Auf Basis des MC-Modells entstand 2003 der erste elektronisch geregelte Motor von MAN. Bei diesem Motor verzichtete das Unternehmen auf die Nockenwelle mit ihrem Antrieb und führte eine elektronische Steuerung ein: den Kraftstoffzufuhrprozess, die Drehzahlregelung, den Austausch des mechanischen Reglers durch einen elektronischen, die Prozesse des Startens und Reversierens des Motors, des Auslassventils und der Zylinderschmierung.

Zunahme

Kraftstoffeinspritz- und Auslassventile werden von hydraulischen Servoantrieben gesteuert. Das im Hydrauliksystem verwendete Öl wird dem Umlaufschmiersystem entnommen, durch einen Feinfilter geleitet und durch motorbetriebene oder elektrische Pumpen (beim Anfahren) auf einen Druck von 200 bar verdichtet. Anschließend gelangt das komprimierte Öl zu den Membranspeichern und von diesen zum Einspritzdruckübersetzer und zu den hydraulischen Antriebspumpen der Auslassventile. Von den Membranspeichern strömt Öl zu den elektronisch gesteuerten Proportionalventilen ELFI und ELVA, die durch ein Signal der zuverlässig an jedem Zylinder installierten Elektronikmodule (CCU) geöffnet werden.

Hydraulische Einspritzdruckübersetzer sind Kolben-Servomotoren, bei denen ein Kolben mit großem Durchmesser mit einem Druck von 200 bar und ein Kolben mit kleinem Durchmesser (Plunger), der eine Verlängerung eines Kolbens mit großem Durchmesser ist, beim Aufwärtsfahren mit Öl beaufschlagt wird , komprimiert den Kraftstoff auf Drücke von 1000 bar (das Flächenverhältnis von Servokolben und Plunger ist gleich 5). Der Moment, in dem Öl unter den Servokolben eintritt und der Beginn der Kraftstoffkompression wird durch den Empfang eines Steuerimpulses vom CCU-Elektronikmodul bestimmt. Erreicht der Kraftstoffdruck den Öffnungsdruck der Einspritznadel und der Einspritzstopp erfolgt, wenn der Kraftstoffdruck abfällt, wird letzterer durch den Moment bestimmt, in dem das Steuerventil geschlossen und der Öldruck im Stellmotor abgebaut wird.

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Das Düsendesign der Burmeister- und Vine-Schiffsdieselmotoren (Abb. 6.4.5., A) wurde mit geringfügigen Änderungen verwendet, bis eine grundlegend neue Düse mit einer anderen Düse entstand (Abb. 6.4.5., B).

Bei der in Abb. 6.4.5., A, die Düse 10 wird in den Körper 11 (Düsenhalter) eingedrückt, der am unteren Ende der Führung 8 der Nadel 7 gerieben wird. Das obere Ende der Führung ist an den Düsenkörper 1 geschliffen . Mit einer massiven Mutter 9 werden die Düse 11, die Führung 8 und das Unterteil des Gehäuses 1 zu einer einzigen abgedichteten Einheit befestigt. Die Stifte 5 gewährleisten das Zusammenfallen der Abschnitte der Kühlkanäle 12 der Kraftstoffleitung 6. Die Fixierung der Düse 10 im Gehäuse 11 erfolgt durch Schrumpfsitz, was eine zuverlässige Fixierung der Düse gewährleistet, deren Bohrungen einen genau festgelegten haben müssen Richtung (die Anzahl der Düsen beträgt zwei oder drei mit der mittleren Position des Auslassventils). Drei oder vier Sprühdüsen haben einen Durchmesser von 0,95 - 1,05 mm. Um die Lebensdauer der Nadelelemente - des Anschlags - zu erhöhen, ist der obere Teil der Nadel 7 in Form eines verdickten Kopfes und der Anschlag 4 in Form einer Hülse mit vergrößertem Durchmesser ausgeführt. Der Anschlag wird in den Körper des Körpers 1 eingedrückt. Der Nadelhub beträgt h und = 1 mm. Der entwickelte Kopf der Nadel ermöglichte es, den Durchmesser der Stange 3 zu vergrößern, die die Spannkraft der Düsenfeder 2 (P zp) auf die Nadel überträgt, was die Zuverlässigkeit der Feder-Stab-Einheit erhöht.

Burmeister- und Vine-Injektoren werden in der Regel mit Dieselkraftstoff eines autonomen Systems gekühlt.

Reis. 6.4.5

In den letzten Jahren wurden alle leistungsstarken langsamlaufenden Schiffsdieselmotoren Burmeister und Vine sowie vielversprechende Dieselmotoren MAN - Burmeister und Vine mit neuen Düsen mit einheitlichem Design ausgestattet (siehe Abb. 6.4.5., 6).

Der grundlegende Unterschied besteht in diesem Fall darin, dass die Düse ungekühlt ist. Ein normaler Betrieb der Düse bei hohen Heiztemperaturen von Schweröl (105-120°C) ist durch ihre zentrale Zufuhr durch den Kanal 14 gewährleistet. Dadurch ergibt sich ein symmetrisches Temperaturfeld und gleiche Temperaturgradienten über den Düsenquerschnitt, und, folglich gleiche Arbeitsspalte in konjugierten Dämpfen (bei allen anderen Düsenkonstruktionen, bei denen heißer Kraftstoff und Kühlmittel auf verschiedene Seiten ihres Körpers zugeführt werden, wird ein asymmetrisches Temperaturfeld erzeugt).

Der Zerstäuber besteht aus einer Düse 10, einer Führung 8, einer Nadel 7 und einem Rückschlagventil 17 im Inneren der Nadel. Die Richtung der einseitigen Düsenöffnungen wird durch Fixierung der Düse mit einem Stift 5 sichergestellt (der Düsenkörper 1 wird mit seinem Stift an der in der Zeichnung nicht dargestellten Befestigungsstelle befestigt). Die Nadel 7, die oben die Form eines Glases hat, nimmt die Kraft des Spannens der Feder 2 durch den Schieber 13 wahr, in dessen Aussparungen der Kopf des Abstandshalters 15 mit dem zentralen Kanal 14 eintritt Distanzstück 15 begrenzt den Ventilhub (hk = 3,5 mm) und die obere Schulter begrenzt den Nadelhub (h und = 1,75 mm).

Die Düse zirkuliert den erhitzten Kraftstoff, wenn der Motor nicht läuft (während der Startvorbereitung und bei Zwangsstopps auf See) sowie in der Zeit zwischen benachbarten Einspritzungen, wenn die Kolbenschieberrolle um den zylindrischen Teil der Scheibe rollt .

Bei abgestelltem Motor, wenn sich die Hochdruck-Kraftstoffpumpe in Nullförderstellung befindet (Befüll- und Entleerungshohlraum sind verbunden), fördert die Kraftstoffansaugpumpe mit einem Druck von 0,6 MPa Kraftstoff in die Einspritzleitung und den Düsenkanal 14 . "Da die Feder 16 des Rückschlagventils 17 eine Anspannung von 1 MPa hat, hebt sich das Ventil nicht, und der Kraftstoff gelangt durch ein kleines Loch 18 in den Nadelzylinder und dann nach oben zum Ablass. Somit kann bei Stillstand jeder Länge wird das gesamte Einspritzsystem mit Kraftstoff mit Arbeitsviskosität gefüllt, was für den zuverlässigen Betrieb der Kraftstoffanlage äußerst wichtig ist.

Wenn der Motor während des aktiven Hubs des Kolbens läuft, hebt der Auslassdruck fast sofort das Rückschlagventil 17 an und das Bypassloch 18 wird geschlossen. Kraftstoff fließt zum Differentialbereich der Nadel 7 und hebt die Nadel an.

Am Ende des aktiven Hubs des Kolbens wird das gesamte Auslasssystem schnell durch den Arbeitsraum der Pumpe entladen, da sich darin kein Auslassventil befindet. Wenn der Kraftstoffdruck unter den Ansaugdruck P ap fällt. Feder 2 stellt die Nadel 7 ein und bei einem Druck unter 1 MPa senkt die Feder 16 das Rückschlagventil 17. Die Kolbenschieberrolle geht für lange Zeit an die Oberseite der Scheibe, und das Pumpsystem wird wieder mit Kraftstoff gepumpt, bis der nächste aktive Kolbenhub.

Das berücksichtigte Merkmal der neuen Düse ist ein großer Vorteil der Kraftstoffanlage, da sie sich unter allen Betriebsbedingungen ständig im Betriebstemperaturmodus befindet, was für die Zuverlässigkeit äußerst wichtig ist.

Die Praxis hat gezeigt, dass bei Zwangsstopps von Schiffen auf See, bei langen Standzeiten in Bereitschaft sowie bei längeren Fahrten mit niedriger Geschwindigkeit und Manövern Schwerkraftstoff entlang der gesamten Einspritzleitung abkühlt, seine Viskosität steigt. In solchen Fällen kann nach dem Anlassen des Motors oder bei plötzlichen Laststößen der Einspritzdruck stark ansteigen und die hydraulischen Kräfte in der Druckleitung gefährliche Ausmaße annehmen. Dadurch können sich Risse in den Hochdruckpumpengehäusen und den Wänden der Einspritzleitungen bilden, Durchbruch ihrer Verbindungen mit Pumpe und Düse (insbesondere wenn diese Stellen mit Gewinde versehen sind).

