Особенности конструкции форсунки двигателей MAN&BW L-MC. Двигатели с электронным управлением «МАН and Бурмейстер и Вайн – МЕ не давать продуктов сгорания, вредных для деталей двигателя

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

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

Дизели типа VTBF

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

Дизели типа VT2BF

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

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

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

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

Дизели типов K-EF, K-FF.

Дизели типов K-EF, K-FF

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

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

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

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

Дизели типа K-GF

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

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

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

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

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

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

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

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

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

Дизели серии L-GF

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

Дизели типа L-GA

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

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

Дизели типа L-GB

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

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

Новая конструкция поршня с масляным охлаждением.

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

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

Дизели серии L-GBE

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

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

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

Дизели серии L-MC/MCE

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

СОДЕРЖАНИЕ
Раздел I. Малооборотные двигатели,тенденции развития, характеристики.....7
1. Системы газообмена 2-х тактных двигателей
2. Газотурбинный наддув 2-х тактных двигателей
3. Воздухоснабжение двигателей при пуске и на маневрах, помпаж ГТК
4. Оптимизация тепловой энергии
5. Использование энергии выхлопных газов в силовых газовых турбинах
Раздел II. Модельный ряд МС двигателей
«МАН - Бурмейстер и Вайн»...........16
6. Особенности конструкции двигателей
7. Топливовпрыскивающая аппаратура.
Раздел III. Техническое обслуживание дизелей - повышение эффективности их эксплуатации и предотвращение отказов..............25
8. Системы технического обслуживания.
9. Превентивное техническое обслуживание.
10. Техническое обслуживание по состоянию.
11. Основы диагностирования технического состояния,
12. Современные методы организации технического обслуживания судовых дизелей
13. Сводная таблица повреждений судовых дизелей.
Раздел IV. Выдержки из инструкции по эксплуатации и техническому обслуживанию двигателей MAN&BW - МС 50-98...33
Проверки во время стоянки. Регулярные проверки остановленного дизеля при нормальной эксплуатации. Пуск, управление и прибытие в порт.
Неисправности при пуске. Проверки в период пуска.....39
Нагружение.....45
Проверки при нагружении
Работа .....47
Неисправности при пуске. Неисправности при работе
Проверки при работе. Остановка.
Пожар в ресивере продувочного воздуха и воспламенение в картере......54
Помпаж турбонагнетателя ......59
Аварийная работа с отключенными цилиндрами или турбонагнетателями.......60
Вывод цилиндров из эксплуатации. Пуск после вывода цилиндров из эксплуатации. Работа двигателя с одним отключенным цилиндром.
Длительная работа с ТН, выведенным из эксплуатации. Вывод цилиндров из эксплуатации
Наблюдения при работе двигателя.....69
Оценка параметров двигателя в эксплуатации. Рабочий диапазон. Нагрузочная диаграмма. Пределы для работы с перегрузкой.
Характеристика винта
Эксплуатационные наблюдения ....71
Оценка записей.
Параметры, относящиеся к среднему индикаторному давлению (Pmi). Параметры, относящиеся к эффективной мощности (Ре). Повышенный уровень температуры выпускных газов - диагностика неисправностей.
Механические дефекты, способствующие снижению давления сжатия. Диагностика охладителей воздуха.
Удельный расход топлива .....78
Коррекция рабочих параметров .....80
