Датская фирма «Бурмейстер и Вайн» с 1939 г. совместно с лицензиатами производит судовые малооборотные двигатели с прямоточно-клапанной системой продувки, а с 1952 г.- с газотурбинным наддувом.

В отечественном флоте настоящее время эксплуатируются двигатели серий VTBF, VT2BF, K-EF, K-FF, K-GF, L-GF, L-GFCA.

Дизели типа VTBF

Дизели типа VTBF

Общая компоновка двигателей VTBF представлена на рис. 23 поперечным разрезом двигателя 74VTBF-160. (ДКРН74/160), Это двухтактный, крейцкопфный, реверсивный двигатель с прямоточно-клапанной продувкой и с импульсным газотурбинным наддувом.

Наддув двигателя осуществляется газотурбонагнетателями фирмы «Бурмейстер и Вайн» типа TL680, которые устанавливаются на каждые два-три или четыре цилиндра в зависимости от рядности двигателя.
Выпускные газы поступают к турбине при переменном давлении с температурой около 450 °С по индивидуальным патрубкам от каждого цилиндра, имеющим защитные решетки, которые в случае поломки поршневых колец должны предохранять проточную часть газовой турбины от попадания обломков.

Двигатель обеспечивается воздухом на всех режимах от полного хода до пусков и маневров только газотурбонагнетателем за счет раннего открытия выпускного клапана. Клапан открывается при 87° -п. к. в. до НМТ, а закрывается при 54° п. к. в. после НМТ.
Продувочные окна открываются и закрываются при 38° п. к. в. соответственно до и после НМТ. Раннее Открытие клапана дает возможность получить мощный импульс давления, обеспечивающий баланс мощности между турбиной и компрессором на всех режимах работы, однако фирма дополнительно установила аварийную воздуходувку 9.

Прямоточно-клапанная продувка в двигателях Бурмейстер и Вайн традиционно осуществляется с помощью одного клапана 1 большого диаметра, расположенного в центре крышки 2 цилиндра.
По этой причине для равномерного распределения распыливаемого топлива по объему камеры сгорания установлены две или три форсунки с односторонним расположением сопловых отверстий по периферии крышки 2, которая имела ранее конусообразную форму, что позволило вынести плохо охлаждаемую область стыка крышки с цилиндровой втулкой 3 из зоны камеры сгорания вверх.

Использование такой схемы продувки дало возможность применить простую симметричную конструкцию цилиндровой втулки, в нижней части которой расположены продувочные окна 6, равномерно распределенные по всей окружности втулки. Оси каналов, образующих продувочные окна, направлены по касательной к окружности цилиндра, что создает закручивание потока воздуха при его поступлении в цилиндр.
Это обеспечивает очистку цилиндра от продуктов сгорания с минимальным перемешиванием продувочного воздуха и остаточных газов, а также улучшает смесеобразование в камере сгорания, так как вращение воздушного заряда сохраняется и в момент впрыска топлива.
Простая конфигурация и возможность обеспечения равномерной температурной деформации втулки по длине обеспечивают благоприятные условия работы деталей цилиндропоршневой группы.

Поршень 4 двигателя имеет стальную головку, выполненную из молибденовой жаростойкой стали, и очень короткий чугунный тронк. В связи с периферийным расположением форсунок днище поршня имеет полусферическую форму.
Равномерный обдув днища поршня холодным воздухом при продувке позволил фирме сохранить масляное охлаждение поршня во всех моделях своих двигателей. Применение масляной системы охлаждения значительно упрощает как конструкцию, так и эксплуатации двигателя.
Для повышения ремонтопригодности поршней в канавках поршневых колец двигателей VTBF и двух последующих модификаций установлены противоизносные чугунные кольца. При износе или поломке их заменяют. При этом восстанавливают первоначальную высоту канавки.

Осуществив сварную конструкцию фундаментной рамы и картерных стоек, фирма попыталась в этих двигателях применить укороченные анкерные связи, проходящие от верхней плоскости блока цилиндров до верхнего края картерных стоек, вместо традиционных длинных анкерных связей.
Однако опыт эксплуатации показал, что при коротких анкерных связях не обеспечивается необходимая жесткость остова, поэтому в последующих моделях вернулись к длинным анкерным связям.

Двигатели VTBF имеют два распределительных вала. Их привод от коленчатого вала 8 осуществляется традиционной для МОД фирмы «Бурмейстер и Вайн» ценной передачей. Верхний распределительный вал служит для привода 5 выпускных клапанов, а нижний для привода 6 топливных насосов высокого давления.

Реверс распределительных валов выпускных клапанов и топливных насосов производится с помощью кулисных сервомоторов с планетарными передачами, смонтированных внутри приводных звездочек. При реверсе каждый распределительный вал фиксируется с помощью тормозного клапана и остается неподвижным в течение заданного угла при развороте коленчатого вала в новом направлении.
При этом распределительный вал топливных насосов оказывается развернутым относительно коленчатого вала на 130° п. к. в. С целью уменьшения угла реверса распределительные валы разворачиваются в разные стороны.

Коленчатый вал двигателей этой серии составной, т. е. и мотылевая, и рамовая шейки запрессованы в щеки. Мотылевые подшипники смазываются по каналам в шейках и щеках.

От мотылевого подшипника масло по отверстиям в шатуне поступает к крейцкопфу, затем на смазку головных подшипников.

Подвод охлаждающего масла в поршень осуществляется по телескопическим трубам через крейцкопф, затем масло поднимается к поршню по кольцевому зазору между штоком поршня и отводной трубой.
Отработавшее масло из поршня сливается по трубе, расположенной внутри штока поршня, затем из крейцкопфа по гуську, свободный конец которого ходит в прорези не-подвижной отводящей трубы, и далее по системе труб масло поступает в сточную цистерну.

На двигателях Бурмейстер и Вайн традиционно применяют ТНВД 7 золотникового типа с регулированием по концу подачи. В двигателях VTBF трубопроводы к обеим форсункам подсоединены непосредственно к головке топливного насоса.
Насос не имеет нагнетательных клапанов, а угол опережения подачи топлива регулируется разворотом кулачной шайбы относительно распределительного вала. Форсунки этих двигателей-закрытого типа, охлаждаются дизельным топливом, давление начала впрыскивания 30 МПа. Характерной особенностью форсунок является торцовое уплотнение иглы.

Опыт эксплуатации дизелей типа VTBF на судах отечественного флота показал, что для них характерны следующие дефекты и неисправности: интенсивные износы цилиндровых втулок, ослабление шпилек крепления головки и тронка поршня, частные поломки и интенсивные износы поршневых колец, образование трещин под опорным буртом цилиндровой втулки, выход из строя противоизносных колец, растрескивание и отслаивание баббита головных и мотылевых подшипников, прогорание выпускных клапанов, растрескивание деталей и зависание плунжеров ТНВД, частые отказы форсунок из-за зависания игл, растрескивание распылителей и т. д. Однако в целом двигатели показали достаточную надежность при коэффициенте использования мощности 0,8-0,9.

Дизели типа VT2BF

Дизели типа VT2BF

Следующая модель двигателей, выпускавшаяся фирмой с 1960 г., VT2BF сохранила основные черты предыдущей модели: импульсный ГТН 2, прямоточно-клапанную продувку, масляное охлаждение поршня, составную конструкцию коленчатого вала 1, привод распредели¬тельного вала 4 и т. д. Однако в новой серии среднее эффективное давление увеличилось с 0,7 до 0,85 МПа, примерно на 20%.
Для повышения мощности турбины была увеличена фаза открытия выпускного клапана 3 со 140 до 148° п. к. в. Теперь выпускной клапан открывался за 92° п. к. в. до НМТ и закрывался при 56° п. к. в. после нее.

В целях упрощения конструкции и снижения массы двигателя фирма отказалась от использования двух распределительных валов. Начиная с этой модели, для привода ТНВД и выпускных клапанов используется один распределительный вал. Для повышения жесткости остова двигателя фирма вернулась к длинным анкерным связям 7, проходящим от верхней плоскости блока цилиндров 5 до нижней плоскости фундаментной рамы 6.

Реверс распределительного вала осуществляется его разворотом на 130° п. к. в. в сторону реверса кулачных шайб выпускных клапанов, поэтому фирма была вынуждена использовать для привода ТНВД кулачную шайбу с негативным профилем.
В связи с резким сокращением времени наполнения насоса фирма установила в головке ТНВД всасывающий клапан. Кроме того, в двигателях этой серии применен эксцентриковый механизм изменения угла опережения подачи топлива (рис. 26), регулирующий максимальное давление сгорания без остановки двигателя, что является несомненным преимуществом такой конструкции.

От ТНВД топливо подается по нагнетательному трубопроводу к распределительной коробке, от которой отходят трубопроводы к форсункам. Сохранив торцовое уплотнение иглы с распылителем, фирма опустила форсуночную пружину вниз, уменьшив тем самым массу подвижных частей. Отсутствие нагнетательного клапана в системе впрыскивания при мощной отсечке топлива в конце подачи зачастую приводило к образованию вакуумных каверн в топливопроводах высокого давления, вызывая неравно-мерность цикловых подач по цилиндрам.

Дизели типов K-EF, K-FF.

Дизели типов K-EF, K-FF

В двигателях сохранен импульсный газотурбинный наддув, прямоточно-клапанная схема газообмена, масляное охлаждение поршня и другие характерные черты двигателей предыдущей модели VT2BF. Общая компоновка двигателей этой серии представлена поперечным разрезом двигателя K84EF на рис. 27.
В конструкцию двигателя внесены некоторые изменения. В первую очередь это касается деталей камеры сгорания. Как видно из рис. 28, камера сгорания двигателей K98FF вынесена в крышку колпачкового типа.
Это снизило температуры зеркала цилиндра в верхней части втулки, чему способствовало охлаждение верхнего пояса втулки водой, подводимой по сверленым тангенциальным каналам в опорном бурте 4. Колпачковая конструкция обеспечила достаточную жесткость и прочность крышки без увеличения толщины стенок камеры сгорания, несмотря на то, что диаметр цилиндра и давление Pz стали больше.
Толщина верхней части втулки оставлена без изменений благодаря смещению ее вниз в область более низких давлений газа. При такой компоновке деталей камеры сгорания верхняя часть поршня при его положении в ВМТ выступает из цилиндровой втулки.
Поэтому появилась возможность отказаться от резьбовых отверстий под рамы в днище поршня, являющихся концентраторами напряжений, и применять для демонтажа поршня устройство, традиционно используемое в двигателях фирмы МАН, в виде хомута, бурт которого входит в кольцевую выточку в верхней части поршня 5.