Für Kraftstoffanlagen mit gekühlten Injektoren gibt es mehrere Lösungen, um die Temperatur des Einspritzsystems unter den oben genannten Bedingungen zu halten: Ausschalten der Kühlung der Injektoren, Zuführen von Dampf zu den Kühlkanälen, Installation von Dampf-"Satelliten" entlang der gesamten (oder Teil) der Einspritzleitung usw. All diese Lösungen sind jedoch hinsichtlich der Effizienz der Düse mit symmetrischem Temperaturfeld deutlich unterlegen.

Positiv für ungekühlte Injektoren ist der Verzicht auf ein spezielles Kühlsystem (zwei Pumpen, ein Tank, Rohrleitungen, Mess- und Automatisierungsgeräte).

Es gibt jedoch Nachteile. Der Aufbau der Düse ist komplex, mehrteilig. Es gibt neun Läppplätze und zum Läppen werden spezielle Dorne benötigt. In der Kraftstoffanlage gibt es praktisch kein Druckventil, da das Absperrventil 17 seine Funktion nicht erfüllt: Bei einem Hängenbleiben der Einspritznadel wird der Kraftstoff aus dem Einspritzsystem durch den Druck herausgedrückt der Gase im Zylinder kurz nach dem Ende des aktiven Kolbenhubs. Die Erfahrung zeigt, dass sich der Zylinder gleichzeitig abschaltet.

Dokumenttyp: Buch | PDF-Datei.

Popularität: 1,60%

Seiten: 263.

Dateigröße: 25 MB.

Sprache: Russisch Englisch.

Erscheinungsjahr: 2008.

Zweck des Buches ist es, praktische Hilfestellung beim Studium der Konstruktion und des Betriebs der Hauptschiffs-MODs des Modells MC mit Zylinderdurchmessern von 50-98 cm zu geben, die von MAN Diesel und seinen Lizenznehmern hergestellt werden. Die Firma MAN B&W nimmt zusammen mit der Firma Wärtsilä eine führende Position im Bereich des Schiffsdieselmotorenbaus ein.

Abschnitt I. MOD, Entwicklungsstadien, Merkmale.
Abschnitt II. Motoren "MAN - B&W" der MC-Familie.
Abschnitt III. TO MOD - Methoden zur Steigerung der Betriebs- und Ressourceneffizienz.
Abschnitt IV. Offizielle Betriebs- und Wartungsanleitung für MAN B&W MC Motoren

Abschnitt I. Langsamlaufende Motoren, Entwicklungstrends, Eigenschaften

Hohe Zuverlässigkeit, lange Lebensdauer, einfache Konstruktion und hoher Wirkungsgrad (siehe Abb. 1.1) zeichnen langsamlaufende Motoren aus. Dies sowie die Fähigkeit, hohe Gesamtleistungen (80.000 kW) bereitzustellen, bestimmen ihre Präferenz
Die Klasse der langsam laufenden Motoren umfasst leistungsstarke Zweitakt-Dieselmotoren mit einer Drehzahl von bis zu 300 U/min. Die Motoren sind 2-Takt-Motoren, da die Verwendung eines 2-Takt-Zyklus im Vergleich zu einem 4-Takt-Zyklus es ermöglicht, bei gleichen Zylindergrößen und Umdrehungen 1,4- bis 1,8-mal mehr Leistung zu erzielen. Der Zylinderdurchmesser liegt im Bereich von 260 - 980 mm, das Verhältnis von Kolbenhub zu Zylinderdurchmesser lag bei den frühen Modellmotoren im Bereich von 1,5-2,0. Der Wunsch jedoch, die Leistung durch Vergrößerung des Zylindervolumens ohne Vergrößerung seines Durchmessers zu steigern, sowie bessere Bedingungen für die Entwicklung von Kraftstofffackeln zu schaffen und dementsprechend bessere Bedingungen für die Gemischbildung im Brennraum durch Vergrößerung seiner Höhe zu schaffen, hat zu einer Erhöhung des 3D-Verhältnisses geführt. Der Trend zur S/D-Steigerung lässt sich am Beispiel der Sulzer-RTA-Motoren nachvollziehen: 1981 - TGA S/D = 2,9; 1984 - RTA-MS/D = 3,45; 1991 - RTA-TS/D = 3,75; 1995 - RTA48 T S / D = 4,17.

Die Zylinderleistung moderner Langsamläufer liegt je nach Zylindergröße und Ladedruck im Bereich von 945-5720 kW bei Pe = 18-18,6 bar (Sulzer chTA), 400-6950 kW bei Pe = 18-19 bar (MAH ME und MC ). Die Drehzahl liegt innerhalb von 70 - 127" min. Und nur bei Motoren mit Zylindergrößen kleiner 50 cm. N = 129-250 1/min.

Es ist wichtig anzumerken, dass die Kraftstoffkosten in den 50-60er Jahren niedrig waren und sich auf 23-30 US-Dollar / Tonne lagen, und daher war es die Aufgabe, die maximale Effizienz des Motors und des gesamten Antriebskomplexes zu erreichen nicht weit verbreitet. Dies kann erklären, dass die Wahl der Stunde die Rotation des Motors und damit der Propellerwelle ist, wurde von den Motorenbauern festgelegt, ohne den Wirkungsgrad des Propellers zu berücksichtigen. In den achtziger Jahren stiegen die Kraftstoffkosten um 10 oder mehr: und die Aufgabe, die Effizienz des gesamten Antriebskomplexes zu steigern, rückte in den Vordergrund. Es ist bekannt, dass der Wirkungsgrad des Propellers mit abnehmender Drehzahl zunimmt, übrigens trägt auch eine Abnahme der Motordrehzahl zu einer Abnahme des spezifischen Kraftstoffverbrauchs bei. Dieser Umstand wird bei der Entwicklung moderner Dieselmotoren zweifellos berücksichtigt, und wenn die Motordrehzahl früherer Generationen nicht unter 100 U / min lag, liegt der Drehzahlbereich bei der neuen Motorengeneration im Bereich von 50-190. Der Leistungsabfall mit abnehmender Drehzahl wird durch eine Vergrößerung des Zylindervolumens aufgrund einer Erhöhung von S/D und einer weiteren Steigerung des Boost-Workflows kompensiert. Der durchschnittliche effektive Druck erhöhte sich auf 19,6-20 bar. Derzeit werden langsamlaufende Motoren von drei Unternehmen hergestellt: MAN & Burmeister und Vain, Vyartsilya - Sulzer, Mitsubishi (MHI).

1. Gaswechselsysteme für Zweitaktmotoren.

Bei Zweitakt-Dieselmotoren entfällt im Gegensatz zu Viertakt-Dieselmotoren das Befüllen mit Luft (Ansaugen) und das Reinigen von Verbrennungsprodukten (Ausstoßen durch den Kolben). Daher wurden die Prozesse zum Reinigen der Zylinder von Verbrennungsprodukten und zum Befüllen mit Luft unter einem Druck von 1,12-1,15 ata zwangsweise durchgeführt. Um die Luft zu verdichten, wurden Kolben-Abschlämmpumpen verwendet.

Die Einführung der Gasturbinen-Druckbeaufschlagung in 2-Takt-Motoren hat im Vergleich zu 4-Takt-Motoren viel länger gedauert. Aus diesem Grund blieb der durchschnittliche effektive Druck bei 5-6 bar. und um die Zylinder- und Gesamtleistung zu erhöhen, mussten die Konstrukteure den Zylinderdurchmesser und den Kolbenhub erhöhen. Es wurden Motoren mit D = 980-1080 mm gebaut. und Kolbenhub S = 2400-2660 mm. Dieser Weg führte jedoch zu einer Zunahme der Größen- und Gewichtseigenschaften von Motoren und seine weitere Verwendung war irrational. Die Gründe für die Schwierigkeiten bei der Einführung der Gasturbinen-Druckbeaufschlagung waren, dass in einem 2-Takt-Zyklus für die Durchführung des Zylinderblasens 20-30% mehr Luft benötigt werden, die Temperatur der Abgase, die eine Mischung aus Verbrennungsprodukten und Blasluft, war deutlich geringer und die Gasenergie reichte nicht aus, um den SCC anzutreiben.

Erst 1954. Die ersten 2-Takt-Motoren mit Gasturbinenaufladung wurden gebaut, während man als Unterstützung für die Turbolader von MAN und Sulzer begann, Unterkolbenhohlräume zu verwenden - siehe Abb. 1.2. Wie in diesem Bild zu sehen ist, gelangt die Luft vom Turbolader durch den Luftkühler 2 in die erste Kammer des Sammlers 3 und von dort mit dem Kolben nach oben durch Rückschlagplattenventile 4 in die zweite Kammer 5 , und in den Unterkolbenraum 6.

Beim Absenken des Kolbens wird die Luft im Hohlraum 2 zusätzlich von 1,8 auf 2,0-2,2 bar komprimiert und tritt beim Öffnen der Spülanschlüsse durch den Kolben in den Zylinder ein.
In der betrachteten Ausführungsform erzeugen die Unterkolbenhohlräume nur einen kurzzeitigen Druckimpuls im Anfangsstadium des Blasens, wodurch das Überströmen von Gasen aus der Flasche in den Sammler verhindert und gleichzeitig der Druckimpuls der Gase erhöht wird Eintritt in die Gasturbine, was zu einer Leistungssteigerung beiträgt. Der Druck in der Kammer 5 fällt allmählich ab und eine weitere Spülung und Zylinderbefüllung erfolgt bei dem von der Aufblaseinheit erzeugten Druck. Während dieser Zeit schließt die Nachladespule den Abluftkanal, um den Verlust der Luftfüllung zu verhindern.
Um diese Probleme zu lösen, griff das Unternehmen MAN zu komplexeren Lösungen für den Einsatz von Unterkolbenhohlräumen, mehrere PPPs wurden in Reihe mit dem GTK und mehrere parallel geschaltet.