Примеры расчетов:
Максимальная температура выпускных газов.
Оценка эффективной мощности двигателя без
индикаторных диаграмм. Индекс топливного насоса.
Частота вращения турбонагнетателя.
Нагрузочная диаграмма только для движения судна.
Нагрузочная диаграмма для движения судна и привода валогенератора.
Замер показателей, определяющих
термодинамическое состояние двигателя .....86
Поправка на окружающие условия ИСО:
Максимальное давление сгорания, Температура выпускных газов, Давление сжатия. Давление надувочного воздуха. Примеры замеров
Состояние цилиндра ....92
Функционирование поршневых колец. Осмотр через продувочные окна. Наблюдения.
Переборка цилиндра .....95
Сроки между переборками поршней. Первичный осмотр и снятие колец.
Замер износа колец. Осмотр цилиндровой втулки.
Замеры износа цилиндровой втулки
Юбка поршня, головка поршня и охлаждающая жидкость.
Кольцевые канавки поршня Восстановление рабочих
поверхностей втулки, колец и юбки.
Зазор в замках колец (новые кольца).
Установка поршневых колец. Зазор поршневых колец.
Смазка цилиндра и монтаж.
Обкатка втулок и колец
Факторы, влияющие на износ цилиндровой втулки .....101
Смазка цилиндра .......104
Цилиндровые масла. Величина подачи цилиндрового масла. Расчет дозировки при спецификационной мощности. Расчет дозировки при частичных нагрузках.
Осмотр состояния ЦПГ через продувочные окна,
осмотр поршневых колец ......108
Дозировка цилиндрового масла при обкатке. Расходы масла при спецификационной мощности.
Шейки / Подшипники .....110
Общие требования. Антифрикционные металлы. Покрытия. Шероховатость поверхности. Искровая эрозия. Геометрия поверхности. Шейки ремонтного раздела.
Проверка без вскрытия. Ревизия со вскрытием и переборка.
Виды повреждений .....112
Причины наволакивания. Трещины, причины трещин. Ремонт переходных участков (канавок) для масла.
Скорость износа подшипников. Ремонт подшипников на месте. Ремонт шеек. Крейцкопфные подшипники. Рамовые и мотылевые подшипники. Узел упорного подшипника и подшипники распределительного вала. Проверка новых подшипников перед монтажом
Центровка рамовых подшипников ......123
Измерение раскепов. Проверка раскепов. Кривая раскепов. Причины изгиба коленчатых валов. Измерения по струне. Центровка валопровода. Перезатяжка фундаментных болтов и болтов концевых клиньев. Перезатяжка анкерных связей.
Программа проверок и обслуживания двигателей МС .....137
Крышка цилиндра. Поршень со штоком и сальником. Проверка поршня и колец. Лубрикаторы. Втулка цилиндра и охлаждающая рубашка. Осмотр и обмер втулки. Крейцкопф с шатуном. Смазка подшипников. Проверка поступательно движущихся частей. Проверка зазора в мотылевом подшипнике. Коленчатый вал, упорный подшипник и валоповоротный механизм. Проверка раскепов коленчатого вала. Демпфер продольных колебаний. Цепной привод. Проверка цепного привода, регулировка демпфера натяжного устройства. Осмотр рабочих поверхностей кулаков ТНВД. Проверка зазора в подшипнике распределительного вала.
Регулирование положения распределительного вала из-за износа цепи.
Система продувочного воздуха двигателя......181
Работа с вспомогательными воздуходувками.
Охладитель надувочного воздуха, Очистка воздухоохладителя
Сухая очистка турбины ТН.
Система пускового воздуха и выхлопа .....194
Главный пусковой клапан, воздухораспределитель. Пусковой клапан. Выпускной клапан, аварийная работа с открытым выпускным клапаном. Проверка регулировки кулака выпускного клапана.
Топливные насосы высокого давления. Проверка, регулировка оперережения. Форсунки. Проверка, переборка распылителей. Испытание на стенде.
Топливо, топливная система .....223
Топлива, их характеристики. Стандарты на топлива. ТНВД, регулировки. Топливная система, топливообработка.
Циркуляционное масло и система смазки ......235
Система циркуляционного масла, Неисправности системы. Уход за циркуляционным маслом. Чистота масляной системы.
Очистка системы. Подготовка циркуляционного масла. Процесс сепарации. Старение масла. Циркуляционное масло: анализы и характерные свойства. Смазка распределительного вала. Объединенная система смазки. Смазка турбонагнетателя.
Вода, системы охлаждения ......251
Система забортной охлаждающей воды. Система охлаждения цилиндров. Центральная система охлаждения. Подогрев во время стоянки. Неисправности системы охлаждения цилиндров. Водоподготовка. Уменьшение эксплуатационных неисправностей. Проверка системы и воды в эксплуатации. Очистка и ингибирование. Рекомендуемые ингибиторы коррозии.