Для обеспечения достаточного теплоотвода от днища поршня и его механической прочности фирма сохранила прежнюю толщину днища, а для снижения деформаций, возникающих от давления газов, использовала опорный стакан 3; диаметр которого составляет 0,7 диаметра цилиндра.
Этим достигается равновесие сил давления газов на центральную и периферийную поверхность днища поршня, позволяющее уменьшить изгибающие напряжения в месте перехода днища в боковые стенки. Для крепления поршня к штоку использовано пружинное кольцо Бельвиля 1.
За счет упругости этого кольца обеспечивается автоматическая компенсация износов опорных поверхностей опорного стакана, днища поршня и штока. Благодаря этим мерам удалось сохранить приемлемый уровень температур в деталях цилиидропоршневой группы, несмотря на увеличение среднего эффективного давления за счет наддува на 10% по сравнению с дизелями VT2BP.

Существенные изменения внесены в ТНВД двигателей этой серии. Фирма отказалась от применения эксцентрикового механизма с регулированием угла опережения подачи топлива и применила подвижную плунжерную втулку, положение которой может регулироваться при отключенном насосе с помощью небольшого шестеренного привода. При вращении при¬водной шестерни на крышку навинчивается промежуточная втулка, которая служит упором для плунжерной втулки.
Сама плунжерная втулка прижимается к промежуточной с помощью четырех шпилек. При регулировании угла опережения впрыска топлива на ходу двигателя подачу топлива отключают, ослабляют затяжку шпилек крепления плунжерной втулки, а затем путем вращения зубчатой шестерни наворачивают или выворачивают регулировочную втулку на головку насоса, перемещая ее на нужную высоту. Кроме того, фирма применила пластинчатый всасывающий клапан, расположенный непосредственно в ТНВД.

Топливо в полость нагнетания подводится по кольцевому зазору между корпусом и плунжерной втулкой снизу вверх, что позволяет равномерно прогревать насос при работе на тяжелом топливе. Для гашения волн давления, возникающих при отсечке, используется пружинный демпфер.

Дизели типа K-GF

Дизели типа K-GF

Совершенствование конструкции своих двигателей фирма реализовала в процессе доводки базового двигателя K90GF, а затем всех остальных двигателей этого ряда. За счет наддува мощность двигателей была увеличена почти на 30% по сравнению с моделями K-EF, среднее эффективное давление составило 1,17-1,18 МПа при максимальном давлении сгорания 8,3 МПа. Это привело к значительному росту нагрузок на все детали остова двигателя.
Поэтому фирма полностью отказалась от его прежней конструкции, образованной отдельными А образ-ными стойками, и перешла на более рациональную жесткую сварную конструкцию коробчатой формы, в которой нижний блок 8 вместе с фундаментной рамой 9 образует пространство шатунного механизма, а верхний блок 7-полость крейцкопфа вместе с параллелями.

В этом варианте уменьшается количество болтовых соединений, упрощается обработка отдельных секций и облегчается герметизация уплотнений. Для улучшения условий работы крейцкопфа 6 значительно увеличен диаметр шеек его поперечины, который приблизительно стал равен диаметру цилиндра, и укорочена их длина (до 0,3 диаметра шейки).
В результате де-формации крейцкопфа уменьшились, снизились давления на подшипники (до.10 МПа), не-сколько увеличились окружные скорости в крейцкопфном подшипнике, что способствует образованию масляного клина. Симметричность крейцкопфного узла позволяет в случае повреждения шейки перевернуть поперечину на 180°.

Из-за высокого уровня тепловых и механических напряжений в эксплуатации наблюдались выходы из строя деталей камеры сгорания: крышек, втулок и поршней. Для ликвидации этих недостатков и в связи с необходимостью дальнейшей форсировки двигателя по наддуву фирма «Бурмейстер и Вайн» пошла на переработку конструкции этих деталей.

Литые крышки заменены коваными стальными, они полуколпачкового типа и имеют пониженную высоту. Для интенсификации охлаждения у самой поверхности огневого днища просверлено около 50 радиальных каналов, по которым циркулирует охлаждающая вода.
В утолщениях фланцевых поясов крышке 2 и втулке 5 также выполнен ряд тангенциальных отверстий, образующих круговые каналы для прохода охлаждающей воды. Благодаря интенсивному охлаждению верхнего пояса втулки температура зеркала цилиндра на уровне верхнего кольца при положении поршня в ВМТ не превышает 160-180°С, что обеспечивает надежность работы и увеличивает срок службы поршневых колец, а также снижает износ втулки.
При этом фирме удалось сохранить масляное охлаждение поршня 3, головка которого осталась примерно такой же, как и в предыдущей серии двигателей K-EF, но без противоизносных колец.

Для повышения надежности выпускного клапана (1), был заменен механический привод это-го клапана на гидравлический привод, а концентрические пружины большого диаметра - на комплект из 8 пружин.
Гидравлический привод передает усилия поршневого толкателя 6, приводимого от кулачной шайбы распределительного вала, через гидросистему на поршень сервомотора, действующего на шпиндель выпускного клапана. Давление масла при открытии клапана составляет около 20 МПа.
Эксплуатация показала, что гидравлический привод надежнее в работе, меньше шумит, обеспечивает меньший износ штока клапана благодаря отсутствию боковых усилий, что увеличило срок службы клапана до 25-30 тыс. ч.

В связи с тем, что на каждом цилиндре двигателей Бурмейстер и Вайн с прямоточно-клапанной продувкой устанавливалось от двух до трех форсунок, их недостаточная надежность серьезно снижала безотказность работы двигателей.
По этой причине конструкция форсунок была полностью переработана (рис. 33). В новой форсунке топливо подводится по центральному каналу, образованному сверлениями в головке форсунки, в стержне, в упоре и в невозвратном нагнетательном клапане. Сам нагнетательный клапан размещен в теле иглы форсунки. Уплотнение всех стыков между деталями, образующими центральный канал для подвода топлива, осуществляется только за счет их взаимной притирки и усилия, создаваемого в результате натяга при сборке форсунки. Сопло, выполненное съемным, изготовлено из высококачественной стали.
Это позволяет повысить не только надежность работы самих распылителей, но и их ремонтопригодность. В форсунке не предусмотрено устройство для регулирования давления открытия иглы. Опытная проверка таких форсунок на двигателях показала их высокую надежность.

Интенсификация охлаждения цилиндровой крышки в районе форсуночного отверстия позволила обойтись без охлаждения распылителя. Размещение нагнетательного клапана в игле в непосредственной близости от сопла, с одной стороны, полностью устраняет возможность подвпрыска топлива, а с другой, гарантирует топливную систему от прорыва газов из цилиндра при зависании иглы форсунки Масса и размеры форсунок существенно уменьшились не большая высота крышки позволили выполнить форсунки короткими и вмонтировать их в отверстия, просверленные не посредственно в стальном корпусе крышки.

На рис. 34 представлен топ дивный насос двигателя этого типа. В его конструкции сохранен подвод топлива к насосу по кольцевому зазору между плунжерной втулкой и корпусом снизу вверх для равномерного прогрева плунжерной пары при переходе на тяжелое топливо, использован тот же принцип регулирования начала подачи осевым перемещением плунжерной втулки, всасывающий клапан размещен со стороны полости нагнетания и т. д.
Однако с учетом опыта эксплуатации введено специальное уплотнение для снижения утечек топлива через зазор в плунжерной паре. Рейка регулирования цикловой подачи перенесена в нижнюю часть корпуса насоса.

Двигатели типа K-GF, выпушенные на рынок в 1973 г., были ориентированы на требования судостроения, в основе которых лежали низкие цены на топливо и высокие фрахтовые ставки. Преобладали тенденции к увеличению агрегатных мощностей, что позволяло снизить производственные затраты на единицу мощности выпускаемых дизелей.

Дизели серии L-GF

Дизели серии L-GF

Энергетический кризис вынудил фирму «Бурмейстер и Вайн», так же как и другие фирмы, перейти к созданию двигателей с большим отношением S к D. Двигатели этой серии получили маркировку L-GF. Увеличение хода поршня компенсировало снижение частоты вращения на 20% и позволило сохранить на прежнем уровне цилиндровую мощность.

Многие узлы двигателей L-GF полностью идентичны узлам двигателя K-GF (рис. 35): кованая стальная крышка 2 со сверлениями для подвода охлаждающей воды, гидравлический при-вод выпускного клапана 1, конструкция поршня 3 с масляным охлаждением, крейцкопфа 5, остов двигателя и т. д. Верхняя часть втулки 4 была вынесена из блока цилиндра и выполнена в виде толстого опорного бурта значительной высоты, в котором просверлены тангенциальные каналы для подвода охлаждающей воды.

Снижение частоты вращения длинноходовых двигателей дало возможность увеличить диаметр винта и в результате повысить пропульсивный к. п. д. приблизительно на 5%. Испытания построенных дизелей показали, что при длинноходовом исполнении повышается и индикатор-ный к. п. д. дизеля на 2-3%, так как более полно используется работа расширения газов.
Подтвердились преимущества прямоточно-клапанной схемы газообмена, благодаря которым увеличение высоты цилиндра не привело к увеличению зоны перемешивания воздуха с остаточными газами, как это произошло в двигателях с контурными схемами продувки.

Дизели серии L-GFCA. Сохранение импульсного газотурбинного наддува в двигателях L-GF не позволяло получить нужный уровень экономичности в условиях энергетического кризиса. В связи с этим в конце 1978 г. фирма «Бурмейстер и Вайн» испытала на заводском стенде первый двигатель с изобарным наддувом, в котором был достигнут удельный расход топлива около 190 г/(кВт-ч). Новая серия двигателей получила обозначение L-GFCA.

К общему выпускному коллектору 3 большого объема подведены выпускные патрубки цилиндров, поэтому перед турбиной 2 устанавливаются практически постоянные параметры газа. Переход на наддув при постоянном давлении газа перед турбиной позволил повысить к. п. д. турбокомпрессора на 8% и улучшить за счет этого воздухоснабжение двигателя на основных эксплуатационных режимах.
В то же время на малых нагрузках и при пуске двигателя располагаемой энергии газов перед турбиной оказывается недостаточно, поэтому на этих режимах пришлось использовать две воздуходувки мощностью 0,5% полной мощности дизеля.

