Если замерить изменение давления в цилиндре дизеля по времени (или углу поворота колен­
чатого вала), то можно получить так называемую
рис.2-1 О дан примерный
"развернутую индикаторную диаграмму". На
вид такой диаграммы с нанесенными характерными точками: точка d -
момент начала подачи топлива (rр,т- угол опережения подачи топлива); у - начало воспламене­
ния топлива; z1
-
конец резкого нарастания давления
давления Рz) ; z - конец подачи топлива;
хлопа.
В
соответствии с характерными
в цилиндре (достижение максимального
z � условная точка конца догорания; Ь- начало газовы­
точками,
процесс
воспламенения
и сгорания топлива
можно условно разбить на 4 фазы:
- З 1
Г ф а з а - от начала впрыска до начала воспламенения топлива - носит название "период за­
держки самовоспламенения":
(2-24)
'li = rp , i / б п , .
где
'i
-
время задержки самовоспламенения
в секундах, rp
соответствующий угол поворота
,i -
коленчатаого вала в град., п - частота вращения, об/мин.
Эта
P,ti'ap
фаза
определяется
зико-химической
необходимостью
подготовки топлива
фи-
к вос­
пламенению и сгоранию (прогрев, испарение,
предпламенные реакции). Она оказывает зна­
чительное
дующего
влияние
процесса
на развитие
сгорания.
всего
Фаза
должна
'i
лежит в
быть возможно меньшей. Обычно
'
'
8
пределах:
'i
= 1-5
мс
после­
(большие значения - в
малооборотных дизелях) или по углу поворо­
внr
Р и с . 2 - 1 0 . Развернутая индикаторная диаграмма
та коленчатого вала
rp
,i
= 3-50°пкв (большие
значения - в высокооборотных двигателях).
II фаза - от начала сгорания (точка у) до достижения давления Pz (точка z 1 ) - называется пе­
риодом резкого нарастания давления в цилиндре. Практически все топливо, поступившее в
цилиндр до точки z 1 , вовлекается в горение. В качестве критерия, оценивающего интенсивность
горения за фазу, принимается скорость нарастания давления W (или "жесткость индикаторного
процесса"):
W= (dP) / (drp).
Величина средней скорости нарастания давления обычно принима­
ется равной L1Р/Лrр- тангенсу угла наклона кривой (см.рис.2-10):
Wcp z ЛР/Лrр z (Р, - Р() / ((pzJ
-
(2-25)
((Jy).
Этот параметр характеризует плавность (мягкость) индикаторного процесса. При больших
значениях
W двигатель работает жестко, со стуками, снижается
надежность работы подшипни­
0
ков. Такая работа недопустима. Обычно W = 1 - 6 бар/
пкв.
Ш фаза - кривая z1z - сгорание при примерно постоянном давлении. В районе точки z обычно
заканчивается подача топлива, а температура в цилиндре достигает максимального значения. За­
держка воспламенения топлива, подаваемого в этот период, минимальна (так как высоки давление
и температура в цилиндре), однако к концу фазы сгорание может замедлиться - уменьшается коли­
чество кислорода. Давление сгорания за III фазу чаще всего незначительно увеличивается, но мо­
жет и уменьшиться - все зависит от работы топливной аппаратуры и от относительного положения
точки z и ВМТ. Чем дальше точка z от ВМТ, тем меньше давление в этой точке при той же цикло­
вой подаче топлива. В качестве параметров, оценивающих III фазу горения, могут быть приняты
максимальное давление Pz и угол поворота коленчатого вала
(fJ
,
при котором это давление
Р,
достигается. Угол
(f)P,
косвенно характеризует экономичность рабочего процесса- чем ближе сго­
рание к ВМТ (меньше rpР�
) -
тем меньше догорание, более эффективно используется энергия газов
в цилиндре. П-я и ПI-я фазы носят название "видимого процесса сгорания".
IV-я фаза - кривая гг
- носит название "догорание топлива" и наблюдается в большей или
меньшей степени у всех дизелей. У малооборотных дизелей эта фаза меньше; у высокооборот­
ных двигателей на номинальной нагрузке эта фаза может наблюдаться на всем ходе расширения.
На долевых
нагрузках
догорание
сокращается.. Догорание
на линии расширения
увеличивает
температуру газа в точке Ь цикла и температуру отработавших газов, повышает потери тепла в
охлаждающую воду. Все это понижает термический кпд цикла.
Приведенный выше анализ с делением процесса сгорания на фазы является в какой-то сте­
пени условным. Однако он нагляден, часто используется при экспериментальных исследованиях
ДВС и при анализе работы двигателя в эксплуатационных условиях.
32-
2.4.3. Факторы, влияющие на фазы процесса сгорания
Факторы, влияющие на все фазы процесса сгорания, и в первую
самовоспламенения
ционные.
'fi,
очередь на период задержки
можно подразделить на физико-химические, конструктивные и эксплуата­
К физико-химическим
состав топлива, давление
факторам
можно
отнести
и температуру заряда воздуха,
физические
свойства
и химический
концентрацию кислорода и остаточных
газов в камере сгорания, наличие в топливе катализаторов в виде присадок, улучшающих горение.
Физико-химические
свойства топлива находят свое
выражение
в 'цетановом
числе.
Чем
больше
цетановое число, выше концентрация кислорода и меньше содержание отработавших газов, тем
меньше период задержки самовоспламенения. При наличии катализаторов, стимулирующих горе­
ние, а также с ростом давления и температуры в камере сгорания ч также уменьшается, что делает
процесс сгорания "мягче", параметр ЛPIЛqJ и максимальное давление Р, уменьшаются.
К числу основных конструктивных факторов, влияющих на процесс воспламенения и сго­
рания, можно отнести степень сжатия е, конструкцию камеры сгорания, конструкцию топливной
аппаратуры, материал поршня и характер его охлаждения. Увеличение е повышает давление Ре и
температуру Те в конце сжатия, что уменьшает ,; . Однако, как об этом говорилось ранее, с уве­
личением Ре растет и Pz, что повышает механическую напряженность деталей двигателя.
Конструкция камерысгорания и топливной аппаратуры, определяющая качество смесеобра­
зования - тонкость и однородность распыливания топлива,
его испарение, однородность пере­
мешивания частиц топлива и воздуха по всему объему камеры
сгорания, - определяют интен­
сивность подвода тепла к топливу и период задержки самовоспламенения
качества смесеобразования
приводит к уменьшению
т;,
снижению P z ,
'i· Любое улучшение
ЛР/Л(!)
и сокращению
IV-й фазы (догорания). В том же направлении влияет наличие неохлаждаемых поршней и накла­
док на поршни. У чугунных поршней коэффициент теплопроводности меньше, чем у алюминие­
вых; поэтому чугунные поршни имеют более высокую температуру поверхности, что уменьшает ,;.
В 2-тактных дизелях и в форсированных 4-тактных приходится, однако, заботиться не о повы­
шении температуры поршня, а о ее понижении. Поршни обычно охлаждаются маслом или водой,
что увеличивает период ,; .
Конструкция элементов топливной аппаратуры определяет не только качество смесеобразо­
вания и через смесеобразование - качество сгорания. Большое влияние на фазы процесса сгора­
ния оказывает закон впрыска топлива - весовое
или объемное распределение подаваемого в
цилиндр топлива по времени (или углу поворота коленчатого вала q((!)),
равных
условиях
закон
впрыска
определяется
скоростью
стремятся осуществить впрыск с возрастающей скоростью
уменьшить динамические показатели цикла Pz
и ЛРIЛ(!),
р и с . 2 - 1 1 ) . При прочих
впрыскиваемого
(кривая
1
топлива.
Обычно
на рисунке) с тем, чтобы
а также более рационально использо­
вать воздушный заряд, находящийся в дальних "углах" камеры сгорания (последние порции топ­
лива, имеющие максимальную скорость, проникают в самые отдаленные углы). При этом дина­
мические показатели цикла
1
(Pz
, ЛPIЛqJ) будут меньше по сравнению с циклом 2, поскольку
. меньшее количество топлива будет подано за
время т;.
К числу эксплуатационных факторов можно отнести угол опережения подачи топлива <Р,т ,
продолжительность впрыска <Рп, текущее техническое состояние топливной аппаратуры, органов
воздухоснабжения и газовоздушного тракта. Угол опережения подачи топлива rрнп является наи­
более
гибким
фактором,
позволяющим
в условиях эксплуатации
влиять
на
характер процесса
сгорания. Слишком раннее опережение подачи, когда впрыск осуществляется при низкой темпе­
ратуре сжимаемого в цилиндре заряда, увеличивает т1, что повышает Pz, ЛР/Л(!) (р и с . 2 - 1 2 , кривая
1 ) . Слишком поздняя подача (кривая 3) приводит к переносу процесса сгорания на линию дого­
рания, повышению давления и температуры отработавших газов (т. Ь), что увеличивает темпера­
туру цилиндра-поршневой группы и снижает термический кпд.
-33
r �
й'Jf'
1
'
'{),.,,
.
.
G
.
.
�il,
�-f::в,
------------·----
.
.
--�-------�
ен:
Рис.2-12.
Р и с . 2 - 1 1 . Связь закона впрыска топлива q(rp)
Характер
изменения
''П!<
развернутой
индикаторной диаграммы при изменении утла
с характером изменения давления в цилиндре P(rp)
опережения подачи топлива
Увеличение продолжительности впрыска топлива
ством
У;
(f)п
в условиях эксплуатации является сред­
повышения мощности дизеля. Если опережение подачи неизменно, то
при увеличении
(f)п
относительная длительность IП-ей и IV-oй фаз процесса сгорания увеличивается, возрастает темпе­
ратура отработавших газов, повышается температура стенок цилиндра. При этом термический кпд
может повыситься, если относительное
приращение полезной мощности больше относительного
приращения тепла, переданного холодному источнику (уносимого с отработавшими газами).
Любое ухудшение технического состояния топливной аппаратуры, органов воздухоснабже­
ния и газовоздушного тракта - засорение сопловых отверстий или загорание распылителя, зави­
сание иглы форсунки, разработка сопловых отверстий,
возрастание гидравлического сопротив­
ления газовоздушного тракта, снижение кпд и мощности турбокомпрессора - приводит в конеч­
ном итоге к ухудшению процесса сгорания, переносу сгорания на линию догорания, снижению
термического кпд и перегреву цилиндра.
2.4.4. Критерии оценки характера сгорания
Для анализа процесса сгорания используются 2 величины:
критерий управляемости процесса
сгорания А.Д.Чаромского и фактор динамичности цикла А.И.Толстова. Критерий Чаромского равен:
ч=
где (();
1 - rp;/
(()11
(2-26)
'
- угол задержки самовоспламенения, "пкв;
(f)п -
угол впрыска топлива, "пке. При
(f)i
> rp11,
Ч< О, про цесс сгорания полностью неуправляем. Такое положение может наблюдаться при рабо­
те
на малых
нагрузках;
когда цикл дизеля приближается
к циклу быстрого
сгорания.
Обычно
величина критерия управляемости находится в пределах: Ч = О , 1 5 - 0 , 8 5 .
Фактор динамичности Толстова определяется отношением:
5 = qт1I q ц .
(2-27)
Здесь q тi - количество топлива, подаваемого в цилиндр за период задержки самовоспламене­
ния; Чч : цикловая подача (общее количество топлива, поданное в цилиндр за один цикл). Вели­
чина д зависит от закона впрыска топлива и характеризует динамические показатели цикла. При
неизменном значении критерия управляемости Чаромского изменение закона подачи топлива в
сторону повышения д (с 0,21 до 0,525) привело к увеличению ЛР/Лrр
в 2,7 раза,
л
= Pzl Ре - на
25 % ([59], с т р . 4 1 ) .
Снижение фактора динамичности может быть обеспечено соответствующей конструкцией то­
пливной
аппаратуры.
Для
уменьшения
дозы
qтi
используется
так
называемый
"двухфазный"
впрыск за счет применения 2 топливных насосов высокого давления, переменной скорости движе­
ния плунжера или соответствующей регулировки электронной системы управления впрыском. В
большинстве
систем
используются
топливные
насосы
с равномерным
ускорением
плунжера
на
начальной фазе впрыска - так или иначе период задержки самовоспламенения совпадает с началь­
ным периодом впрыска, приходящегося на "разгон"
34-
плунжера, за счет чего снижается доля q,i·
2.5. Расчет процесса сгорания
Расчет
процесса
сгорания
производится
на основе
анализа молекулярных
изменений
воз­
душного заряда и топлива при сгорании с использованием эмпирических данных по опыту рабо­
ты созданных ранее конструкций дизелей. Расчет носит приближенный характер и ставит своей
конечной целью определение параметров рабочего цикла в точке z. Предварительно для расчета
параметров
в конце
процесса
сгорания
необходимо
знать:
количество
воздуха,
потребное
для
сжигания подаваемого в цилиндр топлива; количество молей продуктов сгорания и их теплоем­
кость. Рассмотрим порядок определения этих величин.
2 . 5 . 1 . Определение количества воздуха, необходимого для сгорания топлива
Жидкое нефтяное топливо, используемое в дизелях, состоит из углерода С, водорода Н, ки­
слорода
О,
элементов
серы S, золы и других негорючих соединений.
находится
в
пределах:
С=О,84-0,88;
Обычно
Н=О,11-0,14;
S=
весовой состав каждого
0,0001-0,05;
из
0= 0 , 0 0 0 0 5 - 0 , 0 3 .
Примем, что 1 кг топлива состоит из С кг углерода, Н кг водорода, S кг серы и О кг кислорода:
1 к г = С + Н + S + О.
Химические реакции полного окисления элементов запишутся в виде:
С + 02 = СО2;
= 2Н2О:
2Н2 + 02
S + 02
=
S02.
С учетом молекулярных весов эти реакции можно записать в весовых или мольных долях:
12 кг С + 32 кг 02 = 44 кг СО2;
4 кг Н + 32 кг 02
Или: 12 кг С + 1 кмоль 02 = 1 кмоль СО2:
= 36 кг Н20,·
= 64 кг S02.
32 кг S + 32 кг 02
4 кг Н2
+ 1 кмо ль
02 = 2 кмоля Н2О:
32 кг S + 1 кмоль 02
Гк моль S02.
=
Для 1 кг и для произвольного количества (С, Н, S кг) каждого элемента формулы примут вид:
1 кг С + 1112 кмоля 02
1/12 кмоля СО2;
=
1 кг Н2 + 114 кмоля 02 = 112 кмоля Н20,·
1 кг S+ 1/32 кмоля 02 = 1/32 кмоля S02.
С кг С + С/12 моля 02
=
С/12 моля СО2,·
Н кг Н2 + Н/4 моля 02 = Н/2 моля Н2О:
S кг S + S/32 моля 02
(2-28)
= S/32 моля S 0 2 .
Как видно из уравнений (2-28), при сгорании углерода и серы количество молей газов равно
количеству молей кислорода, вступившего в реакцию. При сгорании водорода происходит уве­
личение в 2 раза числа молей водяного пара по сравнению с числом молей потребного на окис­
ление кислорода.
Общее количество молей кислорода воздуха, необходимое для сгорания
Ео, = С/12 + Н/4 + S/32 - 0/32
топлива, равно:
1
кг
молей 02/ кг топлива, где 0/32- количество
молей кислорода, содержащееся в топливе.
Учитывая, что мольная (объемная) доля кислорода в воздухе составляет примерно 0 , 2 1 , по­
требное количество воздуха на сгорание 1 кг топлива составит:
L0
Здесь L0
ва.
В
= (1 / 0,21) (С/12 + Н/4 + S/32 - 0/32) кмоль возд./ кг топл.
�
весовых
(2-29)
теоретически необходимое количество воздуха для полного сгорания 1 кг топли­
единицах
теоретически
необходимое
количество
воздуха
возд/кг топлива. Поскольку среднемольный вес воздуха равен: µ в = 2 8 ,
97
равно:
О = 0 , 0 0 4 , получим:
кг топлива.
"
ный:
L0
=
кг
кг/кмоль, то приняв
для дизельного топлива среднего состава весовое соотношение элементов равным:
= 0,126;
Lo '=µ.·Lo
С = 0,87;
Н
L0 = 0,495 кмолей воздуха/ кг топлива. Или L0 ' = 1 4 , 3 кг в о з д ух а /
Заметим, что при нормальных условиях это количество воздуха имеет объем, рав3
11,1 м
воздуха/ кг топлива.
В дизелях количество воздуха L, подаваемого в цилиндр для сгорания
теоретически
необходимого.
Необходимость увеличенной
подачи
1 кг топлива, больше
воздуха определяется нерав­
номерным распределением топлива в объеме камеры сгорания (в результате чего в одних точках
объема - недостаток, в других - избыток кислорода воздуха), желанием улучшить полноту сго­
рания и уменьшить температуру в точках z и Ь цикла.
Отношение действительного количества
воздуха, находящегося в камере сгорания, к теоретически необходимому называется коэффици­
ентом избытка воздуха при сгорании:
а = L / Lo = L ' / L 'о
(2-30)
-35
Полное
сгорания
сгорание топлива в цилиндре
представляют
собой
смесь
а> 1. В этом случае продукты
возможно только при
"чистых"
продуктов
сгорания
и
избыточного
воздуха.
Обычно коэффициент избытка воздуха на сгорание находится в пределах: а = 1 , 8 -,- 2 , 1- малообо­
ротные дизели без наддува; а = 1 , 6 + 2 , 3 - малооборотные дизели с наддувом; а = 1 , 3 + 1 , 7 - высо­
кооборотные дизели без наддува; а = 1 , 5 + 1 , 9 - высокооборотные дизели с наддувом; а = 0 , 8 5 + 1 , 2
- карбюраторные двигатели. Более низкие а у высокооборотных дизелей объясняются большой
однородностью смеси (особенно в двигателях с разделенными камерами сгорания),
возможно­
стью работы с большей форсировкой по температуре. У дизелей с наддувом а увеличивается для
снижения максимальной и средней температуры
цикла и уменьшения температуры
поршневой группы. У длинноходовых малооборотных дизелей
цилиндро­
удалось снизить избыток воздуха
на сгорание до величины а = 1 , 6 - 1 . 8 �
2 .5. 2 .
бъем
О
к
коэффицие
нта
молекулярн
одуктов сгорания
же
з мене н ия
при
сг
орании
М
з
И
у
кмольfкгтопл
г
азо в .
то
Э
у
(2-31)
п
т
оплива и а> 1 равно:
Мсо; + Мн20 + Mso2+ Мо; + MN2 _
=
равнений
(
2 - 28 ) найдем : Мса,
(
С/12; Мн-о
=
Н/2,· Мво,
=
=
S/32.
К
2 - 32)
оличество мо л ей ки­
слорода, не использованного в процессе сгорания, определится как: Мо2 = 0,21(а-1) L 0 .
к
оличество молей азота, не
инимающего участия в
пр
Подставляя полученные значения Мо2 и Мнз в
М
ура
еакции горен ия: MN2 = О, 79L = О, 79 a L 0 .
(2-32)
И
, получим:
ли :
М = С/12 + Н/2 + S/32+ ( а - 0 , 2 1 ) L 0 •
К
(2-
оличество
L = Еа,
28 ) :
м
a=l
олей воздуха L до сгорания
+ Мо2 +
Мю, где:
Ео,
(
также
L = С/12 + Н/4 + S/32- 0/32 + ( а - 0,21)10
з равенств
И
ЛМ
(
=
ак видно из
К
топливе
2-33) и
авенства
р
слорода и
(
=
ние количества молей
(81! + О ) / 32
Де
йствительный
=
з уравнения
(
(
к
оэффициент
м
=
ов определяется содержанием в
бытка воздуха на сгорание. Отноше­
ициентом молекулярного
=
и
ствующего в ре­
уча
зменения:
/ 32 a L 0 ,
олекулярного
и
(
зменения
fJ
индре к моменту начала
цил
=
нализируя
мула
(
ф
оцесса сгорания. Он равен:
пр
(/Jo+rr) / ( l + r, ) .
(
2 - 3 8) принимает вид
(
2 - 36 )
(2-
-(2-
3 8 ) , можно сказать:
к
о эфф и ц иента
пределах
топлива
хл
оп).
36-
т
очки z цикла: /Jz
погрешности расчета.
-
получение
и хорошей
Пр
р
гарного
у
1 ) при i=l
(
37 ) ; 2) /Jo всегда боль ш е 1 , а /J</Jo; 3 ) с
избытка воздуха на сгорание коэффициенты /Jo
дизелей принимают для
К
z
fJ,
роме того,
газа
СО
2-37)
/Jo - 1 ; тогда для произвольного момента процесса сгора­
тая доля топлива, текущее значение
i-
ормулы
2-36)
должен учитывать количество
/J;
равно:
/J; = (L + i ЛМ + Mr) / (L+ Мг)= 1 + i ЛА1 / (L+ Mr) = 1 + ЛМ!L i l(]+rr).
А
2 - 35 )
из
(MIL+ M/L) / (LIL+ M/L)
2 -3 6) найдем: ЛМ/L
ния, когда сгорела ли шь
2 -34)
газ
коэфф
(L+ЛМ) / L = 1 + (81!+0)
(М+ Mr) / (L+ Mr)
И
,
родуктов сгорания к количеству молей свежего воздуха,
молей остаточных газов М,. , находящихся в
fJ
кмольfкгтопл
п
мл: =
/Jo =
(
2-35), приращение количества молей
горения, называется химическим
акции
огда:
•
водорода и не зависит от коэффициента
ки
Т
найдем приращение количества молей газов ЛМ:
(2-34)
lf/4 + 0/32
2-33)
может быть найдено с помо щ ью уравнений
= С/12 + Н/4 + S/32 - 0/32.
a=l
Общее
р
внение
С/12 + Н/2 + S/32 + О, 21 (а-1) L0 + 0,79 aL 0.
=
т
вели ч ение оценится как :
•
родуктов сгорания М при полном сгорании 1 кг
оли чество молей
ак
п
ЛМ = М - L = М - aLo
К
и
ри прочих равных условия х больше объе м а свежего заряда,
пр
процессе сгорания увеличивается количество молей
в
о го
есовое количество продуктов сгорания равно сумме весов воздуха и топлива до сгорания.
В
ка
Определение
(
и
fJ уменьшаются.
О
ри расчетах
п
fJ
сгорание)
не
уч
2-38)
все то п ливо сгорело),
у
ф
ор­
величением коэффициента
бычно при
пренебрегая догоранием.
неполное
(
асчетах судовых
то допущение лежит в
Э
итывается
и чистого
р
полнота сгорания
углерода
(
дымный вы­
егулировке дизеля эти допущения не дают большой погрешности .
2.5.3. Определение теплоемкости
продуктов сгорания
Теплоемкость и воздуха, и продуктов сгорания зависит от температуры. Эта зависимость не яв­
ляется линейной, однако с достаточной для практики точностью можно принять линейный закон из­
менения теплоемкости С от температуры Т: С
=
а + ЬТ, где а и Ь - постоянные коэффициенты.
При расчетах рабочих циклов удобно пользоваться средними значениями теплоемкостей в
заданном диапазоне температур. При линейной зависимости теплоемкости от температуры сред­
нее значение теплоемкости определяется как среднеарифметическое ее истинных значений при
начальной и конечной температуре интервала (или равно истинной теплоемкости при средней
температуре
интервала
Тер =
1/2(Т1+Т2).
Для
определения теплоемкостей
можно
пользоваться
специальными таблицами (см.[56], стр. 76). Однако можно считать и по формулам. Для опреде­
ления средних мольных изобарной С � и изохронной С 'v
теплоемкостей сухого воздуха могут
быть приняты следующие формулы:
С � = 27,59 + О,00251Т кДж/кмольК,
С \ = 19,26 + О,00251ТкДж/кмольК.
(2-39)
Уравнения для теплоемкости "чистых" продуктов сгорания ( а =
1 ) при использовании ди­
зельного топлива среднего состава имеют аналогичный вид:
Ср''
= 28. 78 + О,0036ТкДж/кмольК,)
С;"
= 2 0 . , 4 7 + О,0036Т кДж/кмольК.
(2-40)
Средняя изохорная теплоемкость смеси чистых продуктов сгорания и воздуха определяется
зависимостью: С; см = (Ma=I С;" + Мвозд С; ' ) / ( Ма=1+ Мвозд),
пользованного воздуха и Ma=I
написать: Ма=1=/З'0Lа,·
где Мвозд - количество молей неис­
- чистых продуктов сгорания при сгорании 1 кг топлива. Можно
Мвозд=L-L0 =L0(a-l),
где /J'o - химический коэффициент молекулярного
изменения при а= 1 . Подставив значения Ma=I и Мвозд в исходную формулу и сократив числитель
и знаменатель на L0, получим:
Сvсм = (/J'o С ' \ + (а-1) С \ ) / (/J'0+a-l).
Если
пренебречь
приращением
количества
(2-41)
молей
чистых
продуктов
сгорания
(принять
!3' ::::: 1 ) , то можно получить часто применяемую формулу:
0
Сvсм z ( С " ; + (а-Т) С \ ) / а .
Заменив С ' \ и
(2-41а)
С \ их линейными зависимостями от температуры, для дизельного топлива
среднего состава получим:
сv см
20.47+(а-1)·19.26
=
Зб+(а-1)·25.1
+
а
Средняя
изобарная
Т
продуктов
сгорания
02,
СО2,
Н2О,
топлива
,
.
К
1
гу..,,Жl1vvtОЛЬ
.
(2-416)
а ·10
теплоемкость
определится
µR = 8 . 3 1 4 kДж/кмольК. Если в процессе расчета необходимо
данным таблиц,
. г п.
•
4
произвольного
состава,
то
Срсм=Сvсм + µR,
как:
где
определить теплоемкость чистых
уравнение
смешания
составляется
по
исходя из действительного состава продуктов сгорания (учитывая содержание
N2 порознь). Последовательность расчетов - та же.
2.5.4. Вывод уравнения сгорания
Уравнение сгорания - это зависимость, позволяющая рассчитать максимальную температу­
ру цикла Т'; При выводе этой зависимости сделаем допущения:
1 ) истинная кривая подвода теп­
ла (кривая 1-2-3 на рис. 2 - 1 3 ) заменяется термодинамическими процессами подвода теплоты при
V = const (линия сг.) и Р = const (линия z1z),· 2) процесс сгорания топлива характеризуется коэф­
фициентом
использования теплоты
i; . С количественной точки зрения сделанные допущения
дают приемлемые результаты. Коэффициент использования теплоты i; учитывает ту часть тепло­
ты, которая в процессе сгорания воспринимается рабочим телом,
полезной работы.
а также идет на совершение
Соответственно величина (1-9 учитывает недожег,
отвод теплоты в охлаж­
дающую среду и теплоту, которая еще не выделилось от сгорания топлива.
-37
Уравнение баланса теплоты в точке z запишется в виде:
о. <;z = м; С ' \ Tz- м, с, = з; »
Qн
где
<;z
-
-
низшая
коэффициент
М, С '
'v
Т, =
с.:
теплотворная
(2-42)
способность
использования
теплоты
в
р
топлива;
точке
z;
Иz - внутренняя энергия продуктов сгорания в
точке z; М; С;' ''Те = Иг внутренняя энергия рабочего тела в
точке с;
С
и С; ' ' '- средняя мольная изохорная теплоем­
"v
кость газов в точках с и z цикла, Lz1z = Р, (Vz-Vz1) - полезная
--
--
..... _.______
вмr
работа при расширении газов от точки z1 до точки z.
.
�
v
Р и с . 2 - 1 3 . Схема процесса подвода
Поскольку
PzVzz=}cPe
Vc ,
на
основании
уравнения
со-
теплоты
на диаграмме P-V
стояния можно записать для работы расширения газов:
Lz1z
=
PzVz- лРс Ve = Mz µR Т, - л. М, µR Те. Подставим это значение работы в формулу (2-42) и
сгруппируем слагаемые. Получим: <;z Qн = МzTz (С; "+µR) -MaTe(Cv
М,
часть слагаемое, содержащее Tz, получим:
С;'
'+
µR
=
(С,,''+ µR) Т,
=
" ' + ).,
<;z Qн
µR).
Выделив в левую
+ Те ( С ,, ' ' ' + µRл.). Так
как
Ср ' ' , то окончательно запишем:
М, Tz Ср "
=
<;z Qн + М; Те { С; ' "
+
µR А} •
(2-43)
Недостаток уравнения (2-43) - необходимость оперирования с теплоемкостью С; ' ' ' смеси L
молей свежего заряда
величину Мг
и М,. молей остаточных газов. Выделим из общего состава молей газов
с тем, чтобы исключить из расчетов
C v ' ' '.
Можно записать на основании общих
закономерностей смешания газов:
· МаТе (С; ' ' '+ µR}.,) = (L + М�) ( С, ' ' '+ µRJ.,) 1�=
=L
где
(С;' + µR }.,) Те + Мг (Cv'
'+
µR л.) Те =
ис.
'+
µR J.,J Те +
к»
L
(С,,''+
µR л.) Те,
С; ' - средняя мольная теплоемкость сухого воздуха;
С;" - средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания.
Подставим полученное равенство в формулу (2-43) и разделим правую и левую части на L.
Получим:
м, л,
СР' '/ L =
;z
Qн ! L + (C'v+ µR л.) Т е + Yr
«; '+
µR }.,) Т е .
Так как: M/L = (/ЗzМа) / L = /3z ((L +Мг)/ L) = /Jz{l+rг), то расчетная формула для определе­
ния максимальной температуры цикла Т, примет окончательный вид:
/Зz (] +rr)
С/' л;
= <;z Qн IL
+
(С,,'+ µR }.,) Те + Yr
«: "+
(2-44)
µR л.) Те .
При подстановке в уравнение (2-44) численных величин и значений
с, " ,
через температуру, уравнение приводится к виду: АГ; + В'Г, - С = О. Или:
С; ' �
выраженных
Т, = С / (ATz+B). Это
уравнение решается обычно методом последовательных приближений. Определение других па­
раметров цикла в точке z производится по формулам: Р, = }r.Pe;
Vz = Ve р. Степень предваритель­
ного расширения р находится на основании уравнений состояния в точках z и с. Взяв отношение
параметров, найдем:
р
=
Р, Vz / (Ре Ve) = Ар = М, Т, / (МаТе)
{/Jz / А)
=
/3z (Т, /Те). Откуда:
а, /Те)�
Величиной А, определяющей Р,
(2-45)
и степень предварительного расширения, задаются на осно­
ве данных по выполненным ранее конструкциям.
2 . 5 . 5 . Анализ уравнения сгорания
Как видно из уравнения (2-44), температура в точке z зависит от многих параметров (<;z, Те, Е,
Yr ,
Ср '', /3z , Q 1 1 , J.,). Однако основное влияние на величину Т, оказывают параметры
.;;,
Те и L.
Влияние остальных параметров для конкретного типоразмера двигателя незначительно. Макси­
мальная температура цикла повышается при увеличении Те,
.;z и уменьшении L. Чем выше тем­
пература Tz, тем выше при прочих равных условиях температура цилиндра-поршневой группы,
хуже условия работы цилиндра. Как правило, у судовых дизелей максимальная температура цик­
ла не превышает 1800К, у высокооборотных
дизелей - 2000К (так как здесь более благоприят­
ные условия отвода тепла от стенок цилиндра).
38-
Понижение Т; в практике возможно за счет переноса процесса сгорания на линию догорания
(за счет уменьшения � ). Такое решение нецелесообразно - при этом повышается температура
уходящих газов и температура ЦПГ, уменьшается термический КПД.
Однако в высокооборот­
ных дизелях подобный перенос сгорания на линию расширения происходит независимо от воли
конструктора. У малооборотных дизелей уменьшение <;z практикуется при их форсировке, но не
с целью снижения Т, , а
с целью снижения максимального давления сгорания Р, и повышения
энергии газов перед газотурбонагнетателем. Обычно
ний предел - у высокооборотных дизелей,
Е
находится в пределах:
�z=0,6-;--0,99. Ниж­
верхний - у малооборотных с увеличенным ходом
Те на величину Tz ограничено ввиду ограниченности изменения
поршня. Влияние температуры
величин
�
z
и Та, определяющих Те.
Основной путь уменьшения температуры Т, и температуры цилиндра-поршневой группы увеличение количества молей L свежего заряда для сгорания 1 кг топлива
(т.е. за счет повыше­
ния коэффициента избытка воздуха на сгорание ).
Обычно при расчетах степень повышения давления l=P/Pe принимается исходя из величи­
ны Р, построенных двигателей того же класса. Максимальные давления сгорания у выполненных
конструкций находятся в пределах: Pz
=
=
5.0+6.5 мПа - у малооборотных дизелей без наддува; Р,
6 . 5 7 1 6 . 0 м П а - у малооборотных дизелей с наддувом; Pz= 5 . 0 + 8 . О м П а - у средне и высокообо­
ротных дизелей без наддува; Р, = 6 . 5 + 1 8 . 0 мПа - у средне и высокооборотных дизелей с надду­
вом. Степень повышения давления у двигателей без наддува находится в пределах: )., = 1 , 3 -;-- 2 , 2 .
При
форсировке
двигателей
наддувом
А сни�ается
и
может
достигать
значений
).,=
1, 15+ 1 , 3 .
Уменьшение А при наддуве определяется необходимостью обеспечения достаточной надежности
работы подшипников коленчатого вала путем сохранения на допустимом уровне максимального
давления цикла Pz.
2.6. Процесс расширения
В реальном двигателе процесс сгорания начинается до прихода поршня в ВМТ и не заканчи­
вается после окончания подачи топлива в цилиндр, а продолжается на линии расширения. IV-я
фаза процесса сгорания (догорание) оказывает значительное влияние на характер процесса рас­
ширения. Это влияние может быть проиллюстрировано с помощью кривой использования тепло­
т ы .; = /(V), данной на р и с . 2 - 1 4 .
Основная доля теплоты подводится на участке z1z рабочего хода. Однако за счет догорания
правее точки z коэффициент
.; продолжает увеличиваться, достигая максимума в точке М. На
этом участке процесса расширения из-за влияния догорания показатель политропы расширения
составляет величину п2
в то
же время,
= 1 , 0 + 1 , 1 . При движении поршня от ВМТ к НМТ догорание уменьшается;
увеличивается
поверхность ох-
лаждения цилиндра и соответственно увеличи­
вается отвод теплоты.
личество
Наконец,
подводимой теплоты
в точке М ко­
-
становится рав­
ным количеству отводимой теплоты. При этом
T:--=d
f ==J(V)
о
i.
мгновенное значение показателя п2 равно пока­
зателю адиабаты:
жении
поршня
протекает
с
уменьшается.
пг равен: n2
к
пг
НМТ
конце
процесс
теплоты,
величина
расширения
/
.;
показатель
= 1,5+ 1,6.
= /(V)
2
/
расширения
Как правило, в судовых дизелях максимум
кривой .;
---r
При дальнейшем дви­
=k.
отводом
В
-=
находится между точками z и Ь.
1
�g
..
_
____________________
......
v
8/vlT
Рис.2-14. Характер изменения коэффициента ис­
пользования теплоты i;(V)
в цилиндре малообо­
ротного ( 1 ) и быстроходного (2)
дизеля
В точке Ь коэффициент использования теплоты
-39
равен:
r;в=О,8+0,99. Чем ближе максимум кривой к точке z, тем меньше температура в точке Ь и
экономичнее цикл. У высокооборотных двигателей точка М может находиться вообще за преде­
лами графика (кривая 2 на р и с . 2 - 1 4 ) . У этих двигателей догорание протекает на всем ходе рас­
ширения и не заканчивается в точке Ь;
количество подводимой теплоты на линии расширения
больше отводимой. Экономичность цикла понижается за счет недожога топлива и высокой тем­
пературы отработавших газов.
При построении расчетного
цикла дизеля кривая расширения условно принимается за по­
литропу со средним показателем политропы пг, постоянным для всего процесса расширения. По
аналогии с процессом
сжатия,
средний показатель n2
принимается таким,
чтобы
площади под
расчетной и истинной кривыми расширения в P V - диаграмме были равными. Величина среднего
значения
показателя
политропы расширения зависит от линейных размеров двигателя,
уровня
его форсировки, нагрузки, частоты вращения коленчатого вала, физических характеристик топ­
лива и ряда эксплуатационных факторов.
Увеличение линейных размеров цилиндра уменьшает относительную площадь поверхности
охлаждения;
теплоотвод уменьшается,
что
приводит к снижению показателя
п2.
В том же
на­
правлении действуют форсировка двигателей наддувом и увеличение нагрузки цилиндра, повы­
шение частоты вращения коленчатого вала, ухудшение физических характеристик топлива, вы­
зывающее снижение скорости его сгорания, изменение эксплуатационных факторов - уменьше­
ние угла опережения подачи топлива, ухудшение распыливания топлива, повышение температу­
ры охлаждающей среды.
Повышение частоты вращения
коленчатого вала при прочих
равных условиях уменьшает
время контакта газов и стенок цилиндра, что уменьшает отвод тепла. Одновременно уменьшают­
ся протечки газа через кольца, увеличивается догорание. Все это способствует уменьшению по­
казателя пг.
Форсировка двигателя или увеличение нагрузки даже при постоянной частоте вра­
щения приводит к увеличению температуры газа, росту теплоотвода и одновременному переносу
сгорания на линию догорания. Возрастание IV-oй фазы оказывается определяющим при форси­
ровке,
что
снижает
показатель
п2.
К развитию догорания
приводит также ухудшение качества
топлива и указанное выше изменение эксплуатационных факторов.
Значения средних показателей политропы расширения для номинальных режимов работы раз­
·личных двигателей находятся в пределах ([6], с . 1 6 6 ) :
с
неохлаждаемыми
поршнями;
чения пг
пг
поршнями;
пг
=
1 , 2 5 +- 1 , 2 8
пг
=
1 , 1 5 +- l , 2 5 - высокооборотные двигатели
- среднеоборотные
двигатели
с
охлаждаемыми
= 1 , 2 7 +- 1 , 3 2 - малооборотные двигатели с охлаждаемыми поршнями. Меньшие зна­
у высокооборотных двигателей - из-за догорания на линии расширения и меньшего вре­
мени теплоотвода. Параметры цикла в конце процесса расширения находятся из соотношений:
Рь =
г,
11
(VzlVь)
2
=
г, / б п 2 ,
(2-46)
тЬ = тz / 5(п 2-})•
(2-47)
Обычно температура в точке Ь менее
Ть < 1 1 0 0 +- 1 2 0 0 К
- во избежания обгорания выпуск­
ных клапанов, головок поршней, пригорания поршневых колец. Объем в точке Ь в расчетах тео­
ретических циклов 2-х и 4-тактных дизелей принимается равным объему в точке а цикла:
Vь =
Va. Влияние действительных углов опережения открытия органов газообмена в дальнейшем учи­
тывается
при
построении
теоретической
индикаторной
диаграммы
путем
нанесения
тельных моментов на диаграмму и ее исправления «от руки». Давление в точке
действи­
Ь находится в
пределах ([21]), с. 48): Рь = (2,5+3,5) Р к - малооборотные двигатели; Рь = (4,0+5,5) Рк - высоко­
оборотные двигатели с выпуском через клапаны (здесь Рк- давление наддувочного воздуха).
40-
Тема 3. ПРОЦЕССЫ ГАЗООБМЕНА
3 . 1 . Характер протекания газообмена в 4-х и 2-тактных дизелях
Процесс газообмена завершает рабочий цикл дизеля. Он оказывает значительное влияние на
качество очистки цилиндра от отработавших газов, величину свежего заряда, тепловую напря­
женность деталей цилиндра-поршневой группы, работоспособность клапанов.
мена состоит
из
газораспределительных
органов
цилиндра
(впускных
Система газооб­
и выпускных клапанов,
окон, золотников или заслонок) и прилегающих к ним каналов и трубопроводов, входящих в га­
зовоздушный тракт двигателя.
Она входит составной частью
в общую систему наддува совре­
менного дизеля. Для качественной очистки и наполнения цилиндра свежим зарядом к системе
газообмена предъявляются следующие основные требования:
1 ) своевременное открытие и закрытие газораспределительных органов;
2) достаточные проходные сечения этих органов;
3) рациональное направление потоков воздуха и газов для данной конструкции ;
4) оптимальное конструктивное исполнение всего воздушно-газовыпускного тракта (от при­
емного
фильтра
компрессора до
конца выпускной трубы), обеспечивающее минимальное
гид­
равлическое сопротивление;
5)
необходимое
количество
подаваемого
воздуха при соответствующем давлении,
опреде-
ляемом потребностями рабочего процесса.
На рис.3-1
даны
круговые
диаграммы
газораспределения в 4-тактном дизеле Piel­
stick
РС-2-2
(а)
и
в
2-тактном
(Ь). Эти диаграммы
6S70MC
двигателе
являются ти­
пичными для данных классов двигателей. В
4-тактных
дизелях
завершается
через
круговая
720°
пкв,
диаграмма
Выхлопной
клапан открывается в конце рабочего хода
поршня при угле предварения газовыпуска
'
о
=50-70
lj/
.
до НМТ и закрывается при угле
0
Р и с . 3 - 1 . Круговые диаграммы газораспределения 4-х (а)
"
lflв
о
=45-60
,
пан
и 2-тактного (Ь) дизеля
после ВМТ. Всасывающий кла-
открывается
при
угле
lflec
о
=
50-70
"
ВМТ и закрывается при угле
lflec
до
о
=35-55
после fTh1T. В 2-тактном дизеле диаграмма завершается
о
через 3 6 0
.
пкв. Угол предварения газовыпуска может находиться в пределах
'
о
l.f/ = 7 0 - 1 0 0
до НМТ,
6
угол закрытия выпускного органа (выхлопного клапана или окна)
менных
2-тактных
дизелях
моменты
газовыпуска
близки
к
1.f!;=
60-80° после НМТ. В совре­
симметричным
относительно
НМТ.
Моменты открытия и закрытия продувочных окон симметричны относительно НМТ, суммарный
угол открытия окон находится в пределах
В параграфе
lflпp
=70-84°.
1 . 2 отмечались отличия процесса газообмена в 4-х и 2-тактных дизелях. Мало
того - газообмен протекает по-разному в различных конструкциях дизелей одного и того же ти­
па. Тем не менее, характер изменения давления в цилиндре и в системе в процессе газообмена
каждого типа дизелей имеет много общего, что позволяет процессы обобщить.
В 4-тактном форсированном дизеле можно выделить четыре фазы газообмена (рис.3-2).
I фаза - свободный выпуск; протекает от момента открытия выпускного клапана (точка Ь на
рис.
3-2) до достижения
минимального давления в цилиндре
(точка k).
От точки Ь давление в
0
цилиндре снижается резко, достигая минимума за 35+40° поворота коленчатого вала ( пкв) после
НМТ. За этот период из цилиндра удаляется более 1/2 отработавших газов ( [ 1 2 ] , с . 1 0 9 ) .
П фаза - выталкивание газов движением поршня; протекает от момента достижения мини­
мального давления в цилиндре до момента открытия впускного клапана (точка!);
по ходу вы-
-41
талкивания газов давление в цилиндре
вначале повышается в соответствии с
-- -----· - ;
--,--г----
изменением
скорости
поршня,
гая максимума примерно на
В
конце
фазы
давление
становится равным:
в
дости­
112 хода,
цилиндре
Рц z Ps (Р, - дав­
ление в продувочном ресивере), а ко­
эффициент остаточных газов достига­
ет
Yr =
величины
выталкивания
из
0 , 1 0 ..;.. 0 , 1 5 .
За
фазу
цилиндра удаляется
до 40% газов.
ПI фаза - продувка камеры сгора· ния (кривая
Рис.3-2. Характер изменения давления и фазы газообмена
/е); определяется перекры-
тием клапанов - оба клапана открыты,
4-тактного дизеля
воздух под давлением проходит из продувочного ресивера в камеру сгорания и в выпускной кол­
лектор, очищая камеру сгорания от остаточных газов и одновременно охлаждая органы газообмена
и детали
цилиндра.
К концу продувки коэффициент остаточных газов достигает величины
rr
=
0,00..;..0,04. Фаза продувки наблюдается и у двигателей без наддува - за счет инерционности столба
газов, в результате чего в конце выталкивания в цилиндре создается разрежение.
IV фаза - наполнение цилиндра (кривая еа), совершаемое за счет впускного хода поршня
при открытом
впускном
клапане.
Давление в цилиндре примерно
постоянно;
выпуск газов
из
соседних цилиндров не оказывает никакого влияния, т.к. выпускной клапан уже закрыт. Оконча­
ние фазы - за НМТ; хотя впускной клапан закрывается после НМТ, потери заряда при восходя­
щем ходе поршня обычно незначительны. Мало того, несмотря на движение поршня от НМТ к
ВМТ, воздух продолжает поступать в цилиндр до закрытия впускного клапана за счет инерцион­
ности воздушного столба.
В 2-тактных дизелях также можно выделить 4-е
фа.1Ь1
газообмена (р и с . 3 - 3 ) .
I фаза - свободный выпуск газов (линия bk на рис.3-3). Свободный выпуск начинается от
момента открытия газовыпускного органа и обычно заканчивается при открытых на определен­
ную величину продувочных окнах, когда давление в цилиндре достигает минимума. Выпуск га­
зов
совершается
под действием
перепада давлений
в цилиндре
и в выпускном
коллекторе.
В
свою очередь, свободный выпуск подразделяется на 2 периода - надкритический (линия Ьо) и
подкритический
критическом
(линия
При
ok).
истечении
над­
отношение
давлений в цилиндре Рц и в выпускном
коллекторе
Рт
Рп/Р ц > /ЗкР �
5
ния
равна
больше
критического:
0 , 5 2 8 , а скорость истече­
скорости
звука:
СКР
=
500..;..600 м/с. В подкритической области
свободное истечение газов в коллектор
происходит
шающейся
0 ._.__б..._о_._,_.......,._......__.,,20-�-0--'--2'-0-...._-4-+
....
..
,0_'1,о,,.g
0------
при
интенсивно
скорости.
умень­
Давление
в
ци-
линдре может упасть ниже давления в
выпускном коллекторе за счет эжекти­
Р ис .3- 3 . Характер изменения давления и фазы газообмена 2тактного дизеля
рующего действия потока газов.
II и ПI фазы - принужденный вы­
пуск и продувка - протекают одновременно. В начальный момент открытия продувочных окон
(точка d) воздух в цилиндр не поступает, т.к. давление Pd в цилиндре в этот момент больше дав­
ления продувочного воздуха: Pd > Р; На участке dк может иметь место "заброс" газов
в проду­
вочный ресивер. Однако влияние заброса невелико - интенсивное падение давления в цилиндре
благодаря увеличивающемуся
42-
проходному сечению
выпускных
органов
приводит к быстрому
выравниванию давлений в цилиндре и в продувочном ресивере. Воздух начинает поступать в ци­
линдр лишь
после того,
задержка момента
как давление в нем упадет ниже давления продувочного воздуха. Такая
начала продувки объясняется влиянием инерционности массы воздуха, находя­
щегося в продувочном ресивере. В начальный момент продувки давление в цилиндре резко нарас­
тает вследствие интенсивного увеличения открытия продувочных: окон (участок кg). Затем давле­
ние относительно стабилизируется до момента перекрытия поршнем продувочных окон (точка е).
В начале процесса продувки происходит в основном вытеснение продуктов сгорания из цилинд­
ра и замещение их воздухом. В дальнейшем в контурных системах продувки увеличивается пе­
ремешивание воздуха и продуктов сгорания. В прямоточных системах наблюдается послойное
вытеснение продуктов сгорания поступающим в цилиндр продувочным воздухом.
IV фаза - потеря заряда (участок еа на р и с . 3 - 3 ) ; характеризуется частичным открытием вы­
пускных органов при закрытых продувочных окнах и восходящем движении поршня. Продувоч­
ный
воздух
часть
в
заряда,
стремятся
цилиндр
не
поступает;
находящегося
закрыть
в
наоборот,
цилиндре.
одновременно
Для
или даже
поршень
выталкивает
компенсации
ранее
потери
продувочных.
В
в выпускной
заряда
коллектор
выпускные
последнем
случае
органы
IV
фаза
включает в себя как потерю заряда, так и дозарядку цилиндра.
Процессы очистки и наполнения цилиндров являются причиной возникновения волн давления
и разрежения в выпускных и продувочных ресиверах. Газообмен - это газодинамический процесс.
Волны распространяются
со
скоростью
звука,
отражаются от глухих
концов трубопровода и,
в
свою очередь, оказывают существенное влияние на процессы газообмена. Они могут создать "под­
пор" на выпуске и затруднить очистку цилиндра; аналогично влияние волны разрежения в проду­
вочном ресивере.
По указанной причине давление в различных цилиндрах двигателя к моменту
начала сжатия может быть различным. Соответственно будет различно весовое количество воздуха
в цилиндре; условия работы цилиндров неидентичны. Дизелестроительные фирмы проводят боль­
шие доводочные и исследовательские работы по выбору оптимальных моментов газораспределе­
ния, использованию волновых явлений для улучшения очистки и дозарядки цилиндров.
,'
3.2. Анализ систем газообмена по диаграммам "время-сечение"
Степень
совершенства той
или
иной
системы
газообмена оценивается
качеством
очистки
цилиндра от остаточных газов и потерями воздуха при газообмене. Качество очистки определя­
ется коэффициентом остаточных газов
У,., о котором шла речь при изучении процесса наполне­
ния, и коэффициентом наполнения
Неизбежные потери воздуха,
Т/н·
связанные с перетеканием
его из рабочего цилиндра в выпускной коллектор, учитываются коэффициентом избытка проду­
вочного воздуха. Различают: геометрический rрг, весовой rp6 коэффициенты избытка продувочно­
го
воздуха и коэффициент продувки
rpa . Под геометрическим коэффициентом избытка проду­
вочного воздуха понимают отношение объема воздуха Vк при параметрах окружающей среды Р0,
То, подаваемого нагнетателем за 1 оборот коленчатого вала, к рабочему объему iVs всех цилинд­
ров двигателя ( i - количество цилиндров дизеля):
rрг
=
Vkl i V , .
Коэффициент
rрг
(3-1)
использовался ранее
для характеристики
газообмена двигателей с
низким
уровнем форсировки. Однако с повышением степени наддува необходимость в оценке газообмена
по
(f)г
отпала, так как величина
(рг
растет с ростом давления наддува Рк, а диапазон изменения Рк в
современных· двигателях весьма широк. В современных условиях более целесообразно использо­
вать весовой коэффициент избытка продувочного воздуха
(f)в,
равный отношению веса воздуха Gк,
подаваемого нагнетателем за 1 оборот коленчатого вала, к весу воздуха Gs, который мог бы размес­
титься в объеме всех рабочих цилиндров при параметрах Р, и Т., (перед впускными органами):
(f)в =
Однако
Gк/ G s .
наиболее
(3-2)
объективным
критерием
совершенства
системы
газообмена
является
коэффициент продувки rpa, равный отношению веса воздуха Gк, подаваемого нагнетателем
за 1 оборот коленчатого вала, к весу воздуха G0
,
оставшегося в рабочих цилиндрах к мо­
менту начала процесса сжатия:
-43
(3-3)
Связь между коэффициентами Ф«, rрг, rpa устанавливается в виде:
fРв = GJ Gs = ((PoV,Jl(RTo))/(( (Р, iVJ/ (RTs) =rрг (Ро!То)/ (PslTs) =rpi (rolYs),
где (PolTo)l(PslTs)
= зъ /» -
(3-4)
отношение удельных весов воздуха при параметрах Ро, То и Ps, Т;
Так как Go = 17н Gs, то:
rpa = G,J(ryн Gs)
=
rpel17н
= (fPгlr;,J(
(3-5)
Уо /п).