Сказку Страна Оз можно почитать по адресу www.tyt-skazki.ru/load/strana_oz/8

Сводная таблица повреждений судовых ДВС:(6 примеров, а Всего 25 )

Дефект, повреждение	Характерные признаки	Причины
1. Деформация фундаментной рамы, образование трещин.	Увеличение отрицательных раскепов коленчатого вала, перегрев рамовых подшипников	Деформация корпуса судна при неправильной загрузке судна, при сильном волнении, посадке судна на грунт.
2. Трещины в верхней плоскости блока цилиндров.	Появление в месте образования трещины воды или налетов соли.	Чрезмерная или неравномерная затяжка шпилек крепления крышки рабочего цилиндра, анкерных связей; чрезмерно высокое давление в цилиндре; отсутствие необходимого радиального зазора между опорным фланцем втулки цилиндра и гнездом блока
3. Трещины в плоскости разъема блока с фунд. рамой.	--	Плохая пригонка или коррозионное разъедание опорной поверхности блока; сильная или неравномерная затяжка соединительных шпилек; гидравлический удар в рабочем цилиндре.
4. Трещины в блоке в районе нижнего уплотн. пояса втулки рабочего цилиндра.	Подвижка элементов остова.	Плотная запрессовка втулки без соблюдения необходимого теплового зазор в поясах уплотнения; слишком большой диаметр резиновых уплотнительных колец; деформация втулки, вызванная ее перегревом (особенно в 2-х так-тных двигателях в районе выхл. окон), заклинивание поршня в цилиндре.
5. Разрыв шпилек, скрепляющих элементы остова	--	Перетяг или неравномерный затяг, гидр, удар в цилиндре/Деформация остова, ослабление затяга шпилек, их вытяжка.
6. Трещины в огневом днище крышек раб. цилиндров.	Выбрасывание воды или пара через открытые индикаторные краны при проворачивании двигателя перед пуском; Появление воды на раб. поверхности втулки после остановки двигателя; белая окраска выпускных газов, понижение их температуры; повышение давления вспышки - «стрельба» предохранительного клапана; повышение темп, выходящей из крышки воды	Ухудшение охлаждения в полостях охлаждения и перегрев крышки вследствие отложений накипи, ила, шлама и перегрузки двигателя; быстрая нагрузка непрогретого двигателя, гид-i равлический удар в цилиндре; обрыв тарелки клапана; малые радиусы скругления у кромок гнезд клапанов (трещины располагаются на перемычках между гнездами форсунки и ра-i бочих клапанов).

В соответствии с требованием Регистра, реверс дизеля должен осуществляться за 12 секунд. Изменение направления вращения двигателей обеспечивается изменением фаз воздухо и газораспределения и моментов топливоподачи. В 4-тактных двигателях реверс осуществляется с помощью 2-х комплектов кулачных шайб воздухо, топливо и газораспределения, которые перемещаются в осевом направлении вместе с распределительным валом. Аналогичное решение применяла фирма МАН в своих 2-тактных дизелях.

Фирма Зульцер

Применяет для реверса 2-тактных ДВС одни комплект кулачных шайб. Реверс осуществляется до пуска двигателя путем разворота распределительного вала на требуемый угол относительно коленчатого вала с помощью специального сервомотора.

В двигателях фирмы Бурмейстер и Вайн валик воздухораспределителя имеет 2 комплекта кулачков и при реверсе перемещается в осевом направлении. Вал топливо и газораспределения в малооборотных двигателях старой конструкции имел один комплект шайб и реверсировался после того, как двигатель начинал вращаться на противоположный ход (коленчатый вал как бы разворачивался относительно распределительного вала).

В двигателях 4-й модификации фирма Бурмейстер и Вайн перешла на реверс распредвала по тому же принципу, что и Зульцер. В наиболее распространенных современных двигателях ряда МС фирмы MAN - B&W распределительный вал вообще не реверсируется; вместе с реверсом воздухораспределителя изменяются лишь моменты топливоподачи путем перемещения серьги толкателя ТНВД с помощью сервомотора индивидуально на каждый цилиндр.