В связи с переходом на постоянный наддув отпала необходимость в раннем открытии выпускного клапана 4, за счет чего обеспечивался мощный импульс газов при импульсной системе наддува.
Вместо открытия за 90° п. к. в. до НМТ клапан стал открываться на 17-20° п. к. в. позднее. Неизменный профиль кулачной шайбы дал возможность клапану на столько же позже закрываться, а вся его диаграмма «время-сечение» стала более симметричной по отношению к НМТ.
По-видимому, фирма пошла на увеличение потери заряда при газообмене в первую очередь для снижения температур поршня и особенно выпускного клапана, температура которого превышала 500°С.
Некоторое снижение давления в начале сжатия позволяет получить и дополнительный выигрыш мощности (зона //). Благодаря этому, а также из-за повышения максимального давления сгорания с 8,55 до 9,02 МПа (зона ///) и увеличения продолжительности процесса расширения газов в результате более позднего открытия клапана (зона /) среднее индикаторное давление в двигателе L-GFCA выросло по сравнению с двигателем L-GF с 1,26 до 1,40 МПа.

Повышение экономичности двигателей было достигнуто благодаря снижению удельного расхода топлива на 7,5%, чему способствовало и глубокое охлаждение продувочного воздуха.
По данным фирмы, снижение температуры продувочного воздуха на каждые 10°С позволило уменьшить расход топлива на 0,8%. Глубокое охлаждение воздуха сопряжено с выпадением из него конденсата водяных паров, что может быть причиной износов деталей ЦПГ. Это затруднение было устранено установкой в воздухоохладителях 1 (см. рис. 36) сепараторов влаги, состоящих из набора профилированных пластин. Содержащиеся в потоке воздуха капли конденсата отводятся от пластин в дренажную систему.

Фирмой проводились исследования возможности выбора между полным использованием построечной мощности двигателя и снижением скорости судна для максимальной экономии топлива.

Они показали, что двигатели типа L-GFCA могут работать при постоянном значении максимального давления сгорания в диапазоне изменения мощности от 100 до 85% Neном. (при работе двигателя на винт).
Результаты этих исследований представлены расчетной диаграммой, а. Зона режимов, в которой допускается сохранение номинальных значений Pz, ограничена фигурой 1-2-3-4-5. Работа в зоне 1-6-2 связана с превышением номинальных значений удельных давлений на подшипники.

При необходимости полного использования построечной мощности (т. е. поддержания максимальной скорости) режимы работы двигателя должны располагаться около границы 5-1-2-3.
Конкретное положение режимной точки будет зависеть от расположения реальной винтовой характеристики. При необходимости движения экономичным ходом режимная точка должна располагаться ближе к границе 3-4-5. Рис. 38,6 показывает, что. в этом случае часовой расход топлива уменьшится вследствие снижения как мощности, так и удельного эффективного расхода топлива (точки Л к В).

Дизели типа L-GA

Дизели типа L-GA

Первая разработанная объединенной фирмой МАН - «Б и В» модель двигателя L-GA отличалась от предшествующей модификации L-GFCA только использованием турбокомпрессора NA-70, разработанного фирмой МАН.
Повышение к. п. д. турбокомпрессора с 61 до 66% снизило эффективный удельный расход топлива на 2 г/(кВт-ч) при номинальной мощности и на 2,7 г/(кВт-ч)-при 76% Neном. Поскольку при оборудовании дизеля более эффективным турбокомпрессором не ставилась задача повышения среднего эффективного давления, увеличение его к. п. д. было использовано для уменьшения располагаемой энергии газов перед турбиной за счет более позднего открытия выпускных клапанов. Это позволило полнее использовать расширение газов в цилиндрах дизеля, что повысило его экономичность. Все остальные параметры двигателя L-GA остались такими же, как у L-GFCA.

Высокий к. п. д. новых турбокомпрессоров и более позднее открытие выпускных клапанов снизили температуру отработавших газов за турбиной на 20-25°С. В результате уменьшилась и паропроизводительность утилизационного котла. Чтобы частично компенсировать снижение температуры газов, было решено использовать турбокомпрессоры с неохлаждаемыми корпусами типа NA-70 фирмы МАН.

Дизели типа L-GB

Дизели типа L-GB

Модификация L-GA послужила промежуточной моделью при переходе к дизелям повышенной форсировки и лучшей экономичности серии L-GB. В этих двигателях были увеличены ре до 1,5 МПа и цилиндровые мощности дизелей на 13% (по сравнению с дизелями L-GFCA). Удельный расход топлива снижен на 4 г/(кВт-ч) вследствие использования более эффективных турбокомпрессоров и повышения Pz до 10,5 МПа. В связи с ростом уровня тепловых и механических нагрузок все детали движения и ЦПГ, а также остова усилены, хотя общая ком-поновка осталась без изменений по отношению к двигателям L-GFCA.

Для повышения надежности выпускного клапана его конструкция переработана: пружины заменены пневматическим поршнем, работающим при давлении воздуха 0,5 МПа, для вращения клапана применена крылатка, охлаждение седла клапана по сверленым каналам.

Новая конструкция поршня с масляным охлаждением.

Для автоматического поддержания постоянного давления в области нагрузок от 78 до 110% применен золотниковый насос смешанного регулирования. Специальная конфигурация отсечных кромок 1 плунжера обеспечивает увеличение опережения впрыска при снижении нагрузки двигателя, поддерживая максимальное давление сгорания на номинальном уровне.

При уменьшении нагрузки ниже 75% момент начала подачи по насосу постепенно начинает уменьшаться и примерно при 50% нагрузки давление Pz становится таким же, как при насосе прежней конструкции.

Дизели серии L-GBE

Дизели серии L-GBE

Одновременно с серией L-GB фирмой МАН «Б и В» разрабатывалась ее улучшенная по экономичности модификация L-GBE. У двигателей этой модификации те же размерности частоты вращения, что и у двигателей L-GB, но номинальное среднее эффективное давление снижено до уровня дизелей L-GFCA при сохранении максимального давления сгорания на высоком уровне и более высокой степени сжатия.

Для уменьшения объема камеры сжатия под пятку поршневого штока установлены специальные прокладки. Турбокомпрессоры дизелей L-GBE имеют другие размеры проточных ча-стей, соответственно изменены размеры продувочных окон и фазы выпускного клапана.
Есть отличия и в конструкции распылителей форсунок и плунжеров ТНВД. Благодаря автоматическому увеличению угла опережения подачи топлива при развороте плунжера с уменьшением мощности диаграмма Нагрузок при pz=const немного меняется: границей низких частот вращения, т. е. левой образующей зоны постоянных значений pz, становится линия винтовой характеристики. В результате эта зона существенно расширяется.

Малоразмерная модель L35GB/GBE (см. табл. 8). спроектирована заново. В связи с повышением давления сгорания до 12 МПа чугунный блок цилиндров выполнен литым, коленчатый вал - цельнокованый, изменена конструкция механизма реверса.

Дизели серии L-MC/MCE

Дизели серии L-MC/MCE

Следующей моделью фирмы МАН-«Б и В» стала сверхдлинноходовая модель с отношением S/D= 3,0 - 3,25 получившая маркировку L-MC/ МСЕ. За счет дальнейшего увеличения хода поршня и одновременного повышения Pz удельный эффективный расход топлива в двигателе L90MC/MCE составил 163-171 г(кВт-ч). Стремясь возможно полнее удовлетворить потребности судостроения, фирма МАН-«Б и В» в 1985 г. объявила о подготовке к производству двух модификаций МОД S-MC/MCE К-МС/МСЕ (табл. 9).Модели S-MC и S-MCE имеют отношение S/D=3,82 и обеспечивают рекордно низкие расходы топлива до 156 г/(кВт-ч),

Модели К-МС и К-МСЕ с отношением S/D=3 имеют сравнению с аналогичными двигателями моделей L-MC/MCE повышенную на 10% частоту вращения, так как она предназначена для контейнеровозов и других быстроходных судов, в которых ограниченное пространство кормовых подзоров не, позволяет использовать низкооборотные гребные винты большого диаметра.

В двигателе 12К90МС может быть обеспечена номинальная мощность 54 тыс. кВт.

Основные конструктивные решения, использованные фирмой в дизелях последних модификаций, остались неизменными и отношению к дизелям моделей L-MC/MCE. фундаментная рама 7 сварная, коробчатой формы с цельнолитыми поперечными балками, высота ее обеспечивает большую жесткость. Сплошной отлитый из чугуна ресивер 1 продувочного воз-духа объединен с охлаждающими рубашками блоков цилиндров.

В цилиндровых втулках 6 температура распределяется равномерно, износы при небольших расходах цилиндровой смазки невелики. Крышка цилиндра 4-стальная кованая, имеет систему сверленых каналов для охлаждения.

Топливные насосы золотникового типа со смешанным регулированием подачи обеспечивают низкие расходы топлива. Выпускные клапаны 2 в крышках цилиндров имеют гидравлический привод и устройство для проворачивания, что повышает надежность их сопряжения с охлаждаемыми седлами. Поршни 5 охлаждаются маслом.

Экономичность двигателей была повышена за счет утилизации тепла выпускных газов в стандартизованной турбокомпаундной системе 3, которая предлагается в двух вариантах: ГТН с электрогенератором, встроенным в воздушный фильтр глушитель, или утилизационный турбогенератор. При этом дополнительная энергия может отдаваться винту или в судовую электросеть.

Конструкцию распылителя форсунки судовых дизелей Бурмейстер и Вайн (рис. 6.4.5., а) с незначительными изменениями применяли до тех пор, пока не была создана принципиально новая форсунка с другим распылителем (рис. 6.4.5., б).

В конструкции, показанной на рис. 6.4.5., а, сопло 10 запрессовано в корпус 11 (соплодержатель), который притирается к нижнему торцу направляющей 8 иглы 7. Верхний торец направляющей притерт к корпусу 1 форсунки. Массивной гайкой 9 соплодержатель 11, направляющая 8 и нижняя часть корпуса 1 скреплены в единый герметичный узел. Штифты 5 обеспечивают совпадение участков каналов охлаждения 12 топливопровода 6. Сопло 10 закреплено в корпусе 11 горячей посадкой, чем обеспечивается надежная фиксация сопла, отверстия которого должны иметь строго заданное направление (число форсунок две или три при центральном положении выпускного клапана). Три или четыре распыливающих отверстия сопла имеют диаметр 0,95 -1,05 мм. Для увеличения срока службы элементов игла - упор верхняя часть иглы 7 сделана в виде утолщённой головки, а упор 4 - в виде втулки увеличенного диаметра. Упор запрессован в тело корпуса 1. Подъём иглы h и = 1 мм. Развитая головка иглы позволила увеличить диаметр штока 3, передающего игле усилие затяга форсуночной пружины 2 (Р зп), что повысило надёжность узла пружина - шток.

Форсунки Бурмейстер и Вайн охлаждаются, как правило, дизельным топливом автономной системы.