Таким образом, качество газообмена оценивается параметрами: качество очистки цилиндра величинамиУ,. и
1711,
потери воздуха - величиной
{ра,
Однако расчет этих параметров достаточно
сложен. Поэтому для анализа качества газообмена используется косвенный метод. Анализ той или
иной системы газообмена ведется с помощью диаграмм "время-сечения'{рис. 3-4). Если на графи­
ке по оси абсцисс откладывать время, по оси ординат - площадь открытия продувочно-выпускных
органов;го площадь под кривой открытия органов газообмена даст «время - сечение»:
А = f ' J · d 'l" .
(3-6)
1
«Время - сечение»
в
какой-то степени характеризует качество очистки цилиндра и потерю заря­
да, поскольку чем больше площадь проходных сечений продувочно-выпускного тракта и время их
открытия, тем,
с одной стороны,
лучше
очистка
ци­
системы
га­
>Г(�,?.
линдра, с другой - больше потери заряда.
Показатели
степени
совершенства
\-�
'
. �
зообмена - коэффициенты Yr , 17н и fPa - зависят ,глав- .
,-1
!,.
1
1
1
i
!
ТТ-!
т
т
:r piY(qr
ным образом от типа системы продувки 2-тактовых
i
ДВС
(контурная
поперечная,
контурная
петлевая,
-
'
i
• · • · - -,. · ч · � - - ; ·
/
/
i
1
/
!
F
прямоточно-щелевая,
прямоточно-клапанная)
и мо­
ментов газораспределения в 4-тактовых двигателях.
1
Рис. 3-4. Построение диа­
'
Рассмотрим каждую из этих систем в отдельности.
граммы "впемя-сечение"
3 . 2 . 1 . Контурная поперечная система газообмена
Контурная
поперечная система газообмена традиционно
применялась в двигателях завода
"Русский Дизель", в малооборотных дизелях фирм Sulzer (старой конструкции) и Фиат (GMT).
Рассмотрение этой системы газообмена носит познавательный характер, поскольку на современ­
ных дизелях такая система не используется, встречается крайне редко на доживающих свой век
судах. В нижней части цилиндровой втулки имеется 2 типа окон - выпускные и продувочные.
Если выпускные окна выше продувочных, то диаграмма «время-сечение» имеет вид, представ­
ленный на рис.3-5. При построении диаграммы
условно принято, что конец I фазы (свободного
выпуска) совпадает с началом открытия продувочных окон (точка d). Диаграмма симметрична
относительно НМТ, время-сечения I и IV фаз (А1и A1v) одинаково. Достоинство такой схемы сис­
темы
газообмена
-
ее
простота.
Недостатки
-
низкое качество очистки и наполнения цилинд­
ра
из-за
вочного
g
0,2+0,5,
(rpa
=
значительного
воздуха
и
1711 = 0,4+0,5),
1,8+2,2).
перемешивания
остаточных
большие
Потери
проду­
газов
(rr
=
потери воздуха
воздуха
определяются
наличием IV участка фазы газообмена, во время
которого из цилиндра выталкивается до 8 - 1 0 %
Рис.3-5. Диаграмма время-сечение при
свежего заряда,
а также
перетеканием
воздуха
контурной поперечной системе газообмена
из продувочных окон сразу в выпускные.
Для устранения последнего недостатка фирма Зульцер в двигателях ряда RD и последующих
моделях применила дополнительный ряд продувочных окон, расположенный под выпускными,
развернула
боковые
продувочные
окна
(рис.3-6).
Дополнительные
окна
предназначены
для
"подпора" основного потока. Такая схема иногда называется "фонтанной продувкой". Желание
уменьшить влияние IV участка на потерю заряда привело к выполнению верхней кромки проду-
44-
вочных окон на одном уровне или даже выше верхней кромки выпускных окон. Такое решение
требует применения автоматических клапанов на продувочных окнах. Примером могут служить
двигатели
Polar
и
GМГ (рис.3- 7).
Для
уменьшения
сопротивления
автоматических
клапанов
фирма Зульцер в одной из своих модификаций двигателей применила 2 ряда продувочных окон,
из них лишь верхний ряд - с автоматическими клапанами. Во время свободного выпуска автома­
тические клапаны закрыты; они открываются лишь, когда давление в цилиндре станет меньше
·
'
давления продувочного воздуха. При движении поршня вверх продувочные окна закрываются
одновременно с выпускными. Несмотря
на это, избежать потери заряда в этих системах не уда­
лось - поршень выталкивает часть воздуха через выпускные окна. Правда, эти потери частично
восполняются за счет одновременно протекающей дозарядки.
Рис.3-6. Диаграмма время-сечение
двигателей Zulser типа RND
Рис.3- 7.Система газообмена двигателей GMT (Fiat)
Другой путь борьбы с потерями заряда на IV участке избрала фирма Зульцер в дизелях RD,
применив вращающиеся заслонки на выпускных окнах. Заслонки частично ликвидировали поте­
рю заряда, однако применение этого узла, работающего в зоне высоких температур, усложнило
конструкцию дизеля и снизило его надежность. Поэтому в последующих моделях от заслонок на
выпуске отказались. Несмотря на разные конструктивные меры, коэффициент остаточных газов
у, в дизелях с контурными системами газообмена довольно высок.
Он значительно возрастает
при увеличении высоты цилиндра (увеличении хода поршня), что явилось преградой в создании
длинноходовых моделей малооборотных дизелей с контурными системами газообмена.
3.2.2. Контурная петлевая система газообмена
Стремясь
избежать
перетекания воздуха и одновременно
обеспечить лучшее
направление
потока, фирма МАН приме няла контурную петлевую систему газообмена, в которой продувоч­
ные окна расположены под выпускными на одной стороне цилиндра (рис.3-8). Противоположная
глухая стена направляет поток. При движении поршня к НМТ после точки е проходное сечение
выпускных окон остается неизменным. Рассматриваемая система имеет ряд недостатков: мало­
эффективен участок еа (перемычки между окнами задерживают открытие продувочных окон),
· имеет место большая потеря заряда на IV участке. Для устранения потери заряда на IV участке
фирма МАН на некоторых двигателях применила вращающиеся золотники за выпускными ок­
нами, однако в дальнейшем от такого решения отказалась (как и фирма Зульцер).
Совершенствование
петлевой продувки привело к конструктивному усложнению окон. Раз­
вертка зеркала цилиндра и вид диаграммы «время-сечение» в двигателе KZ70/120 даны на рис.3-9.
IV
fпр
Рис.3-8. Диаграмма время-сечение при кон­
турной петлевой системе газообмена
Рис.3-9 .Диаграмма время-сечение дизеля MAN типа KZ
Как видно из рисунка, и выпускные, и продувочные окна имеют переменную высоту. Такое
решение позволило устранить влияние перемычки между окнами на задержку начала продувки,
-45
уменьшило IV фазу. Тем не менее, IV участка избежать не удалось: потери заряда на нем дости­
гают до 8%. Качество очистки цилиндра характеризуется коэффициентом остаточных газов, рав­
пн
Yr =О,08+0,20. При этом коэффициент наполнения не превышает величины
ным
Коэффициент
продувки,
характеризующий
потери
заряда;
достигает
величины
(f)a
=О,65+0,70.
=
1,6+ 1,65
[24]. По указанным причинам такая схема газообмена в.настоящее время не применяется, может
встретиться только на судах более чем 30-летнего возраста.
3.2.3. Прямоточно-щелевая система газообмена
Прямоточно-щелевая продувка находила широкое применение как на отечественных двига­
телях
(ЗД-100,
16ДПН 23/2х30),
так
и на
зарубежных -
фирм
Доксфорд,
Юнкерс, Харланд и
Вольф и др. двигателях с противоположно движущимися поршнями. При этом при такой системе
газообмена тронковая конструкция дизеля требует наличия 2-ух коленчатых валов - верхнего и
нижнего.
Крейцкопфная
конструкция
позволяет
организовать передачу усилий как от верхнего, так
и
от
нижнего
поршней
Расположение окон по
позволяет при
чить
на
один
вал.
всему периметру цилиндра
уменьшенной
необходимое
коленчатый
высоте
окон обеспе­
«время-сечение» А 1 1
и Аш при
относительно небольшой потере заряда, облегчает
8) ,
организацию
улучшает
ные
движения
очистку
потери
газовоздушного
цилиндра
заряда,
лучшая
(р и с . 3 - 1 О).
очистка
потока,
Понижен­
цилиндра
по
сравнению с контурными системами приводит, при
Рис.3-1 О. Время-сечение при прям:оточно­
прочих равных
щелевом газообмене
условиях,
к повышению
среднего
индикаторного давления примерно на 1 О %.
Диаграмма «время-сечение» при прямоточно-щелевой продувке зависит от угла у заклинки
верхнего и нижнего поршней. Если поршни приходят в крайние положения одновременно ( у = О),
то диаграмма «время-сечение» аналогична
по
форме контурной поперечной системе газообмена
и включает в себя обязательную потерю заряда на IV участке (р и с . 3 - l О а ) . Если один из поршней
приходит в крайнее положение с опозданием на некоторый угол у по сравнению с другим порш­
нем (что возможно в тронковом дизеле с 2-мя коленчатыми валами), то при определенных зна­
чениях этого угла можно обеспечить одновременное закрытие окон или даже дозарядку после
закрытия выпускных окон (р и с . 3 - 1 0 - 6 , в). Таким образом, в прямоточно-щелевых системах мож­
но обеспечить рациональную диаграмму время-сечение, у которой отсутствует потеря заряда на
IV участке.
Смещение
нижним поршнями:
поршней
приводит
к перераспр�делению
мощности между верхним и
при у = 12° отстающий поршень и соответствующий коленчатый вал пере­
дает около 30% мощности, опережающий - 70%. Если опережающий поршень - нижний, то он
должен управлять газовыпуском (т.е. нижние окна должны быть выпускными).
Достоинства
(f)a
системы
высокое
качество
газообмена:
Yr=0,05+0,07;
riн=
О,7+0,75,
= 1 , 4 5 + 1 , 5 5 . Недостатки - сложность конструкции дизеля, тяжелые условия работы поршней,
управляющих выпуском, нарушение уравновешенности и значительное ухудшение условий газо­
обмена при реверсе дизеля в случае, когда у #- О (фазы А1 JJ A1v меняются местами).
'
3.2.4. Прямоточно-клапанная система газообмена
Прямоточно-клапанная
продувка
(рис.3-11)
нашла широкое применение в двигателях различ­
ного класса, в том числе в отечественных дизелях
r
ДН 23/30
фирм
Р и с . 3 - 1 1 . Время-сечение прямоточно­
клапанной системы газообмена
46-
(40
Бурмейстер
Мицубиши
ные
ДМ),
1И
др.
в малооборотных двигателях
и
Все
Вайн,
Сторк,
современные
дизели производятся
только
Гётаверкен,
малооборот­
с прямоточно-
клапанным газообменом. Продувочные окна в этих двигателях расположены по всему пери­
метру цилиндра, что позволяет обеспечить достаточные проходные сечения при уменьшен­
ной высоте окон и, соответственно, сниженной доле потерянного хода поршня по сравнению
с контурными системами.
мощью
кулачной
широкие
шайбы.
возможности
Выпускные клапаны ( 1 - 4 единицы на цилиндр) приводятся с по­
Подбором
профиля
шайбы
варьирования диаграммы
и углом
ее
время-сечение.
заклинки
обеспечиваются
На р и с . 3 - 1 1
показана диа­
грамма, в которой отсутствует потеря заряда на IV-м участке - выпускной клапан закрывает­
ся практически одновременно с продувочными окнами.
Достоинства системы - хорошая очистка цилиндра и сравнительно малые потери заряда: Уг =
0,05+0,07;
<i'a = 1 , 4 5 + 1 , 5 5 .
Система имеет самые широкие возможности создания длинноходовых
двигателей со сниженной частотой вращения без ухудшения качества газообмена. Недостатки сис­
темы - тяжелые условия работы выпускного клапана и крышки, ограниченное проходное сечение
клапанов и малая скорость нарастания сечения по сравнению со скоростью открытия окон, инер­
ционность привода выпускных клапанов. Ограничения по скорости открытия клапанов заставляет
устанавливать угол опережения открытия выпускного клапана за 75+90° пкв до НМТ и переходить
на гидравлическое их открытие. В электронно управляемых дизелях, где отсутствует распредели­
тельный вал,
использование гидравлического привода выхлопного клапана, работающего по
ко­
манде процессора, позволяет оптимизировать моменты газораспределения не только с точки зре­
ния скорости нарастания проходных сечений, но и с учетом режима работы дизеля.
3.2.5. Система газообмена 4-тактных дизелей
Клапанное
соотношение
газораспределение
фаз
газообмена,
в
4-тактных двигателях
наилучшие условия
позволяет обеспечить
очистки
и наполнения
оптимальное
цилиндров.
Большое
время открытия клапанов, наличие механического органа очистки и наполнения - поршня, нали­
чие
перекрытия
7] н =
0,95+1,О,
двигателям,
клапанов
{f)a =
обеспечивает
показатели
1 , 0 + 1 , 4 . Верхние значение показателя
качества
{f)a
газообмена:
у,.
=
О,0+0,04,
относятся к высокофорсированным
в которых избыток воздуха при продувке используется для охлаждения клапанов.
Диаграмма «время-сечение» полностью определяется законом открытия впускных и выпускных
клапанов (р и с . 3 - 1 ).
Недостаток системы - более сложная конструкция,
высокая температура и
соответственно более низкая надежность выпускных клапанов. У форсированных дизелей мак­
0
0
симальная температура клапанов может достигать 6ОО С, у высокооборотных - даже 9ОО С [ 6 3 ] .
Следует обратить внимание на поддержание в условиях эксплуатации предусмотренных ин­
струкцией моментов газораспределения. Моменты газораспределения устанавливаются фирмой­
строителем в результате длительных стендовых испытаний двигателя из условия обеспечения не
только высокого качества газообмена, но и высокой экономичности. Так, если установить слиш­
ком раннее опережения открытия выпускного клапана (точка в1 на
потеря
р
р
индикаторной
расширения
ша
в
рис.3-12-а), то в этом случае
работе
Кроме того,
ратура
работы
оказывается
Лl2
на
при этом
клапана.
При
Лl1
больше
ходе
на
ходе
выигры­
выталкивания.
повышается темпе­
слишком
позднем
открытии клапана (точка в2 на р и с . 3 - 1 2 - 6 )
v .
затраты работы на ходе выталкивания Л/2
оказываются больше выигрыша Л/1 на хо­
Ш1Т
де расширения (т.к.
к началу хода вытал­
кивания
клапан еще
Р и с . 3 - 1 2 . Зависимость потерь индикаторной работы от
угла опережения открытия:
выпускного клапана: а) ран­
нее открытие и б) позднее открытие клапана
выпускной
не
успел
открыться на достаточную величину, давление в цилиндре повышенное; на преодо­
ление этого давления затрачивается дополнительная работа). Как в первом, так и во втором слу­
чаях индикаторный КПД дизеля снижается.
-47
В условиях эксплуатации качество газообмена оценивается путем анализа комплекса парамет­
ров, характеризующих рабочий процесс двигателя (среднее индикаторное давление, температура
отработавших газов, цвет газов, давление продувочного воздуха и т.д.). Ухудшение процесса газо­
обмена может быть определено путем осмотра цилиндра и всего продувочно-выпускного тракта по
наличию нагара и отложений на деталях цилиндра и в воздушно-газовом тракте.
3.3. Расчет процесса газообмена
Расчет процесса газообмена, ввиду его скоротечности и сложности, носит ориентировочный
характер.
В
нашей
стране
для расчетов
используется
методика профессора Орлина А . С .
[37].
Методика является поверочной, может применяться как при проектировании новых систем газо­
обмена, так и при оценке конструкций, находящихся в эксплуатации. Методика не ставит своей
целью определение показателей качества газообмена. Качество газообмена оценивается косвен­
ным путем - сравнением располагаемого «время-сечения» фаз газообмена и теоретически необ­
ходимого «время-сечения», а также оценкой условных скоростей истечения газов за каждую фа­
зу газообмена. Располагаемое «время-сечение» можно найти, задавшись размерами системы или
сняв размеры с выполненной конструкции. Теоретически необходимое «время-сечение» опреде­
ляется расчетом на .основе уравнений одномерного потока.
3 . 3 . 1 . Определение располагаемого «время-сечения»
Если конструкция системы газообмена задана, то располагаемое «время- сечение» фаз газо­
обмена в 2-тактном двигателе может быть определено в следующем
порядке (при условии по­
стоянной ширины окон по ходу поршня).
2
1 . Расчитывается поправка профессора Брикса на конечную длину шатуна: 001=R /2L. Здесь R­
радиус кривошипа, L -длина шатуна. Более подробно о поправке проф. Брикса см. параграф 8 . 1 .
2.
Выбираются
масштабные
коэффициенты:
линейных
перемещений MR ,
м двигателя/см
0
чертежа,
и угла поворота коленчатого вала Мо ,
пкв/см чертежа.
3 . Рассчитываются масштабные коэффициенты площадей открытия продувочных М;-пр и вы­
пускных МFв окон, масштабный коэффициент времени М, и общие масштабные коэффициенты
диаграмм время - сечение М»
пр-с
и MF
в-л:
:
2
МFпр
=
Мн Впр sin/Jпp cosrпp,
МFв
= МяВв sin/Jв cosrв,
м дв / см черт;
2
М; = ivfrp / бп
,
м дв/ см черт;
с/см черт;
(3-7)
2
MFnp-r = МFпр М т ,
МFв-т
где
= МFв Mr
м дв
С /
см'черт;
1\/дв С / см'черт;
,
Впр и Ев-суммарная ширина продувочных и выпускных окон, м; /Зпр и /Зв - углы наклона окон
к оси цилиндра (р и с . 3 - 1 3 ) ;
Упр
и Ув - углы наклона окон к радиусу цилиндра;
п - частота враще­
ния коленчатого вала, об/мин.
4.
С
строится
учетом
выбранных
масштабов
схема расположения
окон,
со­
вмещенная с диаграммой Брикса (рис.31 3 ) ; с выбранным интервалом
деляется
высота открытия
Лrр
окон
опре­
и стро­
ится график линейного открытия окон в
функции
ла.
угла
поворота коленчатого
Построенная
диаграмма
ляться в то же время
и
будет
ва­
яв­
диаграммой вре­
мя-сечение.
Рис.3-13. Построение диаграммы располагаемого время-сечения
5 . Снимаются площади F1
,
F2
,
Е, и
рассчитывается время-сечение свободного выпуска А 1
Аш:
48-
,
принужденного выпуска Ап и продувки
(3-8)
В
случае,
когда
ширина
окон
изменяется
по
ходу
поршня,
то
с диаграммой
Брикса
(см.
р и с . 3 - 1 3 ) совмещается не схема расположения окон, а их развертка по зеркалу цилиндра. В этом
случае выбирается масштабный коэффициент площади открытия окон MF и строится диаграмма
площади открытия окон непосредственно в функции rp. Для каждого значения rpi площадь откры­
тия окон рассчитывается.
При клапаном газораспределении (в 2-тактных двигателях с прямоточно-клапанной продувкой или
в 4-тактных ДВС) время-сечение определяется законом открытия клапана h,щ (rp). Эта же кривая опреде­
ляет и площадь открытия проходных каналов (рис.3-14). Масшгабный коэффициент площади равен:
2
МFкл = MR лD,u, cosa м дв./см черт.,
где
(3-9)
Dк" - средний диаметр посадочного пояска клапана, м; а - угол наклона тарелки клапана.
Если максимальное открытие клапана обеспечивает площадь F/ax больше площади горло­
вины клапана
Fгорл,
то диаграмма время-сечение должна быть обрезана сверху (р и с . 3 - 1 5 ) .
1
- - - �
---�··-eo-
г
Р и с . 3 - 1 5 . Диаграмма время-сечение при
Р и с . 3 - 1 4 . Эскиз выпускного
F,орл <
Fю;"ах
клапана
Такое решение используется для увеличения скорости нарастания проходных сечений и сомах
ответствующего увеличения «время-сечения» по сравнению со случаем, когда Е,
равно
Fгорл·
3.3.2. Определение теоретически необходимого «время-сечения»
Теоретически необходимое «время-сечение» рассчитывается на основе уравнения расхода:
d G = µF � ( P / v ) lf/ · d r ,
где
G - расход,
(3-10)
µF- эффективное проходное сечение, Р- давление, v- удельный объем, 'F- функ­
ция перепада давления, т- время.
В судовых двигателях свободное истечение газов происходит как в надкритической, так и в
подкритической
области.
С учетом этого можно
после ряда
преобразований получить зависи­
мость для теоретически необходимого время-сечения свободного выпуска [37]:
11
=
f" fв d r =
v;, + v н
0·115
· [ ( 0 . 4 9 6 + 0 . 1 0 2 P, n ) ( Pь )
214fi:
в
рн
рт
- 0 . 5 9 - 0 . 0 9 l n v; ' ] ,
(3-11)
v;,
где Рь, Vь,Ть - параметры газа (давление, объем, температура) в точке Ь цикла; Р,,,
Vн - давление и
объем в цилиндре в конце фазы свободного выпуска; Рт, М1Iа - давление в выпускном коллекто­
ре; µ1
-
коэффициент истечения.
Давления можно принять равными: Р,,=(О,9+0,95)Р 8, Рт=(О,88+0,96)Рs. В первом приближе-
з
нии принимается:
Vн z Vd,
где
Vd. м
- объем
цилиндра в момент открытия продувочных окон
(или у 4-тактных двигателей - объем цилиндра при положении поршня в НМТ). Величина коэф­
фициента расхода обычно находится в пределах: µ1 = 0 , 6 5 + 0 , 8 5 . После расчета 11 объем V" уточ­
няется, расчет производится во 2-м приближении.
Уравнение ( 3 - 1 1 ) позволяет решить и другую задачу - найти величину давления в цилиндре в
момент открытия продувочных окон (или в нижней мертвой точке - у 4-тактных двигателей). Для
этого в уравнение необходимо подставить располагаемое «время-сечение» А 1 и решить его отно­
сительно давления Рd:
-49
О.102Рт
(3-12)
pd == [2µ
1
При
расчете
�1'ь ·
А l(Т7ь + Vd) + 0 . 5 9 + 0.09In(Vd ! Vь ) ] · ( Р т /
1
теоретически
необходимого
Рь )
0·115
«время-сечения»
-0.496 .
принужденного
выпуска
в
2-тактных двигателях предполагается, что во время всего процесса выпуска давление в цилиндре
и в выпускном коллекторе не изменяется, истечение - адиабатное подкритическое. Тогда «времясечение» Iп определится как:
_
1
11
-
r· 1.
.
.
=
d
G11
·
Jif:
(3-13)
104
Т
6
"
µ21f/в ·
Р,, '
Вес газов Сн равен разности между весом воздуха Gш, поступающим в цилиндр, и весом га­
зов G1, вытекающим их цилиндра за период свободного выпуска (весом топлива, подаваемого в
цилиндр, пренебрегаем):
Он
(3-14)
zGш- G1;
3
О , > ((РьVь) / (RТь) - (РнVн) / (RТн)) 1 0
где
л; = л,
(Рн / Рь)
ным:
т » 1,3
(3-16)
Vo
(3-17)
;
3),
vo = (RTo) / (Ро 1 0
3
(3-18)
м /кг;
функция перепада давления р,r/Рн:
k
ч' » >
р
р
2
k+\
(3-19)
2 g - · - · [ ( - .!! L - ) k - ( -.....!!!.. ) k ] ;
рн
k - l
-
показатель может быть принят рав­
(см.[56], стр. 2 3 8 ) ;
Gш = (Vs (f)г)/
lf/
B -
(3-15)
кг;
средний показатель политропы расширения;
т-
µ2
,
(m-J)lm;
рн
.
коэффициент расхода; обычно находится в пределах:
µ 2 =0,70+0,75.
«Время-сечение» продувки Iш определяется аналогично Iп:
GIII
Т, 1
1
=
[а
f пр
•
d л:
"
где
lf/пp -
JRТ,
·
=
4
µ3'1'
IIF
пр
·
(3-20)
'
Р · 10
s
функция перепада давления P,/Ps; рассчитывается по формуле ( 3 - 1 9 ) или
принимается
по графикам ( ( 2 1 ] , стр.50, [6] с т р . 1 8 5 , др.)
Для оценки достаточности проходных сечений органов газообмена в 2-тактных дизелях на­
ходится отношение располагаемого и теоретически необходимого «время-сечения» фаз газооб­
мена. Обычно это отношение больше
1 , т.к. в теоретических расчетах не учитывается динамика
газовоздушного потока. Кроме того, необходимо обеспечить запас проходных сечений в процес­
се эксплуатации. Однако в ряде случаев отношение А/!1 может быть меньше 1, что указывает на
возможность заброса газов в продувочный ресивер.
Оценка достаточности проходных сечений может быть сделана и другим путем - расчетом
средних условных скоростей истечения газов и воздуха:
W1
Обычно
=
(G1vo / А 1 ;
W 1 =180+700,
Wп = (rрг Vs - G vo) / Ап:
Wп=40+250,
Wш = (rрг Vs) / Ат .
(3-21)
Wш =60+200 м/с; верхние значения относятся к высоко­
форсированным двигателям. Если скорости слишком велики, а отношение А/1 меньше 1, то это
косвенно указывает на пло хое качество газообмена из-за недостаточности проходных сечений.
50-
Тема 4. ИНДИКАТОРНЫЕ И ЭФФЕКТИВНЫЕ
ПОКАЗАТЕЛИ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ
4 . 1 . Тепловой баланс судового дизеля и его составляющие
В идеальном поршневом двигателе подводимая теплота частично превращается в полезную
работу, частично отдается холодному источнику. В реальном двигателе теплота, выделяющаяся
при сгорании топлива, частично переходит в так называемую "эффективную" работу; остальная
часть составляет тепловые
потери двигателя. Под эффективной
работой понимают полезную
работу, совершаемую двигателем на фланце отбора мощности.
Характер распределения теплоты в двигателе
по
основным
статьям
может быть оценен на
основе внешнего теплового баланса. Баланс составляется по данным экспериментальных иссле­
дований двигателя
на различных установившихся режимах
его работы
(когда стабилизируется
тепловое состояние). Тепловой баланс может быть абсолютным, выраженным в абсолютных еди­
ницах (ккал/час, кДж/час), или удельным, когда каждая составляющая баланса относится к еди­
нице мощности двигателя. В обоих случаях баланс можно выразить в % или долях от общего ко­
личества теплоты,
способной выделиться
от сгорания всего топлива,
подаваемого в цилиндры.
Уравнение баланса теплоты имеет вид:
Qт = Qe + Qохл + Qгаз + Qнб,
(4-1)
где Qт - располагаемое теплота топлива, сгоревшего в рабочих цилиндрах; Qe - теплота, эквива­
лентная эффективной работе; Q0x11
-
теплота, отводимая в охлаждающую жидкость; Qгаз - теплота,
уходящая с отработавшими газами; Q 1 1 6 - "невязка" баланса. Можно написать:
Qe
с=
Q;- Qм;
(4-2)
где Q; и Qм - доли теплоты, идущие соответственно на совершение индикаторной работы в ци­
линдре дизеля и на преодоление механических потерь (сил трения в цилиндра-поршневой группе,
в подшипниках, привод навешанных на двигатель механизмов и т.д.).
Теплота,
израсходованная на механические потери Qм,
щую жидкость.
Теплота от трения поршня
переходит в основном в охлаждаю­
и поршневых колец по
втулке
цилиндра отводится
через тело втулки в охлаждающую воду. Теплота от трения в подшипниках поглощается цирку­
ляционным
маслом
и затем
отдается
охлаждающей
воде
в масляном
холодильнике.
Отдельно
теплота Qм при внешнем балансе не определяется - она учитывается членом Qохл· Доля теплоты
механических потерь, не воспринимаемая охлаждающей жидкостью, включается в член Q116 (на­
сосные потери, привод навешанных механизмов).
Член Q0:хл, кроме теплоты трения, учитывает теплоту, передаваемую от горячих газов к стен­
кам
цилиндровой
щую
среду
(воду,
втулки,
крышке,
топливо,
масло).
поршню, распылителю
Величина
форсунки и отводимую в охлаждаю­
Q116 учитывает частично механические потери,
а
также потери от неполноты сгорания топлива, потери в окружающую среду (воздух) и невязку
баланса из-за недостаточной точности определения основных статей баланса.
Распределение располагаемой теплоты Qт по составляющим членам теплового баланса зави­
сит от типа двигателя, его нагрузки, степени быстроходности, способа охлаждения, размерности
и т.д. Процентное соотношение статей внешнего баланса малооборотного дизеля с газотурбин­
ным наддувом при его работе на номинальной нагрузке находится в пределах: Qe = 38..;-52%, Q0хл
= 19+26%, Qгаз = 25+42%. Так, у дизеля 6S60MC-C
эффективно
используется
5 0 . 5 % теплоты,
потери в охлаждающую воду зарубашечного пространства - 5 . 8 % , в холодильнике продувочного
воздуха- 1 4 . 6 % , в масляном холодильнике - 3 . 3 % , потери с уходящими газами составляют 2 5 . 0 %
[]. У двигателей без надула Qe= 29+42%, Q0:хл = 20+35%, Qгаз= 25+40% ( [ 2 1 ] , стр. 5 6 ) .
Форсирование двигателя по частоте вращения или по наддуву уменьшает относительные по­
тери в охлаждающую среду,
газотурбинным
наддувом
однако увеличивает потери с выпускными газами. У двигателей с
такое
перераспределение
статей
баланса
выгодно, так как позволяет
- 5 1
использовать энергию газов в турбине для повышения давления продувочного воздуха. У мало­
мощных двигателей с небольшими диаметрами цилиндров потери в охлаждающую среду больше
за
счет
относительно
большей
поверхности
охлаждения.
При
снижении
нагрузки дизеля
доля
теплоты, отводимой в охлаждающую среду, возрастает, за счет чего снижается доля эффективно
используемой теплоты Qe, При прочих равных условиях, баланс теплоты в 2-х и 4-тактных дизе­
лях примерно одинаков. Однако, учитывая более высокий уровень форсировки по наддуву совре­
менных 4-тактных две, можно отметить дальнейшее уменьшение в них доли Qохл (до
1 О ..,.. 1 8 % ,
[21 ], стр. 56).
В современных силовых установках теплоходов теплота, уходящая с газами и с водой, час­
тично утилизируется, что повышает КПД всей установки. Возможности утилизации теплоты ох­
лаждающей воды ограничены ввиду невысокого температурного уровня - максимальная темпе­
ратура воды не превышает 65..,..85°е. Эта теплота обычно используется для опреснения забортной
воды в вакуумных опреснительных установках. Принципиально эту теплоту можно использовать
в рефрижераторных установках на рефрижераторных судах или для подогрева питательной воды
в контуре утилизационного турбогенератора.
Теплота уходящих газов используется для наддува двигателя в газовой турбине; после тур­
бины теплота газов утилизируется в утилизационных котлах. Котлы могут давать горячую воду
или пар низкого давления (2..,.. 7 бар) для бытовых нужд, пар для работы вспомогательных меха­
низмов
(в том числе для утилизационного турбогенератора) или разогрева нефтепродуктов. По
данным фирмы Зульцер, путем утилизации теплоты выпускных газов полезное теллоиспользова­
ние можно повысить н а - 1 5 %
([56], стр. 1 0 1 ) .
4.2. Индикаторная и эффективная мощность двигателя
Мощность, соответствующая индикаторной работе цикла, называется �ндикаторной мощно­
стью. Мощность двигателя равна сумме мощностей всех цилиндров. Если принять, что во всех
цилиндрах - одинаковое среднее индикаторное давление, то индикаторная мощность двигателя
простого действия, равная индикаторной работе в
1
.
сек., может быть найдена по формуле:
1
N; =
Рт;
.
F S _!!_ i , кВт,
60т
2
где
Рт;
-
среднее индикаторное давление в цилиндре, kПа ; F = 1rD
2;
/4 - площадь поршня, м
S - ход поршня, м; п -'- частота вращения коленчатого вала, об/мин; i - число цилиндров; т- ко­
эффициент тактности (т
1 для 2-тактных две и т = 2 для 4-тактных двигателей).
=
Если давление дано в мегапаскалях (pmi, МПа), то формулу можно записать в виде:
N;
=
Рmi . � . п i , кВт
· ·· ··
· ·· · · · · · · . . · . . . ·
· ·' · ·
(4-3)
О,Обт
3.
где Vs=FS- рабочий объем цилиндра, м
В
день
практике
широко
эксплуатации
используется
современного
внесистемная
морского
единица
флота,
в отчетной документации по
измерения
мощности
-
лошадиная
сей
сила
(1 л.с.=75 кгм). Для перевода лошадиных сил в киловатты (в международную систему единиц)
необходимо иметь в виду, что
1
л . с . = 0,736 кВт. Если давление измеряется в кг;с/, то формула
индикаторной мощности может быть записана в виде:
N _PmiFSn·104 i
; Если
60·75т
среднее
.
'
ил�
·;
'
=·;m>·Vs·l�i
О.45т
(4-3')
иле
'
индикаторное давление измеряется в барах (Р mi,
бар),
то
формула несколько
изменяется:
N.
'
52-
=
Рт1
·Vs
- п
·
иле
1
О.441т
'
(4-3 ")
В практике часто используется другая разновидность этой формулы:
N;
=
(4-3"')
С · Рт; · п · i , иле,
где С=V/(О,441т)-постоянная цилиндра.
; В практике 'эксплуатации мощность определяется порознь для каждого цилиндра путем на­
хождения
по индикаторным диаграммам. Диаграммы снимаются с каждого цилиндра на уста­
рт;
новившемся режиме работы двигателя: Полная мощность двигателя рассчитывается суммирова­
нием мощностей цилиндров: N;=IN;ц.
Эф,фективная мощность двигателя Ne соответствует эффективной работе в единицу времени
на фланце отбора мощности. Это есть полезная мощность, отдаваемая потребителю. Эффектив­
на� мощность меньше индикаторной на величину мощности механических потерь двигателя Nм:
� = М - �
��
По аналогии с зависимостью (4 - 3 ' ') можно записать:
N
р
=
· V
е
- п
i
s
О.441т
е
(4-5)
эле
'
з
где Ре - среднее эффективное давление,
Среднее эффективное давление меньше среднего
бар.
индикаторного давления на величинурь:
(4-6)
Р е = Pmi - Р» ·
Величина Рм - некоторое условное давление, постоянное на протяжении всего рабочего хода
поршня, идущие на покрытие механических потерь двигателя.
Как следует из формулы (4-3), основными факторами, определяющими мощность двигателя,
2
являются: площадь поршня F, равная
F = л: D
.
/4; ход поршня S; частота вращения п; коэффици-
ент тактности т; число цилиндров i и величина среднего индикаторного давления ры. Наиболее
существенное влияние на Ni оказывает диаметр D, входящий в формулу (4-3) в квадрате. В судо­
вых малооборотных дизелях этот параметр достиг величины D = 0.960+ 1 . 0 8 0 м. Увеличение диа­
метра цилиндра вызывает увеличение веса двигателя, его габаритов, из-за чего растут силы инер­
ции, давление на подшипники коленчатого вала, ухудшаются условия охлаждения цилиндров (из­
за
увеличения
толщины
материала
поршня,
втулки:
крышки)
и
смазки
цилиндра-поршневой
группы. Дальнейшее увеличение диаметра требует решения проблем прочности, теплоотвода и
смазки.
Ход поршня и частота вращения связаны с выбранным для двигателя диаметром цилиндра.
Так, у малооборотных двигателей долгие годы наблюдалось соотношение S = (1,7+2,0)D, а п о п ­
ределялось при заданных размерах D и S допустимым уровнем центробежных сил и средними
скоростями движения поршня, равными Ст = 6,5--,-7,0 м/с. В 80-е годы годы прошлого века наме­
тилась тенденция создания дизелей с SID > 2
ной до
и с пониженной частотой вращения при повышен­
8,0-8,5 м/с средней скорости поршня. Примером могут служить длинноходовые модели
фирмы Бурмейстер и Вайн: в одном из двигателей S70 МС при
D =700мм,
S =2800 мм, SID =4,
п
6
= 91 °
/мин
диаметры
,
средняя скорость движения поршня
цилиндров
достигли
значений
D
равна Ст = 8 , 5
=
400--;-650
м/с
мм,
.
У среднеоборотных дизелей
отношение
S/D
=
1 , 0 --;- l , 2
,
6
п=
350--,-750 °
/мин
при С т = 7 + 1 0 м/с.
Индикаторная мощность увеличивается пропорционально числу' цилиндров. Максимальное
число цилиндров у рядных двигателей достигает
i
= 1 0 + 1 4 , у У-образных -- 20--;-24. Увеличение
числа цилиндров ограничивается: длинойдвигателя и технологическими трудностями изготовле­
ния достаточно жесткого коленчатого вала.
При
прочих равных условиях,
мощность 2-тактного
дизеля
(т
=
1)
в 2 раза больше,
чем
4-тактного (т = 2). В действительности при т = 1 часть хода поршня теряется на продувку ци­
линдра, за счет чего снижается коэффициент наполнения 7Jн, отнесенный ко всему ходу. При этих
УСЛОВИЯХ
Ni
m=J
= (1,75+1,85)Ni
т=2·
Постоянное возрастание индикаторной мощности у современных двигателей обеспечивается
увеличением среднего индикаторного давления
Pmi
путем форсирования дизелей наддувом и ежи-
-53
ганием
большего
количества
топлива
в том
:же
объеме
цилиндра.
Максимальная
цилиндровая
мощность у современных малооборотных дизелей достигает Nец=5490-6950 кВт (7470..;...9450 эле),
у с р е д н е о б о р о т н ы х - 1 1 0 0 - 1 3 2 5 кВт ( 1 5 0 0 ..;... 1 8 0 0 эле) в цилиндре.
4.3. Определение среднего индикаторного давления
В
условиях
эксплуатации
индикаторное давление
среднее
определяется
Pmi
г
!;, ;; ./{�,.()_
1
путем снятия и
планиметрирования ин­
� г
дикаторных
диаграмм
определения
(р и с . 4 - 1 ).
площади
После
диаграммы
/{:;f�.
Рт; --Р; !(! Мр)
F; - площадь
где
·
1
л
н
=
,
диаграммы,
2.
мм , ,
z
.
� =
(4-7)
В
электронных
1
.
1
_l___ i
Р и с . 4 - 1 . Индикаторная диаграмма двигателя
6L80GF т/х "SCF VladimiI·" («Капитан Димов»)
мм;бар·
системах
с!.'·
'
(!f"f,,�
длина диаграммы, мм; М
р - масштабный
коэффициент индикатора,
с .
� о . 5-
, , . , . '
бар
1
?(;_ .
4S9
'•L;_-:
Pmi
рассчитывается по формуле:
_
'1- f . 3
определе­
1
� ---_,.-ccFRO
· Nl''Rlli[ MМNUGl}<E ,�в&11••si,i.ii(;,11.'1�-,;;. ,, ;,--,.�";
�
ния нагрузки цилиндра могут быть сня�
ты развернутая или нормальная индика­
торные
диаграммы
индикаторное
(рис.4-2).
давление
в
Среднее
таких
систе­
'
1
�,
'. юз
+----+----+--
�--------
+ ' --
t
ii
�j
---
.-ool"--+--'-t----
-_
i '
.
------
------·-
-
�,:;��1
--f[
1
C-ril'\0061
Pm..1X
1166
aar
AP1na,;
1'.<а
'
�
g
e
;
:
�:;
1.5а
IOEL
•so
��:�R·
:�.�
:ar
Po,,..er:
211з
kW
мах определяется методами приближен­
1 1
:
:
;
Algn:
1
ного
интегрирования. Все
необходимые
!-·---------·-·--
. ···-·-·- -----\
расчеты выполняются по программе без
1
16
- · --·-·---i.
участия механика.
При
теоретических
расчетах
J!
сред­
:з
�:�.
::�з
.::;:р:
:
Р
М
:r
I
нее индикаторное давление может быть
»1----------"С·
найдено
с
помощью
теоретической
----""'-:--··-!----------
1 1
�
:
:
�
..
,,_:��
%
ин­
--L
дикаторной
диаграммы
(путем
ее
----��
-' �-_-_-_-_�_-+-�-::-----==��
пла­
.
.Х•i!.пор<ю,.я.
-
ниметрирования по аналогии с рассмот­
ренным
выше)
или
расчетным
Рис.4-2. :Нормальная индикаторная диаграмма, снятая
путем.
электронной системой MAIJN 3 0 0 0 .
Расчетная зависимость для определения
Р! впервые выведена профессором Е.К.Мазингом на основе общих уравнений термодинамики.
Как известно, работа политропного сжатия рабочего тела от точки "а" до точки "с" цикла с
показателем политропы п1 определяется равенством:
1
Lсж
=
(nz-1)'
(PcVc -PaVJ.
(4-8)
Работа расширения газов при постоянном давлении Р, от точки "г? до точки "z" цикла равна:
L� =
г,
(Vz - Vc) .
(4-9)
Работа политропного расширения в теоретическом цикле от точки "z" до точки "Ь" с показа­
телем политропы пг определится как:
1
L'�
=
(n2-l/
(PzVz-PьVь).
(4-10)
Индикаторная работа теоретического цикла равна алгебраической сумме работ расширения и
сжатия:
. Е, = Lp' +
L р ' ' + Lсж· ,
(4 - 1 1 )
Подставляя значения слагаемых правой части, можно получить:
Е, = pz�(vz - 1 ) +
Vc
PZVZ
. (1
». - 1
Так как: Pz = ),, Ре; Vz = р Vc;
}�,Vь ) PzVz
РьVьl PzVz
PaVa/ PcVc = Т а / Т е = (Vc/Vq}
54-
nl-l
РУс
. (1.
п1 - 1
PaVa) _
PcVc
= Тьl л; = (Vz/ Vь) п/
= ] /
с";',
1 /
е:'.
то:
L
= ). P p V
с
I
с
1
1
1
1
· - - · ( 1 - - ) - P V · - - · ( 1 - - ) + J,., P V
п -l
дп,-1
с
с
п -l
&п --1
с
с
l
1
Или:
=
Е,
PcVc ·[Ар
1
·--1.
п
(1-
4-тактном
двигателе
1
�п,-1 ) -
и
-
2
В
· ( р - 1 ) .
1
2
среднее
1
(4-12)
1 · ( 1 - -;,:т ) + J,., ( p - 1 ) ] .,
п в
1
индикаторное
давление
определяется
равенством
(1-3):
Тогда теоретическое давление расчетного цикла определится как (с учетом соотно­
Рт;= Е, / Vs.
шения: Vc / Vs = 1!(&-1)) :
г,
1
1
1
1
= - · [ A p · - - · ( 1 - - ) - - · ( 1 - - ) + J,., ( p - 1 ) ]
1
1
�п,-1
1
111-l
Е >:
n и
п &
р.
и
(4-13)
•
1
2
В 2-тактном двигателе теоретическое индикаторное давление Рн- отнесенное к полному ходу
поршня, будет меньше давления, найденного по формуле ( 4 - 1 3 ) . Это объясняется тем, что инди­
каторная
работа,
определяемая равенством
тактном двигателе
(4-12),
относится
к полезному
поршня.
В
4-
полному. В 2-тактном двигателе
полезный ход может быть принят равным
необходимо учитывать долю потерянного хода поршня
ходу
1//s· Тогда теоретическое давление Ри оп­
ределится из соотношения:
= Рн
Е,
Vполезн
Поскольку Vпалезн
(4-14)
·
Vs {1-lf"s), то:
=
Ре
Рь
1
= &-l
·[Ap· п
1
Это
более
общее
2-тактных двигателях,
п
!
уравнение
для
1
·(1-
_
5 11 2 _ 1 ) -
1
2
1
·(1-
_
расчета
&п
1 _
1
1
) + J,., ( p - l ) ] · ( l - lf" J . .
теоретического
которое может быть использовано
индикаторного
(4-15)
давления
в
и для расчета высокофорсированных
4-тактных двигателей, у которых пренебрежение потерянным ходом
поршня дает большие по­
грешности. Расчетное значение среднего индикаторного давления принимается с учетом так на­
зываемого "коэффициента скругления" � теоретической индикаторной диаграммы:
Pmi
= Рн � .
(4-16)
Теоретической диаграмме прида­
Р,
,fdp
ется форма, возможно более близкая
к
реальной;
скругление
производится
4-тактных
от
руки
(рис.4-3).
двигателей
скругления,
диаграммы
Для
коэффициент
учитывающий
уменьше­
ние площади диаграммы в результате
скругления,
лежит
в
пределах:
� = О,95-;-0,97.
В
2-тактных
двигателях
управляемым выпуском,
скные
окна закрываются
дувочных,
с
не­
когда выпу­
позже
про­
Рис.4-3. Скругление теоретической индикаторной диаграммы
процесс сжатия начинает- .
р
ся
после
закрытия
(рис.4-4-а).
выпускных
Поэтому
окон
а)
теоретическая
диаграмма замыкается в точке "Ь''. В
процессе расширения после открытия
выпускных окон давление в цилиндре
не
падает мгновенно - газы
продол­
, ___
т
'-------1-t:/.----+-·---��­
'Pn,,·V.,.
1
V
'+'<3·�---
жают
совершать
Увеличение
полезную
работы
можно
работу.
учесть,
подрисовав
от руки хвостовую часть
диаграммы.
Это
Рис.4-4. Скругление хвостовой части теоретической
инди­
каторной диаграммы 2-тактпоrо дизеля при неуправляемом
(а) и управляемом (6) выпуске
приращение. плаща-
- 55
ди хвостовой части компенсирует потери по скруглению диаграммы в районе ВМТ. Поэтому ко­
эффициент скругления для данного случая может быть принят равным 1 : i;= 1 .
У 2-тактных двигателей с управляемым выпуском (рис.4-4-б) выпуск газов из цилиндра на­
чинается в точке Ь · ранее расчетной точки "Ь" (поскольку диаграмма замыкается по моменту на­
чала сжатия - точке "а"). В этом случае имеются дополнительные потери площади индикаторной
диаграммы
в
ее
хвостовой
части.
Коэффициент
скругления
находится
в
пределах:
i; = 0,94+0,96.
Среднее индикаторное давление численно равно работе с единицы объема цилиндра, следо­
вательно, не зависит от геометрических размеров цилиндра. Оно зависит от степени наддува и
может быть использовано для оценки уровня форсировки двигателя. У 2-тактных дизелей, вы­
пускаемых
Pmi
промышленностью,
= 0,55+0,7
среднее
МПа - дизели без наддува;
индикаторное
Pmi
наддувом. У 4-тактных дизелей без наддува
давление
находится
в
пределах:
= 0,7+2,1 МПа - судовые двухтактные двигатели с
Pmi =
О, 7+0,9 МПа, с наддувом - Pmi
=
1,0+2, 7 МПа. В
процессе испытаний опытных двигателей на стенде получены уровни форсировки, характеризуе­
мые Рт1
=
4,0 МПа [74].
4.4. Коэффициенты полезного действия и их взаимосвязь
При анализе идеальных циклов дана зависимость ( 1 - 4 ) для термического КПД цикла со сме-
шанным подводом теплоты :
r;,
=
лр k -
1 _ _
l _ .
е':'
1
А - 1 + kл(р - 1 )
Эта зависимость учитывает единственную потерю - передачу теплоты холодному источнику
Qx, В реальном двигателе это - теплота с уходящими газами Qгаз· Поэтому можно записать:
771 = (Qг - Q.J / Qг
z
(Qт- Qгаз) / Qт
.
(4 - 1 7 )
Кроме того, в реальном двигателе имеются дополнительные потери теплоты Qтп из-за тепло­
обмена с охлаждающей двигатель жидкостью и с окружающей средой. Все потери теплоты в ци­
линдре реального двигателя учитываются индикаторным коэффициентом полезного д е й с т в ия п ;
Т/i = (Qг- Qx) / Qг - Qтп / Qг =
Qi / Q т .
(4 - 1 8 )
Индикаторный КПД есть отношение теплоты Qi, эквивалентной индикаторной работе
газов в цилиндре, ко всей теплоте от сгорания топлива Qт. Значение
п, , выраженное через
индикаторную мощность N1, имеет вид:
3600·N1
п, =
(4 - 1 9 )
G
· Q
т
где
3600
N;
-
,
н
количество
теплоты,
превращенной
в
полезную
кДж/час; Qн- теплотворная способность топлива, кДж/кг; 0111
-
работу
в
цилиндре
за
1
час,
часовой расход топлива, кг/час.
Связь между термическим и индикаторным КПД устанавливается с помощью относительно­
го индикаторного КПД ТJ;о: . r;1 = Т/1 Т/iо·
Коэффициент 7710 учитывает дополнительные потери теп­
лоты в охлаждающую среду, степень приближения рабочего цикла двигателя к идеальному. Аб­
солютное значение Т/10 для дизелей лежит в пределах: Т/iо=О,7+0,85.
Все потери в двигателе, включая механические Qм , учитываются эффективным коэффици­
ентом полезного действия:
Т/е = (Qг- Qx) I Qг - Qт.п. / Qг - Qм/ Qг = Qe / Qт
(4-20)
По аналогии с формулой ( 4 - 1 9 ) можно записать:
3600-Ne
л,»
G
(4-21)
· Q
т
н
Связь между индикаторным и эффективным КПД устанавливается с помощью механическо­
го коэффициента полезного действия 7'/м:
17е = Т/i Т/м
56-
=
Т/t 1J;o Т/м ,
(4-22)
Механический КПД учитывает все механические потери, входящие в долю Qм теплового ба­
ланса двигателя. Можно написать:
л;
= 1 7 e l 7J ; ;
л;
=NelN;
(4-23)
=
{N;-N,.,,)IN1
=
(4-23')
1-NмlN;
(4-23 ")
Наиболее
важным
показателем
экономичности
работы
двигателя
является
КПД 7Je, величина которого определяется значениями 771, 7Jм и зависит от
плуатационных параметров дизеля. На величину
грузка и частота вращения двигателя;
способ
эффективный
конструктивных и экс­
7Je оказывают влияние: степень сжатия в ; на­
и качество смесеобразования;
скорость сгорания
топлива; угол опережения подачи топлива <р,т; величина относительной доли теплоты Qохл; мо­
мент начала фазы выпуска; соотношение между Nм и N; и т.д.
Возрастание степени сжатия в приводит к росту
термического КПД и через
7]1 -
к возраста­
нию 7Je· О величинах в и соображениях по выбору этого параметра говорилось при рассмотрении
процесса сжатия. Влияние нагрузки и частоты вращения двигателя на экономичность цикла про­
является, прежде всего, через коэффициент избытка воздуха на сгроание а. С увеличением а от
1 , 3 -a- l , 8 до
2 , 5 -а-- 3 , 0
индикаторный КПД_интенсивно растет.
незначительно влияет на изменение величины 77;. Рост
условиями
сгорания топлива,
смещением
7];
Дальнейшее
увеличение
а до 3+3,5
при увеличении а объясняется лучшими
процесса сгорания
ближе
к ВМТ и снижением доли
теплоты с уходящими газами. Однако при больших а (свыше 3-а--3,5) доля тепла с уходящими га­
зами возрастает, что ведет к уменьшению 7J;.
Способ и качество смесеобразования влияет на "местные" значения а в данной точке цилин­
дра. При плохом распыливании и некачественном �месеобразовании процесс сгорания ухудшает­
ся, растягивается на линию расширения, доля
Qгаз
увеличивается, что приводит к снижению
7];
и
1Je· К таким же последствиям приводит уменьш�ние скорости сгорания топлива (при ухудшении
его качества) и уменьшение угла опережения подачи топлива.
