Министерство образования Российской Федерации

Филиал Санкт-Петербургского государственного морского технического университета

СЕВМАШВТУЗ

Кафедра «Океанотехника и энергетические установки»

Стенин В.А.

С У Д О В О Е Г Л А В Н О Е Э Н Е Р Г Е Т И Ч Е С К О Е О Б О Р У Д О В А Н И Е . С У Д О В Ы Е Д И З Е Л И

Учебное пособие по курсовому и дипломному проектированию

Северодвинск 2003

УДК 536.24

Стопин В.А. Судовое главное энергетическое оборудование. Судовые дизели. Учебное пособие по курсовому и дипломному проектированию, Северодвинск: Севмашвтуз, 2003. - 100 с.

Ответственный редактор проф. А.И. Лычаков

Рецензенты: Агеев А.В., к.т.н., доцент, зав. кафедрой; Мюллер О.Д., кл.н., доцент, руководитель отдела.

Рассматриваются теоретические и практические вопросы расчетов конструктивных элементов, агрегатов и систем судового дизеля, принципы их действия. Излагаются основы классификации и параметры судовых ДИС, тепловой баланс двигатели; представлен порядок расчета систем энергетической установки н системы газораспределения.

Предназначено для студентов специальности 140200, 141200.

Лицензия на издательскую деятельность Код 221. Серия ИД, №01734 от 11 мая 2000 г.

ISBN 5-7723-0358-9 © Севмашвтуз, 2002 г.

Введение

Современное развитие транспортного (|)лота характеризуется созданием высокопроизводительных грузовых, буксирных и пассажирских судов; повышением их мощности и скорости хода; оборудованием высокоэффективными и экономичными механизмами, устройствами, системами, средствами автоматизации и механизации; стандартизацией и унификацией отдельных механизмов и судовых энергетических устаноиок в целом.

С ростом грузоподъёмности и скорости хода судов увеличивается их эиергооснащённость и мощность главных двигателей. В связи с этим судовые энергетические установки, затраты на которые составляют около 35% общей строительной стоимости судов, оказывают большое влияние па технико-эксплуатационные и экономические показатели флота. Большое значение в повышении эффективности работы морского транспорта имеет техническая эксплуатация флота; на неё приходится около 50% расходов, отнесённых на себестоимость перевозок прузов и пассажиров.

Судовая энергетическая установка состоит из комплекса оборудования (тепловых двигателей, механизмов, аппаратов, магистралей, систем), предназначенного для преобразования энергии топлива в механическую, электрическую и тепловую энергию и транспортировки ее к потребителям. Указанные виды энергии обеспечивают: движение судна с заданной скоростью; безопасность и надёжность плавания; работу механизмов машинного помещения, палубных механизмов и устройств; электрическое освещение; действие средств судовождения, управления механизмами, сигнализации и автоматики; общесудовые и бытовые нужды экипажа и пассажиров; выполнение различных производственных операций на транспортных судах, судах технического флота и специального назначения.

Судовая энергетическая установка должна удовлетворять следующим основным технико-экономическим н эксплуатационным требованиям: - быть экономичной, т. е. строительная стоимость и эксплуатационные

затраты па нее должны быть оптимальными; - должна обеспечивать заданную скорость хода судна, обладать

достаточными маневренными качествами на всех режимах его движения и иметь высокий моторесурс;

снабжать потребителей различными видами энергии и холодом при высокой экономичности процессов превращения тепловой энергии в механическую и электрическую;

процессы управления и роулирования должны быть автоматизированы; быть надёжной, т. с. иметь оптимальную вероятность безотказной

работы, требовать минимальное время па устранение неисправностей и сохранять работоспособность в аварийных ситуациях;

при работе не оказывать вредного воздействия на обслуживающий персонал, пассажиров н не загрязнять окружаф^утосреду;

- иметь оптимальные габариты и массу. В дизельных энергетических установках в качестве главных и вспомогательных двигателей применяют поршневые ДВС - дизели, работающие по отрытому циклу.

Дизельные энергетические установки (ДЭУ) получили широкое распространение на судах различного назначения вследствие ряда положительных особенностей:

возможности создания большого диапазона агрегатных мощностей на базе стандартных типоразмеров цилиндров;

• возможности использования различных типов передач; сравнительно высокой экономичности; относительной простоты автоматизации управления. На речных транспортных судах новой постройки в качестве главных и

вспомогательных двигателей устанавливают исключительно дизели. В большинстве случаев в качестве главных применяют четырёхтактные дизели с наддувом, реверсивные среднеоборотные и нереверсивные повышенной оборотности. В качестве вспомогательных двигателей обычно используют четырёхтактные дизели без наддува повышенной оборотности.

Широкому распространению дизелей в СЭУ способствует непрерывное улучшение их технико-экономических показателен путём совершенствования наддува и рабочего процесса, применения тяжёлых сортов топлива, использования двухконтурной системы охлаждения, повышения надёжности и моторесурса, автоматизации процессов управления, контроля и диагностирования.

Дальнейшее повышение экономичности судовых дизелей в основном должно происходить за счёт утилизации теплоты выпускных газов и охлаждающей дизель воды. Теплота, получаемая в утилизационном котле, работающем на выпускных газах, и воды, охлаждающей дизель, может быть использована в системе теплоснабжения судна или для получения искусственного холода. Па теплоходах с большими шрегашымп мощностями, работающих длительное время на постоянном режиме и потребляющих большое количество электроэнергии, пар, получаемый в утилизационных котлах, можно использовать в паровой турбине турбоэлектрогеператора.

Повышение экономичности ДЭУ тесно связано с увеличением уровня их надёжности п ресурса. Поэтому в перспективе увеличение ресурса дизелей, приближение сроков службы дизеля к срокам службы судна, резкое увеличение сроков службы до первой переборки, сроков необслуживаемой работы, что позволит значительно снизить затраты на техническое обслуживание и ремонт.

Эффективное использование ДЭУ, падежная и \ эксплуатация и высокая производительность труда обслуживающего персонала обеспечиваются комплексно]"! автоматизацией установки. Автоматизированные ДЭУ с безвахтенным обслуживаем получили широкое распространение на судах морского флота.

1. АНАЛИЗ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ОСНОВНЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ СУДНА И ЕГО ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ УСТАНОВКИ

Для выполнения последующих обосновании и расчетеп необходимо привести краткую характеристику указанного в задании проекта судна (табл. 1.1) и его энергетической установки (табл. 1.2).

Таблица 1.1

Характеристика судна проекта 559Б

Параметры, единицы шмерепип Значении

Класс "О" Размерения корпуса, м:

длина 80 ширина 15

Водоизмещение, т 1632 [Грузоподъёмность, т 1200 Мощность, кВт 588 Осадка, м 1,7 Скорость в полном грузу, км/ч 16,6 Автономность, сут. 6 Число мест для экипажа 12 Количество движителей 2 Тип движителя ГВН Сухая масса СЭУ, т 35 Габариты машинного отделения, м: 1ft

длина 14 ширина

11а основе данных табл. 1.1 и 1.2 выполняется расчет показателей установки судна.

Эффективная мощность главной ЭУ: [', = х - Ре = 2 • 294 - 588 кВт, ( I . I) "

где х = 2 - количество главных двигателей СЭУ; Р = 294 кВт - номинальная эффективная мощность главного двигателя

СЭУ. Энергооснащённость судна:

q= P>- = - 5 i i = (u<i кВт/т, (1.2) Q 1632

где Q - 1632 т - водоизмещение судна в полном грузу.

Энергопасыщешюсть по отношению к длине машинного отделения:

l p = = - _ - _ = 39,2 кВт/м, (1.3)

где х„г = 2 - количество вспомогательных двигателей;

Таблица 1.2

Характернстика основных элементов ЭУ судна проекта 559Ь Элементы ЭУ н их параметры, единицы Значения

измерения Главные двигатели

количество марка номинальная эффективная мощность, кВт

8NVD36 294

номинальная частота вращения коленчатого вала, мин"1 500

род топлива дизельное

удельный эффективный расход, кг/(кВгч);

топлива 0,228

масла 0,00163

Главная передача мощности Тип прямая

Судовая электростанция количество дизель-генераторов марка дизель-генераторов (дизеля) номинальная эффективная мощность (дизеля), кВт

->

ДГ-50/1

50 (58,8)

номинальная частота вращения коленчатого -1

вала, мин 1500

удельный эффективный расход топлива, кг/(кВт-ч)

0,269

Котельная установка марка автономного котла КОАВ-68

количество 1

тепло производительность, кДж/ч 285600

расход топлива, кг/ч 8,2

Реа, = 58.8 кВт - номинальная эффективная мощность вспомогательного двигателя;

'-.„. = '8 м - длина машинного отделения.

Энергонасыщенность по отношению к площади машинного отделения:

V . f L ^ J k . M . ^ * « . W l t B ^ , „ . 4 ,

где Sun = 252 м 2 - площадь машинного отделения. Энергоёмкость работы судна:

3600-1\ 3600-588 1 Л , п и , е = _ _ _ _ L = . — =06 кДж/(гкм), ( 5)

G-V 1200.16,6 V ' К ' где G = 1200 т - грузоподъёмность судна;

V =16,6 км/ч - скорость судна в полном грузу. Удельная масса ЭУ:

1000 G.,̂ 1000-35 , g = -° = -59,5 кг/кВт, (1.6)

где G11П = 35 т - сухая масса ЭУ. Абсолютный КПД установки:

з ш . р , = 1 6 „ о : 5 8 8 =

- Q„ -B v 42500 174 v 1

где В у = 174 кг/ч - общий расход топлива на СЭУ;

0„ =42500 кДж/кг- низшая удельная теплота сгорания дизельного топлива.

Эффективный КПД установки: 3600 - х • 1*

п„ = — - - . 0 - =

= - 3 6 0 0 ' 2 ^ 8 . - . - _ ! _ W , 6 . (1.8) 2 • 0.228 • 294 • 42500 + 2 • 0,269 • 5R.fi • 42500 + 1 ' 2 * ° U

0,82 где Ьс = 0,228 кг/(кВтч) - удельный эффективный расход топлива главного двигателя:

ЬС1Г =0.269 кг/(кВгч) - удельный эффективный расход топлива вспомогательного двигателя;

х к -1 - количество автономных котлов; х в = 1 Ч к = 0,82 - КПД вспомогательного автономного котла; Q„. = 285600 кДж/ч - теплонроизводительность автономного котла. КПД судового (пропульсивного) комплекса:

ПС к=П,-Л„ -ч. -ч„„ =0,372.0.98-0.98.0,6 = 0,214, (1.9) где Ч с =0,372 - эффективный КПД главного двигателя:

я

3600 3600 - = — = 0,372;

О, -Ье 42500.0,228 ц„ = 0,98 - КПД главной передачи установки; Ч, = 0.9S - КПД валопровода; п п р = 0,6 - пропульеивный КПД. КПД энергетического комплекса:

= ' i N - ^ l D i l ? " •г'« + хл 1 -ь». • К«_ • Q „ ' w п _ п - *. - в k • Q я . п ь

(1.10)

ч,

=

2 - ° - 2 2 8 " 2 9 4 ' 4 2 3 0 0 ' ° ' 3 7 2 • ° - 9 8 • ° ' 9 S + 2 • 0J69-58,8 42500- 0_,3]_5_ 0,85 + 18,2- 42500 • 0 8̂ 2 - 0,228 • 294 • 42500 + 2- 0,269 • 5^8 • 42500+Т • i j - 42500 ~~ "

= 0.362, где т|елг = 0,315 - эффективный КПД вспомогательного двигателя:

3600 3600 , , 1 г = • — — = ———- =0,315, (1. 2> Q..-K,- 42500.0,269 1 '

11 f =0,85 - КПД электрогенератора; и к =8,2 кг/ч -- расход топлива автономным котлом.

Результаты расчёта представлены в табл. 1.3.

Taojinnii 1.3 Характеристика энергетической установки судна проекта_55%

Наименование показателей, единицы измерения

Эффективная мощность главной ЭУ, кВт

Энергооснащёшюсть. кВт/т

Энергонасьнценность по отношению к: длине МО, кВт/м плошади МО, кВт/м" Энергоемкость работы судна, кДж/(т-км) Удельная масса ЭУ, кг/кВт

Эффективный КПД установки

Абсолютный КПД установки КПД судового комплекса

КПД энергетического комплекса

Значении

5Ш

0,36

39,2 2,8 106

59,5 0,286

0,286 0,214

0,362

о

2. ОБОСНОВАНИЕ СОСТАВА ГЛАВНОЙ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ УСТАНОВКИ

Целью данного раздела является обоснование и выбор главных двигателей, а также выбор типа главной передачи.

Исходными данными при выборе главных двипиелей являются: - мощность главной энергетической установки судна; - количество и частота вращения движителей. Количество главных двигателей следует принимать равным указанному

числу в задании. Требуемая мощность двигателей определяется делением суммарной

мощности ЭУ на количество движителей или число главных двигателей судна: Р SR8

Р = •"-= - =294 кВт. (2.1) х 2

Для обоснования марки главного двигателя необходимо подобрать несколько дизелей, мощность которых близка к требуемой, и сравнить их с установленными на судне по комплексному параметру качества. В качестве главного двигателя судна следует принимать дизель, имеющий наибольшее значение комплексного параметра. При равных значениях комплексного параметра предпочтение отдаётся дизелю, который в составе ЭУ имеет больший КПД судового комплекса.

Расчёт комплексного параметра качества производим по формуле: /; т bemin А г

Кп =«,•---'— + «,•-"-'- + «,• ----- + < V ~ + n< • - I a„-j + Рпглч "' "г '\ ''.MS

+ «,-С™"-, (2.2)

где К„ - комплексный параметр качества дизеля;

р = - удельная мощность дизеля, кВт/м'; 1 • S * ll

[\ - поминальная эффективная мощность дизеля, кВт; РД s, l i -длина, ширина и высота дизеля, м; 1, я, !i,p , - максимальное значение удельной мощности среди

рассматриваемых дизелей, кВт/м 3; р ш а ч т = ~- - удельная масса дизеля, кг/кВт;

М - масса дизеля, кг; М,т,„,,,- минимальное значение удельной массы среди рассматриваемых

дизелей, кг/кВт; шп1| |1 Ь , - удельный эффективный расход топлива дизеля, кг/(кВт-ч); be Ьс „„„- минимальное значение удельного эффективного расхода топлива

среди рассматриваемых дизелей, кг/(кВт-ч);

И)

Ьс 1П111 г - ресурс дизеля до капитального ремонта, тыс. ч'

г г И Н 1 - максимальное значение ресурса среди рассматриваемых дизелей тыс.ч; '

г ™,\~ условный показатель рода топлива, используемого дизелем (для тяжёлого топлива - \ - 1, для дизельного - j = 0 ) ;

j С - стоимость дизеля, определяемая по формуле: р».*У . г<мв

(2.3)

С,,,,,, - минимальное значение стоимости среди рассматриваемых дизелей' С1П11, а, - коэффициенты весомости.

При выборе двигателей транспортных судов следует принимать а, = о г а, =0.12; а , =0 ,24 ; а , =0,14; а , =0,19; а ь - 0 , 14 ; а , = 0 , 0 7 .

Сопоставление удобно производить в табличной форме (табл. 2.1).

Таблица 2.1 Сопоставление параметров судовых дизелей

Параметры, единицы измерения Значения

11роизноднтель Дизельиром Румо

'Заводская марка " 8NVD36 "* 6V396TcT "6423/30L Обозначение по ГОСТу 8ЧР1-124/3 641116,5/18,5 6ЧН23/30

Исходные данные 1

эффективная мощность, кВт 294 330 330

частота вращения коленчатого вала, 500 1775 1000 реверсивность род топлива удельный расход топлива, кг/(кВт-ч) удельный расход масла, кг/(кВт-ч) ресурс до капитального ремонта, ТЫС. 'I

да дизельное

0,228 0,00163

36

нет дизельное

0,203 0,0007

60

пет дизельное

0.217 0,002

30

габаритные размеры, м: длина ширина высота

4,415 2,370 1,600

1,753 1,352 1,517

2,980 1,120 2,КЮ

масса, кг 11)200 2440 5000

Расчетные данные _

удельная мощность, кВт/м 3 17,6 9!,8 ~ 47,1

удельная масса, кг/кВт 34,7 7,27 15,2 '

стоимость 753000 I550000 787000

Относительные удельная мощность I ^ 0,5 удельная масса 0,21 1 0,48 удельный расход топлива 0,89 1 0,935 удельный расход масла 0,429 1 0.35 ресурс 0,6 1 0.5 род топлива 0 0 0 стоимость ] 0,485 0,957

Комплексный параметр качества 0,502 0,824 0,544

Тин главной пердачн i 1рямая РР РР

КПД судового комплекса 0,214 0,236 0,220

В качестве главного двигателя выбираем дизель 641116,5/18,5 производства ОАО,Дтельиром*

В качестве гдапноп передачи выбираем реверс-редуктор с передаточным отношением 3,55.

3. ОБОСНОВАНИЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ РЕЖИМОВ РАЬОТЫ ГЛАВНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ СЭУ

Для обоснования области эксплуатационных режимов работы главных двигателей необходимо выполнить расчёт ограничительных харакгернстнк главных двигателей (табл. 3.1).

Координаты характеристик могут быть определены с помощью следующих зависимостей:

Внешней номинальной мощности

• P ^ P ^ . n l - L - f i - i l . i l l . l l i l l , (3.1) L Ч IЧ ) п е J 11«

где t] =0.86 - механический КПД двигателя на номинальном режиме; лп - адаптивная поправка к КПД. Ограничительной но тепловой напряжённости:

' ' , . - ( 4 - П - 1

К (3-2)

Ограничительной по механической напряжённости:

К =Р Я 1 (3.3)

Винтовой облегченной:

Р„ = 0.8 • Р„

Винтовой нормальной:

(3.4)

Р.. = Р п

Винтовой швартовной:

г.,-и-id "У { п..

(3.5)

(3.6)

где Р(!(, - значение координаты внешней характеристики номинальной мощности при а = 0.6 - н,.

Для обоснования возможных режимов работы главных двигателей в эксплуатации по рассчитанным координатам строят ограничительные и винтовые характеристики па одном чертеже (рис. 1). Совмещение характеристик позволяет установить область эксплуатационных режимов работы главных двигателей, которая для судовых дизелей с наддувом ограничивается:

- сверху: частью линии швартовной характеристики и ограничительной по тепловой напряжённости;

- справа: линией номинальной частоты вращения коленчатого вала; - снизу: линией облегченной винтовой характеристики;

слева: линией минимально устойчивой частоты вращения коленчатого вала.

Таблиц;! 3.1 Расчёт координат характеристик судовых лшелен

Параметры, единицы измерения Значения Исходные данные

марка дизеля номинальная эффективная мощность P t i i, номинальная частота вращения п ( , мин"1

механический КПД на номинальном pe>fcu* е

6ЧН16,5/18,5 330 1775 0,К6

Расчетные данные доля номинальной частоты вращения 1 0,9 0,8 1 0,6 долевая частота вращения п, мин"1 177 159 142 106 адаптивная поправка к КПД щ 0 0,02 0,01 1 -

0,4 710

0,3 533

Ограничительные характеристики внешняя номинальной мощности 1\, кВт по тепловой напряжённости Р 0 , кВт по механической напряжённости Р н , кВт

330 330 330

308 286 297

275 242 264

205 154 198

133 66 132

98

99 J ? в ы е характеристики

облегченная I 1 , , , кВт нормальная Р^.кВт швартовная 1',,,, кВт

264 192П 135 57 17 7 330 241 169 71 21 9 941 686 482 203 60 25

4. КЛАССИФИКАЦИЯ СУДОВЫХ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК И ИХ ПРИНЦИПИАЛЬНЫЕ СХЕМЫ

В настоящее время наиболее распространены дизельные установки. По чипу используемых двигателей их разделяют на установки с малооборогными, среднеоборотными и высокооборотньши двигателями (МОД;СОД;ВОД). Основные характеристики приведены в табл.4 . i .

Таблица 4.1 Характеристики судовых ДУ

Показатель Мало обо ротные двухтактные

Среднеоборотные двух-

и четырёхтактные

Высокооборотпые двух-

11 четырёхактные

Конструктивный тип Крейцкопфный Тропковый Тронковый

Диаметр цилиндра, мм 400-1060 200-620 130-240

Среднее эффективное

давление, МПа 0,83-1,7 0,8-2,1 (до 2,5) 1-2

Частота вращения, об/мин

102-180 350-750 (до 1000) 1300-2350

Число цилиндров: в однорядных

н двухрядных, V- и W-образпых

4-6-12 4-12-16 6-18

10-12 10-32

Цилиндровая мощность. кВт 3000-500 1350-250 175-50

Удельный расход. (г/кВтхч), (на двигатель/ на

агрегат): топлива

масла

170-215 0,7-1,1

(74-226/190-245 1,6-2,7/2,0-3,4

210-260/245-300 2-4/2,6-5,2

Сорт топлива тяжелое тяжелое легкое Удельная масса,

кг/кВт 36-82 10-20 3,5-6,25

1—, —— Удельная масса

редуктора, кг/кВт - 8,2-9,5 0,35-0,7

Ресурс, тыс. ч, до смены: втулок

поршней поршневых колец

подшипников валов

50-60 30-40 15-20 20-40

30-60 до 30 12-15

20

2,5-6 0,8-1

5 5

Ресурс двигателя, тыс. ч 80-100 30-60 2,5-6

В установках с МОД валопровод непосредственно соединен с фланцем двигателя (прямая передача). В других типах установок частота вращения выходного фланца двигателя не совпадает с частотой вращения гребного винта

•и прямая передача не может быть использована. В этих установках применяют редуктор или другую передачу. В связи с этим различают дизель-редукторные, дизель-электрические и дизель-гидротрансформаторпые установки (рис. 4.1),

Установками с МОД оборудуют крупные морские суда. Эти установки обладают высокой экономичностью, большими агрегатными мощностями и моторесурсом и могут работать на тяжелом топливе. Их недостатки — большие масса и габариты главного двигателя.