Рис. 6.4.5

В последние годы все высокомощные судовые малооборотные дизели Бурмейстер и Вайн, а также перспективные дизели МАН - Бурмейстер и Вайн оборудуют новыми форсунками унифицированной конструкцией (см. рис. 6.4.5., 6).

Принципиальным отличием в данном случае является то, что форсунка неохлаждаемая. Нормальная работа форсунки при высоких температурах подогрева тяжелого топлива (105-120 °С) обеспечивается благодаря его центральному подводу по каналу 14. При этом получаются симметричное температурное поле и равные градиенты температур по поперечному сечению распылителя, а следовательно, равные рабочие зазоры в сопряженных парах (во всех прочих конструкциях форсунок, где горячее топливо и охладитель подаются по разным сторонам ее корпуса, создается несимметричное температурное поле).

Распылитель состоит из сопла 10, направляющей 8, иглы 7 и запорного клапана 17 внутри иглы. Направление односторонних сопловых отверстий обеспечивается фиксацией сопла штифтом 5, (корпус 1 форсунки фиксируется своим штифтом в месте крепления, не показанном на чертеже). Игла 7, имеющая вверху форму стакана, воспринимает усилие затяга пружины 2 через ползун 13, в вырезы которого входит головка проставки 15 с центральным каналом 14. Внутри стакана иглы размещены пружина 16 запорного клапана 17 и узел сопряжения топливного канала в проставке 15 и в клапане 17. Нижний заплечик проставки 15 ограничивает подъем клапана (h к = 3,5 мм), а верхний - подъем иглы (h и = 1,75 мм).

Форсунка обеспечивает циркуляцию нагретого топлива при неработающем двигателе (во время подготовки к пуску и при вынужденных остановках в море), а также в период между смежными впрысками, когда ролик толкателя плунжера обкатывает цилиндрическую часть шайбы.

При стоянке двигателя, когда ТНВД находится в положении нулевой подачи (полости наполнения и нагнетания соединены), топливоподкачивающий насос при давлении 0,6 МПа подает топливо в нагнетательный топливопровод и канал 14 форсунки. "Гак как пружина 16 запорного клапана 17 имеет затяг 1 МПа, то клапан не поднимается, и топливо проходит через небольшое отверстие 18 в стакан иглы и далее вверх на слив. Таким образом, при стоянке любой продолжительности вся система нагнетания будет заполнена топливом рабочей вязкости. Это исключительно важно для надежной работы топливной аппаратуры.

При работе двигателя в период активного хода плунжера давление нагнетания практически мгновенно поднимает запорный клапан 17, и перепускное отверстие 18 перекрывается. Топливо проходит к дифференциальной площадке иглы 7 и поднимает иглу.

В конце активного хода плунжера вся система нагнетания быстро разгружается через рабочую полость насоса, так как нагнетательного клапана в нем нет. Когда давление топлива падает ниже давления затяга Р ап. пружина 2 сажает иглу 7, а при давлении ниже 1 МПа пружина 16 опускает на место запорный клапан 17. Ролик толкателя плунжера на длительное время выходит на верх шайбы, и система нагнетания вновь прокачивается топливом до следующего активного хода плунжера.

В рассмотренной особенности новой форсунки большое достоинство топливной аппаратуры, так как в любых условиях эксплуатации она постоянно находится в рабочем температурном режиме, что чрезвычайно важно для гарантии надежности.

Практика показала, что во время вынужденных остановок судов в море, при длительных стоянках в готовности, а также при продолжительных режимах малых ходов и маневров тяжелое топливо остывает по всей линии нагнетания, вязкость его повышается. В таких случаях после пуска двигателя или при резких набросах нагрузки давление впрыскивания может сильно возрасти, а гидравлические усилия в линии нагнетания достичь опасного уровня. В результате возможны образование трещин в корпусах ТНВД и стенках нагнетательных топливопроводов, прорыв мест соединений их с насосом и форсункой (особенно когда эти места резьбовые).

Для топливной аппаратуры с охлаждаемыми форсунками существует несколько решений, направленных на поддержание температурного режима системы нагнетания в упомянутых условиях: отключение охлаждения форсунок, подача пара в каналы охлаждения, установка вдоль всего (или части) нагнетательного топливопровода паровых «спутников» и т.д. Однако все эти решения по эффективности действия значительно уступают форсунке с симметричным температурным полем.

Положительным фактором в пользу неохлаждаемых форсунок является и то, что исключается необходимость применять специальную систему охлаждения (два насоса, цистерна, трубопроводы, контрольно-измерительные приборы и приборы автоматики).

Есть, однако, и недостатки. Конструкция форсунки сложная, многодетальная. Одних мест притирки - девять, причем для притирки требуются специальные оправки. В топливной аппаратуре фактически отсутствует нагнетательный клапан, так как запорный клапан 17 его функций не выполняет: в случае зависания иглы форсунки топливо из системы нагнетания выталкивается давлением газов в цилиндре вскоре после окончания активного хода плунжера. Опыт показывает, что цилиндр при этом самовыключается.

И.В. Возницкий
Год выпуска: 2008
Издательство : Моркнига
Жанр: Техническая Литература
Язык: Русский
Цена: 1000 рублей

Целью настоящего издания является оказание практической помощи при изучении конструкции и особенностей эксплуатации главных судовых малооборотных двухтактных дизелей модели МС с диаметрами цилиндров от 50 до 98 см., выпускаемых фирмой "MAN Diesel" и ее лицензиатами. Фирма "МАН -Дизель" наряду с фирмой "Вяртсиля", занимает ведущее положение в области судового дизелестроения.

Первый раздел посвящен анализу тенденций развития малооборотных двигателей, проблемам повышения их эффективности на переходных режимах и режимах малых нагрузок.

Во втором разделе рассматриваются особенности конструкции двигателей модельно ряда МС 50-98. Особое внимание уделяется топливовпрыскивающей аппаратуре.

Третий раздел посвящен вопросам организации технического обслуживания двигателей и обслуживающих их систем и механизмов. Здесь же приводится сводная таблица типичных повреждений дизелей, их причин и методов предупреждений.

Основная часть книги (Раздел IV) построена на материалах фирменной Инструкции по эксплуатации двигателей МС 40С (эксплуатация) и 8С (компоненты и обслуживание) и в большей части ее дублирует. Здесь помещены копии материалов инструкции фирмы, отобранных автором и несущих наибольшую информацию, необходимую судовым механикам при решении ими задач эксплуатации дизелей и их технического обслуживания.

Однако, надо учитывать, что представленная публикация полную фирменную инструкцию не заменяет и в ряде случаев необходимо ее использовать.

Раздел I. Малооборотные двигатели, тенденции развития, характеристики
1. Системы газообмена 2-х тактных двигателей
2. Газотурбинный наддув 2-х тактных двигателей
3. Воздухоснабжение двигателей при пуске и на маневрах, помпаж ГТК
4. Оптимизация тепловой энергии
5. Использование энергии выхлопных газов в силовых газовых турбинах
Раздел II. Модельный ряд МС двигателей «МАН - Бурмейстер и Вайн».
6. Особенности конструкции двигателей
7. Топливовпрыскивающая аппаратура.
Раздел III. Техническое обслуживание дизелей - повышение эффективности их эксплуатации и предотвращение отказов
8. Системы технического обслуживания.
9. Превентивное техническое обслуживание.
10. Техническое обслуживание по состоянию.
11. Основы диагностирования технического состояния,
12. Современные методы организации технического обслуживания судовых дизелей
13. Сводная таблица повреждений судовых дизелей.
Раздел IV. Выдержки из инструкции по эксплуатации и техническому обслуживанию двигателей MAN&BW - МС 50-98.
Проверки во время стоянки. Регулярные проверки остановленного
дизеля при нормальной эксплуатации. Пуск, управление и прибытие в порт.
Неисправности при пуске. Проверки в период пуска.
Нагружение.
Проверки при нагружении
Работа.
Неисправности при пуске. Неисправности при работе
Проверки при работе. Остановка.
Пожар в ресивере продувочного воздуха
и воспламенение в картере
Помпаж турбонагнетателя
Аварийная работа с отключенными цилиндрами или турбонагнетателями
Вывод цилиндров из эксплуатации. Пуск после вывода цилиндров из
эксплуатации. Работа двигателя с одним отключенным цилиндром.
Длительная работа с ТН, выведенным из эксплуатации.
Вывод цилиндров из эксплуатации
Наблюдения при работе двигателя
Оценка параметров двигателя в эксплуатации. Рабочий диапазон.
Нагрузочная диаграмма. Пределы для работы с перегрузкой.
Характеристика винта
Эксплуатационные наблюдения
Оценка записей.
Параметры, относящиеся к среднему индикаторному давлению (Pmi).
Параметры, относящиеся к эффективной мощности (Ре).
Повышенный уровень температуры выпускных газов - диагностика
неисправностей.
Механические дефекты, способствующие снижению давления сжатия.
Диагностика охладителей воздуха.
Удельный расход топлива.
Коррекция рабочих параметров
Примеры расчетов:
Максимальная температура выпускных газов.
Оценка эффективной мощности двигателя без
индикаторных диаграмм. Индекс топливного насоса.
Частота вращения турбонагнетателя.
Нагрузочная диаграмма только для движения судна.
Нагрузочная диаграмма для движения судна и привода валогенератора.
Замер показателей, определяющих термодинамическое состояние двигателя.
Поправка на окружающие условия ИСО:
Максимальное давление сгорания, Температура выпускных газов,
Давление сжатия. Давление надувочного воздуха.
Примеры замеров
Состояние цилиндра
Функционирование поршневых колец. Осмотр через продувочные окна. Наблюдения.
Переборка цилиндра
Сроки между переборками поршней. Первичный осмотр и снятие колец.
Замер износа колец. Осмотр цилиндровой втулки.
Замеры износа цилиндровой втулки
Юбка поршня, головка поршня и охлаждающая жидкость.
Кольцевые канавки поршня Восстановление рабочих
поверхностей втулки, колец и юбки.
Зазор в замках колец (новые кольца).
Установка поршневых колец. Зазор поршневых колец.
Смазка цилиндра и монтаж.
Обкатка втулок и колец
Факторы, влияющие на износ цилиндровой втулки.
Смазка цилиндра.
Цилиндровые масла. Величина подачи цилиндрового масла.
Расчет дозировки при спецификационной мощности.
Расчет дозировки при частичных нагрузках.
Осмотр состояния ЦПГ через продувочные окна, осмотр поршневых колец
Дозировка цилиндрового масла при обкатке.
Расходы масла при спецификационной мощности.
Шейки / Подшипники
Общие требования. Антифрикционные металлы. Покрытия.
Шероховатость поверхности. Искровая эрозия. Геометрия поверхности.
Шейки ремонтного раздела.
Проверка без вскрытия. Ревизия со вскрытием и переборка.
Виды повреждений
Причины наволакивания. Трещины, причины трещин.
Ремонт переходных участков (канавок) для масла.
Скорость износа подшипников. Ремонт подшипников на месте.
Ремонт шеек. Крейцкопфные подшипники. Рамовые и мотылевые подшипники.
Узел упорного подшипника и подшипники распределительного вала. Проверка
новых подшипников перед монтажом
Центровка рамовых подшипников.
Измерение раскепов. Проверка раскепов. Кривая раскепов.
Причины изгиба коленчатых валов. Измерения по струне.
Центровка валопровода. Перезатяжка фундаментных болтов
и болтов концевых клиньев. Перезатяжка анкерных связей.
Программа проверок и обслуживания двигателей МС
Крышка цилиндра. Поршень со штоком и сальником.
Проверка поршня и колец. Лубрикаторы. Втулка цилиндра и охлаждающая
рубашка. Осмотр и обмер втулки. Крейцкопф с шатуном. Смазка
подшипников. Проверка поступательно движущихся частей. Проверка
зазора в мотылевом подшипнике. Коленчатый вал, упорный подшипник и
валоповоротный механизм. Проверка раскепов коленчатого вала. Демпфер
продольных колебаний. Цепной привод. Проверка цепного привода,
регулировка демпфера натяжного устройства. Осмотр рабочих поверхностей
кулаков ТНВД. Проверка зазора в подшипнике распределительного вала.
Регулирование положения распределительного вала из-за износа цепи.
Система продувочного воздуха двигателя
Работа с вспомогательными воздуходувками.
Охладитель надувочного воздуха, Очистка воздухоохладителя
Сухая очистка турбины ТН.
Система пускового воздуха и выхлопа.
Главный пусковой клапан, воздухораспределитель.
Пусковой клапан. Выпускной клапан, аварийная работа
с открытым выпускным клапаном. Проверка регулировки
кулака выпускного клапана.
Топливные насосы высокого давления. Проверка, регулировка оперережем
Форсунки. Проверка, переборка распылителей. Испытание на стенде.
Топливо, топливная система
Топлива, их характеристики. Стандарты на топлива. ТНВД, регулировки.
Топливная система, топливообработка.
Циркуляционное масло и система смазки.
Система циркуляционного масла, Неисправности системы.
Уход за циркуляционным маслом. Чистота масляной системы.
Очистка системы. Подготовка циркуляционного масла. Процесс сепарации.
Старение масла. Циркуляционное масло: анализы и характерные свойства.
Смазка распределительного вала. Объединенная система смазки.
Смазка турбонагнетателя.
Вода, системы охлаждения
Система забортной охлаждающей воды. Система охлаждения цилиндров.
Центральная система охлаждения. Подогрев во время стоянки.
Неисправности системы охлаждения цилиндров. Водоподготовка.
Уменьшение эксплуатационных неисправностей.
Проверка системы и воды в эксплуатации. Очистка и ингибирование.
Рекомендуемые ингибиторы коррозии.