Es ist bezeichnend, dass die Weiterentwicklung der Gasturbinendruckhaltung, eine Steigerung des Wirkungsgrades und Wirkungsgrades des GTK, eine Erhöhung der Ladedrücke und der verfügbaren Abgasenergie den Verzicht auf Unterkolbenhohlräume bei Motoren mit Konturgaswechselschema ermöglicht hat, da das Spülen und Befüllen der Zylinder mit Luft vollständig vom GTK übernommen wurde.

Die Motoren Burmeister und Vine mit einflutiger Ventil-Ladungswechsel-Regelung benötigten von vornherein keine Unterkolben-Hohlräume, da die für die Gasturbine benötigte Gasenergie durch das frühere Öffnen des Auslassventils problemlos bereitgestellt werden konnte. Aber beim Starten des Motors und Arbeiten an Manövern, wenn der GTK praktisch noch nicht funktioniert, muss immer noch auf elektrisch angetriebene Kreiselpumpen zurückgegriffen werden.
Gaswechselschemata für 2-Takt-Dieselmotoren werden je nach Bewegungsrichtung der Luftströme im Zylinder in zwei Haupttypen unterteilt - Kontur und Direktstrom.

Konturschemata. Wegen seiner Einfachheit waren Loop-Gaswechsel-Schemata bei langsam laufenden Schiffsdieselmotoren, die bis in die 80er Jahre von MAN, Sulzer, Fiat, Russian Diesel etc. hergestellt wurden, weit verbreitet und die von ihnen in ihrer Bewegung verdrängten Abgase beschreiben die Kontur des Zylinders .

Zuerst steigt die Luft an einer Seite des Zylinders nach oben, dreht sich am Deckel um 180° und sinkt zu den Auslassöffnungen. So ist der Gasaustausch im einseitigen Slotted (Loop)-Schema der Firma MAN (A) oder in einem ähnlichen Schema der Firma Sulzer (B) organisiert (Abb. 1.3). Hier werden für den Durchtritt von Luft und Gasen an einer Seite der ilpindr Fenster in eine Hülse gefräst. die obere Reihe ist der Auslass (2), die untere Reihe ist die Spülung. Die Momente ihres Öffnens und Schließens werden vom Kolben gesteuert. Der erste, der die Abschlussfeier eröffnete, sang er während der Zeit der freien Entlassung mit der Aktion des Druckwächters
(P - P „a_) die Verbrennungsprodukte werden von zlgl*^ gesehen. Dann öffnen sich die Spülfenster und die Spülluft strömt in die Luft (k und verdrängt die Verbrennungsprodukte aus dem Zylinder durch die offenen Auslassöffnungen. Bei ihrer Bewegung strömt die Luft durch die Schleife, daher wird diese Art der Spülung als Schleife bezeichnet. Zylinder in die Steigleitung zu Beginn der Spülung, wenn die Spülung nur öffnet:
Bei Sulzer-Motoren nehmen die Spülfenster einen großen Teil des Zylinderumfangs ein, daher ist die Umschlingung der Luftströmung weniger ausgeprägt, es kommt zu einer stärkeren Vermischung der Luft mit den von ihr verdrängten Verbrennungsprodukten (yr = 0,1 und φa = 1,62). Das Mischen wird auch durch den intensiven Luftstrom in den Zylinder zu Beginn der Spülung aufgrund des großen Druckabfalls, der in diesem Moment durch die Kolbenpumpe erzeugt wird, erleichtert, der notwendig ist, um zu Beginn ein Überströmen von Gasen in den Sammler zu vermeiden der Säuberung. Eine Nebenkolbenpumpe in Motoren der RD-Serie erhöht den Druck vor ihnen von 0,17 MPa (Ladedruck) auf 0,21 MPa, wenn die Spülöffnungen geöffnet werden. Am Ende des Gaswechsels schließt der steigende Kolben als erster die Spülöffnungen, die Auslassöffnungen bleiben jedoch offen, und durch sie geht ein Teil der in den Zylinder eingedrungenen Luftfüllung verloren. Dieser Verlust ist unerwünscht und das Unternehmen begann, Rotationsdämpfer 3 im Kanal hinter den Auslassfenstern zu installieren (Abb. 1.3. B). Deren Aufgabe bestand darin, dass nach dem Verschließen der Spülöffnungen durch den Kolben die Kanäle der Auslassöffnungen durch Klappen verschlossen werden. Auch bei MAN-Motoren wurden ähnliche Dämpfer verbaut, aber im Gegensatz zum Sulzer mit individuellem Dämpferantrieb hatten die MAN-Dämpfer einen gemeinsamen Antrieb und aufgrund des häufigen Ausfalls, der beim Verklemmen mindestens eines Dämpfers auftrat, weigerte sich das Unternehmen, dies zu tun Dämpfer bei späteren Motorumbauten einbauen. Gleichzeitig musste der kurze Kolben aufgegeben und durch einen Kolben mit langem Schaft ersetzt werden. Andernfalls würde beim Hochfahren des Kolbens die Spülluft durch die von ihm geöffneten Fenster in die Abgasanlage gelangen. Diese Entscheidung wurde einerseits erzwungen, da sie mit dem Verlust eines Teils der Luftfracht verbunden war. Andererseits verbesserte sich die Anblasung der Zylinder und vor allem riss die Luft einen Teil der den Zylinderwänden entzogenen Wärme, insbesondere im Bereich der Auslasskanäle, mit. Der Luftverlust wurde durch eine Leistungssteigerung des GTK ausgeglichen. Die Firma Sulzer, die Motoren forciert, stellte auf eine effizientere Aufladung bei konstantem Druck um. Dadurch war es möglich, die in die Zylinder eintretende Luftmenge zu erhöhen und den Verlust eines Teils davon am Ende des Gaswechsels in Kauf zu nehmen. Bei den neuen Modellen der RND-, RLA-, RLB-Motoren wurden analog zu den MAN-Motoren auch die Klappen entfernt und die Kolbenhemden verlängert.

Direktstromkreise. Ein charakteristisches Merkmal des Direktstrom-Gasaustauschschemas ist das Vorhandensein eines direkten Luftstroms entlang der Zylinderachse, hauptsächlich mit einer schichtweisen Verdrängung von Verbrennungsprodukten. Dies führt zu niedrigen Werten des Restgaskoeffizienten y = 0,05 - 0,07.

Beim Übergang von Konturgaswechselschemata zu Direktstromschemata spielten folgende Nachteile der Konturschemata eine entscheidende Rolle:

♦ höherer Luftverbrauch zum Spülen, der mit steigendem Ladedruck und Luftdichte zunimmt;
♦ asymmetrische Temperaturverteilung an Zylinderlaufbuchse und Kolben und damit deren ungleichmäßige Verformung - im Bereich der Auslassöffnungen ist die Temperatur höher als im Bereich der Abblaseöffnungen;
♦ Schlechte Qualität der Reinigung des oberen Teils des Zylinders, insbesondere bei einer Erhöhung seiner Höhe aufgrund einer Erhöhung des S \ D-Verhältnisses.

Mit der Erhöhung der Druckbeaufschlagung und der Notwendigkeit einer früheren Gasprobenahme an der Gasturbine, die durch Erhöhung der Höhe der Auslassöffnungen erfolgen musste, sahen sich die Unternehmen mit einem Anstieg des Niveaus und ungleichmäßigen Temperaturfeldern der Buchsen und Kolbenböden konfrontiert, und Dies führte zu häufigerem Abrieb im CPG und zum Auftreten von Rissen in den Brücken zwischen den Austrittsfenstern. Dies schränkte die Möglichkeit ein, die Energie der am GTK entnommenen Gase und damit deren Produktivität und Ladeluftdruck zu erhöhen.

Davon überzeugte sich die Firma Sulzer am Beispiel der neuesten Motoren mit Konturgaswechselschema RND, RND-M, RLA und RLB, deren Produktion eingestellt und bei den neuen RTA-Motoren mit höherer Ladedruckstufe auf einflutig umgestellt wurde Ventilgaswechselschemata - 1983.
Erleichtert wurde der Übergang auch durch den Wunsch, das Verhältnis von Kolbenhub zu Zylinderdurchmesser zu erhöhen, was mit Konturdiagrammen nicht möglich war, da dies die Qualität der Spülung und Reinigung der Zylinder verschlechterte.

Auch die Verwerfung der Schaltpläne und die Umstellung auf ein Direktstromventil-Ladungswechselschema führte die Firma MAN durch. Das traditionell an Direct-Flow-Gaswechselprogrammen festhaltende Unternehmen Burmeister & Vine geriet in finanzielle Schwierigkeiten und die MAN-Gesellschaft erwarb auf dieser Grundlage eine Mehrheitsbeteiligung, stellte die Produktion ihrer Dieselmotoren ein und investierte zusätzliche Mittel in die Entwicklung einer neuen MS-Modellreihe begann 1981 die Produktion.