Все более широкое применение находят многомашинные установки с СОД. Мощность таких установок приближается к мощности установок с малооборотными дизелями. Преимуществами дизельных многомашинных установок являются широкие возможности размещения дизелей в машинных отделениях, высокая экономичность при работе на промежуточных режимах и надежность работы. Уменьшение массы установки и габаритов машинного отделения позволяет увеличить количество перевозимого груза.

Недостаток^становок с СОД — большое число цилиндров, требующих обслужи ванил""при проведении плановых осмотров и ремонтов, несколько увеличенный расход смазочного масла, повышенная шумпость и необходимость применения редуктора.

Установки с ВОД обладают компактностью и малой удельной массой. Создание ВОД с большой агрегатной мощностью требует применения сложных многоцилиндровых конструкций с V-, W- и звездообразным расположением цилиндров. ВОД работают на легком дизельном топливе и имеют значительно меньший ресурс, чем СОД. Применение установок с ВОД на транспортных водоизмещающих судах ограничено.

По числу валов различают одновальные и многовальные установки. Многовальные установки, обеспечивающие повышенную маневренность, применяют на пассажирских судах, паромах и ледоколах.

По тину движителя установки могут быть с винтом фиксированного шага (ВФШ), с винтом регулируемого шага (ВРШ), а также с соосно вращающимися винтами и др.

Установки также классифицируют по способу осуществления реверса, степени автоматизации СЭУ, способу обеспечения электроэнергией и по другим признакам.

Рис, 4.1 Схемы дизельных устанопок с различными типами передачи мощности; а- прямая; б- редукторная: в- электрическая; г- гидравлическая и общий вид дизель-редукторной устанопкн с СОД " (д) 1— опорный подшипник 2— упорный подшипник 3— муфта; 4— длигатсчь; 5— редуктор; 6—• гребной электродвигатель; 7—электрогенератор; 8— реверсивная гидропередача; 9 --- гидротрансформатор заднего хода; 10— гнлротра не форматор переднего хода

5. ВЫБОР ГЛАВНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

Одной in основных задач проектирования является правильным выбор типа главного двигателя. Исходными данными для этого служат: тип и назначение судна, районы плавания, режимы работы установки, условия размещения двигателей, требования к массогабаритным показателям установки, а также требования Регистра России.

Основными требованиями к главным двигателям являются достаточная для обеспечения заданной скорости полного хода мощность и массогабаритпые характеристики, позволяющие разместить их в объеме судна. При удовлетворении этих требований на выбор типа двигателя могут влиять: конструктивные особенности, обеспечивающие удобство монтажа и обслуживания в условиях судна;

показатели надёжности (ресурс, вероятность безотказной работы и трудоёмкость технического обслуживания) , влияющие на стоимость ремонтов и время использования двигателя по назначению в период срока службы судна; стоимость создания и экономичность режимов, наиболее характерных для эксплуатации судна; возможность работы двигателя на дешевых сортах топлива н масел; виброакустические характеристики двигателя; длительность реверса; минимально устойчивая частота вращения двигателя (не должна превышать 25-30% номинальной).

Малооборотные ДВС, как правило, используются в установках с прямой передачей. Они обладают высокой цилиндровой мощностью (до 3000 кВт), большим ресурсом (до 100 тыс. ч), однако значительно уступают другим типам ДВС по массогабаритным показателям (см. табл. 4.1).

При работе двшателей на тяжелом топливе требуются дополнительная подготовка топлива, включающая подогрев и сепарацию, применение специальных сортов масел с присадками для снижения износа деталей цилиндропоршпевой группы, а также система легкого топлива, обеспечивающая пуск и маневры. В целом, несмотря па значительные первоначальные затраты, при использовании тяжелого топлива стоимость эксплуатации СЭУ снижается на 25-30%, поскольку стоимость его в сравнении с легким дизельным топливом ниже приблизительно в два раза. Тяжелое топливо в настоящее время применяется для МОД и СОД.

При использовании СОД (с частотой вращения 350-750 об/млн и скоростями поршня 6-8,9 м/с) вместо малооборотного ДВС такой же мощности масса установки уменьшается в 1,5-2 раза, занимаемый ею объем—в 1,4-1,7 раза. Например, для морскою транспортного судна водоизмещением 18000 т при мощности установки около 10000 кВт замена малооборотного ДВС на СОД позволяет снизить массу установки в два раза и, ч ю является особенно важным, увеличить грузовместимость на 6% вследствие сокращения занимаемого ею объема.

Быстроходные двигатели (с частотой вращения до 2500 об/мин и скоростями поршня выше 9,0 м/с) устанавливают только на судах, для которых первостепенное значение имеют малая масса и небольшие габариты установки.

Основные характеристики различных двигателей должны соответствовать ГОСТ 4393-82 и ГОСТ 10150-82.

Габариты ДВС. Определяющим габаритом для ДВС является его длина. В первом приближении длина рядного двигателя по фундаментной раме равна:

для четырехтактных и двухтактных тронковых ДВС L r n =iaD; (5.1)

для двухтактных крейцкопфных МОД L m =[/o + (I,5 + 2,4)]D, (5.2)

где /—число цилиндров двигателя; а—расстояние между осями цилиндров, отнесенное к диаметру цилиндра I):

Типы двигателей и Четырехтактные СОД и ВОД 1,2~.Т,4 Двухтактные МОД 1,6—2,5 Двухтактные СОД и ВОД 1,4—1,6

Ширина двигателя на фундаментной раме Bm=bS, (5.3)

где I) — коэффициент, равный 2,3-2,6 для МОД и 2,1-2,4 для СОД и ВОД; S — ход поршня двигателя.

Высота двигателя от оси коленчатого вала до крайней верхней точки //, *h}S, (5.4)

где Л, — коэффициент, равный для тронковых ДВС 4,6-5 и для крейцкопфных 5-6.

Расстояние по высоте от осп коленчатого вала до нижней точки И. =/i?.S\ (5.5)

где Л,—коэффициент, равный 1,25-2,0.

Общая высота двигателя / / , , , = / / , + / / , . (5.6) Масса двигателя. Массу ДВС можно определить через удельную

массу : G,;i = № V . (5.7)

Типы двигателей g, кг/кВт Двухтактные крейцкопфные МОД 40—60 Двухтактные тропковые МОД 27—34 Двух- и четырехтактные СОД 10—20 ПОД 3,5—6,25

Зная массу двигателя <7,,.( , можно определить массу установки:

Эксплуатационные качества ДУ. К эксплуатационным качествам ДУ относится способность двигателя работать продолжительное время па номинальной мощности с высокой надежностью и минимальным удельным расходом топлива. Это обеспечивается как конструктивными особенностями двигателя, так и строгим соблюдением в процессе эксплуатации комплекса работ по техническому обслуживанию, выполняемых командой судна.

Ресурсы двпТателя и сроки выполнения основных регламентных работ для различных типов ДВС приведены в табл. 4.1.

6. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТЫ ОТЕЧЕСТВЕННЫХ И ЗАРУБЕЖНЫХ СУДОВЫХ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК

В табл. 6.1; 6.2; 6.3 приведены основные параметры главных судовых дизелей, выпускаемых в настоящее .время отечественной и зарубежной промышленностью.

Малооборотные дизели мощностного ряда ДКРН, изготовляемые по лицензии фирмы «Бурмейстер и Вайн», предназначены для работы в качестве главных судовых дизелей с прямой передачей на винт.

Дизели - двухтактные, крепцкопфные, с прямоточпо-клапанпой продувкой, с 1ТЫ, реверсивные, с встроенным упорным подшипником. Фундаментная рама, стойки картера и блок-цилиндры стянуты анкерными связями; фундаментная рама - сварная; рамные подшипники размешены в поперечных балках рамы. К А-образным стоикам картера прикреплены направляющие крейцкопфов. Блок-цилиндры состоят из скрепленных между собой отдельных рубашек. Втулка отлита из специального легированного чугуна. Крышка - стальная литая, выпускной клапан расположен в отдельном чугунном охлаждаемом корпусе.

Коленчатый вал - стальной (составной или полусоставной); крейцкопф -двусторонний; шток - кованый стальной, с отверстиями для подвода и отвода охлаждающего поршень масла.

Каждый из турбокомпрессоров работает от группы в три-четыре цилиндра и подает воздух в ресивер через охладители. Топливные насосы высокого давления - золотникового типа. Регулятор - автоматический предельный или всережимный.

Управление дизелем осуществляется двумя рукоятками: одна служит для пуска, регулирования подачи топлива и остановки, другая - для реверсирования.

Дизели типа ДКРН 50/110-2 выпускают в пяти- в семицилиндровом исполнении; дизели типа ДКРН 62/140 - в пяти цилиндровом; ДКРН 74/160-2 и ДКРН 74/160-3 в шести- и восьмицилипдровом; ДКРН 84/180-3 в девяти цилиндровом исполнении. Все эти дизели являются модификациями дизелей типа ДКРН.

Диапазон цилиндровых мощностей в пределах от 700 до 2340 эл.с. при частоте вращения от 170 до 110 об/мин и р^=8,5-ь9,6 кгс/см 2.

Дизели 64 п 6ЧН 36/45 предназначены для установки на судах в качестве вспомогательных или главных судовых дизелей.

Дизели 6ЧРН 36/45 (Г-70) - четырехтактные,с ГТН,мощиостыо 1200 э.л.с. при п=375 об/мин п р с=10,48 кгс/см'. Фундаментная рама сварная. Блок-картер -- литой чугунный. Крышки - индивидуальные на каждый цилиндр, чугунные. Коленчатый вал и шатун изготовлены из углеродистой стали. Чугунный поршень имеет вогнутое днище, охлаждаемое маслом.

Регулятор - цен гробежпый, непрямого действия. Система смазки -комбинированная, с сухим картером. Система охлаждения - двухкоптурпая. Управление дизелем производится с поста управления или через систему ДАУ.

Модификации дизелей 64 и 6ЧН 36/45 различаются степенью наддува и номинальной частотой вращения. Максимальная мощность судовых дизелей типа Г-74 составляет 1560 з.л.с. при п=500 об/мин и р с= 10,22 кгс/см\

Дизели 64 и 6411 25/34 (четырехтактные шестицплипдровыс, без наддува и с ГТП) предназначены для установки на судах в качестве вспомогательных дизель-генераторов, а также главных судовых дизелей.

Остов дизеля - чугунный литой. На чугунных крышках установлены форсунки, два рабочих клапана и один предохранительный.

Коленчатый вал изготовлен из углеродистой стали; шатун штампованый, двутаврового сечения. Поршень - литой чугунный с вогнутым днищем. Топливная система состоит из подкачивающих насосов, фильтров, индивидуальных насосов высокого давления п форсунок. Регулятор -центробежный, прямого действия. Наддув дизеля типа 6ЧН 25/34 осуществляется турбокомпрессором ТК-23.

Система охлаждения - двухконтурная. Управление дизелем производится рукояткой с поста управления.

Таблица 6.1 Основные параметры четырех- и двухтактных судовых дизелей отечественного

_ производства

с с

Тип дизеля

—. —.—.—.—. . 1ш

.

с-

Z

к я ю о с

я

о й с; о

С

С ( Л

1 7ДКРН 50/110-2 700 170 50 5,7 4900 50/110 2,20 2 5ДКРН 62/140-3 1200 140 45 5 6100 62/140 2,25 т J 6ДКРН 74/160-3 1780 120 36 6,8 10600 74/160 2,16 4 9ДКРН 84/180-3 2340 110 33 9 21 000 84/180 2,15 5 6ДР 30/50-2 125 300 - 6 750 30/50 1,67 6 8ДР 30/50-4-2 125 340 90 8 1000 30/50 1,67 7 64 36/45 (Г-70) 200 375 - 6 1200 "36/45 1,25 8 6ЧН 36/45 (Г-74) 260 500 - 6 1560 36/45 1,25 9 64 25/34-2 50,0 500 250 6 300 25/34 1,25 10 6ЧН 25/34 66,7 500 250 6 400 25/34 1,25 I Г 6ЧИП 30/38 (2Д42) 318 715 - 6 1900 30/38 " 1 3 12 8ЧНП 30/38 (7ДР42) 354 715 - 6 2100 30/38 1,25 13 6ЧН 31,8/33 167 740 300 6 1000 31,8/33 1,04 14 64 18/22 25 750 300 6 150 18/22 1Д2 15 6ЧН 18/22 37,5 750 300 6 225 18/22 1,22 16 12ДН 23/30 (40ДМ) ""183 750 400 12 2200 23/30 1,3 17 16ДМ 23/30 (10Д40) 150 680 400 16 _2400_ 23/30 1,3

18 10ДП 20,7/25,4x2 200 850 400 10 2000 20,7

1,22 18 10ДП 20,7/25,4x2 200 850 400 10 2000 2.25,4 20,7

1,22

19 10ДП 20,7/25,4x2 300 850 400 10 3000 2-25,4 1,22

20 16ДПП 23/2x30 280 643 200 16 4500 23

1,3 20 16ДПП 23/2x30 280 643 200 16 4500 2-30 23

1,3

21 16ДПН 23/2x30 375 850 400 16 6000 2-30 1,3

T:» б Л11Ц Я 6.WI1 р О л О Л 1111 с )

22 6ЧСП 23/30 75 1000 450 6 45 О1 2 з 7 з о ' п 1,4 " 23 84 23/30 56 750 450 8 450 23/30 1,4 24 8ЧН 26/26 (2-6Д49) 187 1000 350 8 1500 20/26 Т о 25 16ЧН 26/26 (1-5Д49) 187 1000 350 16 3000 26/26 1,0 26 16ЧН 26/26 (1А-5Д49) 250 1000 350 16 4000 20/26 1,0

"27 6411 15/18 (ЗД6Н-150) 25 1000 500 6 150 ' 1 5/18 1,2 28 12411 15/18 (ЗД12А) 25 1350 500 12 300 15/18 1.2 2° 12ЧН 15/18 (ЗД12П-520) 43,5 1500 - 12 520 15/IX 1,2 30 12ЧН 18/20 (М756В) 83,5 1550 500 12 1000 18/20 1,11 31 64Н 21/21 (21 1Д-1) 125 1400 - 6 ^ 5 0 21/21 Г.о 32 42ЧНСП 16/17(М-503Г) 78,5 2000 550 42 3300 16/17 1,07 33 6ЧНСП 12/14 (К-166) 25 1500 800 6 150 12/14 К16 34 4ЧС11 10,5/13 (К-962) 10 1500 700 6 40 10,5/13 1,24 35 6ЧСГ1 9,5/11-2 9,15 1750 800 6 55 9,5/11 1,2 36 4ЧСП 8,5/11 5,75 1500 800 6 23 8.5/11 1,3

2-4

1—

Тип дизеля

2 о о и •X

О, с

и

"s f4 о ri ci с

X и 1^ г!

£ Oft

X

- i

ел

Pecyp

H s О 0> •=t с

с Т - Ю Л ч

-о

° § % R s 0 с x

« рем

онта

:

1 7ДКРН 50/110-2 8,55 35,4 1,2 158 4 60 2 5ДКРН 62/140-3 9,30 6,24 38,6 0,85 155 6 100 У 6ДКРН 74/160-3 9,60 6,40 41,0 0,75 153 6 100 4 9ДКРН 84/180-3 9,60 6,60 42,0 0,75 151 6 100 5 6ДР 30/50-2 5,31 5,0 17,7 2,8 167 5 40 6 8ДР 30/50-4-2 4,68 5,7 17,7 2,8 172 5 40 7 64 36/45 (Г-70) 10,48 5,6 19,5 3,0 157 •j- 35 8 6ЧН 36/45 (Г-74) 10,22 5.7 25,6 2,1 157 4,5 40 9 64 25/34-2 5,35 5,67 ' 10,0 ~ 168 4,5 40 10 6ЧН 25/34 8,10 5,67 15,4 3,0 160 4 40 11 " 6ЧНП 30/38 (2Д42) 14,85 9,05 45 2,5 160 5 30 12 8ЧНГГ 30/38 (7ДР42) 16,65 9,05 50 2,5 158 5 30

J3 6Ч1-[ 31,8/33 7,73 ~ 8,15 21 з~о" 165 ~ 4 ' 30 14" 64 18/22 5,4 5,5 10 4,0 165 "4" "зо'~ 15 64 И 18/22 8,1 5,5 14,8 4,0 161 3,0 30

""ПГ 12Д11 23/30 (40ДМ; 6,7 7.5 23,5" 2,5 160 6 ~ 30 |_17 16ДН 23/30 (ЮД40) 5,56 6,8 25 3,0 167 4,5 26

18 10ДП 20,7/25,4x2 6,2 7,2 30 3,0 170" " 3,5 ' 20 " J 4 10Д11 20,7/25,4x2 9,3 7,2 45 3,0 160 3,5 20 20 16ДПН 23/2x30 7,9 6,43 33,6 3,3 168 5 30 21 16ДПИ 23/2x30 8,0 8,5 45 3,7 [68 _ 3 : 5 _ 25

22 6ЧСП 23/30 5,4 10 18 2,5 170 4 16 23 84 23/30 5,4 7,5 13,5 2,5 165 8 24 24 8ЧН 26/26 (2-6Д49) 12,2 8,67 35,4 3,0 155 4 20 " ' 25 16ЧН 26/26 (1-5Д49) 12,2 8,67 35,4 3,0 150 4 20 26 16411 26/26 (1Л-5Д49) 16,3 8,67 47 3,0 150 - -27 28 29

30

6ЧН 15/18 (ЗД6Н-150) 12411 !5/18(ЗД12А)

12ЧН 15/18 (ЗД12Н-520) 12ЧН 18/20 (М756В)

7.1 (5,24)

8.2 9,5

6.0 8.1 9,0

10,3

14,2 14,0 24,6 32,5

3,5 3,5 3,5 5,0

168 178 168 165

3,5 3,5

2,5

10 9

5

3! 641121/21 (211Д-1) 11,06 9,8 36,4 - - - -32 424ПСП 16/17(М-503Г) 10,1 11,33 38,4 8,0 170 - -33 6411 СП 12/14 (К-166) 9,5 7,0 22 4,0 180 3 10 34 44СГ1 10,5/13 (К-962) 5,35 6,5 11,6 4,5 185 4 12 35 6ЧСП 9,5/11-2 5,75 7,6 14,5 4,0 195 t. 13 36 44СП 8,5/11 5,75 5,5 10,5 4,0 195 4,5 12

Таблица 6.1 (ппод о л жени е)

с s 7. о

. /

. л _

Ч ссГ X « * <->.-" о Й u ь

Тип дизеля «

S ~ Л л

>> л

1 7ДКРН 50/110-2 9,66 2 92 7,51 173 "~ 3~5 " ~ 5ДКРН 62/140-3 9,40 3̂ 57 9,77 225

3 6ДКРН 74/160-3 12,70 4,0 11,13 382 36 4 9ДКРН 84/180-3 18,51 4,63 12,7 762 36 5 6ДР 30/50-2 4,9 П 1,65 ~ "" 3~36 20 27 6 8ДР 30/50-4-2 5,8 1,62 3,26 26 24 7 64 36/45 (Г-70) 5,55 1,78 3,12 29,5 24,2 8 6ЧН 36/45 (Г-74) 5,43 1,83 3,19 _

9 64 25/34-2 3,83 1,Н '2,44 9,8 33" 10 6ЧН 25/34 4,6 1,08 2,42 • 12,2 26 1 1 6ЧН1130/38 (2Д42) 4,52 1,31 2,68 14,3 7,5 12 8ЧНП 30/38 (7ДР42) 4,58 1,36 2,86 19 9,0 13" 1 6ЧН 31,8/33 5,3 1,57 " 2,64 17,1 1 "_ Jl7__ 14 64 18/22 2,18 1,00 1,52 ' 3,29 22 15 6ЧН 18/22 2,39 1,00 1,52 3,30 14 16 12ДН 23/30 (40ДМ) 3,92 1,73 2,3 10 4,5 17 16ДН 23/30 (10Д40) 4,53 1,83 2,86 14,6 6,1 18 10ДП 20,7/25,4x2 6,1 1,44 3,84" " ~16,5~~ ~ 8 ^ "1 19 ЮДП 20,7/25,4x2 6,0 2,6 3,18 16,9 5,7 20 16ДГ1Н 23/2x30 6,77 1,9 3,3 40 8,9 21 16ДПН 23/2x30 6,77 1,9 3,3 40 6,65

22 6ЧСП 23/30 4,2 1,46 2,1 7 ,5~ 7,5 23 84 23/30 3,58 IJ2 2,\ 7,0 9.4 24 8ЧН 26/26 (2-6Д49) 3,42 1,58 2,4 5,3 25 16ЧН 26/26 (1-5Д49) 4,7 1,6 2,58 14 4,8 26 16ЧН 26/26 (1А-5Д49) 3,42 1,6 2,58 14 3,5 27 6ЧН 15/18 (ЗД6Н-150) " 2,46 0,88 1,16 " 1,75 11,6 28 12ЧН 15/18 (ЗД12Л) 2,46 1,11 1,21 1,8 6,0 29 12ЧН 15/18 (ЗД12Н-520) 2,15 1,14 1,17 1,35 -30 12ЧН 18/20 (М756В) 2,8 1,25 1,22 "> 2,0 31 641121/21 (211Д-1) 2,64 1,025 1,85 4,5 6,0 32 42ЧПСП 16/17(М-503Г) 3,7 1,56 1,63 - -33 6ЧНСГ1 12/14 (К-166) 1,6 0,82 1,32 1,2 23 34 4ЧСП 10,5/13 (К-962) 1,4 0,74 1,16 0,9 15 35 6ЧСП 9,5/11-2 2,6 0,58 0,93 - 10,5 36 4ЧСП 8,5/11 1,38 0,55 0,92 - 18,7

СП = 3

£ га S( С) -4

" О

о о

•с* о

O N

К)

сю

о

о

о

О О

t o

-И о о

1/1

о

О t o о

О О о о о

^ о, ю о о о

- J ль. О - J О 00

о о

• о t o о о

и» ОО О О

1о о

t o t o

о о

ю и ^ -ft-

(О о о

00 <~ft

- о

о о о о

- 4 - О

о

ъ

CO <-л

00

* I W

00

О X

O N I I - J —

00

"Ь> О О

00 00

Р 3 s Ja 2 ^ к Я ь w »

о ! х • * %

р 3̂

Цилиндровая мощность N C L I ,

JfBl Частота вращения

п, об/мин

Средняя скорость поршня с,„, м/с

среднее эффективное

Р-

сгорание р.

