Судовой двигатель внутреннего сгорания L21/31

КурсоваяПомощь в написанииУзнать стоимостьмоей работы

Штифтовые, имеющие одно сопловое отверстие — применяются в сравнительно маломощных дизелях с раздельными камерами сгорания. Штифтовой распылитель с цилиндрическим штифтом (рис. 6.4.3, б) имеет постоянное сечение истечения и образует сосредоточенный факел с малым углом конуса. У штифтового распылителя (рис. 6.4.3, в) штифт выполнен в виде двух усечённых конусов, сложенных меньшими основаниями… Читать ещё >

Судовой двигатель внутреннего сгорания L21/31 (реферат, курсовая, диплом, контрольная)

МИНИСТЕРСТВО ТРАНСПОРТА И СВЯЗИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ ДЕПАРТАМЕНТ МОРСКОГО И РЕЧНОГО ФЛОТА

Федеральное государственное образовательное учреждение

Государственная морская академия имени адмирала С.О. Макарова

КАФЕДРА ДВС и АСЭУ

Пояснительная записка

к курсовому проекту

по дисциплине: «СУДОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ»

Выполнил: Иванов И. И Группа: М-000

Проверил: пр-ль: Петров П. П Санкт — Петербург. 2010

I. Описание двигателя MAN B&W L21/31 3

Конструкция 4

II. Расчёт рабочего цикла 9
III. Расчет процесса газообмена 22
IV. Расчет системы наддува 24
V. Анализ уравновешенности двигателя 30
VI. Узловой вопрос «Топливная аппаратура Судовых ДВС» 32

6.1 Топливная система 32
6.2 Основы конструкции топливных насосов 33
6.3 Неисправности топливной системы 35
6.4 Форсунка 40

6.4.1 Конструкция 40
6.4.2 Форсунки с многодырчатыми распылителями 44
6.4.3 Тепловое состояние и охлаждение форсунок 47
6.4.4 Особенности конструкции форсунки двигателей MAN&BW L-MC 48
6.4.5 а). Проверка форсунок 53
6.4.5 б). Проверка и регулировка топливной форсунки 55
6.4.6 Подготовка к притирке распылителя 59
6.4.7 Притирка иглы и седла 61

6.5 Основные неисправности форсунки 64
6.6 Проверка и регулировка угла опережения подачи топлива 66
6.7 Процесс топливоподачи 69

Список литературы 76
I. Описание двигателя MAN B&W L21/31
судовой двигатель внутреннее сгорание
Двигатели этого семейства входят в модельный ряд двигателей нового поколения, включающий так же последние разработки фирмы по машинам L1624 и L 2738, идентичные по уровню форсунки и конструктивному исполнению.
Они создавались на основе накопленного опыта эксплуатации дизелей ранних выпусков. Основные задачи разработки состояли в упрощении операции по эксплуатации и техническому обслуживанию, достижению высокой экономичности и возможности работы на низкокачественных тяжёлых топливах. Фирма утверждает, что ресурс двигателей между переработками составляет 20−25 тыс. часов. Для двигателей рассматриваемого класса эти цифры являются веема высокими. Малые вибрации, низкие уровни шума и эмиссии выхлопа являются так же не менее важными задачами. Двигатели предназначены для использования в качестве судовых главных и вспомогательных.
Технические данные двигателя L21/31


Параметры	Размерность	Величина
Диаметр цилиндра	мм
Ход поршня	мм
Скорость вращения	об/мин	900/1000
Мощность цилиндра	кВт
Ср. эффект. давление	бар	24,8/24,0
Максим. давл. сгорания	бар	200−210
Степень сжатия	;	15,5
Число цилиндров	рядное расположение	5,6,7,8,9

Конструкция
В конструкцию двигателя заложен принцип интегрирования отдельных компонентов модуль с целью сокращения числа конструктивных элементов и, тем самым сокращения затрат времени на сборку, техническое обслуживание и ремонт. Новым является наличие фронтальной литой коробки, которой располагаются обслуживающие двигатель вспомогательные агрегаты (насосы, охладители, терморегулирующие клапаны и пр.)
Фундаментная рама при генераторном исполнении единая. Одновременно исполняет функции масляного поддона. К судовому фундаменту крепится посредством эластичных антивибраторов.
Блок-станина представляет собой литой моноблок. Учитывая, что блок-станина отлита из чугуна, все её компоненты с помощью анкерных связей и поперечных шпилек находятся в предварительно сжатом состоянии при передаче усилий от крышек цилиндров к коленчатому валу испытывают исключительно напряжения сжатия, что благоприятно сказывается на прочности. Здесь полезно напомнить, что чугун отлично работает на сжатие, но обладает малой прочностью под действием растягивающих напряжений. Рамовые подшипники подвесного коленчатого вала имеют мощную поддержку в виде анкерных связей верхний конец которых закреплён в мощной промежуточной полке станины. Крышки подшипников размещаются в вертикальных направляющих станины и удерживаются гидравлически затягиваемыми шпильками. Вкладыши подшипников трёхслойные.
Втулка цилиндра отлита центробежным способом из специального чугуна, вставляется в отверстие в станине и опирается на неё низко-расположенным фланцем. Благодаря этому верхняя охлаждаемая часть втулки находится над станиной, полость охлаждения образуется между этой частью втулки и рубашкой, выполненной в виде кольцевого образования в нижней части крышки цилиндра. Часть втулки, расположенная ниже опорного фланца, не охлаждается и это позволяет поддерживать в ней достаточно высокие температуры и тем. Самым, избежать низко температурной коррозии.
Отсутствие воды в станине исключает возможность обводнения масла при протечках. Для снижения заполирования рабочей поверхности втулки и расхода масла в верхнюю часть устанавливается антиполировочное кольцо. Уплотнение спрягаемых поверхностей втулки и крышки обеспечивается через промежуточное чугунное кольцо.
Крышка цилиндра отлита из чугуна совместно с интегрированной с ней частью ресивера надувочного воздуха. Огневое днище толстое и выдерживает высокие механические нагрузки (максимальное давление сгорания достигает 180 бар), но для исключения появления в нём высоких температурных напряжений его охлаждение осуществляется по расположенным в нём каналам. В крышке устанавливаются 2 впускных и 2 выпускных клапана. Крепится крышка к станине четырьмя шпильками.
Поршень составной — юбка отлита из сферического чугуна, головка стальная кованная и охлаждается маслом, поступающим в сверление в шатуне.
Внутри головки теплоотдача реализуется методом взбалтывания, возникающего при перемене ускорений при движении поршня. Отвод масла из головки осуществляется через специальное сверление в картер. Поршень снабжается двумя компрессионными и одним маслосъёмным кольцом. Компрессионные кольца имеют бочкообразную форму и хромовое покрытие рабочих поверхностей, обеспечивающие отличное уплотнение при минимальном износе.