Воплощение в жизнь великих идей - дело времени. Но сами эти великие идеи всегда приходят внезапно. Или ночью, или по пьянке. Странно только, что колесо было изобретено раньше самогона…

Burmeister & Wain

Моим первым «подфлажным» пароходом оказался балкер «Галактик» греческой судовой компании. Это было в декабре 1991 года, когда развал торгового флота ЧМП только начинался. Работы на базовом флоте становилось все меньше для моряков, и вместе с тем попасть «под флаг» было еще не всем доступно. Еще плотно терлись о землю совдеповские хвосты принципа отбора: где по знакомству пролез, где и цифру отсыпал…
Я оказался в этой отборной гвардии совершенно случайно. Решение уже созрело, и оставалось зайти в кадры подписать заявление на перевод в «подфлажный» флот. Инспектор, конечно же, категорически отказал мне, мол, некому на танкерах работать. На выходе я заметил, что дверь в кабинет старшего инспектора (не помню фамилию, много их тогда развелось в переулке Нахимова), зав. кадрами плавсостава подфлажного флота открыта и секретарши в предбаннике нет. Я решился на необдуманный, но, как позже оказалось, правильный поступок и, постучавшись, попросил разрешения войти. В кабинете горела только настольная лампа, и в ее свете я увидел лицо занятого человека. Он снял очки.
- Я вас слушаю, молодой человек.
- Проблема у меня, хотел посоветоваться.
- У меня мало времени. Что у вас?
- Заяву написал, хочу под флаг…
- Давайте заявление. А где подпись инспектора?
- Так в том-то и дело, не хочет инспектор подписывать, не отпускает меня.
Пауза немного зависла. Взгляд прыгал с листа на меня и обратно. Рука надела на нос очки, плотно их притерла к переносице, и уже какой-то другой, твердый голос изрек:
- А мы с вами обойдемся и без его подписи! - рука размашисто утвердила на бумаге какую-то резолюцию, другая, порывшись в ящике стола, извлекла из его недр маленькую печать, и ее категорический хлопок перебросил меня в другой мир…

Первые сборы подфлажников были тут же, в кадрах тогда еще вроде бы ЧМП. Хотя многим в те дни уже было ясно, что эти три буквы тонут в трясине капиталистических обновлений. Но тогда моряка волновало другое - заработать денег. А кто чего там разваливает и кто окажется под развалинами - пустозвон сквозь сигаретный дым за кружкой помойного пива в забегаловке рядом с кадрами. Свое - оно как-то ближе и больней… Так вот, уже зная название судна, на которое мне предстояло лететь в составе сколоченного экипажа неизвестно куда и когда, я регулярно, три раза в неделю, в назначенное время посещал сборы. Вопросы, которые там решались, на первый взгляд были серьезными и актуальными, но при ближайшем рассмотрении оказалось, что это просто перекомплектовка, отсеивание неугодных и втискивание новых, нужных кому-то людей, но как зачастую выходило - совершенно ненужных именно на судах. Среди всех прочих было и немало действительно серьезных спецов с большим стажем и опытом работы на советских судах - как рядовых моряков, так и офицерского состава. Так я познакомился с двумя выдающимися личностями: Борисом Ивановичем Маслюком и Иваном Ивановичем Волковым. Старые сварщики-мотористы, обыкновенные работяги-моряки Боря и Ваня, которых я сразу же окрестил по типу судового главного двигателя - Бурмейстер и Вайн…

Старые штаны с новыми дырками

Панама встречала нас жарой, а где-то там дома скрипела зима. Привезли нас из аэропорта прямиком к Панамскому каналу, возле славного города с одноименным названием. Ждать подхода судна для смены экипажа предстояло несколько часов. Сразу же к нам прилипли местные маклаки (в простонародии - бизнесмены) со всякого рода навязчивыми предложениями купить их разношерстные товары. Среди прочего у них можно было найти и кое-что полезное. Например, водку.

Скуплена она была в количестве двух ящиков, в каждом из которых находилось по шесть двухлитровых бутылок под названием «ВОДКА БОЛШОЙ». И телевизоры. На такую роскошь я претендовать не мог, так как вылетел из Одессы с пустыми, а приземлился в Панаме с дырявыми карманами. Но кое у кого цифра в карманах еще громко похрустывала, и трое наших хорошо похмелившихся соратников категорически решили: надо брать! К ним, пошевеля мозгами и рассудив, что телевизор в каюте на время контракта является вещью первостепенной важности, примкнул непьющий Бурмейстер. Вайн скромно откололся, решив покупать телевизор по дороге домой после окончания контракта… а еще лучше - музыкальный центр.

Договорившись с маклаком, который на радостях скинул цену за опт с четырехсот до аж трехсот восьмидесяти долларов за единицу товара, наши мужи теперь уже полностью были готовы работать хоть год и хоть на чертовом корыте, которое будет плавать в кипящем масле. Аппараты проверили, воткнув по очереди вилки в розетку в какой-то засаленной, воняющей рыбой и старыми шлепанцами будке.

Покупки обмыли. В процессе ожидания подхода судна количество ящиков с водкой сократилось до полутора. Кто-то купил себе соломенную шляпу, которая уже минут через пять безответственно доверилась легкому ветерку…

Фигура из трех пальцев

Шел уже третий месяц контракта. Выполняя условия фрахта, судно бегало с грузом угля, руды или цемента, а порой и зерна из портов на Миссисипи, через Атлантику, на Гвинейский залив. Обратно в балласте снова на Штаты. В тропиках жара, а на судне не работает кондиционер. Тотальная экономия - компания зажимает запчасти, и мы на пару с Вайном разбираем, что-то придумываем, снова собираем… Поработает пару дней - и скиснет. Но нам не привыкать.
Однажды, выйдя из славного Гвинейского порта Конакри, мы в очередной раз двинули на Новый Орлеан. По международным требованиям перед выходом из таких веселых портов экипаж должен досмотреть все судно на предмет присутствия в разных дырах и щелях незаконных мигрантов и при нахождении оных сдать их властям. Досматривали как обычно, то есть не очень-то и внимательно. Да и за полчаса отведенного времени не сильно-то и досмотришь. Тут пару часов надо бы и фонарей побольше. В общем, на третьи сутки перехода откуда-то из трюма вылупились три клавиша. Здрассте, мол, мы вот тут пить очень хотим, да и пожрать бы не прочь. И темно у вас там!.. Напоили, хлеба дали, определили любезных в каюту с решеткой на иллюминаторе и под замок. В каюте той, как и положено - гальюн и умывальник. Но братья наши меньшие, верно, слыхом не слыхивали о чудесах быта и справляли нужду по углам каюты. На всех доступных членам экипажа языках, на пальцах рук и ног мы пытались объяснить, куда по нужде ходить следует, но дело это оказалось безнадежным, разве что пользовать наши крестники стали только один угол каюты из четырех. И то уже хорошо…

А в это время идет крутая переписка капитана с компанией по поводу присутствия на борту нежелательных элементов, имеющих намерение своим тайным вторжением подорвать экономику Соединенных Штатов. Из самой Америки приходят недовольные и категорические заявления о том, что вина за происшедшее возлагается на капитана и экипаж и что к компании будут применены штрафные санкции. Капитан, в свою очередь, собирает экипаж для разбирательства…

Капитана помню только фамилию: Мороков. О качествах мастера судить не буду - не мой уровень. Но профессионал, чувствовалось. А как человек - так все мы со своими лопнувшими шариками в голове и семейными проблемами. Своеобразный стиль разговора - ускоренно-заикающийся, а в нервозной или напряженной обстановке его порой можно было и не понять, приходилось прислушиваться.
- Так вот, собрал капитан Мороков народ для расправы. Сидит за столом, красный как буряк, слюной брызжет, кулаком по столу в такт резаным словам стучит:

К-компания штраф, ш-штраф за этих п-пассажиров платить должна! Из-за вашей х-халатности! Сc-то пи-пийсят тыщ до-доларов платить!.. - в это время сидящий в первом ряду собрания Бурмейстер с напряжением, приставив ладонь рупором к уху, вслушивается в тарабарщину Морокова.