сжатие р с

Наддува р„

Р и ia га Я S о

к

Удельный эффекти­вный расход

топлива g,., г/ГкВт ч!

gM l l, г/(кВт ч) О

t , , u C

GB, кг/(кВт ч)

-о "1 E J Р

С о; га 5̂

Я Е га

о и X га Я см

-•а w а га н

тз С"

0" " О ч: о\ га Я

Н О

Удельная масса тд

кг/кВт

с

OS

[ Д

КРН

60/229-|Д

КР

Н42/1

! Д

КРН

60/;

fca 7? -a л.

| Д

КРН

45/ |

ДК

РН67/

1 Д

КРН

67/ Д

КРН

74/

Тип ди

[ Д

КРН

60/229-

u > Os

so <_>.

20-7Л 1

ю о

3̂ о о

Os О

зеля к > О О

20-7Л 1

-о, -о .к U J

1 1 Os Os 1 J

Os Os к ;

| 1255 1 1299 .

Цилиндровая мощность N ^ , кВт

1 1 1 Oil

,

о 1 4 ^ О

1 120

номина­льная, п

го

io Os О

t o CO

До 50 j Д

о 50 1 До 37 1

До 45

U J

Os минимальная,

Ппи'п

? ! 9 S х о х g g

1285 ! 1280 1 1285 1 !

0068

! 8900 |

! 9120 1 ! 8350

| 7000

сгорания

CO U J

о U1

о -о. u-. о

U J и О

U J

-С* о

J >

О

t o

о о Os О

среднее индикаторное pj

Давлен

т

- J UJ о

O s

О

C s U-i О

к> и С/

t o •р. о

U J

U J

о о ЧО Os О

среднее эффективное р е

го

U J I O l o

U J

1 J О

U J

t J I O

ю -о о

го о

го SO го

t o

о sO U1

воздуха R ресивере p s

- J I O

177

1

- J

+ •о SO оо

"О

I O о Os

+

t o

( О + .с-

топлива

Удельнь:

О

О

Os

о О о

• о

0,8-0,85 | 0,6-0,7

| 0,6-0,8 0,56-0,7

О о\ В

£ ю о

(й расход, г/(кВт ч)

О "со

p CO

о Ъо

р о о *js

1 До 0,5

|

р

0,4-0,5 ,

цилиндрового ь »

(й расход, г/(кВт ч)

U J

Os U J U J

U J U J

ь. U J

со t o Удельная масса дизеля, кг/кВт

6861

1987 |

1986-1988

00 и*.

ю ОО U J

1982 1

1 1980

| 1.1971-1976

Год освоения

С о о

0 N с ч "

г п г f 1

12,0

15,0

11,2

19,7

ON S o " р i Со" 5" 7 -1 Л _* i 1 о т

3? 2 m

4 7 Т . сч" ' SO

7 и V oo О л

о 0 0

X

rf — 0 1 — 9

• 3N -д\ ? X Г1

I

I I о 2 £ 0 0 со с о " \ Г-Г "-' гч* 0N " 2

m N Q 0 N >Л_ CN Г - 0 0

СП < э со" со '

О с

ГЧ 1 1 1 О "Л г- сч Т "Л

«л Л 1

о о — ГЧ

ГЧ г-1 ГЧ СЧ

о ' Л тГ

1

2 J д ON 2 А 2 л

21

5;

21

2 Г"- г -

о о ГЧ ГЧ

1 Л

гч

0 N ie-i

{ " о ч

о 1

0,28

0,31

0,2

5

0,2

8 •ч-

гч о

00 о О ОО

0 0 СП г-" об"

•1 m г—' г—

тГ 1 Л

о о _ о ОО О т г N0 Г-- 1 о ' ' О "

1 Л Q N

г-Г - CD

г i S3 с о 1,

62 ;

1,79

1

ON <D

1/1 О ел 8

,25

9,1

3 •1 о о ' О 8,

0

8,4

6

° ° , - ! оо' тГ

1

т г О о !й

о " I

С 0 ГЧ

530;

600

о о G0 СП

о о гп

"Л 1> 1>

. 1

21

5

48

0;

552

t̂- 00

О Т Г 0 0

40

0/4

50

52

0/5

50

580/6

40

400/4

80

420/5

00

| 5

50

/59

0

580/(

880+

42

0)

н

; к -• tn <

«З

ул

ьцер

» 7740/4

8

ГМ

Т:

C420S

S

550S

« Д

ок

сфо

рд

» 1

Sea

hors

e

7. Т Е П Л О В О Й Б А Л А Н С Д В И Г А Т Е Л Я , Т Е П Л О В Ы Е П О Т Е 1 4 1 I I И Х У Т И Л И З А Ц И Я

Т е п л о в о й б а л а н с д в и г а т е л я п о к а з ы в а е т р а с п р е д е л е н и е п о т о к о в т е п л о т ы , в ы д е л я ю щ е й с я при с г о р а н и и т о п л и в а :

BQ!:=Q^Q,, + £ > , , + ( ? „ + У „ , . ( 2 . 1 )

Т а б л и ц а 7.1 Т е п л о в о й б а л а н с , о с н о в н ы е х а р а к т е р и с т и к и ч е т ы р е х - и д в у х т а к т н ы х д в и г а т е л е й

Х а р а к т е р и ­с т и к а

д в и г а т е л я и с т а т ь я б а л а н с а

Т и п д в и г а т е л я и з а в о д с к а я м а р к а Ч е т ы р ё х т а к т н ы й

N М О о Р ? Ь N О N Г , »1

К 'Г,

F О

\0 о

Д в у х т а к т н ы й

И о

Ц, О

00 ^

Ц, О К о

го ^

с ч О о

М о щ н о с т ь ,

к В т 5730 2200 1250 506 7350 5880

294

О 1325

Ч и с л о

ц и л и н д р о в 12 16 10

Ч а с т о т а

в р а щ е н и я ,

о б / м и п .

500 1000 400 700 115 115 118 810

Т е п л о в о й б а л а н с , %:

П о л е з н а я

т е п л о т а 40,7 40,7 45 36 43,3 40,4 41,6 35,1

П о т е р н с о т р а б о т а в ­

ш и м и г а з а м и

П о т е р п с

о х л а ж д а ю -

щей в о д о й

34,5

14,3

37,2

10,3

33 33,5

25

35,3

13,4

34,5

10,9

36,5

8,4

33

16,3

1 l o i e p n с

м а с л о м

П р о ч е е и

н е б а л а н с

8,0

2,5 4,0 2,2

3,5

4,5

6,7 3,2 11,5 7-2

7,5 10,3 4,1 Ю-0

П о л е з н о и с п о л ь з у е м а я т е п л о ! а Q„ п р е о б р а з о в а н н а я в э ф ф е к т и в н у ю

м о щ н о с т ь д в и г а т е л я , д л я с о в р е м е н н ы х Д В С с о с т а в л я е т 35-50%. З н а ч и т е л ь н а я

ч а с т ь т е п л о т ы 0 „ , (33-37%) т е р я е т с я с о т р а б о т а в ш и м и г а з а м и . С о х л а ж д а ю щ е й

J2

водой отводится теплота QH, составляющая 20-25% для ДВС малой цилиндровом мощности (-200 кВт) и 10-15% для ДВС большой цилиндровой мощности (750 кВт). В зависимости от конструктивных особенностей ДВС количество тешюты, отводимое с маслом, Qiip составляет 3-9%; 0„г- прочие потери.

Тепловой баланс и основные характеристики некоторых судоиы\ ДВС приведены и табл. 7.1.

Распределение тепловых потоков и количество отводимой ими теплоты используются при расчетах систем охлаждения, смазки и газоотводов, а также при оценке возможной степени утилизации теплоты.

В ДУ широко используется теплота, отводимая с отработавшими газами и охлаждающей водой. Ота теплота обеспечивает работу газо1урбонагпетатслей, утилизационных котлов (УК) и водоопреснительных установок.

Пар, получаемый от УК, используется для общесудовых нужд (обогрев запасов, кингстонов и забортных отверстий, отопление и др.), а также может быть направлен па утилизационный турбогенератор.

8. СИСТЕМЫ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК

Основными системами дизельных установок являются: топливная, масляная, охлаждения, сжатого воздуха и газоотвода.

Топливная система. Топливная система предназначена для приема, перекачки, очистки и подготовки топлива, а также его подачи к двигателю.

Установки, работающие на тяжелом топливе, обычно имеют две системы: дистиллятного 1 легкого) топлива для маневровых целей и работы вспомогательных двигателей и высоковязкого топлива для главных двиглтела'г, В таких установках за топливоподкэчнвающими насосами (перед двигателем) устанавливают подогрева гель, обеспечивающий подогрев топлива до 90-140° С (рис. 8.1).

Вдоль всех трубопроводов тяжелого топлива прокладывают паровой трубопровод-спутник, заключенный в общую изоляцию с основным трубопроводом.

В составе установки должно быть по две расходных топливных цистерны на каждый вид топлива. Объем расходных цистерн, м 3

Г ' ^ , (8.1) Р,

где к — коэффициент, учитывающий неиспользуемый объем и "мёртвый" запас, /- =1,1: г -время работы двигателей, обеспечиваемое ёмкостью цистерны; В, - расход рассматриваемого вида топлива, кг/ч; р,- - плотность топлива, р , = 830-900 кг/м'.

.'Вместимость расходных цистерн тяжелого топлива должна обеспечивать работу двигателей в течение не менее 24 ч. При использовании легкого топлива это время может быть уменьшено до 8 ч.

Топливо из расходных цистерн к топливным насосам ДВС подается топливоподкачпвающнми насосами,^ производительность насосов должна превышать расход топлива в 2—3 раза. Напор насосов 0,3—0,6 МПа.

Рис. 8.1. Схема тошшвоподютовкн и топливной системы (глинные дни! ijJелп работают на тяжелом топливе, дизель-генератор — на легком):

1 —отстойная цистерна легкой) гомлнна; 2 —фильтры; 3 — подогреватели; 4 -сепараторы; 5 — расходная цистерна легкого топ липа; 6 — расходные цистерны игл-елого топлива; 7 •— тошпшонодкачивающле насосы, 8 — вискозиметр; 9 — главный диигаге-ль; П) — отстойные цистерны тяжелого топлива; 11 — резервный прием топлива из запасных цистерн: 12 — слншюГг трубопровод ГД; П11Г — B C H O M O I агелшыи пароюпераюр.В/Ч -нспо.мог ательнып дизель-генератор

Рис. 8.2. Система приема, перекачки и выдачи топлива: I—цистерны запаса; 2-—прием топлниа: 3—тчшлшюперсклчпиающнп насос; -4—рутой

насос заполнения трубопровода; 5- выдача ишлнвп; о —отстиные циоерны; 7 - расходной цистерна »сгк>мо1 ателмюго копш; 8--слив с поддонов и отеюч: Ч шюлпепле запаеныч цистерн: 10— цистерна i ратного топлива; I I—прием еепараырамп тон'шва; 12---тачнелюн паепс: 13—перепо.тпнтелъплм цистерна

При подаче топлива самотеком перед топливными насосами двигателей необходимо обеспечить подпор не менее 0,03-0,05 МПа.

В состав системы должен входить резервный топливоподкачивающий электронасос, который используется для ее предпусковой прокачки.

Рис. 8.3. Схема сепарационной установки: 1—подвод очищаемой жидкости; 2—приемный насос; 3—подогреватель; 4—сепаратор

(агрегат); 5—центрифуга; 6—откачивающий насос; 7—выдача очищенной жидкости; 8— цистерна сбора шлама; 9—цистерна грязной жидкости

Принципиальная схема системы приема, перекачки и выдачи топлива приведена на рис. 8.2. Перед подачей в расходные цистерны топливо подвергается очистке в центробежных сепараторах. Принцип действия сепараторов основан на разделении веществ, имеющих разную плотность. Схема сепарационной установки приведена на рис. 8.3.

В установках, работающих на дизельном топливе, предусматриваются обычно два сепаратора, на тяжелом— два или четыре, половина из которых находится в резерве. Производительность сепараторов определяют из условий очистки суточного расхода топлива за 8-12 ч, что соответствует трехкратному часовому расходу топлива.

Отстаивание топлива — это предварительная его очистка от воды и механических примесей в высоких (отстойных) цистернах. Процесс отстаивания должен продолжаться в течение 8-24 ч, с постоянным подогревом до 50-60°С, но не менее чем на 15°С ниже температуры вспышки его паров.

Отстой из цистерн периодически спускают в цистерну грязного топлива (см. рис. 8.3). Вместимость цистерны грязного топлива, по опытным данным, составляет 100-300 л на каждые 1000 кВт суммарной мощности главных двигателей.

Основной запас топлива размещают в междудонных или бортовых цистернах. Правилами Регистра СССР предусматривается необходимость размещения суточного запаса топлива вне двойного дна. Тяжелое топливо в запасных цистернах подогревается до температуры 30-40°С паром под давлением 0,5-0,7 МПа, проходящим через змеевики обогрева.

Перекачка топлива между цистернами, подача его в отстойные цистерны и на палубу производятся топливоперекачиваюншми насосами, которых должно быть не менее двух. Эти насосы должны обладать хорошим всасыванием и достаточным напором, что обусловливает применение насосов объемного типа. Наибольшее распространение в системах перекачки топлива в последние годы получили винтовые насосы.

Подача топливоперекачивающего насоса должна обеспечивать перекачку из наибольшей цистерны за 2—4 ч:

Q, = '—, (8.2) г где г — время выкачивания топлива, ч; Qv — подача, м 3/ч.

Масляная система. Масляная система включает системы смазки главных и вспомогательных двигателей и других механизмов и агрегатов, а также системы приема, хранения и перекачки масла (раздельные для каждого сорта используемого масла).

Системы смазки. В современных ДВС чаще применяют форсированную систему смазки, при которой масло под давлением подается в двигатель и этим обеспечивается его многократная циркуляция (рис. 8.4). Иногда, в основном для газотурбонагнетателей и редукторов, используют гравитационные системы смазки.

В зависимости от расположения циркуляционной масляной цистерны масло из двигателя поступает в нее самотеком или подается откачивающим насосом. В системе циркуляционной смазки применяются винтовые или шестеренные масляные насосы, навешенные на двигатель или имеющие автономный электропривод.

Подача масляного насоса, м"7ч q = ка,ММн = к ' Ж ^ т )

~' срЛТ срАТ

где —коэффициент запаса по производительности, (.=1,5+3,0; л„ — доля теплоты, отводимой с маслом (см. тепловой баланс двигателей), а„ =0,01 +0,1 (0,02+0,04—для ДВС без масляного охлаждения поршней ; 0,06+0,08—для СОД; 0,1—для МОД с масляным охлаждением поршней); с — теплоемкость масла, с =1,7+2,1 кДж/(кг*К); AT — разность температур масла, К (5+10 К, для ВОД 5+15 К); р — плотность масла, соответствующая его температуре, р =830+850 кг/м 5.

Для двигателей с масляным охлаждением поршней подачу масляных насосов можно оценить

Qt = (0.035 ~0.046)Д',. (8.4) Напор масляного насоса принимают в зависимости от схемы смазки ДВС

в пределах 0,18+0,8 МПа (0,18+0,3 МПа — МОД;0,2+0,5 МПа — СОД; 0,6+0,8 МПа — ВОД).

Рис. 8.4. Система форсиронаниой смачки двигателя со сточно-циркуляциопной цистерной: I •— двигатель; 2 к сервомоюру регулятора; 3 — па охлаждение поршней; 4 — на емазку подшипников; 5 — фильтр тонкой очистки: 6 •— терморегулнрующкй клапан; 7 — маслоохладитель; 8 — фильтр грубом очистки; 9 — масляный насос; 10 — циркуляционная цистерна; 3R — -забортная пода; М — манометр

В системе смазки главного двигателя должно быть не менее двух масляных насосов, один из которых может быть навешенным на двигатель.

Количество циркулирующего масла в системе определяется принятой для двигателя кратностью циркуляции масла. Кратность циркуляции z — отношение количества масла, подаваемого в двигатель, к его количеству (•'„, циркулирующему в системе,

(8.5) г Д е £?, — подача циркуляционного масляного насоса, м'/ч. Кратность циркуляции принимают в зависимости от типа двигателя и передачи:

Тип двигателя, передачи i МОД большой мощности 10 МОД средней мощности 20 СОД 20*40 Гидрозубчатая передача 5*15 СОД и ВОД с „мокрым" картером 40*60.

Объем сточпо-циркуляционнон масляной цистерны должен вмещать все масло системы с учетом «мертвого» запаса, увеличения объема масла при нагревании и вспенивании и свободного объема. Уровень масла в цистерне при работе двигателя не должен превышать 0,7-4),8 ее высоты:

Г',,,, =**,'•'„, (8-6) где к -— коэффициент запаса, к = 1,3*1,5; к, — коэффициент загромождаемостн, к = 1,05-1,07.

Очистка масла в системе производится в фильтрах грубой очистки и в фильтрах тонкой очистки, па последние поступает 10—15% масла от подачи масляного насоса. Постоянная очистка масла, находящегося в циркуляционной

цистерне, осуществляется центробежными фильтрами пли сенараюрамп с возвратом его в эту цистерну.

По Правилам Регистра для судов неограниченного плавания рекомендуется установка сепараторов масла. Производительность масляных сепараторов Qt в выбирают но условиям кратности очистки масла в циркуляционной системе смазки:

Q , „ - ' ^ , (8.7, г(. где./»—-кратность очистки масла, для МОД т= 1,54^3,5; Кц — количество масла в системе, м 3; г, — время работы сепаратора, ч, г =8+12 ч в сутки.

Масло сепарируют при температурах 40-70°С, для чего используют подогреватель. Подогрей должен обеспечивать вязкость масла не более 30-45 сСт (4-6° ВУ). Помимо основных масляных систем главных и вспомогательных ДВС, для обеспечения их работы в зависимости от конструктивных особенностей двигателей используют и вспомогательные системы для других сортов масла, обеспечивающие смазку цилиндров, турбонагнетателей, работу органов управления и регулирования ДВС.

При независимой системе смазки цилиндров масло подается плунжерными насосами (лубрикаторами), имеющими основной привод oi двигателя и автономный привод для подачи масла в цилиндры перед пуском и после остановки. Расход цилиндрового масла составляет для МОД 0,25-0,7, для СОД 0,4-1,4 г/(кВтхч).

Циркуляционное масло охлаждается в маслоохладителях, прокачиваемых забортной водой. Широко применяются маслоохладители трубчатого типа; по трубкам проходит охлаждающая вода, а в межтрубиом пространстве прокачивается масло. Давление охлаждающей воды должно быть меньше давления масла, чтобы в случае нарушения плотности маслоохладителя не произошло обводнения масла.