Bei der Direktdurchströmung befinden sich die Blaslöcher im unteren Teil der Hülse gleichmäßig über den gesamten Umfang des Zylinders, was für große Strömungsquerschnitte und geringen Widerstand der Fenster sowie eine gleichmäßige Luftverteilung über das Zylinderkreuz sorgt Sektion.
Die tangentiale Richtung der Fenster 2 im Grundriss trägt zur Verwirbelung der Luftströme im Zylinder bei, die bis zum Zeitpunkt der Kraftstoffeinspritzung anhält. Die Brennstoffpartikel werden von Wirbeln aufgefangen und durch den Raum der Brennkammer getragen, was die Gemischbildung deutlich verbessert. Das Ablassen der Gase aus dem Zylinder erfolgt über das Ventil 1 im Deckel, es wird über ein mechanisches oder hydraulisches Getriebe von der Nockenwelle angetrieben.

Die Öffnungs- und Schließphasen der Ventile werden durch das Nockenprofil der Nockenwelle bestimmt und können bei elektronisch geregelten Motoren zur Optimierung für eine bestimmte Motorbetriebsart automatisch verändert werden.

Vorteile von Direktstromkreisen:

♦ bessere Reinigung der Zylinder und weniger Luftverlust beim Spülen;
♦ das Vorhandensein eines kontrollierten Auslasses, aufgrund dessen die Energie der zur Gasturbine geleiteten Gase variiert werden kann;
♦ Symmetrische Verteilung der Temperaturen und thermischen Verformungen der CPG-Elemente.

Diesel- und Schiffsmotoren D100 sowie früher produzierte Doxford-Motoren verfügen über ein Direktstrom-Seiden-Gasaustauschschema. Ein charakteristisches Merkmal davon ist die Anordnung der Spül- und Auslassöffnungen an den Enden des Zylinders. Die Ausblasöffnungen werden vom oberen Kolben gesteuert, während die Auslassöffnungen vom unteren Kolben gesteuert werden.

NS. Wosnizki
Baujahr: 2008
Herausgeber: Morkbook
Genre: Technische Literatur
Sprache: Russisch
Preis: 1000 Rubel

Der Zweck dieser Veröffentlichung besteht darin, eine praktische Hilfestellung beim Studium der Konstruktions- und Betriebsmerkmale der wichtigsten langsamlaufenden Zweitakt-Dieselmotoren für Schiffe des Typs MC mit Zylinderdurchmessern von 50 bis 98 cm zu geben, die von MAN Diesel und seinen Lizenznehmern hergestellt werden. Das Unternehmen MAN-Diesel nimmt zusammen mit dem Unternehmen Vyartsilya eine führende Position im Bereich des Baus von Schiffsdieselmotoren ein.

Der erste Abschnitt widmet sich der Analyse von Trends in der Entwicklung von Motoren mit niedriger Drehzahl, den Problemen der Effizienzsteigerung im Transienten- und Niedriglastmodus.

Der zweite Abschnitt befasst sich mit den Konstruktionsmerkmalen von Motoren der Baureihe MC 50-98. Besonderes Augenmerk wird auf die Kraftstoffeinspritzeinrichtungen gelegt.

Der dritte Abschnitt ist der Organisation der Wartung von Motoren und ihren Servicesystemen und -mechanismen gewidmet. Außerdem gibt es eine zusammenfassende Tabelle typischer Dieselschäden, deren Ursachen und Präventionsmethoden.

Der Hauptteil des Buches (Kapitel IV) basiert auf den Materialien der firmeneigenen Bedienungsanleitung für die Triebwerke MC 40C (Bedienung) und 8C (Komponenten und Wartung) und dupliziert diese größtenteils. Hier sind Kopien der vom Autor ausgewählten Materialien der Anweisungen des Unternehmens platziert, die die meisten Informationen enthalten, die für Schiffsmechaniker bei der Lösung der Probleme des Betriebs von Dieselmotoren und ihrer Wartung erforderlich sind.

Es ist jedoch zu beachten, dass die vorgestellte Veröffentlichung nicht die vollständige Unternehmensanleitung ersetzt und in einigen Fällen erforderlich ist, diese zu verwenden.

Abschnitt I. Langsamlaufende Motoren, Entwicklungstrends, Eigenschaften
1. Gaswechselsysteme für 2-Takt-Motoren
2. Gasturbinenaufladung von 2-Takt-Motoren
3. Luftversorgung von Triebwerken beim Anlassen und bei Manövern, Überspannung des SCC
4. Optimierung der Wärmeenergie
5. Nutzung der Abgasenergie in Kraftgasturbinen
Abschnitt II. Modellreihe der MS-Motoren "MAN - Burmeister und Vine".
6. Merkmale der Konstruktion von Motoren
7. Kraftstoffeinspritzausrüstung.
Abschnitt III. Wartung von Dieselmotoren - Steigerung der Effizienz ihres Betriebs und Vorbeugung von Ausfällen
8. Wartungssysteme.
9. Proaktive Wartung.
10. Wartung gemäß Zustand.
11. Grundlagen der Diagnose eines technischen Zustands,
12. Moderne Methoden zur Organisation der Wartung von Schiffsdieselmotoren
13. Zusammenfassende Schadenstabelle an Schiffsdieselmotoren.
Abschnitt IV. Auszüge aus dem Handbuch für den Betrieb und die Wartung von MAN & BW-Motoren - МС 50-98.
Parkkontrollen. Regelmäßige Kontrollen der gestoppten
Dieselmotor im Normalbetrieb. Inbetriebnahme, Kontrolle und Ankunft im Hafen.
Anlauffehler. Kontrollen während der Startphase.
Wird geladen.
Lastprüfungen
Job.
Anlauffehler. Störungen im Betrieb
Kontrollen bei der Arbeit. Halt.
Brand im Spülluftbehälter
und Kurbelgehäusezündung
Turboladerstoß
Notbetrieb mit deaktivierten Zylindern oder Turboladern
Außerbetriebnahme von Zylindern. Inbetriebnahme nach Ausbau der Zylinder aus
Ausbeutung. Motorbetrieb mit einem Zylinder deaktiviert.
Langzeitbetrieb mit stillgelegter HP.
Außerbetriebnahme von Zylindern
Beobachtungen bei laufendem Motor
Schätzung der Motorparameter im Betrieb. Arbeitsbereich.
Lastdiagramm. Überlastgrenzen.
Schneckencharakteristik
Betriebsbeobachtungen
Auswertung von Aufzeichnungen.
Parameter bezogen auf den mittleren angezeigten Druck (Pmi).
Parameter bezogen auf die Wirkleistung (Pe).
Erhöhte Abgastemperatur - Diagnose
Störungen.
Mechanische Defekte, die den Kompressionsdruck reduzieren.
Diagnose Luftkühler.
Spezifischer Kraftstoffverbrauch.
Korrektur von Betriebsparametern
Berechnungsbeispiele:
Maximale Abgastemperatur.
Abschätzung der effektiven Motorleistung ohne
Indikatordiagramme. Index der Kraftstoffpumpe.
Drehzahl des Turboladers.
Lastdiagramm nur für Schiffsbewegungen.
Lastdiagramm für Schiffsbewegung und Wellengeneratorantrieb.
Messung von Indikatoren, die den thermodynamischen Zustand des Motors bestimmen.
Korrektur der ISO-Umgebung:
Maximaler Verbrennungsdruck, Abgastemperatur,
Kompressionsdruck. Ladeluftdruck.
Messbeispiele
Zylinderstatus
Die Funktion der Kolbenringe. Inspektion durch Ausblasfenster. Beobachtungen.
Schottzylinder
Timing zwischen Kolbenspanten. Erstinspektion und Entfernung der Ringe.
Messung des Verschleißes der Ringe. Inspektion der Zylinderlaufbuchse.
Zylinderlaufbuchsen-Verschleißmessungen
Kolbenhemd, Kolbenkopf und Kühlmittel.
Kolbenringnuten Wiederherstellung von Arbeitern
Oberflächen von Ärmel, Ringen und Rock.
Lücke in den Ringschlössern (neue Ringe).
Einbau von Kolbenringen. Kolbenringspiel.
Zylinderschmierung und Montage.
Einlaufbuchsen und -ringe
Faktoren, die den Verschleiß der Zylinderlaufbuchse beeinflussen.
Zylinderschmierung.
Zylinderöle. Durchflussmenge des Zylinderöls.
Berechnung der Dosierung bei spezifizierter Kapazität.
Dosisberechnung bei Teillasten.
Überprüfung des Zustands des CPG durch die Spülanschlüsse, Überprüfung der Kolbenringe
Dosierung des Zylinderöls während des Einfahrens.
Ölverbrauch bei spezifizierter Kapazität.
Hälse / Lager
Allgemeine Anforderungen. Gleitmetalle. Beschichtungen.
Oberflächenrauheit. Funkenerosion. Oberflächengeometrie.
Abschnitt Hälse reparieren.
Prüfen ohne zu öffnen. Öffnungsrevision und Schott.
Schadensarten
Gründe für die Kuvertierung. Risse, Ursachen von Rissen.
Reparatur von Übergangsabschnitten (Nuten) für Öl.
Verschleißrate der Lager. Lagerreparatur vor Ort.
Halsreparatur. Kreuzkopflager. Kolben- und Kurbellager.
Axiallager und Nockenwellenlager. Untersuchung
neue Lager vor der Montage
Zentrierung der Rahmenlager.
Messung von Rakepov. Checkpoints überprüfen. Raskep-Kurve.
Ursachen für das Verbiegen von Kurbelwellen. String-Messungen.
Wellenausrichtung. Fundamentschrauben nachziehen
und Endkeilschrauben. Nachziehen von Ankerbändern.
Inspektions- und Wartungsprogramm für MS-Motoren
Zylinderabdeckung. Kolben mit Stange und Öldichtung.
Kolben und Ringe prüfen. Schmierstoffgeber. Zylinderlaufbuchse und Kühlmittel
Shirt. Inspektion und Messung der Buchse. Kreuzkopf mit Pleuel. Fett
Lager. Prüfen von sich fortschreitend bewegenden Teilen. Untersuchung
Spiel im Kurbellager. Kurbelwelle, Axiallager und
Sperrmechanismus. Überprüfung der Kurbelwellenbohrungen. Dämpfer
Längsschwingungen. Kettenantrieb. Kettenantrieb prüfen,
Einstellung der Spanner-Dämpfer. Inspektion von Arbeitsflächen
kulakov einspritzpumpe. Spiel im Nockenwellenlager prüfen.
Einstellung der Nockenwellenposition aufgrund von Kettenverschleiß.
Motorspülluftsystem
Arbeiten mit Hilfsgebläsen.
Ladeluftkühler, Luftkühlerreinigung
Trockenreinigung der Turbine ТН.
Startluft- und Abgasanlage.
Hauptstartventil, Luftverteiler.
Ventil starten. Auslassventil, Notbetrieb
mit offenem Auslassventil. Einstellungsprüfung
Auslassventil knöchel.
Hochdruck-Kraftstoffpumpen. Überprüfung, Anpassung vorzeitig
Injektoren. Überprüfen Sie die Spritzen an der Spritzwand. Testen Sie am Stand.
Kraftstoff, Kraftstoffsystem
Kraftstoffe, ihre Eigenschaften. Kraftstoffnormen. Einspritzpumpe, Einstellungen.
Kraftstoffsystem, Kraftstoffaufbereitung.
Umlauföl und Schmiersystem.
Ölumlaufsystem, Systemstörungen.
Umlaufende Ölpflege. Sauberkeit des Ölsystems.
Systemreinigung. Umlaufölaufbereitung. Trennungsprozess.
Alterndes Öl. Umlauföl: Analysen und Eigenschaften.
Nockenwellenschmierung. Integriertes Schmiersystem.
Schmierung des Turboladers.
Wasser, Kühlsysteme
Seewasser-Kühlwassersystem. Zylinderkühlsystem.
Zentrales Kühlsystem. Beheizt während des Parkens.
Fehlfunktionen des Zylinderkühlsystems. Wasserversorgung.
Reduzierung von Betriebsstörungen.
Überprüfung der Anlage und des Wassers im Betrieb. Reinigung und Hemmung.
Empfohlene Korrosionsinhibitoren.