Успешность реверсирования и запуска двигателя на задний ход зависит от того, с какого режима работы требуется реверс. Если при маневрировании скорость судна близка к 0, двигатель работает малым ходом или даже остановлен, то реверс не вызывает затруднений. Реверсирование со среднего или полного хода является особо сложной и ответственной операцией, поскольку обычно связано с аварийной ситуацией. Сложность возрастает тем в большей степени, чем больше водоизмещении и скорость хода судна.

При необходимости реверса с полного хода (точка 1 на рис. 3) отключается подача топлива в цилиндры. При этом движущий момент становится равным 0, частота вращения довольно быстро - за 3-7 секунд - падает до n = (0,5-0,7)n н . Уравнение движения в этот период имеет вид:

I (d ω / d τ) = M В + M Т (№ 2)

где ℑ (dω/dτ) - момент от сил инерции;
M В - момент, развиваемый винтом;
M Т - момент от сил трения.

Гребной винт вращается за счет сил инерции валопровода и двигателя и создает некоторый положительный упор. При некоторой частоте вращения момент и упор винта становятся равными нулю, хотя винт продолжает вращаться в прежнем направлении (точка 2 рис. 3). При дальнейшем снижении частоты вращения упор становится отрицательным, винт начинает работать как гидротурбина за счет инерции корпуса судна. Уравнение движения в этот период имеет вид:

I (d ω / d τ) + M В — M Т (№ 3)

Дальнейшее снижение частоты вращения обеспечивается за счет момента от сил трения M Т и снижения скорости движения корпуса судна (уменьшения момента M В ). Двигатель остановится, когда правая часть приведенной выше зависимости станет равна ее левой части (точка 3 на рис. 3). При этом скорость судна обычно снижается до 4.5-5.5 узлов. Для достижения этого момента требуется длительное время (от 2 до 10 минут), которое порой отсутствует. Поэтому приходится прибегать к остановке валопровода с помощью “контрвоздуха”, подаваемого в цилиндр через пусковые клапаны.

Рис. 3 Кривые действия винта при торможении контрвоздухом с полного (пх) и среднего (сх) хода

Порядок реверса при контрвоздухе

После выключения подачи топлива рычаг реверса переводят из положения “вперед” в положение “назад”, хотя коленчатый вал продолжает при этом вращаться вперед, распределительный вал реверсируется;
В районе точки 2 (рис. 3) в цилиндр начинает подаваться пусковой воздух, при этом двигатель тормозится, т.к. подача воздуха приходится на линию сжатия;
После остановки двигатель раскручивается на воздухе в направлении “назад” и переводится на топливо.

Если при нормальном пуске подача воздуха в цилиндр осуществлялась на линии расширения от углов φ В1 = 0 до φ В2 = 90° пкв после ВМТ, то при подаче контрвоздуха геометрические моменты воздухоподачи меняются на противоположные. Воздух начинает поступать в цилиндр на линии сжатия за 90° пкв до ВМТ и заканчивает поступать в районе ВМТ. При этом действительные моменты воздухоподачи и эффективность торможения контрвоздухом зависят от конструкции пусковых клапанов цилиндров.

Если тарелка пускового клапана имеет тот же диаметр, что и поршень управления, то клапан закроется при достижении давления в цилиндре Р Ц примерно равном давлению Р В в пусковой магистрали (рис. 4).

Рис. 4 Характеристики равновесия пусковых клапанов

а) п р и D у = D к л;

б) п р и D у = 1 , 73 D к л

Это происходит намного раньше геометрического конца подачи воздуха в цилиндр. При этом воздух, оставшийся в цилиндре, будет сжиматься и продолжать затормаживать двигатель. В районе ВМТ часть воздуха стравится в атмосферу через предохранительный клапан. Количество стравленного воздуха - небольшое, учитывая небольшое сечение предохранительного клапана. При дальнейшем движении поршня, когда он пройдет ВМТ, сжатый воздух расширяется и продолжает раскручивать дизель. Таким образом, если двигатель остановится до прихода поршня в ВМТ, то торможение контрвоздухом будет эффективным, если не остановится - контрвоздух неэффективен. Такая картина торможения контрвоздухом наблюдается в малооборотных двигателях фирмы МАН.