В последнее время стали использовать пластинчатые маслоохладители. В них теплообмен происходит в плоских каналах, образованных штампованными пластинами с гофрами различной формы. Преимуществами пластинчатых теплообменников являются легкость разборки и очистки, меньший расход металла па изготовление, недостатками — большое число уплотняющих прокладок из маслостойкой резины и одинаковая форма каналов для протока масла и воды.

Площадь охлаждающей поверхности маслоохладителя, м 3 , .

F =^Ь'-(А-Д'/Г

где к —коэффициент запаса на глушение трубок, £=1,1 + 1,08; Q„ — количество теплоты, отводимое маслом, кДж/ч, Qu - uvBQ^\ »

(u„Ji и Qf — см. определение подачи масляного насоса); А'—общий коэффициент теплопередачи от масла к воде;

at - 0.5(7; + г,)-0,5(7;" + '/•;). (8.9)

Здесь Г, н 7',— температуры охлаждаемого масла на пходе и выходе из охладителя; 7; и Г, — температуры охлаждающей жидкости (забортной или пресной воды.в зависимости от схемы) на входе и выходе из охладителя. Коэффициенты теплопередачи и значения перепадов темпера тур приведены в табл. 8.1, 8.2.

Система приема, перекачки и выдачи масла. Для смены масла в двигателях и механизмах, пополнения циркуляционных цистерн, хранения и выдачи отработавшего масла служит система приема, перекачки и выдачи масла. В систему входят цистерны, маслоперекачивающие насосы и трубопроводы, раздельные для чистого и отработавшего масла.

Таблица 8.1

Конструкция охладителя Водомасляпып охладитель

Водоводипон охладитель

Трубчатый (d =10*1 5 мм) 250-1050 5000 Трубчатый (d < мм) 1250-3400 10500

Трубчатый с турбулизаторами в трубках До 4200 До 16800

Показатель

Температура масла па выходе из двигателя

Перепад температур масла в маслоохладителе

Температура пресной воды на выходе из двигателя

Перепад температур пресной воды в водяном охладителе

Таблица 8.2 Температура и температурные перепады, °С

МОД

55-60

8-10

60-75

5-10

Тип ДВС СОД ВОД

60-65

8-1

704

5-10

65-70

8-15

70-85(90)

5-15

Вместимость цистерн запаса масла должна обеспечивать восполнение угара и проведение очередных и одной аварийной смены масла в двигателях.

Цистерны отработавшего масла выполняются раздельно для каждого сорта используемого масла и должны принимать все масло, сливаемое как при очередных, гак и при аварийных сменах.

Подачу маслоперскачивающего насоса, м э/ч, определяют из условия заполнения циркуляционной цистерны в течение 0,5—1 ч:

Qt -{1,5-^0,75)1;,,. (8.10)

Напор насоса принимают около 0,3 МПа. Система охлаждения. Система охлаждения в дизельных установках

служит для отвода теплоты от ДВС, передач, компрессоров, опорных и упорных подшипников валопроиода, дейдвуда (при их водяной смазке) и других механизмов.

Системы охлаждения ДВС выполняют проточными (одноконтурными) и замкнутыми (дпухконтурными). Проточная система применяется обычно для охлаждения рабочих сред в теплообменниках. Замкнутые системы используют' для отвода теплоты от ДВС, так как при температурах 50—55° С начинается интенсивное выпадение солей из забортной воды.

В двухконтурных системах двигатель охлаждается пресной водой, которая в водоводяном охладителе охлаждается забортной водой (рис. 6). В таких системах температура охлаждающей воды па выходе из двигателя допускается до 65—90°С, что приводит к снижению расхода топлива на 5—7% и уменьшению износа двигателя.

В систему пресной воды ДВС входят центробежный насос пресной поды (навешенный на двигатель или автономный), водоводяной охладитель, расширительная цистерна и терморегулятор (см. рис. 6). Расширительная цистерна устанавливается выше двигателя и подключается к всасывающей линии насоса, обеспечивая компенсацию изменения объема воды при колебаниях температуры и подпор на всасывании насоса. В ее верхнюю часть отводятся трубки удаления воздуха из верхних точек полостей охлаждения ДВС и магистралей. Через расширительную цистерну пополняется система пресной воды и вводятся присадки, снижающие отложение накипи п коррозию в полостях ДВС.

Система забортной воды обеспечивает охлаждение маслоохладителей, охладителей пресной воды, ДВС, воздухоохладителей генераторов и гребных электродвигателей, подшипников валопровода, маслоохладителей гидрозубчатых передач и вспомогательного оборудования (конденсаторы, компрессоры и т. д.).

При проектировании систем охлаждения необходимо учитывать требования Регистра СССР. В каждом машинном отделении должно быть предусмотрено не менее двух приемных кингстонов забортной воды; один из них днищевой. За кингстонами устанавливают фильтры, очистка которых должна производиться без прекращения работы насосов забортной воды. Насосы охлаждения ДВС должны быть оборудованы резервными средствами. Для систем забортной и пресной воды допускается установка общих расширительных цистерн при условии, что будет исключено смешение пресной и забортной воды.

Рис. 8.5. Замкнутая система охлаждения: I — охладитель топлива: 2— маслоохладитель турбонагнетателем; 3— расширительная

цистерна !'Д; 4— нодоохладнгель ГД; 5— маслоохладителе ГД; 6— ккнгстонпые ящики; 7— фплг.тры забор /ном поды; 8— приемные фильтры веномш тельного дипель-гепер.нора (ВДГ); 9— насосы зниортной воды ВДГ; 10— насос пресной воды; II — - основной и резервный насосы забортной воды главного дизель-генератора (ГДГ); 12— маслоохладители ВДГ; 1?— водоохлалителн ВДГ;14— ВДГ; 15— расширительные цистерны ВДГ; 16-опорпын подшипник налонровода; 17— главный упорный подшипник; I S — главный двигатель: 19— охладитель наддувочного воздуха; 20— вода па охлаждение компрессора; 2 1 - заполнение и пополнение системы пресной йоды; 22— подключение системы при грена ДВС; 1 I B — пресная пода; З В — забортная иода

Подача насоса пресной поды, m V h , определяется количеством теплоты 011и , которую необходимо отвести от двигателя с водой в течение часа:

( 8 . 1 0

срАI ср&Г

где к — коэффициент запаса подачи, * = 1,2-1,34; а1П1 — доля теплоты, отводимой пресной водой, по тепловому балансу двигателя, «„„^О, 12-0,17 при охлаждении только цилиндров, а,.„=0,17*0,2 при охлаждении поршней п цилиндров; с — теплоемкость пресной воды, t-=4,2 кДж/(кгК); р — плотность пресной воды, р = 1 ООО кг/м 1; дт — перепад температур, ДТ =8*1 О К.

Подача насоса забортной воды зависит от количества теплоты, отводимой от маслоохладителя Qn, охладителя пресной воды Q„ н и охладителя наддувочного воздуха Qfia :

Q^ovQ. • (8.12)

Qn» =«nnQ- ' (8.13)

Q„H =G„cAT, (8.14) где г—теплоемкость воздуха, с = \ кДж/(кг К); лт —температурный перепад наддувочного воздуха, AT ^25^-30 К;

• Ои = ПаЬ,, (8.15) Q=BQ!;. (8.16)

(а—суммарный коэффициент избытка воздуха; теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 Ki'топлива, 1„ - 14,3 K I / к г ) .

Суммарный коэффициент избытка воздуха зависит от типа дьпгателя:

Типы двигателей а Двухтактные МОД 3,0- 3,8 Четырехтактные МОД ] ,8—2,0 Двухтактные СОД 1,9 —2,7 Четырехтактные СОД 2,3—2,7 Четырехтактные ВОД ] ,6-—] ,8.

Подача насоса забортной воды определяется по формуле Оу = *(вм^Е±0йл1 = Ш.% (8 ] 7)

срДТ срДТ' где к —коэффициент запаса, учитывающий дополнительный расход забортной воды па охлаждение компрессоров, подшипников валопровода и теплообмепиых аппаратов, не учтенный в отводимой теплоте Y.Q, А = 1,3-М,4; г—тсплоемкость забортной воды, с=4 кДж/(кг К); ДТ —перепад температур забортной воды, АТ = 15-̂ -20 К; р—mroiность забортной воды, р^1025 кг/м\

Определенные расчетом подачи насосов пресной и забортной воды оказываются близкими, и в целях унификации оборудования их обычно принимают одинаковыми.

Площадь охлаждающей поверхности водо-водяного охладителя, м~, равна

F - - m - ( 8 - , 8 )

где к — коэффициент запаса на глушение трубок, к-\,\0 - 1,08; К — общий коэффициент теплопередачи от воды к воде; AT — температурный напор,

Д'Л -а.5{7, +7-,)-0,5('Г;+Г2), (8.19) Здесь Т, и 7\ —температуры охлаждаемой пресной воды на входе и выходе из охладителя; 7',' и Т'2 — температуры забортной воды на входе и выходе из охладителя. Перепады температур и коэффициенты теплопередачи приведены в табл. 8.1, 8.2,

Объем расширительной цистерны обычно принимается рапным IU -20"•. количества пресной воды, циркулирующей в контуре охлаждения ДВС. Приближенно его можно оценить, м \ по эмпирической формуле

''„, = (0,14 + 0.4и)л',-1<Г\ (S.20) Мощность насосов А', кВт, обслуживающих системы ДУ, можно

определить в зависимости от их подачи (_) , м'/ч, и необходимого напора Л/>, МПа, по формуле

3,6/; (8.21

где ?} — общий КПД насоса, ориентировочно принимается в зависимости от конструктивного типа насоса.

Значения Ар и г/ для насосов различных типов приведены ниже: Тип насоса Ар, МПа у

Шестеренный Винтовой Центробежный

0,2—0,5 Р,5—1.0 0,2—0,3

0,5—0,7 0,75—0,85

0,6—0,7

Г Ь 7

PliC, 8.6. Система сжатшо воздуха: I—компрессор с ручным запуском, 2—подкачивающий компрессор. 3— основные компрессоры. 4—масло- и пнитогделнтелн. 5—клапаны спуски отстоя; о— предохранительные клапаны, 7—баллоны пускового воздуха ГД; 8—радиационный клапан, о—подача воздуха к системе регулирования, 10— главные двигатели, 11—тифоны, -!2— баллон тнфонов, 13—ВДГ; 14—пусковой баллон ВДГ. 15—воздух па общесудовые нужды. 16—баллон, заполняемый компрессором ручного пуска

Система сжатого воздуха (рис. 8.6). В дизельных установках сжатый воздух используют для пуска главных и вспомогательных двигателей, для работы тифона и сирены, питания некоторых систем автоматического управления и пневмоинструмента, для продувания кингстонов, а также па заполнение пневмоцистерн и воздушно-пенных аппаратов.

Требуемое давление сжатого воздуха зависит от потребителей. Для пуска двигателей требуется воздух под давлением 2,5-3,0 МПа. В отдельных случаях для ВОД применяют пусковой воздух и более высокого давления, 6-15 МПа. Для общесудовых нужд необходим сжатый воздух под давлением 0,8-1,0 МПа.

К системам сжатого воздуха Правилами Регистра предъявляются определенные требования. Для пуска главных двигателей должно быть предусмотрено не менее двух баллонов равной емкости, для пуска вспомогательных допускается установка баллона.

Вместимость баллонов должна обеспечивать для реверсивных ДВС не менее двенадцати пусков с реверсами для каждого двигателя, для нереверсивных двигателей — не менее шести пусков одного двигателя (при числе двигателей от двух и более — не менее трех пусков каждого). Для вспомогательных двигателей вместимость баллонов должна обеспечивать не менее шести пусков двигателя наибольшей мощности. Система сжатого воздуха должна быть оборудована не менее чем двумя компрессорами с подачей каждого, обеспечивающей заполнение пусковых баллонов главного двигателя в течение часа (начиная от атмосферного давления). Суммарная вместимость пусковых баллонов, м \

ЕК (8.22)

где v — расход пускового воздуха; по опытным данным, о= 6-^9 му на 1 м объема цилиндра; к ( |—рабочий объем цилиндра; j—число цилиндров двигателя; л—число двигателей, получающих воздух из баллонов; z—число последовательных пусков (12—для реверсивных главных; 6 или 3 для нереверсивных ДВС); р„ —атмосферное давление, МПа; р — номинальное давление пускового воздуха в баллонах, МПа.

Вместимость баллонов для общесудовых нужд ориентировочно, но опытным данным, может быть принята для малых судов до 2, для средних 3-̂ -5, для крупнотоннажных до 10 м \

Подача компрессора пускового воздуха, м 3/ч, обеспечивающая заполнение баллонов в течение часа,

0 k = ™*kz.PAt (8.23) Р*

где ЪУ,-—суммарная вместимость пусковых баллонов, м \ Газовыпускная система. Газовыпускная система в судовых ДУ служит

для вывода в атмосферу отработавших газов главных и вспомогательных двигателей и котлов. Каждый двигатель должен быть оборудован независимым I азовыпускным трубопроводом. Дымоходы вспомогательных котлов не следует объединять с газовыпускными трубами ДВС. Газовыпускиые трубы от двигателей проходят по машинному отделению и через машинную шахту и дымовую трубу выходят в атмосферу. На катерах и некоторых судах газовыпускиые трубы ДВС выводят под воду или через бортовую обшивку в

атмосферу. На судах, перевозящих нефтепродукты, и па буксирах для их транспортировки пазовыиуск и борт Регистром СССР не допускается.

Схема газовыпускпого трубопровода приведена па рис. IS.7. Газовыпускной трубопровод обычно выполняется из круглых стали n.ix труб с толщиной стенки 1,5-3 мм при диаметре 50+100 мм и 3+6 мм при диаметре свыв]е 100 мм. Длина отдельных участков для удобства монтажа не превосходит 3+5 м. Трубы соединяют между собой фланцами, между которыми для обеспечения газоплотности устанавливают прокладки из термостойких материалов.

Температура отработавших газов за ДПС в пределах 300 :-450°С, а за УК 1604 80°С; температура дымовых газов вспомогательных котлов составляет 150-300°С. Для уменьшения тепловыделения газовыпускные трубы покрывают изоляцией. Температура поверхности изоляции не должна превышать 55°С. При нагревании участки газовыиускного трубопровода значительно удлиняются, что необходимо компенсировать включением в его состав гибких элементов.

Площадь сечения газовыпускного трубопровода F, м", определяют в зависимости от расхода и допустимой скорости движения [-азов:

; - ' = ' ' : , (8.24)

где К—секундный расход газов, м 3/с; с—допустимая скорость движения газов (для четырехтактных ДВС 40+50, для двухтактных 25+30 и для вспомогательных котлов 20+25 м/с).

Секундный расход газов можно определить приближенно по известному часовому расходу топлива В и коэффициенту избытка воздуха а:

Г =0.115-аВГ,- -10"* , (8.25) или рассчитать по формуле

36 НО р

где />— плотность отработавших газов, кг/м\ определяемая по формуле р

Р = - . Здесь /', —давление газа, Па; Т, —температура газа, К; R r —газовая Л )

постоянная, R,.=288 Дж/(кг К). Пульсирующий характер движения отработавших газов ДВС и их

высокие скорости вызывают шум, который можно снизить путем установки глушителей.

Вместе с отработавшими газами уносятся частицы догорающих топлива и масла. В атмосферу они вылетают в виде искр, которые могут1 вызвать пожар. Правила Регистра Россиидля судов, перевозящих нефтепродукты, хлопок, леи, джут, спички и другие легковоспламеняющиеся грузы, требуют установки в составе газовыпускного трубопровода наряду с глушителями и искрогасителей. Часто сухие центробежные искрогасители объединяют с глушителями.

Водяные искрогасители основаны на следующих принципах: - орошение потока газов водяным душем;

4ti

Рис. 8.7. Конструктивная схема гаэовьшускного трубопровода: 1—главный двигатель, 2-—ВДГ; 3—компенсатор нижнего участка; 4—пружинные подвески, 5—жесткие опоры, 6—промежуточные компенсаторы, 7—направляющая опора, 8— глушитедь-пскроглепгелв ВДГ, 9—компенсаторы, 10—утилизационный котел.

—соприкосновение потока газов с зеркалом воды; —пропуск газов через слой поды 80-НО0 мм.

Наиболее эффективным является последний способ, при котором достигается полное гашение искр.

Ф *ЗаВор/пш

BbSa

PllC. 8.8. Схема включения теплообменников, охлаждаемых забортной водой (а), и распределение перепадов температур сред (б)

В сухих искрогасителях догорающие частицы вследствие закручивания потока отбрасываются центробежной сплои к смеша-, отводятся в специальный сборник и, охлаждаясь, гаснут. Роль глушителя могут выполнять УК, которые в ттом случае снабжаются дополнительном расширительной камерой, снижающей шум до требуемого уровня.

Удельная масса искрогасителей составляет: водяных — 4*5,5; сухих 1,08*1,22 кг/кВт, Удельный объем их может быть принят соответственно 0,07*0,14 п 0,20*0,27 л/кВт. Сопротивление газовыпускной системы двигателя не должно превышать 3*4 кПа (300*400 мм вод ст.), включая УК или глушитель.

9. РАСЧЁТ СИСТЕМ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ УСТАНОВКИ

Для обеспечения нормальной работы двигатели (главные н вспомогательные) и котельная установка СЭУ оборудуют системами: топливной, масляной, водяного охлаждения, сжатого воздуха и гизовыпуска Каждая система может быть подразделена на две части: непосредственно связанную с двигателем и судовую. В этом разделе приведен расчет судовых систем СЭУ, а также требования Речного Регистра РСФСР для данных систем. Назначение систем СЭУ: 1. Топливная система - предназначена для приёма, перекачивания,

хранения, подготовки к использованию (очистки, подогрева высоковязкого топлива) и транспортировки топлива к потребителям.

2. Масляная система - предназначена для приёма, храпения, очистки и подачи масла к потребителям.

3. Система водяного охлаждения - предназначена для отвода теплоты or втулок цилиндров, крышек цилиндров, смазочного масла, газовыпускного коллектора у крупных дизелей без наддува и других механизмов энергетической установки. '

4. Система сжатого воздуха - предназначена для обеспечения пуска двигателей, подачи звукового сигнала, подпитки пневмоцистерн и работы пневматических систем автоматического управления и регулирования.

5. Газовыпускная система - предназначена для отвода в атмосферу выпускных газов от двигателей, котлов и камбуза.

9.1 Топливная система

Требовании Регистра к топливной системе

Насосы Для перекачки топлива из запасных цистерн в расходные должны быть

предусмотрены топливоперекачиьающий насос с механическим приводом и резервный ручной насос. При наличии сепаратора топлива в качестве резервного может быть использован насос сепаратора.

На судах с суточным расходом топлива не менее I т допускается устанавливать один ручной насос.

Топливоперскачивающие насосы, а также насосы сепараторов, кроме местного управления, должны иметь средства для их остановки из всегда доступных мест вне помещений, в которых они установлены, Расположение трубопроводов

Топливные трубопроводы, как правило, должны быть отделены от трубопроводов других систем.

Трубопроводы, предназначенные для перекачки подогретого топлива под давлением, должны располагаться в хорошо видимых и доступных местах.

4Q

Топливные трубопроводы, как правило, не должны прокладываться над двигателями внутреннего сгорания, газовыпускными трубопроводами, паропроводами (за исключением паропроводов для подогрева топлива), паровыми котла ми и их дымоходами. В исключительных случаях допускается прокладка топливных трубопроводов над указанным оборудованием при условии, что в этих районах трубопроводы не будут иметь разъемных соединений.

Приемные трубопроводы топлива от цистерн вместимостью более 50 л, расположенных вне между донного пространства, а также трубопроводы, предназначенные для выравнивания уровня жидкоеiл в цистернах, должны быть снабжены запорными клапанами, установленными непосредственно на цистернах. Эти клапаны должны иметь дистанционное закрытие из всегда доступных мест, расположенных вне того помещения, в котором находятся цистерны.

На расходных цистернах должны быть клапаны быстрозапорного типа. Г Грпемные трубопроводы из междудонных цистерн должны быть

снабжены запорными клапанами, расположенными выше цистерн. Устройства для подогрева топлива в системах

Подогрев жидкого топлива может осуществляться только с помощью паровых или водяных змеевиков. 11римененне электронагревательных устройств для этой цели является предметом специального рассмотрения Морского Регистра.

Змеевики подогрева топлива следует располагать в наиболее низких местах цистерн. В глубоких цистернах, в которых змеевики подогрева расположены на высоте, следует нредусматреть возможность отключения отдельных секций змеевиков по мерс снижения уровня топлива в цистернах.

Концы приемных топливных труб в расходных и отстойных цистернах следует располагать над змеевиками подогрева так, чтобы не происходило оголение змеевиков.

Максимальная температура подогретого топлива в цистернах должна быть не менее чем на 10"С ниже температуры вспышки паров топлива. Для контроля за температурой подогреваемого топлива в необходимых местах должны быть установлены термометры.

Конденсат греющего пара должен проходить через смотровое устройство, позволяющее наблюдать его чистоту.