При повышении температуры
охлаждающей воды
и масла тепловые
потери
(доля
Qохл)
снижаются, что увеличивает 77;. Это одна из причин, почему не следует держать температуру
охлаждения
ниже
уровня,
рекомендованного
газов из цилиндра влияет на долю
Qгаз
фирмой-строителем.
Момент
начала
выпуска
теплоты с уходящими газами и соответственно на ин­
дикторный КПД. У двигателей с газотурбинным наддувом угол опережения газовыпуска уве­
личивается для повышения мощности газовой турбины (чем больше уровень форсировки, тем
больше при прочих равных условиях угол опережения газовыпуска). Это неминуемо снижает
индикаторный кпд цилиндра.
вышения
кпд
Однако при форсировке дизелей наддувом удалось за счет по­
турбокомпрессора
для
наддува
не
только
сохранить,
но
даже
снизить
угол
предварения газовыпуска. При этом эффективный КПД удалось повысить как за счет увели­
чения индикаторного, так и механического КПД.
Соотношение между Nм и N; , определяющее механический КПД, зависит от уровня форси­
ровки двигателя и его типа. Как видно из формулы (4-23 '),
7]м
увеличивается с увеличением N;
или уменьшением Nм, Мощность механических потерь конкретного дизеля незначительно зави­
сит от нагрузки двигателя (среднего индикаторного давления Рт;), а зависит главным образом от
частоты вращения коленчатого вала. Поэтому в двигателях с наддувом 7Jм увеличивается, так как
индикаторная мощность растет, а мощность механических потерь при неизменной частоте вра­
щения остается практически той же. В ряде случаев Nм при наддуве снижается (в частности, при
замене приводного нагнетателя воздуха газотурбинным).
При
постоянной
частоте
вращения
двигателя
с
уменьшением
его
уменьшаются, Nм практически не
изменяется.
когда Ni упадет до
механический КПД станет р а в н ы м
величины Nм,
нагрузки Рт;
и
N;
Механический КПД уменьшается. Наконец,
О.
Этот режим
носит
название "холостого хода" (Ne = О ) .
-57
При неизменном положении топливной рейки двигателя, когда обеспечена примерно посто­
янная цикловая подача топлива, среднее индикаторное давление в цилиндре не изменяется (pmi
const).
При увеличении частоты
Rj
вращения мощность механических потерь Nм растет примерно
при Рм = const. Следовательно, если частота вращения из­
пропорционально частоте вращения п
меняется при застопоренной топливной рейке, то механический КПД двигателя не изменится:
17м
zconst.
Если
при
равных
геометрических
4-тактном двигателях· обеспечить Р»!
размерах
= idem, то
и
одинаковых
мощность
частотах
механических
вращения
потерь
в
2-х
и
у двигателей
также будет одинаковой. Однако механический КПД у 2-тактного двигателя должен быть больше
за счет большей индикаторной мощности.
Теоретически механический КПД может оказаться больше 1 у 4-тактного дизеля. Объясняет­
ся это тем, что Рм (формула (4-23")) учитывает все механические потери, в том числе потери на­
сосных ходов поршня Рн: Рм
=
Ртр + Рн· Если во время насосных ходов совершается полезная ра­
бота за счет предварительно сжатого воздуха, то давление р11 может превысить давление на пре­
р; > Ртр· Тогда:
одоление сил трения Ртр:
'lм = 1 - Рм / Pmi = 1 - {р,пр - p,J /pmi = 1 + (рн - Ртр) /Pmi >
1.
Непременным (но недостаточным) условием этого неравенства является: давление при впуске
воздуха в цилиндр должно быть больше, чем давление выталкивания газов. В расматриваемом слу­
чае при 1lл, > 1 ,
1le > 'li, что противоречит физической сути' понятий КПД. К этому привела нестрого
обоснованная традиция учитывать работу насосных ходов поршня механическим КПД. У выпол­
ненных конструкций двигателей численные значения КПД находятся в пределах (табл.4-1).
Таблица 4 - 1
2-тактные
4-тактные
Наименование КПД
без наддува
Механический
Индикаторный
Эффективный
· малооборотные дизели
среднеоборотные дизели
'lм
1li
17е
с наддувом
без наддува
с наддувом
0,75+0,85
· 0,85+0,95
0,70+0,85
0,86+0,96
0,47+0,50
0,44+0,5]
0,47.,-0,50
0,44+0,55
0,37+0,40
0,39+0,47
0,33+0,40
0,39+0,52
4.5. Удельные расходы топлива
Удельным расходом топлива называется отношение часового расхода топлива G111 к мощно­
сти двигателя. Различают удельный эффективный расход топлива ge и удельный индикаторный
расход топлива gi:
ge=Gm!Ne;
Удельные
расходы
(4-24)
g;=Gm/N;.
топлива,
определенные
в
процессе
эксплуатации,
позволяют
судить
о
техническом состоянии дизеля путем сравнения с паспортными параметрами по расходу топлива.
Зная удельные расходы топлива, несложно определить индикаторный и эффективный КПД; для
1
этого перепишем формулу (4-19) в виде:
п, =3600 Ni l(G111 Qн)=3600/(G,� {N;/
Qн). С учетом зави­
симостей (4-24) формула примет вид:
771 = 3600/
(g; Qн),
или:
g;
= 3600/ (Qн 17 J .
(4-25)
Аналогично:
ge
= 3600/ (Qн 77 е) .
(4-26)
Как видно из последних формул, удельные расходы топлива обратно пропорциональны КПД
и определяются теми же факторами, рассмотренными в предыдущем параграфе.
Для теоретических расчетов экономичности рабочих
процессов дизелей используется
фор­
мула удельного индикаторного расхода топлива, выраженная через коэффициент наполнения Т/н·
58 -
Выведем эту зависимость. Можно написать, что объемный часовой расход воздуха на двига­
тель Vч при параметрах Ps, Т, равен:
V.,
}! час ,
= Vs пн (п 60 i) / т ,
(4-27)
Необходимый объем воздуха для сгорания 1 кг топлива V1 при теоретически необходимом на
i�
сгорание объеме
с параметрами Ps,
Т.r и коэффициенте избытка воздуха на сгорание а опреде­
лится зависимостью:
3
11
v; =
где
i� -
а · L0
.
м /кг
,
(4-28)
,
теоретически необходимый объем воздуха для сгорания 1 кг топлива.
Часовой расход топлива равен отношению всего расхода воздуха на двигатель к потребному
расходу на сжигание на 1 кг топлива:
Gm = Vч / V1
= (Vs пн п 60 i) / (т а
(4-29)
L�) .
Поскольку индикаторная мощность двигателя равна: Ni = Pmi (Vs п i) / (0,45 т),то удельный
индикаторный расход топлива gi определится равенством :
g; = Gm / Ni = (Vs пн 60 п i / ( т а L�)) (0,45 т / (pmi Vs п i)) = = 27 пн ! (pmi а L�).
Так как:
"
L
0
=
.
L
Vs
0
= µв Е;
v_. ,·
V
s
= В'Г,
/
4
(Р, 1 0 )
кмоль;
L«: теоретически нео 6ходимое количество воздуха,
·,
= 29,3 Ts
кг;
Vs
-
/
(Ps 1
04
),· µв
= 2
8 97 кг/
,
!кмоль,· где
�
б
удельныи о ъем воздуха при па-
3
раметрах Ps, 1 5 , м / кг , то:
4)
L�
= 28,97 L0 29,3 Ts/ (Ps 10
i�
Подставив это значение
g; = 3 1 8 . 4 ·
·
В
·'
последней
1],,
.
=
с,
Ts/ (JJ,8 Ps}.
(4-30).
в формулу для определения g i , окончательно получим:
Р,,
,
а · Lo · Р mi
зависимости
·
кг/иле-час.
(4 - 3 1 )
Ts
принимались
размерности
величин:
г..
кr;см2,
л:
К,
Pmi -
кr;см2,
Е; _кмольlкr· Вид зависимости не изменится, если давление продувочного воздуха и среднее инди­
каторное давление будут иметь размерность бар или МПа.
Если расход топлива отнести к кВт-час, то при той же размерности исходных величин фор­
мула принимает вид:
17
g; = 433 ·
. р
"
a·La ·
У
gi
=
современных
s
P m i-
судовых
,
(4-32)
кг/кВт-час .
Т,
дизелей
удельные
расходы
топлива
находятся
в
пределах:
1 5 6 - 1 9 7 г!кВт-час ( 1 1 5 + 1 4 5 г/илс-часу. ge = 1 6 6 - 2 1 8 г/кбт-час ( 1 2 2 + 1 6 0 г/элс-часу. У высоко­
форсированных
4-тактных
двигателей
удельные
1 9 0 г/кВт-час ( 1 4 0 г/элс-часу и даже ниже.
эффективные
расходы
топлива
достигли
Сог�асно сообщениям ведущих дизелестроительных
фирм, минимальные удельные расходы топлива достигнуты у сверхдлинноходовых малооборот­
ных дизелей [73, 74]. Они составляют 1 6 6 - 1 7 7 г/кБт-час ( 1 2 2 - 1 3 0 г/элс-час).
- 59
Тема 5. НАДДУВ СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ
5 . 1 . Классификация, общая характеристика способов наддува
Для того, чтобы в объеме цилиндра сжечь больше топлива и получить в результате большую
полезную
мощность,
необходимо
пропорционально
увеличить
количество
воздуха
из
условия
а z const. Эта задача нашла свое решение в наддуве. Наддувом называется увеличение заряда
воздуха, подаваемого в цилиндр, за счет повышения его плотности в результате предвари­
тельного сжатия до давления Рк>Р0, и соответственно увеличение количества сжигаемого
топлива. Степень форсировки дизелей наддувом оценивается "степенью наддува" Ан:
А н = Рен! Ре,
(5-1)
где Ре и Рен - среднее эффективное давление двигателя без наддува и с наддувом.
Принципиально
количество
воздуха в цилиндре
можно
увеличить
не только
за
счет
его
предварительного сжатия, но и за счет понижения температуры (удельный вес воздуха пропор­
ционален Р; и обратно пропорцилнален Тк: у,/у0=Рк Тс/Р0 T,J, а также повышением коэффициента
наполнения цилиндра п; путем лучшей очистки цилиндра. Эти факторы используются при над­
дуве
в
комплексе.
Так,
после
предварительного
сжатия
воздух
охлаждается
до
температуры
ЗО..,...45°С, после чего подается в цилиндр. Лучшая очистка цилиндра обеспечивается тщательной
отработкой системы газообмена, использованием продувки камеры сгорания в 4-тактных ДВС.
Применение
наддува
позволило
увеличить
цилиндровую
мощность
дизелей
в 4..,...5
раз
по
сравнению с двигателями без наддува, однако потребовало решения ряда серьезных технических
проблем, связанных с повышением механической и тепловой напряженности, ухудшением усло­
вий
смазки,
повышенными
износами
цилиндра-поршневой
группы,
согласованием
характери­
стик агрегатов наддува и дизеля и т.д. Эти проблемы постоянно встают перед дизелестроителями
при дальнейшей форсировке двигателей.
Различают
следующие
комбинированный.
способы
Попытки
наддува:
использования
инерционный,
инерционного
механический,
наддува
имели
газотурбинный
место
в
и
начальный
период форсировки 4-тактных ДВ С . При этом каждый цилиндр снабжался специально
подоб­
ранной длинной впускной трубой и соответствующей организации в ней резонансных колебаний,
благодаря чему повышалось давления воздуха в цилиндре на конечной фазе впуска. Инерцион­
ный наддув позволял
повысить мощность на
1 5 ..,... 2 5 % . При механическом наддуве нагнетатель
воздуха приводится в движение от коленчатого вала двигателя. В качестве нагнетателей приме­
няются поршневые, ротационные или центробежные компрессоры, приводимые от коленчатого
вала непосредственно или через передачу (зубчатую, цепную, электрическую).
Наиболее
способы
широкое распространение в ДВС
наддува.
При
газотурбинном
получили
наддуве для
газотурбинный и комбинированный
привода
нагнетателя
используется энергия
выпускных газов. Газовая турбина и сидящий с ней на одном валу центробежный компрессор
представляют собой единый агрегат - турбокомпрессор для наддува (ТК). Газы из рабочих ци­
линдров, отдавая часть энергии газовой турбине, направляются далее в утилизационный котел и
в атмосферу.
Воздух,
засасываемый
из
атмосферы,
сжимается
в компрессоре до давления Рк,
подается в холодильник воздуха и затем - в продувочный ресивер и в рабочие цилиндры. При
незначительном сжатии в компрессоре, когда
температура не поднимается выше 45..,...50°С, холо­
дильник может отсутствовать.
Под комбинированным
наддувом
подразумевается система,
газотурбинный и механический наддув.
турбин
недостаточна
для
привода
использующая одновоременно
К ней прибегают в случаях,
нагнетателя.
Частным
случаем
когда мощность
механического
газовых
нагнетателя
является использование подпоршневых полостей рабочих цилиндров крейцкопфных двигателей
совместно с турбокомпрессором.
60-
Оценка степени совершенства той или иной системы наддува может быть дана на основе ка­
двигателя. Для двигателя без наддува можно на­
чественного анализа механического КПД 77.wex
писать (зависимость (4-23')):
lJмex
1 - Nм
=
/ Ni. При инерционном наддуве при прочих равных
условиях мощность механических потерь двигателя Nм не изменится, а индикаторная мощность
Ni возрастет без каких-либо дополнительных энергетических затрат на привод нагнетателя воз­
духа.
Следовательно,
механический
КПД
двигателя
увеличится.
Тем
не
менее,
инерционный
.::
наддув не нашел применения в судовых дизелях из-за грамоздкости впускной системы и сравни­
тельно невысокого уровня форсировки.
В двигателе с механическим наддувом мощность механических потерь возрастает на вели­
чину Nв затрат на привод нагнетателя воздуха; механический КПД равен:
r/'\,ex
J - ((Nм + Nв) / (Ni + ЛNJ),
=
(5-2)
Ni + ЛNi = Niн - индикаторная мощность двигателя с наддувом.
где
Очевидно,
что
всякое увеличение
мощности дизеля требует повышения давления наддува Р;
При этом возрастает и мощность Nв на привод воздушного нагнетателя. Если индикаторная мощность
возрастает более интенсивно, чем мощность механических потерь, то механический КПД растет. В
таком случае при возрастании Рк растет и среднее эффективное давление Рен: Рен
=
рь; !Jмнмех·
При достижении определенного уровня форсировки затраты на привод механического воз­
душного нагнетателя начинают расти более интенсивно, чем приращение индикаторной мощно­
сти;
механический
давление
КПД дизеля
при этом
приращения
pJ.
снижается.
Несмотря
может даже уменьшиться
Рк,
на увеличение
(если степень
среднее
эффективное
lJм превосходит степень
снижения
В предельном случае механического наддува можно создать двигатель, у кото­
рого вся индикаторная работа будет поглощаться компрессором, механический и эффективный
КПД будут равны нулю. По опытным данным, траница обоснованного увеличения Л.н при чисто
механическом
77мнм
=
наддуве
0,70+0,85.
При
находится
в
дальнейшей
пределах:
форсировке
л..,,
=
1,2+1,3.
двигателей
на
При
этом
привод
Р;
=
1,3+1,5
нагнетателя
ата,
требуется
слишком большая мощность, что снижает 7Jм и lJe· По этой причине в современных дизелях чисто
механический наддув
( З Д - 1 0 0 , 37Д,
не
ДР 30/50,
приме няется .
Его можно
встретить в двигателях старых
конструкций
ДР 43/61 и др.) .
. Если представить случай, что мощность на привод механического нагнетателя N0 частично
покрывается за счет газовой турбины (в двигателях с комбинированной системой наддува), то
механический КПД выразиться зависимостью:
!Jм.мн+гт
=
1 -
(Nм +
(Nв - NгтJ) / Ni11,
(5-3)
где Nгт - мощность газовой турбины.
При одинаковом уровне форсировки двигателей (одинаковой индикаторной мощности) ме­
ханические потери при комбинированной системе наддува будут меньше, чем при чисто механи­
ческом
наддуве,
на
величину N2,,,.
Очевидно,
что
в комбинированной
системе
lJм будет в ы ш е .
Представим крайний случай .,... турбокомпрессор полностью заменил механическую воздуходувку
(т.е. обеспечен чистый газотурбинный наддув). Механический КПД еще более возрастет (так как
Nв-Nгт = О) и определится зависимостью:
lJмe/m
=
J
- Nмexl N i н ,
(5-4)
111
Таким образом, при примерно одинаковых степенях наддува можно записать:
77мгт > Т/м" +гт > 17ммн.
Такие соотношения КПД имеют место у реально выполненных конструкций как 4-тактных, так и 2тактных дизелей. Максимальные значения механического кпд lJм при газотурбинном наддуве дос­
тигают значений 77)1/,,, � 0,94-0.96 (по сравнению с 0,70+0,85 у двигателей без наддува). Можно ска­
зать, что использование
энергии газов в газовой турбине представляет собой утилизацию теплоты
газов, отработавших в цилиндре дизеля. Для того, чтобы использовать эту энергию непосредствен­
но в цилиндре, потребовалось бы значительно увеличить ход поршня. Прирост индикаторной рабо­
ты был бы сведен на нет дополнитеоьными механическими потерями. Вот почему утилизация теп­
ла с целью получения дополнительной работы задерживалась практически до тех пор, пока не поя-
- 61
вилась газовая турбина,
способная с достаточной эффективностью
использовать рабочее тело с
большим удельным объемом при малых перепадах давления.
Утилизация тепла отработавших газов в газотурбонагнетателях была возможна в свое время
только
в 4-тактных
ДВС,
у которых. температура
газа достигала 400+450°С
(по
сравнению
с
260+290°С у 2-тактных ДВС). При этом без какой-либо перестройки системы газообмена на на­
чальном
этапе
Р; = 1 , 2 5 + 1 , 3 0
111 = 3 , 0 + 5 , О
затели.
использования
бар.
В
наддува
современных
удавалось
двигателях
получать
степень
111
достигунто
наддува
л,, = 1 , 2 + 1 , 3
= 2,5+4,О .(2-тактные
при
дизели)
и
(4-тактные дизели). В опытных конструкциях достигнуты еще более высокие пока­
Форсировка двигателей наддувом происходит уже не за счет утилизации тепла отрабо­
тавших газов, а за счет перераспределения энергии между цилиндром и газовой турбиной путем
более раннего открытия выпускных органов. Такой путь ведет к снижению экономичности ин­
дикаторного
процесса собственно
дизеля,
у которого
при более раннем
открытии выпускных
органов уменьшается индикаторная работа. Снижение термического и индикаторного КПД цик­
ла учитывается соответствующим уменьшением степени последующего расширения газов в ци­
линдре б= Vz/Vz при сдвиге точки Ь на индикаторной диаграмме влево. В то же время, дальней­
шая форсировка дизелей наддувом приводит к увеличению цикловых подачи топлива и вынесе­
нию сгорания на линию расширения,
тельного расширения р;
что также уменьшает
б за счет роста степени предвари­
этот фактор также действует в сторону снижения индикаторного КПД.
Величина максимального давления в цилиндре Р, при условии е = const растет менее интен­
сивно, чем давление наддувочного воздуха Р; и среднее индикаторное давление Рь Тем не менее,
у современных ДВС максимальное давление в цилиндре достигло величины Р,
= 1 2 0 + ] 6 0 бар.
Желание снизить или оставить на прежнем уровне Pz и повысить надежность подшипников ко­
ленчатого вала требует снижения степени сжатия в. Такое решение широко используется в прак­
тике дизелестроения. Однако оно ведет к дальнейшему уменьшению термического и индикатор­
ного КПД.
Несмотря
на
факторы,
снижающие
индикаторный
КПД
собственно
дизеля,
эффективный
КПД и удельный эффективный расход топлива у высокофорсированных двигателей с газотур­
бинным наддувом изменяются
в лучшую сторону за счет:
1 ) увеличения механического КПД;
2) уменьшения доли теплоты, передаваемой в охлаждающую воду; 3) более рационального ис­
пользования теплоты газов в турбокомпрессоре (повышением КПД турбины и компрессора), что
позволяет уменьшить долю потерянного хода поршня для обеспечения баланса энергии газовой
турбины и компрессора для наддува.
5.2. Принципы использования энергии газов в ТК
Эффективность газотурбинного наддува зависит от того, как используется энергия выпуск­
ных газов. Рассмотрим составляющие этой энергии и пути их использования. При этом восполь­
зуемся
схемой
хвостовой
части
индикаторной
диаграммы (рис. 5 - 1 ) . ·
Ввиду того,
зов
что располагаемая энергия
определяется
газов,
главным
вытекающих
образом
из цилиндра
га­
энергией
Е,
на участке Ьт
-­
/
диаграммы (от начала открытия выпускных ор­
ганов до НМТ),
можно
принять,
1
что хвостовая
часть диаграмм 2-х и 4-тактных дизелей одина­
ковы. Насосные хода у 4-тактных ДВС не имеют
принципиального
значения
с
точки
зрения
их
влияния на энергию выпускных газов. В точке Ь
Рис. 5 - 1 . Схема хвостовой части
диаграммы (момент начала выпуска) газы обла­
дают лишь потенциальной энергией давления.
62-
индикаторной диаграммы
Их кинетическая энергия может быть принята равной нулю. В процессе газообмена часть
потенциальной энергии газов
используется в цилиндре для совершения
индикаторной работы
(линия Ьт). Другая часть энергии идет на придание газам скорости при истечении из выпускных
органов (линия Ье). При этом давление потока уменьшается от Рь до давления перед турбиной
Рт. Площадь Ьте соответствует кинетической энергии газов. Обозначим эту энергию через Е 1 .
Линия ef - это расширение газов в турбине от давления Рт до давления Р; Площадь J-e-f-2
соответствует располагаемой
потенциальной энергии давления
газов. Обозначим эту энергию
через Е2• Полный запас энергии, который может быть реализован в газовой турбине, равен сум­
ме: Е
=
Е1 + Е2. В современных 2-х и 4-тактных дизелях имеется два принципиально отличных
пути использования энергии Е1 + Е2•
Первый путь - когда в газовой турбине срабатывается только потенциальная энергия газов.
Такой случай имеет место в системах, где отработавшие в цилиндрах газы
поступают в один
общий выпускной коллектор большой емкости, из которого газы направляются обычно в одну
или две газовые турбины. Кинетическая энергия потока Е1 при этом не используется, т.к. газы,
попав в емкий коллектор, теряют свою скорость и не создают в коллекторе заметных "скачков"
давления. Можно считать, что давление в коллекторе
- постоянное. Система наддува при таком
способе называется "с постоянным давлением газов" (наддув при P=const), а газовая турбина турбиной постоянного давления.
Что касается энергии Е1, то она не пропадает бесследно. Запас Е1 расходуется на перетекание
газов в окнах и клапанах, вихреобразование, трение, удары. При этом температура газа в выпуск­
ном коллекторе повышается, отчего газ
расширяется и увеличивает располагаемую энергию перед
турбиной постоянного давления на величину ЛЕ2 (площадь е-е '-:!'-/на рис. 5 - 1 ) : Е = Е2 + ЛЕ2. Од­
i'
нако "ценность" энергии ЛЕ 2, определяемая уровнем давления Рт, ниже, чем энергии Е1.
Второй путь использования энергии газов - когда в турбине срабатывается не только потен­
циальная энергия .Е2,
.,
но и кинетическая энергия Е 1 • При удачной настройке системы доля ис­
пользуемой кинетической энергии может доходить до 40+50% от Е 1 . В такой схеме наддува вы­
пуск газов из нескольких цилиндров группируется в отдельный коллектор минимального объема.
При малом объеме выпускного коллектора кинетическая энергия Е1 не теряется в такой степени,
как в системах постоянного давления, и превращается в энергию импульса давления перед со­
пловым аппаратом турбины. Максимальная величина импульса давления тем больше, чем мень­
ше длина и емкость коллектора. Системы наддува, в которых давление перед турбиной - пере­
менное и энергия Е1 в какой-то степени реализуется, называются импульсными системами (над­
дув при P=var), а турбины - импульсными турбинами. Та доля энергии Е1, которая не реализует­
ся в импульсных турбинах, трансформируется по тем же причинам, что и в системах постоянно­
го давления (дросселирование, трение и т.д.).
Оптимальным способом использования кинетической энергии в 2-тактных двигателях явля­
ется подключение к одной турбине 3-х цилиндров. При этом импульсы чередуются через
120°
пкв. У выполненных конструкций двигателей длительность импульса газа составляет около 50°
пкв, длительность продувки - около 70° пкв. Поэтому при 3-цилиндровой компоновке соседние
цилиндры не мешают газообмену, отсутствуют нарушения продувки и "провалы" давления воз­
духа. Агрегатная мощность дизелей с числом цилиндров, подключенным к одной газовой турби­
не, равным трем,
оказывается
на
1 О+ 1 5 %
больше,
чем
при других компоновках
при средних
уровнях форсировки дизелей наддувом [24].
При импульсном наддуве в 4-тактных ДВС также стремятся группировать выпуск газов из
.
'
отдельных цилиндров таким образом, чтобы не мешать газообмену соседних цилиндров. Обычно
к одному выпускному патрубку малого
объема подключаются 2+4
цилиндра.
Оптимальным с
точки зрения использования энергии импульса является подключение 3 цилиндров с чередовани­
ем импульсов через 240° пкв.
В современных: главных и вспомогательных судовых двигателях применяются оба способа
наддува. В последнее время наддув при P=const находит все более широкое распространение, в
-63
малооборотных дизелях - исключительное применение, что на первый взгляд не совсем оправ­
дано. Это обстаятельство можно объяснить рядом причин:
1 ) в системе постоянного давления меньше число турбин, проще выпускной коллектор, ниже
уровень шума, проще обслуживание;
2) на расчетном режиме работы турбина постоянного давления имеет более высокий КПД,
чем импульсивная;
3) перед турбиной постоянного давления максимальная температура газов несколько мень­
ше, чем перед импульсной, что повышает ее надежность;
4)
с повышением уровня форсировки двигателей наддувом эффект использования энергии
импульса Е1 в импульсных системах уменьшается.
Более высокий КПД у турбин постоянного давления .
(примерно на 5%) объясняются более плавным входом
газов в турбину (без завихрений) и менее резким изме­
нением отношения окружной скорости и скорости исте­
чения
газов
из
сопла
(UIC1).
На
рис.5-2
дана
зависи­
мость КПД турбины от относительного теплоперепада.
В турбине
считать
постоянного
постоянным;
давления
поэтому
теплоперепад можно
режим
работы
турбины
характеризуется одной точкой (точка О) и постоянным
КПД. При согласовании характеристик двигателя и тур­
бины можно
обеспечить расположение точки О в зоне
Рис. 5-2. Зависимость кпд газовой
турбины
от относительного теплоперепада
максимальных
КПД.
Если
предположить,
что
в
им­
пульсной турбине теплоперепад непрерывно изменяется в диапазоне, определяемом точками "а"
и "Ь", то соответственно меняется текущее значение КПД; средняя величина КПД оказывается
меньше максимальной, достигнутой при p=const.
Снижение эффекта использования энергии импульса Е1 с повышением уровня форсировки
объясняется уменьшением доли энергии Е1 в общем балансе при повышении степени наддува.
Поясним это с помощью понятия "коэффициента импульсности" Ке,
равном:
к, = (Е2 + к, Е1) / Е2
где К1
-
(5-5)
доля энергии Е1, используемая в импульсной турбине.
Коэффициент К,
показывает относительное увеличение энергии,
срабатываемой в газовой
турбине, за счет доли Е 1 • Испытания двигателей показывают, что с ростом давления наддува Р;
коэффициент
импульсности
К,
уменьшается
(р и с . 5 - 3 ) .
Наиболее
эффективно
использование
энергии Е1 при Р к � 1 , 6 -,- 1 , 8 бар [24]. При работе на номинальной мощности условия работы турбины
чем
1
постоянного давления и импульсной тем ближе,
выше
Рк,
уменьшается,
С
уменьшением
доля
нагрузки
"импульсной"
Рк
двигателя
энергии
кв
г,ор
возрастает,
+ \
что позволяет обеспечить воздухоснабжение дизеля на
всем диапазоне режимов
пользовалось
его работы.
Это явление ис­
в малооборотных дизелях Бурмейстер
,,, 1
и
1
Вайн, Сторк, работавщих по схеме чистого газотурбин­
ного
наддува
с
импульсной
турбиной.
Явление
+
L-
повы­
{.O
шения
коэффициента
К,
при
снижении
нагрузки
ис­
:�---
--------·-----.....-..----·-t.,. __ р
. .
..
2,0
_
3,0
к
пользуется и в наиболее форсированных опытных дви­
Рис.5-3. Характер зависимости коэффициента
гателях
с
2-ступенчатым
газотурбинным
наддувом,
в
импульсности К,, от давления наддува Рк
которых 1-ый турбокомпрессор - импульсного типа, 2-
1
ой - постоянного давления. Таким образом, за счет энергии импульса удается обеспечить возду­
хоснабжение дизеля на всех режимах, в том числе на режимах малых нагрузок.
Теоретический анализ и практика конструирования показывают. что наддув при постоянном
давление не может обеспечить воздухоснабжение и работу 2-тактного дизеля на режимах малых
64-
нагрузок.
Тем
не
менее,
современные
малооборотные длинноходовые дизели оснащаются ис­
ключительно турбокомпрессорами с турбинами постоянного давления. При этом обеспечивается
как максимальная конструктивная простота, так и максимальная эффективность эксплуатации на
режимах полного хода. Продувка и наполнение цилиндров свежим зарядом на малых нагрузках
обеспечивается в таких двигателях вспомогательными компрессорами с электроприводом, кото­
рые обычно включаются и выключаются автоматически при получении команды от реле давле­
ния продувочного воздуха.
5.3. Обеспечение баланса мощности турбины и компрессора
5 . 3 . 1 . Условие баланса мощности турбокомпрессора
Если газовая турбина находится на одном валу с компрессором, то очевидно, что мощность
·
N
m
,
развиваемая турбиной, равна мощности
потребляемой к о м п р е с с о р о м :
N
к
,
Nm=Nк.
Предполо­
жим, что при этом турбокомпрессор полностью обеспечивает воздухоснабжение двигателя. Рас­
ход воздуха через двигатель определится равенством:
о,
= (ge
н,
аL'
0
rpq} / 3600 кг/с ,
(5-6)
Здесь ge - удельный эффективный расход топлива, Ne - эффективная мощность, а - коэффи­
циент избытка воздуха на сгорание, L '0- теоретически необходимое количество воздуха на сго­
рание 1 кг топлива и
(f)a-
коэффициент избытка продувочного воздуха. Адиабатная работа сжатия
воздуха в компрессоре равна:
k-1
с,
= ...!5_ , R
k - l
в
·[(рк)k - 1 ]
, Т,
о
=:
Р,
(5-7)
·'1
кг
о
где
k
=
1,4 - показатель адиабаты сжатия воздуха; Вв
=
29,27
кгмlкг° с - газовая постоянная воздуха.
Величина работы Е; определяется площадью диаграммы 3-4-5-6 на р и с . 5 - 1 . С учетом потерь
энергии в компрессоре мощность, необходимая для его привода, может быть найдена по формуле:
•'
N
к
=
.
Gk . Lk
кВт.
1 0 2 . 7J ад · lJ.«к
(5-8)
I
где lJaд - адиабатный КПД компрессора (учитывающий внутренние потери); 77мк - механический
КПД компрессора.
Массовый расход газа через турбину Gг больше расхода воздуха
через компрессор на вели­
чину Gm расхода топлива в двигателе:
Gг = G к + Gm = Gк + geNe/ 3600
кг/с
..
(5-9)
Адиабатная работа расширения газа в турбине оценится как:
ki-1
L
= _ь___ · R
k
т
-1
·Т
г
т
Р,
· [1-(
) Т, ]
кгм/кг
Р.
(5-10)
)
т
1
где К1 ::::; 1 , 3 5 - средний показателиь адиабаты расширения газов: R 2 ::::; 2 9 , 2 - газовая постоянная
.
о
выпускных газов, кгм/кг С;
Тт - температура газов перед турбиной, К; Рт, Pr - давление газов соответственно перед и после турбины, кг/см',
Величина
работы
расширения
газов
в
турбине
определяется
площадью
J-e-f-2
(р и с . 5 - 1 ) .
С учетом внутренних и внешних потерь в турбине ее располагаемая мощность равна:
(5-11)
1.
·
'
где
пн
и
7Jмт- внутренний и механический кпд турбины; Ке- коэффициент импульсности.
Для полного обеспечения двигателя воздухом должно выполняться равенство
Gk-Lk
102
''7ад • lJ,.,к
= G г · L ,, , · 77 i t · 1J ,, . т . к .
102
N
"
=Nт:
(5-12)
е
-65
Мощность, потребная для привода компрессора, должна быть равна располагаемой мощно­
сти газовой турбины. В том случае, когда мощность газовой турбины недостаточна для обеспе­
чения
потребностей компрессора,
то
имеет место
"небаланс
мощностей". Недостающую мощ­
ность необходимо восполнять от какого-то постороннего источника. Если же Е; < Lт, то баланс
достигается за счет увеличения производительности компрессора, понижения температуры газов
перед
турбиной
с увеличением
противодавления
после
турбины.
Такой
газотурбонагнетатель
имеет резерв для дальнейшей форсировки двигателя.
5.3.2. Особенности баланса мощности ТК у 4-тактных дизелей
В 4-тактном дизеле в сравнении с 2-тактным:
средняя температура цикла
(из-за наличия
1 ) выше температура выпусных газов; 2) ниже
насосных ходов);
3)
меньше
коэффициент избытка
воздуха на продувку; 4) очистка цилиндра гарантируется наличием механического выталкивания
газов поршнем. Более высокая температура газов и меньшая средняя температура цикла указы­
вают
косвенно
на
возможность
большей
форсировки
4-тактного
дизеля
по
сравнению
с
2-тактным, что подтверждается практикой.
В 4-тактном дизеле тракт газообмена получается как бы разорванным, поскольку воздушный
ресивер, цилиндр и выпускной коллектор соединяются только в период продувки. Эжектирую­
щее действие газов, получивших импульс от выталкивающего хода поршня, обеспечивает проо
дувку цилиндра (поступление в него воздуха на участке ..d q., = 5 5 + 5 0
пкв, р и с . 3 - 1 ) даже в том слу-
чае, когда давление в продувочном ресивере Ps равно или несколько меньше давления в выпуск­
ном коллекторе Рт, т.е. при Р, < Рт- С точки зрения обеспечения двигателя воздухом на сгорание
в 4-тактном дизеле с ТК не возникает проблем на всех режимах его экспулатации. На малых на­
грузках,
когда ТК не обеспечивает подачу воздуха в продувочный ресивер,
воздухоснабжение
дизеля осуществляется за счет насосных ходов поршня, которому приходится преодолевать со­
противление всего газового тракта (в том числе турбины и компрессора).
В 4-тактных двигателях нет проблемы взаимного согласования всех элементов системы над­
дува,
тщательного
обеспечить
даже
решения
при
вопросов
весьма
низком
баланса
их
суммарном
мощности.
Баланс
мощности
кпд турбокомпрессора:
7Jтк
ТК удавалось
= 0,35-0,40 ( [ 1 2 ] .
с т р . 1 1 9 ) . При наддуве могут быть применены турбокомпрессоры любого типа - как с наддувом
при P=const, так и импульсные. Последние применяются чаще.
В зависимости от частоты вращения двигателя и степени наддува, угол опережения откры.
о
тия выпускного клапана колеблется в пределах q.,,=:==30-70 пкв до НМТ (р и с . 3 - 1 ) , угол запаздывао
'
ния
у'}вып
закрытия
=
qJ2
=260-310°пкв.
40-60 пкв
Чтобы
не
после
мешать
ВМТ.
продувке
Суммарная
продолжительности
соседних цилиндров,
выпуска
при импульсном
-
наддуве
выпуск отработавших газов в ту же ветвь трубопровода может производиться при определенном
промежутке между вспышками.
при
группировании
3-х
С учетом пробегания волны давления от цилиндра к цилиндру
цилиндров
в
1
выпускной
коллектор
и
чередовании
вспышек
через
240°пкв, достигаются хорошие результаты. Это - наиболее оптимальная компоновка с точки зре­
ния использования энергии импульсов давления. В то же время, обеспечиваются хорошие усло­
вия наполнения и очистки цилиндров.
При 2-цилиндровой компоновке на 1 выпускной коллектор достигаются несколько лучшие
'
о
условия очистки цилиндров (при чередовании вспышек через 360 пкв). Однако такая схема более сложна - на каждые 2 цилиндра требуется отдельный коллектор; кроме того, снижается эф­
фективность
срабатывания
цилиндрах,· от
энергии
импульсов
давления.
которых осуществляется выпуск в
1
Если
интервал
между
вспышками
в
ветвь трубопроводоа, значительно больше,
чем период выпуска из одного цилиндра, то эта ветвь «опорожняется» от газов, давление в ней
приближается к давлению за турбиной. Последующий импульс должен вначале наполнить ветвь
трубопровода, из-за чего теряется энергия давления, наиболее эффективная для преобразования в
работу турбины.
66-
При
применении
наддува
при
P=const
обеспечивается
более
равномерное
распределение
воздуха по цилиндрам, меньше удельные расходы топлива ge при более высоких степенях надду­
ва.
Однако
равенство
давления
в
продувочном
(Ps = Рт) с турбиной постоянного давления
эфективного давления Ре,
чем
достигается
при импульсном
Ps
ресивере
наддуве.
и
в
при более
выпускном
коллекторе
Рт
высоких уровнях среднего
В результате
на частичных нагрузках
наблюдается обратный поток газов из выпускного коллектора в продувочных ресивер в период
фазы продувки, закоксовывание каналов, перегрев клапанов, ухудшение очистки цилиндров. На
режимах
полной
мощности
ЛР=Рs-Рт меньше, чем
перепад давления
при
наддуве P=var,
что
уменьшает коэффициент избытка воздуха на продувку. При этом увеличивается теплонапряжен­
ность, хуже приемистость двигателя при резких набросах нагрузки, раньше достигается граница
дымления при разгоне двигателя, выше температура газов (так как меньше
(f) a ,
[62], с . 1 3 6 . ) . Тем
не менее, при высоких уровнях наддува все чаще переходят к наддуву при P=const, ограничивая
время работы дизеля на сниженных нагрузках и на холостом ходу. С целью повышения эффективности системы наддува и
разователи
импульсов"
4-импульсной
схеме
улучшения очистки цилиндров применяют так называемые " прео б (по
симметричной
/a3hf.
с
индивидуальным
U3
1./ ЩUН0р_о6
преобразо­
вателем на каждый цилиндр, рис. 5-4, или комбини­
рованные
счет
решения).
Во
эжектирующего
создаваемого
ими
всех
случаях
эффекта
с
скоростного
стремятся
помощью
напора
сопл
за
и
улучшить
очистку цилиндров, а затем повысить эффективность
использования
преобразования
располагаемой
скоростного
энергии
напора
газов
путем
в энергию
дав­
Рис.5-4. Схема преобразователя импуль­
ления в диффузоре, установленном то ли перед тур­
сов 4-тактного V-обоазного лизеля
биной, то ли на выходе из каждого цилиндра.
5.3.3. Особенности баланса мощности ТК у 2-тактных дизелей
В 2-тактных дизелях для обеспечения процесса газообмена на всех эксплуатационных режимах
должно выполняться условие: Рк > Рт - давление наддувочного воздуха должно быть всегда больше
давления газов в выпускном коллекторе (иначе воздух не пойдет в цилиндр), Кроме того, нагнетатель
воздуха в 2-тактном двигателе должен иметь запас производительности, чтобы обеспечить дополни­
тельный расход воздуха
на продувку цилиндра и удаление отработавших газов.
Расчеты наддува и практика дизелестроения показывают, что при среднем уровне форсиров­
ки двигателей (до абсолютного давления Р; = 1 , 7 - 1 , 8 бар) применение турбины постоянного дав­
ления при суммарном кпд газотурбонагнетателя менее 60% не обеспечивает баланса мощности
турбины и компрессора даже на номинальном режиме работы, не говоря уже о малых ходах и
пусках.
При
таком
уровне
форсировки
для
восполнения
небаланса
мощности
использовались
дополнительные источники энергии:
1 ) энергия импульса Е1 в импульсных турбокомпрессорах; при этом получали чистый газо­
турбинный наддув при давлениях Р; до
1,8 - 2,1
бар (в двигателях с прямоточными системами
газообмена);
2) механические нагнетатели воздуха в комбинированных системах наддува.
Комбинированные
системы
наддува
использовались
традиционно
фирмами
Гётаверкен
(прямоточно-клапанная продувка), Фиат, Зульцер, МАН (контурные системы газообмена). В ро­
ли механической ступени наддува, как правило, применялись поршневые компрессоры с различ­
ными
вариантами
привода.
В
качестве
поршневого
компрессора
использовались
специальные
насосы с приводом от коленчатого вала двигателя, поршни рабочих цилиндров (подпоршневые
полости), крейцкопфы двигателя, выполненные в виде поршней. Последний вариант был исполь­
зован в двигателях Смит Болнес,
Голландия.
При этом применялись как турбины постоянного
-67
давления, так и импульсные. Последние - в схемах с контурными продувками. На первый взгляд,
применение импульсных газовых турбин при комбинированном наддуве в двигателях с контур­
ными продувками противоречит рассуждениям о балансе мощности компрессора и импульсной
турбины. Смысл этого решения можно объяснить рядом причин:
1) применение механической воздуходувки позволяло уменьшить мощность газовой турби­
ны за счет более позднего открытия выпускных органов,
что уменьшало теплонапряженность
втулки в районе выпускных окон и днища поршня; для баланса мощности I:I обеспечения чистого
газотурбинного
наддува было
бы
необходимо
увеличить
о
выпуска с 6 8 - 70 пкв до
предварение
84-90°пкв ([24], стр.76);
2) механическая воздуходувка удачно вписывалась в двигатель, так как использовались под­
поршневые полости рабочих цилиндров;
3)
отпадало
всякое
сомнение
в
достаточности
воздухоснабжения
дизеля
из-за
небаланса
мощности турбины и компрессора при пуске, на малых ходах, а также при неполадках в турбо­
компрессоре;
4) использование импульса давления повышало эффективность срабатывания располагаемой
энергии газов.
В 70-80-е годы прошлого столетия ряду фирм (МАН, Бурмейстер и Вайн, Доксфорд, др.) уда­
лось обеспечить чистый газотурбинный наддув при P=const, что опровергло установившееся мне­
ние о принципиальной невозможности баланса мощности турбины и компрессора с наддувом при
постоянном давлении.
Однако на частичных нагрузках баланс мощности обеспечить не удается,
что требует применения автономных нагнетателей воздуха при снижении нагрузки двигателя.
Для
P=const
повышения . эффективности
на
современных
моделях
использования
малооборотных
энергии
газов
двигателей
в
системах
используются
наддува
при
преобразователи
импульсов (рис.5-5), устанавливаемые на каждом
цилиндре.
При
открытии
выпускного
клапана
газы выходят в общий выхлопной коллектор че­
рез диффузорную
ростной
напор
возрастание
насадку,
газов
давления
в
энергию
газов
личении работы турбины
куда
газы
преобразующую
направляются
давления.
сказывается
на
ско­
Это
уве­
постоянного давления,
из
общего
коллектора.
Впервые такие решения были применены фирма­
Рис.5-5. Схема газообмена двигателя МАN­
ми МЛН и Гётаверкен.
В& W типа S-MC
5.4. Анализ основных схем наддува судовых ДВС
На выбор схемы наддува оказывает влияние тип двигателя, уровень его форсировки, тип ис­
пользуемого турбонагнетателя, традиции дизелестроительных фирм. При выборе той или иной
схемы стремятся удовлетворить ряд требований:
1 ) обеспечить достаточное воздухоснабжение двигателя на всех эксплуатационных режимах
его работы (при пуске, разгоне, на маневрах, при волнении моря) и в аварийных ситуациях;
2) обеспечить эффективное использование энергии газов - получить максимальную мощность
турбины и максимальный кпд компрессора на основных эксплуатационных режимах работы;
3) работа компрессора должна быть устойчивой в отношении помпажа. Помпаж компрессо­
ра - это
неустойчивая
его работа при больших положительных углах атаки.
«срывом» потока воздуха,
вызывающего
вибрацию рабочего
колеса,
Характеризуется
корпуса ГТН,
шум и ряд
других отрицательных явлений;
4)
система наддува не должна быть
излишне сложной по
конструкции
и в эксплуатации,
должна предусматривать возможность корректировки характеристик турбокомпрессора и двига­
теля в процессе доводки на стенде и в условиях эксплуатации.
68-
На рис.5-6 даны 6 основных схем наддува, применяемых в судовых ДВС. Схема односту­
пенчатого
чисто
газотурбинного
наддува
с
импульсной
турбиной
и
холодильником
воздуха
(рис.5-6 -А) получила большое распространение в 4-тактных дизелях и в 2-тактных двигателях с
прямоточными системами продувки (Бурмейстер и Вайн, Доксфорд, Сторк). Как правило, ряд­
ные 4-тактные дизели оснащаются одним ГТН, У-образные - двумя ГТН. В 2-тактных двигате­
лях
устанавливается
(один
нагнетатель
несколько
на
2-4
нагнетателей
цилиндра).
Схема
на
агрегат
отличается
эффективностью использования энергии газов, простотой,
устойчивостью работы
мах,
достаточным
Б
на всех эксплуатационных режи­
воздухоснабжением,
однако
сравни­
тельно трудоемка в настройке, не позволяет корректиро­
вать характеристики в эксплуатации. При выходе из строя
газотурбонагнетателя воздухоснабжение 4-тактного дизе­
ля·
обеспечивается
всасывающим
ходом
поршня;
в
2-
тактном двигателе - работой оставшихся исправных на­
гнетателей или автономной воздуходувкой. Во всех случаях мощность двигателя снижается.
Разновидностью
схемы
"А"
является
использование
в
г
ТК с наддувом при P=const. Такое решение, обладая всеми
перечисленными
уменьшить
выше
количество
достоинствами,
турбонагнетателей
�
позволяет
на . 2-тактном
двигателе. Схема более эффективна при высоких степенях
наддува,
однако
при
снижении
нагрузки
ниже
25-30%
д
требует применения в 2-тактных две автономного нагне­
тателя воздуха. В большинстве случаев это - электриче­
ский компрессор с автоматическим запуском.
Рис.5-6. Основные схемы наддува судо­
Схема 2-ступенчатого чисто газотурбинного последо­
вых ДВС: А- одноступенчатый и Б­
вательного наддува (рис.5-6- Б) состоит из двух турбокомпрессоров
и
предусматривает
охлаждение
воздуха
после
каждой ступени наддува. Как правило, первая турбина по
двухступенчатый чистый газотурбин­
ный наддув; В, Г, Д- последовательный
комбинированный и Е- параллельный
комбинипованный наддув
ходу
газов
- импульсная,
вторая
турбина - постоянного
давления. Схема удовлетворяет требованиям эффективности использования энергии газов, обеспе­
чивает большие расходы воздуха по сравнению с 1-ступенчатой схемой при повышенных уровнях
форсировки и прочих равных условиях, устойчива в отношении помпажа. В свое время схема про­
шла опытную проверку на двигателях Бурмейстер и Вайн типа K98FF, Сторк типа SW, Зульцер
RND 1 0 5, МАН 4V 38/40 и др., однако пока не получила широкого распространения из-за своей
сложности и трудности настройки системы на всем диапазоне эксплуатационных режимов работы
двигателя. Схема применялась на серийно выпускавшихся двигателях Митсубиси тип ИЕС-Е, дви­
гателях 20ЧН26/26 Коломенского тепловозостроительного завода.
Схема 2-ступенчатого последовательного комбинированного наддува (рис.5-6-В) включает в
себя турбокомпрессор постоянного давления в качестве
1-ой ступени наддува и механического
нагнетателя с приводом от коленчатого вала в качестве 2-ой ступени наддува. Как правило, ме­
ханические нагнетатели - поршневого типа, с автоматическими клапанами. Схема применялась
на двигателях фирм Гетаверкен, GMT (Фиат) и на отечественных двигателях завода им. Малы­
шева.
Как и все прочие системы последовательного
комбинированного наддува, схема весьма
устойчива в отношении помпажа на всех режимах эксплуатации, надежна, однако по конструк­
тивной сложности и эффективности использования энергии выпускных газов уступала системам
чистого газотурбинного наддува с импульсными турбинами при том же уровне форсировки.
Схема 2-ступенчатого последовательного комбинированного наддува с импульсными газо­
выми турбинами, подпоршневыми полостями в качестве 2-й ступени и индивидуальными реси-
-69
верами 2-й ступени на каждом цилиндре изображена на рис.5-6-Г. Такая схема применялась на
двигателях Зульцер типа RD, широко использовавшихся на отечественном флоте. Конструкция
укороченного поршня и желание уменьшить потерю заряда на IV-й фазе газообмена потребовали
установки на выпуске управляющих заслонок, предотвращающих перетекание воздуха в выпу­
скной коллектор при нахождении поршня в верхней части цилиндра. В момент открытия выпу­
скных окон поршень сжимает воздух во 2-й ступени до давления Р=(],30-1.35)Рк, что предот­
вращает заброс газов, интенсифицирует продувку цилиндра. После НМТ воздух подается непо­
средственно из ресивера 1-й ступени в ресивер 2-й ступени (без сжатия в подпоршневой полос­
ти). Поэтому параметры в точке "а" цикла определяются давлением и температурой в продувоч­
ном ресивере I-й ступени ([24], стр.95). По эффективности и устойчивости в отношении помпажа
система примерно равноценна схеме "В", однако конструкция 2-й ступени у нее проще, посколь­
ку нет необходимости в специальном насосе. Недостатками схемы является снижение эффектив­
ности 2-й ступени при увеличении нагрузки двигателя (на режиме полного хода в двигателях в
подпоршневой полости сжимается лишь часть воздуха - порядка 5 0 % по объему и 75% по весу,
([24], стр.95), а также наличие такого ненадежного узла, как заслонка на выпуске.
Указанных недостатков лишена схема с турбиной постоянного давления, примененная фир­
мой Зульцер в двигателях серии RND и последующих модификациях малооборотных машин с
контурной продувкой (рис.
5-6 -Д). В этой схеме применен удлиненный поршень, перекрываю­
щий выпускные окна при нахождении в ВМТ, что позволило отказаться от заслонок (правда, это
несколько
увеличило
потерю
заряда).
применением байпассируемого
Эффективность .· использования
2-й
ступени
повышена
подвода воздуха через автоматически управляемые клапаны из
ресивера I-й ступени непосредственно в местные ресиверы цилиндров 2-й ступени, минуя под­
поршневые полости. Сжимаемый в подпоршневой полости воздух предотвращает заброс газов,
участвует в продувке
МАН
применяла
и способствует балансировке мощности турбины
аналогичную
схему
с
импульсной
газовой
турбиной
и компрессора.
(при
Фирма
последовательно­
параллельном комбинированном наддуве в двигателях KZ).
Система параллельного комбинированного наддува .(рис.5-6 - Е) применялась фирмой МАН
с турбиной импульсного типа. Схема имеет высокие энергоэкономические показатели. По опыт­
ным данным, она обеспечивает лучшее воздухоснабжение, чем последовательные схемы. Ее не­
достаток - компрессор неминуемо попадает в помпажный режим при снижении нагрузки двига­
теля (о причинах этого пойдет речь при анализе характеристик наддува).