Лицо его из состояния полного непонимания постепенно переходит к сосредоточению, потом брови медленно сдвигаются, одна приподымается и растягивается по лбу… - И ч-что прикажете с вами делать?! Это же с-сто пийсят ты-ты-щ дола-долларов! П-платить из-за вас!..
…дотарабанить капитан так и не успел. Со своего места внезапно вскочил Бурмейстер и дрожащим гневно-истерическим голосом заорал:

Это что, я свои сто пятьдесят долларов платить должен?!. На! - и под носом у Морокова образовалась круто свернутая рабочей рукой огромная фига!..
Пока успокоили Бурмейстера, объяснив ему, что по чем и о чем вообще речь идет, пока пришел в себя обалдевший Мороков, пока отгрохотал смех в салоне, прошло какое-то время. Ни о каком собрании дальше речи уже не могло быть. Глуховат был Борис Иваныч. Да и скуповат - уж это было!

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки, молодежи и спорта Украины

«Одесская национальная морская академия»

Курсовая работа

По дисциплине: Судовые двигатели внутреннего сгорания

Выполнил

Писаренко А.В

Проверил:

проф. Горбатюк В.С.

Одесса 2012

Введение

Многолетняя практика показала, что на всех типах судов торговых и специализированного флота, в качестве главных двигателей преимущество применения получим двигатель внутреннего сгорания.

Высокая экономичность по удельному расходу топлива, высокий эффективный коэффициент полезного действия, значительный моторесурс и надежный в работе двигатель являются основными причинами применения дизеля на морском флоте.

Наряду с часто используемым комплексом, который состоит из поршневого двигателя, газовых турбин и компрессоров, на транспортных судах с мощными дизельными установками. Большую часть времени работающих в постоянном режиме полной нагрузки на переходах между портами широкое применение находят схема комбинированного типа с утилизацией теплоты выпускных газов в Г.Т.Н. и в утилизационном котле, что значительно повышает экономичность двигателя. При достаточности пара утилизационного котла дополнительно устанавливают турбогенератор, обеспечивающий судно электроэнергией на ходу, что позволяет экономить топливо на работу дизель генератора.

Подобные дизельные установки оборудованы средствами дистанционного управления, системами и прибора ми постоянно го контроля рабочими параметрами температур ответственных узлов двигателя охлаждающей жидкости и масла, системами аварийно-предупредительный сигнал защиты с записью всех отключений параметров от допустимых пределов на контрольную ленту.

В настоящее время и в ближайшем будущем основным направлением развития судового дизель строения предусматривается совершенствование рабочего процесса двигателя направленного на повышение экономичности в расходе топлива, масла, глубокую утилизацию теплоты отработанных газов и охлаждающей воды, повышение надежности дизелей на всех эксплуатационных режимах, на совершенствования конструкции и применения, более качественных материалов.

На судах транспортного и специализированного флота широкое применение получим ведущих дизель - строительных фирм в числе которых: «Бурмейстер и Вайн» (Дания), «MAN» (Ф.Р.Г.), «Зульцер» (Швейцария), «Бурянский мотостроительный завод» (Россия).

Для выполнения курсового проекта в качестве двигателя-прототипа применить двигатель фирмы «Бурмейстер и Вайн» марки 5ДКРН 62/140

1. Конструктивные данные двигателя

Двигатель двухтактный, с прямоточно-клапанной продувкой, крейцкопфный, реверсивный, с надувом, правого вращения, с числом цилиндров 8 и агрегатной мощностью 10000 л. с.

Система продувки при работе двигателя на задний ход выпускной клапан открывается на 83 до н.м.т. и закрывается при 63 после н.м.т. Надув двигателя газотурбинный.

Система продувки при работе на передний ход имеет следующие газораспределения. Открытие выпускного клапана происходит при 89 до н.м.т. закрытия при 57 после н.м.т. Угол открытия выпускного клапана при 146 продувочных окон при 76 поворота коленчатого вала.

Воздух в цилиндр подается центробежным нагнетателем через имеющий ребра трубчатый воздухоохладитель, общий сварной ресивер и под поршневые полости.

Топливоподающая система двигателя устроена следующим образом. Топливоподкачивающий насос - поршневой, двухцилиндровый, с давлением нагнетания 3-4МПа. Он приводится в движение от кривошипа на носовом конце коленчатого вала. Фильтры тонкой очистки - с патронами из тонкого войлока.

Насос высокого давления - золотникового типа, с регулировкой по концу подачи. Максимальное давление впрыска составляет 600 кПсм. Плунжер имеет диаметр 28 мм и ход 42 мм. Кулачковая шайба - симметричного профиля, состоящая из двух половин.

Форсунка закрытого типа охлаждается топливом. Давление открытия силы 220 кПсм. Игла с плоским концом имеет подъем 0,7 мм, сопло - с тремя отверстиями диаметром 0,67 мм.

На носовом торце станины размещен холодильник дизельного топлива, а при системе тяжелого топлива - подогреватель топлива с термостатом.

Система охлаждения цилиндров, выпускной клапан - замкнутая, двухконтурная, с приводом насосов от электродвигателей.

Пресная вода подводится к цилиндрам под давлением!,8 атм. от магистрали и, пройдя крышки и корпуса выпускных клапанов, отводится при температуре 6065 °С через патрубки в магистраль. Забортная вода на охлаждение воздухоохладителей поступает под давлением 0,8 атм. и отводится при температуре 40-45 °С по трубопроводам.

Циркуляционная система смазки обслуживается насосами с приводом от электродвигателя. Масло для кривошипно-шатунного механизма, приводного отсека упорного механизма, приводного отсека, упорного подшипника и привода выпускных клапанов поступает под давлением 1,8атм. по магистрали.

Втулка цилиндров, выполнена из легированного чугуна, имеет 18 продувочных окон высотой 9,8 мм с суммарной 1008 мм. В горизонтальной плоскости окна имеют тангенциальное направление. Втулка уплотняется по рубашке вверху притиркой опорных поверхностей, внизу - одним красномедным пояском. На зеркало втулки смазка поступает над продувочными окнами по двум штуцерам с шариковыми невозвратными клапанами. Крышка цилиндра из жаростойкой легированной стали уплотняется по торцу втулки притиркой, в крышке размещены, выпускной клапан со средним диаметром 250 мм при ходе 66 мм, две форсунки, предохранительный клапан и индикаторный кран. Из цилиндра в крышку охлаждающая вода переходит к двум патрубкам и по двум патрубкам из крышки в корпус выпускного клапана поршень - двигателя составной. В головке из легированной стали размещаются три верхних уплотнительных кольца высотой 10 мм и шириной 17 мм. Короткая направляющая выполнена из легированного чугуна.

Сварной вытеснитель и радиальные отверстия в цилиндрической части днища поршня способствует лучшему отводу тепла от стенок к маслу. Масло подводится по трубке. Шток диаметром 170 мм из углеродистой стали крепится к головке поршня через направляющую фланцем при помощи шпилек. С поперечиной крейцкопфа шток соединяется торцевой кольцевой поверхностью посредствам направляющего цилиндрического хвостовика с чайкой. В нижней части штока масло подводится трубка, уплотнена втулкой, разделяющей подводящую полость от сливной. Сальник штока с чугунным корпусом из нескольких частей имеет два маслосъемных и два уплотнительных кольца.

Крейцкопф двигателя двухсторонний, с 4-я ползунами из литой стали, которые шпильками закреплены к горцам стальной кованой поперечины. Рабочие поверхности ползунов залиты баббитом. Шатун с отъемными головными и шариковыми подшипниками, изготовленными из литой стали и залиты баббитом. Головные подшипники диаметром 280 мм и шириной 170 мм имеют по два шатунных болта и Мотылевым диаметром 400 мм с шириной верхней половинки 240 мм ширина нижней головки подшипника 170 мм имеют два полных шатунных болта. Болты выполнены из легированной стали, не имеют центрирующих поясов. Стержень шатуна диаметром 190мм с жесткой без вильчатой головкой полый, изготовленный из легированной стали. Стержень шатуна и подшипники имеют отверстия для подвода масла от мотылевого подшипника к головным.

Коленчатый вал составной: рамовые и мотылевые шейки из углеродистой стали имеют диаметр 400 мм, длину по 254 мм; шени из литой стали шириной 660 мм при толщине 185 мм; полые шейки закрыты по торцам крышки и на винтах. По условиям смазки и прочности радиальные отверстия б Мотылевых шейках смещены от плоскости коленчатого вала.

По условиям уравновешивания двигателя некоторые щеки отлиты с противовесами. Упорный подшипник двигателя одногребенчатый, с шестью качающимися упорными сегментами переднего и заднего хода, которые размещены в 2-ух секторах, и закрепляющихся в сварном корпусе двумя крышками. Валоповоротное устройство включает электродвигатель, соединенный с колесом на упорном валу через две червячные передачи.

Из поддона при температуре 45-52 °С масло отводится в сточную цистерну.

Смазка втулок рабочих цилиндров производиться от лубрикаторов с приводом распределительного вала. Подшипники газотурбонагнетателей получают смазку от самостоятельной системы с шестеренчатым насосом, имеющим привод от электродвигателя.

Привод распределительного вала топливных насосов и распределительного вала выпускных клапанов выполнен одинарной рашковой цепью с шагом 89 мм. От эксцентрика по распределительному валу выпускных клапанов получает движение индикаторный привод для каждого цилиндра, состоящий из рычага и корончатой тяги. Кулачковый валик золотникового воздухораспределителя в блочном исполнении имеет цепной привод от распределительного вала, топливных насосов.

Пост управления двигателя имеет пускореверсивную и топливную рукоятку. Пуск двигателя осуществляется сжатым воздухом давление ЗО кг/см с одновременной подачей топлива. Изменение направления вращения вала двигателя производится после реверсирования воздухораспределителя автоматически в пусковые состояния проворачиванием коленчатого вала относительно застопоренных распределительных валов топливных насосов и выпускных клапанов.

На месте у поста управления установлены: механический тахометр, указатель направления вращения, суммарный счетчик оборотов двигателя, манометры давления масла, топлива, продувочного воздуха, пресной и забортной воды, масла и выпускных газов. У поста управления размещены так же дистанционные тахометры для каждого газотурбонагнетателя и маховик запорного пускового воздуха.