Если площадь управляющего поршня больше тарелки клапана (двигатели Бурмейстер и Вайн, Зульцер), то для закрытия клапана требуется гораздо большее давление в цилиндре (рис. 4). Клапаны открываются при торможении контрвоздухом на ходе сжатия, и после достижении давления Р Ц - P В воздух из цилиндра начинает перетекать при высоком давлении в пусковую магистраль. Поршень совершает работу выталкивания на линии сжатия.

Пусковой клапан закрывается в соответствии с геометрическим моментом воздухонодачи. При таком клапане работа сжатия оказывается гораздо больше работы расширения, эффект торможения контрвоздухом хороший. Воздух, выталкиваемый из цилиндра в пусковую магистраль, поступает в соседний цилиндр, что уменьшает расход пускового воздуха. При таком типе пусковых клапанов снижается выбег судна за счет более скорого запуска дизеля на задний ход.

При реверсе с полного хода двигатель обычно передерживается на воздухе - для гарантии запуска в противоположном направлении. Этого делать не надо - необходимо лишь при переводе на топливо топливную рейку поставить на большую подачу.

Тип документа: Книга | PDF .

Популярность: 1.60 %

Страниц: 263 .

Размер файла: 25 Mb .

Язык: Русский, Английский .

Год издания: 2008 .

Цель книги - оказание практической помощи при изучении конструкции и эксплуатации главных судовых МОД модели МС с диаметрами цилиндра 50-98 см., выпускаемых фирмой «MAN Diesel» и ее лицензиатами. Фирма «MAN B&W» наряду с фирмой «Вяртсиля», занимает ведущее положение е в области судового дизелестроения.

Раздел I. МОД, этапы развития, хар-ки.
Раздел II. Двигатели «MAN - B&W» семейства MC.
Раздел III. ТО МОД - методы повышения эффективности эксплуатации и ресурса.
Раздел IV. Официальные инструкции по эксплуатации и ТО двигателей MAN B&W МС

Раздел I. Малооборотные двигатели, тенденции развития, характеристики

Высокая надежность, большой моторесурс, простота конструкции и высокая экономичность (см Рис. 1.1) являются отличительными чертами малооборотных двигателей. Этим, а также возможностью обеспечить высокие агрегатные мощности (80000 кВт) определяется их преимущественное
К классу малооборотных двигателей относятся мощные двухтактные дизели с числом оборотов до 300 в минуту. Двигатели 2-х тактные, так как использование 2-х тактного цикла в сравнении с 4-х тактным позволяет при равенстве размеров цилиндров и оборотов получить в 1,4 -1,8 раза большую мощность. Диаметр цилиндров находится в диапазоне 260 - 980 мм, отношение хода поршня к диаметру цилиндра в двигателях ранних моделей лежало в пределах 1,5-2,0. Однако стремление повысить мощность путем увеличения объема цилиндра, не увеличивая его диаметр, а также обеспечить лучшие условия для развития факелов топлива и, соответственно, создать лучшие условия лля смесеобразования в камере сгорания за счет увеличения ее высоты, привело к росту отношения 3D. Тенденцию к увеличению S/D можно проследить на примере двигателей Зульцер RTA: 1981 г. -ТГА S/D=2,9; 1984 г. - RTA М S/D= 3,45; 1991 г. - RTA Т S/D=3,75; 1995 г. - RTA48 Т S/D= 4,17.

Цилиндровая мощность современных малооборотных двигателей в зависимости от размесив цилиндров и уровня форсировки лежит в пределах 945-5720 кВт при Ре= 18-18,6 бар (Зульцер чТА), 400-6950 кВт при Ре = 18-19 бар (MAH ME и МС). Частота вращения лежит в пределах 70 - 127 " мин. и лишь в двигателях с размерами цилиндров менее 50 см. п= 129-250 1\мин.