*комплект поршневых колец*
канавка	форма	тип
1 + 2		компр. кольцо хромированное, внешняя поверхность бочкообразной формы
		компр. кольцо хромированное, коническое; внутри ступени вырез
		маслосъёмное кольцо хромированное, подпружиненное

Шатун стальной, кованный, круглого сечения с нижней головой морского типа. Наличие морской головки позволило увеличит диаметр мотылевой шейки и этим существенно снизить удельные давления в подшипнике. Это же позволяет не прибегая к разборке подшипника вынимать шатун совместно с поршнем и втулкой цилиндра. Вкладыши трёхслойные с приработанным покрытием. Новым является использование трёхслойной втулки головного подшипника взамен традиционно применявшейся втулки из свинцовистой бронзы. Канализация масла в шатуне традиционная.
Топливовпрыскивающая аппаратура включает топливный насос золотникового типа с регулировкой по концу подачи и форсунку многодырчатую, неохлаждаемую. Топливные трубки высокого давления одеты в защитный кожух, исключающий проникновение протечек топлива за пределы кожуха. Протечки могут возникать как при ослаблении штуцерных соединений форсуночной трубки, так и при её разрыве, что особенно опасно, так как струи топлива и образующийся туман из частиц топлива могут попасть на горячие детали и воспламенится. К сожалению, подобные случаи пожаров бывали неоднократно.
Регулятор гидромеханический или электронный с гидравлическим сервомотором.
Клапаны изготовлены из термои коррозионно-стойкой стали, на тарелках и сёдлах имеется наплавка. Для предотвращения образования отложений на рабочих поверхностях предусмотрен механизм проворачивания клапанов.
Система турбонаддува постоянного давления с промежуточным двухступенчатым воздухоохладителем трубчатого типа. Охлаждающая вода высокотемпературного контура проходит через первую ступень, а вода низкотемпературного контура поступает во вторую ступень. Наличие двух ступеней позволяет обеспечивать охлаждение воздуха при работе двигателя на высоких нагрузках и нагревать воздух при переходе на малых нагрузках.
Система воздухоснабжения двигателя в целях ускорения реакции ГТК на изменение режима работы двигателя включен Лямбда-Регулятор.
Схема системы охлаждения двигателя представлена на рис. 2.
II. Расчёт рабочего цикла
Задание:
Тип двигателя MAN B&W L21/31
Частота вращения n = 900 об/мин
Удельный эффективный расход топлива g_e^зад = 180 г/кВт· ч
Среднее эффективное давление P_e^зад = 2,48 МПа
Данные по двигателю:
Число цилиндров i = 8
Диаметр цилиндра D = 21 см
Ход поршня S = 31 см
Максимальное давление цикла P_z^зад = 20 МПа
Угол открытия выпускных органов _b = 40ПКВ до НМТ
Угол открытия продувочных органов _d = 40ПКВ до ВМТ
Угол закрытия выпускных органов _в' = 50ПКВ после ВМТ
Угол закрытия продувочных органов _а = 30ПКВ после НМТ
Постоянная КШМ _ш = 0,23
Механический КПД _м = 0,93
Коэффициент тактности (4^х-тактного) m = 2
Топливо (Дизельное)
Массовое содержание углерода С = 0,87
Массовое содержание водорода Н = 0,128
Массовое содержание серы S = 0,002
Массовое содержание воды W = 0
Проверка: У_т = С + H + S + W = 1,0 — верно
Исходные данные к расчёту:
Коэффициент тактности для четырёх тактного двигателя m=2.
Проектная эффективная мощность двигателя, кВт:
N_e^зад = = = 1596.
Радиус кривошипа, м:
R = = = 0,155.
Поправка Брикса, м:
ОО? = = = 0,0178.
Коэффициент потерянного хода поршня:
_а = = 0, где
Молярная масса кислорода в воздухе ₀₂ = 32 кг/кмоль (принимаем).
Молярная масса азота в воздухе _N₂ = 28 кг/кмоль (принимаем).
Молярная масса воздуха, кг/кмоль:
_в = 0,23· ₀₂ + 0,77· _N₂ = 0,23· 32 + 0,77· 28 = 28,92.
Теоретическое количество воздуха, необходимое для полного сгорания 1 кг топлива, кмоль/кг:
L_о = = = 0,503.
Теоретическое количество воздуха, необходимое для полного сгорания 1 кг топлива, кг/кг:
L_o?= = = 14,54.
Процесс наполнения:
Температура забортной воды t_зв = 25C.
Температурный перепад в охладителе пресной воды t_оп = 0C (принимаем).
Температура охлаждающей воды, C:
t_охл = 40.
Температурный напор в воздухоохладителю? t_во=12C (принимаем).
Температура надувочного воздуха, К:
T_s = t_охл + t_во + 273 = 40 + 12 + 273= 325.
Подогрев воздуха от стенок цилиндра t_ст = 10C (принимаем).
Коэффициент остаточных газов _r = 0,05 (принимаем).
Температура остаточных газов T_r = 820C (принимаем).
Температура воздуха в цилиндре к моменту начала сжатия T_a, K:
T_a = = = 358.
Действительная степень сжатия _д = 15,5 (принимаем).
Отношение P_a/P_s = 0,98
Коэффициент наполнения _н:
_н = = =0,904.
Цикловая подача топлива, кг/цикл:
g_ц = = = 0,133.
Рабочий объем цилиндра, м³:
V_h = = = 0,0107.
Газовая постоянная для воздуха R_в = 287 Дж/кг•К (принимаем).
Коэффициент избытка воздуха при сгорании топлива = 2,2 (принимаем).
Давление наддува, МПа:
P_s = = = 0,41.
Плотность наддувочного воздуха, кг/м³:
_s = = = 4,396.
Действительный воздушный заряд к моменту начала сжатия, кг:
G_в = V_h· _s·_н = 0,0107· 4,396·0,904 = 0,0425.
Давление в цилиндре к моменту начала сжатия, МПа:
P_a=P_s= 0,41
Расчетный коэффициент избытка воздуха при сгорании топлива:
_расч = = = 2,198.
Погрешность расчета, %:
= · 100 = · 100 = 0,091.
Температура воздуха в машинном отделении T_мо= 20 °C = 293 К.
Относительная влажность ц_мо=80%.
Температура точки росы, К:
T_p = (0,9· (Т_мо — 273) + 0,3· _мо + 10· (10·P_s — 0,99) — 22) + 273 =
= (0,9· (293 — 273) + 0,3· 80 + 10· (10·0,41 — 0,99) — 22) + 273 = 322,93.
Запас по точке росы, C:
T_p = T_s — T_p = 325 — 322,93 = 2,07
(допуск: T_p2C).
Процесс сжатия:
Показатель политропы сжатия n₁ = 1,365 (принимаем).
Температура в конце сжатия, К:
Т_с = Т_а · _дⁿ^-1 = 358 · 15,5^1,365−1 = 985.
Давление в конце сжатия, МПа:
P_c = P_a · _дⁿ = 0,41 · 15,5^1,365 = 18.
Процесс сгорания:
R_o = 8,315 кДж/(моль· К) — универсальная газовая постоянная.
Действительное кол-во воздуха для сгорания 1 кг топлива, кмоль/кг:
L = · L_o = 2,2 · 0,503 = 1,107.
Коэффициент использования тепла в точке «z» _z = 0,83 (принимаем).
Степень повышения давления по прототипу:
_пр = = = 1,111.
Принимаем =1,1.
Химический (теоретический) коэффициент молекулярного изменения:
_o = 1 + = 1 + = 1,029
Действительный коэффициент молекулярного изменения:
_z = = = 1,028.
Средняя мольная изохорная теплоемкость смеси воздуха и остаточных газов при температуре T_c, кДж/(кмоль· К):
(С_м)_с (С_м)_возд =19,26 + 0,251•T_с = 19,26 + 0,251•985 = 21,73
Низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг:
Q_н^р = 33 915· С + 125 600· Н — 10 886· (О — S) — 2512· (9·H + W)
Q_н^р=33 915· 0,87+125 600·0,128−10 886·(0) -2512· (9·0,128+0)=42 711.
Уравнение сгорания в общем виде:
, где
(С_p)_z = (С_v)_z + R_o — средняя мольная изобарная теплоемкость смеси воздуха и продуктов сгорания при температуре Т_z.
(С_v)_z = -
средняя мольная изохорная теплоемкость смеси воздуха и продуктов сгорания при температуре Т_z.
После подстановки численных значений в уравнение сгорания:
.
Температура в точке «z», К:
Т_z = = 1772.
Максимальное давление цикла, МПа:
P_z = · P_c = 1,1· 18 = 19,8.
Погрешность расчета, МПа:
P_z = P_z — P_z^зад = 19,8- 20 = - 0,2.
(допуск: 0,3 МПа).
Степень предварительного расширения :
= = = 1,681.
Процесс расширения:
Степень последующего расширения:
= = = 9,518.
n₂ — показатель политропы расширения (принимаем n₂ = 1,215).
Давление в конце расширения, МПа:
P_b = = = 1,294.
Температура в цилиндре в конце расширения, К:
T_b = = = 1091,6.
Построение диаграммы:
Полный рабочий объём цилиндра, м³:
V_h = V_h? = 0,0107.
Объём цилиндра в конце сжатия, м³:
V_c = = = 0,71.
Объём цилиндра в начале сжатия, м³:
V_а = V_c + V_h? = 0,71 + 0,0107 = 0,1 141.
Объем цилиндра в конце процесса сгорания, м³:
V_z = = = 0,0012.
Максимальный объем цилиндра, м³:
V_f = V_c + V_h = 0,71 + 0,0107 = 0,1 141.
Таблица расчета политроп сжатия и расширения:


Расчет политроп сжатия и расширения	е_i	V_i=V_a/е_i	P_сж=P_a· е_iⁿ²	P_расш=P_b· е_iⁿ²
Расчетная точка		10² м³	МПа	МПа
1.(a)	1,00	1,141	0,41	1,294
	1,25	0,913	0,556	1,697
	1,50	0,761	0,713	2,118
	2,00	0,571	1,056	3,004
	2,50	0,456	1,432	3,939
	3,00	0,38	1,837	4,916
	3,25	0,351	2,049	5,418
	3,50	0,326	2,267	5,929
	3,75	0,304	2,491	6,447
	4,25	0,268	2,955	7,506
	4,50	0,254	3,195	8,046
	5,00	0,228	3,689	9,145
	7,00	0,163	5,839	13,763
	9,00	0,127	8,229	18,678
	10,00	0,114	9,501	21,229
16.(z)	9,51	0,12	8,872	19,972
	13,00	0,088	13,593	19,972
	15,00	0,076	16,525	19,972
19.(c)	16,07	0,071	18,155	19,972

По результатам расчета строим расчетную диаграмму (рис. 2)
Масштаб давления: m_p = 0,11 МПа/мм.
Масштаб объема: m_v = 0,0072 м³/мм.
Среднее индикаторное давление:
Площадь диаграммы теоретического цикла (до скругления):
S_теор=3844 мм².
Площадь диаграммы теоретического цикла (после скругления):
S_д=3763 мм².
Коэффициент скругления :
_ск = = = 0,979.
Среднее индикаторное давление теоретического цикла (P_i^`), МПа:
P_i? = =
= = 2,769.
Расчетное среднее индикаторное давление, МПа:
P_i = P'_i · _ск = 2,769 · 0,975 = 2,711.
Заданное среднее индикаторное давление, МПа:
P_i^зад = = = 2,667.
Среднее индикаторное давление из диаграммы, МПа:
P_i^д = = = 2,785.
Погрешность расчета, %:
P_i^зад = = = 1,623
(допуск 2,5).
Погрешность построения, %:
P_i^д = = = -2,73
(допуск 5,0).
Индикаторные и эффективные показатели:
Индикаторная работа газов в цилиндре, кДж:
L_i = P_i · V_h· 10³ = 2,711 · 0,0107 · 10³ = 29,01.
Среднее эффективное давление, МПа:
P_e = P_i · _м = 2,711 · 0,93 = 2,52.
Индикаторная мощность, кВт:
N_i = = = 1740,6.
Эффективная мощность, кВт:
N_e = N_i · _м = 1740,6 · 0,93 = 1618,8.
Часовой расход топлива, кг/ч:
G_ч = = = 287,28.
Удельный индикаторный расход топлива, кг/кВт•ч:
g_i = = = 0,165.
Удельный эффективный расход топлива, кг/кВт•ч:
g _e = = = 0,177.
Индикаторный КПД:
_i = = = 0,511.
Эффективный КПД:
_е = _i · _м = 0,511 · 0,93 = 0,475
Погрешность расчета (допустимое отклонение 2,5):
P_e = = = 1,587 .
g_e = = = - 1,695 .
N_e = = = 1,408 .
III. Расчет процесса газообмена
1. Построение круговой диаграммы фаз газораспределения
Нахождение высоты открытия клапанов:
d_горл = 180 мм
d_штока = 28 мм
S₁ = рd²_горл / 4 — рd²_штока / 4 = 24 815
S₂ = рDh = 3.14?180?h
S₁ = S₂
h = S₂ / рD = 24 815 / (3.14?180) = 56,7
Диаграмма линейного открытия клапанов, определяемого профилем кулачков газораспределенного привода
2.Определим потерю при прохождении воздуха во время продувки.
Расход воздуха через компрессор:
а) G_к = = = 3,06 кг/ч
б) G_к =
= G_к — = 0,51 кг/ч
Принимаем = 0,7.
= S₁ = S₂
с_s ₌ 4,396 кг/м³
= 0,75
= = = 27,5 Па
IV. Расчет системы наддува
Исходные данные
1. Давление наддува P_s=0,41 МПа
2. Температура воздуха в ресивере Т_s=325 К
3. Коэффициент продувки _а=1,2
4. Коэффициент избытка воздуха при сгорании =2,2
5. Давление газов за выпускными органами Р_г=3,8 ?10⁵ МПа
6. Коэффициент, учитывающий увеличение расхода газов по сравнению с воздухом на величину расхода топлива =1,028
7. Барометрическое давление Р_б=0,1013МПа
8. Температура воздуха на входе в компрессор Т₀=Т_М0=293 К
9. Теоретически необходимое количество воздуха L₀'=14,54 кг/кг
10. Низшая теплота сгорания Q_H^р=42 711 кДж/кг
11. Относительная потеря тепла с газами q_Г=0,45
12. Средняя теплоёмкость: воздуха С_р.в.=1,05 кДж/(кг*К)
газов С_р.г.=1,09 кДж/кг
13. Индикаторная мощность двигателя N _i=1740 кВт
14 Число цилиндров i =8
Оценка потерь давления в газовоздушных трактах системы.
_общ =_ф_во_г_от_n
_ф=0,99 — в фильтрах турбокомпрессорах
_во= 0,98 — в воздухоохладителе
_г=0,98 — в выпускном трубопроводе до турбины
_от= 0,99 — в выпускном трубопроводе после турбины
_n=Р_г/Р_s=0,927 — при продувке цилиндра
_общ=0,99*0,98*0,98*0,99*0,927=0,872
Температура газов перед турбиной
Т_т=Т_s+
q_Г — относительная потеря тепла с газами
С_РГ — средняя теплоемкость газов (кДж/кг)
Т_т=314+=773 К
Выбор КПД турбокомпрессора
_ТК=0,6375
Вычислим степени повышения давления воздуха _к в компрессоре и _т в турбине
_к =Р_к/Р₀=Р_S/(_воР_б_ф)=0,41/(0,98 • 0,1013 • 0,99) = 4,172
Р_б — барометрическое давление [МПа]
_т = Р_т/Р_от = _общ_к=0,872?3,14 = 3,638
Определяем относительные перепады температур воздуха в компрессоре и газов в турбине
=_к^(к-1)/к-1=4,172^{(1,4−1)/1,4}-1=0,504
=1-
Находим коэффициент импульсности
K_E _расч. =
Т₀ — температура воздуха на входе в компрессор.
K_E _расч. = = 0,84
Вычисляем адиабатные работы сжатия воздуха в компрессоре Н_К и расширения газов в турбине Н_Т
Н_К= 1005Т₀ =1005*293*0,504 = 148 410 Дж/кг
Н_Т=1128Т_Т =1128*773*0,309 = 269 431 Дж/кг
Вычисляем температуру воздуха за компрессором
Т_К=Т₀+
_ад.к.=0,85 -адиабатный КПД компрессора
с_р.в. — средняя теплоемкость воздуха [кДж/(кг*К)]
Т_К=293+=459 К
Вычисляем температуру газов за турбиной
Т_0Т = Т_Т-
_ад.т.=_Т/_ТМ =0,75/0,97=0,773 — адиабатный КПД турбины
_Т=0,75 — КПД турбины
_ТМ=0,97 — механический КПД турбокомпрессора
с_РГ — среднея теплоемкость газов [кДж/(кг*К)]
Т_0Т=773 — =582 К
Определим секундный массовый расход воздуха через компрессор
G_k = G_s = = = 3,11 кг/с
N_e = 1648 кВт
g_e = 0,177 кг/кВт•ч
10. Находим суммарную мощность турбин
N_T = N_К = 543 кВт
Проверим её относительную величину