Давление пара, используемого для подогрева топлива, чс должно превыша гь 0,5 МПа. Устройства для удаления воды из топливных цистерн

Для удаления воды из расходных и отстойных цистерн необходимо предусматривать клапаны самозапорцого типа и 1рубопроводы к сточным цистернам.

На сточных трубопроводах должны устанавливаться смотровые стекла. При наличии поддонов вместо стёкол допускается применение открытых воронок.

Устройства для сбора утечек топлива Вкладные цистерны, насосы, фильтры и другое оборудование в местах

возможной утечки топлива должны снабжаться поддонами. Сточные грубы or поддонов должны быть отведены в сточные цистерны. Внутренний диаметр сточных труб должен быть не менее 15 мм. Сточные трубы должны доходить до днища сточной цистерны с минимальным зазором.

При расположении сточной цистерны в междудонном пространстве должны быть приняты конструктивные меры, предотвращающие поступление воды в машинные помещения через открытые концы сточных труб в случае повреждения наружной обшивки. Должна быть предусмотрена предупредительная сигнализация по верхнему предельному уровню в сточных цистернах.

Если сточная цистерна является общей для сточных труб от поддонов, расположенных в разных непроницаемых отсеках, то должны быть предусмотрены конструктивные меры, предотвращающие перелив воды из одного затопленного отсека в другой через открытые концы сточных труб. Наполнение запасных цистерн

Прием жидкого топлива на судно следует производить через постоянный трубопровод, снабженный необходимой арматурой, обеспечивающей подачу топлива во все цистерны основного запаса.

Трубопровод наполнения топлива должен доходить до днища цистерны с минимальным зазором.

На пассажирских судах для приема топлива должны быть предусматреиы специальные приемные станции, отделенные от других помещении и оборудованные сточными трубами, идущими в сточные топливные цистерны.

Наполнительные трубопроводы цистерн, расположенных выше двойного дна, а также наполнительные трубопроводы цистерн между донного пространства должны быть присоеденены к верхним частям цистерн. Если это осуществить нельзя, то наполнительные трубы должны иметь невозвратные клапаны, устанавливаемые непосредственно на цистернах.

В тех случаях, когда наполнительная труба используется в качестве приемной, вместо невозвратного клапана следует устанавливать запорный клапан с дистанционным закрытием, выведенным в доступное место, расположенное за пределами помещения, в котором находится цистерна, Тотиииые цистерны

Топливные цистерны, расположенные на открытых палубах и надстройках, а также в других местах, подверженных влиянию атмосферы, должны быть защищены от воздействия солнечных лучей.

Расходные топливные цистерны, предназначенные для непосредственного питания главных двигателей, в машинных помещениях без постоянной вахты должны иметь устройство, подающее оптический и звуковой сигналы в рулевую рубку по допускаемому низшему уровню топлива в цистернах, или автоматическое заполнение расходной топливной цистерны.

-сторона Отсеки, расположенные BV Носа от таранной переборки, не должны

использоваться для перевозки топлива или других жидких воспламеняющихся веществ. Подвод тотпва к двигателям внутреннего сгорания

Оборудование топливной системы должно обеспечивать подвод топлива, подготовленного надлежащим образом и очищенного в соответевпи с требованиями для данного двигателя.

Фильтры топлива должны допускать их очистку без остановки двигателей.

Судовые механические установки, в состав которых входят двигатели, работающие на тяжелом топливе, должны быть оборудованы двухтопливными системами.

При работе главных двигателей на двух сортах топлива (дизельном и тяжелом) должны быть приняты меры против смешивания тяжелого топлива с дизельным топливом для вспомогательных двигателей.

Для удаления паровоздушных включений, из трубопроводов подачи подогретого тяжелого топлива к насосам высокого давления должны быть установлены деазрационпые устройства,

В системах тяжелого топлива рекомендуется предусматривать установку автоматизированных фильтров.

При наличии расходомеров последние не должны прерывать работу двигателя в случае их регулировки или выхода из строя.

Подвод топлива к дизель-генераторам, предназначенным для использования в качестве аварийных, должен осуществляться от автономной расходной цистерны, расположенной в помещении аварийного дизель-генератора. Расход топлива из этой цистерны для других целей не допускается.

Трубопровод подачи топлива к дизель-генераторам должен быть отдельным, с самостоятельными фильтрами и запорной арматурой, Подвод топлива к котлам

\ 1а трубопроводе, подающем топливо к форсункам каждого котла, следует предусмотреть быстрозапорный клапан с местным управлением. При установке автоматизированного вспомогательного котла быстрозапорный клапан не требуется.

Для проверки температуры и давления тяжелого топлива, подаваемого к форсункам, в соответствующих местах трубопроводов необходимо предусматривать термометры и манометры.

При подаче топлива к котлам под гидростатическим давлением на трубопроводе, подающем топливо к форсункам, должны предусматриваться фильтры.

Расчёт системы

Вместимость запасной цистерны: 1,1 (х - а , • Ь, • Р. + хя -Ь,„ • \ \ к +а„ - В . - х , ) - т ,

1.1 • (2 • 0,6 • 0,203 • 330 + 2-0,209 58,8 + 0,3 8,2 • 1) -144 t = — ш ~ = 2 . м , (0.1)

где а, =0.6 - коэффициент ходового времени; Ь и Ь утеш.нме эффективнысТоплнва главного м вспомогательного двигателя, кг/(кВг-ч), ak =0,3 - коэффициент использования'автономного котла; р, ^860 кг/м 3

плотность топлива; т а =144 ч - продолжительность автономного плавания. Вместимость расходной цистерны главных двигателей:

1 Р, 0,860 Вместимость расходной цистерны вспомогательных двигателей:

1,1 • 4 - х • Ьгаг - Р„, 1,1.4.2. 0,269 • 58,8 п , , 3

Vm Л1 = ' = ~ - = 0,1 6 М .

' р , 0,860

(9.3) Вместимость расходной цистерны автономного котла: у г , . . У : « ^ . м ± « . о д а м » . ,9.4)

п " р , 0,860 Вместимость сточной цистерны:

0,1 V Р о 1 - 777 6 1 V = — - • ^ - = ^ ' — 0 , 0 7 8 м \ (9.5)

1000 1000 где £ Р = 777,6 кВт - суммарная мощность всех дизеле)! СЭУ.

Вместимость цистерны аварийного запаса топлива: V , UJ*-*-*.-'. . . « 0 3 И0 = , и з

р, 0,860 Подача топливоперекачивающего насоса: Q = - ' " = - - - = 2,74 м 3/ч, (9.7)

т 0.5 У ' где т = 0.5 ч - время заполнения цистерны.

Производительность сепаратора: _ 24-(V-/J.-7:. + . V , . - / > , j . - / ^ . ) _ 24 • (2 • 0,203 - 330 + 2 • 0.26У • 5R.X> _

г, -рт " 8 0,860 = 0.58 м 3/ч, (9.8)

где т с = 8 ч - время работы сепаратора в сутки. Ёмкость запасной цистерны проекта равна 22 м 3 . Следовательно, менять

запасную цистерну не надо.

9.2 Масляная система

Требовании Регистра к масляной системе

Масляные насосы двигателей внутреннего сгорания При одном главном двигателе мощностью 220 кВт и более должно быть

не менее двух масляных циркуляционных насосов - основного и резервного, одни пз которых может иметь привод от двигателя.

Подача резервного насоса должна быть не менее подачи основного насоса.

При наличии двух и более главных дпигатслсп резервный масляный насос не требуется.

Следует предусматривать средства контроля за протоком масла в подшипниках турбонагнетателей.

Каждый вспомогательный двигатель должен иметь независимую масляную систему.

Объединение масляных систем вспомогательных двигателей является в каждом случае предметом специального рассмотрения Речным Регистром.

Вели масляный насос не оборудован предохранительным или перепускным клапаном, установка такого клапана должна предусматриваться на напорном трубопроводе. Подвод смазочного масла к двигателям внутреннего сгорания.

Масляная система должна исключать возможность смешения различных сортов масла.

Концы сливных труб из картера двигателя в сточно-циркуляционпую цистерну должны быть в ней расположены таким образом, чтобы во время работы двигателя они были постоянно погружены в масло.

Сливные трубы от двух или более двигателей не должны соединяться между собой.

Трубопроводы масляной системы не должны соединяться с трубопроводами другого назначения, за исключением присоединения к сепараторам, которые могут использоваться для сепарирования топлива при наличии надёжных устройств, предотвращающих смешение топлива и масла,

При сепарировании масла необходимо предусматривать меры, исключающие возможность смешивания масла главного и вспомогательного двигателей, если они работают па разных марках масла.

На трубопроводах масляных циркуляционных систем должны быть установлены: - на всасывающем трубопроводе насоса зубчатых передач - магнитный фильтр; - на всасывающем трубопроводе насоса - один фильтр грубой очистки (сетка); - на нагнетательном трубопроводе насоса главного двигателя - два параллельных фильтра или один сдвоенный переключаемый фильтр, или один самоочищающийся фильтр.

При общей масляной системе двигателя и турбонагнетателей перед подшипниками турбонагнетателей должны быть устанавлены фильтры тонкой очистки, конструкция которых должна допускать их очистку без прекращения циркуляции масла. После фильтров следует устанавливать манометр.

Пропускная способность каждого масляного фильтра должна превышать на 10% наибольшую подачу насоса.

Масляная система должна снабжаться необходимыми контрольно-измерителиыми приборами.

На масляном трубопроводе редуктора должно быть предусмотрено смотровое стекло для контроля за протоком масла. Масляные цистерны

Приёмные трубопроводы от цистерн, расположенных вне двойного дна, должны быть снабжены запорными клапанами, установленными непосредственно на цистернах.

При устройстве подогрева .масла должны быть выполнены требования для устройств подогрева топлива,

Расчёт системы Вместимость запасной цистерны; -

V... = Р.,

1,1 • <2 • 0,6 • 0,0007 • 330 -г 2 • 0,002 • 58,8) • 144 f 2.95 - 777,6 i = —— — -—-—— — =2,64 м , (9.9)

899 где а, =0,6 - коэффициент ходового времени; b и Ь1Г - удельные эффективные расходы масла главного и вспомогательного двигателя, кг/(кВгч); а „-2,95 кг/кВт - удельная масса масла в картерах двигателей; р ч ^899 кг/м' - плотность масла; т, -144 ч - продолжительность автономного плавания; - 777,6 кВт - суммарная мощность всех дизелей СЭУ.

Вместимость маслосборников главных двигателей: V

UH =6\\ -\0~* -6-330-10"' =0,2 м \ " (9.10) Вместимость маслосборников вспомогательных двигателей: V1W v = 6-PWf Ю"4 = 6-58,8-10"' -0,035 м3. (9.1 1) Вместимость расходной цистерны главных двигателей: V p u = 1,25-V^-x = 1.25-0,2-2 = 0.5 м 3. ' (9.12)

Лместш40С11»лда£х одной цистерны вспомогательных двигателей: Vp'̂ _r=4.4--V 1̂ —х.^ = г,4-0,035-2 = 0,1 м\ (9.13) Подача маслоперскачивающего насоса: q = Уг. = °'5_ = 1 м7ч, (9.14)

т 0,5 где х =0,5 ч - время заполнения цистерны.

Производительность сепаратора: У v о 47

Qt„ = 2 • *= 2 • - - = 0,12 м7ч, т (

1 К (9.15)

где 2 - кратность очистки масла; £V I 1 M - суммарная вместимость маслосборников главных и вспомогательных дизелей, м 3; т с = 8ч - время работы сепаратора в сутки.

9.3 Система водяного охлаждения

Требования Регистра к системе водяного охлаждения

Насосы Система охлаждения двигателя должна быть двухконтурной; при этом

должна быть предусмотрена возможность охлаждения двигателя забортной водой от насоса внешнего контура. На судах длиной менее 20 м допускается замкнутая одноконтурная система.

На судах классов «М» и «О» с одновальной установкой должен быть предусмотрен один насос с независимым приводом достаточной подачи для резервирования работы насосов внешнего и внутреннего контуров; при мощности установки менее 220 кВт резервный насос допускается не устанавливать.

Допускается охлаждать несколько двигателей одним насосом с независимым приводом. Подача насоса в этом случае должна быть достаточной для одновременного охлаждения всех двигателей при их работе с максимальной нагрузкой.

На охлаждающем трубопроводе перед каждым двигателем должен быть предусмотрен клапан для регулирования количества охлаждающей воды.

Если каждый из вспомогательных двигателей имеет самостоятельный насос водяного охлаждения, то резервные насосы для этих двигателей не требуются. Если для группы вспомогательных двигателей предусматривается общая система охлаждения, достаточно иметь один резервный насос для внутреннего н внешнего контуров.

В объединённой системе охлаждения главных и вспомогательных двигателей резервные насосы для охлаждения вспомогательных двигателей не требуются.

В качестве резервных охлаждающих насосов могут применяться балластные или другие насосы общесудового назначения, используемые для чистой воды. Расположение трубопроводов

В системе охлаждающей воды должно быть предусмотрено не менее двух приёмников, соединенных между собой.

На судах с одним главным двигателем мощностью менее 220 кВт допускается один приёмник, расположенный в машинном помещении; при этом должны быть предусмотрены два параллельно соединенных фильтра. Фильтры охлаждающей воды

На приёмных магистралях охлаждающей забортной воды главных и вспомогательных двигателей внутреннего сгорания следует устанавливать фильтры.

Должна предусматриваться возможность очистки фильтров без прекращения работы охлаждающих насосов. Охлажден не двигателя внутреннего сгорания

На судах с ледовыми усилениями рекомендуется предусматривать устройства для прогрева двигателей перед пуском. Прогрев должен осуществляться подогретой охлаждающей водой, прогрев двигателей паром не допускается.

В двухконтурной системе охлаждения двигателя должна быть предусмотрена расширительная цистерна, уровень воды в которой должен быть выше максимального уровня в двигателе. Расширительная цистерна должна присоединяться к приемным трубопроводам насосов и может быть общей в системе охлаждения нескольких двигателей.

В системе охлаждения двигателей расположение отливного трубопровода забортной воды должно обеспечить заполнение водой самых высоких охлаждаемых полостей двигателей, водоохладителей и маслоохладителей, а также исключать образование застойных зон.

Расчёт системы В дизельных установках система водяного охлаждения двухконтурная.

Вода внутреннего контура охлаждает двигатели, а в открытом внешнем контуре через водяной и масляный охладители прокачивается забортная вода. Циркуляция воды в системе охлаждения обычно осуществляется центробежными насосами.

Подача насосов внутреннего контура: q _ ^ - ^ . - ( b , - ^ ' - ^ b c l l t - l ' , „ x J t > Q „

С, - р . -д1„ 1,2 -0,18 • (0,203 -330 -2 + 0.269 • 58,8 • 2) • 42500 о п . . . .

= — - • —— ' — = 30 м7ч, (У. 16) 4,191000-12

где а ( в =0,18 - доля теплоты, отводимая водой; Св =4,19 кДж/(кгТ<) -теплоёмкость пресной воды внутреннего контура; р н = 1000 кг/м" - плотность воды внутреннего контура; ,ц, = 12°С - разность температур воды на выходе и входе в дизель.

В целях унификации подачу насосов внешнего контура принимают равной подаче насосов внутреннего контура:

Q« =Q„ =30 м7ч. (9.17) Принимаем: - охлаждающий насос пресной воды: подача - 30 м /ч-2 ; - охлаждающий насос забортной воды: подача - 30 м7ч=2. Поверхность охлаждения водяного холодильника:

_ а т . -(be -Ре -х + Ьс„ -P tar •x, r)-Q B _ 3600-k -it

0,18 • (0,203 -330-2 + 0,269- 58,8 • 2)• 42500 „ n ^ 2 , « , Q , = — - — • • — = X , l b M , I У . I 5)

3600 1.1 -38.7

где к,, =1,1 - общий коэффициент теплопередачи от воды к воде для пластинчатого холодильника; , i i K ( 1 = 3 8 , 7 D C - среднелогарифмическая разность температур.

9.4 Система сжатого воздуха

Требовании Регистра к системе сжатого воздуха

Число воздухохранителей и запас пускового воздуха Система сжатого воздуха главных двигателей должна обеспечивать

одновременный пуск и реверсирование всех главных двигателей. Запас сжатого воздуха для пуска главных двигателей и действия системы

управления должен храниться не менее чем в двух воздухохранителях или в двух группах воздухохранителей, при этом в каждом из этих двух воздухохранителей или в каждой группе воздухохранителей должен храниться запас пускового воздуха не менее половины требуемого.

Запас сжатого воздуха во всех воздухохранителях, предназначенный для пуска и реверсирования главных двигателей, должен обеспечивать не менее 12 пусков попеременно на передний и задний ход каждого двигателя, подготовленного к действию.

Общий запас сжатого воздуха для пуска главных нереверсивных двигателей, а также главных дизель-генераторов должен быть достаточным для выполнения не менее 6 пусков наибольшего по мощности из установленных двигателей, подготовленного к действию, а при наличии более двух двигателей - не менее 4 пусков каждого двигателя, подготовленного к действию.

Для пуска вспомогательных двигателей должен быть предусмотрен как минимум одни воздухохранитель вместимостью, достаточной для выполнения 6 пусков каждого вспомогательного двигателя, подготовленного к действию, а при наличии более двух вспомогательных двигателей - не менее 4 пусков каждого двигателя, подготовленного к действию.

При установке одного такого воздухохранителя должна предусматриваться возможность пуска вспомогательных двигателей от одного воздухохранителя или от одной группы воздухохранителей главных двигателей.

Запас пускового воздуха из воздухохранителей главных двигателей может быть использован для работы тифоиа и на хозяйственные нужды при следующих условиях:

-один воздухохранитель (группа воздухохранителей) отделен от остальных невозвратным клапаном и предназначен только для пуска главных двигателей;

-предусмотрены автоматическое пополнение запаса воздуха в воздухохранптеле и сигнализация, включающаяся при падении давления не более чем па 0,5 МПа ниже рабочего.

Воздух ох раните л и вспомогательных двигателей допускается пополнять воздухом из воздухохрапителей главных двигателей; при этом должна исключаться возможность перепуска воздуха в обратном направлении.

Воздухохрачители должны устанавливаться таким образом, чтобы в любых условиях эксплуатации было возможно полное удаление из них влаги. Компрессоры

Число основных компрессоров, как правило, должно быть не менее двух, один из которых может быть навесным. При этом в случае выхода из строя компрессора наибольшей подачи подача остальных компрессоров должна быть достаточной для заполнения воздухохранителей главных двигателей в течение 1 ч, начиная от давления, при котором возможен последний пуск и маневр.

На скоростных судах допускается установка одного независимого компрессора с приводом от вспомогательного дизеля, имеющего электростартёрный и ручной пуск, или установка одного навесного компрессора, если предусмотрена возможность заполнения воздухохранителей береговыми средствами.

На судах с нереверсивными двигателями заполнение воздухохранителей может производиться независимым компрессором. В качестве второго пускового средства могут быть использованы сжатый газ от газоотборочного устройства, электростартёрный пуск или другие пусковые средства. Расположение трубопроводов

Трубопроводы, предназначенные для заполнения воздухохранителей, должны быть полностью отделены от пусковых трубопроводов.

Каждый из пусковых воздухохранителей должен иметь возможность заполнения от каждого основного компрессора.

На трубопроводе после каждого компрессора должны устанавливаться невозвратно-запорные клапаны.

На трубопроводе, подающем воздух к каждому двигателю, перед его пусковым клапаном должен быть установлен невозвратный клапан.

Если в конструкции двигателя предусмотрены устройства, предотвращающие распространение взрыва, установка невозвратного клапана не обязательна.

Трубопроводы должны прокладываться по возможности прямолинейно с небольшим уклоном для спуска вдды. Трубопроводы не должны иметь уклон в направлении главного пускового клапана двигателя.

Температура воздуха или сжатых газов, поступающих в воздухохранители, не должна превышать 90°С. В необходимых случаях должны быть предусмотрены соответствующие охладители.

Трубопроводы сжатого газа от газоотборных устройств не должны прокладываться под настилом машинных помещений.

На трубопроводах между компрессорами и воздух охранителя ми должны быть предусмотрены устройства для удаления воды и масла, если такие устройства отсутствуют на самих компрессорах.

Расчёт системы

Вместимость пусковых баллонов определяется по формуле, м 3 :

Z u, • V • z • х • и„ • р„ V „ 5 = ~ — - — — - , (9.19)

где 11 м -9,9 м 3 /м 3 - удельный расход свободного воздуха на ] м 3 объёма цилиндра дизелей при пуске;

Рабочий объём цилиндра, м 3,

V л П " ' Л (9.20)

z - число цилиндров; х - число двигателей; =6 - число последовательных пусков двигателя для нереверсивных дизелей; р„ = 0,098 МПа - давление окружающей среды; р 6 | =3 МПа - начальное давление воздуха в баллонах; р й , =0,7 МПа - нижний предел давления воздуха в баллонах, при котором ещё возможен пуск двигателя.