Достоинства системы параллельного комбинированного наддува по части воздухоснабжения
послужили
причиной объединения
схем
параллельного
и последовательного
наддува
в одном
агрегате. Часть подпоршневых полостей работает параллельно (не более 1/2), часть - последова­
тельно. Такое объединение позволяет обеспечить устойчивую работу компрессоров на всех ре­
жимах и улучшить воздухоснабжение по сравнению с последовательными схемами. Параллельно
работающие подпоршневые полости подают до
1 5 - 2 0 % воздуха ( [ 1 2 ] , с т р . 1 2 6 ) . Схема применя­
лась во всех дизелях МАН серии КZ. Оптимальным вариантом комбинированного наддува сле­
дует признать вариант, когда на полном ходу все подпоршневые полости работают параллельно,
на малых ходах - последовательно. Такая схема улучшает воздухоснабжение и в то же время
устраняет помпаж. Она прошла опытную проверку в двигателях МАН, однако в серийных двига­
телях не нашла применения.
В 70-80-е годы
прошлого
века наиболее перспективной признавалась схема 2-ступенчатого
последовательного чисто газотурбинного наддува. Расчеты показывали, что такая схема становится
эффективной при ре = 1 8 - 1 9 бар
Тем
не
менее,
в 4-тактных ДВС и Ре = 1 3 - 1 4 бар - в 2-тактных ДВС ( [ 2 1 ] , стр.75).
сегодняшний уровень
форсировки судовых дизелей (pe=l 7-20
бар в 2-тактных и
Ре ;=24-26 бар в 4-тактных ДВС) повсеместно обеспечивается в ]-ступенчатом газотурбинном над­
дуве. Такое решение оказалось возможным благодаря успехам промышленности в создании новых
высокоэкономичных агрегатов
газотурбинного
наддува.
Возможно,
что дальнейшая
двигателей потребут схемы с использованием 2 ступеней газотурбинного наддува.
70-
форсировка
Тема 6. ТЕПЛОВАЯ НАПРЯЖЕННОСТЬ СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ
6 . 1 . Понятие тепловой напряженности; параметры, ее определяющие
Детали цилиндра-поршневой группы (поршень, втулка, крышка) при работе дизеля находят­
ся под воздействием переменного по времени поля температур. В точке z цикла температура дос­
0
тигает
1 5 0 0 - 1 7 О О С . Воздействие высоких температур определяет тепловую "нагрузку" цилинд­
ра. Под тепловой нагрузкой имеется в виду количество теплоты, передаваемой от газов к охлаж­
дающей среде.
ланса ( 4 - 1 ) :
Тепловая нагрузка определяется долей теплоты Q0хл в уравнении теплового ба­
Qт = Qe + Qгаз + Qохл + Q н 6 .
В качестве параметра тепловой нагрузки обычно ис­
пользуется величина удельного теплового потока:
2
q0хл
=
К (Ггаз- Тохл), кДж/м ч,
(6-1)
2
где
К =
- коэффициент теплопередачи, кДж!м ч К; а, - коэффициент теплоотдачи
1
1
д
1
-+-+-·а!
«.
.?.
2
от газов к стенке цилиндра, кДж!м ч К;
2
щей среде, кДж!м ч К;
К;
о - толщина
л. -
а2
-
коэффициент теплоотдачи от стенки к охлаждаю­
коэффициент теплопроводности материала стенок цилиндра, кДж/м ч
стенок цилиндра, м; Тгаз и Т0хл - температура газов и охлаждающей среды, К
Тепловая нагрузка цилиндра определяет его тепловую напряженность, которая в большинст­
ве случаев является главной причиной аварийных износов и разрушений деталей ЦПГ, особенно
у высокофорсированных двигателей. Под тепловой напряженностью имеется в виду абсолютная
температура на поверхности стенок цилипдро-поршневой группы (TcmI, Тст2), а также тем­
пературные напряжения из-за неравномерности температуры в различных точках деталей
цилиндра. Связь между тепловой нагрузкой и температурой на поверхности деталей устанавли­
вается уравнениями теплоотдачи и теплопроводности:
(6-2)
(6-3)
На
ЦПГ и
установившемся
в
режиме
работы
двигателя
температура
в
каждой
точке
поверхности
толще металла сохраняется практически постоянной, несмотря на циклические измене­
ния температуры газов в цилиндре за цикл и соответственно изменение величины q0хл. Это объ­
ясняется большой тепловой инерционностью металла, благодаря чему температура деталей не
следует за изменением температуры газов в цилиндре. Небольшие
колебания температуры
на­
блюдаются лишь на самой поверхности стенок камеры сгорания ( [ 3 8 ] , с т р . 2 1 0 , [ 5 4 ] , с т р . 1 8 3 ) .
Очевидно, что температура в каждой точке ЦПГ определяется положением этой точки в ци­
линдре, особенностями конкретного двигателя и режимом его работы. Допустимый уровень тем­
пературы в каждой точке зависит от условий работы деталей. К примеру, при работе пары тре­
ния: «кольцо-цилиндровая втулка», - максимально допустимая температура определяется усло­
виями смазки. Там, где нет пары трения, могут быть допущены большие температуры. Рассмот­
рим возможные последствия превышения допустимых уровней тепловой напряженности в дета­
лях цилиндра-поршневой группы.
1 . Максимальная температура на поверхности стенок камеры сгорания достигла таких зна­
чений, когда возможна пластическая деформация металла. В совокупности с высоким давлением
в цилиндре это привело бы в худшем случае к разрушению двигателя; в лучшем случае высокая
температура приводит к "выгоранию" металла в наиболее нагретых местах.
2. Максимальная температура на поверхности стенок ЦПГ не достигла уровня, при котором
возможна пластическая деформация или выгорание металла. Однако высокие градиенты темпе­
ратур (большая температура у поверхности соприкосновения с газами и низкая - со стороны ох­
лаждения)
могут
привести
к
недопустимым
тепловым
напряжениям.
Более
нагретые
частицы
- 71
металла у газовой поверхности расширяются и испытывают сжимающие усилия из-за влияния
остальной массы металла. Напротив, частицы металла со стороны охлаждения нагружены растя­
гивающими усилиями. Превышение предела прочности металла при термических напряжениях
приводит к трещинам материала стенок и выходу цилиндра из строя.
3 . При частых изменениях температурного режима ЦПГ, связанных с маневрами, изменени­
ем условий плавания, у высоконагруженных в тепловом отношении двигателей возникает явле­
ние "термической усталости". Термическая усталость определяется накоплением циклов тепло­
смен и тепловых напряжений. Схематично это явление можно представить следующим образом:
при высокой температуре деталей ЦПГ
возможна
пластическая деформация в поверхностном
слое из-за напряжений сжатия; при последующем быстром охлаждении стенки в этом слое появ­
ляются растягивающие усилия
(материал
не успевает "избавиться"
от пластической деформа­
ции), которые при превышении предела прочности приводят к поверхностным трещинам.
4. Температура на поверхности втулки в районе действия поршневых колец имеет величину, при
которой невозможно создание прочной масляной пленки - масло теряет смазывающие свойства, сте­
кает вниз, окисляется. Это приводит к повышению коэффициента трения и еще большему росту тем­
пературы из-за трения, износу колец и втулки, "задирам" поршней и выходу двигателя из строя.
5 . Деформация втулки из-за неравномерного нагрева по высоте и по окружности приводит к
нарушению ее геометрии, расцентровке, выбиранию зазора между поршнем и втулкой в некото­
рых местах, как следствие - к нарушению смазки, аварийным износам и задирам. Аналогичные
явления могут происходить при неравномерном нагреве поршня. Такие аварии характерны для
двигателей с контурными системами газообмена, имеющими асиметричный нагрев по окружно­
сти втулки, особенно в районе выпускных окон.
6. Повышенная температура поверхности поршня со стороны охлаждения может привести к
интенсивному коксообразованию, нарушению режима охлаждения, перегреву и авариям поршня.
Такие явления наблюдаются при масляном охлаждении поршней, когда двигатель останавлива­
ется с полной нагрузки.
Надежность работы двигателя снижается при повышении температурного уровня других де­
талей - распылителя форсунки, выпускных клапанов; перемычек между окнами, т.д.
Наиболее объективные данные
о тепловом состоянии двигателя
в процессе эксплуатации
могут быть получены при непосредственных замерах температуры и температурных напряжений
в характерных точках. Эти данные обычно
получают, преодолевая значительные трудности, в
процессе специальных испытаний двигателя на стенде. До последнего времени на серийно вы­
пускаемых двигателях аппаратура для непосредственного замера теплового состояния ЦПГ не
устанавливалась.
В настоящее время на некоторых двигателях устанавливаются датчики температуры. Обыч­
но температура измеряется
у поверхности втулки цилиндра с газовой стороны
на уровне I-го
компрессионного кольца при нахождении поршня в ВМТ. В Новороссийском высшем инженер­
ном морском училище была создана в 80-е годы аппаратура контроля температуры поршня бес­
контактным способом [45). Такие системы контроля позволяют своевременно обнаружить теп­
ловую перегрузку цилиндров.
Обычно температуры в характерных точках деталей ЦПГ судовых малооборотных двигате­
лей не превышают величин: головка поршня (масляное охлаждение) - 450-550°С; головка порш­
ня (водяное охлаждение) - 400-5ОО0С; поршень в районе
1-го поршневого кольца - 1 6 0 - 1 8 0 ° С ;
0
втулка в районе камеры сгорания - 180-2ОО С; втулка в районе
1-го поршневого кольца, когда
0
поршень находится в В М Т -
1 4 0 - 1 6 0 ° С ; днище крышки цилиндра - 300-4ОО С; выпускные кла­
паны-600-7ОО0С ([6], стр. 2 8 3 , [ 1 7 ] , стр.142, 1 5 7 ) .
Ввиду исключительной трудности непосредственных замеров тепловых напряжений в дета­
лях ЦПГ, для их оценки используется косвенный показатель - градиент температур
ot/ox,
пока­
зывающий изменение температуры в деталях по толще металла. Обычно градиент температур у
судовых двигателей не превышает значений:
72--
ot/ох =
4-5°С/мм ( [ 1 7 ] , с т р . 1 5 7 ) .
Приведенные значения температур и температурных градиентов близки к предельно допус­
тимым. В отличие от запаса механической прочности, запас по тепловому состоянию цилиндров
невелик и при дальнейшей форсировке дизелей продолжает уменьшаться. Основным фактором,
ограничивающим цилиндровую мощность дизеля при любом уровне его форсировки, яв­
ляется тепловая напряженность.
При отсутствии системы непосредственных замеров температуры тепловое состояние ЦПГ
оценивается косвенно по показателям: положению топливной рейки ( Т Р . ) , температуре выпуск­
ных газов по цилиндрам, температуре охлаждющей воды и масла, перепаду температур в систе­
мах
охлаждения,
температуре
воздуха,
среднему
индикаторному давлению,
частоте
вращения
коленчатого и т.д. Такая оценка не гарантирует своевременного обнаружения тепловых перегру­
зок. Она требует комплексного анализа параметров работы двигателя, что предполагает наличие
известного опыта и глубокого понимания взаимосвязи объективных показателей работы двига­
теля. Без такого анализа можно придти к неправильным выводам.
Так,
повышение
температуры
выпускных
газов
при
нормальной
регулировке
и хорошем
техническом состоянии цилиндра в практике эксплуатации с полным основанием воспринимает­
ся как свидетельство роста тепловой напряженности. Однако в некоторых случаях повышенная
температура выпускных газов еще не говорит о повышении температуры стенок цилиндра. Это
явление может произойти при ТР. =const и недостаточном угле опережения впрыска топлива или
же при ухудшении распыливания топлива и перераспределении теплоты между Qi
и
Qгаз
при
Q0хл =const. Если выпускные трубопроводы сгруппированы по 3 (в импульсной системе ГТН), то
показания термометра температуры выпускных газов на среднем цилиндре будет на 40-50°С вы­
ше, чем на крайних цилиндрах. Это, однако, не говорит о повышенной тепловой нагрузке цилин­
,.
дра - на показания термометра оказывает влияние выпуск из соседних цилиндров.
Наличие тепловой перегрузки цилиндра малооборотного дизеля может быть установлено на
стоянке
при инспекции цилиндров через смотровые лючки по состоянию поршня и его колец.
Последствия тепловой перегрузки можно обнаружить при вскрытии цилиндра по наличию выго­
рания металла, цветам побежалости и следам ударения факела в головку поршня, повышенным
износам втулки, поршневых колец и поршня, "залеганию" или поломке поршневых колец.
6.2. Зависимость параметров тепловой напряженности от конструктивных
и эксплуатационных факторов
Температура в определенных точках ЦПГ и тепловые напряжения в деталях зависят от мно­
гих факторов; основные из которых: уровень форсировки двигателя, параметры воздухоснабже­
ния,
род
охлаждающей
толщина стенок,
жидкости,
решение
конкретные
конструктивные
вопросов теплозащиты
решения
и охлаждения, т.д.)
(размеры
двигателя,
и условия эксплуатации.
Рассмотрим влияние каждого из этих факторов в отдельности.
6 . 2 . 1 . Влияние уровня форсировки, воздухоснабжения и рода охлаждающей жидкости
'
Как отмечалось ранее (параграф 4 . 1 ) , при наддуве
две
относительная доля теплоты в охла­
ждающую среду уменьшается. Однако абсолютная величина теплоотвода растет, хотя и в мень­
шей степени, чем среднее индикаторное давление. Так, при наддуве двигателя VT2BF и увеличе­
нии Pi на 20%, теплоотвод в стенки цилиндра возрос на
1 3 % , а температура стенок повысилась
на 9% ([55], стр.88). Учитывая малые запасы по уровню температур, это увеличение температуры
может превысить допустимый уровень. Поэтому при форсировке двигателей наддувом разраба­
тываются
специальные
меры
по
интенсификации
охлаждения,
увеличиваются
коэффициенты
избытка воздуха на продувку камеры сгорания и на сгорание.
Наиболее сушественным фактором снижения тепловой напряженности при форсировке двигате­
лей является улучшение воздухоснабжения. За счет увеличения а с 1 , 5 - 2 , 0 до 2,2 и выше в судовых
две
удалось сохранить ту же тепловую напряженность, что и у двигателей без наддува, при уровне
-73
форсировки до
Л�1 = 1 , 5 - 1 , 8 . Увеличение удельных расходов воздуха в двигателе ДКРН 74/160 с 4,95
до 5,6 кг/илс-час (на 1 1 , 3 % ) уменьшило максимальную температуру поршня с 550 до 510°С, темпера­
туру в зоне 1-го поршневого кольца- со 1 5 0 до 140°С ([6],стр.284). Температура стенок ЦГIГ снижа­
ется не только за счет увеличения а и (f)a, но и за счет снижения температуры воздуха наддува до 30400 С, удаления из него конденсата и рационального направления потока воздуха.
Род охлаждающей жидкости поршней и форсунок влияет на коэффициент теплоотдачи
стенок к охлаждающей среде.
По результатам исследований,
при масляном
а2
от
охлаждении поршней
2 О
коэффициент теплоотдачи составляет а2 �2090 Вт/м
до 2900 Вт/м2
"с
([55], с тр . 2 1 ) . Это
С, при водяном охлаждении а2
увеличивается
одна из причин повышенной температуры поршней двигателей
Бурмейстер и Вайн, имеющих масляное охлаждение поршней, по сравнению с малооборотными дви­
0
гателями Зульцер, имевшими водяное охлаждение поршней. Разница достигала от 50 до 1 ОО С.
6.2.2. Влияние конструктивных факторов
С
точки
зрения
тепловой
напряженности,
тощина
стенок
цилиндра-поршневой
группы
должна быть возможно меньшей, чтобы уменьшить термическое сопротивление стенок и улуч­
шить теплоотвод. В то же время, при увеличении диаметра цилиндра, форсировке двигателей и
росте Pz
для повышения механической прочности необходимо увеличивать толщину стенок. Эти
противоположные требования заставляют ограничивать максимальный диаметр цилиндров (D <
9 6 0 - 1 0 8 0 мм), искать такие конструктивные решения деталей и узлов ЦПГ, которые обеспечива­
ли бы надежную работу двигателя как с точки зрения механической, так и тепловой напряженно­
сти. Эти решения нашли свое выражение:
- в применении ребер жесткости в поршне и крышке при одновременном уменьшении тол­
щины стенок;
-
в
использовании
составных
крышек
цилиндра
с
горизонтальным
разъемом,
из
которых
нижняя часть' служит для отвода тепла, верхняя - для противодействия механическим усилиям от
давления в цилиндре (двигатели МАН старой конструкции);
- в применении кольцевых каналов в верхней части втулки для турбулизации потока охлаж­
дающей воды и интенсификации охлаждения;
- в применение выточек в верхней части втулки для уменьше­
ния толщины стенок (двигатели Зульцер типа RD);
- в использовании цельных массивных деталей (крышки, порш­
ня, втулки цилиндра) со сверлениями для охлаждения.
Последнее решение получило повсеместное распространение в
о
о
современных конструкциях судовых дизелей. В последних модифи­
о
iJ
о
кациях двигателей используются косые сверления для охлаждения
массивного
"воротника"
втулки,
применяются
цельнокованные
крышки со сверлениями для охлаждения и поршни ячеистого типа с
.
�
охлаждением
по
принципу
особенности крышки,
"взбалтывания".
Эти
втулки и поршня показаны
конструктивные
на рис.
1
6 - 1 . В 4-
тактных двигателях встречаются поршни с заделанными в тело ме­
талла у поверхности камеры сгорания змеевиками для охлаждения.
Толщину
прочного
стенок
материала
удается
снизить
за
(высоколегированной
счет
применения
стали).
Выбором
более
более
качественного материала удается поднять и верхний уровень допус­
тимой теплонапряженности.
Распространенными решениями стали
Рис.6-1.Конструктивные
применение хромомолибденовых сталей,
невых
стенок
колец
хромом,
камеры
плазменное
сгорания
покрытие втулок и порш­
покрытие
теплоизоляционным
прочные наплавки седел и тарелок клапанов.
74-
, ..
поршней,
покрытие
материалом,
жаро­
меры для интенсификации
охлаждения поршня, втул­
ки, крышки
Наряду с нанесением теплоизоляционного материала на поверхности стенок камеры сгора­
ния, в быстроходных дизелях в качестве теплового барьера используются специальные отража­
тельные листы, прикрепляемые на головку поршня; прорези в головке поршня - для создания
"воздушного" барьера и облегчения работы колец; размещение в толще металла поршня специ­
альных тепловых барьеров
из теплоизоляционного материала (материал размещается в форму
перед заливкой металла при изготовлении поршня литьем).
Некоторого снижения температуры деталей удается добиться интенсификацией охлаждения
- увеличением
скорости
движения
воды
вокруг втулки
при
применении
винтовых
каналов
в
верхней части втулки, использование спиральных напраляющих каналов в поршне, переход на
"колпачковую" конструкцию крышки (за счет чего удается снизить температуру бурта втулки),
применение метода "взбалтывания" при охлаждении поршней (по данным [6], стр.280, переход
2 0
на охлаждение взбалтыванием позволил поднять а2 с 1 2 8 0 до 2900 Вт/м
С), переход на водяное
охлаждение поршней и форсунок, применение "натриевого" охлаждения клапанов и клапанов с
водяным охлаждением седла [ 6 1 ] .
Выравнивания поля температур удается добиться применением поршней с шаровым голов. ным соединением, в которых поршень может поворачиваться вокруг оси (дизели Зульцер Z40/48
и 65/65). Для выравнивания поля температур клапанов и их самопритирки применяется система
механического проворачивания клапанов (современные 4-тактные дизели, работающие на тяже­
лом
топливе).
У
современных
малооборотных
дизелей
клапан
проворачивается
набегающим
потоком газов при выхлопе с помощью импеллера на шпинделе.
Существенное влияние на теплонапряженность оказывает конструкция и состояние топлив­
ной аппаратуры. Как говорилось ранее (параграф 2 . 3 ) , диаметр сопловых отверстий и их углы
наклона должны обеспечивать соответствие формы факела и формы камеры сгорания. Если это
требование не выполняется и факел ударяется в стенки камеры сгорания, то неизбежно повыше­
ние местной тепловой нагрузки.
6.2.3. Влияние эксплуатационных факторов
К эксплуатационным факторам, влияющим на тепловую напряженность, можно отнести ре­
жим эксплуатации двигателя, режимы ввода и вывода двигателя в работу, сорт и дозировку ци­
линдрового смазочного масла, температурный режим в системах охлаждения, чистоту поверхно­
стей охлаждения (зарубашечного пространства и внутрипоршневых полостей, воздушных, водя­
ных и масляных холодильников), состояние ТК для наддува, состояние поверхности цилиндро­
вых втулок и поршневых колец, подвижность колец.
Режим эксплуатации двигателя зависит от внешних условий. Очевидно, что при встречном
ветре и полной загрузке судна для поддержания неизменной частоты вращения необходимо уве­
личивать
подачу
топлива;
при
этом
растет
тепловая
напряженность.
Аналогично
перегрузка
главного двигателя возможна при несоответствии винта корпусу судна (так называемый "тяже­
лый" винт). На судах типа "Дубровник", имевщих "легкий" винт, скорость износа ЦПГ была в 8
раз меньше, чем у однотипных двигателей судов типа "Муром" с· "тяжелым" винтом и одинако­
вой загрузкой по мощности ([23], стр.69-71).
При пуске непрогретого двигателя его минимально устойчивая частота вращения выше, чем
у прогретой машины; соответственно больше количество сжигаемого в цилиндре топлива. Изме­
нение температуры после пуска носит характер скачка; при этом благодаря тепловой инерцион­
ности материала у поверхности с газовой; стороны температура растет, в то время как остальная
масса металла остается холодной.
Это
приводит к большим тепловым
напряжениям сжатия
в
поверхностном слое из-за высокого градиента.температур, что может явиться причиной микро­
трещин. Поэтому двигатель необходимо прогревать перед пуском, а вывод на режим полной на­
грузки производить постепенно, в соответствии с заводской инструкцией ([44], п . 2 . 2 . 1 ) . Обычно
-75
программа «разгона» главного дизеля от режима полного маневренного до режима полного на­
вигационного хода требует около 30 минут времени.
Термические напряжения при остановке определяются разной скоростью охлаждения раз­
личных частей. Скорость охлаждения в центре крышки, поршня больше, чем у периферии; ско­
рость
охлаждения крышки меньше, чем поршня ((23], стр.65). Поэтому перед остановкой или
маневрами
необходимо
постепенно
снижать
нагрузку.
Правилами
технической
эксплуатации
([44], п . 2 . 9 . 1 ) предусмотрено снижение нагрузки главного дизеля до 50% от номинальной посте­
пенно (6-7 ступеней с выдержкой времени на каждой ступени 2-5 минут, если нет других указа­
ний в инструкциях производителя или судовладельца). Как правило, программа вывода дизеля с
режима полного навигационного до режима полного маневренного хода требует столько же вре­
мени, как и программа «разгона». После остановки дизель должен прокачиваться водой и мас­
лом, пока разность температур на входе и на выходе
не станет близкой нулю ([44], п . 2 . 9 . 4 . 1 ) .
Инструкции производителей по эксплуатации современных дизелей не дают четких рекомен­
даций по параметрам и выдержкам времени при снижении нагрузки и остановке дизеля, однако
оговаривают необходимость постепенного снижения нагрузки и параметров в системах охлажде­
ния и смазки. Наиболее серьезная авария может произойти при остановке дизеля с полного хода,
когда втулка охлаждается более интенсивно, чем поршень. Из-за уменьшения линейных размеров
втулки при более интенсивном ее охлаждении возможна заклинка поршня и трещина втулки. Наи­
более вероятна авария при масляном охлаждении поршня или при неохлаждаемом поршне.
С точки зрения теплонапряженности большое значение имеет обеспечение хорошей смазки
ЦШ. При неудовлетворительном качестве смазки, недостаточном ее количестве повышается ко­
эффициент трения; соответственно растет температура стенок, увеличивается износ деталей ЦШ.
Температурный режим в системах охлаждения подбирается в процессе заводских испытаний
дизеля и должен корректироваться с учетом условий эксплуатации. Обычно при топливном ох­
лаждении форсунок температура их охлаждения поддерживается порядка 40-45°С, при водяном
охлаждении - 80-85°С. В зарубашечном пространстве температура охлаждения на входе обычно
о
о
поддерживалась в пределах 60-80 С, на выходе - 65-85 С. При применении высокосернистого
топлива температурный уровень в системе охлаждения целесообразно повышать для предотвра­
щения
кислотной
коррозии.
Поэтому
у современных ДВС
температура
охлаждения
на
входе
поднята до 80 и даже 85°С.
При постоянных условиях подвода теплоты изменение температуры охлаждающей среды незна­
чительно изменяет температуру камеры сгорания. Так, изменение температуры воды н а ± 20°с при­
вело к изменению температуры стенки с газовой стороны на ± 5° С; на стороне охлаждения изменения
температуры стенки более значительны. Следовательно, при снижении
Тахл
температурный уровень
падает, но увеличивается температурный градиент и тепловые напряжения ([ 17], стр.169).
Ухудшение состояния турбокомпрессора для наддува, загрязнение воздушного холодильни­
ка и всего газовыпускного тракта, ухудшение воздухоснабжения приводит к росту температуры
стенок. Так, при испытаниях двигателя ДКРН 74/160 в условиях эксплуатации увеличение тем­
пературы продувочного воздуха с 34 до 44°С привело к увеличению температуры газов с 425 до
440°С. Температура поршня при этом увеличилась на 7-I0°C ([55], стр.290-291).
Состояние поверхности цилиндровой втулки и поршневых колец, подвижность колец и их
взаимное расположение существенно влияет на Тет . При неплотности пары трения, когда кольцо
и втулка еще не приработались, газы проникают за кольцо, повышают температуру стенки. По­
этому для нового двигателя или при замене какого-то узла ЦПГ двигателя нагрузку необходимо
ограничивать на период "обкатки" (приработки узлов).
При работе дизеля поршневые кольца имеют вращательное движение и периодическое совпадение
по
вертикали
"замков "
последовательно
расположенных
колец.
при
этом
увеличивается
прорыв газов под кольца, температура втулки и поршня в этом месте растет. Прорыв газов под
кольца наблюдается даже через "усы" для распределения смазки на поверхности зеркала цилиндра.
Так, в дизеле RND - 1 0 5 температура втулки оказалась на 50°С, поршня - на 20°с выше при н.аличии
76-
''усов"
по
сравнению
нежелательно
При
загрязнении
Тет
но
оценить
воду
ведется
Влияние
когда
что
может
вводятся
охлаждения
привести
химические
систематический
различных
с помощью
масляные
геометрии зеркала
поверхностей
растет,
охлаждающую
ные масла),
случаем,
любое изменение
противление,
в
со
понятия
R
мости для термического сопротивления
накипью
присадки
резко
вводились
охлаждающей
6-2).
термическое
специальные
ной
представить
и равной
для каждого
]' т
,
.J:_·l,,v._:1J
.
1
..
.
1
:
1
.
"]
.
-
r �
:
.п
j
слоя
.-'
!
.
_'
.
r
-
r!i�:f)
..
, ,...
·
� :... - .,
-;
/·
Понятие
можно
дается
.1
tJ:.c
..
..L__ ..__
J_
.i .�
'
на основе зависи­
(6-4 )
каждого
слоя
Уа 1, 5 и Уа2 и
},,
теплопроводности
режиме
то
эксплуатации
на
постоян­
установив -
распределение
::�)е�:;:е впо1д-ачк::ит�;:три::�:ин�'=:::вУа:
. ::::
ну (рис.6-2А). При наличии слоя накипи стенка
t
i
-q
качествен­
,
J�'-�(;. · ·:·:
.:
�
_ _ 1 �/! �_;: ,_:_
j
т ._
<�
-�-J ...
ш емс я
�1�/.J ]�;
1
1
'
1
с тол щ иной
коэффициента
величиной
: -
..
стенку
эмульсион­
от газов к охлаждающей среде:
при передаче теплоты
Е
�
��j"J � ( -
!
.
-
3- слой ную
r
1
·:1 ···· _
_ -�:г_:�·1,1:�J,
:
себе
со­
воды.
R = 1/К = 1/а1 + &'2 + 1/а2 = 112 (Уа1 + 5 + Уа2).
Если
Поэтому
накипеобразования
напраженностъ
на тепловую
(рис.
стр.49).
увеличивается
предотвращения
(ранее
стенки"
([23],
при эксплуатационных ремонтах.
Для
качества
факторов
"эквивалентной
отсутствовали
цилиндра
к аварии.
контроль
эксплуатационных
канавки
станет 4-слойной, а
при
наличии и нагара с газо-
вой стороны - 5-слойной. Изменение количес т ва
")
l�LJir
слоев приведет к изменению уровня
1
и
температурных
Рис. 6-2. Изменение температуры в "эквивалентной"
зан
случай,
градиентов.
когда
при
На
температур
р и с . 6-2Б
неизменном
п ока -
Тгаз
уровне
и
стенке: А- стенка чистая; Б - со стороны охлаждения
Т0хл
имеется накипь
а
появлен ия
нение
накипи.
слоя
нагрузки
пературы
Влияние нагрузки можно
изменяет
в системе
среднюю
температуру
достоверные
создания
широкое
ской
но
двигателя,
находят
применение
моделях. Последний
близкие результаты
Расчетная
на основе
данные
исследований
периментальных
процессе
оценка
В этой формуле
на
а
о
"горячем"
таюке
Так
как:
от
газов
то
средние
q
=
понизился
ординату
Тгаз (так
учитывается
за
как
счет
из м е­
изм енение
тем -
н а пр яжен н о сти
могут
напряженности
двигате л е .
Такой
· анализе условий
электротепловой
значений
чаще,
путь
аналогии
пол уч ены
сложен
выполненных
как
он
быть
весьма
работы
поско л ьку
температуры
теплопереда ч и
(6-1):
Трез - результирующая
через
q
стенок
на
о бъ е м ной,
про щ е,
однако
путем экс­
и
дорог.
В
конструкций
та.к и
на
пло­
дает достаточ­
р або ч е го
ст енки,
камеры
сгоран ия
может
быть дана
= К (Трез - T0x;J.
т емпература
а1 {Трез - Тет1); q =(2 / б) (Тет! - Тет2),
камеры
температуры
Тет]
что и
г а зо в
в цил и нд р е; это - у с л о вная
цикл а , при которой обе сп еч и вает­
при
р еально
и з меняющейся темпе ­
=
Тх =
г,
и
Ть-а -
где
средняя
а, -
средний
температура
коэффициент т епл оотда ч и
сте н о к
камеры
сгорания,
(6-5 )
q б/ 2.
(6-6)
температура
графоаналитическим
температуры
Тетl
q / а1;
�1ез-
Результирующая
сгорания,
стенок определятся раве нс т в а м и :
Тьа = Тет] -
расчетом
поднялась ,
в цилинд р е.
к стенке
деляются
градиент
изменив
стенки
[17].
к реальным
средних
при
используется
ся тот же удельный те п л о во й поток
газ ов
оценить,
т е п лов о й
температура, по с тоянная на протяжении всего
ратуре
температурный
газов). Аналогично
о ценка
тепловой
методы
метод
уравнения
общего
температура
охлаждения.
6.3. Расчетная
Наиболее
абсолютная
газов
для
газов
путем.
в
цилиндре
Для
каждого
этого
и
средний
расчет
об ъ е м а газов
ко эфф и ци ент
индикаторного
Vx (или
по л о ж ени я
теплоотдачи
про ц есс а
поршня
оп р е­
д о п ол няется
Sx):
4
Vx 10 ! (GR),
(6-7)
-77
Рх, Vx
где
G
-
давление
и
объем
в
цилиндре
= µL (] + Yr) - вес газов в цилиндре;
Итог расчета температуры
газов
(определяются
по
индикаторной
диаграмме);
R- газовая постоянная.
в
цилиндре двигателя
ДКРН
80/160
по
данным действи­
тельной индикаторной диаграммы приведен на рис. 6 - 3 .
Для этих же моментов индикаторного процесса рассчитываются коэффициенты теплоотдачи
а1х,
Приемлемые результаты при расчетах дает «улучшенная» формула Эйхельберга ([6], стр.275):
=
а
1
50.1 ·
VC,: · ГРf · ifP; ,
2
кДж/м час К ,
(6-8)
где Ст- средняя скорость поршня, м/с; Р; - давление наддува, МПа;
Р,
Т - давление и темпера­
тура газов в цилиндре соответственно МПА и К..
Далее для каждой расчетной точки опре­
деляются
ки (ад)
дятся
а, Т,
произведения
= К»
и а,
средние
строятся
графи­
= .f(т). Из графиков нахо­
(а1Т)ср
значения
а,
и
зультирующая температура находится
ношения:
Трез = (а1Т)срlа1ср·
Результирующая
.
Ре­
из
от-
ер
(6-9)
температура,
опреде­
ляющая средний тепловой поток, выше сред­
ней температуры газов за цикл, так как коэф­
Рис. 6 - 3 . Итоги расчета температуры газов
фициент
теплоотдачи
высоких
температурах
от
и
газов
к стенке
давлениях
при
больше,
в цилиндре дизеля K80GF
чем при низких,
тер. Обычно результирующая
tрез
отношением:
tcp,
и средняя
и носит нелинейный харак­
температуры газов в размерности 'с связаны со­
tcp
0
тактных
tрез
две
=
(1,5-1,8)
"с
-
для 4-тактных
две;
tрез
=
(1,3-1,6)
lcp,
С
-
для 2-
([56], стр.206). Подробный порядок расчета тепловой напряженности с использо­
ванием формулы Эйхельберга приведен в работе [9 ].
Оценка тепловой напряженности может быть дана и другим путем - с помощью критериальных за­
висимостей. Так, можно записать для осредненной удельной тепловой нагрузки цилиндра ((40], с.214):
2
q т = /J Q т l F ц = /J G i " Q н l F ц
(6-10)
кВт/м
Qт - общее количество теплоты от сгорания топлива, кДж/час,
где
ваемой в охлаждающую среду;
/3 -
доля теплоты, переда­
Gm - часовой расход топлива на двигатель, кг/час;
Qн -- тепло­
творная способность топлива, кДж/кг; Fц - площадь поверхности цилиндра, м',
Часовой расход топлива равен:
Gm= ge Ne = ge Ре
V� п i / (0,06 т)
= ge Ре А (Ст/ т),
где
2
С т = S п/30 - средняя скорость поршня, м/с;
т - коэффициент тактности;
А = 392.5 D
i - по-
стоянная для конкретного двигателя величина.
Подставив значение расхода топлива в формулу ( 6 - 1 0 ) , найдем:
qm =
/3 QнА gePe С т / (Fц
(6-11)
т),
Приняв, что при полной нагрузке однотипных
лаждающую среду примерно одинаково
(/3
две
относительное количество теплоты в ох­
z idem), удельный расход топлива также
отличается
незначительно (ge z idem), можно отнести эти величины к постоянной А 0 : А 0 = А/3 Qн ge / Fц.
Тогда:
Величина:
может служить
qm= AoPeCmlm=AoKe,
(6-12)
Ке= Ре CnJ т , МПа м/с ; ·
(6-13)
критерием тепловой
напряженности,
поскольку определяет тепловую
нагрузку
цилиндра. В то же время, этот критерий учитывает давление в цилиндре (через величину Ре) и
силы
инерции
(через
скорость
Ст),
Поэтому критерий К, является
напряженности ([40], с.74). Значения его находятся в пределах:
78-
К,
1.2-2.7
- д л я 4-тактных
две без наддува;
К,
1.8 -12.0
- для 4-тактных
две
К,
1 .8 - 3 . 2
- для 2-тактных
две без наддува;.
К,
3.2-17.0
- для 2-тактных
с наддувом;
две с наддувом.
критерием
и механической
Тема 7. ПРОЦЕССЫ ТОПЛИВОПОДАЧИ В СДВС
7 . 1 . Назначение, классификация, схемы работы систем топливоподачи в судовых дизелях
Система подачи топлива главного судового дизеля включает в себя систему низкого и сиетему высокого давления. Принципиальная схема системы дана на рис. 7 - 1 .
Система подачи топлива низкого давления предназначена для подготовки и подачи топ­
лива от расходной топливной цистерны к топливным насосам высокого давления (ТНВД), при
,·
использовании тяжелого топлива - поддержания системы впрыска в рабочем состоянии за счет
рециркуляции тяжелого топлива. Обычно в систему низкого давления входят расходные цистер­
ны тяжелого
1 и легкого 2 топлива, расходомер 3, фильтры грубой очистки 4, топливоподкачи­
вающие насосы
5,
подогреватель топлива 6, фильтры тонкой очистки 7, регулятор вязкости 9,
трубопроводы с паровыми спутниками. В системе низкого давления поддерживается давление на
уровне 7-9 бар. Вязкость тяжелого топлива поддерживается автоматически в пределах 1 2 - 1 4 (но
1 8 - 1 9 ) cSt, для чего топливо подог-
не выше
ревается до максимальной температуры
1450С.
Обеспечена постоянная
рячего
топлива
давления
через
(ТНВД
10,
135-
прокачка
систему
го­
высокого
форсуночный
трубо­
/
провод 1 1
и форсунку 1 2 ) с его возвратом на
/
.:!...,··-,-..,.-�----,.-·
всасывание к топливоподкачивающему насо­
в,
су; В схеме главного дизеля подкачивающие
насосы чаще - винтовые, реже - шестеренча­
того
типа.
судне
Схема
системы
может отличаться
рисунке
-
вместо
на
конкретном
от приведенной на
одного
подкачивающего
насоса в системе может быть два (подкачи­
вающий и циркуляционный), подогревателей
топлива
чаще
всего
предусмотрено
два.
В
оговоренных случаях дизель может работать
на легком или на тяжелом топливе.
Конструкция
системы
в первую
очередь
определяется типом используемого топлива.
Если используется только дизельное топливо
- система значительно проще, в предельном
случае может включать в себя быстрозапор­
Рис.7-1. Схема системы топливоподачи: 1 - расход­
ный
клапан
подвода
на расходной
топлива
ступление
и
топлива
цистерне,
топливный
к
ТНВД
-
трубку
фильтр,
по­
самотеком.
ная цистерна тяжелого и 2-легкого топлива;; 3- рас­
ходомер; 4 - фильтры; 5-топливоподкачивающие
насосы; 6 - подогреватель; 7 - фильтры тонкой очи­
стки; 8- дизель; 9- регулятор вязкости; 1 0 - Т Н В Д ;
Такие
схемы
питания
вспомогательных
ди­
1 1 - форсуночный трубопровод; 1 2 - форсунка
зелей
встречались
на
старых
судах.
На
со­
временных судах вспомогательные дизели работают на тяжелом топливе, схема системы подачи
топлива аналогична схеме главного дизеля. Все дизели, работающие на тяжелом топливе, могут
быть переведены на работу на дизельном топливе. Некоторые производители требуют перевода
двигателей на легкое топливо при их запуске или остановке. Однако современная эксплуатация
силовых установок практикует работу главных и вспомогательных дизелей на всех режимах, в
.
'
том числе при пусках и остановках, только на тяжелом топливе.
Топливная система высокого давления (иначе - "система впрыска") предназначена для до­
зирования единичной (цикловой) подачи в соответствии с нагрузкой, своевременной подачи этой
-79
дозы и качественного распыливания топлива в рабочем цилиндре. Работа системы впрыска зна­
чительно определяет все энерго-экономические показатели индикаторного процесса. Учитывая
это,
изучение процесса топливоподачи в системе
высокого давления вынесено
в специальный
раздел настоящего курса.
В судовых дизелях применяются различные системы впрыска как по принципу действия, так
и по конструктивному исполнению элементов. Их можно разбить на 2 группы:
системы непо­
средственного впрыска и аккумуляторные системы (иногда называемые системами "косвенного"
впрыска).
В общем случае система непосредственного
впрыска состоит из топливного
насоса
высокого давления (ТНВд) 1 , форсуночного трубопровода 2 и форсунки 3 (рис.7-2).
Подача топлива в цилиндр осуществляется за счет нагнетательного хода плунжера топливного насоса. Эти системы можно классифицировать:
1)
по
способу
соединения
сунки - разделенные
темы.
В
или
разделенной
насоса
и
фор­
объединенные
системе
сис­
соединение
ТНВД и форсунки - при помощи форсуночно­
го
трубопровода.
форсуночный
В
объединенной
трубопровод
системе
отсутствует,
насос
и форсунка - единый узел. Насос-форсунки в
Рис. 7-2.Схема топливной системы
судовых ДВС применяются редко по причине
высокого давления непосредственного
впрыска: 1 - ТНВД; 2- форсуночная
их сложности и неудобства обслуживания. Из­
трубка; 3 - форсунка
за неполадок форсунок (что иногда случается)
приходится
разбирать
топливный
насос.
При
демонтаже крышки необходимо предварительно снимать распределительный вал, размещенный
над крышками для привода насос-форсунки, что неудобно;
2) по типу ТНВД - с насосами золотникового или клапанного типа. В золотниковых насосах
цикловая подача регулируется косой кромкой на плунжере (рис.7-2), в клапанных - открытием
клапанов (рис.7-3). Золотниковые насосы в последнее время получили большее распространение,
так как они проще
по
конструкции
и в эксплуатации.
Их недостаток - более
быстрый износ
плунжера (его отсечных кромок);
Рис. 7-3. Топливный насос высокого давления клапанного типа
1
Рис.7-4. Плунжеры ТНВД с регулированием по началу (а),
по концу подачи (6) и со смешанным регулированием (в)
3) по способу регулирвки ТНВД - с регулированием цикловой подачи по началу подачи, с
регулированием по концу подачи и со смешанным регулированием (рис.7-4-а, 6, в);
4) по наличию нагнетательного клапана на выходе из ТНВД - с нагнетательным клапаном
или
без
нагнетательного
клапана;
нагнетательный
клапан
определяет
остаточное
форсуночном трубопроводе, гидродинамику впрыска и характер отсечки подачи;
80-
давление
в
5) по способу привода ТНВД - с механическим, газовым (так называемый "газовый толка­
тель"), гидравлическим и пневматическим приводом.
В механическом приводе слишком велики усилия на плунжер и на распределительный вал (в
двигателе S70MC при максимальном давлении в системе 800 бар максимальное усилие на топлив­
ный кулак - порядка 27,4 т). Поэтому были предприняты попытки перейти на газовый толкатель,
когда плунжер ТНВД приводился энергией газов из рабочего цилиндра (двигатели МАN КZ 7 8 / 1 4 0 ,
Кокум-МАN КZ 84/180). Однако практика показала недостаточную надежность газового толкателя,
работающего в тяжелых условиях, и сложность его регулировки. По указанной причине газовый
толкатель не нашел широкого применения ([7], стр.325, (48], стр.50). Гидравлический привод на­
шел самое широкое применение в электронно управляемых дизелях МAN-B&W[83];
6) по количеству насосов высокого давления - с индивидуальными насосами на каждый ци­
линдр ( одним или двумя) или же с насосом распределительного типа, когда впрыск топлива во
все цилиндры осуществляется поочередно одним и тем же ТНВД. Наибольшее распространение
получил вариант - один ТНВД на каждый цилиндр. Два насоса устанавливаются либо с целью
получения "ступенчатой" характеристики впрыска (двигатель MAN VV40/54 с 2-мя плунжерами
малого и большого диаметра), либо с целью получения минимальных цикловых подач на час­
тичных режимах работы высокомощных судовых ДВС (двигатель MAN KSZ 1 0 5 / 1 8 0 ) . Насосы
распределительного типа упрощают конструкцию двигателя, дешевле; проходят эксплуатацион­
ную проверку в судовых условиях на двигателях небольшой мощности;
7) по конструкции распылителей форсунок - с форсунками открытого или закрытого типа.
На судах исключительное распространение имеют распылители закрытого типа, у которых фор­
суночных трубопровод
отделен
от рабочего
цилиндра запорным
органом - иглой,
предотвра-
щающим подтекание топлива;
fj
:
8) по конструкции запорного органа распылителя - со штиф­
товым (одно-дырчатым) и игольчатым (многодырчатым) распыли­
телем
(рис.7-5).
Штифтовые
распылители
применяются
в
мало­
мощных ДВС с разделенными камерами сгорания, где изготовле­
ние многодырчатых распылителей представляет большие техноло­
гические трудности из-за малых диаметров сопловых отверстий;
9) по способу управления форсунок - с гидравлически и меха­
Рис. 7-5 .Распылители
нически
управляемыми
форсунками.
В
гидравлически
управляе­
штифтового (А) и иголь­
мых форсунках при подаче топлива в полость распылителя запор­
чатого (Б) типов
ный орган (штифт или игла) поднимается под действием давления,
действующего на дифференциальную площадку. В механически управляемых форсунках (двига­
тели Доксфорд старой конструкции) игла поднималась с помощью механического
привода от
распределительного вала. Последний способ показал возможность попадания топлива в цилиндр
во время стоянки двигателя, не получил распространения;
1 О) по способу запирания распылителя - с механическим и гидравлическим запиранием. При
механическом
запирании игла
форсунки прижимается
к седлу
под действием
предварительно
сжатой пружины и открывается лишь при определенном давлении в полости распылителя. При
гидравлическом запирании на иглу сверху дейтсвует не пружина, а гидросмесь под определен­
ным давлением. При "гидрозапоре" увеличивается срок службы распылителей (так как "мягче"
посадка иглы), однако система сложнее, имеет повышенный расход гидросмеси (смеси топлива и
масла); поэтому гидрозапор не нашел широкого применения;
1 1 ) по способу охлаждения распылителей - с охлаждаемыми или неохлаждаемыми форсун­
ками.
Как правило, ранее в двигателях,
форсунки.
форсированных наддувом,
применялись охлаждаемые
Охлаждение - топливом (двигатели Бурмейстер и Вайн, MAN), маслом (среднеобо­
ротные двигатели Зульцер ВАН-22, др.) или водой (малооборотные двигатели Зульцер ). Совре­
менные малооборотные двигатели имеют неохлаждаемые форсунки.
- 81
Аккумуляторные топливные системы осуществляют впрыск топлива за счет предварительно ак­
кумулированной энергии (рис.7-6).
Обладают рядом достоинств:
возможностью обеспечения при­
мерно постоянного давления впрыска, качественного распыливания на всех режимах эксплутации,
отутствием значительных усилий в ТНВД (вместо ТНВД с большим диаметром плунжера можно
использовать маленький насос с повышенной частотой вращения по сравнению с частотой вращения
коленчатого вала). Однако аккумуляторные системы показали меньшую надежность в эксплуатации
по сравнению с системами непосредственного впрыска. Их можно классифицировать:
1 ) по способу аккумулирования энергии - с гидравлическим, механическим (за счет сжатия
пружины) и пневматическим аккумулированием;
2) по количеству аккумулированной энергии - с аккумуляторами большой емкости (много­
кратных впрысков) и малой емкости (единичных подач);
3) по конструкции дозатора- с механически или электронно управляемым дозатором.
Практическое применение в судовых ДВС имели аккумуляторные системы
с гидравлическим аккумулирова­
нием в баллоне большой емкости с механическими доза­
торами
клапанного
Арктического
типа
(двигатели
пароходства).
В
Доксфорд
на
аккумуляторах
судах
.
s
г
большой
емкости поддерживается примерно постоянное давление,
что позволяет уменьшить время топливоподачи, повысить
экономичность
приведена
на
двигателя
рис.7-6.
([66],
с.138.).
Основными
ТНВД I, аккумулятор 2, дозатор 3
временном
системы
флоте
подобные
используются
на
ее
Схема
узлами
системы
являются:
и форсунка 4.
аккумуляторные
малооборотных
На со­
топливные
и среднеобо­
ротных дизелях Вяртсиля-Зульцер, Отличие современной
схемы
от приведенной на рисунке - наличие дозатора с
Рис.7-6.Схема аккумуляторной
электронным управлением. Фирма называет такую систе-
топливной системы
му впрыска "Соттоп railfuel oil system" [ 8 5 ] .
Наибольшее распространение
на современных судах получили ДВС с разделенными топ­
ливными системами непосредственного впрыска; ТНВД - индивидуальные как золотникового,
так и клапанного типа (первые - чаще). Предпочтение отдается регулированию по концу подачи.
ТНВД
современных
двигателей
оснащаются
устройствами
для
изменения
угла
опережения
впрыска в зависимости от режима работы (система VIТ - "VariaЬle lnjection Тiming"). В систе­
мах
с электронным
обычно
управлением
индивидуальным
для
ТНВД
каждого
моменты
цилиндра.
топливоподачи регулируются
Форсунки - закрытого
процессором,
типа,' гидравлически
управляемые, игольчатые, с механическим запиранием, в большинстве случаев неохлаждаемые.
7.2. Параметры топливоподачи и факторы, их определяющие
В общем случае система впрыска топлива дизеля представляет собой сложную гидродина­
мическую систему. Гидродинамика определяется периодичностью (импульсностью) подачи топ­
лива, наличием форсуночного трубопровода, в котором развиваются волновые явления, наличи­
ем таких источников возмущений, как нагнетательный клапан и игла форсунки. Процессы в сис­
теме могут быть проиллюстрированы осциллограммой топливоподачи в дизеле Sulzer 8RND90,
данной н а р и с . 7 - 7 .
Давление у насоса Рн(тJ снимается с помощью датчика, установленного на входе в форсу­
ночный трубопровод; давление
у форсунки РФ(т) - с помощью датчика на
входе
в форсунку.
Подъем иглы форсунки hи(тJ и отметка ВМТ, как правило, замеряются с помощью датчиков ин­
дуктивного типа.
82-
1
1
i5
,.. =
'fk"'I'' в , , •
Р:;'п•воо-11-
'J'Wl
Рq, =
= 5,7 •
'fкn = Щ�·
Рср,
0
р0 :
'-f'n = 2.1 °
его влияния
&р
595
-LI­
P..,"'0; 7!5 -�­
t/',:.n.н= ез:
Для оценки характера топливоподачи,
вэо
tf..,н = 9,9 •
2 8 0 ... -
140 _,_
на показатели распыливания топлива и
индикаторный процесс в цилиндре, оценки механической напряженности топливной аппаратуры
используются
параметры:
максимальное
и среднее
давление
у насоса
и
форсунки
(Р/Р,
Рн"'ах,
Р/Р, РФмах), давление "затяга " иглы форсунки Рфи, углы опережения подачи топлива по насосу и
по форсунке ((f),тн,
(f)нпф),
действительный угол опережения подачи топлива в цилиндр дизеля
моменты конца подачи по насосу
(f)кпн
и по форсунке
(/Jкп,
(f),т,
продолжительность впрыска 'РФ , цикло­
вая подача q 1 1 , закон (или характеристика) впрыска q(т), коэффициент подачи 7Jп·
Максимальное давление в системе Рн"'ах
и РФмах определяет динамические напряжения в на­
сосе, форсуночном трубопроводе, форсунке, в приводе насоса и является исходным при расчете
прочности элементов топливной системы.
В то же
время,
максимальное давление у форсунки
совместно со средним давлением Р/Р является косвенным показателем, характеризующим пара­
метры распыливания (дальнобойность и угол конуса факела, дисперсность и однородность рас­
пыливания). Параметры распыливания на начальной и конечной фазах косвенно характеризуют­
ся давлением затяга РФи и посадки Р 'Фи иглы форсунки. Достоинство косвенных показателей при
анализе процесса распыливания - возможность их определения сравнительно простым путем (по
данным осциллографирования топливоподачи).
Следует сделать замечание, что давление посадки иглы Р 'Фи
меньше давления подъема иглы РФи· Когда игла сидит в седле,
то
давление
площадку
ствует
и
топлива
действует
только
на
дифференциальную
(рис.7-8-а); при поднятой игле давление топлива дей­
на
запорный
конус
(рис. 7-8-6).