_Т=
Выбор числа и типа турбокомпрессора.
Исходя из допускаемой производительности одного турбокомпрессора (не более 4 кг/с) и суммарной производительности турбокомпрессора двигателя G_к = G_s = 0,857 кг/с, принимаем число турбокомпрессоров для 6-ти цилиндрового двигателя с (изобарной) импульсной системой наддува, равное одному.
Задаемся диаметром колеса компрессора с лопаточным диффузором D_к = 350 мм и находим безразмерный коэффициент напора компрессора Н_К=1,35
Вычисляем окружную скорость на периферии колеса компрессора
U_К=
Выбираем относительную скорость потока на входе в колесо компрессора
с_m =0,35 и подсчитываем скорость потока
с=с_mu_К=0,35*468,9=164,1 м/с
Определяем площадь входа в колесо компрессора
F_K=G'_K/(₀c)
₀=P₀10⁶/(RT₀)=0.1013•10⁶/(287•293)= 1,205 кг/м³ — плотность воздуха перед компрессором
G'_k = G_k/i = 3,11/ 1 = 3,11
i = число турбокомпрессоров
F_К=3,11/(1,205•164,1)=0,0157 м²
Вычислим диаметр колеса компрессора
D_К=а
а=1,9; b=0,62 — коэффициенты конструктивных соотношений
D_К=1,9=0,342 м
Отличие полученных D_К от предварительно принятого составляет:
% и не превышает допустимых 5%
Частота вращения ротора турбокомпрессора на расчетном режиме
n_Т=
В системе одноступенчатого изобарного наддува 8-цилиндрового двигателя типа MAN B&W L21/31 необходимо иметь один турбокомпрессор типа TK 35.
V. Анализ уравновешенности двигателя
Исходные данные
Тип двигателя: четырёхтакный (m = 2) MAN L21/31;
Число цилиндров: i = 8;
Порядок работы цилиндров:
1−3-2−4-8−6-7−5
Порядок выполнения расчётов:
1) Определение угла заклинки звезды I порядка:
2) Определение угла заклинки звезды II порядка:
л_кшм = 0,23
n = 900 об/мин
3) Строим звезду I^го и II^го порядка (схемы кривошипа)
Вывод:
Двигатель уравновешен по всем силам инерции вращающихся масс (УP_j^В = 0), поступательно — движущихся масс I^го и II^го порядка (УP_j^I = 0, УP_j^II = 0), по всем моментам инерции поступательно — движущихся масс I^го и II^го порядка (УM_j^I = 0, УM_j^II = 0) и по моментам инерции вращающихся масс (УM_j^В = 0)
VI. Узловой вопрос «Топливная аппаратура Судовых ДВС»
6.1 Топливная система
Типовая схема топливной системы судовой дизельной установки, включающей топливоподготовку и подачу топлива к двигателю, представлена на рис. 6−1.
До использования в двигателе топливо должно быть очищено от механических примесей и воды (отстаивание, сепарирование, фильтрация) и подготовлено к подаче (повышение давления для улучшения наполнения ТНВД и подогрев вязкости до 10−12 сСт).
Рис. 6.1. Система топливоподготовки судовой дизельной установки (рекомендации CIMAC — международный Совет по ДВС).
Аотстойная цистерна, Врасходная цистерна, 1- дежурные топливные насосы, 2- Подогреватели (паровые или электрические), 3- Сепараторы,
4- топливоподкачивающие насосы, 5- фильтр авт. Или ручной, 6-расходомер,
7- Циркуляционная или деаэрационная цистерна, 8- топливоподкачивающие насосы, 9- вязкозиметр.
Рассмотренныя схема системы предусматривает использование тяжёлых топлив, как в главном, так и во вспомогательных двигателях, поэтому предусматривается подогрев топлива на всём пути его следования к двигателям, в отстойной, расходной и циркуляционной цистернах, перед сепараторами и непосредственно перед двигателем.
6.2 Основы конструкции топливных насосов
Топливные насосы, обычно называемые топливными насосами высокого давления (ТНВД), выполняют следующие функции:
1. Отмеривание (дозирование) порции подаваемого в цилиндр топлива (величины цикловой подачи) в полном соответствии с заданным режимом работы двигателя.
2. Обеспечение требуемого момента начала подачи топлива (угла опережения) и продолжительности и характеристики впрыска (закона подачи).
3. Сжатие топлива до заданных давлений впрыска.
Цикловая подача — подача топлива за один рабочий цикл.
Регулирование цикловой подачи осуществляется путём:
1. Изменения количества перепускаемого топлива на части хода плунжера с использованием клапанов, открытие и закрытие которых осуществляется специальным приводным механизмом (насосы клапанного типа).
2. Изменение количества перепускаемого топлива на части хода плунжера с использованием в качестве регулирующего самого плунжера (насосы золотникового типа).
В обоих вариантах используются три способа организации подачи топлива:
A. Перепуск излишнего количества топлива осуществляется в конце подачи (насосы с регулированием по концу подачи);
B. Перепуск излишнего количества топлива осуществляется в начале подачи (насосы с регулированием по началу подачи).
C. Перепуск излишнего количества топлива осуществляется в начале и в конце подачи (насос со смешанным регулированием).
Привод плунжеров ТНВД осуществляется от кулачковых шайб, откованных заодно с распределительным или специально кулачковым валиком (двигатели высокои среднеоборотные), или закреплённых на валу на шпонках ил шлицевых соединениях, что позволяет их разворачивать или осуществлять замену (двигатели малои среднеоборотные).
Исключение составляют топливные насосы с гидроприводом, в которых плунжер приводится под давлением гидромасла.
Профили кулачковых шайб:
Симметричные — применяются в 2-х тактных дизелях, позволят осуществлять реверсирование с одним комплектом шайб, обеспечивающих одинаковые фазы распределения как на переднем, так и на заднем ходах.