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Ministerium für Bildung und Wissenschaft, Jugend und Sport der Ukraine

"Odessa National Maritime Academy"

Kursarbeit

Nach Disziplin: Schiffs-Verbrennungsmotoren

Vollendet

Pisarenko A. V

Geprüft:

prof. Gorbatyuk V.S.

Odessa 2012

Einführung

Die langjährige Praxis hat gezeigt, dass wir auf allen Schiffstypen der Handels- und Spezialflotte einen Verbrennungsmotor als Hauptantrieb erhalten.

Hohe Effizienz im spezifischen Kraftstoffverbrauch, hohe effektive Effizienz, hohe Lebensdauer und zuverlässiger Motorbetrieb sind die Hauptgründe für den Einsatz eines Dieselmotors in der Schiffsflotte.

Neben dem häufig genutzten Komplex, bestehend aus Hubkolbenmotor, Gasturbinen und Kompressoren, auf Transportschiffen mit leistungsstarken Dieselanlagen. An den Kreuzungen zwischen den Häfen wird meistens im konstanten Volllastmodus ein kombiniertes Typenschema mit der Nutzung der Abgaswärme im GTN verwendet. und in einem Abhitzekessel, der den Wirkungsgrad des Motors deutlich verbessert. Reicht der Dampf des Nutzkessels aus, wird zusätzlich ein Turbinengenerator installiert, der das Schiff unterwegs mit Strom versorgt, was Kraftstoff für den Betrieb des Dieselgenerators spart.

Solche Dieselanlagen sind mit Fernsteuerungsmitteln, Systemen und Geräten zur kontinuierlichen Überwachung der Betriebsparameter der Temperaturen kritischer Motorkomponenten des Kühlmittels und des Öls, Alarmschutzsysteme mit einer Aufzeichnung aller Parameterabschaltungen von den zulässigen Grenzwerten auf der Kontrollband.

Gegenwärtig und in naher Zukunft besteht die Hauptrichtung der Entwicklung einer Schiffsdieselstruktur darin, den Arbeitsprozess des Motors zu verbessern, um den Kraftstoff- und Ölverbrauch zu erhöhen, die Wärme von Abgasen und Kühlwasser tief zu nutzen , Erhöhung der Zuverlässigkeit von Dieselmotoren in allen Betriebsarten, Verbesserung des Designs und der Anwendung. , bessere Materialien.

Auf den Schiffen der Transport- und Spezialflotte werden wir flächendeckend von führenden Dieselbauunternehmen eingesetzt, darunter: Burmeister und Vine (Dänemark), MAN (BRD), Sulzer (Schweiz), Buryansk Motor-Building Plant" (Russland) .

Um das Kursprojekt als Prototypenmotor abzuschließen, verwenden Sie den Motor der Firma "Burmeister und Rebe" Marke 5DKRN 62/140

1. Konstruktionsdaten des Motors

Der Motor ist ein Zweitaktmotor mit Direktstrom-Ventilspülung, Kreuzkopf, reversibel, geblasen, Rechtslauf, mit 8 Zylindern und einer Gesamtleistung von 10.000 PS. mit.

Spülsystem Bei Rückwärtslauf des Motors öffnet das Auslassventil bei 83 BCM. und schließt um 63 Uhr. Gasturbinentriebwerk aufgeblasen.

Das Spülsystem für die Vorwärtsfahrt hat die folgenden Ventilsteuerzeiten. Das Öffnen des Auslassventils erfolgt bei 89 BCM. Schließung um 57 nach b.M. Auslassventilöffnungswinkel bei 146 Spülöffnungen bei 76 Kurbelwellenumdrehungen.

Die Luft wird dem Zylinder von einem Zentrifugalgebläse durch einen gerippten Rohrluftkühler, einen gemeinsamen geschweißten Behälter und unter den Kolbenhohlräumen zugeführt.

Das Kraftstoffversorgungssystem des Motors ist wie folgt aufgebaut. Die Kraftstoffpumpe ist ein Kolben, Zweizylinder, mit einem Förderdruck von 3-4 MPa. Der Antrieb erfolgt über eine Kurbel am vorderen Ende der Kurbelwelle. Feinfilter - mit dünnen Filzpatronen.

Die Hochdruckpumpe ist vom Kolbentyp mit Regulierung am Ende der Lieferung. Der maximale Einspritzdruck beträgt 600 kPcm. Der Kolben hat einen Durchmesser von 28 mm und einen Hub von 42 mm. Nockenscheibe - symmetrisches Profil, bestehend aus zwei Hälften.

Der geschlossene Injektor ist kraftstoffgekühlt. Öffnungsdruck 220 kPsm erzwingen. Die Nadel mit flachem Ende hat einen Hub von 0,7 mm und die Düse hat drei 0,67 mm Löcher.

Am vorderen Ende des Rahmens befindet sich ein Dieselkraftstoffkühler und eine Kraftstoffheizung mit Thermostat für das Schwerkraftstoffsystem.

Zylinderkühlung, Auslassventil - geschlossen, zweikreisig, mit Pumpenantrieb durch Elektromotoren.

Frischwasser wird den Flaschen unter Druck zugeführt!, 8 atm. aus der Hauptleitung und wird nach Durchlaufen der Abdeckungen und des Gehäuses der Auslassventile mit einer Temperatur von 6065 ° C durch die Abzweigrohre in die Hauptleitung abgeleitet. Außenbordwasser zum Kühlen von Luftkühlern wird unter einem Druck von 0,8 atm zugeführt. und wird mit einer Temperatur von 40-45 ° C durch Rohrleitungen abgeführt.

Das Umlaufschmiersystem wird von elektromotorisch angetriebenen Pumpen bedient. Das Öl für den Kurbeltrieb, den Schubantriebsraum, den Antriebsraum, das Drucklager und den Auslassventilantrieb wird unter einem Druck von 1,8 atm zugeführt. auf der Autobahn.

Die Zylinderlaufbuchse aus legiertem Gusseisen hat 18 Ausblasfenster von 9,8 mm Höhe mit insgesamt 1008 mm. In der horizontalen Ebene haben die Fenster eine tangentiale Richtung. Der Ärmel wird entlang des Mantels durch Überlappen der Stützflächen oben und eines rot-kupferfarbenen Bandes unten abgedichtet. Der Schmierstoff wird über zwei Nippel mit Kugelrückschlagventilen dem Spiegel der Buchse über den Ausblasfenstern zugeführt. Der Zylinderdeckel aus hitzebeständigem legiertem Stahl ist am Hülsenende durch Läppen abgedichtet, der Deckel enthält ein Auslassventil mit einem durchschnittlichen Durchmesser von 250 mm bei einem Hub von 66 mm, zwei Düsen, ein Sicherheitsventil und eine Anzeige Ventil. Vom Zylinder zum Deckel gelangt das Kühlwasser zu zwei Düsen und durch zwei Düsen vom Deckel zum Körper des Auslassventils, dem Kolben - der Motor ist zusammengesetzt. Der Kopf aus legiertem Stahl beherbergt drei obere O-Ringe von 10 mm Höhe und 17 mm Breite. Die kurze Führung besteht aus legiertem Gusseisen.