Следовательно,
при
большей площади для преодоления того же усилия затяга пру­
жины форсунки требуется меньшее давление: Р
'Фи
< РФи·
Рис.7-8.Действие давления топли­
Закон впрыска q(т),
включающий в себя параметры - цик-
ловую подачу q11 и продолжительность впрыска
с углом
опережения
индикаторного
подачи топлива
процесса
(величины
(f)нп
Р,
(f)ф, -
q(т)
может быть
и LIP/Llrp),
а также
экономичность
цикла.
Подробно
об
При специальных испытаниях закон впрыска
описан осциллограммой давления
При
ва на иглу форсунки при ее подъ­
еме (А) и при посадке (Б) на седло
определяет динамику
этом говорилось при анализе процесса сгорания.
впрыск топлива.
совместно
в специальной емкости,
куда производится
наличии осциллограммы топливоподачи закон впрыска может быть
рас­
считан с помощью уравнения расхода топлива через распылитель.
Коэффициент подачи равен отношению действительной и «геометрической» цикловой подачи:
77п = g ц l g / =gцl(f�1har11J,
где
g
11 -
цикловая подача топлива в цилиндр двигателя: g11 = q" Ут; у111
- объемная цикловая пoдaчa;fпл
-
(7-1)
_
удельный вес топлива;
Ч»
площадь плунжера ТНВД; ha - активный ход плунжера (часть
хода, на котором насос подает топливо).
- 83
Коэффициент подачи характеризует в какой-то степени экономичность собственно системы
впрыска и характер изменения показателей индикаторного процесса при изменении режима ра­
боты
двигателя.
работы.
П» зависит от конструкции топливной
Коэффициент
Влияние
этих факторов
lJп рассматривается
на значение
аппаратуры
при
изучении
и режима ее
характеристик
топливоподачи (параграф 1 3 . 3 ) .
подачи по насосу rр,тн (иначе - геомет­
Такие параметры топливоподачи, как угол опережения
рический угол опережения подачи), продолжительность впрыска
цикловая подача gц, давления
fРФ,
затяга иглы ф орсунки рФи- являются основными "рычагами " управления индикаторным процессом
и обеспечения потребной мощности дизеля в условиях эксплуатации. Цикловая подача и соответ­
ственно мощность цилиндра регулируются изменением активного хода плунжера ha.
Угол опережения подачи по форсунке
зависит от угла
fРнпф
и времени прохождения вол­
(f)нпн
ны давления от насоса к форсунке. Если обозначить: а - скорость волны давления в форсуноч­
ном трубопроводе,
lmp -
длина трубопровода, п - частота вращения коленчатого вала, - то время
прохождения волны от насоса к форсунке Лrопределится равенством:
Лт=lтрlа.
Этому времени
соответствует угол поворота коленчатого вала: .
=
Лrр = (f)нпн - (f)нпф = бп L1 r
(7-2)
бп (lтpla).
в судовых ДВС скорость звуковой волны в форсуночном трубопроводе равна а =
Обычно
3
1 1 0 0 - 1 3 0 0 м/с. При lmp = 1 2 , 3 м (двигатель 909S Фиат), Ll r
9,5 - 1 0 -
с,
Лrр = 7°пкв. В двигателях
RND-76 фирмы Зульцер длина форсуночного трубопровода равна
lmp
= 7 , 6 м , п = 1 1 9 об/мин,
=
3
Лr = 5,5
· 10-
с,
Лrр = 4°пкв. Как видно, начало подачи по форсунке существенно смещено по
сравнению с насосом, что должно быть учтено при регулировке ТНВД.
Действительный угол начала подачи
fРнп
определяется величиной
(f)нпф,
давлением затяга иг­
лы РФи и характером изменения давления Prp( r) - чем резче нарастание давления у форсунки, тем
быстрее будет достигнута величина Рфи и раньше начнется впрыск.
Характер изменения давления у насоса, у форсунки и соответственно закон впрыска опреде­
ляются конструктивными показателями топливной аппаратуры, скоростным режимом двигателя
и физическими параметрами топлива (плотностью и вязкостью).
показателям относятся:
времени
диаметр
CIIЛ(r),
К основным конструктивным
диаметр плунжера d,w, характер зависимости скорости его движения от
и длина
форсуночного
трубопровода
(dтр,
lтр),
диаметр
и количество
сопловых отверстий (dc, ic), наличие и конструкция нагнетательного клапана.
Если не учитывать сжимаемость топлива, то в соответствии с формулой сплошности можно
написать для полости нагнетания насоса:
fllЛ·
где !пл,
f
m
p
-
с;
(7-3)
=fтр'Стр,
площади поперечного сечения плунжера ТНВД и
форсуночного трубопровода; С,,л,
Стр - скорости движения плунжера и топлива в форсуночном трубопроводе.
Импульс давления Р н о , создаваемый плунжером в начале форсуночного трубопровода, свя­
зан со скоростью движения топлива в трубопроводе Стр зависимостью :
Р,ю =
где
Стр"
ар
,
(7-4)
ар = W - удельное волновое сопротивление столба топлива в трубопроводе; р -- плотность
топлива. Связь давления и скорости в гидродинамической системе аналогична закону Ома для
участка электрической цепи:
И = 1· R.
Аналогом давления служит напряжение И, скорости топ­
лива - ток 1; удельного волнового сопротивлени W- электрическое сопротивление R.
Поскольку давление у насоса при наличии нагнетательного клапана в начале форсуночного трубопро­
вода складывается из давления импульса Рно и остаточного давления в форсуночном трубопроводе Р0, то в
общем случае можно записать такую зависимость для давления у насоса (с учетом равенства (7-3)):
{" с
р
н
=
С
тр
· ар + Р
· О
=
J
пл
{"
Jm p
пп
.
•
d
ар + Р
О
=
2
(_!1!!_)
d
·
С
пл
тр
где Р 0 - остаточное давление в форсуночном трубопроводе.
84-
· ар + Р
О '
(7-5)
Приведенная формула не учитывает сжимаемость топлива и
влияние подошедшей к насосу
отраженной от форсунки волны давления, однако позволяет оценить влияние основных конст­
руктивных факторов ТНВД и форсуночного трубопровода, а также физических параметров топ­
лива и скоростного режима на давление в системе. Как видно из формулы ( 7 - 5 ) :
-
давление в системе растет пропорционально квадрату диаметра плунжера
cfпл
и обратно
пропорционально квадрату диаметра трубопровода clmp;
- с переходом
на более тяжелое топливо следует ожидать увеличения давления в системе
пропорционально увеличению плотности р;
- увеличение скорости вращения коленчатого вала приводит к пропорциональному возрас­
танию скорости движения плунжера:
с1Л =
dh,iл / dт
= dhnлl d((f) / бп)
(7-6)
= бп dhw, / d cp .
Следовательно, при прочих равных условиях давление в системе пропорционально частоте
вращения коленчатого вала п.
Конструкция нагнетательного клапана находит свое выражение в величине Рь. Основное на­
значение нагнетательного клапана - обеспечить остаточное давление в форсуночном трубопро­
воде Р0 и тем самым повысить среднее давление впрыска по сравнению с давлением импульса,
создаваемого движением
плунжера.
При
отсутствии
нагнетательного
двигатели Бурмейстер и Вайн) остаточное давление равно нулю:
Влияние
длины
форсуночного
трубопровода
и вязкости
Р0
=
клапана
(малооборотные
О.
топлива
в
нормальных условиях
эксплуатации проявляется через уменьшение амплитуды волны давления при прохождении по
форсуночному трубопроводу:
р
- р
фо -
где
;
/3 -
но'
е
-
f]lmp
(7-7)
.
}
коэффициент затухания волнового процесса;
е - основание натурального логарифма.
Коэффициент затухания возрастает с увеличением вязкости топлива. Чем больше
/3
и длина
трубопровода lmp, тем больше потери давления в трубопроводе при прохождении волны от насо­
са к форсунке.
Зависимость параметров топливоподачи от конструкции распылителя проявляется через отра­
женную волну давления. Так, если представить крайний случай- все сопловые отверстия распылите­
ля засорены, форсуночный трубопровод фактически заглушен на конце, - то имеет место «гидравли­
ческий удар», прямая волна давления полностью отразится у форсунки, а суммарное давление у фор­
сунки будет равно удвоенной амплитуде прямой волны:
РФ
=
2Рфо- При подходе этой отраженной
волны к насосу она отразится вторично, вызовет соответствующее возрастание давления у насоса и
т.д. Теоретически давление в системе будет возрастать до бесконечности, практически - до срабаты­
вания предохранительного клапана на ТНВД или до разрыва форсуночного трудопровода.
Предположим, что проходное сечение распылителя (количество и диаметр сопловых отверстий)
будет постепенно увеличиваться от заглушенного состояния. Очевидно, что при этом амплитуда от­
раженной волны у форсунки будет уменьшаться по сравнению с заглушенным трубопроводом. На­
конец, при вполне определенном количестве и диаметре сопловых отверстий наступит режим,
при котором отраженная волна у форсунки будет отсутствовать, а давление РФ будет меньше
давления Р11 лишь
на величину потерь при прохождении волны по форсуночному трубопроводу.
Такие условия работы топливной системы· являются оптимальными; дизелестроители стремятся
обеспечить такие условия работы рациональным выбором числа и диаметра сопловых отверстий.
Если продолжить увеличение проходных сечений распылителя далее, то в системе появится
так называемая "отрицательная" отраженная волна - давление у форсунки снижается по сравне­
нию с амплитудой прямой волны, в конце топливоподачи появляется "разрыв сплошности" по­
тока, топливо вытекает из распылителя. В распылитель проникают горячие газы, он перегревает­
ся. При этом закоксовываются сопловые отверстия, может зависнуть игла форсунки, ухудшается
распыливание
топлива,
перегревается . поршень
цилиндра.
По
указанной
причине
фирменные
инструкции по эксплуатации ДВС требуют замены распылителей при разработке сопловых от­
верстий более, чем на 1 0 % .
- 85
Обычно для судовых дизелей параметры топливоподачи имеют значения:
- максимальное давление в системе - 6 0 , 0 - 95,0 ( 1 5 0 , 0 ) МПа;
- среднее давление составляет
5 0 - 8 5 % от максимального;
- максимальная скорость плунжера у малооборотных ДВС Cru, =0,8 - 1 , 8 м/с, закон изменения
скорости- трапециидальный (рис.7-9-а);
- у высокооборотных двигателей максимальная скорость плунжера доходит до Спл = 2 , 5 - 3 , 5
м/с, закон изменения скорости - треугольный или близкий к нему (рис.7-9-:б).
Максимальный
диаметр
плунжера
дости­
гает 40-65 мм, ход плунжера - 50-80 мм. Мак­
,4
симальные цикловые подачи достигают значе­
ний gц = 1 8 0 - 2 1 0 г/цикл в таких двигателях, как
К98
МЕ,
К108МС.
.
топлива
Угол
= 6-30 пкв
(f)нпн
опережения
подачи
о
(с тем,
чтобы
обеспе-
чить действителный угол опережения подачи в
.
цилиндр
о
=
(f)нп
1 - 8 пкв). У современных длин-
Рис. 7-9 .Характер изменения хода h и скорости С
ноходовых
плунжера у малооборотных (А) и высокооборот­
моделей
малооборотных
двигате­
лей с системой автоматического регулирования
ных (Б) дизелей
угла
опережения
подачи
( системой
VП)
на
режимах нагрузки до 65% угол опережения подачи устанавливается в ВМТ или даже несколько
позже
ВМТ.
На
режиме
85-90%
нагрузки
угол
опережения
автоматически
увеличивается
до
1 - 5 °пкв до ВМТ. Давление затяга иглы форсунки обычно составляет Рф и = 2 0 0 - 3 2 0 бар (макси­
мальное значение у двигателей Фиат серии "S'': РФи = 400 бар).
7.3. Расчет процесса топливоподачи
Наиболее достоверные данные о параметрах топливоподачи могут быть получены путем ос­
циллографирования
процессов
в
топливной
аппаратуре.
В
случае
невозможности
эксперимен­
тальных исследований оценка величины параметров может быть дана на основе расчетов топли­
воподачи одним из теоретических методов. Различают критериальные, статические и гидроди­
намические методы расчета.
В основе критериальных методов лежит требование обеспечения подобия двух систем. По­
добие обеспечивается выбором таких конструктивных параметров системы, которые давали бы
одинаковые критерии подобия ( 3 1 , 3 9 ] . Тогда оценка параметров топливоподачи в исследуемой
системе может быть дана по параметрам подобной ей системы.
В основе статических методов расчета лежит допущение о равенстве давления во всех точ­
ках
системы
в каждый момент времени,
т.е.
волновые явления
не
учитываются.
Впервые для
расчета топливоподачи был применен метод без учета сжимаемости топлива [ 4 8 ] . Однако в по­
следующем такой подход не применялся ввиду большой погрешности расчета. Более широкое
применение получили статические методы с учетом сжимаемости топлива.
Они базируются на
дифференциальном уравнении:
(7-8)
где
ние;
асж-
коэффициент сжимаемости топлива;
V - объем системы высокого давления; Р - давле­
Си - скорость плунжера; f
пл - площадь плунжера;
!с -
площадь сопловых отверстий; µс -
коэффициент истечения; Ис - скорость истечения топлива из сопловых отверстий.
Расчет топливоподачи производится по этапам, характеризуемым постоянством граничных
условий. Статические методы дают хорошие результаты при расчетах систем с короткими фор­
суночными трубопроводами
(лучшие
результаты - при расчетах
насос-форсунок).
Однако для
судовых дизелей, имеющих форсуночные трубопроводы большой длины, допущение об отсутст­
вии волновых явлений в системе дает большие погрешности. В этих случаях обычно применяют
гидродинамические методы расчета.
86-
Гидродинамические
методы
базируются
на
общих
дифференциальных
уравнениях
неста­
ционарного одномерного потока жидкости:
се / от+ (1 / р) ·dP / dx = О ·
(7-9)
2
се / dx + {J / а р) . . dp / о т = 0 .
Применительно
к
топливоподающим
системам
общее
решение
приведенных
уравнений
имеет вид:
Р = Ро + F(т-х/а) - W(т+х/а) �
( 7 - 1 О)
С = 1 / ар [F(r-x/a) + W(т+х/а)]
7
где
F и W - функция соответственно прямых и отраженных волн давления аргументов (л-х/а) и
(х+х/а):
х - координата вдоль форсуночного трубопровода; Р0
-
остаточное давление в системе;
а - скорость звука в топливе (скорость движения волны давления); С - скорость движения топ­
лива в трубопроводе;
р - плотность топлива.
По этой системе уравнений давление и скорость движения топлива в любом сечении форсу­
ночного трубопровода определяются как алгебраическая сумма прямых и отраженных волн.
Первая прямая волна возникает в начале форсуночного трубопровода в результате нагнета­
тельного хода плунжера и достигает форсунки через промежуток времени lm/a. При "закрытой"
форсунке (игла запирает распылитель) прямая волна полностью отражается. При этом у форсун­
ки в результате наложения прямой и отраженной волны скорость топлива равна О: С = О, а ам­
плитуда волны давления удваивается: Р Ф = Р0 + 2F(т-lm/a). В дальнейшем, когда давление у фор­
сунки становится равным давлению затяга иглы форсунки, игла поднимается, начинается впрыск
топлива. В конце топливоподачи,
системе
когда давление
в системе падает и игла садится на седло,
продолжают наблюдаться волновые явления,
которые
в
затухают к началу следующего
нагнетательного хода плунжера.
Впервые
в
Росси
методика
гидродинамического
разработана профессором И.В.Астаховым
вязкости
дизелей,
топлива,
однако
давала
хорошие
где этими потерями можно
[2].
расчета
Методика
результаты
не
при
топливоподающих
учитывала
расчетах
систем
была
потери в системе
из-за
систем
высокооборотных
пренебречь. Дальнейшее развитие гидродинамические ме­
тоды получили в работах Ю.Я.Фомина [ 6 1 ] , Т.Ф.Кузнецова [29] и др., где в той или иной форме
учитывается вязкость топлива.
Рассмотрим упрощенный метод гидродинамического расчета, учитывающий потери на тре­
ние при прохождении волны по форсуночному трубопроводу, однако пренебрегающий динами­
кой нагнетательного клапана и иглы форсунки, не учитывающий дросселирование в перепуск­
ных и отсечных органах насоса, протечки топлива и объем форсунки [ 8 ] . Методика разработана
автором в учебных целях, дает достаточно близкие результаты при сравнении расчетных и экс­
периментальных данных, полученных при испытаниях главных судовых дизелей. При оговорен­
ных допущениях уравнение расхода по насосу до подхода отраженной волны запишется в виде:
(7-11)
асж·Vн·(dРн / d1:) = J�·Спл- .f тр·Сср,
где Vн- объем полости нагнетания насоса.
С учетом отраженной волны, подошедшией к насосу, можно записать:
асжVн(dРнldт} =.fплСпл -.fтрСтр + .fmpW(т+lmp!a)
где
e · /J l m p ,
(7-12)
e·/JZmp - член, учитывающий затухание волнового процесса (потери на трение).
Решение последнего равенства совместно с системой (7-1 О) в конечных разностях является
следующее выражение для давления у насоса:
- (асж v"i+l)/
PH(i+I)
Л 1 ) . P"j
+ fплс:iаО + (kf'IlJ / 2 а р ) . (2Ра -PllJa1 - kf 'IlJ .
-
wi-l/2rpee. е·Р.тr0"2
.
асж Vнi+i
(7-13)
/ Л1 + (f11> / 2ар )а1
-87
В этом уравнении:
учетом разности фаз;
ных трубопроводов
W;_112rpeз - среднее значение отраженной волны скорости у форсунки с
/3 -
коэффициент затухания волнового процесса; k- количество форсуноч­
на один ТНВД;
Тп - время от начала движения плунжера до конца подачи
насоса; Тнп - время от начала движения плунжера до момента нача.па подачи
- перекрытия плун­
жером перепускного отверстия (или закрытия клапана в клапанном насосе);
Трез
мя прохождения волны от насоса к форсунке и обратно; (J'o,
(J'o
=
10
1
при Тнп > Т1
> Тп;
при Т,т 5
5 Тп,·
T
J
(J'J
=
1
О
при
1
при
г:
(J'J,
5 Ро;
(]'2 -
(]'2
= 2 l111p/ а - вре­
единичные функции:
=
1
рн/ > ро;
О
при TJ 5 Тнп
1
при
TJ >
+ 1/2
ь-:
Z'нп + 1/2 7:'рез;
Объем полости нагнетания насоса для каждого расчетного интервала определяется по формуле:
= Vнi - f
пл
V,,;+J
С:Р пл:
(7-14)
Лr"
Средняя скорость плунжера на расчетном интервале равна:
Серпл!
=
1/2 (Спл; + Сьы):
(7-15)
Уравнение сплошности для камеры нагнетания форсунки при пренебрежении ее объемом и
динамикой иглы запишется как:
fmpW1 = fmp С;-112рез e-/Jlmp +
(У
µ,!с vf2 / р)(Р ф;-Р ,J ,
(7-16)
Давление у форсунки Рфi определяется воздействием прямой и отраженной волны:
Рфi
(С1-//2рез е -/Jlmp +
=
W;)
ар +
(7-17)
РО·
Подставив значение отраженной волны из уравнения ( 7 - 1 6 ) и имея в виду, что C;=(P;-Po)lap,
- получим расчетное уравнение для давления у форсунки в конечных разностях:
Рф! =2(Рн1-112rрез - Ро)е-fЗ'тр - (]''( ар/fтр) µ,/с
где
Рц
v(2 I р
) (РФ;- P,J
+ Ро; ·
(7-18)
давление в цилиндре дизеля;
-
µ,!с - эффективное сечение сопловых отверстий распылителя.
(У'= 1
РФи
+ Р0]
5 Рфи;
[2 (Р нi-1!2rрез - Ро) e-/Jlmp + Р о}
> Рфи;
О
при [2 (Р нi-J/2rpeз - Ро) e-/Jlmp
1
при
(7-19)
- давление подъема (затяга) иглы форсунки.
Последнее уравнение решается
методом
последовательных
приближений.
Задаваясь
вели­
чиной Рф i , подставляют его в правую часть и решают относительно левой части. При несовпаде­
нии принятого и полученного результата задаются новым значением Рфi и повторяют расчет до
получения приемлемого расхождения.
Определив расчетом характер изменения давления у насоса Рн(r) и у форсунки Рф(т), можно
найти
основные
параметры
топливоподачи
и рассчитать
закон
(или
характеристику)
впрыска
топлива по формуле
dq
= µ,!с vf2 / р) (Р ф!
-
P,J а » :
(7-20)
Уравнение решается методом конечных разностей. Приняв Лт
=
1 мс, можно найти q1
-
объем­
ную скорость впрыска, от которой несложно перейти к конечным расходам на каждый градус по­
ворота
коленчатого
вала.
По
характеристике
впрыска рассчитывается
объемная
q11 и весовая gц
цикловая подача (gц = Чч Ут). Итоги расчетов можно проверить по паспортным параметрам дизеля:
=
Р; · V, · g;
g
ц
(7-21)
3.6
В этой формуле: Pi - среднее
ра, м',
индикаторное давление, МПа,
g;-удельный индикаторный расход топлива, г/кВт-ч. Формулу несложно вывести на ос­
нове определения входящих в нее параметров.
88-
Vs -рабочий объем цилинд­
Тема 8. ДИНАМИКА ДВИГАТЕЛЯ
В процессе работы дизеля его детали находятся под воздействием: а) переменного давления
газов в цилиндре; б) сил инерции поступательно движущихся масс и моментов от этих сил; в)
центробежных сил вращающихсямасс и моментов от этих сил; г) крутящего момента двигателя
и противоположного ему опрокидывающего момента; д) крутильных и осевых колебаний, воз­
никающих в валопроводе и коленчатом валу, как в упругой колебательной системе. Суммарное
влияние этих факторов определяет "динамику" дизеля - его механическую напряженность, ха­
рактер изменения давления в подшипниках коленчатого
вала и условия смазки подшипников,
неравномерность вращения вала, вибрацию двигателя и корпуса судна.
8 . 1 . С и л ы , определяющие механическую напряженность двигателя
Строго говоря, механические напряжения в деталях судового дизеля вызываются не только
воздействием
перечисленных
выше
динамических
затяга деталей крепежа при сборке дизеля; б)
факторов,
но
и:
а)
статическими усилиями
изменением "внешних" условий - деформацией
корпуса судна при его различной осадке или при волнении моря.
Статические усилия затяга деталей крепежа (шпилек, фундаментных болтов, анкерных свя­
зей и т.д.) создают в них растягивающие напряжения,
а в стягиваемых деталях - напряжения
сжатия. Так, благодаря предварительному затягу анкерных связей блок цилиндров всегда рабо­
тает на сжатие. Подробно вопрос о механической напряженности наиболее ответственных дета­
лей из-за статических усилий рассматривается при расчетах их прочности.
Изменение внешних условий приводит порой к весьма неблагоприятным последствиям. Де­
формация корпуса и фундамента двигателя вызывает трещины в блоках цилиндров, разрыв кре­
пежных шпилек, износ клиньев фундамента, превышение допустимого уровня изгиба коленчато­
го вала (иначе - превышение допустимых раскепов коленчатого вала) и поломку вала. Вопросы
предотвращения этих нежелательных явлений решаются путем обеспечения достаточной жест­
кости корпуса судна и фундамента при его постройке, а также учетом последующих деформаций
корпуса при монтаже двигателя на судовом фундаменте. К примеру, если при загрузке судна и
увеличении осадки его корпус в месте установки двигателя прогибается вверх, то необходимо
заранее, еще при монтаже двигателя на судовом фундаменте, монтировать коленчатый вал с уп­
реждающим прогибом вниз ( обеспечивая так называемый «положительный» раскеп коленчатого
вала). Вопросы влияния внешних условий на механическую напряженность двигателя носят конкретный характер для каждого судна и выхо­
дят за пределы настоящего курса.
Рассмотрим более подробно усилия, определяющие механические
напряжения в наиболее ответственных деталях механизма движения и
возникающие при работе двигателя (без учета статических и внешних
факторов). На кривошипно-шатунный механизм действует 4 рода сил:
сила от давления газов Р2, силы инерции Р
1,
силы веса Pg и силы трения
Ртр ( р и с . 8 - 1 ) . Сила от давления газов на поршень равна: Р2 = p2Fn, где
Рг - давление газов в цилиндре, Е; - площадь поршня. Эта сила прило­
жена к поршневому пальцу - в тронковых двигателях - или к попере­
чине крейцкопфа - в крейцкопфных двигателях.
Силы инерции определяются переменной величиной или перемен­
ным
направлением
шатунном
вектора скорости.
механизме
движущихся
масс,
В связи
с этим
в кривошипно­
наблюдаются как силы инерции поступательно
определяемые
переменной
скоростью
движения
Рис.8-1.Силы, дейст­
вующие в кривошипно­
шатунном механизме
поршня, так и центробежные силы инерции вращающихся масс. Вели-
- 89
чина сил инерции от поступательно движущихся масс может быть определена как:
Pj=Ms}s =
(8-1)
(Gs/g}}s,
М, = G/g - масса поршня и поступательно движущейся части шатуна; g - ускорение свобод­
где
наго падения; }s- ускорение
поступательно движущихся масс.
J.r может быть найдено из уравнения перемещения поршня
Ускорение
значения см. р и с . 8 - 1 ) : S=OA0
+(LIR) cos/3). Здесь:
= ОА0
-OAi
S=f(т),
равного (обо­
-(OC+CAJ=R+L-(R созхр +LcosjЗ)=R+L(RIR)- R(cosep
ОА0 =R+L, R - радиус кривошипа; L - длина шатуна;
· ер - у г о л
вошипа от ВМТ; /3 -: угол между шатуном и осью цилиндра. Обозначим: RIL
=
поворота кри­
л; тогда:
S = R [(1 + 1 / л) - (соззр + (] / л) cos/3)) .
(8-2)
Так как: Rsinep=Lsin/3, RIL=sin/3/sinep=л; sinjЗ=лsinep; то: cos/3=
2
)1-
Sin /3
=
2
2
fi- л
•
S i n ep .
Раскладывая равенство для cos/3 в биноминальный ряд и взяв первые 2 члена разложения,
получим приближенное равенство:
2
cos/3
z 1 - (1/2)
(л
2
sin
(8-3)
ер
).
Подставим это равенство в формулу (8-2). Получим:
2
2
S z R [1 + 1/л - c o s ep - 1/л + 1/л (1/2) (л
2
2
sin
2
ер
)
]
= R (] - соз-р + (1/2)
;t sin
ер
)
.
2
Так как: cos2ep = c o i rp - sin rp = 1 - 2 sin rp;
sin ep = (1/2) ( 1 - cos2ep), то:
S = R [(1 - соззр) + (Al4) (] - cos2ep)].
(8-4)
Взяв производные от пути по времени, найдем законы изменения скорости и ускорения дви­
жения поршня:
С = dS/dr = (dS/drp) (depldт) = Ко: (sincp + (Al2)sin2ep),
(8-5)
2
J
= dC/dr = (dC/drp) (dep/dт) = Rш
(созгр + лcos2rp),
(8-6)
где со = d(() / d.--угловая скорость коленчатого вала.
.
2
(созгр + лсоs2(()).
Тогда сила инерции Р, определится зависимостью: Р, = М, Rm
слагаемое
этого
равенства
называется
силой
инерции
поступательно
Первое
движущихся
масс
1-го порядка:
2
1
рj
= М, Rт
соззр
(8-7)
.
Второе слагаемое называется силой инерции 11-го порядка :
Р)
Как
1
=
видно,
2
М,
Rm
А cos2 (()
амплитуды
сил
(8-8)
.
инерции
поступательно
движущихся
масс
возрастают пропор­
ционалыю квадрату угловой скорости (или частоты вращения). Если при разложении cos/3 в би­
номинальный ряд взять не два члена разложения (выражение (8-3)), а более, то тогда можно най­
ти силы инерции 3-го, 4-го и т.д. порядков. Однако амплитуды этих сил невелики, их обычно не
1
учитывают. Характер изменения величин
колебания величины
раза больше (за
�11
дважды
1
Р)
Р), Р)
дан на р и с . 8 - 2 .
11
равен периоду вращения коленчатого вала, а период колебания
мум
Сила
�
меняет
свою
величину
и
инерции
1-го
порядка
имеет
макси­
в ВМТ и НМТ. При нахождении поршня в
r:}
Р(,,_/
l
: ;> - - t - -
этих положениях скорость его равна О, а ускоре­
'
J
t:!!__
-L.,
1
"
О
_
_/
_
-�·r'
11мг
О--��·-7;,г·-
�
Р/
-1
\
-,
вмr
·-7ю-·\-;� -!-;11�.,
стремятся оторвать
- при
дейтсвуют
давления
на
90-
поршень
остановке
вниз,
газов.
по
При
вверх. В НМТ,
поршня
направлению
повороте
силы
действия
коленчатого
J
сил
вала
90° от ВМТ сила инерции 1-го порядка равна
1
\
1
f
на­
инерции
1
�
против направления сил от давления газов,
оборот,
в 2
направле­
ние - максимально. В ВМТ силы инерции действуют
-
оборот коленчатого вала сила
Pj
ние).
Как видно из рисунка, период
//
!
\�
Рис. 8-2. Характер изменения сил инер­
ции поступательно движущихся масс
Pj
нулю:
= О. Силы инерции 2-го порядка как в ВМТ, так и в НМТ равны по величине и по на­
правлению и действуют против сил от давления газов на поршень. Максимальные значения силы
Pf
совпадающие с направлением действия сил давления газов, наблюдаются при rp = 90° и 270° .
1 ,
появления сил
Причиной
лину
принять
двигате
атуна
д
ле
из
ш
-за
проходит
шень
симости
(8-4
ко
бо
б
и
нерции 2-го порядка является ко н ечна я
ес к оне ч но й : L =
н еч ной длины
оо
,
д
лина шатуна. Так,
т о л = R / L = О; соответственно
туна при повороте коленчато_го вала на
ша
лее п о л ови н ы своего
ода.
х
та разница
Э
м
ожет
б
Pf
90
=
1
О
.
В
° после
е
р е ал ь
МТ
В
ыть найдена с п о м о щ ь ю
сли
ном
п
з
ор­
ави­
):
2
ЛS = Srp=9o - Yz S = R (] + (1/4) Jc 2) - R
=
Yz л R = R /2L
.
(8-9)
2
Вел
длину
и чина ЛS
шатуна".
=R
/2L
носит
название
Она указывает,
"поправка
насколько
профессора
поршень
Брикса Ф.А.
проходит более
повороте кривошипа на 90° от ВМТ. Следовательно, в диапазоне rp =
рость
п
оршня
б
ольше,
соответствующее
Ц
изм
чем
rp=90+
при
пкв.
то
Э
Мя-
воздействием сил
напряжения,
от давления
о к аз ы вает свое
обстаятельство
вл
ияние на
к
ривошипа равны:
(8-
ц
10)
ентробежное ускорение.
возникающие
газов.
при
° пкв средняя ско­
,
вр а щ а ю щ и е ся м а с с ы ; Jц = Ra}-
Механические
0+90
своего хода
появление силы инерции 2-го порядка.
и
ентробежные силы инерции вращательно движущихся масс
Р/ = МяJц = MR Rai
где
180°
енени е ускорения поршня
1/2
на конечную
в днище
ловия
головки
е работы
Ус
ж
поршня,
головного
определяются только
соединен и я
определяются
уже не только давлением газов, но и силами инерции поршня, его весом и силами трения между
поршнем и втулкой
ц
илиндра.
ля оценки механической напряженности головного,
Д
м
оты л евого
соед и нений и шатуна вводится понятие суммарной движущей силы Pr, равно й алге б р а и ч ес к ой
сумме сил от давления г аз ов Р2, сил инерции поступательно движущихся масс Pj, сил веса по­
ступательно движущихся масс Pg и сил
Pz;
рения l?mp:
т
=
Р, + Р, + Pg +
г.;
(8-11)
4
Приложив
силу
Рz; в
усилие N,
нормальное
центре
головного
действующее
подшипника,
на тронк
поршня,
можно
и усилие
найти
S,
на­
правленное по шатуну (р и с . 8 - 3 ) :
(8-12)
N = Р » tg/J z P z; S i n /J = P x л S i n rp ,
(8-13)
S = Pxl Cos/3 _
В зависимости ( 8 - 1 2 ) принято допущение: tg/3;:;Sin/3.
При малых уг­
лах это допущение не дает большой погрешности. Разложив усилие S на
составляющие, найдем касательную
Т и радиальную R силы, действую­
щие в кривошипно-шатунном механизме:
Т
=
S Sin(rp+/3)
=
(8-14)
PxSin(rp+/3) /Cos/3;
(8-15)
R = S Cos(rp+/3) = PxCos(rp+/3) /Cos/3.
Механическая напряженность кривошипа определяется совместным
Рис.8-3.Разложение
суммарной движущей
силы в кривошипно­
шатунном механизме
воздействием сил S и Р/'. Касательная составляющая силы S - сила Т обеспечивает
крутящий
момент
на
валу
двигателя
и
определяет
каса­
тельные напряжения вала.
8.2. Оценка механической напряженности в условиях эксплуатации
У
н
ость
ровень
механи ч еской
напряженности определяет условия
подшипников, других узлов,
возможность
п
смаз к и ,
из
носы , ра б о т ос п осо б ­
оявления усталостных разру шений. При э к с­
луатации абсолютные величины показателей механической напряженности не контролируются
п
ввиду
сложности
их
определения.
О
днако механическая напряженность может
ыть о ц енена по
б
косвенным показателям.
- 91
Максимальные напряжения в деталях движения и в подшипниках определяются максималь­
ной
движущей
силой.
Величина
этой
силы
в
районе
ВМТ
может
быть
принята
равной:
Р1: тах zPz -Pj тах, где Pz- усилие от максимального давления сгорания. Можно написать:
2
Pj max=Ms Ro} (] + л)=Мs R (;тп/30)2 (1 + л)='9 п (здесь k
1
М, R (wЗО)2 (1 + л_))
=
. Тогда:
2,
PJ;max z Pz -
(8-16)
'9n
Работоспособность деталей зависит не только от максимальной движущей силы, но и от ап­
литуды ее изменения, определяющей усталостные разрушения. В 2-тактных двигателях измене­
ние движущей силы может быть принято от О (в НМТ) до
(в районе ВМТ). Поэтому ампли­
p"'Lmax
туда силы 2-тактных ДВС равна:
ЛРJ:
=
Р.Гах z J/2
1/2
'9
(Р, -
2)
n
(
•.
В 4-тактных дизелях диапазон изменения силы - от (-Pj
тах)
8-17)
в конце такта выталкивание га­
зов до PI.max - в начале рабочего хода; амплитуда действующей си л ы определится равенством:
ЛРJ: =
С
ду
� (PI.max + Р/ах)
ледовательно ,
ЛР1:,
М
4-
тактные двигатели
ем 2-тактные, и являются
ч
аксимальные
к
амплитуда отклонения
исло
ц
ри прочих равных условиях име ю т большую амплиту­
апряженными.
н
тах
у
=
Т +ЛТ.r,,
силия.
Р
где
ТЕ -
среднее
к
асательное
у
абота за один оборот колен ч атого вала дизеля лю­
ерез среднее касательное усилие, равна :
(8-19
илиндров; т
ту работу выразить
э
ч
)
ерез среднее индикаторное давление р.:
( 8 -2 0)
= S - ход
- коэффициент тактности; 2R
асти за в исимосте й
ч
где Кт =F i / (я т) - величина,
независимо
силие, ЛТ1: -
ч
Т Е = р; F 2R i / (2лR т)
амики,
8-18)
п
Т1: 2 tr R .
н я . Приравняв правые
н
(
= р; F 2R i l m ;,
L
ч
Т1:
асательного
С другой стороны, можно
i -
олее
к
бой тактности, выраженная
где
б
Pz,
асательные напряжения в шейках коленчатого вала зависят от максималь­
ного касательного усилия Т1: тах:
L =
1/2
Z
п
(
8-19) и
(8
оршня, F- площадь порш­
п
- 2 0 ) , можно найти:
К т р ; ..,
=
(8-21)
остоянная для каждого
от тактности дизеля
мплитуда
а
двигателя.
ак показыва ю т расчеты ди­
К
касательных уси лий
выражается
прибли­
женным равенством:
ЛTxz0,2Pz,
(
етом равен с тва ( 8 - 2 1 ) и ( 8-2 2 ) величина T.I.:max выразится
С уч
Т1:тах
Из
Z
Кп,р; + 0,2 Р,
приведенных
з
ависимостью:
,
(8
ормул видно,
ф
то при неизменно й
ч
тах - в ели ч ина
Pz и Рь
С
- 23)
астоте вращения вели чи ны Р/'ах, ЛРх,
ч
ЛТ.I.: полностью определится вели ч иной максимального давления в
ния) Pz, а Т1:
8-22)
илиндре
ц
(д
авление сгора­
ледовательно, в условиях эксплуатации для конкретного
скоростного режима вполне обоснованным и наиболее объективным критерием механиче­
ской напряженности двигателя является максимальное давление цикла Р, и среднее инди­
каторное давление Рь
8.3.Расчетное определение сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме
Ра
счетное
ющая
ду
вм
е щ енных
сил
и
бицентр
инерции
порш
ня, т.е.
олле
Г
т
имею
ндикаторного
Д
иаграмма
Поправка
92-
определение
сил ,
действующих
в
кривошипно-шатунном
механи з ме,
асчетная оценка механической напряженности может быть выполнена
р
Бр
о в ой диаграммы профессора
(р
р
ля
Д
процесса или же
упрощения
расчетов
все
с
илы
относятся
ндикаторная диаграмма
д
анным
и
и
пос
ле ­
о мощью со­
ерется
б
к
1
см'
площади
о данным
п
асчета
р
ндицирования ре а льно г о двигателя.
од индикаторной диаграммой, как
п
а конечную длину шатуна рассчитывается по
н
п
икса, индикаторной диаграммы и диаграммы
И
принимается по
икса обы ч но строится
икса 001
Бр
ис.8 - 4 ).
азмерность давления.
Бр
с
ф
то показано на
э
ормуле
(8-9).
р
и сун ке .
Диаграмма Толле позволяет упростить определение сил инерции поступательно движущихся
масс в функции угла поворота коленчатого вала. При построении диаграммы силы инерции, дей­
ствующие
по
направлению
действия
сил
давления
газов,
считаются
положительными.
Таким
образом, в ВМТ сила инерции поступательно движущихся масс равна:
Р
1
вмт
= - (M/F) Ro/ (] + л)
=
-msRo/ (] +
гн о " ,
А 1П а .
(8-24)
Соответственно в НМТ:
(8-25)
= M/F - масса посту­
Здесь щпательно
движущихся
частей,
отне­
2
сенная
к
1
см
площади
поршня,
- радиус кривошипа, м;
кг/см'; R
- угловая скорость,
оз
1/с; А =RIL- от­
ношение радиуса кривошипа к длине
шатуна.
Ms
,
Как было
отмечено,
складывается
кг,
из
масса
массы
поршня и поступательно движущей­
ся
части
шатуна:
= Мп + Мшз.
Ms
Для определения величины поступа­
тельно
движущейся
массы
Мшs делается допущение,
шатуна
что
масса
шатуна сосредоточена в 2-х точках:
в
центре
поршневого
ступательная
кривошипа
-
масса
пальца
Мшs,
в
-
по­
центре
вращающаяся
масса
МшR (р и с . 8 - 5 ) . Величины Мшз и Мшн
находятся из равенств:
•'
Мш =Мшs+МшR;
Мшя ILs=Mшs ILR,
где
LR
и Ls - расстояние
тяжести
шатуна
(8-26)
от цент ра
соответственно
до
центра кривошипа и центра поршне­
Рис.8-4.Соsмещение диаграммы сил инерции Толле, индика­
торной диаграммы и би-центровой диаграммы профессора
вого пальца. Обычно Ен = 0,25+(),52
L (верхние значения - для малообо­
Брикса при определении суммарной движущей силы
ротных ДВС).
Отложив ординаты Р/'"п и Р/мт на диаграмме Толле и найдя точки А и В, соединяют их пря­
мой и находят точку С. Из точки С восстанавливают перпендикуляр, на котором откладывается
величина CD'7'3msRo/л.
Найденная точка D соединяется с точками А и В, отрезки AD и DB де­
лятся на равное количество частей. Найденные точки 1 , 2 , 3 и т.д. соединяются прямыми, как это
показано на рис.8-4. К этим прямым проводится касательная кри­
вая, которая и определяет величину сил инерции в функции хода
поршня (или объема цилиндра).
Для нахождения давления газов и сил инерции в функции угла
поворота коленчатого вала диаграмма Брикса разбивается из точки
О 1 лучами через 5 ..,... 1 5 ° пкв. Для каждого угла поворота коленчатого
'--J
вала давление газов и сила инерции находится путем восстановле­
ния ординаты из точки пересечения соответствующего луча с по­
луокружностью радиуса R, проведенной из точки О При определе­
нии давления газов необходимо учитывать лишь избыточное дав­
ление, без учета давления в подпоршневой области (Р0 или Ps),
Рис. 8-5.Схема шатуна
-93
Силы трения Ртр при расчете Р;; обычно не учитывается - в дальнейшем они учитываются
2
механическим КПД. Силы веса поступательно движущихся частей, отнесенные к I см
поршня,
откладываются
вниз
от
оси
абсцисс
на
диаграмме
Толле.
В
дальнейшем
площади
ординаты
+ Рg снимаются от линии, проходящей параллельно оси абсцисс на расстоянии Рg:
Р
1
г,
2,
= ms9.81 1 0 -
Определение
сил
2-тактных ДВС и rp
формулам
МПа.
динамики
ведется
в
табличной
форме
в
пределах
= 0+720°пкв для4-тактных ДВС (табл.8-1). Расчет cиILP;;,
( 8 - 1 1 )-(8-15).
Тригонометрические
функции
рассчитываются
= 0+360°пкв
rp
для
N, R, Т1 ведется по
или
принимаются
по
справочникам в зависимости от величины ,.l ([6], стр. 3 8 2 , [57), стр. 426-433). Касательные уси­
лия Т1 первого цилиндра (столбец
клинки
кривошипов
и
2-тактном двигателе
1 О) повторяются в последующих столбцах с учетом угла за­
последовательности
последовательность
работы
цилиндров.
работы цилиндров
Так,
если
1-5-3-4-2-6,
то
в
б-цилиндровом
для
5-го
цилиндра
необходимо повторить записи Т1 со смещением по фазе на 60°пкв, для 3-го на 120°пкв и т.д.
Таблица 8 - 1
Расчет сил динамики в кривошипно-шатунном механизме
Р,
rp
P +Pg
л Sinrp
У,:
1
N
R
Cos (rp+/J)
Sin (rp+/J)
Т1
Т2
Тз
...
Т;
10
1 1
12
iЗ
14
Т,:=П';
0
пкв
Cos
1
3
2
6
5
4
/3
Cos
7
8
/3
9
15
о
5
10
. . .
360
В многоцилиндровом двигателе коленчатый вал воспринимает и передает суммарный крутящий
момент, определяемый суммарным касательным усилием T;;=J:11. Расчетом Т;; для каждого значения
rp заканчивается построение табР, 6ар
лицы сил динамики. По данным
--h��
во
,
_. / L
.·
,
·�·,,t·
.
i'
1
[
'
!,
-�R-- -��
Tr_
/
1
••
.,
..
·1
строятся
динамики.
вых
-+
1
•
---!-t1:·-·-·--г---·---·-··г- ...
таблицы
кривые
Примерный
динамики
цилиндрового
сил
вид
кри­
6-
для
2-тактного
дизеля
дан на рис.8-6.
Правильность
динамики
!
расчета
проверяется
сил
путем
20
определения
среднего
каса-
тельного усилия по всем цилнд­
к---J,\г-�--:;'-i:-::.--__�
»о
1
1
�
t
/
,·t=21,.2
1
�?
1 . ..
'1.l,.
j
1
1
_
1 _ _ _ _ _ _ _ _J
"
!_ /'"
<,
.
,..... ............
н·,,
1;
120
·/
а · .._
�
6 ,IL..i_ __ l�---·........:::,,--�'
T
-----,
!
1
"",,,0�
-
�
-·---'
=<"->' ""*"":f<!/
l
нахождения
индикатор­
Среднее
::f
·
_
_
.,..
�
-
cr
7
//_::?",./
1
и
ной мощности дизеля.
"'<, ....,
1
касательное усилие можно най­
'
ти
1:1-----.4'-----,--·-� о/, � �
рам
·1
_L_
путем
площади
_
планиметрирования
под
кривой
Т;;(rp
)
(рис.8-6) или же аналитическим
путем
-
суммированием
орди­
Рис.8-6. Кривые сил динамики б-цилиндрового 2-тактного дизеля
нат под кривой Т;;(rp):
(8-27)
где k
=
360т / (Лrр i) - число ординат, приходящихся на один период кривой Т;;(rp); т - коэффи­
циент тактности двигателя;
94-
i - число цилиндров; Л rр - · шаг по оси абсцисс, с которым определя-
ются ординаты Т; По найденному значению
TI рассчитываются крутящий момент и индикатор­
ная мощность двигателя:
Мкр =
TIR
к,
(8-28)
Ni = Мкр 21r п / О. 06, кВт.
Найденная
индикаторная
(8-29)
мощность
сравнивается
с мощностью,
определенной
по
индика­
торной диаграмме. Считается допустимым расхождение не более 374% ([57], стр. 278).
Для
расчета
центробежной
силы,
действующей
в
кривошипе,
необходимо
вращающиеся
массы шатуна (МшR), мотылевой шейки (Ммш), щек (Мщ) и противовесов (Мш) привести к од­
М' = М r / R
ному радиусу по формуле:
(из условия Р/ =М ro/
=M'Roi, где М' - приведенная
масса, r - расстояние от центра тяжести массы до оси коленчатого вала, R - радиус приведения).
Обычно массы приводятся к радиусу кривошипа R. В случае, когда 2 противовеса расположены
противоположно колену, неуравновешанные приведенные массы равны:
MR
= Мшя + Ммш + 2М'щ -
2Мпр.
(8-30)
Центробежные силы вращающихся масс определяются зависимостью ( 8 - 1 0 ) :
Р/
= MR Ro/.
Найденные силы динамики являются исходными при оценке условий работы подшипников, рас­
четах
неравномерности вращения
коленчатого
вала,
оценке уравновешенности и прочностных
расчетах деталей двигателя.
8.4. Оценка условий работы подшипников коленчатого вала
Условия работы подшипников оцениваются комплексом параметров - скоростью скольже­
ния цапфы относительно подшипника, средним и максимальным давлением на подшипник, от­
ношением
максимального
давления
к среднему.
Последнее
отношение
характеризует
степень
ударности нагрузки на подшипник и определяет надежность его работы. Относительная скорость
скольжения в подшипниках судовых дизелей весьма умеренна. Она обычно находится в преде­
лах:
С,=3-;--12 м/с (нижние значения - для малооборотных дизелей). Поэтому основным факто­
ром, определяющим надежность работы подшипников судовых ДВС, является величина и харак­
тер изменения давления на подшипники.
Давление на головной подшипник практически полностью определяется величиной и харак­
тером
изменения
суммарной
движущей
силы
Р» , определенной
при
расчетах
сил
динамики
(табл.8-1). Для оценки давлений на мотылевой и рамовый подшипники также используются дан­
ные т а б л . 8 - 1 .
·
8.4.1. Мотылевой подшипник
Сила
Рм,
действующая
на
мотылевый
подшипник,
определяется
геометрической
суммой
векторов (р и с . 8 - 3 ) :
(8-31)
где
S - вектор силы, действующей по шатуну;
Р/'щ -
вектор центробежной силы вращательно
движущихся масс шатуна (Р/'ш = МшR Ro/J.
Для упрощения сложения этих векторов сила
=
R +
S представляется в виде суммы составляющих:
S
Т, найденных при расчете сил динамики (табл.8-1). Суммирование векторов удобно произво­
дить с помощью вспомогательной векторной диаграммы, как это показано на рис.8-7. Откладывая в
соответствующем масштабе величины Ri и �' получают точки концов векторов
четного угла
q;.
Значение этого угла записывается в конце вектора S.
Si для каждого рас­
Соединив найденные точки
плавной кривой, получают так называемую "полярную" векторную диаграмму.
Построенная диаграмма обладает тем свойством, что положительному направлению оси R
соответствует сжимающее усилие в щеке (действующее от мотылевой к рам о вой шейке), а по­
ложительному для оси Т - усилие, действующее в сторону направления вращения. Центробежное
усилие не изменяется по величине, постоянно действует в сторону, противоположную рамовой
-95
шейке, и вызывает растягивающее усилие в щеке. Следовательно, усилие
расчете
Рм,
точка 0 1).
Р/'щ
можно учесть при
Р/ш
сместив вниз по оси R центр построенной диаграммы на расстояние
Р/ш
Таким образом вектор
расстоянию от точки О I до конца
складывается с вектором R.
Тогда сила Р; будет равна
S.
вектора
Р и с . 8 - 7.
(рис.8-7,
Векторная
диаграмма давлений
на
мотьшевую
шейку
1
60
1
I
·10
--+--,,�---!---·
го
!}.,=' 1s, ,;f2 бар
•
·
Рис.8-8.
(20
60
Развернутая
и»
.
диаграмма
3•о
давлений
на
мотылевую
С помощью полярной диаграммы можно найти истинное положение вектора
шейку
Р_,., для любого
угла поворота кривошипа. Для этого необходимо оси координат вместе с вектором Р; развернуть
так, чтобы ось R совпала с направлением
кривошипа, повернутым на требуемый угол,
направлена к рамовой шейке. Тогда новое направление вектора
и была
Р_,., будет истинным.
Снимая значение Рм с полярной диаграммы, можно построить развернутую диаграмму Рм
rp
)
(
удельных давлений на подшипник (рис .8 - 8 ).
Эти давления
относятся
значения давлений (РА/Р,
к единице
Рмта.),
площади
поршня.
Определив
среднее
и максимальное
можно рассчитать среднее К_,.,ср и максимальное Км тах давления
на подшипник, отнесенные к единице его площади:
К ер
= Р ер F//D
м
м
\"
где F - площадь поршня;
м
f.J.
Dм-д
В судовых дизелях при
К
тах
= Р т ах F//D
м
м/ ,
м
\"
иаметр подшипника; lм
бабб
м
-
!··1
(8-32)
м.; ,
дл и на подшипника.
итово й з ал ив к е подшипников К",,,СР
достигало величины К.мер=
60
111
ар, а отношение Км ах / К_,.,ер не
б
пр
евышало
менных дизелях с высокими параметрами
ны
з
«: =70-80
ар,
б
о
тношение
Kwmax /
зн
раб
К_,.,ср=
ачени й: К_,.,тах / К/Р =
273
([57],
стр.
304).
В
совре ­
очего процесса средние давления достигли вели чи­
3.5,
то потребовало более
ч
п
рочного материала для
аливки под ш ипников.
8.4.2. Рамовый подшипник
Р
У
амовая шейка нагружена усилиями от 2-х цилиндров, между котор ы ми она расположе н а.
силия от каждого
ных
д
авлений Рр
н
илиндра передается на
ц
2
рамовых
а шейку, расположенную между
п
одшипника.
тым и (i+ 1)-м
i-
П
оэтому при расчете удель­
илиндрами, необходио взять
ц
112 геомет рич еской суммы векторов :
Рр
Ц
= [(
S+
�'�1 + (
�ц)нz] / 2 . ,
(8-3
3)
ентробежное усилие Р, ц определяется массой не только вращающейся части шатуна, но и
массой щеки, мотылевой
ц
Pj
96-
S+
ш
ейки и
п
ротивовесо в:
2
= mR
R (J) .