Вместимость баллонов для тифона, м 3 :

у у _ = ^ и ^ ; - Р \ (9.21) ' P.I-P.2

где к и = 0,128 - коэффициент насыщения сигналами; и, =1,25 м 3/мин - расход тифоном свободного воздуха; T t =5 мин - продолжительность подачи сигнала; р и =3 МПа - начальное давление воздуха в баллонах; р т , =0,5 МПа - нижний предел давления воздуха в баллонах, при котором ещё возможна подача сигнала.

Вместимость пусковых баллонов для главных двигателей: 9 j . 0,00396. 6 -2 . 6.0,098

^ «г» \ Вместимость пусковых баллонов для вспомогательных двигателей:

; = 9 ^ Щ 5 8 _ 6 _ 2 . 6 - 0 , 0 9 8 = ,

^ 3 _ Q 7 ^ >

Вместимость баллонов для тифона: y v . ( U 2 8 l - 2 5 - 5 0 - ( W 8 - 0 . 1 9 6 м' (9.24) ^ 1 0 3-0.5 к ' Принимаем: - ёмкость пусковых баллонов главного двигателя - 60 л. ; количество 2 шт.; - ёмкость пусковых баллонов вспомогательных двигателей — 50 л, ; количество - 2 шт.; - ёмкость баллона для тифона - 100 л. ; количество - 2 шт.

Г! I Подачу компрессора по свободному воздуху:

Р„ • т, 0,098 -1

где т, = 1 ч — время заполнения баллонов. Принимаем: - подача компрессора - 3 m'Vh; количество - 2 шт.

9.5 Газовыпускная система

Требовании Регистра к газовыпускиой системе

Газовыпускные трубопроводы Газовыпускные трубопроводы должны выводиться, как правило, на

открытые палубы. Вывод газовыпускных труб через обшивку в корме допускается на судах

длинрй менее 20 м, на остальных судах такой вывод является в каждом случае предметом специального рассмотрения Речным Регистром. Вывод газовыпускных труб через бортовую обшивку в атмосферу не допускается.

Каждый главный двигатель должен иметь отдельный газовыпускной трубопровод. В необходимых случаях могут быть допущены отступления, которые являются предметом специального рассмотрения Речным Регистром.

Газовыпускные трубопроводы вспомогательных двигателей могут быть объединены в общий газовыпускной трубопровод при условии наличия надежно действующего предохранительного устройства, предотвращающего:

-поток газа из общего трубопровода в трубопроводы неработающих двигателей;

-повреждение любого двигателя при его пуске. При объединении дымоходов котлов допускается установка дымовых

заслонок, оборудованных устройством для крепления их в открытом состоянии. Для осмотра и очистки дымоходов, а также воздухопроводов котла в необходимых местах должны предусматриваться лазы и скоб-трапы.

В утилизационных и комбинированных котлах, которые по своей конструкции не могут находиться без воды при обогреве их выхлопными газами, должны предусматриваться обводные трубопроводы с перепускными заслонками, отключающими котлы от выпускного трубопровода.

Газовыпускные трубопровод!.] котлов п двигателей внутреннего сгорания должны быть теплоизолированы с помощью изолирующего материала, двойных стенок или экрана.

Газовыпускиые трубопроводы двигателей с «мокрым» выхлопом допускается не изолировать, если температура на поверхности трубопровода не превышает 60°С.

Газовыпускные трубопроводы двигателей должны снабжаться тепловыми компенсаторами. Там, где это возможно, газовыпускные трубопроводы должны иметь лючки для очистки и в необходимых случаях спускные краны.

Газовыпускные трубы, проходящие через жилые помещения или рулевую рубку, должны быть выгорожены внутри этих помещений газонепроницаемым защитным кожухом. Пространство между газовыпускными трубами и защитным кожухом должно сообщаться с открытой атмосферой. Глушители и искрогасители

Глушители и искрогасители должны быть расположены таким образом, чтобы обеспечивалась возможность их очистки. Для этой цели они должны оборудоваться лючками и спускными кранами,

При установке утилизационных котлов и искрогасителей мокрого типа должны быть предусмотрены меры против возможного попадания воды в двигатель при появлении течи в трубах котлов или других неисправностей.

Спускные трубы должны быть направлены в льяла машинного отделения и иметь гидравлические затворы.

Расчёт системы

В состав газовыпускной системы входят газовыпускные трубы на каждый главный и вспомогательный двигатель и автономный котел, компенсаторы, июляция, глушители и искрогасители.

I Ьшщадь сечения газовыпускных трубопроводов двигателей и котлов определяется по формуле, м':

3600 -V, -р, где В - часовой расход топлива, кг/ч; а - коэффициент избытка воздуха; Е.и -14,3 кг/кг - теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива; К =0,287 кДж/(кг-К) - газовая постоянная продуктов сгорания; Т -температура выпускных газов, К; VT - допустимая скорость движения газов в трубопроводе, м/с; р т = ] 04 кПа - допустимое давление в трубопроводе.

Площадь сечения газовыпускных трубопроводов главных двигателей: = 67-(1.6 ; i4J + O.O:287.650 _ ^

3600-40'104 Площадь сечения газоьыпускных трубопроводов вспомогательных

двигателей:

f J1*lMj!*±* ! 2 J « 5 L « « U O O 5 и \ ( 9 . 2 8 ) 3600•37 104 4

Площадь сечения газовыпускного трубопровода котла: р . к ^ Ы 1 ± Ч * ' Ь т : Ж . о т * г . (9.29)

3600 20 104

10. СИСТЕМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ

10.1 Силы,дсйствующис па коленчатый вал

На рис. 10.1 представлена диаграмма для шестицилиндрового четырехтактного двигателя. Период измерения суммарной диаграммы касательных сил равен углу фп, поэтому при последующих углах поворота мотыля кривая будет повторяться.

Все изложенное по определению сил, действующих на коленчатый вал четырехтактных двигателей, справедливо и для двухтактных двигателей, за исключением некоторых особенностей построения диаграммы расчетного цикла. В двухтактных двигателях объем, описываемый поршнем, равен:

v's =Vl,-Vc+Vll, (ЮЛ)

где Vu,—объем цилиндра, занятый выпускными окнами.

Рис. 10.2. Индикаторная диаграмма двухтактного дичелн

При построении диаграммы примем V ' s + V C = A . (Ю.2)

огда

+ 1 = + 1. (Ю.З)

(10.4)

(10.5)

(10.7)

(10.6)

где fi — отношение высоты выпускных окон к ходу поршня известно из расчета устройств продувки и выпуска двигателя.

Дальнейшее построение диаграммы совершенно аналогично построению диаграммы четырехтактных двигателей. Конец диаграммы bda, соответствующий периоду выпуска и продувки, зависит от типа последней и воспроизводится по образцу действительных индикаторных диаграмм.

Рис. 10.3. Диаграмма сил. дева иующах на поршень двухтактного дтеля Па рис. 10.3—10.5 изображены диаграммы сил, действующих на поршень, касательных сил от одного цилиндра и суммарная диаграмма касательных сил восьмицилиндрового двухтактного дизеля.

Если двигатель приводит в действие компрессор или поршневой продувочный насос, то для учета их влияния при построении суммарной диаграммы касательных сил алгебраически складывают ординаты диаграммы касательных сил рабочих и вспомогательных цилиндров при различных углах поворота мотыля.

Для определения средней ординаты rt суммарной диаграммы касательных сил в масштабе чертежа необходимо площадь между кривой и осью абсцисс

д° 20° 40° 60" SO 120" Щ0^'lS^Xl]jLJX^^m9 3 2 ^ < У

PlfC. 10.4. Диаграмма касательных сил цилиндра дпухгакшого дизеля

на участке длиной <pl поделить на длину этого участка диаграммы в сантиметрах. Если кривая суммарной диаграммы касательных сил пересекает ось абсцисс, то для определения it. нужно алгебраическую сумму площади между кривой и осью абсцисс разделить на длину участка диаграммы. Для проверки правильности построения всех рассмотренных диаграмм полученное значение г, следует сравнить с ее значением, определяемым следующим образом.

При установившемся режиме двигателя без учета вспомогательных цилиндров работа сил сопротивлений за один оборот вала равна индикаторной работе:

Л 4 ' Отсюда

Р, ч 4,

(10.8)

(Ю.9)

где / = Ь (здесь к — коэффициент тактности двигателя, равный для четырехтактных двигателей 0,5 и для двухтактных — единице; г — число цилиндров двигателя); р , — среднее индикаторное давление (теоретическое среднее индикаторное давление).

?° w° го° 30° W 50° Ь0° ?0 80° 90

Рис. [0.5 Суммарная диаграмма касательных сил двухтактною днтеля

Рис. 10.6. Схима шатшо-мотылетюго механизма с прицепном шатуном

В двигателях с V-образным расположением цилиндров и с прицепным шатуном (рис. 10.6) силы, действующие на ось мотылевой шейки коленчатого вала от бокового цилиндра, несколько отличаются от сил главного цилиндра.

Угол между осями цилиндров (угол развала) / у многих многорядных двигателей делают равным углу у , ; между осью главного шатуна и прямой, соединяющей центр мотылевой шейки с центром пальца прицепного шатуна. У V-образных двигателей угол /, незначительно отличается от у . В этом случае, т. е. когда y*yt, по известным R, L и у определяют / и <р. Здесь приняты обозначения; R — радиус мотыля; L — длина главного шатуна; г — расстояние от оси пальца прицепного шатуна до оси мотылевой шейки; / — длина прицепного шатуна; <р-у,-у.

Величину г устанавливают наименьшей по конструктивным соображениям. Чем меньше тем меньше отличаются шатун но-мотыле выс механизмы главного и бокового цилиндров, так как l = L ~ r . При одинаковых размерах цилиндров условие равных степеней сжатия выражается следующим уравнением:

(10.10}

где .V( — приведенное расстояние от оси коленчатого вала до днища крышки

цилиндра, X = К + L + - '--—,- = R + L (здесь V —объем камеры сжатия); v - 0.785ZJ1 £-1

—расстояние от оси коленчатого вала до оси поршневого пальца при положении поршня бокового цилиндра в н.м.т.; Sitl — расстояние от оси коленчатого вала до оси поршневого пальца при положении поршня в в.м.т.

Приближенное выражение (е - lUsiu у <р = arcsin — г '

-И) + 2 ^ : ( ] - Л : м 1 Г / )

, R

где Я = - . /.

Сила инерции поступате­льно движущихся масс бокового цилиндра равна

>\,i = ~mn,lifo2[Ews{al + ф)+ Fcos{2al - О)],

где Ф и 0 —вспомогательные углы; Е и F —коэффициенты. Эти величины определяют по формулам:

у

(10.12)

Ф - arag

О = wag

1 - Я к - Ар, \'^s\[\<p-\\+{\-Як - ^ Яр^ j ^ cos<p Sill ̂ 9 CDS у

1+ \ — Як- Ял-, I cos V 2 M j L sm psm ^

* л ' coswsLLif' - I p, cosr/)+ ' Я ' cos2w I ' sir>2v

1 Л 1 , г f l г W - Л coseosin v - о, C O S U J + Я cos2ra sin 2 v

4 / 2 / Г " ^ 4 L L

I t E =

1+ sm pcosj'

cosp 4 ^ cos 2y -

cos# I Л 1 , r . ( 1 , г - • / —cosuisin у - p, cose? + — Я - cos 2Й) 4 / 2 / ^ V 4 A

-.(10.13)

(10.14)

(10.15)

(10.16)

Касательная сила, действующая на ось мотылевой шейки вала, от сил бокового цилиндра

Р у ч\п(П — Я -гл\ (10.17) ^ - - \ s i n K + A ) , / ; f ^ - r - ^ ) s i , 1 ( , f + r ) .

cos р, L cos р cos ft, Радиальная сила от сил бокового цилиндра

(10.18) cos ft, " ' " ' L cos fi cos p,

В формулах (10.17) и (10.18): P, —сила, действующая па поршень по оси бокового цилиндра; р и ft, — углы отклонения шатуна от оси цилиндра соответственно в главном и боковом цилиндрах, равные

ft = arcsin A sin(/ + а,); (10.19)

Pt = arcsin у sin a, --sm{p-<p) (10.20)

Масса поступательно движущихся частей в боковом цилиндре, отнесенная к 1 см 2 площади поршня, равна

(10.21)

где F —площадь поршня; Мв —масса поршня; Мп—часть массы прицепного шатуна, сосредоточенной на оси бокового цилиндра. Приведенная масса главного шатуна

Л/ =МШ + Ми, (10.22) где Л/„, — масса главного шатуна; М12 — часть массы прицепного шатуна, сосредоточенной на оси пальца в мотылевой головке шатуна.

Масса поступательно движущихся частей в главном цилиндре, отнесенная к 1 см 2 площади поршня,

Н 1 ( ( =1(А/ ( 1 +Л/,), (10.23)

где М, — часть массы приведенного шатуна, сосредоточенной на оси поршневого пальца в главном цилиндре;

м ( 1 0 . 2 4 ) L

где 12 — расстояние от центра тяжести главного шатуна до оси мотылевой шейки; Ь2 — расстояние от оси пальца прицепного шатуна до оси мотылевой шейки. Вращателыю движущаяся масса от главного и прицепного шатунов, отнесенная к 1 см" площади поршня,

»'„ =j.Mi- (10.25)

М.^МЛ.^, (10.26)

где /, — расстояние от центра тяжести главного шатуна до оси поршневого пальца; Ь2 — расстояние от оси пальца прицепного шатуна до оси поршневого пальца главного шатуна.

Нагрузка на каждую мотылевую шейку коленчатого вала V-образного двигателя одинакова; она определяется величиной сдвига циклов Да, которая для четырехтактных двигателей равна 360" + у°, для двухтактных — у " . Порядок работы цилиндров V-образных двигателей приведен в табл. ЮЛ.

Таблица 10.1 Четырехтактные двигатели

ей о о а Угол Угол между между

§ % цилин­ вспыш­ Порядок работы цилиндров 2 драми,

Г

ками, грал.ф»

8 и

90(60) 90 (60 и 1л—4п—2л—Зп—4л—1п—Зл—2п или 8

и 90(60) 120) 1 л—4п—Зл—2п—4 л—1 л—2л—Зп

12 60 60 1 л—6п—5 л—2п—3 л—4п—6л— 1 п—2л—5 п—4л—3 п 12 180 60 1л—Зп—5л—6п—Зл—2п—6л—6п—2л—I и—4л—4п

Двухтактные двигатели (в скобках цилиндры, работающие одновременно) 90 1л—5п—6л—1п—2л—6п—4л—2п—Зл—4п—5л—Зп

12 45 45 и 15 Зп—1л—In—6л—2л—2п—4л—4п—Зл—Зп—5л—5п 60 60 и 0 (Iл—5п) (6л— 1е) (2л—6и) (4л—2п) (Зл—4п) (5л—Зп)

16 45 45 и 0 (1л—7п) (8л— In) (2л—8п) (6л—2п) (4л—6п) (5л—4п) (Зл—5п) (7л—Зп)

Порядок построения диаграммы движущих и касательных усилий для каждого цилиндра V-образного двигателя является таким же, как и в однорядном двигателе.

Суммарную диаграмму касательных усилий двух цилиндров (главного и бокового), работающих на одну мотылевую шейку коленчатого вала, строят путем суммирования ординат диаграмм касательных усилий каждого цилиндра, сдвинутых одна относительно другой на угол Да .

Если пренебречь некоторым отличием диаграммы касательных усилий бокового цилиндра с прицепным шатуном от диаграммы главного цилиндра, тб для построения суммарной диаграммы касательных усилий двух цилиндров можно суммировать ординаты двух диаграмм главного цилиндра, сдвинутых одна относительно другой на угол Да.

После того как суммарная диаграмма касательных усилий двух цилиндров будет построена, суммарную диаграмму касательных усилий всего двигателя строят аналогично диаграмме однорядного двигателя.

10.2. Расчет впускных п выпускных клапанов

На величину коэффициента наполнения четырехтактного двигателя оказывают влияние как размеры впускных и выпускных клапанов, так и моменты открытия и закрытия их. Круговая диаграмма распределения показывает продолжительность открытия клапанов в углах поворота

коленчатого вала. Продолжительность открытия впускного и выпускного клапанов у четырехтактных дизелей значительно больше 180° поворота коленчатого вала. Полный угол впуска

Впускной клапан открывается раньше прихода поршня в в.м.т. (угол ф|) с целью использования подсасывающего действия инерции столба отработавших газов, движущихся в выпускном трубопроводе. Выпускной клапан в данный момент еще остается открытым, вследствие чего достигается перекрытие клапанов. При этом начало впуска наступает раньше прихода поршня в в.м.т., и происходит продувка камеры сжатия свежим воздухом, вследствие чего количество остаточных газов уменьшается. Инерция столба воздуха, заполняющего цилиндр двигателя, также позволяет продлить процесс наполнения на некоторый период после прихода поршня в н.м.т. (угол (/>,).

Открытие выпускного клапана раньше прихода поршня в н.м.т. (угол р , ) осуществляется с целью уменьшения давления газов на поршень при его движении от н.м.т. к в.м.т. Закрытие выпускного клапана происходит после прихода поршня в в.м.т. (угол срД Наивыгоднейшие фазы распределения устанавливают опытным путем в процессе регулирования двигателя, Они зависят главным образом от быстроходности двигателя. Чем быстроходнее двигатель, тем углы предварения и запаздывания должны быть больше. В табл. 10.2 приведены примерные фазы распределения судовых дизелей.

(рт = (ру + 1 80" + <р,

и полный угол выпуска <рию11 -(р1 +180" + ^ , .

(10.27)

(10.28)

1 L* d.„ ^ Рис, 10.7. Расчетная схема клапана

Таблица 10.2

Клапан Открытие Закрытие

Выпускной Впускной

За 40—55° до н. м. т. 10—25° после в. м. т. За 10—30° до в .м .т . 8-—30° после н. м. т.

Диаметр проходного сечения клапана ( диаметр клапана) </ определяют р

по величине отношения у, где F— площадь сечения цилиндра двигателя, ( —

площадь проходного сечения клапана*. Величину ~ принимают в расчете

рабочего цикла двигателя. При одном клапане колеблется от 8,5 до 10; при

двух - от 4,5 до 8. Размеры клапана — диаметр и ход - должны определяться из условия

получения одинаковых скоростей газового потока над клапаном и в щели при полном его открытии.

Живое сечение над клапаном равно (рис. 10.7) 0,785 {d1 -tl;), а минимальное сечение щели клапана при полном его открытии будет

. ath +hh к, . _. д, I = п • -~^a/j =—(d+ 2/\cos у sm у + it f/iy. cosy =

= x{dht cos/ + Л* cos1/si" / ) - (10.29) Принимая во внимание непрерывность потока, можно написать

0.785(</г - < )• щ = it{ilh, cos/ + hi cos2 у sin/)- го,, (10.30) гдеш, и а)г — скорость потока над клапаном и в щели клапана; с! и </,— диаметр проходного сечения клапана (внутренний диаметр клапана) и его штока; Л, — полный подъем (ход) клапана; / — угол образующей конуса посадки клапана с горизонталью.

Если принять, что OJ{ - ID,, пренебречь площадью штока и значением слагаемого / i t

2 cos5 / s in/ ввиду его малости, то ход клапана:

h_=^—. (10.31) 4 cos/

Из уравнения (10.31) следует, что A„=0.287rf ( п р и / = 30°); (10.32)

= 0,355с/ (при / = 45"). (10.33) Порядок расчета основных размеров клапана будет следующий: по

F принятому отношению •— = т определяют площадь проходного сечения клапана / , выбирая угол / и подставляя в формулу (10.29) значение/^, выраженное через диаметр клапана по формуле (10.32) или (10.33), можно из уравнения (10.29) определить диаметр клапана. После этого вычисляют ход клапана по формуле (10.32) или (10.33). Для дизелей диаметр и ход клапана составляют: </ = (0,30-0,30)-D и Л, = (0.24-0,30)-</.

При больших размерах клапанов для возможности их размещения в крышке цилиндра иногда у рабочей втулки делают местные выемки. При установлении хода клапана необходимо проверить расстояние между тарелкой и поршнем, когда он находится в в.м.т. Это расстояние должно быть таким,

ч т о б ы к л а п а н не м о г у д а р и т ь с я о д о н ы ш к о п о р ш н я ; вот п о ч е м у и н о г д а в д о н ы ш к е п о р ш н я д е л а ю т м е с т н ы е в ы е м к и .

В з а в и с и м о с т и о т д и а м е т р а клапана, о с т а л ь н ы е р а з м е р ы е г о ( п р и м е р н о ) : д и а м е т р т а р е л к и к л а п а н а dlt = (1,05 —1,12)-с/;

т о л щ и н а т а р е л к и к л а п а н а / = (0,150-0.18) d;

д и а м е т р ш т о к а к л а п а н а </, = (0,20-0,24)

р а д и у с п е р е х о д а о т ш т о к а к т а р е л к е к л а п а н а г = (0,2 - 0,3) J ;

д и а м е т р ш п и л е к д л я к р е п л е н и я к о р п у с а клапана и л и е г о в т улк и

du, =(0,25 -0,33)-d.