Важно отметить, что в 50-60 годы стоимость топлив была низкой и находилась на уровне 23-30 $/тонну, и поэтому задача достижения максимальной экономичности двигателя и пропуль-оивного комплекса в целом не являлась превалирующей. Этим можно объяснить, что выбор час--эты вращения двигателя, а, следовательно, и гребного вала, определялся двигателестроителями без учета кпд гребного винта. В восьмидесятые годы стоимость топлив выросла в 10 и более:аз. и задачи повышения экономичности работы всего пропульсивного комплекса встали на первое место. Известно, что кпд гребного винта растет с уменьшением скорости вращения, кстати, уменьшение скорости вращения двигателя способствует и снижению удельного расхода топлива. Это обстоятельство при создании современных дизелей, несомненно, учитывается и, если у дви--ателей ранних поколений частота вращения не спускалась ниже 100 1\мин, то в новом поколении двигателей диапазон оборотов лежит в пределах 50-190. Снижение мощности при уменьшении оборотов компенсируется увеличением объема цилиндров за счет роста S/D и дальнейшей форсировкой рабочего процесса по наддуву. Среднее эффективное давление увеличилось до 19,6-20 бар. В настоящее время малооборотные двигатели производят три фирмы: МАН & Бурмейстер и Вайн, Вяртсиля - Зульцер, Митсубиши (MHI).

1. Системы газообмена двухтактных двигателей.

В двухтактных дизелях в отличие от четырехтактных отсутствуют такты наполнения воздухом (всасывания) и очистки от продуктов сгорания (выталкивания поршнем). Поэтому процессы очистки цилиндров от продуктов сгорания и наполнение воздухом в них осуществлялось принудительно под давлением 1,12-1,15 ата. Для сжатия воздуха использовались поршневые продувочные насосы.

Внедрение газотурбинного наддува в 2-х тактных двигателях в сравнении с 4-х тактными двигателями заняло значительно больше времени. По этой причине среднее эффективное давление оставалось на уровне 5-6 бар. и для увеличения цилиндровой и агрегатной мощностей конструкторам приходилось прибегать к увеличению диаметра цилиндров и хода поршня. Были построены двигатели с D=980-1080 мм. и ходом поршня S= 2400-2660 мм. Однако этот путь вел к увеличению габаритов и весовых характеристик двигателей и дальнейшее его применение было нерациональным. Причины затруднений при внедрении газотурбинного наддува заключались в том, что в 2-х тактный цикл для реализации продувки цилиндров требовал на 20-30% больше воздуха, температура выпускных газов, представляющая собою смесь продуктов сгорания и продувочного воздуха, была существенно ниже и энергия газов была недостаточна для привода ГТК.

Лишь в 1954г. были построены первые 2-х тактные двигатели с газотурбинным наддувом, при этом, в помощь турбонаддувочному агрегату фирмы МАН и Зульцер стали использовать подпоршне-вые полости - см. Рис. 1.2. Как видно из этого Рис.унка воздух из турбокомпрессора через воздухоохладитель 2 поступает в первый отсек ресивера 3 и оттуда при поднимающемся вверх поршнем через невозвратные пластинчатые клапаны 4 во второй отсек 5, и в подпоршневое пространство 6.

При опускании поршня воздух в полости 2 дополнительно сжимается от 1,8 до 2,0-2,2 бар и при открытии поршнем продувочных окон поступает в цилиндр.
В рассматриваемом варианте подпоршневые полости создают лишь кратковременный импульс давления в начальной стадии продувки, тем самым, исключая заброс газов из цилиндра в ресивер и одновременно повышая импульс давления газов, поступающих на газовую турбину, что способствует увеличению ее мощности. Давление в отсеке 5 постепенно падает и дальнейшая продувка, и зарядка цилиндра происходят при давлении, создаваемым надувочным агрегатом. В этот период, чтобы исключить потерю заряда воздуха, золотник дозарядки перекрывает выхлопной канал.
Фирма МАН для решения этих задач прибегала к более сложным решениям использования под-поршневых полостей, ряд ППП включалась последовательно с ГТК и ряд параллельно.

Существенно, что дальнейшее развитие газотурбинного наддува, увеличение производительности и КПД ГТК, рост давлений наддува и располагаемой энергии выхлопных газов позволило в двигателях с контурными схемами газообмена отказаться от подпоршневых полостей, так как продувка и зарядка цилиндров воздухом полностью обеспечивалась ГТК.