(
8- 3 4 )
Как и при расчете мотылевой шейки, определение равнодей­
ствующей
Рр
удобно
выполнять
через
проекции
составляющих
сил на осях R и Т вспомогательной векторной диаграммы. Если на
эти
оси
откладывать
величину
сил
отстающего
цилиндра
(при­
мем, что это - i-тый цилиндр), то силы опережающего цилиндра
(i+ 1) будут повернуты в сторону направления вращения на угол lfl
- угол заклинки кривошипа (рис.�-9). Спроектировав силы Rн1 /2
и Тн112 на оси R и Т, получим проекции равнодействующей:
Rp = Ri / 2 + (Rн1 / 2) COSlfl + (Ti+1 / 2) sin 1/1,"
Т
р
2 - (Ri+1! 2) sintj/+ (T;+1I 2) совлр .
(8-35)
Расчет этих проекций для всех углов rp рекомендуется выпол­
Рис.8-9. Схема действия сил во
нять в табличной форме (табл.8-2):
вспомогательной векторной диа­
грамме при определении
= Т;/
давлений
на памовую птейку
Таблица 8-2
Расчет удельных давлений на рамовую шейку
R;/2
rp
Ti/2
Rp
Ti+1 Sinlfl
Ri+1 C�lfl
Ri+ 1 Sin lfl
Ti+1 Сояи:
2
2
7
8
Т
р
о
пкв
1
2
2
2
3
4
6
5
9
о
10
20
'
...
360
Рр
Равнодействующая
находится
тельной векторной диаграммы,
i-того (Р//2)
инерции
с
помощью
показанной на рис.
и (i+ 1)-ого
(P/i+/2)
вспомога­
8-10.
Силы
цилиндров учиты­
О',
как
это
показано
на
рисунке.
По
построенной
векторной
диаграмме строится развернутая диаграмма давлений на рамо­
�i
вую шейку (р и с . 8 - 1 1 ) , определяются среднее Р/Р и максималь­
Р/ах
ное
r
.2 � ()
ваются путем смещения центра диаграммы из точки О в точку
удельные давления на подшипник, отнесенные к еди­
/'
·;r\;·----1s·;;\'#;;
/) <.
• ,,,,,
площади
поршня,
после
чего
рассчитывается
среднее
и
К/Р
К
)1)
\
На
1
('
= рртах
F / (D f J
,
р
р,
р
\
\lt.r1
= Р/Р F / (Dpl р ) ;
тах
(�
�
!,.
максимальное давление на единицу площади подшипника:
аар .
во
!"'
о
1�'J
нице
"t>C
.
,
(8-36)
1
\
где Dp - диаметр рамового подшипника; lp
- длина подшипни­
<;
ка.
2 ()
Р и с . 8 - 1 0 . Векторная диаграмма
Р.
.
a!:f
/l[
_
/� _·- - ""
Е
2<?17--
_
JJ. 1
n<P·
_ .:]_�!-5,7S"p
1,
__ ._:t__ J_____
о
��--r---·--·· - - -·-- -�-
'
1
�
�
:r
-.-.
r,fJ'lt'
{{}
60
давлений на оамовмо шейку
.
f2o
J'._
. . .
Для
·
,fJt,9r��--�
'
·-·--
1
tto
1
2Lfo
судовых
две
с
подшипников
баббитовой
за­
I
ливкой
г-,
1
----1---·-·
рамовых
г
;
�
-
'
""---...___.
•
:
_kш.-,{1
l
:!М
560
К/Р
=
считается
50
бар,
допустимым:
отношение
Кр тах
!К/Р = 3, О. Современные дизели с
•
упрочненными
подшипниками
Р и с . 8 - 1 1 . Развернутая диаграмма давлений на рамовую шейку
.
,
имеют средние давления - до
80
бар, отношение максимального давления к среднему осталось на том же уровне.
-97
8.5. Неравномерность вращения коленчатого вала
Периодичность работы цилиндров приводит к неравномерности воздействия на коленчатый
вал суммарного касательного усилия и крутящего момента, что проявляется в неравномерности
вращения
коленчатого
вала.
Характер
изменения
суммарного
касательного
усилия
и угловой
является
причиной
скорости вращения дан на рис. 8 - 1 2 .
Изменение
вибрации
лебаний,
крутящего
корпуса судна,
момента
возникновения
а неравномерность
крутильных ко­
вращения вала ведет к сни­
жению КПД движительного комплекса, изменению упора
винта и осевым колебаниям. Явления, связанные с перио­
дичностью работы
цилиндров,
ленно
- степенью
показателем
могут быть
оценены
неравномерности
чис­
враще­
ния коленчатого вала 5:
5 = (Штах
где
cv
-
Ш,п;п) /
(8-3 7)
Ш,
= (штах + штiп) / 2 , 1/с - средняя угловая скорость
вращения
коленчатого
вала.
Рассмотрим,
какие факторы
определяют величину 5. Для этого на основании теоремы
об изменении кинетической энергии системы запишем:
М
скорости са вращения коленчатого вала
где
=
2т
ах
.3 (ш
-
ш\,;r) / 2,
(8-38)
М - избыток (или недостаток) работы движущих сил
б-цилиндрового дизеля
по сравнению с работой сил сопротивления;
.3 - момент
инерции вращающихся масс валопровода. Величина М в соответствующем масштабе определя­
ется площадью ЛF1 = iJF2 на р и с . 8 - 1 2 .
Преобразуем равенство (8-38). Запишем: 2
+
М/.З=(ш,пах
OJт;rJ (Штах -
OJ,,,;,J=2
со
(Штах
- Шт;,J.
Тогда:
д
=
(Штах - ШmirJ /
Ф
=
-
Так как:
оз
М / (.3
ёJ) .
2
=
1r
п / 30;
.3 = mr
5 = М (g/G1)) (30/
(G /g) r , то :
=
тт/
(8-39)
2
z
2
).
(8-40)
900 М / (Gr2n
В этих равенствах: п - частота вращения, об/мин; G- приведенный вес вращающихся частей,
кг; r- радиус инерции вращающихся частей, м;
g- ускорение свободного падения, м/сек''. Если
взять не радиус, а диаметр инерции вращающихся масс: D=2r, то равенство (8-40) можно запи­
сать в виде:
2
2)
5z3600M/(GD n
Величина
ао' -
(8-41)
_
это маховый момент вращающихся масс; он связан с момент инерции зави­
симостью:
со'
=
М g (2r/ =
м/
2
4g
=
39,2 .3 кг м
(8-42)
•
Как видно из равенств (8-39) и (8-41), неравномерность вращения кол�нчатого вала прямо­
пропорциональна
величине
избыточной
(или
недостающей)
работы
М
и
обратно
пропорцио­
2)
нальна моменту инерции вращающихся деталей .3 (или маховому моменту GD
и квадрату час-
1
тоты вращения п2•
· ·
· ·
·
·
•
Избыточная работа может быть найдена с помощью графика ТJ{rp), построенного по итогам
расчета сил динамики
в кривошипно-шатунном механизме
наибольшей площадки между кривой TJ{rp) и линией
М
=
(р и с . 8 - 1 2 ) .
Определив
площадь
ЛF
f
L можно расчитатъ М :
ЛF F т/ ).
(8-43)
2
2;
где F- площадь поршня, см"; m/=mp mrp- масштаб площади диаграммы, кгм/см мм
тр-масштаб
2
оси ординат, кг/(см мм); mrp =п 2RЛт - масштаб оси абсцисс, м/мм; R- радиус кривошипа, м ; lпг
2
длина оси абсцисс, соответствующая 360° пкв, мм; ЛF - избыточная площадь, мм
98-
•
Момент инерции вращающихся масс определятся суммой моментов инерции всех элементов
валопровода - коленчатого вала
валопровода
36,
навешанных механизмов
3кв ,
гребного винта с присоединенной массой воды
"" - ,.,.
J - Jкв
+ ,.,.
+
Jмех
,.,.
+ ' ,.,. +
J
м
J
p
,.,. +
Jв
маховика
Злю ,
3гр
редуктора
3
м ,
:
,.,.
Jгр
3
р ,
(8-44)
·
Моменты инерции каждого элемента определяются с помощью зависимости:
.3х = М; r2
,
(8-45)
2
где М, - масса вращающегося элемента, кг сек /м;
r - его радиу.с инерции, м. При расчетах су­
довых дизелей радиусы инерции мотылевых шеек, щек, противовесов обычно принимаются рав­
ными расстоянию от оси коленчатого вала до центра тяжести элемента. Вращающуюся массу
шатуна считают сосредоточенной в центре мотылевой шейки. Для сплошного вала, вращающегося относительно своей оси, радиус инерции равен: r = O . S d Ji ,
где d-диаметр вала.
В практике расчетов степени неравномерности вращения коленчатого вала часто пользуются
другим способом, отличным от рассмотренного выше, не связанным с необходимостью опреде­
ления численной величины избыточной работы М . Для этого зависимость (8-39) преобразуется
2
о=
следующим образом:
.
(М / (3 (лп / 30) )) N; / N;_. Индикаторная мощность Ni может быть вы-
ражена через работу А 0 , совершаемую двигателем за один оборот коленчатого вала: N; = А; п /
(60 75)
илс, Тогда:
о=
Или :
о=
(М
н, ! (3 (гт ! 30)2))
6
71)
(60 75 ! (А0 п)) = (60 75 302 /
(N; / (.Зri3)) М / А 0
3))
(N; ! (3п
0,41 10
М !А
0 •
Отношение работы М / Ао численно равно отноше­
нию избыточной площади ЛF к площади Е; под линией
Т.Е
(рис.8-6) на протяжении 360° пкв
независимо от тактности двигателя. Поэтому можно записать :
б = 0,41 10
6
(8-46)
{N; / (3,.3)) ЛF'/ F 0 •
Если мощность дана в N; кВт, момент инерции 3 кг ,,i, то формула имеет вид:
7
б = 0,548 1 0
Обычно
о
=
степень
11200+ 1 1 3 0 0
-
3))
{N;I (3п
ЛF / F0
неравномерности
для
вращения
дизель-генераторов
генераторов постоянного тока;
б =
(8-46')
•
коленчатого
переменного
1/30+1/40
.- .для
тока;
,вала
о
=
находится
1/100+ 1 1 1 5 0
-
в
пределах:
для
дизель­
главных судовых дизелей (без учета вра­
щающихся масс валопровода и винта).
В двигателях малой и средней размерности момент инерции определяется главным образом
массой
маховика.
Поэтому
требуемая
степень
неравномерности
вращения
коленчатого
вала
обеспечивается выбором соответствующего маховика. В судовых малооборотных дизелях махо­
вик практически не влияет на неравномерность вращения коленчатого вала - он выполняет роль
приводного зубчатого колеса валоповоротного механизма. На малых нагрузках главных дизелей,
а также при отключении цилиндров в аварийных случаях неравномерность вращения повышает­
ся в 2-3 раза. Соответственно растет вибрация корпуса судна.
8.6. Крутильные и осевые колебания валопровода
Валопровод любого судна представляет собой колебательную систему, поскольку включает
в себя 2 разнородных накопителя энергии: упругость вала (потенциальная энергия) и массу (ки•
1
нетическая энергия). При изменении внешнего воздействия на валопровод потенциалная энергия
"закрученного" вала
превращается в кинетическую энергию колеблющихся масс и наоборот -­
возникают крутильные колебания валопровода. При этом в валопроводе развиваются допол­
нительные
касательные напряжения,
иногда приводящие к самой серьезной аварии - поломке
коленчатого вала. Характерным признаком разрушения вала из-за крутильных колебаний явля­
ется расположение плоскости разлома под углом -45° к оси вала.
Величина касательных напряжений при крутильных колебаниях при прочих равных условиях
зависит от 2-х факторов:
1) от амплитуды изменения крутящего момента (или суммарного каса-
-99
тельного усилия) и 2) от совпадения частоты изменения внешнего воздействия и собственной час­
тоты колебаний валопровода. Дизельная силовая установка имеет значительные отклонения Мкр от
его среднего значения и поэтому требует особого внимания с точки зрения крутильных колебаний
(по сравнению с паротурбинной и газотурбинной
силовыми установками, у которых А1кр = const).
По Правилам классификации и постройки морских судов
судно
выполняется расчет валопровода на крутильные
частота колебаний,
[46] перед установкой дизеля на
колебания - определяются собственная
величина дополнительных касательных напряжений на различных частотах
вращения, устанавливаются зоны критических оборотов, опасные для работы дизеля. На голов­
ном
судне расчеты
проверяются
экспериментально
и уточняются.
Материалы расчета
на кру­
тильные колебания выдаются на судно.
Рассмотрим факторы, определяющие собственную частоту колебаний валопровода. Для это­
го в простейшем случае для одноузловой колебательной системы (рис. 8 - 1 3 ) запишем уравнение
крутильных колебаний в виде:
:З(cfrp! dl) + сгр = О
(8-47)
I
3- момент инерции массы М относительно оси вала;
где
угол отклонения массы от равновесного состояния;
(j) -
С-жесткость вала;
Т>:
время.
Жесткость вала определяется зависимостью:
С
= (Gп Wp) / !,
(8-48)
·
где Gп- модуль упругости материала вала П рода;
PVP - полярный момент инерции поперечного сечения ва­
ла (для круглого вала W
P = тГ/32); ! - длина вала.
Рис. 8-13.Крутильная система
Угол закрутки вала rp зависит от величины скручивающе-
с одной массой (А) и ее схемати­
го момента Мкр и жесткости вала С:
ческое изображение
(Б)
rp = Мкрl С = Мкр l l(GпWp)·
Угловая частота колебаний со связана с жесткостью С и моментом инерции 3 известной зависим остью:
оз =
-J С / З
, 1/сек .
(8-49)
2
Подставив это равенство в формулу (8-47), получим:
(cfrp!(dl)+w rp
= О . Р е ш е н и е м этого
дифференциального уравнения является уравнение вида:
(j) =
В sin оп: + А cos оп: ,
Приняв начальные уравнения:
видно,
(8-50)
т = О; drp / dт = О; rp = А, получим решение: rp = А cos оп: Как
крутильные колебания рассматриваемой схемы являются гармоническими с максималь­
ной угловой амплитудой А и угловой частотой w. Из зависимостей (8-48) и (8-49) можно найти
период колебаний Т и собственную частоту колебаний v:
Т = 2п / со == 2п �"З · Z l ( G 1 1
v
=
•
(30 / л) со = (30 / п) �G 11
WP),
·
(8-51)
с;
WP /("З · Z ) ,
(8-52)
кол/мин.
Из равенства (8-52) можно сделать вывод, что собственная частота колебаний снижается при
увеличении момента инерции (увеличении массы), увеличении длины валопровода, уменьшении
полярного момента (уменьшении диаметра вала)
и не
зависит от величины крутящего момента. Этот вывод
"
С":1
t .
-r--
'
!
справедлив
t!
1--'----------··--- ·----
.
!)
и для
любой
сколь
угодно
сложной
кру­
-
тильной системы. В случае 2-массовой колебательной
�--------
системы (рис.8-] 4) угловая амплитуда в точке "у" рав­
;
·--------
.
на О. Это - узел колебаний. Как видно, узел один, по­
этому система называется одноузловой, Частота собст­
Р и с . 8 - 1 4 . С х е м а крутильной
2-массовой 1 -
венных (свободных) колебаний такой системы опреде­
узловой колебательной системы
ляется по формуле:
100-
(8-53)
где: 31 и 32 - моменты инерции масс М1 и М2; С1-2 - жесткость вала.
При 3-х массах возможна одно- и двухузловая форма колебаний (рис. 8 - 1 5 ) . Частота собст­
венных колебаний определяется зависимостью:
=
со
�А±
.J А
2
-
(8-54)
В ,
г-
где : (+) при 2- узловой схеме; ( -) при
1 - узловой схеме;
(8-55)
А=С1-2 (31 +32)1(231 32)+С2-з(32 +3з)/(232 3з)
!
(8-56)
В=С1.2 С2-з (31 +32+3з)/(31323з).
Дизельная
тельную
систему.Для
Хольцера
данные
силовая
и др.
[23 ]),
к истинным.
высокой
точности
(к
установка
ее
расчета
представляет
применяют
дающие достаточно
При расчетах,
примеру,
при
собой
более
многомассовую
сложные
методы
многоузловую
(метод
колеба­
Терских,
Толле,
близкие
не требующих
проверке
вало­
провода в эксплуатационных условиях, когда необходимо определить критическую частоту вращения
коленчатого
вала после демонтажа элементов дви­
жения) валопровод может быть представлен в виде
2-х или 3-массовой колебательной системы. В этом
случае
массы
всех
цилиндров
считаются
сосредо­
точенными в центре тяжести двигателя, что позво­
ляет
рассчитать
собственную
частоту
колебаний
Рис.8-15.Схема
валопровода
в
виде
3-массовой 2-узловой колебательной системы
валопровода наиболее важных форм .; одноузловой
(по формуле (8-53) и 2-узловой (по формуле (8-54)).
При расчетах системы
валопровода на крутильные
колебания
гребной и коленчатые валы
заменяются общим приведенным (эквивалентным) валом, имеющем по всей длине неизменный
диаметр d0 и обладающий такими же упругими свойствами, что и действительный вал. По усло­
вию упругой эквивалентности, должно быть равенство углов скручивания при действии одного и
того же момента:
ер =
где
м.,
Z / (Gп Wp) =
/0 = l Wp0/ WP
2r0
веденного вала;
=
Мкр / 0 /
(Он Wp0),
(8-57)
приведенная длина вала; Wpo
d0
-
= m:l / I 32 - полярный момент инерции при­
диаметр приведенного вала. Действительные массы заменяются при­
веденными массами по формуле (из условия 3 = т/ = m0r/) :
.
m
2
0
2
= m r / r
0
(8-58)
•
Расчет обычно выполняется в относительной форме ·- приведенная масса одного цилиндра и
приведенная длина между 2-мя цилиндрами принимаются равными 1 ; элементы остальных уча­
стков выражаются в долях от принятого за единицу. После определения собственных частот ко­
лебаний
валопровода
определяются
резонансные
частоты
и запретные
(критические)
частоты
вращения коленчатого вала. Резонансными будут являться частоты, расчитанные по формуле:
nрез
=
Vсобствl
К ,
(8-59)
где К = 1 , 2 , 3 ; 4 . . . - последовательный ряд целых чисел.
При совпадении частоты вращения коленчатого вала с найденными резонансными частота­
ми в валопроводе развиваются крутильные колебания, увеличивается амплитуда колебаний, по­
являются дополнительные скручивающие моменты. Однако не все резонансные частоты являют­
ся опасными для работы двигателя. Силы трения в колебательной системе ( силы "упругого гис­
терезиса") препятствуют развитию крутильных колебаний. Лишь на некоторых частотах допол­
нительные скручивающие моменты могут привести к разрушению вала. Для определения этих
частот проводится расчет дополнительных напряжений в валопроводе от крутильных колебаний
на резонансных частотах и устанавливаются запретные зоны работы дви:гателя.
- 101
Наиболее опасными являются частоты вращения, определяемые зависимостью:
п =
Vcoбcmвl(i
(8-60)
т) ,
где i - число цилиндров, т - коэффициент тактности двигателя.
При такой частоте вращения частота
венной частотой колебаний
вспышек работающих цилиндров совпадает с собст­
валопровода.
К примеру,
на
частота колебаний валопровода в }-узловой форме равна
ляются частоты
зель
является
2-тактным,
то
наиболее
опасной
п =387/9
,.,"',
1
1#
j\,�;я kощчото:• &ма
Н<
il,t
н1
чо
кол/мин. Резонансными яв­
я,
60
ltJ
частота
вращения
ность
= 43 об/мин. Расчет на проч-
позволил
установить,
что
до­
1
,
,
,
+
/
;;z t'�
\
является
11·111
полнительные
1
_J
5с:
Vсобств=387
3 8 7 ; 1 9 3 , 5 ; 1 2 9 ; 96,75; 77,4; 6 4 , 5 ; 5 5 , 3 ; 48,4; 4 3 ; 3 8 , 7 ; . . . . Поскольку главный ди-
9-цилиндровым
r,p "
10
судах типа "Лисичанск" собственная
ее
�
1
�12
tJo
tьо
гго
ния
касательные
при этом - более
350
напряжечто
кг/см",
'
/.fo "r;�,
1!Ь
"�
1/
выше допустимого (р и с . 8 - 1 6 ) .
строитель
установила
Фирма­
зону запретных
l(,i;f,
J/-il.
частот вращения
nкр
= 40-4 7 об/мин. На
!/5
остальных
резонансных
частотах
в
1/6
зоне
г>
I•
го
работы
двигателя
дополнитель­
л
120
1
0
1$0
На
"'
'"'
Р и с . 8 - 1 6 . Дополнительные напряжения в валопроводе
т/х "Лисичанск" при работе на резонансных частотах
•fп
ные касательные напряжения не выхо­
2;
дят за пределы 1 0 0 кг/см
эти частоты
вращения не являются опасными.
Если при проектировании силовой установки выяснилось, что критические скорости вращения на­
ходятся в зоне рабочих режимов двигателя (к примеру, в режиме среднего хода), то имеется 2 выхода:
1) зона критических оборотов смещается путем: а) изменения жесткости валопровода (варь­
ированием длины и диаметра вала); 6) изменением массы маховика или противовесов на криво­
шипах; в) разделением крутильной системы с помощью элластичных муфт;
2) амплитуда крутильных колебаний уменьшается путем установки успокоителей - антивиб­
раторов или демпферов. В антивибраторе создаются колебания, противоположные крутильным,
что
способствует уменьшению
амплитуды
крутильных колебаний.
В
демпферах энергия
кру­
тильных колебаний срабатывается главным образом за счет трения в упругих элементах.
Природа осевых колебаний валопровода аналогична природе крутильных колебаний. Вал
обладает упругостью не только при его скручивании, но и при сжатии в осевом направлении, что
и определяет осевые колебания валопровода при изменении величины внешнего воздействия упора винта. Как указывалось выше, переменный упор винта вызывается главным образом не­
равномерностью вращения коленчатого вала. Опыты показывают, что развитие крутильных ко­
лебаний способствует и развитию осевых колебаний.
Последствием осевых колебаний могут быть вибрация кор­
пуса судна, разрушение муфт валопровода, разрушение упорно­
го подшипника и его корпуса, обрыв противовесов коленчатого
вала,
разрушение
коленчатого
вала.
Наиболее
действенным
средством предотвращения развития осевых колебаний является
установка на коленчатом валу дизеля
осевых демпферов (рис.8-
17 ) . Демпферы расположены на конце вала, противоположного
фланцу отборы мощности. Обычно демпферы - гидравлические,
поршневого типа,
в которых энергия
Рис.8-17.Схема гидравличе­
осевых колебаний сраба­
ского поршневого демпфера
осевых колебаний
тывается путем перетекания жидкости из одной полосги.цилин­
дра в другую через отверстия малого диаметра.
Расчет осевых колебаний выполняются по тем же формулам,
что и расчет крутильных
колебаний. Однако в формулы необходимо подставлять: вместо момента инерци J - массу
М,
вместо крутильной жесткости вала С - осевую жесткость
линейную дифференциа·цию Лl.
102-
С0;
вместо угла закрутки
rp -
Тема 9. УРАВНОВЕШЕННОСТЬ ДВИГАТЕЛЯ
9 . 1 . Понятие уравновешенности. Действие неуравновешенного двигателя
на фундамент и корпус судна
9 . 1 . 1 . Общие положения уравновешенности
При работе судового дизеля у каждого цилиндра возникают силы инерции, неуравновешен­
ные в пределах одного цилиндра: Р/'
Р/ = M
=
MR Roi
- силы инерции вращающихся масс кривошипа;
Roi созф - силы инерции поступательно движущихся масс I-го порядка; P/1=MsRoJ J..соs2rр­
8
силы инерции поступательно движущихся масс П-го порядка. Здесь обозначено: MR - неуравно­
вешенные массы вращающихся частей кривошипа (определяются по формуле (8-30)); Ms - масса
поступательно движущихся частей;
л
{J)
=
тсп/30 - угловая скорость вращения коленчатого
= RIL - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна;
Силы инерции вращающихся масс Р
1
Р/ и Р/1-
ц
вала;
rp - угол поворота коленчатого вала.
всегда действуют по радиусу кривошипа от центра, силы
по оси цилиндра.
В результате действия сил инерции в многоцилиндровом двигателе равнодействующая сил
отдельных цилиндров может быть равна О: I Р/
= О; I
Р/
=
О; IP/1= О. В этом случае говорят:
двигатель уравновешен по силам инерции. Если же равнодействующие не равны О - двигатель
неуравновешен. В неуравновешенном двигателе равнодействующий вектор IP/ лежит в плоско­
сти, перпендикулярной оси вала, и вращается вместе с валом - как и в единичном цилиндре, Век­
торы IP/ и
гг] лежат
векторы IP/ и
гг]'
в плоскости, проходящей через оси цилиндров. В вертикальном двигателе
всегда вертикальны. Величина результирующего вектора
угла поворота коленчатого вала, в отличие от величины векторов
IP/
и
IP/1,
Ц/'
не зависит от
которые являются
функцией от угла rp и изменяются соответственно по законам созф и cos2rp.
Помимо сил инерции, в двигателе действуют моменты от этих сил. Если в многоцилиндро­
вом
двигателе
I)vf/
результирующий
момент
от
сил
инерции
отдельных
цилиндров
не
равен
О:
.;,= О; 1:
М
/ .;,= О; IM/1.;i= О, - то двигатель неуравновешен по моментам от сил инерции. Двига­
тель может быть неуравновешен по моментам даже в том случае, когда суммарный вектор от сил
инерции равен О. Момент от сил инерции вращающихся масс })\1/ постоянен по величине, не
зависит от угла rp и вращается вместе с коленчатым валом. Результирующие моменты
J;М/, IМ/1
переменны по величине, действуют в плоскости, проходящей через оси цилиндров, изменяются
по тем же законам, что и силы инерции (cosrp, cos 2rp).
Условие полной уравновешенности двигателя - равенство нулю всех равнодействующих от
сил и моментов инерции вращающихся и поступательно движущихся масс.
9.1.2. Действие неуравновешенного двигателя на фундамент и корпус судна
Корпус любого судна представляет собой упругую систему, в которой могут развиваться ко­
лебания в 2-х, реже - в 3-узловой форме (р и с . 9 - 1 ) . Если частота изменения крутящего момента,
упора винта, неуравновешенных сил
и моментов от сил инерции совпадут с частотой собствен­
ных колебаний корпуса судна, то возникает
г-
вибрация корпуса, способная привести к самым серьезным последствиям.
Наиболее
ределяющим
существенным
амплитуду
фактором,
вибраций,
оп­
является
наличие неуравновешенных сил и моментов
Р и с . 9 - 1 . Колебания корпуса судна
от сил инерции. Неуравновешенные центро-
- 103
бежные силы
»,
все
стремятся то
стороны,
ц
вращаются вместе с двигателем, действуют за 1
оторвать двигатель от фундамента,
то
оборот коленчатого вала во
сдвинуть
его
в сторону или
прижать вниз. В таких же направлениях неуравновешенный момент от центробежных сил стре­
мится развернуть двигатель.
Поскольку неуравновешенные силы инерции 1-го и 2-го порядков поступательно движущих\Т) п
\D I
ся масс
L.,Гj
и
законам созгр
L,Гj
�
�
деиствуют в плоскости, проходящеи через оси цилиндров, и изменяются по
и cos2rp, то эти силы стремятся то поднять, то прижать двигатель к фундаменту.
Неуравновешенные моменты от сил инерции поступательно движущихся масс
Ш/,
.I:М./1 стре­
мятся опрокинуть двигатель "через голову" на торец в той же плоскости, проходящей через оси
цилиндров.
9 . 1 . 3 . Возможности уравновешивания двигателя, предупреждения
и ослабления вибраций
Оптимальным решением при проектировании силовой установки является выбор для судна
полностью уравновешенного дизеля. Уравновесить дизель можно 3-мя путями: 1 ) выбором соот­
ветствующего числа цилиндров и последовательности их работы; 2) уравновешиванием с помо­
щью противовесов каждого цилиндра индивидуально; 3) уравновешиванием с помощью проти­
вовесов результирующих сил и моментов в многоцилиндровом дизеле.
Первый
путь
позволяет
4-тактных ДВС этого
добиться
можно достичь,
полной
уравновешенности
применив
6-ти или
самым
8-цилиндровую
простым
путем.
В
компоновку дизеля.
Однако возможности этого пути в "ходовом" диапазоне чисел цилиндров и их тактности ограни­
чены. Более подробно этот вопрос будет рассмотрен при анализе уравновешенности кривошип­
ных систем. Второй и третий пути используются в случаях, когда невозможно применение дизеля с оптимальным с точки зрения уравновешенности числом цилиндров и углом заклинки кри­
вошипов (к примеру, для установки на судно требуется 2-тактный малооборотный дизель с чис­
лом цилиндров 6, неуравновешенный по моментам от сил инерции).
Индивидуальное уравновешение центробежных сил возможно
с
помощью
2-х
противовесов,
колену кривошипа (рис.9-2).
расположенных
противоположно
Массы противовесов Мпр и расстоя-
ние их центров тяжести от оси вала р должны удовлетворять ра­
венству: 2Мпр p=MR R, где М» - масса вращающихся частей кри­
вошипа, R - его радиус. В таком случае,
неуравновешенные цен­
тробежные силы в данном цилиндре и соответственно моменты от
,')пр АА
r;
гг
·•
'"\ ·
t''пр}'
\ ?.
этих сил равны О.
1.,._
Силы
инерции
поступательно движущихся
масс
первого
по­
Рис.9-2.Уравновешивание
рядка не могут быть уравновешены внутри 1 цилиндра с помощью
центробежных сил цилиндра
противовесов на кривошипе. Если установить противовесы, уравI
навешивающие силу инерции Р,
О
в ВМТ, то при повороте колена на 9 О
сила инерции
р
l
j
стано-
вится равной О, а центробежная сила противовесов не изменяется по величине, будет действовать в
горизонтальной плоскости и стремиться сдвинуть двигатель в сторону. Как видно, при такой уста­
новке противовесов неуравновешенные силы цилиндров Р/ и соответственно их моменты перево­
дятся из вертикальной в горизонтальную плоскость. Аналогичные результаты будут получены при
использовании такого пути для уравновешивания сил инерции П порядка и их моментов.
Вывод о невозможности уравновесить силы и моменты от сил инерции поступательно дви­
жущихся масс с помощью противовесов на кривошипе внутри одного цилиндра справедлив и для
многоцилиндрового двигателя. Сила инерции 1-го порядка может быть уравновешена в 1 цилин­
дре с помощью 2-х валов, вращающихся в противоположные стороны с угловой скоростью, рав­
ной скорости коленчатого вала (рис.9-3). На валах укреплены противовесы, развивающие совме-
104-
стно
тальные
сов
силу Р/пр
центробежную
составляющие
будут
поглощать
= Р/мах.
центробежных
друг
друга,
силы инерции
телыю
а
сил
противове­
вертикальные
Р/.
уравновешивать текущие значения
Тогда горизон­
-
При равенстве О
1-го порядка, момент этой силы относи­
центра
тяжести
двигателя
также
будет
равен
нулю. Силу инерции П порядка и момент от этой силы
можно уравновесить аналогичным образом; однако час­
тота вращения вспомогательных валов с противовесами
должны быть в 2 раза больше частоты вращения колен­
чатого вала.
В многоцилиндровом .двигателе нет необходимости
Рис.9-3.
Уравновешивание
сил
инерции
поступательно движущихся масс 1 порядка
уравновешивать
уравновесить
каждый
лишь
цилиндр
порознь.
результирующие
Можно
неуравновешенные
силы
и моменты
от
всех
цилиндров.
Пути уравновешивания результирующих сил в многоцилиндровом двигателе аналогичны одно­
цилиндровому двигателю. Для уравновешивания результирующих моментов следует применять
противовесы, разнесенные по длине двигателя и установленные на коленчатом валу (при уравно.
п
!
вешивании IМ/) или на 2-ух вспомогательных валах (при уравновешивании
В судовых ДВС довольно часто
Щ или Щ ).
применяются противовесы для уравновешивания
центро­
бежных сил и моментов от этих сил. Уравновешивание сил инерции поступательно движущихся
масс I и П порядка и моментов от этих сил с помощью вспомогательных валов применяется на
новых моделях малооборотных двигателей. В главных ДВС иногда применяют противовесы на
коленчатом валу, назначение которых - частично переводить амплитуды сил и моментов от сил
инерции
поступательно
движущихся
масс
из
вертикальной
в
горизонтальную
плоскость.
При
этом уменьшаются максимальные амплитуды неуравновешенных сил и моментов в вертикаль­
ной плоскости, хотя и создаются дополнительные неуравновешенные силы и моменты в гори­
зонтальной плоскости.
В случае применения на судне неуравновешенного по силам или моментам двигателя, его
необходимо правильно расположить. При неуравновешенных силах инерции для предупрежде­
ния вибраций двигатель следует устанавливать как можно ближе к узлу колебаний (р ис .9-1 ), при
неуравновешенных моментах инерции - как можно дальше от узлов. Для ослабления вибраций
главные двигатели устанавливаются на усиленные фундаменты. Вспомогательные двигатели (и
некоторые
главные
сравнительно
небольшой
мощности)
устанавливаются
на
фундаменты
на
амортизаторы (резиновые, пружинные или резина-металлические). Частоты вращения, на кота. рых наблюдается повышенная вибрация корпуса, стараются проходить возможно быстрее при
увеличении или уменьшении оборотов.
9.2. Определение результирующих сил инерции многоцилиндрового двигателя
Результирующий
вектор
центробежных
сил
в
многоцилиндровом
двигателе
может
быть
найден графическим путем с помощью схемы кривошипов I порядка и силового многоугольника
(рис.9-4). Схема кривошипов I порядка получается путем
проектирования
кость,
этом
кривошипов
перпендикулярную
кривошип
Гто
всех
оси
цилиндров r на
коленчатого
плос­
вала;
цилиндра устанавливается
р Ц,
J f
при
2
в ВМТ.
Очевидно, что схема 1 порядка определяется последова­
тельностью
вспышек
в
цилиндрах.
Поскольку
центро­
бежные силы каждого цилиндра направлены по радиусу
кривошипа,
то
суммированием
результирующий
векторов
Р/
вектор
можно
найти
отдельных цилиндров,
это показано на рисунке справа.
как
Рис.9-4.Определене результирующего
вектора центробежных сил
в 3-цилиндровом дизеле
- 105
Векторы сил инерции
Р/
= М» Ro.l откладываются в выбранном масштабе при построении
силового многоугольника в любой последовательности: можно суммировать векторы последова­
тель
1 , 2, 3 и т.д.
цилиндров, можно их суммировать по порядку вспышек - результат не изме­
нится. Как видно из рисунка, для 3-цилиндрового двигателя силовой многоугольник замкнулся,
следовательно, результирующий вектор равен О: }У
1
О, двигатель уравновешен по центробеж­
ц =
ным силам. В общем случае многоугольник может не замкнуться. Тогда
JY/
равен расстоянию от начала
1-го
результирующий вектор
вектора силового многоугольника до конца последнего
JY/
суммируемого вектора. Результирующий вектор
является постоянно действующим по вели­
чине и вращается вместе с коленчатым валом двигателя.
Результирующий
вектор
сил
инерции
поступательно
быть найден чисто алгебраическим путем. Поскольку
Р/
движущихся
масс
1
порядка
может
изменяется по закону косинуса (Р/ =Ms
Ro/ созчр), то для каждого цилиндра приведенного на рисунке примера 3-цилиндрового двигате­
ля эти силы равны:
Ms Roi cosO =
Р;/
- 1 - е колено;
Мз Ro.l
PJ
=
Ms Ro.l cosl20°
Pj
=
Ms Ro/ cos240° =
=
-1 / 2 Ms Roi
I
в се векторы рJ
- 2 - е колено;
-1 / 2 Ms Ro.l
- 3 - е колено.
�
�
'\'ТJ
направлены по вертикальнои оси; поэтому результирующии вектор
L--r
1
I
.
на-
ходится как алгебраическая сумма:
J:P/ = PJ
+ PJ + Pj = Ms Rri
-1/2 ivfs Roi.-1/2
Ms RoJ = О.
(9-1)
Как видно, 3-цилиндровый двигатель уравновешен и по силам инерции поступательно дви­
жущихся масс Т-го порядка.
Для упрощения нахождения результирующей силы J:P/ часто пользуются графическим спо­
IP./' ).
собом с помощью схемы кривошипов 1-го порядка (как и при нахождении
При этом скла1
дывают не фактические силы инерции, а фиктивные силы, имеющие амплитуду Р
1
2
= Ms Ксо
и
направленные по направлению кривошипа. Тогда проекция
·f
фиктивного
вектора
значение силы
угольник сил
Р/
на
вертикаль ную
в каждом цилиндре.
инерции р
J:P/ для
1
данного
даст
истинное
Фиктивный много-
I
(,---�
�
имеет
угольнику центробежных сил
сила
ось
Р/
момента
вид,
аналогичныи много-
(рис.9-5). Результирующая
времени
определится
(
1
как
/ 2
.
э
проекция равнодействующей силового
вертикальную ось. Максимальное значение силы
равно
в
масштабе
____
многоугольника на
равнодействующей
хг]
силового
будет
',
�
много­
,- '') '·> - ')
L..t-;
- (.
�
2
E ( ' . l :: O
/
угольника (поскольку при повороте кривошипа на угол между равнодействующей
_/
J
и вертикальной осью равнсдейст-
v.,,.
вующая силового многоугольника совпадает с вертикалью).
Если равнодействующая
фиктивного
многоугольника зай-
-"'
Рис.9-5. Определение результирующего
вектора сил 1-го порядка с помощью
мет
горизонтальное
положение,
.
то
мгновенное
значение
схемы кривошипов 1 порядка
I
неуравновешенной силы J:P
1
будет равно нулю.
Подобие силовых многоугольников при определении равнодействующих J:P/ и J:P/ позво­
ляет сделать выводы: а) если двигатель уравновешен
по
центробежным силам, то он уравнове­
шен и по силам инерции поступательно движущихся масс 1-го порядка (и наоборот); б) в случае
неуравновешенности
двигателя,
отношение
максимальных
значений
неуравновешенных
сил
J:P/ / L'P/ равно отношению весов (или масс) вращательно и поступательно движущихся частей:
J:P/ I J:P/ = MRI м;
Результирующий вектор сил инерции поступательно движущихся масс П-го порядка может быть
определен путем алгебраического сложения векторов. Поскольку в общем случае сила
ется зависимостью:
106-
Р/1 = lMs Ro.l cos2((),
Р/1
то для 3-цилиндр;вого двигателя можно написать:
определя­
1
Р/
=
л Ms
R«l cos2 0° =
=
л Ms
Ra/ cos2 120° = -1 / 2 ). Ms R«l
- 2-й цилиндр;
=
л Ms
Roi cos2 240° = -1 / 2 А Ms Ro/
- 3-й цилиндр.
1
Р,/
11
РJЗ
1
1
Ro/
- 1 - й цилиндр;
1
J:P/1 = PJ + Pi +
Тогда:
л Ms
Р/
л.Мs Ro/-1/2 }"Ms Ro/ = О.
= л.Мs Ro/- 112
(9-2)
Следовательно, 3-цилиндровый двигатель уравновешен по силам инерции П-го порядка.
Для
упрощения
J:P/1 удобно
мощью
нахождения
пользоваться
схемы
результирующей
графическим
кривошипов
П-го
силы
способом - с по­
порядка
и
фиктивного
многоугольника сил инерции П-го порядка. Как и в преды­
дущем случае, истинная величина силы
дра
�
ф иктивнои
заменяется
вующей по направлению
v
силои
Р/1
рП
,
=л
1
каждого цилин-
м·
R
s
2
са,
v
деист-
кривошипов в схеме 2-го поряд­
ка" (рис.9-6). Схема 2-го порядка получается из схемы 1 - г о
г._
--
I [
порядка путем
поворота кривошипа
каждого
цилиндра на
···,""-::.
p . iJ. ::: 0
J
,.;./
угол, в 2 раза больше истинного. Так, если кривошип был
расположен через
1 2 0 ° пкв относительно
1-го цилиндра, то
2
Рис.9-6. Определение результирующего
он повернется на 240° пкв в схеме 2-го порядка. Проекция
фиктивной силы
Р/1
вектора сил 1 1 - r o порядка с помощью
на вертикальную ось в схеме 2-го по-
схемы кривошипов 1 1 порядка
приняв
рядка даст истинное значение силы для каждого цилиндра.
п
направление сил инерции р1
по направлению кривошипов в схеме 2-го порядка, можно построить в определенном масштабе
фиктивный многоугольник сил и найти результирующую силу инерции 2-го порядка (как проек­
цию найденной равнодействующей многоугольника сил на вертикальную ось).
максимальное
значение
v
результирующеи
силы
гг" равно
;;.;,
1
v
численно равнодеиствующему
вектору силового многоугольника. Это значение неуравновешенная сила J:P/1 примет при пово­
роте кривошипа на 1/2 угла между равнодействующим вектором и вертикалью (при совпадении
•'
фиктивной равнодействующей с вертикалью). Когда равнодействующий вектор займет горизон­
тальное положение, то мгновенное значение результирующей силы J:P/1
будет равно нулю.
В настоящем параграфе рассмотрен пример, когда массы MR, }.1.s и радиусы кривошипов всех
цилиндров одинаковы. В общем случае массы и радиусы могут отличаться (к примеру, при наличии навешанного продувочного насоса, при отключении цилиндров с демонтажем элементов и
т.д.). Это учитывается масштабным фактором - при
построении силового многоугольника для
каждого цилиндра откладывается своя величина вектора силы инерции.
9.3. Определение результирующих моментов от сил инерции
Если
силы
вом двигателе
инерции
внутри
в
многоцилиндро-
каждого
г-t::
цилиндра не
гтл -г
1
1
�
,
.........,I_
_J
...,_
_,__....
t _....
_ _.
,
__
!;'·....
равны нулю, то результирующий момент от
1
'
всех цилиндров необходимо
сумму
векторов
:
;
•
'
!
j
.Ll.._;
определять как
относительно
центра
тяже­
сти двигателя по формуле:
1:Ц =
Р11 l1
+ Р12 !2 + . . . + PJi l i , (9-3)
.
где
.
,
дра
Р
1,-
1 ,
4;
Цi =PJi Zi - момент от сил инерции цилинотносительно
центра
тяжести
двигателя;
сила инерции произвольного цилиндра; Zi -
расстояние от оси цилиндра до центра тяжести
двигателя.
найти
с
вочного
этого
Центр
тяжести
помощью
так
многоугольника"
определяют
вес
двигателя
называемого
(рис.
каждого
можно
"вере­
9- 7).
Для
цилиндра,
Рис. 9- 7 . Определение центра тяжести двигателя
- 107
отсека приводов и маховика. Веса суммируют графически, последовательно откладывая по од­
ной прямой в выбранном масштабе величины G1, G2, G3
и т.д., как это показано на рис.9-7. Точ­
ку 1 на оси первого цилиндра выбирают произвольно примерно на уровне середины суммарного
вектора IGi.
Эта точка соединяется линиями с концами векторов G1,
G2,
. . . Линия а-1
Gз,
про­
должается до пересечения с осью 2-го цилиндра, находится точка 2. Из точки 2 проводится пря­
мая, параллельная в - 1
и т.д. Центр тяжести находится в точке пересечения прямой 0-1 и линии,
проведенной из точки 5 параллельно отрезку е-Г.
При оценке уравновешенности двигателя по моментам от сил инерции удобно пользоваться
графическим способом. В основу его положена возможность представления момента в виде век­
тора. Вектор перпендикулярен плоскости действия момента и направлен таким образом, чтобы
при
взгляде
навстречу
вектору
направление
действия
момента
соответствовало
направлению
хода часовой стрелки (рис.9-8).
Моменты от центробежных сил изображаются векторами, вращающимися вместе с коленча­
тым валом в плоскости, перпендикулярной
плоскости кривошипа (рис.9-9). Эти векторы можно
спроектировать на плоскость, проходящую через центр тяжести двигателя перпендикулярно оси
вала. В результате проектирования
векторов моментов на эту плоскость получается новая схема
кривошипов, радиусы которой будут перпендикулярны радиусам кривошипов схемы 1-го поряд­
ка ([57], с.349).
/\
Рис.9-8. Представление момента
м
/
1
/ -,
J
/"
от пары сил в виде вектора
i
/ / г,
1
/
/--/·-� ; т · .
/ /
!\и,
"1
у
i
!
Е.
l
J
\.
1
/
i1''1
1/
/
ц
..!
=:»
1M,iiJ
с: . , ( / \,),
' (;. '!_
.
,/lj)_,1,
м/·,//.12
,,
,
.,_Jмi1
Рис.9-9 .Проектирование векторов моментов
на плоскость отсчета Q
М/
1
/
) /
/
Учитывая,
что
векторы
щим радиусам в схеме
М/
моментов
М/
каждого
цилиндра
перпендикулярны
соответствую­
1-го порядка, условились при определении результирующего момента I ·
пользоваться схемой 1-го порядка. При этом векторы моментов всех цилиндров как бы по­
ворачиваются на 90° в сторону, противоположную направлению вращения коленчатого вала. Как
видно из рис.9-9, при таком условном повороте векторы моментов цилиндров, расположенных
слева от плоскости отсчета моментов, совпадают с направлением радиуса кривошипа. Для ци­
линдров, расположенных справа от плоскости отсчета, направление вектора момента противопо­
ложно направлению центробежной силы (вектор момента направлен к центру
ме
кривошипа в схе­
1-го порядка). При графическом суммировании векторов моментов с помощью схемы
1 по­
рядка замыкающий вектор силового многоугольника даст истинную величину неуравновешенно­
го момента IM/' . Его истинное направление для данного момента времени может быть найдено
путем поворота равнодействующего вектора IM/ на 90° в сторону направления вращения.
На рис.9-] О дан пример определения результирующего момента 2,
"'
М
/ для 5-цилшщрового дви­
гателя. Отсчет моментов ведется относительно плоскости, проходящей между 3 и 4-ым цилиндра­
ми (маховик сместил центр тяжести в сторону фланца отбора мощности). Векторы моментов каж­
дого цилиндра отличаются по величине, поскольку у каждого цилиндра свое плечо действия силы
относительно плоскости отсчета. Направление моментов цилиндров 1 , 2 и 3 совпадают с направле­
нием кривошипов, поскольку цилиндры расположены слева от плоскости отсчета. Моменты 4 и
108 -
5-го
цилиндров,
расположенных
справа от плоскости отсчета, направ­
q}®f70f�da.t.
I
лены к центру кривошипов в схеме 1 -
s
го
порядка. · Истинное
7
4
2
направление
J:M/ находится путем пово­
вектора
:/
з
рота результирующего вектора на 90°
по
часовой
стрелке
(в
сторону
на­
построением
на­
правления вращения).
Аналогичным
ходится результирующий момент от
фиктивных
сил
инерции
тельно
движущихся
рядка.
Найденная
масс
2
1
поступа­
1-го
,
----------
по­
/
�
щая
силового
равнодействую­
многоугольника
r:
эо·
...-
...
L
, i f! ,,,,.�
""'i
/
�1>·
мо­
ментов также будет фиктивной.
l
Ис­
г-:
z::м./:
"
- - - - � - '-- - -:1:�;
....
.
...
--
--
Р и с . 9 - 1 0 . Определение результирующих моментов
тинная величина неуравновешенного
в 5-цилиндровом двигателе с помощью схем кривошипов 1
момента
J:M/ определится для дан­
и 1 1 - г о порядков
ного момента времени как проекция
найденной равнодействующей на вертикальную ось, а истинное направление - путем поворота
этой проекции на 90° в сторону направления вращения. Таким образом, вектор J:
M/
расположен
в горизонтальной плоскости (рис.9-10).
Максимальное значение вектора J:
M/ будет в момент, когда кривошипный механизм повер­
нется
на угол,
образованный равнодействующей силового
многоугольника
и вертикалью.
Это
значение равно величине равнодействующей. Если же равнодействующая силового многоуголь­
ника займет горизонтальное положение, то мгновенное значение J.:
M/ будет равно нулю.
Силовые многоугольники моментов J:M/ и J:
M/ подобны, т.к. они построены по общей схе­
ме кривошипов, а плечи действия сил у них одинаковы. Следовательно, если J;Jyf/ �О, то J:
M/ =О.
В противном
случае
отношение
максимальных значений результирующих моментов равно
ношению величины вращательно Мя
от­
и поступательно М, движущихся масс цилиндра:
J:Jvf/!J:M/=Mн/Ms,.
(9-4)
Суммарный результирующий момент J:M/1 от сил инерции 2-го порядка определяется анало1
гично результирующему моменту 1.:Ц
.
от сил инерции 1-го порядка. Влияние Cos2rp
ся схемой кривошипов 2-го порядка (рис.9-1 Об). Максимальное
учитывает-
значение вектора момента ци-
линдра находится как:
11
Ц;
1
2
= лivfsRйJ
Z;
..
(9-5)
Как и в предыдущем случае,
направление моментов при построении силового многоуголь-
ника зависит от положения цилиндра относительно плоскости отсчета. Если цилиндр располо­
1
жен слева от плоскости отсчета, то направление момента
шипа в схеме
Ц/
совпадает с направлением криво­
1 1 - г о порядка. Если цилиндр расположен справа, то момент направлен к центру
кривошипа. Мгновенная величина
гн"
находится как проекция фиктивного равнодействующего
вектора силового многоугольника моментов на вертикальную ось. Истинное направление дейст­
11
вия момента 1.:М
определяется
поворотом этой
вертикальной
проекции на 90°
в сторону на­
правления вращения. Макс�мальное значение неуравновешенного момента J:M11 численно равно
равнодействующей силового многоугольника; Это значение момента будет достигнуто при пово­
роте кривошипа на 1/2 угла между равнодействующей и вертикальной осью (когда равнодейст­
вующая
займет
вертикальное
положение).
Если
равнодействующая
силового
многоугольника
займет горизонтальное положение, то мгновенное значение J:M11 будет равно нулю.
Как это указывалось ранее, при уравновешенности по силам инерции анализ уравновешен­
ности по моментам можно производить относительно любой плоскости. В частности, плоскость
- 109
отсчета можно взять проходящей через ось крайнего цилиндра. Тогда все цилиндры находятся
по одну сторону от плоскости отсчета, и направления их моментов совпадают с направлением
кривошипов
соответствующей
схемы.
Это
облегчает
построение
силовых
многоугольников
и
оценку уравновешенности системы.
Если двигатель
У-образный,
с
противоположно
движущимися
поршнями,
т.д.,
то
анализ
уравновешенности может проводиться путем анализа уравновешенности каждого ряда с после­
дующим геометрическим сложением результирующих неуравновешенных. сил и моментов, дей­
ствующих одновременно.
9.4. Анализ уравновешенности некоторых кривошипных систем
Чтобы
иметь грамотное
представление о характере воздействия конкретного двигателя на
фундамент и корпус судна, необходимо проанализировать его уравновешенность. Такой качест­
венный анализ для простейших кривошипных систем может быть дан на основе чисто логиче­
ских рассуждений с помощью схем кривошипов 1 и П-го порядков.
В любом многоцилиндровом двигателе кривошипы отдельных цилиндров смещены друг от­
носительно друга на вполне определенный угол - угол заклинки кривошипов. Его величина оп­
ределяется равенством:
0
(9-6)
пкв,
1j1 = 3 6 0 m / i ,
где т- коэффициент тактности;
Как
видно,
конкретного
угол
i - число цилиндров.