Несимметричные — применяются в 4-х тактных дизелях, позволят осуществлять меньшую продолжительность впрыска топлива при большой скорости плунжера. Для осуществления реверса требуется двойной комплект шайб — переднего и заднего хода. Стандартный профиль топливной шайбы образован дугами окружности и на участке активного хода обеспечивает движение плунжера с линейно увеличивающимися и постоянными скоростями (см. рис. 6.2.1).
Рис. 6.2.1. Кинематика плунжера ТНВД двигателя «Бурмейстер и Вайн» 74VTBF160.
Для достижения более короткой и интенсивной подачи используют тангенциальные кулачки, имеющие более крутой профиль (см. рис. 6.2.2).
Рис. 6.2.2. Сопоставление кривых скорости и хода плунжера при нормальном и тангенциальном профилях кулачковых шайб.
6.3 Неисправности топливной системы
При пуске коленчатый вал вращается с частотой, достаточной для пуска, но вспышек топлива в цилиндрах нет или они происходят с перебоями и дизель останавливается. Дизель работает с пониженной частотой вращения или совсем останавливается. Неисправность связана с тем, что к топливным насосам не поступает топливо, или поступает в недостаточном количестве, или несоответствующего качества. Причиной неисправности может быть:
Отсутствие топлива в расходной цистерне. Необходимо заполнить расходную цистерну топливом.
Закрыты краны на топливопроводе. Для устранения неполадки необходимо открыть краны на топливопроводе.
Неисправность топливоподкачивающего насоса. Для устранения неполадки необходимо разобрать и осмотреть насос и его привод, отрегулировать зазоры и работу клапанов, заменить неисправные детали.
Неисправность поплавкового приёмника топлива. Для устранения неполадки необходимо осмотреть приёмник и устранить неисправности.
Засорение приёмных сеток в расходных цистернах, топливных фильтров или топливопроводов. Для устранения неполадки необходимо очистить и промыть сетки и фильтры, продуть топливопроводы.
Наличие воды в топливной системе. Для устранения неполадки необходимо слить обводнённое топливо из системы и заполнить её чистым отсепарированным или отстоенным, прокачать топливные насосы, проверить, не заедают ли плунжерные пары топливных насосов или форсунок, работавших на обводнённом топливе.
Наличие воздуха и газов в топливной системе. Для устранения неполадки необходимо: удалить воздух из системы, для чего открыть пробки на фильтрах и топливных насосах и сливать топливо до тех пор, пока оно не начнёт сплошной струёй без пузырей и воздуха, прокачать топливные насосы; при повторном попадании воздуха проверить, не заедают ли иглы форсунок и нагнетательные клапаны насосов, устранить обнаруженные неисправности; проверить правильность присоединения трубопроводов слива топлива от форсунок к сливному баку, не допуская присоединения его к топливной магистрали, подающей топливо к насосам.
При пуске коленчатый вал вращается с частотой, достаточной для пуска, но вспышек топлива в одном или нескольких цилиндрах нет или они происходят с перебоями и дизель не пускается или пускается с трудом. При работе дизель не развивает мощности, работает неравномерно. При этом:
— у неисправных цилиндров низкая температура выпускных газов, низкое максимальное давление цикла, в форсуночных трубках не ощущается толчков топлива, корпуса топливных насосов холодные. Неисправность связана с тем, что в один или несколько цилиндров не поступает топливо или поступает в недостаточном количестве. В таких случаях причиной неисправности может быть:
· Неисправность топливного насоса (сломана пружина, заедание плунжера или толкателя). Необходимо проверить движение деталей, расходить или заменить неисправные.
· Неплотность нагнетательного или всасывающего клапанов топливного насоса. Для устранения неполадки необходимо притереть или заменить клапан с седлом или пружину клапана.
· Неплотность плунжерной пары топливного насоса. Для устранения неполадки необходимо опрессовать насос, заменить изношенную плунжерную пару.
· Неплотности в соединениях, трещины или свищи в топливных трубках высокого давления. Для устранения неполадки необходимо подтянуть соединения, заменить неисправные трубки.
· Разрегулирование топливных насосов, неправильная установка нулевой подачи топлива. Для устранения неполадки необходимо проверить и отрегулировать нулевую подачу топливных насосов.
· Наличие трещины в направляющей иглы форсунки. Для устранения неполадки необходимо заменить иглу с распылителем.
· Неплотность иглы форсунки в направляющей вследствие износа. Для устранения неполадки необходимо опрессовать форсунку, заменить изношенную иглу с распылителем.
— у неисправных цилиндров пониженная температура выпускных газов, в форсуночных трубках ощущаются резкие толчки топлива, корпуса топливных насосов нагреваются. Неисправность связана с тем, что в один или несколько цилиндров поступает недостаточное количество топлива. В таких случаях причиной неисправности является засорение щелевого фильтра форсунки. Для устранения неполадки необходимо промыть или заменить щелевой фильтр.
— у неисправных цилиндров повышенная температура и тёмный цвет выпускных газов, пониженное максимальное давление цикла. Неисправность связана с неполным сгоранием топлива вследствие плохого распыливания. В таких случаях причиной неисправности может быть:
· Подтекание форсунки, неплотность запорного конуса иглы. Необходимо опрессовать форсунку, притереть или заменить иглу с распылителем.
· Зависание иглы форсунки. Для устранения неполадки необходимо расходить или заменить иглу с распылителем.
· Поломка пружины форсунки. Для устранения неполадки необходимо заменить пружину.
· Трещина или обрыв распылителя. Для устранения неполадки необходимо заменить распылитель.
· Износ отверстий распылителя. Для устранения неполадки необходимо заменить распылитель.
· Низкое давление открытия форсунки. Необходимо опрессовать и отрегулировать форсунку.
· Повышенная вязкость топлива вследствие его низкой температуры. Для устранения неполадки необходимо отрегулировать температуру топлива в соответствии с инструкцией по эксплуатации.
— у неисправных цилиндров повышенная температура и тёмный цвет выпускных газов, пониженное максимальное давление цикла, в форсуночных трубках ощущаются резкие толчки топлива, корпуса топливных насосов нагреваются. Неисправность связана с неполным сгоранием топлива вследствие его плохого распыливания. В таких случаях причиной неисправности является засорение отверстий распылителя форсунки. Для устранения неполадки необходимо снять и прочистить или заменить распылитель.
Давление масла до и после фильтра пониженное, температура масла после двигателя повышена, уровень масла в маслосборнике повышается. Неисправность связана с попаданием топлива в масло. Причина неисправности — пропуск сальника топливоподкачивающего насоса, неплотность соединений форсуночных трубок. Для устранения неисправности необходимо подтянуть соединения, устранить неплотности.
При установке органов управления в положение «Стоп» дизель не останавливается. Неисправность связана с несоответствием положением реек топливных насосов положению органов управления. Причиной неисправности является неправильная установка нулевого положения топливных насосов. Для устранения неисправности необходимо остановить дизель, выключив топливные насосы., установить правильное нулевое положение топливных насосов.
Дизель нагревается, температура выпускных газов, охлаждающей воды и масла повышена, дым чёрного или коричневого цвета. Неисправность связана с перегрузкой дизеля, повышенной цикловой подачей топлива. Причиной неисправности является преднамеренное (для повышения мощности дизеля) ли случайное (самопроизвольное под воздействием всережимного регулятора) увеличение цикловой подачи топлива. Для устранения неисправности необходимо снизить частоту вращения главного дизеля или нагрузку дизель-генератора.
Один или несколько цилиндров имеют повышенную температуру и тёмную окраску выпускных газов, повышенную температуру охлаждающей воды, повышенное максимальное давление цикла. Стук в цилиндрах, исчезающий при выключении подачи топлива. Неисправность связана с перегрузкой отдельных цилиндров, повышенной цикловой подачей топлива. Причиной неисправности является неравномерное распределение мощности по цилиндрам. Для устранения неисправности необходимо проверить и отрегулировать нагрузку по цилиндрам.
6.4 Форсунка
6.4.1 Конструкция
Форсунки служат для непосредственного впрыскивания топлива в цилиндр двигателя, распыливания его на частицы с размером не более 5−30 мк и распределения их внутри камеры сгорания.
Представленная на рис. 6.4.1. форсунка размещается в крышке цилиндра и состоит из двух основных элементов — корпуса 1 и распылителя 2, прижимаемого к корпусу накидной гайкой 3. Топливо от насоса подводится через штуцер 5 к каналу 4, откуда попадает в концевую выточку 10 на торце распылителя и по трём каналам 8 подаётся в полость 9 распылителя. Клапан 12 служит для выпуска воздуха.
Игла 10 распылителя через болт 6 нагружена пружиной 11, затяг которой может регулироваться болтом 6.
Изменением силы затяга регулируется давление отрыва иглы от седла (начальное давление впрыска — P_фо).
При закрытом положении игла своим конусом сидит на конусе сопла и препятствует
Рис. 6.4.1. проникновению топлива в ниже расположенную камеру сопловых отверстий.
Положение иглы определяется действием двух сил: силы затяга пружины P_пр, прижимающей иглу к седлу, и силы давления топлива P_ф, действующей на дифференциальную площадку
— см. рис. 6.4.2.
С повышением давления до
игла поднимается до упора и сила давления топлива теперь будет действовать уже на всю площадь поперечного сечения иглы
,
удерживая её в этом положении до падения давления до P_фз.
Последнее находится из следующего выражения
.
Таким образом, давление закрытия иглы ниже давления, при котором она открывается и распыливание топлива в этой фазе впрыска существенно хуже.
Высота подъёма игла форсунки ограничивается упором в зависимости от размеров форсунки и количества пропускаемого ею топлива находится в пределах 0,5−1,5 мм. С увеличением хода иглы растут динамические силы её удара о седло и упор, что приводит к появлению наклёпа и потери плотности посадки иглы. Посадочный конус иглы обычно принимается равным 60°. Посадочный конус седла в целях достижения узкой притирочной поверхности посадки, при которой достигается наиболее высокая плотность, принимается не менее на 2° меньше.