Двигатели Бурмейстер и Вайн с прямоточно-клапанной схемой газообмена с самого начала не нуждались в подпоршневых полостях, так как необходимая для ГТК энергия газов легко обеспечивалась за счет более раннего открытия выхлопного клапана. Но при пуске двигателя и работе на маневрах, когда ГТК практически еще не работает, до сих пор приходится прибегать к электроприводным центробежным насосам.
Схемы газообмена 2-х тактных дизелей в зависимости от направления движения потоков воздуха внутри цилиндра подразделяются на два основных типа - контурные и прямоточные.

Контурные схемы. Контурные схемы газообмена благодаря своей простоте были широко распространены в судовых малооборотных дизелях, выпускавшихся до 80-х годов фирмами МАН, Зульцер, Фиат, Русский Дизель и др. Типичная для контурной схемы организация газообмена заключается в том, что поступающий через продувочные окна поток продувочного воздуха и вытесняемые им выпускные газы в своем движении описывают контур цилиндра.

Сначала воздух по одной стороне цилиндра поднимается вверх, у крышки поворачивается на 180° и опускается к выпускным окнам. Так организован газообмен в односторонней щелевой (петлевой) схеме фирмы МАН (А) или в близкой к ней схеме фирмы Зульцер (В) (Рис. 1.3). Здесь для прохода воздуха и газов служат окна, выфрезерованные во втулке на одной стороне илпиндра. верхний ряд - выпускные (2), нижний - продувочные. Моментами их открытия и закрытия управляет поршень. Первыми открываются выпускные, в период свободного выпуска пел дейстзием герегала давления
(Р - Р„а_) продукты сгорания повидает цлгл*^. Затем открываются продувочные окна, и продувочный воздух устремляется вве(к, вытесняя продукты сгорания из цилиндра через открытые выпускные окна. В своем движении воздух огмсьвает петлю, поэтому такой тип продувки называют петлевой. Существенным недосташж подобного газообмена в двигателях МАН KZ является наличие заброса газов из цилиндра в ростиер в начале продувки, когда только открываются продувочные:
В двигателях Зульцер продувочные окна занимают большую часть окружности цилиндра, поэтому петлевой характер тока воздуха менее выражен, наблюдается большее перемешивание воздуха с вытесняемыми им продуктами сгорания (уг= 0,1 и фа= 1,62). Перемешиванию способствует и интенсивное поступление воздуха в цилиндр в начале продувки из-за создаваемого в этот моменбт подпоршневым насосом большого перепада давления, необходимого во избежание заброса газов в ресивер в начале продувки. Подпоршневой насос в двигателях серии RD к моменту открытия продувочных окон поднимает давление перед ними с 0,17 МПа (давление наддува) до 0,21 МПа. В конце газообмена, поднимающийся вверх поршень первыми закрывает продувочные окна, но остаются открытыми выпускные и через них теряется часть поступившего в цилиндр воздушного заряда. Эта потеря нежелательна и фирма стала устанавливать в канале за выпускными окнами вращающиеся заслонки 3 (Рис. 1.3. В). Задача которых состояла в том, чтобы после закрытия поршнем продувочных окон каналы выпускных окон перекрывались заслонками. В двигателях МАН подобные заслонки также устанавливались, но, в отличие от Зульцера с индивидуальным приводом заслонок, заслонки МАН имели общий привод и в связи с частой его поломкой, происходившей при заклинивании хотя бы одной заслонки, от установки заслонок в последующих модификациях двигателей фирма отказалась. При этом пришлось отказаться от короткого поршня и заменить его на поршень с длинной юбкой. В противном случае при подъеме поршня вверх продувочный воздух через открывающиеся им окна уходил бы в выпускную систему. Такое решение, с одной стороны, было вынужденным, так как было сопряжено с потерей некоторой части воздушного заряда. С другой стороны, улучшалась продувка цилиндров и, главное, воздух уносил с собой часть тепла, отбираемого от стенок цилиндра, особенно в зоне расположения выхлопных окон. Потеря воздуха компенсировалась увеличением производительности ГТК. Фирма Зульцер, форсируя двигатели, перешла на более эффективный наддув при постоянном давлении. Это позволило увеличить количество поступающего в цилиндры воздуха и согласиться с потерей его некоторой части в конце газообмена. В новых моделях двигателей RND, RLA, RLB по аналогии с двигателями МАН также убрала заслонки и удлинила юбки поршней.