Der angeschweißte Verdränger und die radialen Bohrungen im zylindrischen Teil des Kolbenbodens ermöglichen eine bessere Wärmeübertragung von den Wänden auf das Öl. Das Öl wird durch ein Rohr zugeführt. Eine Stange aus Kohlenstoffstahl mit einem Durchmesser von 170 mm ist über eine Führung mit Bolzen am Kolbenboden angeflanscht. Die Stange ist mit der stirnseitigen Ringfläche mittels eines zylindrischen Führungsschaftes mit einer Möwe mit der Traverse verbunden. Im unteren Teil des Schafts wird das Öl durch ein Rohr zugeführt, das mit einer Buchse abgedichtet ist, die den Zufuhrraum vom Abfluss trennt. Eine mehrteilige Stopfbuchse aus Gusseisen mit zwei Abstreifern und zwei O-Ringen.

Die Traverse des Motors ist doppelseitig, mit 4 Stahlgussschiebern, die mit den Hochländern eines geschmiedeten Stahlquerträgers vernietet sind. Die Gleitflächen der Slider sind mit Babbit gefüllt. Pleuel mit abnehmbarem Kopf und Kugellagern aus Stahlguss und eingegossen in Babbitt. Die Kopflager mit einem Durchmesser von 280 mm und einer Breite von 170 mm haben zwei Pleuelschrauben und ein Motylev-Lager mit einem Durchmesser von 400 mm mit einer Breite der oberen Hälfte von 240 mm und einer Breite des unteren Lagerkopfes von 170 mm haben zwei volle Pleuelschrauben. Die Bolzen sind aus legiertem Stahl, haben keine Zentrierriemen. Die Pleuelstange mit einem Durchmesser von 190 mm mit einem starren, gabelfreien Kopf ist hohl und besteht aus legiertem Stahl. Die Pleuelstange und die Lager haben Löcher, um Öl vom Kurbellager zu den Kopflagern zu leiten.

Die Kurbelwelle ist aus Verbundwerkstoff: Rahmen und Kurbelzapfen aus Kohlenstoffstahl haben einen Durchmesser von 400 mm, eine Länge von 254 mm; Stahlgussschäfte mit einer Breite von 660 mm und einer Dicke von 185 mm; die Hohlhälse sind an den Enden des Deckels und mit Schrauben verschlossen. Je nach Schmierung und Festigkeit werden die Radialbohrungen in den Kurbelzapfen aus der Kurbelwellenebene verschoben.

Aufgrund von Auswuchtbedingungen des Motors sind einige der Wangen mit Gegengewichten gegossen. Das Drucklager des Triebwerks ist einkammig, mit sechs schwingenden Drucksegmenten für Vorwärts- und Rückwärtsfahrt, die in 2 Sektoren angeordnet sind und in einem geschweißten Gehäuse mit zwei Deckeln befestigt sind. Die Sperrvorrichtung umfasst einen Elektromotor, der über zwei Schneckengetriebe mit dem Rad auf einer Schubwelle verbunden ist.

Von der Palette bei einer Temperatur von 45-52 ° C wird das Öl in einen Abfalltank abgelassen.

Die Lagerbuchsen der Arbeitszylinder werden von Schmierstoffgebern mit Nockenwellenantrieb geschmiert. Die Schmierung der Turboladerlager erfolgt über ein separates System mit einer elektromotorisch angetriebenen Zahnradpumpe.

Der Antrieb der Nockenwelle der Kraftstoffpumpen und der Auslassnockenwelle erfolgt über eine Singleframe-Kette mit einer Teilung von 89 mm. Ein Zeigerantrieb für jeden Zylinder, bestehend aus einem Hebel und einer Kronenstange, wird vom Exzenter entlang der Auslassnockenwelle bewegt. Die Nockenwelle des Steuerluftverteilers in Blockbauweise hat einen Kettenantrieb von der Nockenwelle, Kraftstoffpumpen.

Der Motorsteuerstand verfügt über einen reversiblen Starter und einen Kraftstoffgriff. Der Motor wird durch Druckluft von 30 kg/cm bei gleichzeitiger Kraftstoffzufuhr gestartet. Die Drehrichtungsänderung der Motorwelle erfolgt nach dem Reversieren des Luftverteilers automatisch in die Ausgangszustände durch Verdrehen der Kurbelwelle relativ zu den blockierten Nockenwellen der Kraftstoffpumpen und Auslassventile.

An der Kontrollstation sind installiert: ein mechanischer Drehzahlmesser, eine Drehrichtungsanzeige, ein Gesamtzähler der Motordrehzahl, Manometer für Öl, Kraftstoff, Spülluft, Frisch- und Seewasser, Öl und Abgase. Außerdem gibt es abgesetzte Drehzahlmesser für jeden Gasturbolader und ein absperrbares Startluftschwungrad am Steuerstand.

Der Grundrahmen, das Bett mit A-förmigen Lamellen, der aus zwei Teilen bestehende Ständer und der Rahmen, der Antriebsraum - aus einer Schweißkonstruktion.

Der Rahmen ist mit kurzen Schrauben mit dem Bett verbunden. An den Gestellen sind doppelseitige gusseiserne Parallelen befestigt. Die Kurbelgehäusefächer sind durch abnehmbare Stahlbleche mit Sichtfenstern und federbelasteten Sicherheitslamellen verschlossen. Der Zylinderblock besteht aus einzelnen großen Mänteln. Um die Geschwindigkeit des Wassers in der Kühlkammer zu erhöhen, wird die Strömungsfläche reduziert – insbesondere im Bereich des oberen Teils der Hülse. Die Hemden haben Luken zur Inspektion der Kühlräume. Kurze Anker aus legiertem Stahl verbinden die Zylindermäntel über einen Ständer mit der oberen verstärkten Kurbelgehäuseplatte. Die Glieder befinden sich in den Steckerhohlräumen der Jacken.

2. Thermische Berechnung

Die Hauptaufgabe der Verifikationsrechnung besteht darin, die Parameter des Betriebszyklus im Betriebsmodus des Motors abzuschätzen. Dabei werden die Werte der im Betrieb mit Hilfe von Standardgeräten überwachten Parameter verwendet.

2.1 Füllvorgang

Luftdruck am Kompressoreingang.

P0? = P0-Drf kgf / cm (1)

Wobei P0 barometrischer Druck ist, 720 mm Hg (gegeben)

Pfd-Druckabfall über den Luftfiltern GTK, 93 mm WC (Satz)

1 mm Hg = 0,00136 kgf / cm

1 mm Wassersäule = 0,0001 kgf / cm

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

Luftdruck nach Kompressor

рк = рs + Дх kgf / cm (2)

wo, ps - Luftdruck im Empfänger (nach dem Kühlschrank), 1,42 kgf / cm

Дх - Druckabfall über Luftkühler 250 mm Wassersäule (Set)

pk = 1,6 + 140 * 0,0001 = 1,614

Kompressordruckverhältnis

pk = pk / P0? (3)

pk = 1,614 / 0,96 = 1,68

Flaschendruck am Ende der Befüllung

Für Zweitaktmotoren mit direktgesteuerter Ventilbelüftung und von der Firma Sulzer Loop-Loop.

pa = (0,96-1,05) ps (4)

Zur Berechnung nehmen wir 1,01

Ra = 1,01 * 1,6 = 1,616

Ladelufttemperatur im Empfänger (nach dem Kühlschrank)

Tk = T? c * pk^ (nk-1 / nk) K (5)

wo ist T? c = T0 = 273 + t0- Lufttemperatur am Verdichtereintritt

nk ist der polytrope Kompressionsindex im Kompressor. Für Kreiselpumpen mit gekühltem Gehäuse nk = 1,6-1,8. Für die Berechnung nehmen wir nk = 1,7

T? c = 273 + 35 = 308

Tk = 308 * 1,616 ^ (1,7-1 / 1,7) = 375,76

Lufttemperatur im Empfänger

s = 273 + tz.v. + (15-20) K (6)

wo tz.w - Meerwassertemperatur (tz.w = 17C)

Ts = 273 + 10 + 17 = 300

Lufttemperatur im Arbeitszylinder unter Berücksichtigung der Erwärmung (Dt) von den Wänden der Brennkammer.

?S = Тs + Дt К (7)

Wobei Дt = 5-10С für die Berechnung nehmen wir Дt = 7С

Temperatur des Luft-/Restgasgemisches am Ende der Befüllung

Ta = (T? S + r Tr) / 1 + r K (8)

wobei r der Restgaskoeffizient ist. Bei Zweitakt mit Direktstromventil Abschlämmung r = 0,04-0,08.

Für die Berechnung nehmen wir r = 0,06

Tr-Temperatur der Restgase Tr = 600-900 Zur Berechnung nehmen wir Tr = 750

Ta = (307 + 0,06 * 750) /1+0,06=332

Füllgrad bezogen auf den effektiven Kolbenhub

s n = (/ -1) * (pG / ps) * (Ts / Ta) * (1/1 + r) (9)

wo ist der Wert des Kompressionsverhältnisses. Für Motoren mit niedriger Drehzahl = 10-13. Zur Berechnung nehmen wir = 12

s n = (12 / 12-1) * (1,616 / 1,6) * (301/332) * (1/1 + 0,06) = 0,94

Der Füllgrad bezieht sich auf den vollen Hub des Kolbens.

h? n = s n (1- s) (10)

wobei s der relative verlorene Kolbenhub ist. Für Motoren mit Direktstromventil-Abschlämmung s = 0,08-0,12. Für die Berechnung nehmen wir s = 0.1

h? n = 0,94 (1-0,1) = 0,85

Voller Zylinderhubraum.

V?S = рD ^ 2/4 * Sm

V?S = 0,785 * 0,62 ^ 2 * 1,4 = 0,24

Dichte der Ladeluft

s = 10 ^ 4 * Ps / R * Ts kg / m

wobei R = 29,3 kgm / kg deg (287 J / kg rad) -Gaskonstante

s = 10 ^ 4 * 1,6 / 29,3 * 301 = 1,8

Luftfüllung bezogen auf das gesamte Arbeitsvolumen des Zylinders.

(kg / Zyklus) (11)

wobei d - Feuchtigkeitsgehalt der Luft, bestimmt in Abhängigkeit von Temperatur und relativer Luftfeuchtigkeit (Tabelle. 1)

2.2 Kompressionsverfahren

Für langsam- und mittelschnelllaufende Motoren n1 = 1,34 + 1,38. Für die Berechnung nehmen wir 1,36

Erste Näherung n1 = 1,36

Zweite Näherung n1 = 1,377

Akzeptiere n1 = 1,375

Druck am Ende des Kompressionsprozesses.

Pc = p a * kgf / cm (13)

Stück = 1,616-12 "377 = 49,48

Temperatur am Ende des Kompressionsprozesses.

Tc = Ta * K (14)

Tc = 333 -12 0 - 377 = 849,7

Für eine zuverlässige Selbstzündung des Kraftstoffs muss Tc mindestens 480+ 580 "C oder 753 +853" K betragen.

2.3 Verbrennungsprozess

Maximaler Verbrennungsdruck.

p: = pc * l kgf / cm (15)

wobei l = Pz / Pc - der Grad der Druckerhöhung. Für langsamlaufende Motoren l = 1,2 / 1,35. Für die Berechnung nehmen wir l = 1,3

pz = 49,48 * 1,3 = 64,32

Die maximale Verbrennungstemperatur wird aus der Verbrennungsgleichung bestimmt, die auf eine Form reduziert werden kann.

ATz 2 + Btz -C = o

Wenn wir die quadratische Gleichung lösen, erhalten wir:

wobei z der Wärmenutzungskoeffizient zum Zeitpunkt des Beginns der Expansion ist; Für Motoren mit niedriger Drehzahl z = 0,80 0,86.

Für die Berechnung nehmen wir xz = 0,83

Nettoheizwert

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

wobei, С, Н, 0, W, - der Gehalt an Kohlenstoff, Wasserstoff, Schwefel und Wasser% Für die Berechnung erhalten wir das F-12-Marineheizöl. Aus Tabelle 2 nehmen wir C = 86,5%, H = 12,2%, S = 0,8%, O = 0,5%, Qn = 9885 kcal / kg.

Theoretisch benötigte Luftmenge zur vollständigen Verbrennung von 1 kg Brennstoff:

in Volumeneinheiten

Lo = kmol / kg (18)

in Masseneinheiten

Go = Lo * mo kg / kg (19)

wobei mo = 28,97 kg / kmol die Masse von 1 kmol Luft ist

G0 = 0,485 * 28,97 = 14

Die tatsächlich dem Zylinder zugeführte Luftmenge für die vollständige Verbrennung von 1 kg Kraftstoff:

in Volumeneinheiten

L = d * L0 kmol / kg (20)

in Masseneinheiten

g =D* g0 kg / kg (21)

wo D- Koeffizient des Luftüberschusses während der Kraftstoffverbrennung. Für langsamlaufende Motoren D= 1,8 + 2,2. Für die Berechnung akzeptieren wir D=2.

L = 2 * 0,485 = 0,97

Theoretischer Koeffizient der molekularen Veränderung. (22)

Tatsächlicher Koeffizient der molekularen Änderung.

Mittlere molare isochore Wärmekapazität eines Gemisches aus Frischluftladung und Restgasen am Ende des Verdichtungsprozesses.

(mS v) s cm = (mCv) s who = 4,6 + 0,0006 * Tc kcal / kmol deg (24)

(mS v) s cm = 4,6 + 0,0006-849,7 = 5,11

Durchschnittliche molare isobare Wärmekapazität einer Mischung aus "sauberen" Verbrennungsprodukten mit überschüssiger Luft und Restgasen, die nach der Verbrennung im Zylinder verbleiben.

Setze den erhaltenen Wert in Gleichung (25) ein.

2.4 Expansionsprozess

Vorexpansionsverhältnis.

Der Grad der späteren Expansion.

Der mittlere Exponent der Expansionspolytrope z2 wird durch die Methode der sukzessiven Näherung aus der Gleichung bestimmt:

Da wir bei der Berechnung von h2 nach Formel (28) keine große Genauigkeit benötigen, ist der Wert von h2 für langsamlaufende Motoren h2 = 1,27 / 1,29, wir wählen h2 = 1,28

Expansionsenddruck. (29)

рb = 64,32 * 1 / 6,59 1 "28 = 5,75

Temperatur am Ende der Expansion. (dreißig)

2.5 Abgasparameter

Durchschnittlicher Gasdruck hinter dem Flaschenausgang.

рr- = рs-Жn kgf / cm (31)

wobei wn = (0,88 / 0,96) der Koeffizient des Druckverlustes während des Spülens in den Einlass- und Auslassorganen ist. Für die Berechnung nehmen wir wn = 0,92.

Pr = 1,6 * 0,92 = 1,47

Durchschnittlicher Gasdruck vor Turbinen

PT = Pr * wr kgf / cm (32)

wobei lg = 0,97 + 0,99) der Koeffizient des Druckverlustes während des Blasens im Auslass vom Zylinder zu den Turbinen ist. Für die Berechnung nehmen wir wr = 0,98.

PT = 1,47 * 0,98 = 1,44

Durchschnittliche Temperatur von Gasen vor Turbinen. (33)

wobei qg = (0,40 + 0,45) der relative Wärmeverlust mit Abgasen vor den Turbinen ist. Für die Berechnung nehmen wir qr = 0,43. c a - Blowdown-Koeffizient. Für Zweitakt mit GTN tsa = 1,6 / 1,65. Für die Berechnung nehmen wir ts = 1,63.

С Р г = (0,25 / 0,26) - durchschnittliche isobare Wärmekapazität von Gasen. Für die Berechnung nehmen wir Сpr = 0,26.

2.6 Energie- und Wirtschaftsindikatoren des Motors

Der durchschnittliche Indikatordruck des theoretischen Zyklus, bezogen auf den nutzbaren Kolbenhub, nach der Masing-Sinetsky-Formel.

Pн = kgf / (34)

Der durchschnittliche Anzeigedruck des theoretischen Zyklus, bezogen auf den vollen Kolbenhub.

Durchschnittlicher angezeigter Druck des geschätzten gültigen Zyklus.

Wo ist der Rundungsfaktor des Diagramms. Für Zweitakt mit Einstromventilblasen. Für die Berechnung akzeptieren wir

P = 12,14 * 0,97 = 11,77

Angezeigte Motorleistung im Betriebsmodus.

Dabei ist z der Taktfaktor. Für Zweitaktmotoren z = 1

Nennleistung des Motors.

Wobei der mechanische Wirkungsgrad des Motors im Nennmodus. Für Zweitakt

Für die Berechnung akzeptieren wir

Der mechanische Wirkungsgrad des Motors liegt im Betriebsmodus.

Mittlerer Wirkdruck im Betriebsmodus.

Stück = 11,77-0,92 = 10,82

Effektive Motorleistung im Betriebsmodus.

Nc = Ni * zm HP (41)

Ns = 7439 -0,92 * 6843,88

Spezifischer Indikator Kraftstoffverbrauch im Betriebsmodus.

kg / PS h. (42)

Spezifischer effektiver Kraftstoffverbrauch im Betriebsmodus.

kg / PS h. (43)

Kraftstoffverbrauch pro Stunde im Betriebsmodus.

Zyklische Kraftstoffzufuhr im Betriebsmodus.

Effizienzanzeige im Betriebsmodus.

Effektive Betriebseffizienz.

h = 0,49-0,92 = 0,45

2.7 VonAufbau des Indikatorendiagramms

Wir nehmen das Volumen des Zylinders Va auf einer Skala gleich dem Segment A = 120 mm.

Tragen Sie die gefundenen Volumina auf der Abszissenachse auf. Bestimmen Sie den Maßstab der Ordinaten:

mm / kgf / cm

B - die Länge des Segments ist 1,3-1,6-mal kürzer als die von Segment A. Wir akzeptieren B um das 1,5-fache. B = 80mm.

Wir ermitteln die Zwischenvolumina und die entsprechenden Kompressions- und Expansionsdrücke. Die Berechnung erfolgt in Tabellenform.