заклинки для
двигателя
с
Кривошип
опреде­
Схема
Схема
Оценка
/. порядка
l l порядка
уравновешснносгв
ленным числом цилиндров - вели­
чина постоянная; она вполне опре­
r-,
Q
деляет уравновешенность по силам
...J
1:М; Il-,,0,r-r.,1; ';,О,:ЕМ; ,
( С
ком
вспышек
в
и
поряд­
цилиндрах,
что
последовательно­
ё
.п.гц:
кривошипов
в
IMj п,,{),1:Мj l;;,Q,1::J\1;
( С
одноцилиндровом
2-х
или
=
О
(без чнховнкв)
схеме 1 порядка.
В
t--0,1::P; " ;,, О
;!;J\,t;l.!=!:M; 1 =l:M/'
L .I
стью расположения
1,,()
маховиком)
1:Р/1 ,Ф,l:Р;'
отображается
О
(без маховика)
инерции. Уравновешенность же по
определяется
=
>�М;Ц=):Мj• =,;:моi11
LJ
моментам
.-,(),;;:;р,н"о
Z:P;Чr-0,LPjJ
гт
1...... 1 - 1
1 1 .,,
маховиком)
8
!:JУЦ =!:I'j '==-0,:ЕР;
4-тактном двигателе (рис.ч-] Га) все
1:I\ffJ'.(::t-O,EMj
1
1 1
О
"
:;tQ�
>�М;11={) (без маховике)
силы
неуравновешены:
IP/
7=
О;
гм,
11,.,0 { с маховиком)
IPj 7= О; IP/1 7= О. Если в двигателе
отсутствует маховик,
то
центр
тя­
I:PJ ц c-::I:P;
жести проходит через ось цилинд­
хм,
1
11
=.I:PJ
=
О
Ц;,,{,,:С::.М; 1,,О,}:М)
11"1)
ра, плечо моментов от сил инерции
равно
нулю.
Следовательно,
все
моменты уравновешены. Если же в
2:Р; ц =1:Р; 1=0,Х:Р;
двигателе имеется маховик, то пле­
чо
действия
сил
инерции
:,;:r,л; ц =r.Mj
::: м , 1 1 ::: 0
равно
Z:M;
расстоянию
от
сил
цилиндра
1
11
.t
О
=О,
(без маховика)
11;,,() (
с маховиком)
до
центра тяжести. Двигатель неурав­
новешен по всем
силам
:i:Р1ц =1�J:'; '=1:Р,
и по всем
11
=
О
,:;м; rt-,,0,1:м; 1,,.0,1:\\•fj 1 , :i{)
моментам.
В
4-тактном
двигателе
360°пкв
шипов
110 -
угол
2-цилиндровом
заклинки
(р и с . 9 - 1 1 6 ) .
такого
Схема
двигателя
IJI
криво­
аналогич-
Рис. 9 - 1 1 . Анализ уравновешенности простейших
кривошипных систем
на
!-цилиндровой
компоновке.
Уравновешенность
также
подобна
1-цилиндровому двигателю:
все силы неуравновешены (так как силы инерции цилиндров действуют в одном направлении в
схемах кривошипов 1 и П порядков). При отсутствии маховика центр тяжести проходит между 1
и 2-м цилиндрами, плечи действия сил одинаковы, моменты 1 и 2-го цилиндров направлены на­
встречу друг другу и полностью уравновешиваются. При наличии маховика центр тяжести сме­
щается. Моменты оказываются неуравновешенными, т.к. плечи действия сил в 1 и 2-м цилиндрах становятся разными.
.
В 2-тактном 2-цилиндровом двигателе угол заклинки кривошипов
правление
действия
сил
в
схеме
кривошипов
1-го
lf/ =
180°пкв (рис.9-1 l в ) . На­
порядка - противоположное.
силы инерции 1-го порядка полностью уравновешены: J:P
1
ц
= О,·
гг}
= О. Силы инерции Р/1 в схеме
поэтому J:P/1 :;z1J. Поскольку силы
П порядка направлены в одну сторону:
Следовательно,
инерции I-ro порядка
уравновешены, то плоскость отсчета моментов можно взять проходящей через ось 1-го цилиндра;
при этом силы
инерции рJ2ч,
Р
1/
2-го
цилиндра создадут момент относительно этой
.
.
. .
.
Сл е д о в а т е ь
лн о, двигатель неуравновешен по моментам 1-го порядка: J:
M/ ;,t О;
Р/
плоскости.
1
l:!vfJ
:;z1J, Плоскость
1
отсчета моментов от сил
должна проходить через центр тяжести двигателя (т.к. J:P/1 :;z1J). Если
J
J
центр тяжести находится между 1 и 2-м цилиндрами (маховик отсутствует), то моменты Ц
п
ров направлены навстречу друг друrу и взаимно уравновешиваются: Ц1
�
деиствия
двигатель имеет маховик, то центр тяжести смещается, плечи
I
= Ц2
l
;
'{"
l
= О. Если же
,:;,,Ц
сил инерции
цилинд-
l
г"
1
цилиндров -
разные, двигатель неуравновешен по моментам от сил инерции П- го порядка: J:Цп ;,tO.
В 2-тактном
3-цилиндровом двигателе угол заклинки
.
1
•
•
•
•
•
·
·
•
·
•
,
.
кривошипов
lf/
= 120°пкв (рис.9-1 lг) .
! ,
.
о
Схема кривошипов 4-тактного двигателя с углом заклинки
= 240 пкв аналогична
lj/
2-тактному
двигателю. Как было выяснено в параграфе 9.2, все силы инерции в такой схеме уравновешены,
поскольку векторы силы
рам 2-го
1-го цилиндра равны и противоположно направлены суммарным векто­
и 3-го цилиндров:
1:Р/' = J:P/ = J:P/1 = О.
Следовательно,
анализ уравнове шенности
по
всем моментам можно выполнять относительно любой плоскости. Примем, что эта плоскость про­
ходит через ось 3-го цилиндра. Тогда 1 - й и 2-й цилиндры будут иметь разную величину моментов
из-за разных плеч и, кроме того, векторы этих моментов направлены под 120° относительно друг
друга. Такие векторы не могут уравновеситься. Поэтому двигатель неуравновешен по всем момен­
там: J:
M
/ � О,· J:
M
./
;,!:
О,·
ЕМ/1
;,!:
О. Маховик в такой схеме на уравновешенность не влияет.
В 4-тактном 4-цилиндровом двигателе угол заклинки кривошипов
!f/
=
1 8 0 ° п к в (р и с . 9 - 1 1 д).
Такую схему можно рассматривать как сдвоенную схему "В", в которой силы инерции
рядка уравновешены: J:P/ = J:P/ = О; силы инерции П порядка неуравновешены: J:P/1
зеркального расположения мотылей при
отсутствии маховика все моменты
;,!:
1-ro по­
О. Ввиду
взаимно уравнове­
шиваются: J:
M
/ = J:M./ = J:M/1 = О. Наличие маховика изменяет уравновешенность по моментам
.
от сил инерции П-го
..
1
порядка, т.к. из-за смещения центра тяжести изменяются плечи действия
JJ
сил
P1
п
, что приводит к нарушению уравновешенности:
J:Ц
В 2-тактном 4-цилиндровом двигателе с углом заклинки
;,!:
О
!jf
= 90°пкв (рис.9-1 l е ) все силы на­
правлены во вэаимопротивоположных направлениях в системах кривошипов
коr. Следовательно, они взаимно уравновешиваются: J;рч
1
=
J:Pj f
хг",
1-го и П-го поряд­
= О. Взяв плоскость от­
счета моментов проходящей через ось 4-го цилиндра, можно увидеть, что моменты
сил инерции
1-го и 2-го цилиндров направлены в разные стороны и имеют разные плечи, а момент 3-го цио
.
линдра направлен под углом 90 относительно первых цилиндров. Следовательно, силовые многоугольники всех моментов не могут быть замкнутыми. Двигатель неуравновешен по всем мо­
ментам:
l:M'J
1
;,!:
О; J:M
1
;,!:
О,·
l:Mj
;,!:
О.
Рассмотренные схемы 3-х и 4-цилиндровоrо двигателя с заклинкой кривошипов под 120° и 90°
пк� полностью уравновешены по силам инерции и неуравновешены по моментам. Если применить
коленчатый вал, состоящий из 2-х зеркально отображающих друг друга участков, каждый из кото­
рых имеет 3 или 4 колена, то можно получить полностью уравновешенный двигатель. Все силы
- 1 1 1
инерции уравновешены внутри участка вала, а моменты каждого участка направлены навстречу
друг другу
и взаимно
уравновешиваются.
Такие
схемы
полностью уравновешенных
цилиндровых двигателей. можно.применять .. в А::-тактных двигателях,
о
клинки кривошипов должен быть соответственно 1 2 0
Зависимость
уравновешенности
по
моментам
от
6-ти
и 8-
поскольку у них угол
за-
о
и 90
пкв.
порядка
примере 2-тактного 6-цилиндрового дизеля с углом заклинки
вспышек
и/ >
можно
проследить
на
60° пкв. Как видно из р и с . 9 - 1 2 ,
все многоугольники сил инерции замкнуты, двигатель полностью уравновешен по силам инер­
ции и в случае «А»,
и в случае
«Б».
При порядке вспышек
1-5-3-4-2-6 (случай «А») двигатель
уравновешен по моментам от сил инерции 1 - г о порядка (поскольку силовой многоугольник мо­
ментов, определенных относительно центра двигателя, замкнулся, рис.9-12А): I
M
/ = IM./ = О.
В то же время, многоугольник моментов от сил инерции П-го порядка не замкнулся. Следовательно, двигатель неуравновешен по моментам от сил инерции 1 1 -го порядка:
,r}П .,,...
_.,. О.
't°Ч
L,1v1,
А
хема
в
1 7>ор.
5
&
2
3
5
5
6
2.
1 .
5
э
.
<,
5
. 4
..\
2
� /\1 Т rпл,
d
'(
\
"
\
.
:гмf
/:
L. /v �"" > A '
\
..
Z:Mj
)\
.'
2
J
4
\
r
1
I['v!J"
\
L�j.�
=D
J
Рис.9-12. Силовые многоугольники сил и моментов инерции б-цилиндрового 2-тактного дизеля
.
при
различной последовательности вспышек в цилиндрах
При порядке вспышек 1 - 5 - 3 - 6 - 2 - 4 ( с л уч а й «Б»), наоборот, двигатель уравновешен по момен­
там от сил инерции П-го порядка и неуравновешен по моментам от сил I-ro порядка: : I
M
/ :;с О;
I
M
/ :;с О;
IM/1 = О (рис.9-12Ь). Для обеспечения полной уравновешенности дизеля необходимо
применять иные конструктивные решения по сравнению со случаем «А».
Применяя графический метод, можно оценить уравновешенность любой более сложной схе­
мы
кривошипов, а также оценить уравновешенность двигателя при его эксплуатации в особых
условиях (демонтированном поршне, шатуне, др.).
112-
Тема 1 0 . РАСЧЕТЫ ПРОЧНОСТИ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ ДИЗЕЛЯ
1 0 . 1 . Расчет коленчатого вала
Для судового механика расчет прочности деталей двигателя важен не с точки
зрения полу­
чения конечного конструкторского результата, а с точки зрения получения понятия - как работа­
ет та или иная деталь, какие требования выдвигаются классификационным обществом к ее раз­
мерам, какие внешние условия способствуют снижению или, наоборот, повышению вероятности
выхода детали из строя. При этом наибольший интерес представляет оценка показателей проч­
ности самой
ответственной детали двигателя - коленчатого вала.
1 0 . 1 . 1 . Требования Регистра
Правила классификационных обществ,
диаметру коленчатого вала
1..:
под надзором
которых изготавливаются двигатели,
выдвигают определенные требования к размерам коленчатого
вала. Эти требования обобщают
опыт того или иного классификационного общества. Регистр СССР в издании «Правил класси­
фикации и постройки морских судов» за 1 9 7 4 год давал такую эмпирическую формулу для опре­
деления минимально допустимого диаметра шеек коленчатого вала:
(10-1)
где
D - диаметр цилиндра, см;
S - ход поршня, см;
L - расстояние между серединами рамовых
2
шеек, см;
Р, - максимальное давление в цилиндре, кr/см
пень форсировки двигателя: t = 8,5 + Pi
;
t -
коэффициент, учитывающий сте­
t == 8,5 +
- для 2-тактных ДВС;
0.75 Pi - для
4-тактных
2
ДВС; р, - среднее индикаторное давление, кг /см
;
k - коэффициент, учитывающий механиче­
ские свойства материала коленчатого вала:
г
k =
Vо-в
/(2G'8
-
44)
,
(
•
а-0- предел прочности материала коленчатого вала при растяжении, кг /мм";
более 80 кг/мм
если материал име2
2
ет а-0
10-2)
?
,
то в формулу
подставляется значение а-0 = 80 кг /мм
учитывающий число цилиндров; принимается
;
rp - коэффициент,
из табл . 1 0 - 1 :
Таблица 1 0 - 1
Значения коэффициента <р
Коэффициент
Число
тактности дизеля
1
2
3
4
5
6
,7
8
9
10
т
= 1
4.8
4.8
5.14
5.47
5.81
6.14
6.48
6.8 2
7.15
7.48
т
=2
4.8
4.8
5.08
5.37
5.67
5.95
6.24
6
.53
6.81
7.10
Приведенная
ормула
ф
(
1 0 - 1 ) применима к расчету минимального диаметра коленчатого вала
без сверлений в шейках или
ки.
цилиндров
е при диаметре
ж
с
верлений
менее 0.4
то требование всегда выполняется для судовых ди зелей.
Э
да�ные
от наружного диаметра
ш
ей­
ормула дает достаточно близкие
и для дизелей современного морского флота.
1
К
Ф
0.1.2.
оленчатый вал
-
Ра
счет
к
оленчатого вала в
р
м расч е тном поло ж е нии
это многоопорная статически неопределимая неразрезная балка. Расчет
такой балки как многоопорной мало того, что сложен,
практике
1-
асчетов используется более простой и в то
тывается лишь одно колено, лежащее на
ленчатого вала отбрасывается.
Б
алка
2
опорах
получается
(р
-
расчет дает малую точность.
оэтому
П
е время более надежный метод:
ж
амовых подшипниках); остальная часть
статически
определимой.
О
в
рассчи­
о­
к
порные точки рас-
- 113
четного вала считаются расположенными посредине подшипников, вал принимается абсолютно
жестким. В качестве расчетного выбирается то колено, к которому подводится наибольший кру­
тящий
момент от выше расположенных цилиндров.
проводится в его 3-х опасных положениях
1)
В
общем
случае расчет
коленчатого
вала
([57], с . 2 8 2 - 2 9 3 ) :
в верхней мертвой точке кривошипа при
допущении, что в этот момент давление в цилин­
(Р = Pz) , р и с . 1 0 - 1 ;
дре - максимальное
2) в положении максимального касательного
усилия в цилиндре;
3)
в
положении
развивает
вала,
когда
максимальное
весь
двигатель
касательное
усилие
...
;
9rlr
(максимальный крутящий момент).
'
/"
А
�
(_ _
с
--i'
-------···----···-----·-
1
2-е и 3-е расчетные положения коленчатого
вала
могут
не
двигателей.
совпадать
для
Р и с . 1 0 - 1 . Схема колена кривошипа
высокооборотных
в 1-м расчетном положении
Для судовых дизелей 2-е и 3-е рас-
четные положения всегда совпадают. Поэтому в судовых двигателях можно ограничиться анали­
зом прочности коленчатого вала лишь в 1-м и 2-м расчетных положениях.
Для определения расчетного колена в 1 - м положении кривошип каждого цилиндра мыслен­
но
устанавливается
в верхнюю
мертвую точку и определяется
суммарное касательное усилие,
подводимое к этому цилиндру от выше расположенных цилиндров. То колено, к которому под­
водится
наибольшее
по
абсолютной
величине
суммарное
касательное
усилие,
будет
являться
расчетным. Расчетное колено определяется с помощью вспомогательной таблицы (табл.10-2). На
основании расчета сил динамики в 1 - й строке таблицы для цилиндра No.1 записываются значе­
ния касательного усилия Т1 через угол lf/, равный углу чередования вспышек в цилиндрах (в при­
веденном
примере
lf/ = 60°).
В соответствии с порядком работы
цилиндров записи
1 - й строки
повторяются во всех ниже расположенных строках для 2, 3 , 4-ro и т.д. цилиндров. Так, если по­
следовательность вспышек 1 - 5 - 3 - 4 - 2 - 6 , то в 5-м цилиндре повторится то же, что и в 1 - м цилиндре, через 60
о
поворота коленчатого вала, в 3-ем - через 1 2 0
о
пкв и т.д. Заполнив таблицу, нео
б
хо-
димо найти сумму касательных усилий от выше расположенных цилиндров для каждого колена
в момент его нахождения в ВМТ. То колено, к которому подходит максимальное усилие ЕГ, яв­
ляется расчетным. В приведенном в табл. 10-2 примере расчетным является колено No 6.
Таблица 10-2
Определение расчетного колена в 1-м положении коленчатого вала
No
00
60°
120°
180°
240°
300°
1.21
1.11
о
-0.915
0.178
Цил
Рг 6.4 Т1= О
1
.ЕГ=
о
.
, .
Pz;= 6.4 Т1= О
2
1.11
о
-0.915
0.178
1.21
.ЕГ= - 0 . 9 1 5
Pz:== 6.4 Т1= О
3
-0.915
0.178
1.21
1.11
о
.ЕГ= 0 . 1 9 5
Рт= 6.4 Т1= О
4
о
-0.915
0.178
1.21'
1.11
.ЕГ= 1 . 3 8 8
Pz:== 6.4 Т1= О
.
5
0.178
.
.
.
.
1.21
1 :11
о
о
-0.915
0.178
-0.915
.ЕГ= 0.473
Рг= 6.4 Т1= О
6
1.21
1.11
.ЕГ= 1 . 5 8 3
114-
Найденное значение максимального касательного усилия .1:Г'ах позволяет найти скручиваю­
щий момент на расчетном колене в 1 - м положении и напряжения кручения в рамовой и мотыле­
вой шейках:
Мкр = .J:Т'ах Р; R
•кр=
м., /
,
(10-3)
Wp
( l 0-4)
где Е; - площадь поршня , R - радиус кривошипа;
Wp
0.2
=
cf -
полярный
момент сопротивле­
мотылевой шейки; d - диаметр шейки . .
ния кручению рамовой или
Изгибающий момент в колене определяется усилием от давления газов в цилиндре Р; Это
усилие распределяется поровну на 2 рамовых опоры и определяет реакции опор. С учетом вели­
чины плеч действия силы реакции опор (р и с . 1 0 - 1 ) изгибающие моменты равны:
-
(10-5)
Мир= 0.5 PzF� а;
на рамовой шейке
- на мотылевой шейке
М,ш = 0.5 PzFn О.5А;
(10-6)
-
М,,щ = 0 . 5 PzFnC,
(10-7)
на щеке колена:
Соответственно напряжения изгиба определятся как:
- на рамовой шейке
Oi,p
- в мотылевой шейке
G'
им
- в щеке (от реакции Рz /2 )
=
=
а-'ищ
- в щеке ( от крутящего момента)
М,,р / Wрам ;
(] 0-8)
м; /
(10-9)
W
м
;
= Мищ / w·
( 1 0 - 1 О)
щ ;
d'uщ =Мкр!
»";
(10-11)
Моменты сопротивления изгибу здесь равны:
3 ;
. (10-12)
W = 0.1 d
- для рамовой и мотылевой шейки
.
2
- для щеки (от усилия Pz)
W щ = b h / 6 ;
- для щеки (от усилия крутяшего момента)
W
"
Напряжение сжатия в щеке
G'сж
( 1 0 - ] 3)
2
щ
= Ь
h/ 6
(10-14)
.
и максимальное суммарное напряжение в щеке
ащ
рассчи­
тываются по формулам:
с
G'сж = Pz
к, /2 bh,·
G'
щ
=
СТ щ
(10-15)
"
'
+
СТ щ
+
СТ еж
(10-16)
•
Сложные напряжения в рамовой и мотылевой шейках определяются по зависимости:
арам.м = �
(j;
+ 4,;р
(10-17)
•
1 0 . 1 . 3 . Расчет коленчатого вала во 2-м расчетном положении
2-е
расчетное
положение
коленчатого
вала· определяется
на
основе
расчета сил динамики (табл.8-1). Угол положения коленчатого вала, при
0
котором в цилиндре достигается максимальное касательное усилие Т(
обычно
наблюдается
при
повороте
кривошипа
на
20-30°
после
х,
ВМТ
(рис.10-2). Расчетным считается то колено, к которому в положении Т(ах
подводится максимальное суммарное касательное усилие от выше распо­
ложенных цилиндров. Для определения расчетного колена строится таб­
лица (табл.10-3), аналогичная предыдущему случаю. В
1 - й строке табли­
цы записывается значение Т1, начиная с Т(а.', через угол заклинки криво­
шипов
f//. В последующих строках эти записи повторяются со сдвигом по
фазе с учетом порядка работы цилиндров. Просуммировав в каждой графе
усилия Т1 от выше расположенных цилиндров, определяют .Е
Г и выбира­
ют
П"'ах.
Для
приведенного
в
таблице
примера
максимальное
усилие
Р и с . 1 0 - 2 . Схема дей­
ствия сил во 2-м рас­
П"'ах получено в 4-м цилиндре. Это колено является расчетным.
четном положении
Крутящий момент на расчетном колене равен:
- в кормовой рамовой шейке
- в мотылевой шейке
Мкр
= (
Мкр = (T('rx + 1:Г'ах) Е; R ;
О. 5 Т(ах + П"'ах) Е; R .
(10-18)
(10-19)
- 115
Напряжение кручения в шейках рассчитывается по формуле ( 1 0 - 4 ) . Кроме того, напряжение
Т/а:х,
кручения возникает и в щеках колена под действием силы
которая создает крутящий мо­
мент, равный:
Мкщ
= 0.5 Т/ах к , « .
(10-20)
Напряжение кручения будет разным для широкой и узкой стороны щеки, имеющих разный
полярный момент сопротивления, равный:
2
- на середине широкой стороны щеки
w·
-
w" =
на середине узкой стороны щеки
=
,
(10-21)
h .
(10-22)
k Ь h
2
kЬ
Таблица 1 0 - 3
Определение расчетного колена во 2-м положении коленчатого вала
No
20°
Цил
80°
140°
200°
260°
320°
1.48
0.713
-0.348
-0.86
0.297
Т1= 1 . 8 0
1
о
П'=
Т1= 1 . 8 0
2
0.713
-0.348
3
-0.86
0.297
4
-0.348
-0.86
-0.86
0.297
П' = - 0 . 8 6
1.48
1.48
0.713
-0.348
Т1= 1 . 8 0
П'=- 0 . 1 4 7
Т1= 1 . 8 0
0.297
П'= 1.429
1.48
0.713
1.48
0.713
-0.348
-0.86
Т1= 1 . 8 0
5
0.297
П'= 0 . 5 6 9
..
Т1= 1 . 8 0
6
1.48
0.713
-0.348
0.297
-0.86
Коэффициент k определяется соотношением размеров щеки Ь/h
П'= 1 . 2 8 2
(обозначение см. р и с . 1 0 - 1 ) ,
может быть найден из табл.10-4 ([57], с . 2 9 1 ) .
Таблица 1 0 - 4
Значение коэффициента k
Ыh
1
1.5
1.75
2.0
2.5
k
0.208
0.231
0.239
0.246
0.258
Напряжение изгиба в шейках коленчатого вала во 2-м расчетном положении определяется
силой Srp, равной (рис.10-2):
я;
=
V( T/'шx)...,2_+_R_rp...,.2-,
(10-23)
10
где Rrp - радиальная сила кривошипа при угле rp , соответствующем силе Т/' х.
Сила Rrp
определяется по данным расчета сил динамики. Величина изгибающего момента на
шейках и в щеках определяется равенствами:
0.5 Srp Е; а ;
- на рамовой шейке:
Мир= Мкр
- на мотылевой шейке:
Мим= М км = 0.5 SrpFn 0.5 А ;
(10-25)
- на щеке колена (от реакции Rrp/2 ) :
Мищ
( 1 0 -2 6 )
=
(10-24)
= 0.5 RrpFn с .
Напряжения изгиба в этих элементах определяются по тем же расчетным формулам, что и
для
1-го расчетного
положения
коленчатого
вала
(зависимости
(10-8)
- (10-11)).
Напряжения
сжатия в щеке определяются воздействием радиальной силы Rrp:
СУсж = 0.5 RrpF 1 1 / b h .
J 16-
(10-27)
Сложные напряжения рассчитываются по формулам:
а-рам.м = �а-; + 4т;
- в рам о вой и в мотылевой шейках:
'
- в щеке на середине узкой стороны:
/
'
?
2
а-щ = , / а- и + а-еж)
- в щеке на середине широкой стороны:
(10-28)
а- ; � = � ( а- � + а-с:ж.)2 +
(10-29)
+ 4-r,�
4i�
.
(10-30)
Сложные напряжения для углеродистой стали должны находиться в пределах ([57), с . 8 4 ) :
- для рамовой шейки - 40 - 80 МПа :
- для мотылевой шейки
- для щеки колена
- 60 - 1 0 0 МПа:
8 0 - 1 2 0 МПа.
10.2. Расчет шатуна
Изменение напряжения в стержне шатуна определяется изменением суммарной движущей
силы цилиндра. Для 2-тактного двигателя амплитуда изменения суммарной движущей силы численно равна ее максимальному значению: P'i
=
Р
2
-Р/"т'. В 4-тактном двигателе
в конце такта
выталкивания шатун нагружен растягивающими усилиями от сил инерции, амплитуда Рх возрас­
тает до величины: Р1: = Р; Однако как в 2-х, так и в 4-тактных двигателях в качестве расчетного
принимается усилие от макс имального
давления в цилиндре Pz. Напряжение сжатия в стержне
шатуна от этого усилия равно:
Gcж=PzFпlfcmmin
где
fcm min
,
(10-31)
- минимальное сечение стержня шатуна.
Сила от давления Р, не только сжимает стержень, но и вызывает его продольный изгиб. На­
пряжения от продольного изгиба прежде всего определяются силами инерции стержня шатуна,
которые при работе двигателя стремятся шатун изогнуть. В предельном случае продольного из­
гиба шатун может быть поломан. Оценка показателей прочности стержня шатуна производится
двумя путями:
1) расчетом степени
надежности
стержня (по
отношению к критической силе,
ломающей
шатун);
2) расчетом напряжений изгиба и суммарного условного напряжения.
Критическая
сила,
ломающая
шатун,
рассчитывается
в
зависимости
от
степени
гибкости
стержня. Степень гибкости - это отношение длины шатуна L к радиусу инерции поперечного сече­
ния i . Для судовых двигателей отношение
Lli
находится в пределах:
случая ломающие критические напряжения могут
- для углеродистых сталей:
О"
к
- для легированной стали:
О- к = (4700- 23 Lli ) кг/см",
Тогда критическая сила равна:
110> L/i
= (3350- 6.2 Lli ) кг/см";
Р;
=
>50 . Для такого
быть найдены по формулам ( [57], с . 3 2 1 ) :
(10-32)
(10-33)
о-кfст .
(10-34)
Степень надежности стержня шатуна в определится отношением:
s=PкlPzFn.
(10-35)
Считается допустимым: с : = 4- 6.5 - для тихоходных двигателей; в = 3 - 4.5 - для быстро­
ходных двигателей.
Сила инерции вращающихся масс, действующая на единицу длины шатуна при работе дви­
гателя, изменяется от О
(у верхней головки ) до максимального значения q
- у
нижней головки
(р и с . 1 0 - 3 ) . Величина q равна:
q = m иl R ,
где
т
стержня
=fcm р - масса
!ст
(10-36)
единицы
на плотность р);
длины шатуна (произведение
площади поперечного
R - радиус вращения нижней головки;
сечения
са = те п /30 - угловая ско­
рость коленчатого вала.
- 117
Как известно, при подобном изменении сил инерции по длине стержня величина равнодей­
r'ax=
ствующей равна:
q L/2 , а максимальное значение изгибающего момента определяется ра­
венством:
(10-37)
Момент М'ах
стоянии 0.577L
соответствует
сечению,
расположенному
на рас­
от верхней головки шатуна ( [57], с.324). Напряжение
изгиба в этом сечении составит:
=
G'
u
где
Jvf'ax /
W - момент
круглого
W ,
(10-38)
сопротивления
сечения
W=0.1
cf
).
поперечного
Суммарное
сечения
условное
стержня
(для
напряжение
в
стержне шатуна равно сумме напряжений сжатия и изгиба:
а»
=
Считается
G'сж
+
(10-39)
G'u,
допустимым напряжение:
нов из углеродистой стали;
G'
1:
G
1:
= 100 МIIa
г:
для шату­
Р и с . 1 0 - 3 . С х е м а действия
= 1 3 0 МПа - для шатунов из легиро­
сил инерции в шатуне
ванной стали.
10.3. Расчет шатунного болта, поршневого кольца, анкерной связи и крепежа цилиндра
1 0 . 3 . 1 . Шатунный болт
Максимальное напряжение в шатунном болте 4-тактного двигателя возникает в конце такта
выталкивания. В этот момент свободные силы инерции поступательно движущихся масс и силы
инерции вращающихся масс шатуна, не связанные давлением газа, создают растягивающие уси­
лия
в болте.
В 2-тактном двигателе
в нормальных условиях работы
шатунный болт нагружен
лишь силами инерции: вращающейся массы нижней крышки мотылевого подшипника.
При монтаже мотылевого продшипника усилие затяга шатунных болтов должно быть таким,
чтобы при максимальном значении сил
инерции не была бы нарушена плотность соединения.
Это усилие затяга принимается равным:,
Р,
где
к P11.:Sin а11
=
к = 1.35 - 1 . 5 0
(10-40)
,
- коэффициент запаса ([57],
ции, воспринимаемая болтами; Р
1
тельно движущихся масс;
P
R'
1
=
s
=
м.;
Ms
R
с.328);
d
(1
+
P1z:
л) -
=
P1s +
P1R'
-
суммарная сила инер­
максимальная сила инерции поступа­
R аl - с и л а инерции вращающейся части шатуна (за
том нижней половины мотылевого подшипника);
выче­
а 11 - угол между плоскостью разъема мотыле­
вого подшипника и осью шатуна.
Особо неблагоприятные условия работы шатунных болтов как 2-ух, так и 4-тактных двига­
телей возникают при задире поршня. Усилие, воспринимаемое шатунными болтами в этом слу­
чае, определяется как:
Рзад
где
qзад
-
=
qзад F11
(10-41)
,
условное давление на единицу площади поршня при задире;
= 1 . 5 - 2 . 0 МП а ;
qзад
Sin а11
F11
-
принимается в пределах:
площадь поршня.
В качестве расчетного усилия
принимается большее из усилий -
Ррасч
Р,
для шатунных болтов независимо от тактности двигателя
или
Рзад·
Расчетное напряжение
растяжения в шатунном
болте равно:
G'
p
где
i
=
4 Ррасч
/(i
mf) ,
(10-42)
- количество шатунных болтов на одном шатуне;
d
тается допустимым напряжение в шатунном болте:
G
p
= 90 МП а - д л я углеродистых сталей;
ар
=
130 МПа - для легированных сталей .
.
118 -
1 ,
- диаметр болта минимальный. Счи­
10.3.2. Поршневое кольцо
Поршневые кольца, особенно г - е поршневое кольцо, - наиболее нагруженные детали двига­
теля.
При их расчетах на прочность обычно определяют:
- максимальное напряжение изгиба
в рабочем положении кольца в цилиндре двигателя (ко­
гда кольцо сжато);
- максимальное напряжение изгиба при надевании кольца на головку поршня (при растяже­
нии колца);
- удельное давление кольца на стенку цилиндра за счет сил упругости в его рабочем положении.
На р и с . 1 0 - 4
показано
свободном состоянии;
сжато от свободного
мера
- диаметра
поршневое
кольцо
в 3-х положениях:
а)
в рабочем положении;
б)
в
в) при надевании на поршень. В рабочем положении кольцо должно быть
состояния до рабочего раз­
цилиндра
D.
Длина
наружной
окружности кольца при этом составляет: L
'=
тrD,
стрела прогиба кольца j равна:
j
где
е
= e - s
,
(10-43)
- зазор в замке в свободном состоянии
s
кольца;
=
е-/ -
зазор в замке в рабочем
состоянии.
Рис. 10 - 4 . Схема положения поршневого коль-
При надевании на поршень кольцо должно быть растянуто так, чтобы его внутренний диа­
метр был равен наружному диаметру головки D. По сравнению с рабочим положением кольца
длина его наружной окружности будет больше
кольца. Если обозначить:
/' ' - стрела
L " = rc (D + 2Ь),
и составит:
где
Ь - ширина
прогиба кольца от свободного состояния до растянутого
положения, то разница длин окружности наружного диаметра кольца L
- L
даст
сумму проги­
бов при сжатии (!) и растяжении (!' ):
L" - L · =
f' + f"
= rc(D + 2Ь) - rc D .
(10-44)
Откуда."
f"
(10-45)
= 2rcb - j".
С учетом возможности растяжения кольца при надевании на поршень на несколько больший
диаметр,
чем наружный диаметр головки, для расчета деформации кольца последняя формула
принимается с некоторым запасом:
Г>
8b-f'
(10-46)
.
В общем случае уравнение стрелы прогиба кольца как балки определяется равенством:
I=
где
3
PL
/kEJ,
Р - сила растяжения или сжатия;
(10-47)
L - длина пролета балки;
ла; J - момент инерции расчетного сечения;
Е - модуль упругости материа­
k - коэффициент, учитывающий характер нагрузки
и жесткость закрепления концов балки. Рассматривая поршневое кольцо как одноопорную бал­
ку, последнее уравнение может быть преобразовано для расчета напряжений изгиба ([57], с . 3 4 1 ) :
- врабочем положении кольца:
аи' = 0.425
- при надевании на поршень:
аи"
=
Ef' / Ь (D/b-1/
0.425
Ef" / Ь (D/b-1/
(10-48)
(10-49)
Модуль упругости для чугуна может быть принят равным:
5
- при диаметре цилиндра менее D< 1 8 0 м м : Е = 10
МП а ;
5
Е = 0.825 10
- при диаметрах D > 1 8 0 мм:
МПа.
Для судовых дизелей допускаемые напряжения изгиба поршневых колец могут быть назна­
чены в зависимости от диаметра цилиндра:
-
при D < 175 мм :
Oi,' =
190 мПа, а и " = 2 2 0 - 250 МПа;
0
180<D<400мм:
-
при
-
п р и D > 4 1 0 мм :
О" u
=160-170мПа,
а u " = 1 7 5 - 1 8 5 МП а ;
-- 1 1 9
Давление поршневого кольца на стенку цилиндра за счет сил упругости Рц может быть найдено по величине расчетного напряжения изгиба ю;шьца аи
в рабочем состоянии. После неслож-
ных преобразований можно найти:
2
Р
=
о.330"� . ь
(10-50)
D(D-b)
ц
Эта величина обычно не превышает 0 . 1 МПа.
10.3.3. Анкерные связи, крепеж цилиндра
Условия работы анкерных связей и крепежа цилиндра (шпилек крепления крышки) подоб­
ны. Усилия предварительного затяга этих элементов должны быть такими, чтобы во время рабо­
ты двигателя стягиваемые детали (цилиндр, станина,
фундаментная рама)
не разгружались от
усилия сжатия. Поэтому все исходные позиции и расчетные формулы, как для анкерных связей,
так и для крепежа крышки, идентичны.
Максимальное усилие,
возникающее
в цилиндре
сгорания P z . Для двигателя S70MC при Р, = 15 МПа
при его работе,
определяется давлением
это усилие составляет около 5 5 0 тонн. Оно
стремится поднять вверх крышку и блок цилиндра. Усилие на крепеж крышки будет меньше на
величину :Веса крышки, а на анкерные связи - это усилие снизится еще и на величину блока ци­
линдра в сборе. Однако вес крышки и блока несоизмеримо меньше усилия от давления Р,
двигателя. S70MC
(для
вес крышки - 3 . 8 4 т, вес в т у л ки - 4 . 7 8 7 т и блока - 0 . 8 3 т). Поэтому в качестве
исходной величины при расчете анкерных болтов и крепежа цилиндра принимается усилие от
давления сгорания P z .
Усилие предварительного затяга болтов должно быть равно:
2
Pd
где Я
= л Р z тrD
/
(10-51)
4 i,
- коэффициент предварительного затяга; принимается в пределах : }., = 1 . 3 5 -· 1 . 8 0
с. 4 1 2 ) ;
i - количество болтов на один цилиндр (при расчете анкерных связей
шпилек крышки цилиндра малооборотного
дизеля обычно
i
([57],
= 4, при расчете
i = 16).
Максимальное усилие Ра, действующее на болты при работе, равно сумме усилия предвари­
Рd и усилия от давления сгорания Pz:
тельного затяга
Р; = Pd +
Р, пd / (4 i)
(10-52)
.
Максимальное напряжение растяжения болта определится как:
О"а
Здесь
(10-53)
= 4Ра /(mJ/).
da - диаметр анкерного болта или шпильки крепежа крышки. Допускаемые напряже­
ния для этих деталей могут быть приняты:
ста=
1 2 0 МЛа
- для углеродистых сталей;
О-а=
1 8 0 - 200 МПа
- для лучших легированных сталей.
Удлинение анкерной связи или шпильки крепления крышки может быть найдено по формуле:
!i = ( 4 P d l mi / )
где
La - длина связи ( шпильки);
5
Е = ( 1 . 5 - 2 . 0 ) 10
120-
La!E
2.
МН/м
,
Е - модуль упругости стали;
(10-54)
может быть принят равным
Тема 1 1 . ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ
1 1 . 1 . Понятие режима работы и характеристики двигателя
При эксплуатации дизеля показатели его работы (мощность, КПД, температурный уровень
деталей и т.д.) постоянно изменяется в зависимости от положения топливной рейки, техническо­
го состояния и регулировки двигателя, изменения внешних условий. При этом очевидно, что при
ходе судна в полном грузу и прочих равных условиях мощность главного двигателя будет боль­
ше, чем при ходе в балласте и той же частоте вращения гребного винта. В таких случаях говорят,
что режим работы двигателя при полной загрузке судна более тяжелый, чем при ходе в балласте.
Под
режимом
работы двигателя
имеются
в виду конкретные условия эксплуатации,
характеризуемые комплексом технико-экономических показателей (частотой вращения ко­
ленчатого вала, мощностью, средним индикаторным давлением в · цилиндре, тепловыми и меха­
ническими нагрузками и т.д.). Для главных судовых двигателей условия эксплуатации задаются
режимом работы судна: режимы полного, среднего, малого ходов, в грузу, в балласте, буксиро­
вочный, швартовный и т.д. Для вспомогательных дизель-генераторов условия эксплуатации за­
даются величиной нагрузки на генератор,
в зависимости от которой можно выделить режимы
холостого хода, номинальной нагрузки и т.д.
Если при заданных условиях эксплуатации параметры работы двигателя не изменяются во
времени, то режим называется установившимся. Переход от одного установившегося режима к
другому происходит через ряд
неустановившихся
режимов,
когда параметры работы дизеля
изменяются с течением времени.
Совокупность установившихся режимов � параметров, представленных в виде аналити­
ческих, табличных или графических зависимостей от основного, заранее выбранного пара­
метра, называется характеристикой двигателя. Каждая точка на характеристике представляет
собой режим работы. Различают характеристики нагрузочные и скоростные ( ( 1 5 ] , с . 1 1 ) .
Нагрузочные
характеристики - это
зависимости
показателей
работы
дизеля
от
нагрузки
(мощности или среднего эффективного давления) при постоянной частоте вращения коленчатого
вала. Скоростные характеристики подразделяются на внешние, винтовые и ограничительные.
Это есть зависимости показателей работы двигателя от его скоростного режима (частоты враще­
ния коленчатого вала) при определенных условиях.
Характеристики дизеля снимаются при его испытаниях на стенде завода-строителя, а также
при сдаточных испытаниях на судне. Результаты испытаний заносятся в паспорт или в формуляр
двигателя.
Наиболее
полные данные могут быть получены
в заводских условиях, где испыта­
тельные стенды оснащены измерительной аппаратурой, нагрузочными устройствами, позволяю­
щими в широком диапазоне варьировать частотой вращения и нагрузкой двигателя. Кроме того,
характеристики могут быть сняты в процессе эксплуатации при специальных теплотехнических
испытаниях силовой установки. Эти характеристики учитывают конкретное состояние двигате­
ля, всей силовой установки, корпуса судна, внешние условия.
Сопоставление
паспортных характеристик с последующими эксплуатационными данными
позволяет судить об изменении показателей работы двигателя в процессе эксплуатации, косвен­
но оценить состояние узлов двигателя и его регулировку.
Знание закономерностей изменения
показателей работы двигателя позволяет выбрать режим его работы (особенно в условиях плава­
ния, отличных от нормальных - при волнении моря, буксировке, обрастании корпуса и т.д.). Гра­
мотное решение при оценке состояния двигателя и выборе режима его работы может быть при­
нято путем анализа изменения отдельных групп показателей:
1 ) энергетических (индикаторная и
эффективная мощность, среднее индикаторное и эффективное давление, индикаторный и эффек­
тивный КПд), 2) общих (коэффициент избытка воздуха на сгорание, коэффициент наполнения,
механический
КПд),
3)
показателей
механической
напряженности
(максимальное
давление
в
цилиндре, степень повышения давления, скорость нарастания давления), 4) показателей тепло­
вой
напряженности
(температура стенок цилиндра, тепловые
напряжения,
удельный тепловой
поток). Анализ изменения этих групп показателей при работе двигателя по различным характе. ристикам дан в последующих параграфах.
-121
1 1 . 2 . Нагрузочные характеристики
По нагрузочной характеристике работают вспомогательные двигатели, предназначенные для
привода генераторов, компрессоров, насосов, а также главные двигатели на судах с электродвиже­
нием или главные двигатели, работающие на винт регулируемого шага. Определяющим условием
нагрузочной характеристики является постоянство частоты вращения (n=const). Постоянство
частоты вращения поддерживается автоматическим регулятором в пределах ±3-;-5% путем измене­
ния активного хода плунжеров топливных насосов высокого давления и соответствующего изме­
нения цикловых подач топлива при изменении нагрузки двигателя. В качестве показателя нагрузки
двигателя может быть принята эффективная мощность Ne, момент на фланце отбора мощности Ме,
среднее эффективное давление Ре· Эти параметры в равной степени определяют нагрузку. Чаще
всего в качестве параметра нагрузки принимается среднее эффективное давление.
1 1 . 2 . 1 . Изменение энерго-экономических показателей
Характерной особенностью нагрузочной
характеристики
является
постоянство
мощ­
ности механических потерь двигателя Nм =
const
при
n=const
независимо
от
нагрузки
(р и с . 1 1 - 1 ). Это положение установлено мно­
гочисленными исследованиями и объясняет­
ся
малой
зависимостью
сил
трения
в
тру­
щихся деталях дизеля от нагрузки при посто­
янной
частоте
вращения.
фективной мощности от
ного
давления Ре
Зависимость
эф­
среднего эффектив­
определяется
равенством:
Р и с . 1 1 - 1 . Изменение показателей работы дизеля
по нагрузочной характеристике
Ne = Ре
Vs п i / (0,06 т)
,
кВт. Если обозна­
чить: Vs i /(0,06 m)=k, то:
Ne = к п р, .,
где
(11-1)
k - коэффициент пропорциональности.
Как следует из этой формулы, при n=const характеристика Ne(pe) является прямой линией,
выходящей из
начала координат.
Зависимость индикаторной
мощности от Ре
пройдет эквиди­
стантно прямой Ne(pe), поскольку Ni=Ne+Nм,
Механический КПД дизеля определяется равенством (4-23'):
ходу (при Ре
=
1]м =: 1 - Nм / Ni.
На холостом
О) механический КПД равен О, т.к. вся индикаторная мощность при этом идет на
преодоление механических потерь двигателя: Ni = Nм, При возрастании нагрузки 17м возрастает,
достигая максимума при 1 0 0 % Ре·
При изменении Ре от
100%
в сторону уменьшения нагрузки индикаторный КПД дизеля
1Ji
сначала возрастает, достигая максимума у двигателей с наддувом при Ре = (20-;- 30)% от р/'ах, а
затем начинает уменьшаться. Такое изменение
17; обуславливается изменением 2-х факторов. С
уменьшением нагрузки уменьшается цикловая подача топлива в цилиндр, возрастает коэффици­
ент избытка воздуха на сгорание а. Увеличение а приводит к росту скорости и полноты сгора­
ния топлива, сгорание смещается в сторону верхней мертвой точки, что способствует снижению
тепловых потерь
двигателя
(в
первую
очередь
потерь
с уходящими
газами).
Однако
по
мере
снижения. цикловой подачи топлива избыток воздуха становится чрезмерным (а=4-;-5 и более),
уменьшается температура цикла и температура стенок. Из-за малых цикловых подач ухудшается
распыливание топлива, смесеобразование и сгорание. При этом возрастает период задержки са­
мовоспламенения
Т;.
Процесс сгорания переходит на линию расширения (р и с . 1 1 - 2 ) , растет доля
тепла с уходящими газами (по сравнению с полезно используемым теплом). Индикаторный КПД
уменьшается, достигая· на режиме холостого хода величин, близких к значениям
122-
17i на полной
нагрузке.
Более
снижение
17i наблюдается у двигателей с регу­
лированием
занно
с
раннее
ТНВД
худшим
по
и
более
началу
интенсивное
подачи,
распыливанием
что
свя­
топлива
и
уменьшением угла опережения подачи топлива
(рнпн
(вплоть до смещения угла
(рнпн
за ВМТ) при
,,
снижении нагрузки двигателя.
У двигателей без
ским нагнетателем
практически
не
наддува
или с механиче­
Р и с . 1 1 - 2 . Вид развернутой индикаторной
диаграммы при полной нагрузке (р"
расход воздуха на двигатель
зависит
от
нагрузки,
что
= 1 00 %) и на холостом ходу (р. =О)
спо­
собствует более интенсивному возрастанию а при уменьшении Ре, чем в двигателях с газотурбинным наддувом. Следовательно, у этих двигателей максимум
77" достигается при более высо­
ких Ре, а индикаторный КПД на холостом ходу у двигателей без наддува при прочих равных ус­
ловиях меньше, чем 77;
у двигателей с газотурбинным наддувом.
Эффективный КПД двигателя определяется совместным влиянием индикаторного и механи­
17е = 17; 1Jм· При возрастании
ческого КПД:
росту
механического
снижение
17е
КПД,
является
достигая
результатом
нагрузки от режима холостого хода 1]е растет подобно
максимума
ухудшения
вблизи
номинальной
индикаторного
нагрузки.
процесса
из-за
Последующее
снижения
а
и
уменьшения индикаторного КПД. Обычно максимальное значение эффективного КПД достига­
ется при Ре ,::: 0,85 Ре
НОМ·
Удельные расходы топлива связаны с КПД зависимостями (4-26):
g,. = 3600 / (77; Q,J =
к;
1 / 17,.;
я.
к,
J / 17е·
'=
3600 / (rJe Q,J =
Здесь обозначено: Kg =3600/Q11• =const
Как видно, удельные расходы топлива изменяются по
зависимостям, обратнопропорциональным изменению соответствующих КПД.
Практически эффективные показатели работы двигателя могут быть определены в условиях
испытательного стенда путем измерения эффективной мощности Ne (по показаниям нагрузочно­
го устройства) и часового расхода топлива на установившихся режимах работы. Индикаторные
показатели могут быть найдены по результатам индицирования или осциллографирования дви­
гателя (определяется среднее индикаторное давление, индикаторная мощность и т.д.). Мощность
механических потерь и механический КПД находятся из соотношения эффективных и индика­
торных показателей. В том случае, если индикаторные показатели работы двигателя прямо опре­
делить
невозможно
(к примеру,
в судовых условиях,
где дизель-генераторы обычно
не имеют
индикаторного привода для снятия индикаторных диаграмм), индикаторная мощность и прочие
индикаторные показатели определяются ориентировочно через механический КПД:
N = Ne / 17м·
Механический КПД находится по соотношению расходов топлива на двигатель на холостом
ходу и на режиме номинальной нагрузки. При этом делается допущение, что индикаторный КПД
дизеля на холостом ходу такой же, как и на режиме номинальной нагрузки:
случае можно написать:
ходу мощность
топлива равен
=Nм
Gx.x
g;x.x·
потерь равна
Подставив
индикаторной мощности: Nм=1v;,
на режиме номинальной
полученные значения
получим для режима номинальной нагрузки:
J-Gx.x.l G11
z 77;,, . В этом
-Nмl N;=l - (Nмl NJ (77;,,/ 77ix.xJ =] - (NмlNJ (g;x.xl g;,J. На холостом
Соответственно
G,, = N; g;11•
r;м,
зависимость для
Z
=]
механических
топлива составит:
17м
1Jм
77ix.x
а часовой расход
нагрузки часовой расход
величин в приведенную
выше
·
(11-2)
,
Погрешность определения индикаторных показателей с помощью этой зависимости оцени­
вается
погрешностью допущения равенства индикаторного КПД на холостом ходу и на
номи­
нальной нагрузке.
По нагрузочной характеристики ge=/pe) в условиях стенда может быть в первом приближе­
нии
установлена
номинальная
мощность
двигателя.
Для
этого
по
результатам
стендовых
ис-
-123
пытаний при расчетной частоте вращения из точки О (р и с . 1 1 - 3 )
проводится
касательная
к
яг-,/(ре).
кривой
Вправо
от
точки
касания расход топлива увеличивается более интенсивно, чем
возрастает среднее эффективное давление,
интенсивно растет .
температура цилиндро-поршневой группы. Как правило, точка
Е определяет предельно допустимые значения среднего эффек­
тивного давления, мощности, цикловой подачи топлива. Даль­
нейшее повышение цикловой подачи должно быть ограничено
Р и с . 1 1 - 3 . Определение номи­
упором. Номинальное значение мощности целесообразно уста­
нальной мощности дизеля
новить
режим номинальной
левее
точки Е,
где Ре
меньше
на
10%.
Окончательно
мощности и численное значение номинальной нагрузки устанавливается в
результате тщательного анализа всех энерго-экономических и других показателей работы дизеля
(главным образом показателей тепловой напряженности ([56], с . 1 0 2 ) .
1 1 . 2 . 2 . Изменение механической напряженности
Механическая напряженность двигателя определяется величиной и характером изменения
деформаций, напряжений и удельных давлений, возникающих в деталях двигателя под воздейст­
вием
механических
нагрузок.
От
уровня механической напряженности
зависит работоспособ-
r
ность отдельных узлов, подшипников, условия смазки, возможности появления усталостных разрушений и т.д. Однако при эксплуатации абсолютные величины показателей механической на­
пряженности не контролируются ввиду сложности их определения. Механическая напряженно­
сти оценивается по косвенным показателям.
Как это указывалось в параграфе 8.2, напряжения в деталях движения и
в подшипниках оп­
ределяются максимальной движущей силой РImax, касательные напряжения - максимальной ка­
сательной силой Ti''ax, а также амплитудами изменения этих сил от их среднего значения ЛРr и
ЛТ;;. Максимальное значение суммарной движущей силы в районеВМТ как для 2-тактных, так и
2.