Фундаментная рама, станина с А-образными полотнами, подставка, состоящая из двух секций, и остов, приводного отсека - сварной конструкции.

Рама со станиной соединены короткими болтами. На стойках закреплены двухсторонние чугунные параллели. Отсеки картера закрыты стальными съемными щитами со смотровыми окнами и предохранительными пластинчатыми пластинами, нагруженными пружинами. Блок цилиндров состоит из отдельных крупных рубашек. Для повышения скорости воды в охлаждающей полости уменьшено проходное сечение - особенно в районе верхней чести втулки. Рубашки имеют люки для осмотра полостей охлаждения. Короткие анкерные связи из легированной стали соединяют рубашки цилиндров через подставку с верхней усиленной плитой стояк картера. Связи размещены в полостях разъема рубашек.

2. Тепловой расчет

Основной задачей поверочного расчета является оценка параметров рабочего цикла на эксплуатационном режиме работы двигателя. При этом используются значения параметров контролируемых в эксплуатации с помощью штатных приборов.

2.1 Процесс наполнения

Давление воздуха на входе в компрессор.

P0? = P0-Дрф кгс/см (1)

Где, P0-барометрическое давление,720 мм.рт.ст.(задано)

Дрф-перепад давления на воздушных фильтрах ГТК,93 мм вод.ст(задано)

1мм.рт.ст.=0,00136 кгс/см

1мм.вод.ст=0,0001 кгс/см

P0?=720*0,000136-95* 0,0001=0,96

Давление воздуха после компрессора

рк=рs + Дрх кгс/см (2)

где, рs - давление воздуха в ресивере(после холодильника),1,42 кгс/см

Дрх -перепад давления на воздухоохладителях 250 мм.вод.ст.(задано)

рк=1.6+140*0,0001=1.614

Степень повышения давления в компрессоре

р к= рк/ P0? (3)

р к=1.614/0.96=1.68

Давление в цилиндре в конце наполнения

Для двухтактных двигателей с прямоточно-клапанной продувкой и с контурно-петлевой фирмы Зульцер.

ра=(0.96-1.05) рs (4)

Для расчета принимаем 1.01

Ра=1.01*1.6=1.616

Температура надувочного воздуха в ресивере(после холодильника)

Тк=Т? с *рк ^(nk-1/nk) K (5)

где Т? с= Т0= 273 +t0- температура воздуха на входе в компрессор

nk- показатель политропы сжатия в компрессоре. Для центробежных насосов с охлаждаемым корпусом nk=1.6-1.8. Для расчета принимаем nk=1.7

Т? с=273+35=308

Тк =308*1.616^(1.7-1/1.7)=375.76

Температура воздуха в ресивере

Тs=273+ tз.в. +(15-20) К (6)

где tз.в - температура забортной воды (tз.в =17С)

Тs=273+10+17=300

Температура воздуха в рабочем цилиндре с учетом подогрева (Дt) от стенок камеры сгорания.

Т?s= Тs + Дt К (7)

Где Дt=5-10С для расчета принимаем Дt=7С

Температура смеси воздуха и остаточных газов в конце наполнения

Та= (Т?s+ r Tr) /1+r K (8)

где r - коэффициент остаточных газов. Для двухтактных с прямоточно-клапанной продувкой r =0.04-0.08.

Для расчета принимаем r=0,06

Tr-температура остаточных газов Tr=600-900.Для расчета принимаем Tr=750

Ta=(307+0.06 *750) /1+0.06=332

Коэффициент наполнения отнесенный к полезному ходу поршня

з н= (/ -1)* (pG/ps)* (Ts/Ta)*(1/1+r) (9)

где -значение степени сжатия. Для малооборотных двигателей =10-13. Для расчета принимаем =12

з н=(12/12-1)*(1.616/1.6)*(301/332)*(1/1+0,06)=0.94

Коэффициент наполнения отнесенный к полному ходу поршня.

з? н= з н(1- s) (10)

где s - относительный потерянный ход поршня. Для двигателей с прямоточно-клапанной продувкой s=0.08-0.12. Для расчета принимаем s=0.1

з? н=0.94(1-0.1)=0.85

Полный рабочий объем цилиндра.

V?s= рD^2/4*S m

V?s=0.785*0.62^2*1.4=0.24

Плотность надувочного воздуха

s=10^4*Ps/R*Ts кг/м

где R=29.3 кгм/кг град(287 Дж/кг рад)-газовая постоянная

s=10^4*1.6/29.3*301=1.8

Заряд воздуха, отнесенный к полному рабочему объему цилиндра.

(кг/цикл) (11)

где d - влагосодержание воздуха, определяемое в зависимости от температуры и относительной влажности (табл. 1)

2.2 Процесс сжатия

Для мало- и среднеоборотных двигателей n1 =1.34+1.38. Для расчёта принимаем 1,36

Первое приближениеn1 =1,36

Второе приближениеn1 =1,377

Принимаемn1 =1,375

Давление в конце процесса сжатия.

Рс = р а * кгс/см (13)

Pc= 1.616-12" 377 =49.48

Температура в конце процесса сжатия.

Тс = Та* К (14)

Тс = 333 -12 0 - 377 =849.7

Для надёжного самовоспламенения топлива Тс должно быть не ниже 480+ 580"С или 753 +853 "К.

2.3 Процесс сгорания

Максимальное давление сгорания.

р: = рс *л кгс/см (15)

где, л=Pz/Pс - степень повышения давления. Для малооборотных двигателей л = 1.2 /1.35. Для расчёта принимаем л = 1,3

р z = 49.48 *1.3 = 64.32

Максимальная температура сгорания определяется из уравнения сгорания, которое можно привести к виду.

АТz 2 +ВТz -C=о

Решая квадратное уравнение, получим:

где, жz - коэффициент использования теплоты к моменту начала расширения; Для малооборотных двигателей жz = 0.80 0.86.

Для расчёта принимаем жz=0.83

Низшая теплота сгорания

Qн = 81С + 300Н -26(0-S)- 6(9 Н + W) ккал/кг, (17)

где, С, Н, 0,W, - содержание углерода, водорода, серы и воды % Для расчёта нам задан флотский мазут Ф-12. Из таблицы 2 принимаем С=86,5%, Н=12,2%, S=0,8%, О=0,5%, Qн =9885ккал/кг.

Количество воздуха теоретически необходимое для полного сгорания 1кг топлива:

в объёмных единицах

Lo= кмоль/кг (18)

в единицах массы

Go=Lo *мo кг/кг (19)

где мо =28,97 кг/кмоль - масса 1 кмоля воздуха

G0 = 0.485 * 28.97 = 14

Количество воздуха, действительно подаваемое в цилиндр для полного сгорания 1кг топлива:

в объёмных единицах

L=d*L0 кмоль/кг (20)

в единицах массы

G = d * G 0 кг/кг (21)

где d - коэффициент избытка воздуха при сгорании топлива. Для малооборотных двигателей d = 1.8 + 2.2. Для расчёта принимаем d =2.

L = 2*0.485 = 0.97

Теоретический коэффициент молекулярного изменения. (22)

Действительный коэффициент молекулярного изменения.

Средняя мольная изохорная теплоёмкость смеси свежего заряда воздуха и остаточных газов, в конце процесса сжатия.

(мС v) с см = (мCv) с воз = 4.6 + 0.0006 * Тс ккал/кмоль град (24)

(мС v) с см =4.6 + 0.0006-849.7 = 5.11

Средняя мольная изобарная теплоёмкость смеси «чистых» продуктов сгорания с оставшимися в цилиндре после сгорания избыточным воздухом и остаточными газами.

Подставим полученные значение в уравнение (25).

2.4 Процесс расширения

Степень предварительного расширения.

Степень последующего расширения.

Средний показатель политропы расширения з2 определяется методом последовательного приближения из уравнения:

Так как нам не требуется большая точность при расчётах з2 по формуле (28), то значение з2 для малооборотных двигателей з2 = 1.27/ 1.29, выбираем з2 =1.28

Давление в конце расширения. (29)

рb = 64.32*1/6.59 1 " 28 = 5.75

Температура в конце расширения. (30)

2.5 Параметры газа в выпускном тракте

Среднее давление газов за выпускными органами цилиндров.

рr- = рs-жn кгс/см (31)

где жn=(0.88/0.96) - коэффициент потери давления при продувке во впускных и выпускных органах. Для расчёта принимаем жn =0.92.

Pr=1.6*0.92 = 1.47

Среднее давление газа перед турбинами

PТ=Pr*жr кгс/см (32)

где, жг = 0.97 + 0.99) - коэффициент потери давления при продувке в выпускном от цилиндра до турбин. Для расчёта принимаем жг =0.98.

PТ = 1.47 *0.98 = 1.44

Средняя температура газов перед турбинами. (33)

где, qг = (0.40 + 0.45) - относительная потеря теплоты с выпускными газами перед турбинами. Для расчёта принимаем qr=0.43. ц а - коэффициент продувки. Для двухтактных с ГТН цa = 1.6 / 1.65. Для расчёта принимаем ца =1.63.

С Р г = (0.25 / 0.26) - средняя изобарная теплоёмкость газов. Для расчёта принимаем Сpr=0.26.

2.6 Энергетические и экономические показатели двигателя

Среднее индикаторное давление теоретического цикла, отнесённое к полезному ходу поршня, по формуле Мазинга- Синецкого.

Pн=кгс/ (34)

Среднее индикаторное давление теоретического цикла, отнесённое к полному ходу поршня.

Среднее индикаторное давление предполагаемого действительного цикла.

Где, -коэффициент скругления диаграммы. Для двухтактных с прямоточно-клапанной продувкой. Для расчёта принимаем

P=12.14*0.97=11.77

Индикаторная мощность двигателя на эксплуатационном режиме.

Где, z- коэффициент тактности. Для двухтактных двигателей z=1

Номинальная индикаторная мощность двигателя.

Где, механический КПД двигателя на номинальном режиме. Для двухтактных

Для расчёта принимаем

Механический КПД двигателя нВ эксплуатационном режиме.

Среднее эффективное давление на эксплуатационном режиме.

Pc = 11.77-0.92 =10.82

Эффективная мощность двигателя на эксплуатационном режиме.

Nc=Ni*зm л.с. (41)

Nс=7439 -0.92* 6843.88

Удельный индикаторный расход топлива на эксплуатационном режиме.

кг/л.с.ч. (42)

Удельный эффективный расход топлива на эксплуатационном режиме.

кг/л.с.ч. (43)

Часовой расход топлива на эксплуатационном режиме.

Цикловая подача топлива на эксплуатационном режиме.