Прямоточные схемы. Характерным для прямоточной схемы газообмена является наличие прямого тока воздуха вдоль оси цилиндра, преимущественно с послойным вытеснением продуктов сгорания. Это обусловливает низкие значения коэффициента остаточных газов у, = 0,05 - 0,07.

В переходе от контурных схем газообмена к прямоточным решающую роль сыграли следующие недостатки контурных схем:

♦ больший расход воздуха на продувку, увеличивающийся с ростом наддува и плотности воздуха;
♦ несимметричное распределение температур у втулки цилиндра и поршня, а отсюда и неравномерная их деформация - в зоне выпускных окон температура выше, чем в зоне продувочных;
♦ худшее качество очистки верхней части цилиндра, особенно при увеличении его высоты в связи с увеличением отношения S\D.

С ростом наддува и необходимостью более раннего отбора газов на газовую турбину, что пришлось делать путем увеличения высоты выпускных окон, фирмы столкнулись с увеличением уровня и неравномерности температурных полей втулок и головок поршней, а это приводило к учащающимся задирам в ЦПГ и появлению трещин в перемычках между выпускными окнами. Это ограничивало возможность увеличения энергии газов, отбираемых на ГТК, и, соответственно, увеличения их производительности и давления надувочного воздуха.

Фирма Зульцер убедилась в этом на примере последних двигателей с контурными схемами газообмена RND, RND-M, RLA и RLB, производство их прекратила и в новых двигателях RTA с более высоким уровнем форсировки по наддуву перешла на прямоточно-клапанные схемы газообмена - 1983 г.
Переходу способствовало также желание увеличить отношение хода поршня к диаметру цилиндра, при контурных схемах это было невозможно, так как ухудшало качество продувки и очистки цилиндров.

Отказ от контурных схем и переход на прямоточно-клапанную схему газообмена осуществила и фирма МАН. Фирма Бурмейстер и Вайн, традиционно придерживавшаяся прямоточных схем газообмена, испытывала финансовые трудности и фирма МАН, основываясь на этом, приобрела контрольный пакет акций, прекратила выпуск своих дизелей и, вложив дополнительное финансирование в разработку нового модельного ряда МС, в 1981 г. приступила к его производству.

В прямоточной схеме продувочные окна расположены в нижней части втулки равномерно во всей окружности цилиндра, что обеспечивает большие проходные сечения и малое сопротивление окон, а также равномерное распределение воздуха по сечению цилиндра.
Тангенциальное направление окон 2 в плане способствует закручиванию потоков воздуха в цилиндре, которое сохраняется до момента впрыскивания топлива. Частицы топлива захватываются вихрями и разносятся по пространству камеры сгорания, что существенно улучшает смесеобразование. Выпуск газов из цилиндра происходит через клапан 1 в крышке, привод его осуществляется от распределительного вала посредством механической или гидравлической передачи.

Фазы открытия и закрытия клапана определяются профилем кулачка распределительного вала, в двигателях с электронным управлением в целях их оптимизации применительно к конкретному режиму работы двигателя могут автоматически изменяться.

Преимущества прямоточных схем:

♦ лучшая очистка цилиндров и меньшие потери воздуха на продувку;
♦ наличие управляемого выпуска, благодаря чему имеется возможность варьирования энергией газов, направляемых на газовую турбину;
♦ симметричное распределение температур и тепловых деформаций элементов ЦПГ.

Прямоточно-шелевую схему газообмена имеют тепловозные и судовые двигатели Д100, а также ранее выпускавшиеся двигатели Доксфорд. Для них характерной особенностью является расположение продувочных и выпускных окон по концам цилиндра. Продувочные окна управляются верхним поршнем, а выпускные - нижним.