Игла и её направляющее отверстие в распылителе являются прецизионными и изготовлены с высокой точностью. Путём селективного подбора выбирают пару «игла-направляющая» такой, чтобы зазор между ними укладывался в заданный технологический допуск, величина которого зависит от размеров, теплового режима работы, вязкости используемого топлива и находится в пределах 5−12 микрон.
Скомплектованная таким образом пара является «неразлучной» и при эксплуатации из замена должна производится только парами, перекомплектации.
По типу запорных органов и распыливающих отверстий применяются следующие виды распылителей:
— клапанные многодырчатые (рис. 6.4.2) — получили наибольшее распространение в основном в двигателях с непосредственным впрыском, количество отверстий — Рис. 6.4.2 от 1 до 9, диаметр 0,20−1,5 мм.
— клапанные однодырчатые (рис. 6.4.3,а) — применяются в предкамерных двигателях, для которых наилучшей формой распыливания является сосредоточенный факел с малым углом конуса и с большой пробивной способностью.
— штифтовые, имеющие одно сопловое отверстие — применяются в сравнительно маломощных дизелях с раздельными камерами сгорания. Штифтовой распылитель с цилиндрическим штифтом (рис. 6.4.3, б) имеет постоянное сечение истечения и образует сосредоточенный факел с малым углом конуса. У штифтового распылителя (рис. 6.4.3, в) штифт выполнен в виде двух усечённых конусов, сложенных меньшими основаниями. Штифты выполняются с различными углами при вершине нижнего конуса (от 0 до 50°), благодаря этому в процессе движения штифта угол конуса распыливаемого факела изменяется в широких пределах, захватываю всё большее пространство камеры сгорания.
Рис. 6.4.3. Виды распылителей:
а). клапанный однодырчатый; б). штифтовой цилиндрический; в). штифтовой конический.
6.4.2 Форсунки с многодырчатыми распылителями
Распыливание топлива
Факел топлива, вылетающего с большими скоростями из соплового отверстия, состоит из центральной части — струи, включающей грубо распылённые частицы топлива и оболочку, содержащую большое число отрываемых воздухом расходящихся нитей и мелких частиц. Компактная стержневая часть факела обладает значительной энергией и движется с большой скоростью, глубоко проникая в массу сжатого в камере воздуха.
Дробление струи происходит под воздействием внешних сил аэродинамического сопротивления воздуха. Чем выше скорость движения струи и чем выше давление в камере сжатия, тем быстрее происходит распад струи на мельчайшие капли. На распад так же влияет давление впрыскивания топлива, определяемое суммарным сопротивлением сопловых отверстий (их диаметром) и вязкость топлива. С уменьшением диаметра сопловых отверстий давления и скорость истечения растут и, соответственно, увеличивается мелкость распыливания, увеличивается угол конуса струи факела распыла и уменьшается его длина. Это сегодня широко используется в современных двигателях для повышения эффективности сгорания тяжёлых высоковязких топлив. С ростом вязкости топлива увеличиваются силы поверхностного натяжения, препятствующие распаду струи. При распылении образуется меньше мелких капель и увеличивается число и размер крупных частиц. Уменьшается угол конуса распада струи и увеличивается её длина, в связи с чем возникает опасность её касания открытых поверхностей стенок рабочей втулки и донышка поршня. Топливо, оседающее на этих поверхностях сгорает не полностью, что вызывает нагароотложения и перегрев, который может привести к сквозному прогоранию поршней (алюминиевые поршни) или появлению трещин (чугунные). Это требует уделять особое внимание подогреву тяжёлых топлив до температур, которые обеспечили бы его вязкость перед подачей к ТНВД не более 10−12 сСт.
С увеличением диаметров сопловых отверстий, а это в эксплуатации происходит в следствии их эрозионного изнашивания, падает давление распыливание и увеличивается число и размер крупных частиц. Поэтому все ведущие фирмы требуют периодически проверять диаметр отверстий и не допускают дальнейшей эксплуатации распылителей, в которых диаметр отверстий превышает номинал на 10 и более процентов.
Исследования, проведённый фирмой МАН на двигателях MC, показали, что объём внутренней полости соплового наконечника играет существенную роль в образовании в цилиндрах сажистых частиц и углеводородов (CH), а так же коксований сопловых отверстии.
Уменьшение этой полости на 15% достигнутое путём введения в канал сопла золотника, изготовленного за одно целое с иглой (см. рис. 6.4.4). Позволило существенно повысить чистоту выхлопа.
Рис. 6.4.4К уменьшению объёма камеры сопла сегодня прибегают и при производстве форсунок среднеоборотных двигателей.
В большинстве случаем отверстия в распылителях сверлятся. На выходе сверла образуются заусеницы, провоцирующие образование вихрей, приводящие к кавитационно-эрозийным разрушениям и быстрому износу отверстий.
Поэтому, во избежание отмеченных явлений, ряд фирм обладающих технологическими возможностями, применят скругление кромок отверстий, чем существенно продлевают их ресурс (см. рис 6.4.5).
В малои среднеоборотных двигателях в целях удешевления изготовления и замены сопловых наконечников при их износе сопла изготавливают отдельно от основного корпуса распылителя.
6.4.3 Тепловое состояние и охлаждение форсунок