Индикаторный КПД на эксплуатационном режиме.

Эффективный КПД на эксплуатационном режиме.

з= 0.49-0.92 = 0.45

2.7 По строение индикаторной диаграммы

Принимаем объём цилиндра Va в масштабе равном отрезку А=120мм.

На оси абсцисс откладываем найденные объёмы. Определим масштаб ординат:

мм/кгс/см

В - длина отрезка в 1,3-1,6 раза меньше отрезка А. Принимаем В в 1,5 раза. В=80мм.

Определяем промежуточные объёмы и соответствующие им давления сжатия и расширения. Расчёт выполнен в табличной форме.

По данным таблицы наносим на диаграмму характерные точки и строим политропы сжатия и расширения. Построенная диаграмм является теоретической (расчётной).

Для построения предполагаемой индикаторной диаграммы округляем углы теоретической диаграммы в точках С. Z и Z. Действительный процесс выпуска начинается в т. Ь, положение которой на диаграмме найдём с помощью диаграммы Ф.А. Брикса.

Радиус кривошипа в масштабе Чертежа.

Поправка Брикса.

где л- простейшая кривошипно-шатунного механизма. Принимаем л =0,25. Угол (ць начала открытия выпускного клапана принят равным 90 П.К.В. до Н.М.Т.

Из т. О с помощью транспортира от оси абсцисс откладываем угол (ць, проводим вертикаль до пересечения с кривой расширения и находим положение точки Ь. > Точки Ь и а соединяем кривой.

Таблица 1

3. Динамический расчёт двигателя

3. 1 Задачи кинематического и динамического анализа движения криво шипно-шатунного механизма (КШМ)

Детали двигателя внутреннего сгорания при его работе находятся под действием различных сил. Наиболее ответственным узлом ДВС является КШМ.

В КШМ двигателя во время его работы действуют следующие силы:

1} Давление газов на поршень:

где: р г - давление газа в цилиндре двигателя, МПа;

F- площадь днища поршня с () ;

2) Инерция поступательно движущихся масс

где: m пд - масса поступательно движущихся частей, кг;

а - ускорение поршня м/ ;

3) Силы тяжести поступательно движущихся масс:

4) Силы трения.

Они не поддаются точному теоретическому определения и включаются в механические потери двигателя. Силы веса (тяжести) малы по сравнению с другими силами и поэтому их обычно не учитывают в приближенных расчетах.

Суммарная движущаяся сила:

Поскольку мы ещё не знаем массы деталей проектируемого ДВС, то для расчета используют удельные силы, отнесенные к единице поршня на см 2 (м 1). Таким образом:

3. 2 Определение движущей силы

Способ построения

Индикаторная диаграмма, построенная на основе расчета рабочего процесса, дает зависимость р г от хода поршня. Для дальнейших расчетов необходимо связать силы, действующие на ДВС, с углом поворота коленвала.

Параллельно оси абсцисс индикаторной диаграммы, построенной по результатам расчета параметров цикла ДВС, проводят прямую АВ. Отрезок АВ делят точкой О пополам и из этой точки радиусом OA описывают полуокружность. От центра окружности (точки О) в сторону НМТ откладывают отрезок 00 1 = 0,5г - поправка Брикса, где г =ОА (для сохранения масштаба).

Постоянная КШМ;

где: R - радиус кривошипа;

L - длина шатуна между осями подшипников.

Величину I принимают в следующих пределах:

Для малооборотных крейцкопфных двигателей 1/4.2 - 1/3.5;

В нашем случае принимаем X = 0.25.

Из O1 (полюс Брикса) описывают произвольным радиусом вторую окружность (больше первой) и делят ее на равные части (обычно через 5-15°). Из полюса Брикса проводят лучи через точки деления второй окружности.

Для построения диаграммы принимаем -п.к.в.

Для развернутой индикаторной диаграммы Р г = (а) принимаем масштаб по оси ординат М орд = 10 мм. I МПа и по оси абсцисс М абц = 20 град, 1см.

Т.к. принятый масштаб по оси ординат в 1,5 раза меньше масштаба диаграммы р - V, поэтому снимаемые с нее ординаты делятся на 1,5 и откладываются для соотв. а на диаграмме Р г = (а).

Для построения диаграммы сил инерции Р г = ѓ (а) принимаем т пд = 7000

Диаграмма движущихся сил строиться суммированием ординат диаграмм Р, =/(а) и Р ы =/(а) с учетом их знаков.

3. 3 Построение диаграммы касательных сил

1. Способ построения диаграммы для одного цилиндра:

Диаграмму касательных сил строим в тех же масштабах, что и диаграмму движущихся сил: М абц = 20 град /см, М орд = 10 мм/ МПа.

Составляем таблицу 3. Тригонометрическую функцию: определяем для = 1 / 4 из таблицы 2; Р д - на основании рис. 3 в мм.

Касательную силу (тангенсальную) определяем по формуле:

Ра - движущая сила (см. выше).

Тригонометрическая функция, которая определяется по таблице 3 в зависимости от а п.к.в. и:

Угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра.

Определенные величины - , Р 0 , Р К сводятся в таблицы 3 и 4, на основании которых строится диаграмма касательных сил для одного цилиндра (рис. За).

Таблица 3

Рабочий ход (расширение)

Таблица 4. Расчёт сил инерции поступательно движущихся масс Р и =ѓ(a) МПa

	Двигатель 5 ДКРН 62/140

2. Способ построения суммарной диаграммы касательных сил.

Суммарная диаграмма касательных сил строится в тех же масштабах, что и диаграмма касательных сил одного цилиндра (Рис.36)

Определяем удельную силу сопротивления

И среднюю касательную силу

Масштаб оси ординат =10 мм/МПа, следовательно

Погрешность построения диаграммы

Что допустимо

3. 4 Расчет маховика

судовой двигатель шатунный маховик

Для расчета маховика в начале задаются величины неравномерности вращения коленвала:

Определяем масштаб площади суммарной диаграммы

Касательно

Планируем площадь избыточной работы:

Определяем удельную избыточную работу:

Тогда избыточная работа:

где: R - радиус кривошипа (м); момент инерции движущихся частей двигателя и маховика:

Момент движущихся частей ДВС:

Рассчитываем момент инерции маховика:

4=1483.08(кг/)

Принимаем приведённый диаметрмаховика:

где: S - габаритные размерь; двигателя-прототипа, м; Тогда:

Рассчитываем массу обода:

Определяем полную массу маховика:

0.88 -= 0,8 - 7 3 5,21 = 572,2 (кг)

Определяем размеры обода маховика из выражения:

где: р- плотность. Для стали p = 7800 (кг/м ) . Ь и h - соответственно ширина и толщина обода, м. Принимаем толщину обода равную h = 0.2 м, тогда:

Диаметр максимальный маховика:

2,88 + 0,04 = 2,92 (м)

Проверяем окружную скорость обода маховика:

Полученное значение является допустимым для проектируемого двигателя.

Список литературы

1. Метод указания

2. Михеев В.Г. «Главные судовые энергетические установки». Методические рекомендации к курсовому проектированию для мореходных и арктического училищ Миниморфлота. М., ЦРИЛ «Морфлот», 1981, 104с.

3. Гогин А.Ф. «Судовые дизели», основы теории, устройства и эксплуатации. Учебник для речных училищ и техникумов водного транспорта: 4-е изд. Перераб. И дополненное - М., Транспорт, 1988. 439с.

4. Лебедев О.Н. «Судовые энергетические установки и их эксплуатация». Учебник для вузов водн. трансп. - М.: Транспорт, 1987 - 336с.

5. А.А. Фока, Митрюшкин Ю.Д. «Техническое обслуживание судна в рейсе»

6. А.Н. Неелов «Правила технической эксплуатации судовых технических средств», Москва 1984. - 388с.

Размещено на Allbest.ru

...

Подобные документы

Топливо, состав горючей смеси и продуктов сгорания. Параметры окружающей среды. Процесс сжатия, сгорания и расширения. Кинематика и динамический расчет кривошипно-шатунного механизма. Четырёхцилиндровый двигатель для легкового автомобиля ЯМЗ-236.

курсовая работа , добавлен 23.08.2012


Техническая характеристика судового двигателя внутреннего сгорания и его конструктивные особенности. Выбор начальных параметров для теплового расчёта. Построение индикаторной диаграммы. Определение моментов, действующих в кривошипно-шатунном механизме.

курсовая работа , добавлен 16.12.2014


Показатели эффективной работы и определение основных параметров впуска, сжатия и процессов сгорания в двигателе. Составление уравнения теплового баланса и построение индикаторной диаграммы. Динамическое исследование кривошипно-шатунного механизма.

курсовая работа , добавлен 16.09.2010


Тепловой расчет двигателя внутреннего сгорания. Параметры рабочего тела и остаточных газов. Процессы впуска, сжатия, сгорания, расширения и выпуска. Внешние скоростные характеристики, построение индикаторной диаграммы. Расчет поршневой и шатунной группы.

курсовая работа , добавлен 17.07.2013


Классификация судовых двигателей внутреннего сгорания, их маркировка. Обобщённый идеальный цикл поршневых двигателей и термодинамический коэффициент различных циклов. Термохимия процесса сгорания. Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма.

учебное пособие , добавлен 21.11.2012


Рабочее тело и его свойства. Характеристика процессов впуска, сжатия, сгорания, расширения, выпуска. Расчет факторов, действующих в кривошипно-шатунном механизме. Оценка надежности проектируемого двигателя и подбор автотранспортного средства к нему.

курсовая работа , добавлен 29.10.2013


Определение основных энергетических, экономических и конструктивных параметров двигателя внутреннего сгорания. Построение индикаторной диаграммы, выполнение динамического, кинематического и прочностного расчетов карбюратора. Система смазки и охлаждения.

курсовая работа , добавлен 21.01.2011


Техническое описание двигателя КамАЗ. Рабочий процесс и динамика двигателя внутреннего сгорания, его скоростные, нагрузочные и многопараметровые характеристики. Определение показателей процесса наполнения, сжатия и сгорания, расширения в двигателе.

курсовая работа , добавлен 26.08.2015


Выбор параметров к тепловому расчету, расчет процессов наполнения, сжатия, сгорания и расширения. Индикаторные и эффективные показатели работы двигателя, приведение масс кривошипно-шатунного механизма, силы инерции. Расчет деталей двигателя на прочность.

курсовая работа , добавлен 09.04.2010


Определение свойств рабочего тела. Расчет параметров остаточных газов, рабочего тела в конце процесса впуска, сжатия, сгорания, расширения, выпуска. Расчет и построение внешней скоростной характеристики. Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма.