Pierwszy elektronicznie sterowany silnik MAN powstał na bazie modelu MC w 2003 roku. W tym silniku firma zrezygnowała z wałka rozrządu wraz z jego napędem i wprowadziła sterowanie elektroniczne: procesem podawania paliwa, regulacją obrotów, zamianą regulatora mechanicznego na elektroniczny, procesami rozruchu i cofania silnika, smarowaniem zaworu wydechowego i cylindra.

zwiększać

Zawory wtrysku paliwa i wydechu są sterowane przez hydrauliczne serwonapędy. Olej stosowany w układzie hydraulicznym pobierany jest z układu smarowania obiegowego, przepuszczany przez filtr dokładny i przez pompy napędzane silnikiem lub elektryczne (przy rozruchu) sprężony do ciśnienia 200 bar. Następnie sprężony olej trafia do akumulatorów membranowych, a stamtąd do wzmacniacza ciśnienia wtrysku paliwa i pomp napędu hydraulicznego zaworu wydechowego. Z akumulatorów membranowych olej przepływa do sterowanych elektronicznie zaworów proporcjonalnych ELFI i ELVA, które są otwierane przez sygnał z modułów elektronicznych (CCU) zainstalowanych na każdym cylindrze, co zapewnia niezawodność.

Hydrauliczne wzmacniacze ciśnienia wtrysku to serwomotory tłokowe, w których tłok o dużej średnicy jest narażony na działanie oleju pod ciśnieniem 200 bar, a tłok o małej średnicy (tłok), który jest przedłużeniem tłoka o dużej średnicy podczas ruchu w górę , spręża paliwo do ciśnienia 1000 bar (stosunek powierzchni serwotłoka i nurnika wynosi 5). Moment wejścia oleju pod serwotłok i rozpoczęcie sprężania paliwa jest określany przez otrzymanie impulsu sterującego z modułu elektronicznego CCU. Gdy ciśnienie paliwa osiąga ciśnienie otwarcia iglicy wtryskiwacza, a zatrzymanie wtrysku następuje przy spadku ciśnienia paliwa, o tym ostatnim decyduje moment zamknięcia zaworu sterującego i zwolnienie ciśnienia oleju w serwomotorze.

To interesujące:

Wszystkie najlepsze, fajne i interesujące filmy z YouTube są gromadzone na stronie bestofyoutube.ru. Oglądaj filmy na YouTube i bądź na bieżąco z nowoczesnym humorem.

Konstrukcję dyszy okrętowych silników wysokoprężnych Burmeister i Vine (rys. 6.4.5., A) stosowano z niewielkimi zmianami, aż do utworzenia zasadniczo nowej dyszy z inną dyszą (rys. 6.4.5., B).

W konstrukcji pokazanej na ryc. 6.4.5., A, dysza 10 jest wciskana w korpus 11 (uchwyt dyszy), który pociera się o dolny koniec prowadnicy 8 igły 7. Górny koniec prowadnicy jest szlifowany z korpusem dyszy 1 . Za pomocą masywnej nakrętki 9 dysza 11, prowadnica 8 i dolna część obudowy 1 są połączone w jeden uszczelniony zespół. Kołki 5 zapewniają zbieżność odcinków kanałów chłodzących 12 przewodu paliwowego 6. Dysza 10 jest mocowana w obudowie 11 za pomocą pasowania skurczowego, co zapewnia niezawodne zamocowanie dyszy, której otwory muszą mieć ściśle określone kierunek (liczba dysz wynosi dwie lub trzy z centralnym położeniem zaworu wydechowego). Trzy lub cztery dysze rozpylające mają średnicę 0,95 - 1,05 mm. Aby zwiększyć żywotność elementów igły - ogranicznik, górna część igły 7 wykonana jest w postaci pogrubionej główki, a ogranicznik 4 wykonany jest w postaci tulei o zwiększonej średnicy. Ogranicznik jest wciskany w korpus korpusu 1. Podniesienie igły wynosi h i = 1 mm. Opracowana główka igły umożliwiła zwiększenie średnicy pręta 3, który przenosi na igłę siłę docisku sprężyny dyszowej 2 (P zp), co zwiększyło niezawodność zespołu sprężyna-pręt.

Wtryskiwacze Burmeister i Vine są chłodzone z reguły olejem napędowym systemu autonomicznego.

Ryż. 6.4.5

W ostatnich latach wszystkie morskie wolnoobrotowe silniki wysokoprężne o dużej mocy Burmeister i Vine, a także obiecujące silniki wysokoprężne MAN - Burmeister i Vine są wyposażone w nowe dysze o ujednoliconej konstrukcji (patrz ryc. 6.4.5., 6).

Podstawowa różnica w tym przypadku polega na tym, że dysza nie jest chłodzona. Normalną pracę dyszy przy wysokich temperaturach nagrzewania paliwa ciężkiego (105-120 °C) zapewnia centralne doprowadzenie przez kanał 14. Powoduje to symetryczne pole temperatury i równe gradienty temperatury na przekroju dyszy, oraz w konsekwencji równe szczeliny robocze w sprzężonych oparach (we wszystkich innych konstrukcjach dysz, w których gorące paliwo i chłodziwo są dostarczane do różnych stron ciała, powstaje asymetryczne pole temperatury).

Rozpylacz składa się z dyszy 10, prowadnicy 8, igły 7 i zaworu zwrotnego 17 wewnątrz igły. Kierunek jednostronnych otworów dysz jest zapewniony przez zamocowanie dyszy kołkiem 5 (korpus 1 dyszy jest zamocowany kołkiem w punkcie mocowania nie pokazanym na rysunku). Igła 7, mająca u góry kształt szkła, odbiera siłę docisku sprężyny 2 przez suwak 13, w wycięcia, w które wchodzi łeb przekładki 15 z kanałem centralnym 14. Dolny występ przekładka 15 ogranicza wznios zaworu (hk = 3,5 mm), a górna ogranicza wznios iglicy (h i = 1,75 mm).

Dysza cyrkuluje podgrzane paliwo, gdy silnik nie pracuje (w czasie przygotowań do rozruchu i przymusowych postojów na morzu), a także w okresie pomiędzy sąsiednimi wtryskami, gdy rolka popychacza nurnika toczy się wokół cylindrycznej części myjki .

Gdy silnik jest postojowy, gdy pompa wysokiego ciśnienia znajduje się w położeniu zerowym podawania (wnęki do napełniania i tłoczenia są połączone), pompa zalewania paliwa pod ciśnieniem 0,6 MPa dostarcza paliwo do przewodu wtryskowego i kanału dyszy 14 . „Ponieważ sprężyna 16 zaworu zwrotnego 17 ma dokręcenie 1 MPa, zawór nie podnosi się, a paliwo przechodzi przez mały otwór 18 do lufy igły, a następnie w górę do spustu. długości cały układ wtryskowy będzie wypełniony paliwem o lepkości roboczej, co jest niezwykle ważne dla niezawodnej pracy urządzeń paliwowych.

Gdy silnik pracuje podczas aktywnego suwu nurnika, ciśnienie tłoczenia prawie natychmiast podnosi zawór zwrotny 17, a otwór obejściowy 18 jest zamknięty. Paliwo przepływa do obszaru mechanizmu różnicowego igły 7 i podnosi igłę.

Pod koniec aktywnego suwu tłoka cały układ tłoczny jest szybko rozładowywany przez wnękę roboczą pompy, ponieważ nie ma w niej zaworu tłocznego. Gdy ciśnienie paliwa spadnie poniżej ciśnienia wlotowego P ap. Sprężyna 2 ustawia iglicę 7, a przy ciśnieniu poniżej 1 MPa sprężyna 16 obniża zawór zwrotny 17. Rolka popychacza nurnika przez długi czas trafia na górę podkładki, a układ pompujący jest ponownie pompowany paliwem, aż następny aktywny skok tłoka.

Rozważana cecha nowej dyszy jest wielką zaletą wyposażenia paliwowego, ponieważ w każdych warunkach pracy jest stale w trybie temperatury roboczej, co jest niezwykle ważne dla zagwarantowania niezawodności.

Praktyka wykazała, że ​​podczas przymusowych postojów statków na morzu, podczas długich postojów w gotowości, a także podczas długotrwałych trybów niskiej prędkości i manewrów, paliwo ciężkie schładza się na całej linii wtrysku, zwiększa się jego lepkość. W takich przypadkach, po uruchomieniu silnika lub przy nagłych skokach obciążenia, ciśnienie wtrysku może gwałtownie wzrosnąć, a siły hydrauliczne w przewodzie tłocznym mogą osiągnąć niebezpieczny poziom. W efekcie mogą powstawać pęknięcia w obudowach wysokociśnieniowej pompy paliwowej i ściankach przewodów wtryskowych paliwowych, przebicia ich połączeń z pompą i dyszą (zwłaszcza gdy te miejsca są gwintowane).

Dla urządzeń paliwowych z chłodzonymi wtryskiwaczami istnieje kilka rozwiązań mających na celu utrzymanie reżimu temperaturowego układu wtryskowego w wyżej wymienionych warunkach: wyłączenie chłodzenia wtryskiwaczy, doprowadzenie pary do kanałów chłodzących, zainstalowanie parowych „satelitów” na całej długości (lub część) przewodu paliwowego wtrysku itp. Jednak wszystkie te rozwiązania są znacznie gorsze pod względem wydajności od dyszy o symetrycznym polu temperatury.

Pozytywnym czynnikiem na korzyść niechłodzonych wtryskiwaczy jest fakt, że eliminuje konieczność stosowania specjalnego układu chłodzenia (dwie pompy, zbiornik, rurociągi, oprzyrządowanie i automatyka).

Są jednak wady. Konstrukcja dyszy jest złożona, wieloczęściowa. Jest dziewięć miejsc docierania, a do docierania wymagane są specjalne trzpienie. W wyposażeniu paliwowym praktycznie nie ma zaworu ciśnieniowego, ponieważ zawór odcinający 17 nie spełnia swoich funkcji: w przypadku zawieszenia igły wtryskiwacza paliwo z układu wtryskowego jest wypychane przez ciśnienie gazów w cylindrze krótko po zakończeniu aktywnego skoku nurnika. Doświadczenie pokazuje, że cylinder wyłącza się w tym samym czasie.

Typ dokumentu: Książka | PDF.

Popularność: 1,60%

Stron: 263.

Rozmiar pliku: 25 Mb.

Język: rosyjski angielski.

Rok wydania: 2008.

Celem książki jest praktyczna pomoc w badaniu konstrukcji i eksploatacji głównych okrętowych MODów modelu MC o średnicach cylindrów 50-98 cm, produkowanych przez firmę MAN Diesel i jej licencjobiorców. Firma MAN B&W wraz z firmą Wärtsilä zajmuje wiodącą pozycję w dziedzinie budowy okrętowych silników wysokoprężnych.

Sekcja I. MOD, etapy rozwoju, charakterystyka.
Sekcja II. Silniki "MAN - B&W" rodziny MC.
Sekcja III. TO MOD - metody zwiększania efektywności działania i zasobów.
Sekcja IV. Oficjalna instrukcja obsługi i konserwacji silników MAN B&W MS

Sekcja I. Silniki wolnoobrotowe, trendy rozwojowe, charakterystyka

Wysoka niezawodność, długa żywotność, prostota konstrukcji i wysoka sprawność (patrz rys. 1.1) to cechy charakterystyczne silników wolnoobrotowych. To, jak również zdolność do zapewnienia wysokich mocy kruszywa (80 000 kW), determinuje ich preferencyjne
Klasa silników wolnoobrotowych obejmuje mocne dwusuwowe silniki wysokoprężne o prędkości do 300 obr./min. Silniki są dwusuwowe, ponieważ zastosowanie cyklu dwusuwowego w porównaniu z cyklem czterosuwowym umożliwia uzyskanie 1,4-1,8 razy większej mocy przy jednakowych rozmiarach cylindrów i obrotach. Średnica cylindra mieści się w zakresie 260 - 980 mm, stosunek skoku tłoka do średnicy cylindra we wczesnych modelach silników zawierał się w przedziale 1,5-2,0. Jednak chęć zwiększenia mocy poprzez zwiększenie objętości cylindra bez zwiększania jego średnicy, a także zapewnienie lepszych warunków do rozwoju pochodni paliwowych i w związku z tym stworzenie lepszych warunków do tworzenia mieszanki w komorze spalania poprzez zwiększenie jej wysokości, doprowadziło do wzrostu współczynnika 3D. Tendencję w kierunku wzrostu S/D można prześledzić na przykładzie silników Sulzer RTA: 1981 – TGA S/D = 2,9; 1984 - RTA M S / D = 3,45; 1991 - RTA T S / D = 3,75; 1995 - RTA48 T S/D = 4,17.

Moc cylindrów nowoczesnych silników wolnoobrotowych, w zależności od wielkości cylindrów i stopnia doładowania, mieści się w zakresie 945-5720 kW przy Pe = 18-18,6 bar (Sulzer CHTA), 400-6950 kW przy Pe = 18-19 barów (MAH ME i MC ). Prędkość obrotowa mieści się w granicach 70 – 127” min. I tylko w silnikach o rozmiarach cylindrów mniejszych niż 50 cm. N=129-250 1/min.

Należy zauważyć, że w latach 50. i 60. koszt paliw był niski i wynosił 23-30 USD / tonę, a zatem zadanie osiągnięcia maksymalnej wydajności silnika i zespołu napędowego jako całości było nie powszechne. To może tłumaczyć, że wybór godziny to obroty silnika, a co za tym idzie wału śrubowego, został określony przez konstruktorów silników bez uwzględnienia sprawności śruby napędowej. W latach osiemdziesiątych koszt paliw wzrósł o 10 lub więcej: i na pierwszy plan wysunęło się zadanie zwiększenia wydajności całego kompleksu napędowego. Wiadomo, że sprawność śmigła wzrasta wraz ze spadkiem prędkości obrotowej, przy okazji spadek prędkości obrotowej silnika również przyczynia się do zmniejszenia jednostkowego zużycia paliwa. Ta okoliczność jest niewątpliwie brana pod uwagę przy tworzeniu nowoczesnych silników wysokoprężnych, a jeśli obroty silnika wcześniejszych generacji nie spadały poniżej 100 obr/min, to w nowej generacji silników zakres obrotów zawiera się w granicach 50-190. Spadek mocy wraz ze spadkiem obrotów jest kompensowany wzrostem objętości cylindra z powodu wzrostu S/D i dalszym zwiększeniem przepływu pracy doładowania. Średnie ciśnienie efektywne wzrosło do 19,6-20 bar. Obecnie silniki wolnoobrotowe produkowane są przez trzy firmy: MAN & Burmeister oraz Vain, Vyartsilya - Sulzer, Mitsubishi (MHI).

1. Systemy wymiany gazu dla silników dwusuwowych.

W dwusuwowych silnikach wysokoprężnych, w przeciwieństwie do czterosuwowych silników wysokoprężnych, nie występują skoki napełniania powietrzem (zasysanie) i oczyszczania z produktów spalania (wypychanie przez tłok). Dlatego też procesy oczyszczania butli z produktów spalania i napełniania ich powietrzem prowadzono na siłę pod ciśnieniem 1,12-1,15 ata. Do sprężania powietrza zastosowano tłokowe pompy odsalające.

Wprowadzenie doładowania turbiny gazowej w silnikach 2-suwowych w porównaniu do silników 4-suwowych trwało znacznie dłużej. Z tego powodu średnie ciśnienie efektywne utrzymywało się na poziomie 5-6 barów. a aby zwiększyć moc cylindra i agregatu, projektanci musieli uciec się do zwiększenia średnicy cylindra i skoku tłoka. Zbudowano silniki o D=980-1080 mm. i skok tłoka S = 2400-2660 mm. Jednak ta ścieżka doprowadziła do zwiększenia charakterystyk gabarytów i masy silników, a jej dalsze wykorzystanie było nieracjonalne. Przyczyną trudności we wprowadzeniu docisku turbiny gazowej było to, że w cyklu 2-suwowym do wykonania przedmuchu cylindra wymagane było 20-30% więcej powietrza, temperatura spalin, która jest mieszaniną produktów spalania i nadmuch powietrza był znacznie niższy, a energia gazu niewystarczająca do napędzania SCC.

Dopiero w 1954 roku. Zbudowano pierwsze silniki dwusuwowe z doładowaniem turbiny gazowej, natomiast aby wspomóc turbodoładowanie firm MAN i Sulzer zaczęto stosować wnęki podtłokowe – patrz rys. 1.2. Jak widać na tym rysunku, powietrze z turbosprężarki przez chłodnicę powietrza 2 wchodzi do pierwszej komory odbiornika 3, a stamtąd, z tłokiem unoszącym się w górę przez zawory zwrotne płytowe 4, do drugiej komory 5 i do przestrzeni podtłokowej 6.

Gdy tłok jest opuszczony, powietrze we wnęce 2 jest dodatkowo sprężane od 1,8 do 2,0-2,2 bara, a gdy tłok otwiera otwory przedmuchowe, dostaje się do cylindra.
W rozważanym przykładzie wykonania wnęki podtłokowe wytwarzają tylko krótkotrwały impuls ciśnienia na początkowym etapie nadmuchu, eliminując w ten sposób przelew gazów z cylindra do odbiornika i jednocześnie zwiększając impuls ciśnienia gazów wejście do turbiny gazowej, co przyczynia się do wzrostu jej mocy. Ciśnienie w komorze 5 stopniowo spada i dalsze przedmuchiwanie i ładowanie butli następuje przy ciśnieniu generowanym przez zespół pompujący. W tym okresie, w celu wyeliminowania utraty ładunku powietrza, szpula doładowująca zamyka kanał wylotowy.
Aby rozwiązać te problemy, firma MAN zastosowała bardziej złożone rozwiązania w zakresie wykorzystania wnęk podtłokowych, szereg PPP połączono szeregowo z GTK, a kilka równolegle.

Istotne jest to, że dalszy rozwój sprężania turbiny gazowej, wzrost sprawności i sprawności GTK, wzrost ciśnień doładowania i dostępnej energii spalin umożliwiły rezygnację z wnęk podtłokowych w silnikach z konturową wymianą gazów, ponieważ czyszczenie i ładowanie butli powietrzem było całkowicie zapewnione przez GTK.

Silniki Burmeister i Vine z systemem wymiany gazu z zaworem bezpośredniego przepływu od samego początku nie potrzebowały podtłoków, ponieważ energia gazowa wymagana dla turbiny gazowej była łatwo dostarczana dzięki wcześniejszemu otwarciu zaworu wydechowego. Ale podczas uruchamiania silnika i pracy na manewrach, gdy GTK praktycznie jeszcze nie działa, nadal konieczne jest uciekanie się do elektrycznych pomp odśrodkowych.
Schematy wymiany gazu dla 2-suwowych silników wysokoprężnych, w zależności od kierunku ruchu przepływów powietrza wewnątrz cylindra, dzielą się na dwa główne typy - kontur i przepływ bezpośredni.

Schematy konturowe. Ze względu na swoją prostotę schematy pętlowej wymiany gazowej były szeroko rozpowszechnione w okrętowych wolnoobrotowych silnikach wysokoprężnych produkowanych do lat 80-tych przez MAN, Sulzer, Fiat, Russian Diesel itp., a wypierane przez nie w ruchu spaliny opisują kontur cylindra .

Najpierw powietrze unosi się po jednej stronie cylindra, obraca się o 180° przy pokrywie i opada do portów wylotowych. Tak zorganizowana jest wymiana gazowa w jednostronnym schemacie szczelinowym (pętlowym) firmy MAN (A) lub w podobnym schemacie firmy Sulzer (B) (rys. 1.3). Tutaj, dla przepływu powietrza i gazów, okna są frezowane w tulei po jednej stronie ilpindr. górny rząd to wylot (2), dolny rząd jest przedmuchiwany. Momenty ich otwierania i zamykania sterowane są tłokiem. Jako pierwszy otworzył ceremonię ukończenia szkoły, w okresie wolnego zwolnienia śpiewał z akcją ochroniarza
(P - P „a_) produkty spalania są widziane przez CLGL*^. Następnie otwierają się okna przedmuchowe, a powietrze przedmuchujące wpada do powietrza (k, wypierając produkty spalania z cylindra przez otwarte otwory wylotowe. W swoim ruchu powietrze przepływa przez pętlę, dlatego ten rodzaj przedmuchu nazywa się pętlą. cylinder do pionu na początku czyszczenia, gdy czyszczenie otwiera się tylko:
W silnikach Sulzer okienka przedmuchowe zajmują dużą część obwodu cylindra, dlatego pętlowy charakter przepływu powietrza jest mniej wyraźny, występuje większe mieszanie powietrza z wypieranymi przez nie produktami spalania (rok = 0,1 i φa = 1,62). Mieszanie ułatwia również intensywny dopływ powietrza do cylindra na początku przedmuchu ze względu na duży spadek ciśnienia wytwarzany w tym momencie przez pompę tłokową, co jest konieczne, aby uniknąć przelania się gazów do odbiornika na początku czystki. Pompa podtłokowa w silnikach serii RD podnosi ciśnienie przed nimi z 0,17 MPa (ciśnienie doładowania) do 0,21 MPa do czasu otwarcia otworów przedmuchu. Pod koniec wymiany gazowej wznoszący się tłok jako pierwszy zamyka porty przedmuchu, ale porty wydechowe pozostają otwarte i przez nie część ładunku powietrza, który dostał się do cylindra, jest tracona. Strata ta jest niepożądana i firma zaczęła montować przepustnice obrotowe 3 w kanale za oknami wylotowymi (rys. 1.3. B). Zadanie polegało na tym, że po zamknięciu przez tłok portów przedmuchowych, kanały otworów wylotowych są zamykane klapami. W silnikach MAN montowano również podobne amortyzatory, ale w przeciwieństwie do Sulzera z napędem amortyzatorów indywidualnych, amortyzatory MAN miały wspólny napęd i ze względu na częstą awarię, do której dochodziło przy zablokowaniu co najmniej jednego amortyzatora, firma odmówiła zamontować amortyzatory w kolejnych modyfikacjach silnika. Jednocześnie konieczne było porzucenie krótkiego tłoka i zastąpienie go tłokiem z długą spódnicą. W przeciwnym razie, gdy tłok unosi się, powietrze czyszczące przez okna, które go otwierają, trafiłoby do układu wydechowego. Decyzja ta z jednej strony była wymuszona, gdyż wiązała się z utratą części ładunku lotniczego. Z drugiej strony poprawiło się nadmuch cylindrów i co najważniejsze powietrze odprowadziło ze sobą część ciepła pobranego ze ścianek cylindrów, szczególnie w rejonie otworów wydechowych. Utratę powietrza zrekompensował wzrost osiągów GTK. Firma Sulzer, wymuszając silniki, przestawiła się na wydajniejsze doładowanie przy stałym ciśnieniu. Umożliwiło to zwiększenie ilości powietrza wchodzącego do butli i pogodzenie się z utratą części na końcu wymiany gazowej. W nowych modelach silników RND, RLA, RLB analogicznie do silników MAN usunięto również klapy i wydłużono osłony tłoków.

Obwody o przepływie bezpośrednim. Charakterystyczną cechą schematu wymiany gazowej z przepływem bezpośrednim jest obecność bezpośredniego przepływu powietrza wzdłuż osi cylindra, głównie z przemieszczeniem produktów spalania warstwa po warstwie. Prowadzi to do niskich wartości współczynnika gazu resztkowego y = 0,05 - 0,07.

W przejściu od schematów konturowych wymiany gazowej do schematów bezpośredniego przepływu decydującą rolę odegrały następujące wady schematów konturowych:

♦ większe zużycie powietrza do przedmuchu, które wzrasta wraz ze wzrostem doładowania i gęstości powietrza;
♦ asymetryczny rozkład temperatur na tulei cylindrowej i tłoku, a co za tym idzie ich nierównomierne odkształcenie – w rejonie króćców wylotowych temperatura jest wyższa niż w rejonie króćców odmulających;
♦ Słaba jakość czyszczenia górnej części cylindra, zwłaszcza przy wzroście jego wysokości ze względu na wzrost stosunku S\D.

Wraz ze wzrostem ciśnienia i koniecznością wcześniejszego pobierania próbek gazu do turbiny gazowej, co musiało odbywać się poprzez zwiększenie wysokości króćców wylotowych, firmy stanęły w obliczu wzrostu poziomu i nierównych pól temperaturowych tulei i den tłoków oraz doprowadziło to do częstszego zacierania się CPG i pojawiania się pęknięć w mostkach między oknami wylotowymi. Ograniczało to możliwość zwiększenia energii gazów pobieranych w GTK, a tym samym zwiększenia ich wydajności i ciśnienia powietrza doładowującego.

Firma Sulzer przekonała się o tym na przykładzie najnowszych silników z konturowymi schematami wymiany gazowej RND, RND-M, RLA i RLB, zaprzestano ich produkcji i w nowych silnikach RTA z wyższym poziomem doładowania przełączono na zawór jednoprzepływowy schematy wymiany gazu - 1983.
Przejściu sprzyjała również chęć zwiększenia stosunku skoku tłoka do średnicy cylindra, co w przypadku wykresów konturowych było niemożliwe, ponieważ pogarszało jakość przedmuchu i czyszczenia cylindrów.

Firma MAN przeprowadziła również odrzucenie schematów połączeń i przejście na schemat wymiany gazu z zaworem bezpośredniego przepływu. Firma Burmeister and Vine, która tradycyjnie stosowała się do systemów bezpośredniej wymiany gazu, doświadczyła trudności finansowych, a firma MAN, na tej podstawie, nabyła pakiet kontrolny, wstrzymała produkcję swoich silników wysokoprężnych i po zainwestowaniu dodatkowych środków w rozwój nowej gamy modeli MS, w 1981 roku rozpoczęła produkcję.

W układzie z przepływem bezpośrednim okna wydmuchowe rozmieszczone są w dolnej części tulei równomiernie na całym obwodzie cylindra, co zapewnia duże przekroje przepływu i niski opór okien oraz równomierny rozkład powietrza po całym obwodzie cylindra. przekrój cylindra.
Kierunek styczny okien 2 w planie przyczynia się do zawirowania przepływów powietrza w cylindrze, które pozostają do momentu wtrysku paliwa. Cząsteczki paliwa są wychwytywane przez wiry i przenoszone wzdłuż przestrzeni komory spalania, co znacznie poprawia tworzenie mieszanki. Uwalnianie gazów z cylindra następuje przez zawór 1 w pokrywie, napędzany jest z wałka rozrządu za pomocą przekładni mechanicznej lub hydraulicznej.

Fazy ​​otwierania i zamykania zaworów są określane przez profil krzywkowy wałka rozrządu, aw silnikach sterowanych elektronicznie, w celu optymalizacji ich dla konkretnego trybu pracy silnika, mogą być automatycznie zmieniane.

Zalety obwodów o przepływie bezpośrednim:

♦ lepsze czyszczenie butli i mniejsze straty powietrza podczas przedmuchiwania;
♦ obecność kontrolowanego wylotu, dzięki któremu możliwa jest zmiana energii gazów kierowanych do turbiny gazowej;
♦ symetryczny rozkład temperatur i odkształceń termicznych elementów CPG.

Silniki Diesla i okrętowe D100, podobnie jak poprzednio produkowane silniki Doxford, mają system bezpośredniej wymiany gazu z jedwabiu. Ich charakterystyczną cechą jest usytuowanie otworów przedmuchowych i wylotowych na końcach cylindra. Porty wydmuchowe są sterowane przez górny tłok, natomiast porty wylotowe sterowane są przez dolny.

IV. Woznicki
Rok emisji: 2008
Wydawca: Morkbook
Gatunek muzyczny: Literatura techniczna
Język: Rosyjski
Cena: 1000 rubli

Celem niniejszej publikacji jest praktyczna pomoc w badaniu cech konstrukcyjnych i eksploatacyjnych głównych okrętowych wolnoobrotowych dwusuwowych silników wysokoprężnych modelu MC o średnicach cylindrów od 50 do 98 cm, produkowanych przez firmę MAN Diesel i jej licencjobiorców. Firma MAN-Diesel wraz z firmą Vyartsilya zajmuje wiodącą pozycję w dziedzinie budowy okrętowych silników wysokoprężnych.

Pierwsza część poświęcona jest analizie trendów w rozwoju silników wolnoobrotowych, problemom zwiększania ich sprawności w trybach nieustalonych i przy niskim obciążeniu.

Druga sekcja dotyczy cech konstrukcyjnych silników serii MC 50-98. Szczególną uwagę przywiązuje się do wyposażenia wtrysku paliwa.

Trzecia część poświęcona jest organizacji utrzymania silników oraz ich systemom i mechanizmom obsługi. Istnieje również zestawienie zbiorcze typowych uszkodzeń oleju napędowego, ich przyczyn oraz sposobów zapobiegania.

Główna część książki (sekcja IV) oparta jest na materiałach autorskiej Instrukcji obsługi silników MC 40C (eksploatacja) i 8C (podzespoły i konserwacja) iw większości ją powiela. Znajdują się tu kopie wybranych przez autora materiałów instrukcji firmy, niosących najwięcej informacji niezbędnych mechanikom okrętowym w rozwiązywaniu problemów eksploatacji silników Diesla i ich konserwacji.

Należy jednak pamiętać, że prezentowana publikacja nie zastępuje pełnej instrukcji firmowej iw niektórych przypadkach konieczne jest jej stosowanie.

Sekcja I. Silniki wolnoobrotowe, trendy rozwojowe, charakterystyka
1. Systemy wymiany gazu dla silników 2-suwowych
2. Doładowanie turbiny gazowej silników 2-suwowych
3. Dopływ powietrza do silników podczas rozruchu i podczas manewrów, skok SCC
4. Optymalizacja energii cieplnej
5. Wykorzystanie energii spalin w energetycznych turbinach gazowych
Sekcja II. Gama modeli silników MS "MAN - Burmeister and Vine".
6. Cechy konstrukcji silników
7. Sprzęt do wtrysku paliwa.
Sekcja III. Konserwacja silników Diesla - zwiększenie efektywności ich pracy i zapobieganie awariom
8. Systemy utrzymania.
9. Proaktywna konserwacja.
10. Konserwacja zgodnie z warunkami.
11. Podstawy diagnozowania stanu technicznego,
12. Nowoczesne metody organizacji obsługi technicznej okrętowych silników wysokoprężnych
13. Tabela zbiorcza uszkodzeń okrętowych silników wysokoprężnych.
Sekcja IV. Wyciągi z instrukcji obsługi i konserwacji silników MAN i BW - МС 50-98.
Kontrole parkingowe. Regularne kontrole zatrzymanych
silnik wysokoprężny podczas normalnej pracy. Rozruch, kontrola i przybycie do portu.
Błędy rozruchowe. Kontrole w okresie rozruchu.
Ładowanie.
Kontrole obciążenia
Stanowisko.
Błędy rozruchowe. Usterki podczas pracy
Kontrole w pracy. Zatrzymać.
Pożar w zbiorniku powietrza przedmuchowego
i zapłon skrzyni korbowej
Przepięcie turbosprężarki
Praca awaryjna z niesprawnymi cylindrami lub turbosprężarkami
Likwidacja butli. Rozruch po wyjęciu butli z
eksploatacja. Praca silnika z wyłączonym jednym cylindrem.
Długotrwała eksploatacja z wycofanym HP.
Likwidacja butli
Obserwacje podczas pracy silnika
Ocena parametrów silnika w eksploatacji. Zakres roboczy.
Schemat obciążenia. Limity przeciążenia.
Charakterystyka śruby
Obserwacje operacyjne
Ocena zapisów.
Parametry związane ze średnim ciśnieniem indykowanym (Pmi).
Parametry związane z mocą skuteczną (Pe).
Podwyższona temperatura spalin - diagnostyka
awarie.
Defekty mechaniczne zmniejszające ciśnienie sprężania.
Diagnostyka chłodnicy powietrza.
Specyficzne zużycie paliwa.
Korekta parametrów pracy
Przykłady obliczeń:
Maksymalna temperatura spalin.
Szacowanie efektywnej mocy silnika bez
diagramy wskaźników. Indeks pompy paliwa.
Prędkość turbosprężarki.
Wykres obciążenia tylko dla ruchu statku.
Wykres obciążenia dla ruchu statku i napędu generatora wałowego.
Pomiar wskaźników określających stan termodynamiczny silnika.
Korekta środowiska ISO:
Maksymalne ciśnienie spalania, temperatura spalin,
Ciśnienie kompresji. Ciśnienie powietrza doładowującego.
Przykłady pomiarów
Stan cylindra
Funkcjonowanie pierścieni tłokowych. Inspekcja przez wydmuchiwane okna. Obserwacje.
Cylinder grodziowy
Rozrząd między grodziami tłoków. Wstępna inspekcja i demontaż pierścieni.
Pomiar zużycia pierścieni. Kontrola tulei cylindrowej.
Pomiary zużycia tulei cylindra
Płaszcz tłoka, głowica tłoka i płyn chłodzący.
Rowki pierścieniowe tłoka Przywrócenie pracowników
powierzchnie rękawa, pierścieni i spódnicy.
Luka w zamkach pierścieniowych (nowe pierścienie).
Montaż pierścieni tłokowych. Luz pierścienia tłokowego.
Smarowanie i montaż cylindrów.
Docierane tuleje i pierścienie
Czynniki wpływające na zużycie tulei cylindrowych.
Smarowanie cylindrów.
Oleje do cylindrów. Natężenie przepływu oleju w cylindrze.
Obliczanie dawki przy wydajności specyfikacji.
Obliczanie dozowania przy obciążeniach częściowych.
Kontrola stanu CPG przez otwory przedmuchowe, kontrola pierścieni tłokowych
Dozowanie oleju do cylindrów podczas docierania.
Zużycie oleju przy wydajności specyfikacji.
Szyje / Łożyska
Ogólne wymagania. Metale przeciwcierne. Powłoki.
Chropowatość powierzchni. Erozja iskrowa. Geometria powierzchni.
Naprawa szyjek sekcji.
Sprawdzanie bez otwierania. Rewizja otworu i przegroda.
Rodzaje obrażeń
Powody do kopertowania. Pęknięcia, przyczyny pęknięć.
Naprawa odcinków przejściowych (rowków) do oleju.
Wskaźnik zużycia łożyska. Naprawa łożysk na miejscu.
Naprawa szyi. Łożyska poprzeczki. Łożyska suwaka i korby.
Zespół łożyska oporowego i łożyska wałka rozrządu. Badanie
nowe łożyska przed montażem
Centrowanie łożysk ramy.
Pomiar Rakepova. Sprawdź punkty kontrolne. Krzywa Raskep.
Przyczyny gięcia wałów korbowych. Pomiary struny.
Osiowanie wału. Dokręcanie śrub fundamentowych
i końcowe śruby klinowe. Dokręcanie kotew.
Program przeglądów i konserwacji silników MS
Pokrywa cylindra. Tłok z tłoczyskiem i uszczelnieniem olejowym.
Sprawdzenie tłoka i pierścieni. Smarownice. Tuleja cylindra i płyn chłodzący
koszula. Kontrola i pomiar tulei. Poprzeczka z korbowodem. Smar
namiar. Sprawdzanie stopniowo poruszających się części. Badanie
luz w łożysku korbowym. Wał korbowy, łożysko oporowe i
mechanizm blokujący. Sprawdzenie otworów wału korbowego. Amortyzator
drgania wzdłużne. Napęd łańcuchowy. Sprawdzenie napędu łańcuchowego,
regulacja amortyzatora napinacza. Kontrola powierzchni roboczych
pompa wtryskowa kulakov. Sprawdzanie luzu w łożysku wałka rozrządu.
Regulacja położenia wałka rozrządu z powodu zużycia łańcucha.
Układ powietrza do przedmuchu silnika
Praca z dmuchawami pomocniczymi.
Chłodnica powietrza doładowującego, czyszczenie chłodnicy powietrza
Czyszczenie na sucho turbiny ТН.
Rozruch powietrza i układu wydechowego.
Główny zawór rozruchowy, rozdzielacz powietrza.
Uruchom zawór. Zawór wydechowy, praca awaryjna
z otwartym zaworem wylotowym. Kontrola regulacji
zwrotnica zaworu wydechowego.
Pompy paliwowe wysokiego ciśnienia. Sprawdź, wyreguluj przed terminem
Wtryskiwacze. Sprawdź, opryskiwacze grodziowe. Test na stoisku.
Paliwo, układ paliwowy
Paliwa, ich charakterystyka. Normy paliwowe. Pompa wtryskowa, regulacje.
Układ paliwowy, przetwarzanie paliwa.
Obieg oleju i system smarowania.
System cyrkulacji oleju, awarie systemu.
Pielęgnacja oleju obiegowego. Czystość układu olejowego.
Czyszczenie systemu. Przygotowanie oleju obiegowego. Proces separacji.
Olej do starzenia. Olej obiegowy: analizy i charakterystyka.
Smarowanie wałka rozrządu. Zintegrowany system smarowania.
Smarowanie turbosprężarki.
Woda, systemy chłodzenia
System wody chłodzącej wodę morską. Układ chłodzenia cylindra.
Centralny system chłodzenia. Ogrzewany podczas parkowania.
Awarie układu chłodzenia cylindra. Uzdatnianie wody.
Redukcja usterek operacyjnych.
Sprawdzenie systemu i wody w działaniu. Oczyszczanie i hamowanie.
Zalecane inhibitory korozji.

Wysyłanie dobrej pracy do bazy wiedzy jest proste. Skorzystaj z poniższego formularza

Studenci, doktoranci, młodzi naukowcy, którzy wykorzystują bazę wiedzy w swoich studiach i pracy będą Ci bardzo wdzięczni.

Wysłany dnia http://www.allbest.ru/

Ministerstwo Edukacji i Nauki, Młodzieży i Sportu Ukrainy

„Odessa Narodowa Akademia Morska”

Kurs pracy

Według dyscypliny: Morskie silniki spalinowe

Zakończony

Pisarenko A.V

Sprawdzone:

prof. Gorbatyuk V.S.

Odessa 2012

Wstęp

Wieloletnia praktyka pokazuje, że na wszystkich typach statków floty handlowej i specjalistycznej, jako silniki główne otrzymamy silnik spalinowy.

Wysoka sprawność w zakresie jednostkowego zużycia paliwa, wysoka sprawność efektywna, znaczna żywotność i niezawodna praca silnika to główne powody stosowania silnika wysokoprężnego we flocie morskiej.

Wraz z często używanym kompleksem, na który składa się silnik tłokowy, turbiny gazowe i kompresory, na statkach transportowych z potężnymi instalacjami diesla. Przez większość czasu, pracując w trybie stałego pełnego obciążenia na przejściach między portami, szeroko stosowany jest schemat kombinowany z wykorzystaniem ciepła spalin w GTN. oraz w kotle odzysknicowym, co znacznie poprawia ekonomiczność silnika. Jeśli para z kotła utylizacyjnego jest wystarczająca, dodatkowo instalowany jest turbogenerator, który dostarcza prąd do statku w ruchu, co oszczędza paliwo do pracy generatora diesla.

Takie instalacje diesla są wyposażone w środki zdalnego sterowania, systemy i urządzenia do ciągłego monitorowania parametrów pracy, temperatur krytycznych elementów silnika płynu chłodzącego i oleju, systemy ochrony alarmowej z zapisem wszystkich odłączeń parametrów od dopuszczalnych limitów na taśma kontrolna.

Obecnie i w niedalekiej przyszłości głównym kierunkiem rozwoju konstrukcji okrętowego diesla jest usprawnienie procesu pracy silnika mające na celu zwiększenie oszczędności w zużyciu paliwa i oleju, głębokie wykorzystanie ciepła spalin i wody chłodzącej , zwiększenie niezawodności silników wysokoprężnych we wszystkich trybach pracy, poprawa konstrukcji i zastosowania , lepsze materiały.

Na statkach floty transportowej i specjalistycznej otrzymamy szerokie zastosowanie wiodących firm dieslowsko - budowlanych, w tym: Burmeister and Vine (Dania), MAN (FRG), Sulzer (Szwajcaria), Buryansk Motor-Building Plant " (Rosja) .

Aby ukończyć projekt kursu jako silnik prototypowy, użyj silnika firmy "Burmeister and Vine" marki 5DKRN 62/140

1. Dane projektowe silnika

Silnik jest dwusuwowy, z bezpośrednim przedmuchem zaworów, krzywką, odwracalny, dmuchany, prawoskrętny, z 8 cylindrami i łączną mocą 10 000 KM. z.

Układ oczyszczania Gdy silnik pracuje na biegu wstecznym, zawór wydechowy otwiera się przy 83 BCM. i zamyka się o 63 rano Silnik turbiny gazowej napompowany.

Układ oczyszczania do jazdy do przodu ma następujące rozrządy zaworów. Otwarcie zaworu wydechowego następuje przy 89 BCM. zamknięcie o 57 rano Kąt otwarcia zaworu wydechowego w 146 portach przedmuchu przy 76 obrotach wału korbowego.

Powietrze jest dostarczane do cylindra za pomocą dmuchawy odśrodkowej przez użebrowaną rurową chłodnicę powietrza, wspólny spawany odbiornik i pod wnękami tłoka.

Układ zasilania paliwem silnika jest ułożony w następujący sposób. Pompa paliwowa to tłokowa, dwucylindrowa, o ciśnieniu tłoczenia 3-4 MPa. Jest napędzany korbą na końcu wału korbowego. Filtry dokładne - z cienkimi wkładami filcowymi.

Pompa wysokociśnieniowa jest typu szpulowego, z regulacją na końcu dostawy. Maksymalne ciśnienie wtrysku wynosi 600 kPcm. Tłok ma średnicę 28 mm i skok 42 mm. Podkładka krzywkowa - profil symetryczny, składający się z dwóch połówek.

Zamknięty wtryskiwacz jest chłodzony paliwem. Siła ciśnienia otwarcia 220 kPsm. Płaska igła ma wznios 0,7 mm, a dysza ma trzy otwory 0,67 mm.

Chłodnica oleju napędowego znajduje się z przodu ramy, a podgrzewacz paliwa z termostatem do ciężkiego układu paliwowego.

Układ chłodzenia cylindra, zawór wydechowy - zamknięty, dwuobwodowy, z napędem pompy z silników elektrycznych.

Świeża woda dostarczana jest do butli pod ciśnieniem!, 8 atm. z głównego i po przejściu przez pokrywy i korpus zaworów wydechowych jest odprowadzany w temperaturze 6065 ° C przez rury odgałęźne do przewodu głównego. Woda zaburtowa do chłodzenia chłodnic powietrza dostarczana jest pod ciśnieniem 0,8 atm. i jest odprowadzany w temperaturze 40-45 ° C przez rurociągi.

System smarowania obiegowego jest obsługiwany przez pompy napędzane silnikiem elektrycznym. Olej do mechanizmu korbowego, komory napędu mechanizmu oporowego, komory napędu, łożyska oporowego i napędu zaworu wydechowego jest dostarczany pod ciśnieniem 1,8 atm. na autostradzie.

Tuleja cylindra, wykonana z żeliwa stopowego, ma 18 okien wydmuchowych o wysokości 9,8 mm, co daje łącznie 1008 mm. W płaszczyźnie poziomej okna mają kierunek styczny. Rękaw jest uszczelniony wzdłuż kurtki przez założenie powierzchni nośnych na górze i jednej czerwono-miedzianej taśmy na dole. Smar jest dostarczany do lustra tulei nad okienkami wydmuchowymi przez dwie złączki z kulowymi zaworami zwrotnymi. Pokrywa cylindra wykonana z żaroodpornej stali stopowej jest uszczelniona wzdłuż końca tulei poprzez docieranie, pokrywa zawiera zawór wydechowy o średniej średnicy 250 mm przy skoku 66 mm, dwie dysze, zawór bezpieczeństwa i wskaźnik zawór. Z cylindra do pokrywy woda chłodząca przepływa do dwóch dysz i przez dwie dysze z pokrywy do korpusu zaworu wydechowego tłok - silnik jest kompozytowy. Głowica ze stali stopowej mieści trzy górne oringi o wysokości 10 mm i szerokości 17 mm. Krótka prowadnica wykonana jest z żeliwa stopowego.

Spawany nurnik i otwory promieniowe w cylindrycznej części dennicy tłoka ułatwiają lepsze przenoszenie ciepła ze ścianek do oleju. Olej jest dostarczany przez rurkę. Pręt ze stali węglowej o średnicy 170 mm jest przymocowany kołnierzem do głowicy tłoka za pomocą prowadnicy za pomocą kołków. Pręt jest połączony z poprzeczką poprzeczki końcową powierzchnią pierścieniową za pomocą prowadzącego cylindrycznego trzpienia z frajerem. W dolnej części trzonu olej dostarczany jest przez rurkę uszczelnioną tuleją oddzielającą wnękę zasilającą od odpływu. Żeliwny wieloczęściowy dławik trzpienia ma dwa pierścienie zgarniające olej i dwa pierścienie uszczelniające.

Poprzeczka silnika jest dwustronna, z 4 odlewanymi stalowymi suwakami, które są przymocowane do górali kutej stalowej belki poprzecznej. Powierzchnie ślizgowe suwaków wypełnione są babbittem. Korbowód ze zdejmowaną głowicą i łożyskami kulkowymi wykonany ze staliwa odlewanego w babbitcie. Łożyska głowicy o średnicy 280 mm i szerokości 170 mm posiadają dwie śruby korbowodu oraz łożysko Motylev o średnicy 400 mm o szerokości górnej połowy 240 mm i szerokości dolnej głowicy łożyska 170 mm mają dwie pełne śruby korbowodu. Śruby wykonane są ze stali stopowej, nie posiadają pasów centrujących. Korbowód o średnicy 190mm ze sztywnym, bezwidłowym łbem jest wydrążony, wykonany ze stali stopowej. Korbowód i łożyska posiadają otwory do doprowadzania oleju z łożyska korby do łożysk głowicy.

Wał korbowy jest kompozytowy: rama i czopy korbowe wykonane ze stali węglowej mają średnicę 400 mm, długość 254 mm; trzonki ze staliwa o szerokości 660 mm i grubości 185 mm; wydrążone szyjki są zamykane na końcach wieczka za pomocą śrub. W zależności od warunków smarowania i wytrzymałości, promieniowe otwory w czopach korbowych są przesunięte od płaszczyzny wału korbowego.

Dla warunków wyważania silnika, niektóre policzki są odlane z przeciwwagami. Łożysko oporowe silnika jest jednogrzebieniowe, z sześcioma wahliwymi segmentami oporowymi do jazdy do przodu i do tyłu, które znajdują się w 2 sektorach i są zamocowane w spawanej obudowie z dwiema pokrywami. Urządzenie blokujące zawiera silnik elektryczny połączony z kołem na wale oporowym za pomocą dwóch przekładni ślimakowych.

Z palety w temperaturze 45-52 °C olej jest odprowadzany do zbiornika na odpady.

Tuleje cylindrów roboczych są smarowane ze smarownic z napędem wałka rozrządu. Łożyska turbosprężarki są smarowane z oddzielnego układu z pompą zębatą napędzaną silnikiem elektrycznym.

Napęd wałka rozrządu pomp paliwowych i wałka rozrządu zaworów wydechowych jest wykonany przez łańcuch z pojedynczą ramą o skoku 89 mm. Napęd wskaźnika dla każdego cylindra, składający się z dźwigni i pręta koronowego, odbiera ruch z mimośrodu wzdłuż wałka rozrządu wydechu. Wałek rozrządu szpulowego rozdzielacza powietrza w konstrukcji blokowej ma napęd łańcuchowy z wałka rozrządu, pompy paliwowe.

Stanowisko sterowania silnikiem ma rączkę odwracalną i paliwową. Silnik uruchamiany jest ciśnieniem sprężonego powietrza 30 kg/cm z jednoczesnym doprowadzeniem paliwa. Zmiana kierunku obrotów wału silnika następuje po automatycznym cofnięciu rozdzielacza powietrza do stanów rozruchowych poprzez obrót wału korbowego względem zablokowanych wałków rozrządu pomp paliwowych i zaworów wydechowych.

W miejscu na stanowisku sterowania zainstalowane są: obrotomierz mechaniczny, wskaźnik kierunku obrotów, sumaryczny licznik obrotów silnika, manometry do oleju, paliwa, powietrza czyszczącego, świeżej i morskiej, oleju i spalin. Istnieją również zdalne obrotomierze dla każdej turbosprężarki gazowej i odcinające koło zamachowe powietrza rozruchowego na stanowisku kontrolnym.

Rama podstawy, łóżko z ostrzami w kształcie litery A, stojak składający się z dwóch sekcji oraz rama, przedział napędowy są konstrukcją spawaną.

Rama jest połączona z łóżkiem krótkimi śrubami. Na regałach zamocowane są dwustronne żeliwne prowadnice. Komory skrzyni korbowej są zamknięte stalowymi, zdejmowanymi osłonami z okienkami inspekcyjnymi i płytami lamelowymi bezpieczeństwa, obciążonymi sprężynami. Blok cylindrów składa się z pojedynczych dużych płaszczy. W celu zwiększenia prędkości wody w komorze chłodzącej zmniejsza się obszar przepływu - szczególnie w obszarze górnej części tulei. Koszule posiadają włazy do kontroli wnęk chłodzących. Kotwy krótkie ze stali stopowej łączą płaszcze cylindrów za pomocą stojaka z górną wzmocnioną płytą skrzyni korbowej. Ogniwa znajdują się we wnękach złączy kurtek.

2. Obliczenia termiczne

Głównym zadaniem obliczeń weryfikacyjnych jest oszacowanie parametrów cyklu pracy w trybie pracy silnika. W tym przypadku wykorzystywane są wartości parametrów monitorowanych podczas pracy za pomocą standardowych urządzeń.

2.1 Proces napełniania

Ciśnienie powietrza wlotowego sprężarki.

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

Gdzie P0 to ciśnienie barometryczne, 720 mm Hg (dane)

Spadek ciśnienia Pfd na filtrach powietrza GTK, 93 mm wc (komplet)

1 mm Hg = 0,00136 kgf / cm

1 mm słupa wody = 0,0001 kgf / cm

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

Ciśnienie powietrza za sprężarką

pk = ps + Дх kgf / cm (2)

gdzie ps - ciśnienie powietrza w odbiorniku (za lodówką), 1,42 kgf/cm

Дх - spadek ciśnienia na chłodnicach 250 mm słupa wody (komplet)

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

Stosunek ciśnienia sprężarki

pk = pk / P0? (3)

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

Ciśnienie w butli na końcu napełniania

Do silników dwusuwowych z bezpośrednim nadmuchem zaworu i pętli pętli firmy Sulzer.

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

Do obliczeń bierzemy 1,01

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

Temperatura powietrza doładowującego w odbiorniku (za lodówką)

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

gdzie jest T? c = T0 = 273 + t0- temperatura powietrza na wlocie sprężarki

nk jest współczynnikiem politropowym kompresji w sprężarce. Dla pomp odśrodkowych z chłodzoną obudową nk = 1,6-1,8. Do obliczeń przyjmujemy nk = 1,7

T? c = 273 + 35 = 308

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

Temperatura powietrza w odbiorniku

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

gdzie tz.w - temperatura wody morskiej (tz.w = 17C)

Ts = 273 + 10 + 17 = 300

Temperatura powietrza w cylindrze roboczym z uwzględnieniem nagrzewania (Dt) ze ścian komory spalania.

ТS = Тs + Дt К (7)

Gdzie Дt = 5-10С do obliczeń przyjmujemy Дt = 7С

Temperatura mieszanki powietrza / gazu resztkowego na końcu napełniania

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

gdzie r jest współczynnikiem gazu resztkowego. Dla dwusuwu z odmulaniem zaworu bezpośredniego przepływu r = 0,04-0,08.

Do obliczeń przyjmujemy r = 0,06

Tr - temperatura gazów resztkowych Tr = 600-900 Do obliczeń przyjmujemy Tr = 750

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

Stopień napełnienia związany z efektywnym skokiem tłoka

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

gdzie jest wartość współczynnika kompresji. Dla silników wolnoobrotowych = 10-13. Do obliczeń przyjmujemy = 12

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

Stopień napełnienia odnosi się do pełnego skoku tłoka.

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

gdzie s jest względnym skokiem utraconego tłoka. Dla silników z odmulaniem zaworu bezpośredniego przepływu s = 0,08-0,12. Do obliczeń przyjmujemy s = 0,1

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

Pełne przemieszczenie cylindra.

V? S = рD ^ 2/4 * S m

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

Gęstość powietrza doładowującego

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

gdzie R = 29,3 kgm / kg deg (287 J / kg rad) -stała gazowa

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

Ładunek powietrza w odniesieniu do całkowitej objętości roboczej butli.

(kg/cykl) (11)

gdzie d - wilgotność powietrza, określana w zależności od temperatury i wilgotności względnej (tabela 1)

2.2 Proces kompresji

Dla silników nisko- i średnioobrotowych n1 = 1,34 + 1,38. Do obliczeń bierzemy 1,36

Pierwsze przybliżenie n1 = 1,36

Drugie przybliżenie n1 = 1,377

Zaakceptuj n1 = 1,375

Ciśnienie pod koniec procesu kompresji.

Pc = pa * kgf / cm (13)

szt = 1,616-12 "377 = 49,48

Temperatura na końcu procesu kompresji.

Tc = Ta * K (14)

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

Aby zapewnić niezawodny samozapłon paliwa, Tc musi wynosić co najmniej 480+ 580 "C lub 753 +853" K.

2.3 Proces spalania

Maksymalne ciśnienie spalania.

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

gdzie l = Pz / Pc - stopień wzrostu ciśnienia. Dla silników wolnoobrotowych l = 1,2/1,35. Do obliczeń przyjmujemy l = 1,3

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

Maksymalna temperatura spalania jest wyznaczana z równania spalania, które można sprowadzić do postaci.

ATz 2 + BTz -C = o

Rozwiązując równanie kwadratowe otrzymujemy:

gdzie, z jest współczynnikiem wykorzystania ciepła do czasu rozpoczęcia ekspansji; Dla silników wolnoobrotowych z = 0,80 0,86.

Do obliczeń przyjmujemy xz = 0,83

Wartosc kaloryczna netto

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

gdzie, С, Н, 0, W, - zawartość węgla, wodoru, siarki i wody% Do obliczeń otrzymujemy olej opałowy marynarki wojennej F-12. Z tabeli 2 bierzemy C = 86,5%, H = 12,2%, S = 0,8%, O = 0,5%, Qn = 9885 kcal/kg.

Ilość powietrza teoretycznie potrzebna do całkowitego spalenia 1 kg paliwa:

w jednostkach objętości

Lo = kmol / kg (18)

w jednostkach masy

Go = Lo * mo kg / kg (19)

gdzie mo = 28,97 kg/kmol to masa 1 kmol powietrza

G0 = 0,485 * 28,97 = 14

Ilość powietrza faktycznie dostarczonego do cylindra dla całkowitego spalenia 1 kg paliwa:

w jednostkach objętości

L = d * L0 kmol / kg (20)

w jednostkach masy

g =D* g0 kg/kg (21)

gdzie D- współczynnik nadmiaru powietrza podczas spalania paliwa. Do silników wolnoobrotowych D= 1,8 + 2,2. Do obliczeń przyjmujemy D=2.

L = 2 * 0,485 = 0,97

Teoretyczny współczynnik zmian molekularnych. (22)

Rzeczywisty współczynnik zmian molekularnych.

Średnia molowa izochoryczna pojemność cieplna mieszaniny świeżego powietrza i gazów resztkowych pod koniec procesu sprężania.

(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

Średnia molowa izobaryczna pojemność cieplna mieszaniny „czystych” produktów spalania z nadmiarem powietrza i gazów resztkowych pozostających w cylindrze po spaleniu.

Otrzymaną wartość podstawiamy do równania (25).

2.4 Proces ekspansji

Współczynnik wstępnego rozprężania.

Stopień późniejszej ekspansji.

Wykładnik średni rozszerzalności politropowej z2 wyznacza się metodą kolejnych przybliżeń z równania:

Ponieważ nie potrzebujemy dużej dokładności przy obliczaniu h2 według wzoru (28), wartość h2 dla silników wolnoobrotowych wynosi h2 = 1,27 / 1,29, wybieramy h2 = 1,28

Ciśnienie na końcu rozprężania. (29)

рb = 64,32 * 1 / 6,59 1 "28 = 5,75

Temperatura na końcu ekspansji. (trzydzieści)

2.5 Parametry spalin

Średnie ciśnienie gazu za wylotem butli.

pr- = ps-Жn kgf / cm (31)

gdzie wn = (0,88 / 0,96) jest współczynnikiem strat ciśnienia podczas przedmuchiwania w narządach wlotowych i wylotowych. Do obliczeń przyjmujemy wn = 0,92.

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

Średnie ciśnienie gazu przed turbinami

PT = Pr * wr kgf / cm (32)

gdzie lg = 0,97 + 0,99) to współczynnik strat ciśnienia podczas przedmuchu na wylocie z cylindra do turbin. Do obliczeń przyjmujemy wr = 0,98.

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

Średnia temperatura gazów przed turbinami. (33)

gdzie qg = (0,40 + 0,45) to względna strata ciepła ze spalinami przed turbinami. Do obliczeń przyjmujemy qr = 0,43. c a - współczynnik wydmuchu. Dla dwusuwu z GTN tsa = 1,6/1,65. Do obliczeń przyjmujemy ts = 1,63.

С Р г = (0,25 / 0,26) - średnia izobaryczna pojemność cieplna gazów. Do obliczeń przyjmujemy Сpr = 0,26.

2.6 Wskaźniki energetyczne i ekonomiczne silnika

Średnie ciśnienie indykatorowe cyklu teoretycznego, odniesione do użytecznego skoku tłoka, według wzoru Masinga-Sinetsky'ego.

Pn = kgf / (34)

Średnie ciśnienie indykatorowe cyklu teoretycznego, odniesione do pełnego skoku tłoka.

Średnie wskazane ciśnienie szacowanego prawidłowego cyklu.

Gdzie jest współczynnikiem zaokrąglenia diagramu. Do dwusuwów z bezpośrednim nadmuchem zaworu. Do obliczeń przyjmujemy

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

Wskazana moc silnika w trybie pracy.

Gdzie z jest czynnikiem taktu. Dla silników dwusuwowych z = 1

Znamionowa moc indykowana silnika.

Gdzie, sprawność mechaniczna silnika w trybie nominalnym. Do dwusuwów

Do obliczeń przyjmujemy

Sprawność mechaniczna silnika jest w trybie pracy.

Średnie ciśnienie efektywne w trybie pracy.

Pc = 11,77-0,92 = 10,82

Efektywna moc silnika w trybie pracy.

Nc = Ni * zm HP (41)

Nс = 7439 -0,92 * 6843,88

Specyficzny wskaźnik zużycia paliwa w trybie pracy.

kg / KM godz. (42)

Specyficzne efektywne zużycie paliwa w trybie pracy.

kg / KM godz. (43)

Zużycie paliwa na godzinę w trybie pracy.

Cykliczne podawanie paliwa w trybie pracy.

Sprawność wskaźnika w trybie pracy.

Efektywna wydajność operacyjna.

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

2.7 Za pomocąstruktura wykresu wskaźnikowego

Objętość cylindra Va bierzemy w skali równej segmentowi A = 120mm.

Narysuj znalezione objętości na osi odciętej. Określ skalę rzędnych:

mm / kgf / cm

B - długość segmentu jest 1,3-1,6 razy mniejsza niż segment A. Akceptujemy B 1,5 razy. B = 80mm.

Określamy objętości pośrednie oraz odpowiadające im ciśnienia sprężania i rozprężania. Obliczenia wykonywane są w formie tabelarycznej.

Zgodnie z danymi w tabeli wykreślamy na wykresie charakterystyczne punkty i budujemy politropy ściskania i rozszerzania. Wykreślony wykres jest teoretyczny (obliczony).

Aby skonstruować proponowany wykres wskaźnikowy, zaokrąglij rogi wykresu teoretycznego w punktach C. Z i Z. Faktyczny proces uwalniania rozpoczyna się w punkcie b, którego położenie na wykresie znajduje się za pomocą F.A. Brix.

Promień korby do skali Rysunku.

Korekcja Brixa.

gdzie l jest najprostszym mechanizmem korbowym. Przyjmujemy l = 0,25. Kąt (q początku otwarcia zaworu wydechowego przyjmuje się jako równy 90 P.K.V. do N.M.T.

Od m. O za pomocą kątomierza od osi odciętej odkładamy kąt (q, narysuj linię pionową do przecięcia z krzywą rozszerzania i znajdź położenie punktu b.> Punkty b i a są połączone krzywą.

Tabela 1

3. Dynamiczne obliczenia silnika

3. 1 Zadania kinematycznej i dynamicznej analizy krzywego ruchumechanizm korbowodu (KShM)

Podczas pracy na części silnika spalinowego działają różne siły. Najważniejszą jednostką silnika spalinowego jest KShM.

Podczas pracy w silniku KShM działają następujące siły:

1) Ciśnienie gazu na tłoku:

gdzie: p g - ciśnienie gazu w cylindrze silnika, MPa;

F- obszar korony tłoka z () ;

2) Bezwładność mas poruszających się translacyjnie

gdzie: m pd masa części poruszających się progresywnie, kg;

a - przyspieszenie tłoka m / ;

3) Siły grawitacji mas poruszających się translacyjnie:

4) Siły tarcia.

Nie nadają się do precyzyjnego określenia teoretycznego i są wliczane do strat mechanicznych silnika. Siły ciężaru (grawitacji) są niewielkie w porównaniu z innymi siłami i dlatego zwykle nie są uwzględniane w obliczeniach przybliżonych.

Całkowita siła napędowa:

Ponieważ nie znamy jeszcze masy części projektowanego silnika spalinowego, do obliczeń wykorzystuje się siły właściwe na jednostkę tłoka na cm2 (m1). Zatem:

3. 2 Wyznaczanie siły napędowej

Metoda budowy

Wykres indykatorowy, zbudowany na podstawie obliczeń przepływu pracy, podaje zależność p r od skoku tłoka. Do dalszych obliczeń konieczne jest powiązanie sił działających na silnik spalinowy z kątem obrotu wału korbowego.

Równolegle do osi odciętej wykresu indykatorowego, zbudowanego na podstawie wyników obliczeń parametrów obiegu silnika spalinowego, rysowana jest prosta AB. Odcinek AB jest dzielony przez punkt O na pół i od tego miejsca promieniem OA opisują półokrąg. Od środka okręgu (punkt O) w kierunku NMT odchodzi odcinek 00 1 = 0,5 g - poprawka Brixa, gdzie r = OA (aby zachować skalę).

Stała KShM;

gdzie: R jest promieniem korby;

L to długość korbowodu między osiami łożysk.

Wartość I przyjmuje się w następujących granicach:

Do wolnoobrotowych silników wodzikowych 1 / 4,2 - 1 / 3,5;

W naszym przypadku przyjmujemy X = 0,25.

Od O1 (biegun Brixa) opisz drugi okrąg (większy niż pierwszy) dowolnym promieniem i podziel go na równe części (zwykle co 5-15 °). Z bieguna Brixa promienie przechodzą przez punkty podziału drugiego okręgu.

Aby skonstruować diagram, bierzemy -p.c.v.

Dla rozwiniętego wykresu wskaźnika P r = (a) przyjmujemy skalę wzdłuż rzędnej M ord = 10 mm. I MPa i wzdłuż odciętej M abts = 20 stopni, 1 cm.

Ponieważ przyjęta skala na osi rzędnych jest 1,5 razy mniejsza niż skala wykresu p - V, dlatego pobrane z niej rzędne dzieli się przez 1,5 i odpowiednio odkłada na bok. a na wykresie P r = (a).

Aby wykreślić wykres sił bezwładności P g = ѓ (a), bierzemy t pd = 7000

Wykres sił poruszających się konstruuje się przez zsumowanie rzędnych wykresów P, = / (a) i P s = / (a), z uwzględnieniem ich znaków.

3. 3 Wykreślanie wykresu sił stycznych

1. Sposób wykreślenia schematu dla jednego cylindra:

Wykres sił stycznych budujemy w tej samej skali co wykres sił ruchu: M abts = 20 st./cm, M ord = 10 mm/MPa.

Tworzymy tabelę 3. Funkcja trygonometryczna : określamy dla = 1/4 z tabeli 2; R d - na podstawie ryc. 3 w mm.

Siłę styczną (styczną) określa wzór:

Ra jest siłą napędową (patrz wyżej).

Funkcja trygonometryczna, która jest wyznaczana zgodnie z tabelą 3, w zależności od a.c.c. oraz:

Kąt odchylenia osi korbowodu od osi cylindra.

Pewne wartości -, P 0, P K zestawiono w tabelach 3 i 4, na podstawie których konstruowany jest wykres sił stycznych dla jednego cylindra (ryc. 3a).

Tabela 3

Tabela 4. Obliczanie sił bezwładności mas poruszających się translacyjnie P i = ѓ (a) MPa

2. Metoda konstruowania sumarycznego wykresu sił stycznych.

Zbiorczy wykres sił stycznych zbudowany jest w tej samej skali, co wykres sił stycznych jednego walca (rys. 36)

Określ określoną siłę oporu

I średnia siła styczna

Skala osi rzędnych = 10 mm / MPa, zatem

Błąd konstrukcji wykresu

Co jest dozwolone?

3. 4 Obliczanie koła zamachowego

koło zamachowe korbowodu silnika morskiego;

Aby obliczyć koło zamachowe, na początku ustawia się wartości nierównomiernego obrotu wału korbowego:

Określ skalę obszaru wykresu zbiorczego

W sprawie

Planujemy obszar pracy nadmiarowej:

Określ konkretną nadwyżkę pracy:

Następnie zbędna praca:

gdzie: R jest promieniem korby (m); moment bezwładności ruchomych części silnika i koła zamachowego:

Moment ruchomych części silnika spalinowego:

Obliczamy moment bezwładności koła zamachowego:

4 = 1483,08 (kg /)

Akceptujemy zmniejszoną średnicę koła zamachowego :

gdzie: S - wymiary gabarytowe; silnik prototypowy, m; Następnie:

Obliczamy masę felgi:

Określ całkowitą masę koła zamachowego:

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

Określ wymiary obręczy koła zamachowego z wyrażenia:

gdzie: R- gęstość. Do stali P = 7800(kg/m²) . B i h - odpowiednio szerokość i grubość felgi, m. Przyjmujemy grubość felgi równą h = 0,2 m, wtedy:

Maksymalna średnica koła zamachowego:

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

Sprawdzenie prędkości obwodowej obręczy koła zamachowego:

Otrzymana wartość jest akceptowalna dla projektowanego silnika.

Listaliteratura

1. Sposób wskazania

2. Micheev V.G. „Główne elektrownie okrętowe”. Zalecenia metodyczne do projektowania kursów dla zdatnych do żeglugi i arktycznych szkół Minimorflot. M., TsRIL "Morflot", 1981, 104s.

3. Gogin A.F. „Morskie diesle”, podstawy teorii, konstrukcji i eksploatacji. Podręcznik dla szkół rzecznych i techników transportu wodnego: wyd. Ulepszony I uzupełnione - M., Transport, 1988,439s.

4. Lebiediew WŁĄCZONY „Elektrownie okrętowe i ich działanie”. Podręcznik dla uczelni vodn. transport - M .: Transport, 1987 - 336s.

5. AA Fock, Mitryushkin Yu.D. „Utrzymanie statku w rejsie”

6. A.N. Neelov „Zasady technicznej eksploatacji wyposażenia technicznego statku”, Moskwa 1984. - 388p.

Opublikowano na Allbest.ru

Podobne dokumenty

Paliwo, skład mieszanki palnej i produkty spalania. Parametry środowiskowe. Proces kompresji, spalania i rozprężania. Kinematyka i obliczenia dynamiczne mechanizmu korbowego. Czterocylindrowy silnik do samochodu osobowego YAMZ-236.

praca semestralna, dodana 23.08.2012


Charakterystyka techniczna okrętowego silnika spalinowego i jego cechy konstrukcyjne. Dobór parametrów początkowych do obliczeń cieplnych. Budowanie wykresu wskaźnikowego. Wyznaczanie momentów działających w mechanizmie korbowym.

praca semestralna, dodano 16.12.2014


Wskaźniki wydajności i określenie głównych parametrów procesów dolotowych, sprężania i spalania w silniku. Sporządzenie równania bilansu cieplnego i zbudowanie wykresu indykatorowego. Dynamiczne badanie mechanizmu korbowego.

praca semestralna, dodano 16.09.2010


Obliczenia cieplne silnika spalinowego. Parametry cieczy roboczej i gazów resztkowych. Procesy zasysania, sprężania, spalania, rozprężania i uwalniania. Zewnętrzna charakterystyka prędkości, budowa wykresu indykatorowego. Obliczanie grupy tłoków i korbowodów.

praca semestralna, dodana 17.07.2013


Klasyfikacja okrętowych silników spalinowych, ich oznakowanie. Uogólniony idealny cykl silnika tłokowego i współczynnik termodynamiczny różnych cykli. Termochemia procesu spalania. Kinematyka i dynamika mechanizmu korbowego.

tutorial, dodany 21.11.2012


Płyn roboczy i jego właściwości. Charakterystyka procesów zasysania, sprężania, spalania, rozprężania, uwalniania. Obliczanie współczynników działających w mechanizmie korbowym. Ocena niezawodności zaprojektowanego silnika i dobór do niego pojazdu.

praca semestralna, dodana 29.10.2013


Wyznaczanie głównych parametrów energetycznych, ekonomicznych i konstrukcyjnych silnika spalinowego. Budowanie wykresu wskaźnikowego, wykonywanie obliczeń dynamicznych, kinematycznych i wytrzymałościowych gaźnika. Układ smarowania i chłodzenia.

praca semestralna dodana 21.01.2011


Opis techniczny silnika KamAZ. Proces i dynamika pracy silnika spalinowego, jego prędkość, obciążenie i charakterystyki wieloparametrowe. Wyznaczanie wskaźników procesu napełniania, sprężania i spalania, rozprężania w silniku.

praca semestralna, dodano 26.08.2015 r.


Dobór parametrów do obliczeń cieplnych, obliczenia procesów napełniania, sprężania, spalania i rozprężania. Wskaźnik i efektywne osiągi silnika, redukcja mas mechanizmu korbowego, siły bezwładności. Obliczanie części silnika pod kątem wytrzymałości.

praca semestralna, dodana 04.09.2010


Oznaczanie właściwości płynu roboczego. Obliczanie parametrów gazów resztkowych, płynu roboczego na końcu procesu zasysania, sprężania, spalania, rozprężania, wydechu. Obliczanie i budowa zewnętrznych charakterystyk prędkości. Obliczenia dynamiczne mechanizmu korbowego.