для 4-тактных двигателей может быть принято равным (зависимость ( 8 - 1 6 ) ) : P.inax = Р, - k n
1
г:
В 2-тактных дизелях суммарная движущая сила изменяется от Рrmax в районе ВМТ до Р
z
О в районе поворота коленчатого вала на угол rp z 90° после ВМТ (р и с . 1 1 - 4 ) . Амплитуда измене­
2)
ния суммарной движущей силы определится равенством ( 8 - 1 7 ) : ЛРr = Yz (Р, - k;n
IJ:,
В
бар·
4-тактных
движения
двигателях
подвергаются
детали
растягиваю­
щим усилиям под действием сил инер­
ции в конце такта выталкивания. Ам­
плитуда
жущей
изменения
силы
определится
в
суммарной
4-тактных
дви­
двигателях
зависимостью
(8-18):
Л Р r = 1/2 Pz.
Как
отмечалось
в
параграфе
8.2,
Р и с . 1 1 - 4 . Характер изменения суммарной движущей силы
в 2-х ( 1 ) и 4-тактном (2) двигателе
максимальное
и
среднее
касательные
усилия определяются средним индика­
торным давлением Р!
ЛТr
z 0,2
и
давлением
сгорания Р,
(зависимости ( 8 - 2 1 ) ,
(8-22))
:
TiP
z
Кт
Pi;
P z . Из приведенных формул видно, что при постоянной частоте вращения величины
Pfax, ЛРr, iJTz;
полностью определяются величиной P z , а Trmax - величиной Pz и Рь силы инер­
ции постоянны. Таким образом, основным показателем, косвенно характеризующем механиче­
скую напряженность двигателей, работающих по нагрузочной характеристике, является макси­
мальное давление сгорания Pz. Характер действия сил может быть оценен другими динамиче­
скими показателями - степенью повышения давления л.. = Pzl Ре и параметром жесткости инди­
каторного процесса ЛР/Лrр.
124-
-
L
,
:
.
a
p
to
Изменение Pz,
-=---"-а=-----�
л. ,
ЛР/Лtр при работе по нагрузочной ха­
рактеристике почти линейно следует за изменением нагрузки
?О
двигателя, однако в области малых Ре процесс сгорания вы­
--
носится на линию расширения, что более интенсивно
60
жает
.,;,,;
.ёяг:
!�2
механическую
напряженность
(р и с . 1 1 - 5 ) .
На
сни­
режиме
,.
----···--
100%ре детали двигателя подвергаются воздействию макси­
<>111r&
мальных сил РImax,
Т};=, запасы прочности - минимальные.
При этом амплитуда изменения суммарной касательной силы
ЛТх достигает
наибольшего
значения;
следовательно,
на­
блюдается максимальная неравномерность вращения и виб­
рация двигателя. У двигателей с газотурбинным наддувом с
Р и с . 1 1 - 5 . Изменение показателей ме­
ханической напряженности при работе
ростом
нагрузки Р, растет более интенсивно, чем у двигате­
лей без наддува, что связано с увеличением давления надду­
по наrnvзочной характеристике
вочного воздуха и давления сжатия Ре, В районе 1 0 0 % Ре рост
Р, замедляется, т.к.
максимальное давление в цилиндре достигается до окончания подачи топлива
(конец подачи значительно выносится на линию расширения).
Динамические показатели рабочего процесса - максимальное давление в цилиндре Р , и степень
повышения давления
)v -
являются основными и вполне обоснованными параметрами, по которым в
условиях эксплуатации оценивают механическую напряженность двигателя. Эти параметры неслож­
но определить с помощью механических или электронных индикаторов контроля рабочего процесса.
1 1 . 2 . 3 . Изменение тепловой напряженности
Тепловая напряженность двигателя определяется абсолютной температурой стенок цилинд­
ра (втулки, крышки, поршня) и температурными перепадами в с т е н к а х . В большинстве двигате­
лей эти параметры не замеряются в условиях эксплуатации, а тепловое состояние стенок оцени­
вается по косвенным показателям - температуре охлаждающей среды, температуре выпускных
газов, среднему индикаторному давлению, положению топливной рейки, частоте вращения дви­
гателя, а также путем "ощупывания" наружных поверхностей двигателя. Поддержание контро­
лируемых параметров в определенных пределах обеспечивает такое тепловое состояние цилинд­
ра-поршневой группы, при котором завод-строитель гарантирует надежную работу двигателя.
В условиях эксплуатации всегда наблюдается отклонение внешних условий от тех, при ко­
торых устанавливались допустимые пределы контролируемых величин в условиях стенда,
что
может привести к увеличению уровня температур и тем­
пературных
А Т, /(
гоо ---
перепадов.
Поэтому
в
последние
годы
на
·
+-______,_
некоторые
высокофорсированные
главные
двигатели
устанавливается аппаратура непосредственного контроля
температуры стенок.
Изменение уровня тепловой напряженности при работе
по нагрузочной характеристике может быть проиллюстри­
ровано с помощью эквиваленгной стенки (р и с . 1 1 - 6 ) .
При
увеличении нагрузки в цилиндре растет цикловая подача
гоо
топлива, возрастает средняя и результирующая
пература газов.
ки,
Р и с . 1 1 - 6 . Изменение тепловой напря­
женности пои изменении нагрузки ли-
Следовательно,
определяемые
К (Трез
q
=
=
л. / ( А /
- ТоюJ; где
ar +
аг - коэффициент теплоотдачи от газов к стенке;
о+
л. -
удельным
-
растут тепловые
тепловым
К = 1/(11 аг + о /
А / а0юJ - коэффициент
л.
нагруз­
потоком:
+ 1 / аоюJ
=
теплопередачи;
коэффициент теплопроводности стенки;
аохг коэффициент теплоотдачи от стенки к охлаждающей среде;
зультирующая температура; Т0хл
Трез тем­
б - толщина стенки; Трез _ ре­
температура охлаждающей среды.
-125
С ростом температуры газов в цилиндре увеличивается значение среднего показателя аг. Поэто­
му толщина первого слоя эквивалентной стенки, равная Аlаг, при увеличении нагрузки уменьшается,
что совместно с ростом Трез приводит к увеличению как абсолютных температур стенки Т1 и Т2, так и
градиента температур 8Г/& (р и с . 1 1 - 6 ) и соответственно тепловых напряжений в толще металла.
На малых нагрузках и на холостом ходу температура стенок цилиндра значительно снижает­
ся, что приводит к увеличению периода задержки самовоспламенения, переносу сгорания на ли­
нию расширения, неполному сгоранию топлива, которое выбрасывается в выпускной коллектор.
Кроме того,
в выпускной коллектор
цилиндре при малой нагрузке.
выбрасывается и смазочное масло,
не
"срабатываемое"
в
Скопление нефтепродуктов в выпускном тракте приводит к за­
грязнению тракта из-за коксования топлива, может явиться причиной пожара в выпускном кол­
лекторе.
Поэтому при работе по
нагрузочной характеристике на малых нагрузках необходимо
увеличивать температуру охлаждающей жидкости на входе в двигатель, отключать воздухоохла­
дители системы наддува, снижать подачу цилиндрового масла, практиковать периодическое вы­
жигание нефтепродуктов в выпускном коллекторе путем кратковременного увеличения нагрузки
двигателя, не допуская большого скопления горючих веществ в коллекторе.
Режимы работы на сниженных нагрузках и на холостом ходу должны быть возможно короче
по
времени. Эти замечания
в большей степени касаются главных двигателей, работающих по
нагрузочной характеристике.
На режимах нагрузочной характеристики наблюдается качественное совпадение характера
изменения температуры
стенок
цилиндра и температуры
отработавших газов.
Поэтому в экс­
плуатации оценка теплового состояния отдельных цилиндров по температуре выпускных
газов является вполне обоснованной и наиболее простой формой контроля.
1 1 . 3 . Внешние характеристики дизеля
Внешней характеристикой дизеля называется зависимость показателей его работы от
частоты вращения при неизменном положении топливной рейки TP=const (или неизменном
активном ходе плунжера ТНВД h0=const ). По внешней характеристике работают главные су­
довые
и транспортные
дизели,
оснащенные
предельными регуляторами
частоты
вращения,
у
которых изменяется нагрузка (к примеру, увеличивается сопротивление движению судна из-за
шторма или встречного ветра). Как правило, современные главные двигатели с электронными
регуляторами в режиме «ограничение по топливу» также работают по внешней характеристике.
Дизель-генераторы могут работать по внешней характеристике, когда нагрузка превышает пре­
дел, при котором топливная рейка доходит до упора.
В зависимости от величины активного хода плунжера различают следующие внешние ха­
рактеристики: предельной мощности (активный ход - максимальный), номинальную (активный
ход h0 соответствует
100%-ной цикловой подаче на номинальном режиме), эксплуатационную
(ha = 85-95% от номинального значения)
и частичные внешние характеристики
95% ). За 1 0 0 % h0 принимается такой активный ход и такое
(ha менее
85-
положение топливной рейки, когда
двигатель в нормальных условиях и при заводской регулировке развивает номинальную мощ­
ность при номинальной частоте вращения.
Закономерности изменения показателей дизеля на каждой из внешних характеристик при­
мерно одинаковы. Поэтому для выяснения этих закономерностей достаточно рассмотреть номи­
нальную внешнюю характеристику.
1 1 . 3 . 1 . Изменение энерго-экономических показателей
Изменение энерго-экономических параметров, характеризующих работу дизеля на внешней
характеристике, зависит главным образом от 2-х факторов: изменения цикловой подачи
g,,
(или
коэффициента подачи 'lп) и коэффициента избытка воздуха на сгорание а при изменении часто­
ты вращения и Т.Р. =const.
126 -
У большей части двигателей, работающихпо внешней характеристике, цикловая подача то­
плива
и коэффициент
подачи
возрастают
при
снижении
частоты
улучшением наполнения насоса и уменьшением потерь топлива
вращения.
Это
объясняется
при отсечке топливоподачи в
ТНВД. Лишь у двигателей, имеющих ТНВД с регулированием по началу подачи, следует ожи­
дать уменьшение цикловой подачи при снижении оборотов. Подробно об этом будет сказано при
рассмотрении характеристик топливоподачи.
Изменение а определяется зависимостью:
а = (Vs Т/н
где
п) I (f}V/ ь,
Т/п YmLo)
=
(11-3)
Ка (п; Ysl ha Т/п),
Vs - рабочий объем цилиндра; 1Jн - коэффициент наполнения; Ys
- площадь плунжера ТНВД; h0
вес топлива; L0
-
-
активный ход;
=
удельный вес воздуха;/}V/
Т/п - коэффициент подачи ТНВД; Ут - удельный
теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива; Ка -
коэффициент пропорциональности.
Для 4-тактных двигателей без наддува удельный вес воздуха не изменяется на всех режимах:
rs= у0 = const, величина а определяется соотношением:
а= f(Т/н; п.). Это соотношение незначи­
тельно уменьшается при снижении частоты вращения.
Улучшение наполнения цилиндров све­
жим зарядом из-за уменьшения гидравлического сопротивления клапанов компенсируется неко­
торым увеличением коэффициента подачи. Поэтому для 4-тактных двигателей без наддува мо­
жет
быть
внешней
а
принято
z
сопзс.
характеристике
и
Следовательно,
индикаторный
может
быть
принят
который прежде всего определянтся величиной
'71zconst. Для двигателей с наддувом (как
так
и
4-тактных)
с
уменьшением
2-
частоты
1
давление
наддува,
1
:
;
1
( р и с . 1 1 - 7).
кпд
При
двигателя
больше
приводит к уменьшению ко­
избытка
этом
(тем
воздуха
снижается
в
увеличивается
большей
на
,,. - !
/
1
.,,. г:
Ji:
;/
г.
�
:v---1?."
1
/
/
J
i
--1�
'
' ?,-i
1/
.
. //
.
:
#
,.,
,
сгорание
индикаторный
степени,
коэффициент
/
�-"'
------
1
Совместно с одновременным увеличением цик­
эффициента
/\_.--)}le
/
следо­
вательно, и удельный вес (плотность) воздуха у,,..
ловой подачи это
по
1
�
снижается
z,.
р,
' t
1
1
вращения
работе
�лl;
1
х,
при
г--__
1
.
а:
постоянным
кпд,
. l · · · k : · - - - - � . : J- n ,
чем
подачи
и
�;,"'
Р и с . 1 1 - 7 . Характер изменения энерго­
экономических показателей дизеля при работе по
внешней характеристике
снижается плотность воздушного заряда).
Наиболее благоприятной характеристикой, обеспечивающей минимальное падение плотности
воздушного
заряда
при
механическом
наддуве,
обладают поршневые
компрессоры,
затем
следуют роторные и центробежные. В свою очередь, газотурбинный наддув при снижении обо­
ротов обеспечивает более пологое изменение расхода воздуха, чем механический наддув, за счет
ухудшения индикаторного процесса в цилиндре и некоторого увеличения при этом располагае­
мой работы газа перед турбиной. Поэтому при газотурбинном наддуве падение индикаторного
кпд менее значительно, чем при механическом наддуве.
Зависимость среднего индикаторного давления от частоты вращения может быть установле­
на из выражения:
р; = Кр; ha Т/п
где
л.,
(11-4)
Кр; - коэффициент пропорциональности;
Т/� - индикаторный кпд.
Для 4-тактных двигателей без наддува, когда может быть принято равенство:
определяется только
п:
z
const, - р,
изменением цикловой подачи топлива gц (или коэффициента подачи
п.).
Для большинства дизелей коэффициент подачи растет при снижении оборотов. Следовательно,
растет и среднее индикаторное давление.
Аналогично для двигателей с газотурбинным наддувом даже при некотором снижении эко­
номичности
индикаторного
процесса
при
снижении
среднее индикаторное давление растет, поскольку
оборотов
по
внешней
характеристике
растет цикловая подача топлива. Падение
-127
среднего
индикаторного давления при уменьшении оборотов
по
внешней характеристике воз­
можно лишь для дизелей с высоким надцувом из-за значительного снижения 17i, которое не ком­
пенсируется увеличением цикловой подачи.
Зависимость индикаторной мощности Ni(n) может быть записана в виде:
(11-5)
Ni =Кнр, п ,
где
KN- коэффициент пропорциональности;
И >:
частота вращения.
Эта характеристика теоретически идет из начала координат. Мощность возрастает при уве­
личении частоты вращения, однако при приближении к номинальным оборотам рост N; замедля­
ется из-за сниженияр;
(см.рис.11-7).
Зависимость эффективной мощности от частоты вращения может быть записана как:
Ne = KN р. п 17м,
(11-6)
где 17� - механический кпд. Кривая Ne(n) пойдет ниже кривой индикаторной мощности, посколь­
ку механический кпд меньше 1 . Механический кпд с уменьшением частоты вращения растет, так
как мощность механических потерь Nм снижается более интенсивно, чем происходит уменьше­
ние N; . Изменение N,w подчиняется криволинейному закону:
н;
где
=
А п/3,
(11-7)
А - коэффициент пропорциональности;
/3 -
показатель степени
(/3
>1).
Если предположить, что при снижении частоты вращения Pi остается неизменным, то инди­
каторная мощность будет снижаться пропорционально частоте вращения, т.е. ее снижение будет
менее интенсивным по сравнению с Nм. Возрастание Р! при снижении оборотов дополнительно
снижает
интенсивность
уменьшения Ni.
Влияние характера изменения
7Jм
По
этой
причине
17м растет
при снижении
проявляется и в характере кривых р е(п) и
TJe
оборотов.
(п) (см . р и с . 1 1 - 7 ) .
1 1 . 3 . 2 . Изменение механической напряженности
При снижении частоты вращения коленчатого вала моменты топливоподачи по насосу прак­
тически не изменяются. Однако угол опережения подачи топлива в цилиндр
(/Jнп
возрастает, что
определяется наличием форсуночного трубопровода определенной длины (время
на прохожде­
ние волны давления от насоса к форсунке практически не меняется, однако за то же время ко­
ленчатый вид повернется на меньший угол при снижении частоты вращения, что определит уве­
личение
угла опережения подачи).
Как известно, увеличение угла
личению
максимального
повышения давления
ЛР/Лср (р и с . 1 1 - 8 ) .
смотря
на
л,
давления
(/Jнп
приводит к уве­
цикла Р, ,
степени
скорости нарастания давления
Увеличение Р, происходит даже не­
некоторое
снижение
давления
которое наблюдается из-за уменьшения
сжатия
Ре,
давления над­
дува в двигателях с ТК. При снижении оборотов мак­
симальная суммарная движущая сила возрастает (из-за
роста Р, и
снижения амплитуды сил инерции
уменьшении
п);
возрастает
и
суммарная
Pjmax при
касательная
сила ТJ!'ax. Перечисленные факторы приводят при сни­
Р и с . 1 1 - 8 . Изменение показателей ме­
ханической напряженности двигателя
9ДКРН 74/160-2
при работе по внеш-
ней характеристике
жении оборотов по внешней характеристике к увеличе­
нию нагрузки на детали механизма движения и остова,
вызывают повышенную вибрацию двигателя и корпуса
судна. Эти факторы могут вызвать и крутильные колебания, когда двигатель попадает
в область
критических оборотов; при этом значительно возрастают напряжения коленчатого вала.
Для обеспечения неизменности механической напряженности при снижении оборотов
по
внешней характеристике необходимо снижать нагрузку цилиндров, уменьшая цикловые подачи
топлива (переставляя топливную рейку на меньшую подачу).
128 -
1 1 . 3 . 3 . Изменение тепловой напряженности
В первом приближении оценка изменения тепловой напряженности при работе по внешней
характеристике может быть дана с помощью формулы А.К.Костина ( [ 1 5 ] , с . 3 2 ) :
q =
в,Гп ·
ha ·
л, ·
�
,
(11-8)
'V Р,.
В - постоянная, не зависящая .от режима;
где q - удельный тепловой поток;
h0
ния;
-
активный ход плунжера;
7/п - коэффициент подачи;
Ps,
п- частота враще-
Т, - давление и температура
продувочного воздуха.
Как видно, тепловая нагрузка цилиндра увеличивается при увеличении коэффициента пода­
и температуры продувочного воздуха Т, и при снижении давления наддува Р; При увели­
чи 7/п
чении 7711 и
изменении плотности воздушного заряда (при изменении Ps и Ts)
снижается а, что
вызывает рост средней температуры газов за цикл. В то же время, при снижении частоты враще­
ния по внешней
характеристике увеличивается время контакта горячих газов со стенками ци­
линдра, что действует в сторону увеличения тепловой напряженности.
снижении оборотов увеличивается время на продувку цилиндра,
бытка
воздуха
на
продувку (что,
собственно,
С другой стороны, при
повышается
коэффициент из­
и снижает
давление наддува); улучшение продувки цилиндра приво­
дит к снижению температуры некоторых деталей цилиндра, охлаждаемых продувочным воздухом.
Так, суммарное влияние всех факторов приводит в ко­
нечном итоге к снижению температура газов на выходе из
цилиндра
крышки
стике.
и
к
при
уменьшению
снижении
максимальной
оборотов
по
температуре
внешней характери­
Однако тепловая напряженность определяется теп­
ловым состоянием наиболее нагретой детали. Как видно из
рис.11-9,
при
испытании
двигателя
ДКРН
74/160
такой
деталью оказался поршень рабочего цилиндра, у которого
Рис.11-9.
Изменение
максимальной
температуры поршня, крышки и темпе­
ратуры газов
двигателя 9ДКРН 74/1 60-
2 на режимах внешней характеристики
температура возрастает при снижении оборотов ( [ 1 4 ] , с.45).
Снижение температуры уходящих газов по показаниям штатного термометра можно объяс­
нить 2-мя причинами: перераспределением долей тепла в охлаждающую среду через стенки ци­
линдров и с уходящими газами (за счет увеличения времени контакта газов со стенками), а также
увеличением
времени "обдувания" термометра продувочным
воздухом
(термометр показывает
среднюю температуру газов на выходе из цилиндра по времени). Следовательно, по показаниям
термометра в выпускном трубопроводе цилиндра при работе дизеля по внешней характе­
ристике нельзя судить об изменении тепловой напряженности.
Наиболее достоверные данные о тепловом состоянии цилиндра могут быть получены путем
замера температуры в характерных точках поршня. Однако замер температуры поршня связан с
известными трудностями, определяемыми возвратно-поступательном движением поршня. Дли­
тельная
работа двигателя
на
внешней
характеристике
номинальной
мощности
при
снижении
частоты вращения нежелательна из-за роста тепловой напряженности. Необходимо переходить
на частичные
работы на
внешние характеристики или изменять характеристику гребного винта (в случае
ВРШ).
1 1 . 4 . Винтовые характеристики
Винтовой
характеристикой
называется
дизеля, непосредственно работающего
зависимость
какого-либо
показателя
работы
на винт фиксированного шага, от частоты враще­
ния. При этих условиях энергетические показатели работы двигателя (эффективная мощность,
момент на фланце отбора мощности, среднее эффективное давление) не зависят от свойств само-
- 129
го дизеля, а всецело определяются параметрами гребного винта и сопротивлением корпуса судна
- характеристики дизеля определяются характеристиками работы винта.
1 1 . 4 . 1 . Изменение энерго-экономических показателей
Момент и
мощность, потребляемые винтом, зависят от его геометрических и гидродинами­
ческих параметров. К числу геометрических параметров относится шаг винта Н (или шаговое
отношение HID), к числу гидродинамических - скольжение S
и абсолютная hp
или относитель­
ная Ap=hp/D поступь винта. Связь этих параметров с частотой вращения и со скоростью движе­
ния судна устанавливается в виде зависимостей:
S = (Н п . »
где
Vs) /
Н-шаг винта, м;
(Н п.};
hp =
Vsl
п,
Ар
= Vsl
(11-9)
п.Т), .
п, - частота вращения винта, об/с;
винта (скорость судна), м/с; D - диаметр винта, м;
Vs -
действительная осевая скорость
hp - путь винта,
проходимый за
1
оборот,
м/об. Скольжение и поступь связаны соотношением:
(11-10)
Ар= (Н / D) (] - S).
При S=
О,
Л-р= HID -- винт проходит за
1 оборот путь, равный геометрическому шагу. При
этом упор равен О. Таким образом, скольжение винта является необходимым условием его рабо­
ты - без скольжения нет упора. Максимальный упор - при швартовом режиме, когда судно не
движется. При этом скольжение равно: S= 1 (рис. 1 1 - 1 О).
Внешние условия эксплуатации судна ежеднев­
но контролируются
судовыми экипажами и переда­
ются в сводке береговому оператору в виде средне­
0
/
1
суточного значения параметра скольжения гребного
L
винта
("Slip"),
определяемого
как:
-L
·
2
S=-
- •
100%,
L
где
L - расстояние, проходимое судном за сутки по
о
Нлп
карте,
миль;
L.
=
г
Р и с . 1 1 - 1 0 . Кривые действия винта
·60·24
,;
-
геометрическое
1852
расстояние, «проходимое» винтом за сутки, миль; пг
- суммарное количество оборотов винта за сутки; Н - шаг винта, м;
1 8 5 2 м/милю - переводной
коэффициент.
Обычно в спокойную погоду значение этого параметра находится в пределах 3-5%, при по­
путном течении и ветре
S может составлять
( - 1 2 ) - ( - 1 5 ) % , в жестокий шторм - S =65- 70%.
Как известно, упор Р и момент М винта определяются зависимостями:
Р =
кJ р о' п, 2 ;
5
М = К2 р D
2
п, ,
(11-11)
2
где
К1 - коэффициент упора;
К2
-
коэффициент момента;
4.
р - плотность воды, кг сек /м
Про-
пульсивный коэффициент Т/р определяется соотношением:
Т/р
= (К1 / К2) Ар/ 2 л:
(11-12)
Точка В на кривой Т/р(Ар) (рис. 1 1 - 1 О) определяет номинальный режим работы винта, точка А
- швартовый режим, точка С - режим нулевого упора. В точке С упор равен О (Р= О), но момент
не равен О - подводимый в этой точке момент расходуется на преодоление профильного сопро­
тивления гребного винта ( [ 1 5 ] , с . 5 3 ) . Коэффициенты упора и момента К1
и К2
являются функци­
ей скольжения и не зависят от частоты вращения п, . Поэтому при неизменных внешних услови­
ях плавания можно на основании формул ( 1 1 - 1 1 ) написать общие зависимости упора Р, момента
М и мощности на винте N от частоты вращения в виде:
Р = С'п/;
М
=
С " п/;
N = С ' " п/;:
(11-13)
где С', С " и С " ' - коэффициенты пропорциональности.
Поскольку работа двигателя полностью определяется характеристиками гребного винта, то
приведенные
130 -
зависимости
являются
также
математическим
выражением
винтовых характери-
стик двигателя - его эффективных энергетических показателей ( среднего эффективного давле­
ния Ре , эффективного момента М, и мощности Ne):
Ре = c 1 n 2 ;
м.
=сгп':
н, = с п 3 .
(11-14)
С изменением условий плавания и режима работы судна приведенные зависимости удовле­
творяются при новых значениях коэффициентов пропорциональности с,
с 1 и с2 , определяемых
изменением поступи винта и его скольжения. На р и с . 1 1 - 1 1 приведены 3 вида винтовых характе-
�::и��а�:::�е:�;:::::: ::::::::в�:�:
вой характеристики
соответствует
1
/'Р
=
(кривая
0
3
на р и с . 1 1 - 1 1 )
( швартовыи
-
режим ) .
1
м
ь
l
lf
�
.·
во
-
··--·1···1-�·-.--х·11�('<r---·г--·r
-----·-t--,.- -
60
Кривая 2 соответствует ходу в балласте. Ее-
..
--
Ji
1
8
_i
,
2
±
�г·1·--�-t-··--1,
6 oi·--
---
г/ �
.
1
1
1
i
i
1
.
1
-т-·- .
1
!
1.,
,5
.,Р"
;
1
г
1
I
1
·
40
ли предположить, что при номинальных обо-
-·-
--
""Г
i
1Т
�:т:.;.о:::::::о;;:�::;те:::::а:::�:
j'1._/'"1 ·--;
1---1�c:_ci1
7
мощность (точка А на р и с . 1 1 - 1 1 ) , то винтовая
· вь ·
q
характеристика 1 , проходящая через точку А,
.1tJS
--j
-
6 ' '-
t%
<"'
!/
()
--
�·Ь
./"
Р и с . 1 1 - 1 1 . Винтовые характеристики дизеля при
работе на винт фиксированного шага
. называется номинальной.
Влево от кривой 1 расположены характеристики "тяжелого винта", справа- "легкого вин­
та". При работе на тяжелый винт 10 0 % Ре достигается при п < nном· При работе на легкий винт
1 0 0 % п достигается при Ре < Р е н о м · В первом случае наблюдается недоиспользование мощности
двигателя из-за снижения частоты вращения, во втором - из-за снижения среднего эффективного
давления. В процессе эксплуатации судна постоянно наблюдается несовпадение "номинальной"
винтовой характеристики и действительной характеристики винта из-за различной загрузки суд­
на, изменения внешних условий, обрастания корпуса и т.д. Следовательно, двигатель будет не­
догружен при использовании винта фиксированного шага.
Практика эксплуатации морского флота показала, что главные дизели никогда не работают
на номинальном режиме. Номинальная мощность при номинальной частоте вращения установ­
лена скорее для продажи двигателя, но не для длительной эксплуатации, поскольку все ограни­
чительные параметры при этом находятся на предельно допустимом уровне при хорошем техни­
ческом
состоянии,
заводской регулировке
дизеля
и при
стандартных
внешних условиях.
При
эксплуатации дизеля эти условия нарушаются, что неминуемо приводит к перегрузке отдельных
элементов, снижает надежность эксплуатации. Поэтому практика выдвинула рекомендацию ус­
тановки на новые суда гидродинамически легких винтов.
Так,
фирма Зульцер рекомендует устанавливать такой винт, чтобы при сдаче судна в экс­
плуатацию, чистом корпусе и его полной загрузке при номинальной частоте вращения гребного
винта среднее эффективное давление составляло около 8 5 % от номинального: Ре= 85%реном· Ана­
логично фирма МAN-B&W дает рекомендацию к установке гребного винта, который обеспечи­
вает контрактную скорость движения судна с чистым корпусом в полном грузу при мощности
главного дизеля 75% от проектной. Такой подход обеспечивает резерв мощности при обрастании
корпуса или изменении внешних условий, обеспечивает более высокий процент загрузки двига­
теля за период между докованиями судна.
Параметры работы двигателя могут быть принципиально приведены к номинальным при нали­
чии винта регулируемого шага. Изменяя шаг винта, можно· облегчить или утяжелить винт и при из­
менении загрузки судна или внешних условий вернутся в точку 100% Ne без перегрузки по Ре· Это достоинство ВРШ; с его помощью удается увеличить скорость хода судна при "утяжелении" винто­
вой характеристики, а также поднять упор винта на-30% при работе на швартовой характеристике.
Изменение мощности механических потерь при работе на винт незначительно зависит от на­
грузки при заданной частоте вращения. Как и при работе по внешней характеристике, справед­
лива зависимость: Nм= А пР, .
/3
>1. При возрастании частоты вращения мощность механических
потерь растет, однако этот рост менее интенсивен, чем возрастание Ne (р и с . 1 1 - 1 2 ) .
- 131
Индикаторная
мощность
определяется
суммой: N1 = Ne + Nм . Характер изменения Ni
тот же, что и Ne, Аналитически изменение ин­
дикаторной
мощности
может
быть
= kn
приближенной зависимостью: N;
описано
3
•
Анало­
гично среднее индикаторное давление при рабо­
те двигателя на винт описывается формулой: Р!
=k
2•
Суммарное влияние мощностей N; и Nм
1n
определяет возрастание механического кпд при
Р и с . 1 1 - 1 2 . Изменение энерго-экономических показа­
увеличении
частоты
вращения:
rJм=l-
Nм /Ni,
телей дизеля при работе по винтовой характеристике
При п > О, 7пном рост
Изменение
индикаторного
кпд
определяется
главным
образом
п;
замедляется.
изменением
коэффициента
избытка воздуха на сгорание а. При снижении оборотов от номинальной нагрузки цикловая по­
дача топлива уменьшается
примерно
пропорционально
квадрату
частоты вращения (как и р;).
Количество свежего заряда в цилиндре у двигателей без наддува или с механическим наддувом
практически не изменяется, у двигателей с ТК - снижается, но в меньшей степени, чем изменя­
ется цикловая подача. Таким образом, во всех двигателях при снижении оборотов возрастает а.
При этом при росте а до -3-4 увеличивается индикаторный кпд за счет лучшего сгорания и сме­
щения процесса сгорания ближе к ВМТ. Максимальное значение индикаторного кпд достигается
при п
z
О, 7 п,юм,
Ре::::
О, 5 Ренол1· При дальнейшем снижении частоты вращения и увеличении а сверх
3-4 начинают преобладать факторы - увеличение доли тепла с уходящими газами, ухудшение
распыливания
топлива
и смесеобразования.
Индикаторный
кпд
начинает
падать,
достигая
на
режимах малых ходов (nz О, Зпн0,J тех же значений, что и на режимах номинальной нагрузки.
При регулировке ТНВД по началу подачи снижение ТJ; на малых ходах более значительное,
при регулировке ТНВД по
чем
концу подачи (из-за смещения
всей
фазы впрыска топлива за
ВМТ, вынесения процесса сгорания на линию расширения). У двигателей с наддувом с измене­
нием частоты вращения а изменяется в меньшей степени , чем у двигателей без наддува или с
механическим наддувом. Поэтому в случае газотурбинного наддува кривая 77; (п) - более пологая,
как и зависимость для удельного индикаторного расхода топлива g; (п).
Изменение
эффективного
кпд
и удельного
эффективного
расхода топлива
при
частоты вращения по винтовой характеристике более значительно, чем изменение
влияния механического кпд. Уменьшение
снижении
77; и g; , из-за
Т/м на малых ходах является основной причиной сни­
жения r7e и повышения ge при снижении оборотов ниже
п < (О, 8-0, 9) nном.
1 1 . 4 . 2 . Изменение механической напряженности
С ростом частоты вращения коленчатого вала при работе по винтовой характеристике цик­
ловая подача возрастает примерно пропорционально квадрату частоты вращения. При этом зна­
чительно увеличивается механическая нагрузка, интенсивно растут Pz, ЛР/Л(j),
л
(р и с . 1 1 - 1 3 ) . Бо­
лее интенсивное увеличение показателей механической напряженности у двигателей, имеющих
топливный насос с регулированием по началу подачи.
При частоте вращения п = (О, 6 - О, 9) nном
рост л и ЛР/Л(j) прекращается, т.к. наряду с увеличением цикловой подачи увеличивается давле­
ние сжатия Ре, а также начинает
сказываться фактор времени (за то же время коленчатый вал
поворачивается на больший угол, что при той же интенсивности горения по времени приводит к
снижению интенсивности горения по углу
поворота коленчатого в а л а ) .
Одновременно с ростом Pz при увеличении частоты
.
р тах
жающие максимальную движущую силу:
J
вращения растут силы
инерции, сни-
К
2
С
р тах
р
=
п .
овместное влияние
J
и
z в конечном
1
1
итоге приводит к росту показателей механической напряженности Р/ ах и ЛР r:
2
Р1:тах
132-
=
Р, - Р/ах;
Л Р1: =112 Pz (при т
=
2); Л Р1: =1/2 (Pz- }(_j п
)
(при т
=
1).
с
�
увеличением
р тах
оооротов
растет
Е
У 4-тактных двигателей рост ЛРЕ
меньшем
в
степени,
п.
Среднее
значение
касательного
2
быть найдено из выражения: М, = с 2 п
=
2
(С2 /R)n
из-за
·
влияния
ртах
J
.
1 .
!
t"a.o
усилия
I ,
_i
.
....
может
= T2?R. Откуда: TfP
2.
= Кт п
плитуды ЛТz
Как указывалось ранее, изменение ам­
определяется равенством: ЛТz
общему виду закономерностей
:::::: 0,2 P z . По
изменения ТЕ и ЛТЕ можно
сделать вывод, что абсолютная величина TfP
тании оборотов растет более
личением
г
+ ЛТz - таюке возрастает с
= TfP
60
ростом
«« ,
t
?О
Tzma.x
р
больше, чем у 2-тактных; следовательно, при прочих равных
условиях запас прочности у них меньше.
Показатель
чем
амплитуды
при возрас­
интенсивно, чем ЛТr-
колебания
суммарного
С уве­
касательного
ЛТz возрастает амплитуда колебания крутящего и
усилия
опрокидывающего моментов.
Однако степень неравномер­
Рис.11-13.
ности вращения снижается.
Изменение
показателей
Степень неравномерности вра­
механической напряженности двига­
щения определяется равенством (8-39), на основании кото-
теля бRND-76 при работе на винт
рога можно написать:
2}.
2)
д = М /:Jo/ ::::::к (ЛТz/п
(11-15)
::::::K5(Pz /п
Знаменатель в этом равенстве растет более
интенсивно, чем числитель (Р2 возрастает при
увеличении частоты вращения не пропорционально п2). При снижении оборотов двигателя д воз­
2
растает в большей степени, чем изменяется отношение Р2/п
из-за увеличения неравномерности
цикловых подач топлива от цикла к циклу и неравномерности цикловых подач по цилиндрам.
Эти факторы приводят к увеличению неравномерности распределения мощности по цилиндрам
и соответствующему увеличению б на малых оборотах.
При работе
по
винтовой характеристике
механическая
напряженность может значительно
увеличиться при попадании в зону резонансных (критических) оборотов. Эту зону следует про­
ходить без задержки. Из приведенных в настоящем разделе зависимостей видно, что при работе
по винтовой характеристике основным эксплуатационным показателем механической напряжен­
ности является максимальное давление сгорания Р2, достигающее максимальных значений
на
режимах полных ходов и при заданной частоте вращения определяющее Pi''ax, Л Р;;, Л Tz.
1 1 . 4 . 3 . Изменение тепловой напряженности
При
работе
по
винтовой характеристике
цикловая
подача
топлива
в
цилиндр
возрастает
примерно пропорционально квадрату частоты вращения. При этом показатели тепловой напряженности стенок цилиндра
Tcml.2 и градиенты температур
ЛТ/Лх резко растут, так как растет результирующая темпе­
ратура газов Трез
и соответственно удельный тепловой по­
ток: q = К (Трез - Тохл},
Качественно тепловая напряженность характеризуется
рис.11-14,
На полном
ходу(100%
пература стенки цилиндра,
n) - максимальная тем­
максимальные температурные
перепады ЛТ/Лх и соответственно - температурные напря­
жения.
Учитывая высокий уровень тепловой напряженно­
сти на полном ходу, на режимах полного хода необходимо
_ интенсивное
охлаждение
деталей
цилиндра-поршневой
группы и наддувочного воздуха.
Р и с . 1 1 - 1 4 . Характер изменения пока­
зателей тепловой напряженности при
работе дизеля на винт
На
.
режимах
1
малых
ходов
необходимо
стремиться
•
держать повышенную температуру в системах охлаждения
(желательно поддерживать постоянную температуру не на
- 133
входе,
а на выходе
из
распылителя, крышки
двигателя),
поскольку слишком
низкая
температура зеркала цилиндра,
может привести к кислотной коррозии при работе на сернистом топливе.
Температура газов на выходе из цилиндра показывает лишь относительное· изменение теп­
ловой напряженности, но не абсолютный уровень температур и температурных напряжений де­
талей ЦПГ. При неизменных показаниях термометра на выпускном патрубке цилиндра темпера­
тура деталей ЦПГ может быть повышена при: 1 ) недостаточной приработке деталей ЦПГ; 2) по­
тере подвижности ("загорании") верхних поршневых колец; 3) совпадении на одной вертикали
замков
1 , 2 , 3 . . . поршневых колец (что приводит к прорыву газов и местному
поршня); 4) заниженных расходах цилиндровой смазки;
масла сорту применяемого топлива;
перегреву втулки,
5) несоответствии сорта цилиндрового
6) резком повышении нагрузки двигателя или его резкой
остановке с полного хода; 7) нарушении режима охлаждения; 8) ухудшении распыливания топ­
лива; 9) увеличении дальнобойности факела и т.д.
В эксплуатационных условиях температура деталей ЦПГ обычно выше, чем при стендовых
испытаниях двигателя. Особенно возрастают температуры при плавании в тропиках из-за ухуд­
шения воздухоснабжения. Косвенно тепловую напряженность можно оценить по параметрам р ; ,
Pz, Тгаз, Т0хл и наощупь. Однако при этом можно упустить момент повышения теплонапряженно­
сти, что в худшем случае приводит к "задирам" ЦПГ и выходу цилиндра из строя. Для обеспече­
ния надежной работы двигателя на режимах полных ходов в условиях эксплуатации мощность
обычно не превышает 8 5 - 9 5 % от номинальной. Как правило, при выборе режима работы меха­
ник ориентируется на максимальную температуру выпускных газов по цилиндрам. Эта темпера­
тура лимитируется инструкцией по эксплуатации двигателя, однако реально величина предельно
допустимой
в
нормальных
опыта эксплуатации того
условиях
или
иного
температуры
типа дизеля.
выпускных
Наиболее
газов
принимается
объективные данные
на
основе
о тепловой
напряженности деталей ЦПГ могут быть получены с помощью непосредственных замеров тем­
пературы деталей (поршня, втулки, крышки цилиндра).
1 1 . 5 . Ограничительные характеристики
Под ограничительной (или заградительной) характеристикой понимают зависимость пока­
зателей работы двигателя от частоты вращения при верхних значениях показателей теп­
ловой и механической напряженности, допустимых в эксплуатации.
Гарантией сохранения длительного моторесурса и надежной работы двигателя является экс­
плуатация его на таких режимах, при которых показатели тепловой и механической напряженно­
сти поддерживаются не выше уровня номинального режима. Наиболее обоснованно характери­
стику ограничения нагрузки можно установить в условиях стенда,
когда имеется возможность
определить параметры механических и тепловых нагрузок при снижении частоты вращения на
режимах полных подач топлива. В эксплуатации эту характеристику следует корректировать в
зависимости от внешних условий (состояния окружающей среды, сорта топлива и масла, состоя­
ния корпуса судна и винта и т.д.).
Как известно
при
неизменном
ной
рейки
частоты
ской
параграф
растет
11.3),
топлив­
и
снижении
уровень
механиче­
(ТР. =const)
вращения
и тепловой
гателя
(см.
положении
напряженности
(из-за
увеличения
дви­
цик­
ловых подач, снижения а, увеличения
угла
опережения
цилиндр
(f)н.п.,
подачи
ухудшения
топлива
в
распылива­
ния топлива). Поэтому внешняя харак­
теристика
(кривая
1
номинальной
рис.11-15)
не
мощности
может
быть
Р и с . 1 1 - 1 5 . Изменение среднего эффективного давления и мощно­
сти
дизеля
2 - p,=const;
принята в качестве ограничительной.
134-
при
различных
условиях:
3 - Р, =const; 4 - Тет =const;
1
-
hц
=
const;
5 - a=const; б - n=const
Для 4-тактных
дизелей без наддува в качестве ограничительной обычно принимают зависи­
мость рг=сопи (прямая 2).
Зависимость среднего эффективного давления от цикловой подачи
можно представить в виде: Ре =
Кр
gц 1Ji 17_,.. При условии
1]е
= 1]/IJ,..,=const,
зависимость рг=сопз:
обеспечивается при постоянной цикловой подаче топлива: gц =const, что требует перестановки
топливной рейки на меньшую подачу при снижении частоты вращения. В таком двигателе при
снижении оборотов
ния,
коэффициент
воздухоснабжение улучшается за счет повышения коэффициента наполне­
а не уменьшается. Поэтому тепловая напряжt?нность двигателя остается на
том же уровне (практически не увеличивается). Если при этом Pz остается на том же уровне, то
характеристика
рг=сопзг
может
обеспечить
и
неизменность
Обычно имеющее место незначительное увеличение Pz
механической
напряженности.
находится в допустимых пределах, что
позволяет принять характеристику рг=сопы в качестве ограничительной для 4-тактных двигате­
лей без наддува.
В случаях, если при снижении оборотов и р.г=сопз: увеличиваются сверх допустимого пока­
затели Pz, ЛР!Лrр, А (из-за увеличения
(рн.п),
то в качестве ограничительной для 4-тактных двига­
телей без наддува принимается характеристика Pz = const (кривая 3). Для обеспечения Рг=сопз:
требуется дополнительно уменьшить gц и Ре путем перестановки топливной рейки на меньшую
подачу. Для двигателей
ние
Р;
наддува
с механическим наддувом при уменьшении оборотов снижается давле­
Следовательно,
уменьшается
массовый
заряд
воздуха
в
цилиндре,
что
при
Pe=const (gц = const) приведет к снижению коэффициента избытка воздуха на сгорание а. Тепло­
вая напряженность при этом возрастет. Поэтому для двигателей с механическим наддувом при
падении оборотов необходимо снижать цикловую подачу и Ре, чтобы обеспечить ту же тепловую
напряженность (кривая 4). Снижение Ре тем значительнее, чем больше падение давления наддува
Р, при уменьшении частоты вращения.
В двигателях с газотурбинным наддувом ограничение по Ре (кривая 5) еще более значительное,
так как давление наддува Р, падает в большей степени. Падение Р, происходит из-за снижения рас­
хода газа, уменьшения кпд газотурбонагнетателя при работе на нерасчетном режиме, увеличения
коэффициента продувки при увеличении времени на продувку цилиндра. Для сохранения той же
тепловой напряженности (предполагается, что параметры тепловой напряженности не изменяются
а z const) требуется значительно
при неизменности коэффициента избытка воздуха на сгорание
уменьшать цикловую подачу топлива. При этом тяговые свойства дизеля ухудшаются. При работе
по ограничительной характеристике с уменьшением частоты вращения уменьшаются значения Pz,
Ре, Ps, Тгаз, увеличивается коэффициент продувки, сохраняется ае сопзг, предотвращается перегрев
отдельных деталей. Ограничение нагрузки справа от точки А определяется регуляторной характе­
ристикой 6 ( с м . р и с . 1 1 - 1 5 ) . Регуляторная характеристика предотвращает повышение частоты вра­
щения и таким образом не допускает превышения сил инерции.
Для главных судовых двигателей, работающих на винт, дизелестроительные фирмы стре­
мятся
обеспечить
некоторый запас
производительности турбокомпрессора для наддува с тем,
чтобы не ухудшать тяговые свойства двигателя в тропиках и при утяжелении винта. Примером
может
служить
ограничительная
характеристика
(р и с . 1 1 - 1 6 ) . При снижении частоты вращения от I 00
двигателей
<l./.l!:l
юа
до
90%
фирма разрешает работать
при Ре
типа
1 P. , • ,100�-
---т--
А
-
1
j
I
90
соответственно
строенной
по
Ре
ограничивается
данным
топливоподача
кривой
СВ,
всесторонних стендовых
-1----
·90
i
оборотов
А
�
'
-
I
1,
---
i
!
.
i
L
(участок АВ ограничительной характеристики). При
снижении
,
Зульцер
1
= const
i
дальнейшем
фирмы
RND
i
+ - 1) ' - · ,
..
/
:
:
.
и
по­
80
Js+--·--
ис­
1
'
,��·
. .
jLf---· ·--
/- · ?.
..
I
1
пытаний двигателя и обеспечивающей допустимую
тепловую
и механическую
напряженность двигате­
го
ля.
1
l+-'r:.:�--
- -
При утяжелении винта (кривая 2 р и с . 1 1 - 1 6 ) ре­
жим работы определится точкой D - при сниженном
60.+so
L., ..
.
V
-:
+
+
-- ·-
_ L _ · - - · - ----1 · - - - - - - - - ' · � - ..
70 ·
значении указателя нагрузки У'Нг.р, и п [ 7 1 ] .
Диаграмма
нагрузки двигателей МAN-B&W типа
Рис.1.1-
J
6.
-
·+--
--,·-L.
iO_..
Ограничение
. ....
'!Р
-
··-··+··-·'
-·····---··--i··---
-··
нагрузки
двига­
теля RND-76 фирмы Зульцер
МС, приведенная на р и с . 1 1 - 1 7 , дается в осях «частота
-135
вращения» п% - «мощность» Ne% . На диаграмме даны номинальная 1 и легкая 6 винтовые характе­
ристики, ограничительная характеристика 3 по предельной частоте вращения, ограничительная ха­
рактеристика 4-5- 7 по нагрузке без ограничения по времени
и предельная ограничительная характе­
ристика 8, предусматривающая кратковременную перегрузку дизеля на 1 1 0 % при номинальной час­
тоте вращения [86]. Поскольку диаграмма нагрузки дана в безразмерном виде одна на все типоразме­
ры главных судовых дизелей типа МС, то для практического использования для конкретного дизеля
диаграмма должна быть перестроена в абсолютной размерности координатных осей.
В
наиболее
универсальном
виде
ограничитель­
ные характеристики предложены в «Методике выбо­
N.,%-·'
...
100
ра эксплуатационных режимов работы главных судо­
1
•
-toa··..;.-,T-:--.--- --
•
•
-·-+-+---+--t-,,дf-:,t-м_-t
_ _--1
.
95
,
.;.5/
у
1----1--+--l---+-+---+-,L-Jr-'r+r-t--f
1
90
вых дизелей с учетом характеристик гребного винта
/--+-
,' ; ;
--t---1
85
1
и условий плавания», РД 3 1 . 2 1 .32-84, М., Мортехин­
eo-1--�-+--+--1---+-7'�'�/-t-:r7-t--� -г----t---i
15
формреклама,
1985,
разработанной
научно-исследовательским
флота.
Центральным
институтом
Вид характеристик дан
морского
на р и с . 1 1 - 1 8 :
Преду­
.
�----т--__, -+-т'-'-,'V'--4,'-;-;;+--+--t---1
//
ю
1----+--+-__,1--,,-:,+v-,,....+-;-r+/-+--+--t--t---i
65
>---··
--+-+-,
,
/
-'--7'
1--+
V
-l-/
+-t--1
-t--1
w-1---t--+--c-r+r-+--т1/-
:f-i--t--t-г---1
11
г:>
55-1---1---tr'--r-+---l-+--.f--l---+---+-t---,
смотрены ограничения для длительной и кратковре­
менной работы.
Особенностью
их является
исполь­
li5
@[йf
ф
�-'
50-l-��/;/'�,'-+�-+-ф�2�!-т---l--+--+-+-+--J
45-l---,��'----j--+f-,jf---t--t--+-+-t---1
зование
в
качестве
ограничивающего
среднего
индикаторного
параметра
//
давления
(что
удобно
для
iv/
40...._....,__-+--�,-..L.i--'--+--r,-'---+-+-+--t-60
65
70
75
80
90
85
95
1 05 1 1 , %
1 00
судового механика). Поскольку координатные оси Р и с . 1 1 - 1 7 . Диаграмма нагрузки дизелей
относительны, для конкретного судна характеристи­
MAN-Rr?Wтиrтя
МГ'
ки должны быть перестроены в абсолютных осях.
�i'·
•
.,
J
В повседневной практике эксплуатации судовой
механик ограничивает нагрузку с учетом предельных
-
.
параметров,
заданных
производителем.
параметров
обычно
В
качестве
.....
частота вращения п, максимальное давление
Pz
сгорания
и
предельно
допустимая
температура
'
/
р,�
,·.
газов по цилиндрам Тгаз· По первым 2-ум параметрам
механическая
напряженность,
по
[
v
'
следнему - тепловая напряженность двигателя.
· - - t-- -
-,-1
i
'�--- � �
1/
./
/,j/
:
-- ,- � -
v
·
-
-oi'�f
по­
- � ,- е-
v " � · " rt
о�
оценивается
- е- - н
�
л /
�;{,�' .> 1/
�
ь- fl.
У/
/(/
j�--v
r. .
�
)?'
у /
у
l
у
'
7
,о/
....
1- '
[}{,,,- v'l
���
·-
ваются
--.--
�
предусматри­
v
/ ....
- р. � �
. ·
ограничительных
у'
.
/
,,-,//
1/
J
·--t----
Для
главных
двигателей,
работающих
на
винт,
�/
...
частота вращения
косвенно
определяет среднее
ин­
�
j-
.,,,
""'
дикаторное
давление,
следовательно,
и
суммарное
./
�r
.
Таким образом, показатели п
1
и Р, в достаточно полной мере оценивают весь ком­
факторов,
определяющих
пряженность двигателя.
механическую
.
на­
/р�
,, t.:.,, ...--
,... ,
v
. . ,--
по
� � � f):.!J.:....-: ь>
Оценка же тепловой напря­
температуре
газов
может
привести
-
-?:
.:_,,!,;?с/;;
vv
..
....
женности
·--
�v
- ..: 1,;;_" ....
.
�--=-!�.JJ�� �- .;J,f �
ы=
плекс
,__, __
:-:?'
1
касательное усилие Tz
fl.%
S
)
Р,,,-
� .и
к
··-
�,1•
-
самым
неблагоприятным
последствиям.
Основной
,.,..
1
причиной является завышенное, как правило, значе­
'"
Р и с . 1 1 - 1 8 . Скоростные ограничительные
ние
предельно
допустимой
температуры
уходящих
характеристики дизелей с наддувом P=const
газов по цилиндрам, указанной в инструкции по экс­
плуатации.
Так,
практика
эксплуатации
(а) и P=var (6) для длительной
установила,
) и
кратковременной (- - - ) работы
что для двигателя S70MC постройки 80-90-х годов в
нормальных условиях предельно допустимый уровень температуры газов по цилиндрам является
3 5 0 - 3 5 5 ° С . При превышении этого предела надежность двигателя резко снижается. Однако инст­
рукция по эксплуатации дает предельно допустимую температуру газов по цилиндрам, равную
430°С,
что не может быть принято в качестве ограничительного параметра.
несоответствия
теплового
состояния
каждого _ конкретного
цилиндра
Из-за возможного
показаниям
температуры
выпускных газов наиболее информативным является использование в качестве ограничительных
данных непосредственных замеров температуры деталей цилиндра-поршневой группы.
136-