Gemäß den Daten in der Tabelle tragen wir charakteristische Punkte in das Diagramm ein und bilden Polytrope der Kompression und Expansion. Das gezeichnete Diagramm ist theoretisch (berechnet).

Um das vorgeschlagene Indikatordiagramm zu erstellen, runden Sie die Ecken des theoretischen Diagramms an den Punkten C, Z und Z ab. Der eigentliche Freigabeprozess beginnt bei Punkt b, dessen Position auf dem Diagramm mit Hilfe der F.A. Brix.

Der Radius der Kurbel zum Maßstab der Zeichnung.

Brix-Korrektur.

wobei l der einfachste Kurbelmechanismus ist. Wir nehmen l = 0,25. Der Winkel (q des Beginns der Öffnung des Auslassventils wird gleich 90 P.K.V. bis N.M.T.

Von m. O aus verschieben wir mit einem Winkelmesser von der Abszissenachse den Winkel (q, zeichnen eine vertikale Linie zum Schnittpunkt mit der Expansionskurve und finden die Position von Punkt b.> Die Punkte b und a sind durch eine Kurve verbunden.

Tabelle 1

3. Dynamische Berechnung des Motors

3. 1 Aufgaben der kinematischen und dynamischen Bewegungsanalyse krummSpike-Pleuel-Mechanik (KShM)

Teile eines Verbrennungsmotors stehen während seines Betriebs unter dem Einfluss verschiedener Kräfte. Die wichtigste Einheit des Verbrennungsmotors ist der KShM.

Im Motor KShM wirken im Betrieb folgende Kräfte:

1) Gasdruck am Kolben:

wo: p g - Gasdruck im Motorzylinder, MPa;

F- Kolbenbodenbereich mit () ;

2) Trägheit translatorisch bewegter Massen

wobei: m pd die Masse der sich fortschreitend bewegenden Teile, kg;

a - Beschleunigung des Kolbens m / ;

3) Die Gravitationskräfte translatorisch bewegter Massen:

4) Reibungskräfte.

Sie lassen sich theoretisch nicht genau definieren und sind in den mechanischen Verlusten des Motors enthalten. Die Gewichtskräfte (Schwerkraft) sind klein im Vergleich zu anderen Kräften und werden daher bei näherungsweisen Berechnungen in der Regel nicht berücksichtigt.

Gesamtantriebskraft:

Da wir die Massen der Teile des ausgelegten Verbrennungsmotors noch nicht kennen, verwendet die Berechnung die spezifischen Kräfte pro Kolbeneinheit pro cm 2 (m 1). Auf diese Weise:

3. 2 Bestimmung der Antriebskraft

Konstruktionsmethode

Das auf Grundlage der Berechnung des Arbeitsablaufs erstellte Indikatordiagramm gibt die Abhängigkeit von p r vom Kolbenhub wieder. Für weitere Berechnungen ist es erforderlich, die auf den Verbrennungsmotor wirkenden Kräfte mit dem Drehwinkel der Kurbelwelle in Beziehung zu setzen.

Parallel zur Abszissenachse des nach den Ergebnissen der Berechnung der Parameter des Verbrennungsmotorzyklus aufgebauten Indikatordiagramms ist eine Gerade AB eingezeichnet. Das Segment AB wird durch den Punkt O in zwei Hälften geteilt und ab diesem Punkt mit dem Radius OA beschreiben sie einen Halbkreis. Vom Kreismittelpunkt (Punkt O) in Richtung NMT wird das Segment 00 1 = 0,5 g abgelegt - die Brix-Korrektur, wobei r = OA (um den Maßstab zu erhalten).

Ständige KShM;

wobei: R der Radius der Kurbel ist;

L ist die Länge der Pleuelstange zwischen den Achsen der Lager.

Der Wert von I wird innerhalb der folgenden Grenzen angenommen:

Für langsamlaufende Kreuzkopfmotoren 1 / 4,2 - 1 / 3,5;

In unserem Fall nehmen wir X = 0,25.

Beschreiben Sie von O1 (Brix-Pol) den zweiten Kreis (größer als der erste) mit einem beliebigen Radius und teilen Sie ihn in gleiche Teile (normalerweise alle 5-15°). Vom Brix-Pol werden Strahlen durch die Teilungspunkte des zweiten Kreises geleitet.

Um ein Diagramm zu erstellen, nehmen wir -p.c.v.

Für ein erweitertes Indikatordiagramm P r = (a) nehmen wir den Maßstab entlang der Ordinate M ord = 10 mm. I MPa und entlang der Abszisse M abt = 20 Grad, 1 cm.

Weil der angenommene Maßstab auf der Ordinatenachse ist 1,5-mal kleiner als der Maßstab des p-V-Diagramms, daher werden die davon genommenen Ordinaten durch 1,5 geteilt und entsprechend beiseite gelegt. und auf dem Diagramm P r = (a).

Um ein Diagramm der Trägheitskräfte P g = ѓ (a) zu zeichnen, nehmen wir t pd = 7000

Das Diagramm der bewegten Kräfte wird konstruiert, indem die Ordinaten der Diagramme P, = / (a) und P s = / (a) unter Berücksichtigung ihrer Vorzeichen summiert werden.

3. 3 Zeichnen eines Tangentialkraftdiagramms

1. Methode zum Zeichnen eines Diagramms für einen Zylinder:

Wir bauen das Tangentialkraftdiagramm im gleichen Maßstab wie das Bewegungsdiagramm auf: M abts = 20 Grad / cm, M ord = 10 mm / MPa.

Wir machen Tabelle 3. Trigonometrische Funktion : wir bestimmen für = 1/4 aus Tabelle 2; R d - auf der Grundlage von Abb. 3 Zoll.

Die Tangentialkraft (Tangential) wird durch die Formel bestimmt:

Ra ist die treibende Kraft (siehe oben).

Trigonometrische Funktion, die nach Tabelle 3 bestimmt wird, in Abhängigkeit von a.c.c. und:

Abweichungswinkel der Pleuelachse von der Zylinderachse.

Bestimmte Werte -, P 0, P K sind in den Tabellen 3 und 4 zusammengefasst, auf deren Grundlage ein Tangentialkraftdiagramm für einen Zylinder erstellt wird (Abb. 3a).

Tisch 3

Tabelle 4. Berechnung der Trägheitskräfte translatorisch bewegter Massen P und = ѓ (a) MPa

2. Ein Verfahren zum Konstruieren eines zusammenfassenden Diagramms von Tangentialkräften.

Das zusammenfassende Tangentialkraftdiagramm ist im gleichen Maßstab aufgebaut wie das Tangentialkraftdiagramm eines Zylinders (Abb. 36).

Bestimmen Sie die spezifische Widerstandskraft

Und die durchschnittliche Tangentialkraft

Der Maßstab der Ordinatenachse = 10 mm / MPa, daher

Fehler beim Diagrammaufbau

Was ist zulässig

3. 4 Schwungradberechnung

Schwungrad für die Pleuelstange des Schiffsmotors

Um das Schwungrad zu berechnen, werden zu Beginn die Werte der ungleichmäßigen Drehung der Kurbelwelle eingestellt:

Bestimmen Sie den Maßstab der Fläche des Zusammenfassungsdiagramms

Bezüglich

Wir planen den Bereich der Mehrarbeit:

Bestimmen Sie die spezifische Mehrarbeit:

Dann die überflüssige Arbeit:

wobei: R der Radius der Kurbel (m) ist; Trägheitsmoment der beweglichen Teile des Motors und des Schwungrades:

Das Moment der beweglichen Teile des Verbrennungsmotors:

Wir berechnen das Trägheitsmoment des Schwungrades:

4 = 1483,08 (kg /)

Wir akzeptieren den reduzierten Durchmesser des Schwungrades :

wobei: S - Gesamtabmessungen; Prototyp-Motor, m; Dann:

Wir berechnen die Masse der Felge:

Bestimmen Sie die Gesamtmasse des Schwungrads:

0,88 - = 0,8 - 7 3 5,21 = 572,2 (kg)

Bestimmen Sie die Abmessungen der Schwungradfelge aus dem Ausdruck:

wo: R- Dichte. Für Stahl P = 7800(kg / m²) . B und h - bzw. die Breite und Dicke der Felge, m Wir nehmen die Dicke der Felge gleich h = 0,2 m, dann:

Maximaler Schwungraddurchmesser:

2,88 + 0,04 = 2,92 (m)

Überprüfung der Umfangsgeschwindigkeit der Schwungradfelge:

Der resultierende Wert ist für den ausgelegten Motor akzeptabel.

AufführenLiteratur

1. Anzeigemethode

2. Michejew V.G. "Hauptschiffskraftwerke". Methodische Empfehlungen zur Kursgestaltung für seetüchtige und arktische Schulen von Minimorflot. M., TsRIL "Morflot", 1981, 104s.

3. Gogin A.F. "Marine-Diesel", die Grundlagen von Theorie, Konstruktion und Betrieb. Lehrbuch für Flussschulen und Fachschulen für Wassertransport: 4. Aufl. Überarbeitet Und ergänzt - M., Transport, 1988.439s.

4. Lebedew EIN „Schiffskraftwerke und ihr Betrieb“. Lehrbuch für Universitäten vodn. Transport - M.: Verkehr, 1987 - 336er Jahre.

5. AA Fock, Mitryushkin Yu.D. "Wartung des Schiffes auf der Reise"

6. A. N. Neelov "Regeln für den technischen Betrieb der technischen Schiffsausrüstung", Moskau 1984. - 388p.

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