В общем случае, количество подводимого к распылителю форсунки тепла определяется температурой газов t газ в камере сгорания и величиной площади их соприкосновения с распылителем F_р:

q₁ + q₂ — q₃ = F_p а_газ (t_газ — t_расп),

q₁ и q₂ — количества тепла, передаваемые распылителю через его торцевую 1 и цилиндрическую 2 поверхности (рис. 9−7),

q₃ — количество тепла, отводимое с впрыскиваемым топливом,

F_p — площадь распылителя, соприкасающаяся с газами.

С увеличением F_p количество передаваемого в распылитель тепла растет.

а_газ — коэффициент теплоотдачи от газов,

t_газ — средняя заменяющая температура газов и t_р температура стенок соплового наконечника.

Естественен вывод что, для уменьшения тепловых потоков целесообразно идти на сокращение лобовой и цилиндрической поверхности распылителя, а также — его бокового зазора в крышке (но не менее 0,5 мм в двигателях средней размерности и 1 мм в более крупных.)

В противном случаев при появлении в зазоре нагара не исключены заклинивание и деформации распылителя. Заметим, что зазоры в паре «игла-направляющая» не превышают 5−10 микрон и поэтому даже небольшие деформации в связи с перегревом и последующим расширением распылителя приводят к заклиниванию иглы в направляющей. Кроме того, при температурах свыше 160−180⁰С на теле иглы образуются лаковые отложения, также способствующие заклиниванию, а сопловые отверстия забиваются коксом.

Рис. 6.4.6. Тепловые потоки в В целях снижения температур распылителей в распылителе. малооборотных и среднеоборотных форсированных двигателях ввели охлаждение форсунок используя для этого воду, масло или топливо. Наиболее эффективным, явилось использование воды, что и было реализовано в распылителях двигателей Зульцер RD, RND-a и RND-М-б.

6.4.4 Особенности конструкции форсунки двигателей MAN&BW L-MC

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

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

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

Рис. 6.4.5. Распылители форсунок двигателей Бурмейстер и

Вайн VT2BF МАН-Бурмейстер и Вайн KGF, L-MC

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

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

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

Показать весь текст

Заполнить форму текущей работой