Т о л щ и н у т а р е л к и клапана п р о в е р я ю т па п р о ч н о с т ь как д и с к , с в о б о д н о о п е р т ы й п о к о н т у р у и р а в н о м е р н о н а г р у ж е н н ы й р а с п р е д е л е н н ы м д а в л е н и е м

Допускаемые напряжения в тарелке клапана для углеродистых сталей равны 600—800 кг/см", для легированных 800—1200 кг/см" и для чугуна 250 кг/см 2. Шток выпускного клапана проверяют па сжатие наибольшим усилием Я, возникающим и момент открытия клапана:

где р п — давление в конце расширения при пуске двигателя в ход, достигающее наибольшего значения в данный период; при расчете его принимают равным 7—К) кг/см2. Шпильки, посредством которых фланец корпуса клапана крепится к крышке цилиндра, рассчитывают на разрыв силой Р

(10.34)

(10.35)

Р - • 1.25 ж/ (10.36)

Рис. 10.8. Расчетная схема распределительного механизма

где d, — наружный диаметр нижней части корпуса (седла клапана), на которую действует давление газа. Для шпилек, изготовленных из Ст. 5, допускается напряжение па разрыв 500-—800 кг/см2.

Для определения исходных данных при расчете пружины клапана рассмотрим, какие усилия действуют на распределительный механизм (рис. 10.8.).

Давление кулачной шайбы на ролик Рп, действующее по нормали к поверхностям соприкосновения, раскладывается на вертикальную составляющую /'„ и горизонтальную Рь. Вертикальная составляющая рп

действует по оси штанги, а горизонтальная Рь вызывает перекос толкателя в направляющей. Давление газов на клапан является переменным и по величине, и по знаку. Давление пружины клапана Рчр зависит от перемещения клапана. Сила инерции Ри движущихся частей механизма переменная как по величине, так и по направлению. Сила веса всего распределительного механизма постоянная по величине и по направлению. Сила трения в распределительном механизме постоянна по величине и действует в направлении, обратном движению клапана.

На основании принципа Даламбера (пренебрегая силами веса и трения) можно написать:

л , - л - с - ^ = °- ( [ 0 - 3 7 ) Вследствие разрежения в цилиндре в период наполнения его воздухом

сила Рг для привода впускного клапана будет положительной. Наименьшее

натяжение пружины (предварительный затяг) должно обеспечить плотное прилегание клапана к седлу; поэтому

К,, = Р. = 0 - / 0 ^ " (10.38)

где 6\,—вес клапана. Давление в цилиндре в начале сжатия принимают минимально

возможным: />, • 0,4 0,5 к! 7см", следовательно,

Г, -(0.5-0.6). ^ +С,К1. (10.39)

В период движения клапана с отрицательным ускорением наибольшая сила упругости пружины (/',,,}ni. должна не только воспрепятствовать отрыву

ролика от кулачной шайбы, но if обеспечить надежный контакт поверхностен ролика и кулачной шайбы. Пренебрегая для этого периода силой давления газов, находим

ta-L -^и+К- (Ю.40)

Для расчета пружины принимаем (Л,.),,,,, с некоторым избытком:

=0.5-2)-/>„. (10.41)

Наибольшая сила инерции всех движущихся частей распределительного механизма

р . = -м • j e u y = -(а/ , + Л/, + Мщ, 4- мг )• У™,, (1 0.42)

где масса движущихся частей М, приведенная к оси толкателя, равна сумме масс:

массы ролика, толкателя и штанги М, = •—, (10.43) 1 ' 9,81 v

где G, —вес этих деталей, кг;

приведенной массы клапана Мк = ̂ Tj^—j > (10.44)

где Ок—вес клапана, кг;

приведенной массы пружины Мщ, = - ^ у - \~~ ! ' (10.45)

где G„F — вес пружины, KI и /•,—плечи клапанного рычага. Действительная

масса пружины здесь заменена фиктивной 0,5А/ я р, так как полное перемещение имеет только нижний виток пружины;

приведенной массы рычага

(10.46) ' i

где 1р — момент инерции рычага относительно его оси вращения. Величина ускорения j m u зависит от профиля кулачной шайбы и

определяется при ее профилировании.

Значение наибольшей силы упругости пружины приближенно может быть припято(Л (1 ) ^ = (1,5— 2)- /*,„,, .

Зная наибольшее давление пружины, толщину ее проволоки определяют и* выражения

{rj . * * l r a j J * ! l _ , ( ] 0 . 4 7 )

где S — толщина круглой проволоки пружины, см; d — средний диаметр пружины, см.

Напряжения кручения в пружинах из сталей допускаются г = 2500 - 3500 кг/см 3.

Наибольший прогиб пружины

/ ^ = в ( Ч ^ - — (10.48)

где / — число витков пружины; О' — модуль упругости при сдвиге, кг/см3. При / = 10 и G = 8.10' кг/см':

10 (10.49)

Необходимое число витков пружины определяют на основании того, что сила натяжения пружины пропорциональна ее прогибу. Из подобия треугольников ADE и АБС (рмс. 10,9) находим

Рис. 10.9. Дширамыа сил пружины клапана

р. L , ю

10

откуда 10 Л. h

M K L ~ ' ' J

где Л — ход клапана. Длина пружины при открытом клапане / = i8 + fc ,

где е -— минимальный зазор между витками, равный 0,2-Ч),5 мм. Длина пружины при закрытом клапане / , = / . + * .

(10.50)

(10.51)

(10.52)

Длина пружины в свободном состоянии /=Л + / , (10.54)

1 ' А е / п т = \ о / " Щ ~ ш ( 1 0 , 5 5 )

Если исходить из статической характеристики пружины, то запас ее прочности

п = — Ч г Ч — ' ( 1 0 - 5 6 )

г + ' "г U

где г, и г, — предел усталости на кручение при симметричном и пульсирующем циклах;

г, . (Ю.57)

г и - - - ^ 2 Г - - • (10.58)

Наибольшее и наименьшее напряжения кручения определяют из формулы (10.47):

г - — 8 d ~ о-1 ^ "1 л о

О • (10.60)

§ /0.3. Распределительный пал н кулачные шайбы

Распределительный вал изготовляют из сталей тех же марок, что и коленчатый. В быстроходных двигателях кулачные шайбы выполняют заодно с распределительным валом. В таких случаях распределительный вал изготовляют из цементируемой легированной стали. Для изготовления кулачных шайб применяют малоуглеродистую сталь с последующей цементацией, закалкой и шлифованием рабочей поверхности шайбы. Глубина цементированного слоя рабочей поверхности шайбы составляет 0,50-1,5 мм.

На распределительном валу закрепляются кулачные шайбы впускного и выпускного клапанов, топливного насоса и пускового клапана или расределителя пускового воздуха.

Диаметр рвлика 70 мн 41-

-50

Р и с . 10 .10 . Кулачные шайбы

В связи с этим относительные деформации распределительного вала допускаются минимальными. Диаметр распределительною вала обычно составляете^ = (0,2 - 0,25)- D .

В двигателях малой мощности при нижнем расположении распределительного вала его укладывают внутри картера. В поперечных стенках картера растачивают гнезда для подшипников. При этом распределительный вал заводят в картер с торца двигателя. В двигателях средней и большой мощности распределительный вал размещают снаружи картера. Опорами для его подшипников в данном случае обычно служат поперечные стенки блока цилиндров. В двигателях малой мощности применяют роликовые или шариковые подшипники распределительного пала. Кулачные шайбы закрепляют на валу призматическими шпонками. На рис. 10.10 показаны кулачные шайбы впускного клапана для работы двигателя впереди назад. Обе кулачные шайбы являются зеркальным изображением одна другой и изготовлены заодно. На распределительном валу они закрепляются шпонкой. Кулачные шайбы топливных насосов часто закрепляют на валу таким образом, чтобы можно было изменять угол их заклинки. Па рис. 10.1 I показана одна из таких конструкций крепления кулачной шайбы. Втулка 5 закреплена на валу призматической шпонкой, кулачная шайба 3 свободно насажена на втулку. На торцовой поверхности фланца втулки нарезаны зубцы 4, которые

Рис. 10.11. Закрепление кулачной шайбы

входят в сцепление с такими же зубцами шайбы 3 и тем самым устанавливают угол ее заклинки. С другой стороны кулачная шайба зажимается гайкой 2, навертываемой па втулку. Для завертывания гайки на ее боковой поверхности имеются шлицы. Стопорится гайка винтом I . Степень точности угла заклинивания кулачной шайбы при закреплении ее на валу определяется величиной шага зубцов.

На рис. 10.12 показан распределительный вал с кулачными шайбами двигателя марки 6L275S. Распределительный вал 6 изготовлен из углеродистой стали и имеет семь опорных шеек. Между опорными шейками на валу закреплены кулачные шайбы переднего и заднего хода двигателя для впускного, выпускного клапанов и топливного насоса. Кулачные шайбы впускного 5 и выпускного 1 клапанов закреплены на распределительном валу призматическими шпонками.

Кулачные шайбы впускного и выпускного клапанов через рычажную систему воздействуют на одноименные клапаны. При набегании ролика штанги на выступ кулачной шайбы клапаны открываются, а при сбегапии под воздействием пружин закрываются. Все кулачные шайбы расположены на распределительном валу в соответствии с фазами распределения и порядком работы цилиндров. Изготовлены шайбы из стали, с поверхностной цементацией и закалкой. Кулачные шайбы топливных насосов 2 разъемные и крепятся шпильками к втулке, закрепленной па распределительном валу.

Рис. 10.12. Распределительный вал

Наличие прорезей в каждой половине шайбы позволяет перемещать их по окружности распределительного вала и тем самым изменять угол заклинки (угол опережения подачи топлива в цилиндр двигателя).

Рис. 10.13. Подшипники распределительного вала

Па рис. 10.13а показан концевой подшипник со стороны передачи вращения от коленчатого вала к распределительному, на рис. 10.136 — промежуточные подшипники. Подшипники стальные, залитые баббитом, разъемные, устанавливаются в переборках блока цилиндров. Смазка поступает по отдельным трубкам, соединенным с трубой, подводящей масло под давлением ко всем подшипникам двигателя. Масляные трубки присоединяются к верхним половинам подшипников, и по высверленным каналам масло нагнетается на трущуюся поверхность подшипника. Отработанное масло из подшипников распределительного вала стекает в мотылевые колодцы фундаментной рамы.

К концу распределительного вала со стороны компрессора присоединяются шайбы переднего и заднего хода 3 и 4 (см. рис. 10.12) распределителя пускового воздуха.

На рис. 10.14 показан распределительный вал двигателя марки 4ДР 30/50. На распределительном валу 5 насажены шестерня 7 для привода его во вращение вместе с регулятором числа оборотов 8, четыре кулачные шайбы 3 топливных насосов, коническая шестерня 2 привода воздухораспределителя,

Рис. 10.14. Распределительный вал двухтактного дизеля

муфта 1 для соединения с валом привода золотников продувочного насоса и эксцентриковый диск 6 для привода в действие топливо подкачивающего насоса. Кулачные шайбы 3 изготовляют из малоуглеродистой стали, с цементированной и закаленной рабочей поверхностью. Они выполняются разъемными из двух половин. Укрепляются шайбы на втулках 9 ганками 4 (см. рис. 10.14). Эти кулачные шайбы имеют симметричный профиль, поэтому используются для привода в действие топливных насосов при работе двигателя как на передний, так и на задний ход.

10.4. Профилирование кулачных шайб

Закон движения клапана определяется профилем кулачной шайбы. Требования, предъявляемые к профилю, сводятся к следующему: открытие и посадка клапана должны происходить без ударов, при плавном изменении его скорости; удар при посадке клапана разбивает седло, а удар при открытии его вредно отражается на распределительном механизме; силы инерции всего распределительного механизма не должны быть большими; «времябечение клапана» должно обеспечить необходимое наполнение цилиндра двигателя.

На рис. 10.15 показана диаграмма движения клапана, на которой по оси абсцисс отложены углы поворота распределительного вала р, по оси ординат — соответствующие перемещения клапана. В точке М клапан начинает открываться, а в точке М, он уже полностью открыт. Следовательно, скорость движения клапана в этих точках равна нулю; в какой-то промежуточной точке .1/, она достигает максимального значения. Если после точки Мг клапан будет закрываться, то участок диаграммы Мг -М': отсутствует, так как на нем клапан все время полностью открыт. Начиная с точки клапан движется п обратном направлении (происходит его закрытие), и в точке М' он совсем закроется. В точке М\ (аналогично точке Mt) происходит изменение направления ускорения.

На рис. 10.15: Д—угол поворота распределительного вала, в течение которого клапан открыт; Д, — угол поворота распределительного вала, соответствующий движению клапана от начала открытия до полного открытия; Д — угол поворота распределительного вала, соответствующий периоду полного открытия клапана; Д', — угол поворота распределительного вала, соответствующий периоду движения клапана от полного открытия до закрытия.

На участках диаграммы Л/, —Л/, и М\-М\ ускорение движения клапана направлено в сторону его посадки (т. е. к седлу). Силы инерции будут стремиться оторвать ролик толкателя от кулачной шайбы. Пружина клапана должна противодействовать этому. Для впускного и выпускного клапанов кулачные шайбы обычно выполняют симметричными, поэтому Д, = Д',

Профиль кулачной шайбы определяется принятым законом изменения ускорения движения клапана. В соответствии с этим в практике получили наибольшее применение три вида профиля кулачных шайб: косинусоидальный, параболический и тангенциальный.

Косинусоидальный профиль. При рассматриваемом профиле кулачной шайбы ускорение клапана изменяется по закону косинуса. Путь клапана при этом определяют по формуле

где h — путь клапана за период поворота распределительного вала на угол |3.

(10.61)

so

Рис. 10.15. Диаграмма ускорений клапана косину-сон дальнего профиля кулачной шайбы

г- dh L корость клапана и = ~; dp ~ cadi, поэтому

dh dh - й) - СО

dp I К . 180

V = — co~ sin 0, 2 Д,

1 (, Ш п Л I - cos Р Р„

dl

18( dp

Ускорение клапана:

t/v dv j = — = со —

dt dp

P„

P-

180

ISO

CO'

. . 180 a sin - ~ В

h —"-cos Я , 2

(10.62)

(10.63)

(10.64)

(10.65)

где си — угловая скорость вращения кулачной шайбы. Из полученных формул следует, что при р = 0 (начало открытия клапана)

v = 0, ускорение клапана имеет максимальное положительное значение

./„,*« = f " ^ ~ < y j ~2> П Р И Р= Р" ( к л а п а п открыт полностью) v = 0, ускорение

. 180 клапана имеет максимальное отрицательное значение /,пл1 -1

А.

при р = — , V = i 180/т , = — с; J — , / - 0. Р, 1

На рис. 10.16 показаны кривые пути, скорости и ускорения клапана при косинусоидальном профиле кулачной шайбы.

Параболический профиль. При изменении ускорения по закону прямой линии клапан перемещается по параболическому закону. Вели на диаграмме (рис. 10.17) по оси абсцисс отложены углы поворота распределительного вала, а по оси ординат — ускорения клапана, то прямая 1—2 выражает положительные ускорения клапана за период угла поворота

распределительного вала Д ; н прямая 3-—4 — отрицательные ускорения за период угла р г . На участке М - Л/, будем иметь: скорость клапана

.Л - л (10.66)

Рис. 10.16. Диаграмма дннження клапана коелнусонддпыюго профиля

2 J

. ,.--1 т г

\ i

J

ь _

' f t

Рис. 10.17. Диаграмма ускорении параболического профиля кулачной шайбы

Подставляя значение / - — , где л, — число оборотов в минуту 6л,

распределительного вала, найдем скорость клапана

12л, 1 Д 1 1

перемещение клапана

/ б

(10.67)

Подставляя значение i = — , находим, что 6л,

Р 1

2\6п{ 3 Л + dLlAfi}

11ри р = Д : Л

216nf

I la участке Л/, - Л/,: скорость клапана

12м, 12II,

.h -.12

Pi и перемещение

.Л ~ h

При р = р 2 клапан будет открыт полностью и скорость его равна нулю: Pi / , . м Р?

12п, 12п,

(10.69J

(10.70)

(10.71)

(10.72)

(10.73)

(10.74)

(10.75)

Отсюда следует, что

Pi Л + Л ' Полученные уравнения устанавливают зависимость между ускорением

клапана, перемещением его и числом оборотов распределительного вала. При постоянных по величине положительных и отрицательных ускорениях ./„ = У| = сошт" и /; = Уд = const на участке положительных ускорений скорость клапана равна

он.

и перемещение 2

12ц,1

На участке отрицательных ускорений скорость клапана равна

v = - ^ - 0 , 4 - Л / 0 Он,

и перемещение

А = 72/т, 2

0'iА2 - к Р 2 \

При =

(10.76)

(10.77)

(10.78)

(10.79)

h = K =-~-^(hP:-.h/4)- (10.81)

На рис. 10.4.4 приведены кривые пути, скорости и ускорения клапана при параболическом профиле кулачной шайбы с постоянными по величине положительными и отрицательными ускорениями.

Тангенциальный профиль. Из рассмотренных двух профилей кулачных шайб наиболее совершенным является косинусоидальный, как обеспечивающий плавное и безударное изменение пути, скорости и ускорения клапана при наибольшем его «время<5ечении». При параболическом профиле с постоянным ускорением движения клапана изменение знака ускорения происходит резко по вертикальной линии.

Профиль кулачной шайбы для рассмотренных законов движения клапанов весьма сложен, так как радиусы его кривизны непостоянны.

В практике получил применение более простои, тангенциальный -профиль, образуемый дугами окружности или касательной прямой и дугами окружности.

Построение тангенциального профиля, образуемого дугами окружности и касательной прямой, показано на рис. 10.19. Радиусом Ra проводят начальную

окружность кулачной шайбы и от оси О,, откладывают равные углы

В точке Л/ начало открытия клапана, а в точке М конец закрытия его. От точки пересечения оси ()v с начальной окружностью откладывают наибольший

подъем центра ролика hp=hk.~-, где и >\ — плечи клапанного рычага (см.

рис. 10.9).

/V* / /V

t

1 \ * •*

1 ~ \ /

1 X д! t

1

fio 1 i

! 7 !

А

Рис. 10.18. Диаграмма движения параболического профиля

После этого проводят касательные прямые ш и М'Т к начальной окружности в точках М и Л/', которые сопрягают с дугой окружности в точках Л/, и Л/,, проведенной радиусом р . Дуга окружности проходит через точку Л/г — наибольшего подъема ролика. Величина радиуса этой дуги окружности равна:

Рис. 10.19. Кулачная шайба тангенциального профиля

р = ОМ -Ое = Л„ - (Л„ + hp - / > ) c o s . (1-0.82)

л„-(/г„ + л р ) с о 5 ^ р = ^ . 00.83)

1 -- cos 1

2

Как указывалось выше, между цилиндрической поверхностью кулачной шайбы и поверхностью ролика должен быть зазор, обеспечивающий при работе двигателя плотное закрытие клапана. Если этот зазор будет между начальной окружностью и роликом, то полный угол открытия клапана уменьшится и, кроме того, начало открытия его будет сопровождаться ударом ролика о шайбу. Поэтому целесообразнее зазор 5 откладывать внутрь от начальной окружности. Таким образом, цилиндрическая поверхность кулачной шайбы ограничивается окружностью, проведенной из центра О радиусом R„-s и сопрягающейся с прямыми Л/Л/, и М М\ дугами КМ и К М . При больших углах /7ь прямые ММ и М М\ сопрягаются дугами окружностей различных радиусов, что позволяет увеличить «времясечение» клапана.

Построение кривых пути, скорости и ускорения клапана и профиля кулачной шайбы/ Построение профиля кулачной шайбы может быть выполнено двумя путями. 1. На основании имеющихся опытных данных задаются наиболее целесообразным для данного типа двигателя профилем кулачной шайбы. Для принятого профиля шайбы строят графическим или аналитическим способом

кривые пути, скорости и ускорения клапана, по которым судят о пригодности принятого профиля кулачной шайбы. 2. Задаются законом изменения ускорения движения клапана, по нему строят кривые скорости и пути клапана и соответственно профиль кулачной шайбы.

Рассмотрим построение кривых пути, скорости и ускорения при выбранном профиле шайбы. Дугу окружности 0,8 (рис. 10.20) разбивают па несколько равных частей. Предварительно устанавливают размеры ролика и кулачной шайбы. Величину угла Д. берут из круговой диаграммы распределения. Через точки деления дуги 1 -0 -3 и т . д , из центра о проводят радиусы, Откладывая по ним от точек 1,2,3 и т. д. соответствующие величины выступа кулачной шайбы, получаем кривую 0,,1,2,3' и т. д. движения центра ролика. Таким образом, при повороте кулачной шайбы на угол 0,1,2 ролик переместится па 1-1' и при повороте па угол 0,0,2 - на 2-2' и т. д.

Рис 10.20. Построение кривых дннження клапана

Для построения кривой перемещения клапана дугу 0,8 развертывают в прямую

линию длиной / мм (рис. 10.21 а), 1 мм которой будет выражать rt, =-^—. В 6/),/

диаграмме пути клапана указанную прямую принимают за ось абсцисс, а по оси ординат откладывают перемещения клапана, которые при одном и том же угле поворота кулачной шайбы равны перемещению ролика, умноженному на

i\ отношение плеч клапанного рычага —.

ftu—в,—J

Hi 0 ?

Рис. 10.21. Построение профиля кулачной шайбы

Кривые скорости и ускорения клапана можно построить путем графического дифференцирования кривой пути. На рис. 10.21 показано построение таким путем одной точки кривой скорости и ускорения. К рассматриваемой точке А кривой пути клапана (см. рис. 10.21 а) проводят касательную, которая составляет с горизонталью угол <р. От точки О системы координат кривой скорости откладывают произвольный отрезок Э| и из точки 0| проводят прямую, параллельную касательной в точке л (рис. 10.21 G). Полученный отрезок прямой у выражает в масштабе диаграммы скорость клапана в точке А . Доказывается это просто:

(10.84) dh d(ax) a dx а а у а di d\m) г du г та, та,

Отношение — остается постоянным для всех точек. Здесь а- масштаб по осп га,

ординат кривой пути, т. е. 1 мм = а м. Аналогично построение точки кривой ускорения (рис. 10.21 б):

. (TV dffy rf(r 0

таи г го,

Отношение — постоянно для всех точек, где р

(10.85)

масштаб по оси ординат

кривой скорости, т. е. 1 мм = Р м/с. При построении профиля кулачной шайбы по выбранной кривой

ускорения задача решается в обратном направлении. По кривой ускорения аналитически или графическим интегрированием строят кривые скорости и пути клапана, Графическое построение кривых скорости и пути клапана но

кривой ускорения основано на том, что для любого момента времени ордината кривой скорости равна площади диаграммы ускорения от начала до

Рис. 10.22. Купанная шайба плоского 'толкателя

рассматриваемого момента времени, а ордината кривой пути равна этой же площади, умноженной на величину абсциссы данного периода времени.

Выбрав размеры кулачной шайбы и ролика и зная отношение плеч клапанного рычага, строится, как это показано па рис. 10.20, по кривой пути клапана кривая движения центра ролика. Для этого от начальной окружности, проведенной радиусом R„-s (см. рис. 10.19), по радиусам 01, 02 и т. д. (см. рис. 10.20) откладывают радиус ролика плюс ординаты кривой пути клапана,

умноженные па отношение плеч рычага клапана -- , Описывая из полученных г,

точек Г,2,3 и т. д., как из центров, окружности радиусом ролика и проведя огибающую кривую к ним, получим искомый профиль кулачной шайбы.

Если толкатель плоский, то применяют кулачки, образованные дугами окружности двух типов; когда дуга первого участка радиуса касается начальной окружности (рис. 10.22 а) и когда дуга радиуса /• касается окружности радиуса r + S (рис. 10.22 б). На основании опытных данных г » (l,5 + 2,5)AT, г-, * (0,2 + 0,4)/?,. расстояние от центра дуги радиуса г, и /-3 до центра кулачка

радиусы /•, ~ г +1\, г2 - г + hk - с,.

t ' , - 0 , 5 ^ , _ с ( - 0 , 5 Л к /

4 | ~ L " 2 ( 1 ~ C O S C 0 - A T ' 4 ~tf](l-cos£)-)i" К '

Углы находят из геометрических соотношений:

QObfi - I - Л ; sin/?, = - ^ - - s i n f l ; 0 = . с, - г3 2

Величины <>, и с, позволяют регулировать подъем профиля кулака. Наибольшая величина с, ограничивается минимальным значением скорости посадки клапана.

Диаметр тарелки клапана определяют из уравнения

" 2 \ ! "2 + ' ' ' " ) + С | s i " J ^ ' (Ю.86)

где £„—осевое смещение кулака; />—ширина кулака. Путь, скорость и ускорение толкателя при его движении по

рассматриваемому профилю (см. рис. 10.22 а) равны: на участке 1-2 h = t',(l -еояД); v = axismfl; j = ш\\ cos/i,

Скорость скольжения тарелки по кулачку: vmap = (r, -<?, cos р)со, (10.87) где (о—угловая скорость вращения кулачной шайбы.

Начальная скорость клапан: v„ = ох{ sin Д,. (10.88) Ускорение клапана в начальный момент: / = у, = ty , r .

на участке 2—3: А = Л,. - е, f] - cos(0 - Д)]; v = е2<уsin(<? - Д ) ; y = <ц3 (Л - с, - .г),

Скорость скольжения тарелки по кулачку ^ = k + e : c o s ( 0 - / J ) ] . (10.89) Определяющими факторами пригодности того или иного профиля

кулачной шайбы являются силы инерции, возникающие при работе распределительного механизма, и скорость посадки клапана.

По опытным данным, скорость посадки клапана va для чугунных седел допускается 0,3—0,4 м/с, для бронзовых 0,4—0,5 м/с, для стальных 0,5—0,6 м/с, и для стальных стеллнтированных 0,7—0,8 м/с.

В соответствии с допустимой скоростью посадки клапана определяют положительное допустимое ускорение его. Оно определяется из условия возможности размещения пружины клапана и обычно не превышает 0,5 максимального положительного ускорения.

Допустимое значение сил инерции распределительного механизма определяется напряжениями, возникающими от действия этих сил, в деталях клапанного привода.

10.5. Расчет деталей клапанного привода

Распределительный вал скручивается нормальной силой, действующей на кулачную шайбу (см. рис. 10.9):

М = />„/, = /sin а-^~ = IPHiga . (10.90) cos а

/ = Д„+г + Л, (10.91) где /?„ и г — радиусы кулачной шайбы и ролика; Л — подъем ролика, соответствующий углу а.

Максимальный крутящий момент Мпт определяется из суммарной диаграммы крутящих моментов распределительного вала с учетом крутящих моментов топливных насосов. Напряжения кручения в распределительном палу равны

о - ' U " m , (10.92) 2ГГ,

где \\\ — момент сопротивления изгибу сечения распределительного вала. I ]аиболыпий изгибающий момент (рис. 10.23) распределительного вала

ah

Наибольшее напряжение изгиба М.

а, = . IV,

(10.93)

(10.94)

Рис. 10.23. Расчетная схема распределительного пала

Допуская совпадение по времени наибольших усилий кручения и изгиба, сложное напряжение в распределительном валу будет равно

ст = i'cy] + 4стч,". (10.95) Для достижения минимальных прогибов распределительного вала

напряжения допускаются не более 500 кГ/см'. Величина прогиба в почке приложения силы определяемая по

формуле / = ^ • , не должна быть больше 0,05—0,10 мм.

Удельное давление между поверхностями соприкосновения кулачной шайбы и ролика определяется по формуле Герца: - для участка профиля кулачной шайбы, образованного выпуклыми дугами окружности,

а -0.418 I — - [ ' -)- 1 I , (10.96)

где — радиус выпуклой дуги окружности шайбы; г — радиус ролика; 1ш — ширина кулачной шайбы; Е—модуль упругости закаленной стали; - для участков профиля шайбы, образованного вогнутыми дугами окружности,

*..-«'«jf5[R]- ( ,о'97)

где г, — радиус вогнутой дуги шайбы; - для прямолинейных участков профиля

а =0,418 (10.98)

Для закаленной поверхности <х, „.допускается до 7000 9000 кГ/см 2. Цапфу ролика (рис. 10.5.2) проверяют на срез и на изгиб:

а Г*;<г-''['-'1-], (10.99)

[•де /—сечение цапфы ролика; ж—момент сопротивления изгибу сечения цапфы ролика.

Удельное давление па оси ролика: Л» . ри

Рис. 10.24. Расчетная схема ролика

Направляющая толкателя (рис. 10.25) испытывает смятие от изгибающего момента силой 1\. Напряжения смятия на концах втулки определяют по формулам:

CT;i( = f ' L . - 2 ^ ( 2 / + 3«); (Ю.юо)

< T = — = — г / +• 3«I, ^ cll-

(10.101)

где d —диаметр толкателя ролика. Значения <т\, и а\ не должны превышать для бронзовых втулок 30--:-50 кГ7см"\

Рис. 10.25. Расчетная схема толкателя

Рис. 10.26. Расчетная схема клапанного рычага

Штангу толкателя проверяют на продольный изгиб по формуле Эйлера, запас прочности при этом берут не менее 4—6. Яблочный шарнир толкателя (рис. 10.26 а) проверяют на смятие по формуле Герца:

а - 0,38* М - - " * " (10.102)

Сечение / - / клапанного рычага (рис. 10.26 б) проверяют на изгиб моментом Л/„ = Рг,, где изгибающая сила, действующая в момент открытия выпускного клапана, равна: Р = Pr + Piip + Ри. (10.103) Сила давления газов на тарелку клапана:

Л - = ^ р / \ . (10.104)

где <У„ —диаметр тарелки клапана; /;„ —давление в момент открытия клапана, принимаемое наибольшим при пуске двигателя в ход (7^10 кГ/см 2).

Силы пружин Рщ, и силы инерции Рн были определены выше. Напряжения изгиба в сечении / - / рычага

» . - 7 Р (10.Ю5)

где W — момент сопротивления сечения рычага. Напряжения изгиба в рычаге из лигой стали не должны превышать 400-

600 кГ/см" п из кованой 600-̂ -800 кГ/см'.

Опора клапанного рычага воспринимает усилие Р(^* (10.106)

I I . ВЫБОР РЕЖИМА РАБОТЫ ГЛАВНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ СЭУ

Для выбора рационального режима работы главных двигателей предварительно выполняется расчет изменения их параметров при работе главных двигателей СЭУ - с использованием винтовой характеристики {табл. 11.1).

1 Указатели главных двигателей на долевых режимах могут быть определены с помощью следующих зависимостей. Долевая мощность:

Р. = Р..

Эффективный КПД на режиме: 3600-0 •» .«!„)• п

1 1 * ~ Q ~ b V - [ n c + л - ( п - п е ) ] '

Удельный расход топлива на режиме: 3600

Часовой расход топлива:

Среднее эффективное давление на режиме: 0,24'Р, -т,

Р м " л - D 2 - S ~ - n V

где т, - коэффициенттактности дизеля (т т = 2 - д л я четырёхтактных, т, =1 -для двухтактных); /. = 6 - число цилиндров; D0,165 м - диаметр цилиндра; S = 0,185 м - х о д поршня.

(11.1)

(11.2)

(11.3)

(11.4)

(11.5)

Таблица 11.1

Расчёт параметров главных двигателей по винтовой характеристике

Параметры, единицы измерении

Значения

Исходные данные марка дизеля 641-116,5/18,5

номинальная эффективная мощность 1'^, кВт 330

номинальная частота вращения 11 ̂ , мин' 1 1775

удельный расход топлива Ь,, кт/(кВт-ч)

0,203

механический КПД на 0,86 номинальном режиме ii

0,86

диаметр цилиндра D, м 0, 65

ход поршня S , м 0,185

число цилиндров 7, 6

Расчетные данные

доля номинальной частоты вращения долевая частота вращения л, мин"'

1 0,9 0,8 0,6 0,4 0,3 доля номинальной частоты вращения долевая частота вращения л, мин"' 1775 1598 1420 1065 710 533

адаптивная поправка к КПД щ 0 0,02 0,0! -0,03 -0,08 -0,11

мощность двигателя на режиме \ \ , кВт 330 241 169 71 21 9

эффективный КПД на режиме Ч я 0,417 0,419 0,407 0,37 0,317 0,28

удельный расход топлива Ь , Л , кг/(кВт-ч)

0,203 0,202 0,208 0,229 0,267 0,303

часовой расход топлива В д , кг/ч 67 48,6 35,1 16,3 5,64 2,7

среднее эффективное давление Р„, МПа

0,94 0,761 0,602 0,338 0,15 0,085

По результатам расчётов необходимо построить графики изменения показателей главных двигателей при работе их по винтовой характеристике.

Определяем наиболее экономичный режим работы двигателя (режим с Ь, = Ье ,„,„) и значения параметров на этом режиме: п = 1630 об/мин; Рп =2б0кВт; п. =0,42; Ь е л =0,20! кг/(кВт-ч); В„ =51,5 кг/ч; Р н =0,81 МПа.

12. РАСЧЁТ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ВСПОМОГАТЕЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ СЭУ

Для выбора рационального режима работы дизель-генераторов предварительно выполняется расчёт изменения их параметров при работе по нагрузочной характеристике (табл. 12.1).

Показатели вспомогательных двигателей на долевых режимах могут быть определены с помощью следующих зависимостей. Долевая эффективная мощность:

}\ =\\„ 'Ст. (12.1) Эффективный К! 1Д на долевом режиме:

3600.(1 + i i i Л ' 1 ' ,

Удельный расход топлива на режиме: 3600 _

Часовой расход топлива: В ж = Ь№ • Р,.

Среднее эффективное давление па режиме:

(12.2)

0,24 • Р, -т,

(12.3)

(12.4)

(12.5) л • D 2 • S - n с - г

где т, - коэффициент тактностн дизеля (т, = 2 - для четырёхтактных, т, = 1 -для двухтактных); z = 6 - число цилиндров; D = 0,12 м - диаметр цилиндра; S = 0,14 м - ход поршня.

Таблица 12.1

Расчёт параметров вспомогательных двигателей по нагрузочной характеристике

Параметры, единицы измерения Значения

Исходные данные марка дизеля 6412/14 номинальная эффективная 58,8 номинальная частота вращения

-1 1500 п,., мин удельный расход топлива b t , 0,269 кг/(кВт-ч)

0,269

механический КПД на 0,86

номинальном режиме л 0,86

диаметр цилиндра D, м 0,12

ход поршня S, м 0,14

число цилиндров Z 5

тактпость т, 2

Расчетные данные доля номинальной эффективной мощности О

1 0,9 0,8 0,6 0,4 0,3

долевая эффективная мощность I 1 , , кВт 58,8 52,9 47 35,3 23,5 17,6

адаптивная поправка к КПД лл с 0 0,02 0,01 -0,03 -0,08 -0,11

эффективный КПД на долевом режиме ц с

0,315 0,316 0,307 0,279 0,239 0,211

удельный расход топлива Ь1Ч., кг/(кВт-ч)

0,269 0,268 0,276 0,303 0,354 0,401

часовой расход топлива кг/ч

15,8 14,2 13 10,7 8,32 7,07

j среднее эффективное давление п ,МПа 0,495 0,446 0,396 0,297 0,198 0,149

По результатам расчетов необходимо построить графики изменения показателен вспомогательных двигателей при работе их по нагрузочной характеристике.

Определяем наиболее экономичный режим работы дизель-генератора (режим с Ь к = Ь„ ,„,„) и значения параметров на этом режиме:

Р ( =54 кВт; л, =0,317; Ь„ =0,267 кг/(кВгч); B a f =U,5 кг/ч; pHt=0,455 МПа.

У 7

13.СОПОСТАВЛЕНИЕ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ УСТАНОВКИ СУДНА И ПРОЕКТА

Произведем сопоставление показателей ЭУ судна и проекта. Это удобно выполнить в табличной форме (табл. 13.1). Формулы представлены в разделе 1 курсового проекта.

Таблица J3.1 Сводная таблица показателей энергетических установок

Наименование показателей, единицы измерения Значения

Наименование показателей, единицы измерения Проект Судно

Эффективная мощность главной ЭУ, кВт 588 660 Энергооснащенность, кВт/т 0,36 0,404 Энергонасыщенность по отношению к: длине МО, кВт/м 39,2 43,2 площади МО, кВт/м" 2,8 3,09 Энергоёмкость работы судна, кДжУ(т-км) 106 117 Удельная масса ЭУ, кг/кВт 59,5 30,3 Эффективный КПД установки 0,286 0,322 Абсолютный КПД установки 0,286 0,322 КПД судового комплекса 0,214 0,233 КПД энергетического комплекса 0,362 0,387

В расчётах принимаем: - скорость судна в полном грузу - 16,9 км/ч; - сухая масса энергетической установки - 20 т; - КПД реверс-редукторной передачи - 0,95.

Из расчётов видно, что КПД энергетического комплекса повысился па 6,46%.

Так как КПД энергетического комплекса повышается более чем на 5%, модернизацию энергетической установки проводить целесообразно.

Щ, ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ К ВЫПОЛНЕНИЮ КУРСОВОГО ПРОЕКТА

Таблица 1.Параметры для расчета судовой ДЭУ.

Вариант Тип судна

Д т т . V, узлы 11 С О £

1 танкер 1 10 1 1 87 2 13 2 танкер 2 11 12 86 2 13 3 танкер -1 12 13 85 2 14 4 ледокол 4 13 14 84 2 14 5 ледокол 5 14 15 83 2 14 6 ледокол 1 12 11 88 1 15 7 сухогруз 1.4 13 12 87 1 15 8 сухогруз 1,6 14 13 86 1 15 9 сухогруз 1,8 15 14 85 1 16 0 сухогруз 2,4 16 15 84 1 16

ПРИМЕЧАНИЯ: 1.Степень сжатия принимается по предпоследнему номеру зачетной книжки, а остальные параметры принимаются по последнему номеру зачетной книжки. 2.Для четного номера варианта принимается четырехтактный дизель, а для нечетного номера варианта - двухтактный дизель. 3 .Расчет судового дизеля и систем дизельной судовой энергетической установки производится в соответствии с рекомендациями данного пособия и учебного пособия: Стенин В.А.,Альпин А.Я. Проектирование судовых Д В С - Северодвииск:Севмашвтуз, 1998.-53с.

Таблица 2. Графическая часть проекта

Вариант Лист 1 Лист 2 Диет 3 1 Диаграммы 1 [оперсчпьтй разрез дизеля Топливная система 2 Диаграммы Поперечный разрез дизеля Топливная система 3 Диаграммы Поперечный разрез дизеля Топливная система 4 Диаграммы 11оперечпый разрез дизеля Система охлаждения 5 Диаграммы Поперечный разрез дизеля Система охлаждения 6 Диаграммы Поперечный разрез дизеля Система охлаждения

7 Диаграммы Поперечный разрез дизеля Смазочная система 8 Диаграммы Поперечный разрез дизеля Смазочная система 9 Диаграммы Поперечный разрез дизеля Смазочная система 0 Диаграммы Поперечный разрез дизеля Топливная система

ПРИМЕЧАНИЕ: номер варианта принимается по последнему номеру зачетной книжки

Список литературы 1. Грицай JIJI. Справочник судового механика. В 2 т. М : Транспорт,

1973. 2. Конаков Г.А., Васильев Б.В. Судовые энергетические установки и

техническая эксплуатация флота. М.: Транспорт, 1980. 3. Троицкий В.Л., Сударева Е.А., Основы проектирования судовых

энергетических установок. Л.: Судостроение, 1987. 4. Самсонов В.И., Худов Н.И., Двигатели внутреннего сгорания

морских судов. М : Транспорт, 1990. 5. Хандов, З.А., Судовые двигатели внутреннего сгорания М.:

Транспорт, 1968. 6. Справочник по серийным транспортным судам. В 8 т. М.:

Транспорт, 1988. 7. Правила Речного Регистра РСФСР. В 3 т. М : Транспорт, 1989.

Содержание

Введение 3 1. Анализ показателей судна и его энергетической установки 5 2. Обоснование состава главной энергетической установки 9 3. Обоснование эксплуатационных режимов работы

главных двигателей СЭУ 12 4. Классификация судовых дизельных установок

и их принципиальные схемы 14 5. Выбор главных двигателей 17 6. Основные параметры отечественных

и зарубежных судовых дизельных установок 20 7. Тепловой баланс двигателя, тепловые потери и их утилизация 31 8. Системы дизельных установок 33 9. Расчет систем энергетической установки 48

9.1 Топливная система 48 9.2 Масляная система 52 9.3 Система водяного охлаждения 55 9.4 Система сжатого воздуха 57 9.5 Газовыпускная система 60

Ю.Система газораспределения и ее расчет 62 10.1 Силы действующие на коленвал 62 10.2 Расчет выпускных и впускных клапанов 68 10.3 Распределительный выл и кулачные шайбы 75 10.4 Профилирование кулачных шайб 78 10.5 Расчет деталей клапанного привода 79

11.Выбор режима работы главных двигателей СЭУ 93 12. Расчет показателей вспомогательных двигателей СЭУ 95 13. Сопоставление показателей

энергетической установки судна и проекта 97 14. Исходные данные к выполнению курсового проекта 98 Список литературы 99 Содержание 100

Стенин Валерий Александрович Судовое главное энергетическое оборудование. Судовые дизели Учебное пособие по курсовому и дипломному проектированию

Компьютерный набор и верстка -Крюков М.В., Голубев А.В. Редактор Усыпин В.Ф. Корректор Давыдов М.М.

Сдано в производство 10.12.2002 г. Подписано в печать 24.01.2003 г. Уч.-изд. л. 4,45. Усл.-печ. л. 3,13. Тираж 50.

Изд. №389. Заказ №330. Темплап 2003 г.

Редакциоипо-издательский отдел Севмашвтуза 164500, г. Северодвинск, ул. Воронина, 6.