Kamkin_-_Expluatatsia_sudovykh_dizeley_-_1990

Эти факторы действуют одновременно, и характеристики подачи отражают их суммарное влияние на действительную подачу.

Коэффициент наполнения Лн в противоположность коэффициен­ ту подачи т]гг характеризует наполнение цилиндра воздухом и яв­ ляется корректирующим множителем при заряде свежего воздуха Gза р УЛрвт]н- Для дизелей без наддува, когда р$ = р0 = const, режимная характеристика наполнения Лн (п) полностью опреде­ ляет объем и изменение заряда воздуха. В дизелях с наддувом роль Л н как оценочного показателя наполнения частично утрачивается вследствие значительного изменения давления наддува ps и плот­ ности воздуха ps= ps/(RTs) перед впускными органами, где/? — га­ зовая постоянная; Т ь— абсолютная температура воздуха. Однако его изменение на режимах отражает потери в процессе напол­ нения, обусловленные качеством очистки цилиндра, гидравлическим сопротивлением впускных органов, подогревом воздуха от стенок цилиндра и от смешения с остаточными газами. Их суммарное влия­ ние на коэффициент г|н из-за противоположного изменения потерь на режимах обычно компенсируется, и характеристика наполнения является пологой (кривая 7, рис. 1.2).

Исключение составляют четырехтактные дизели без наддува, у которых с увеличением частоты вращения и скорости поршней из-за роста потерь давления во впускных клапанах отмечается значи­ тельное снижение коэффициента Лн (кривая 2).

Коэффициент избытка воздуха при сгорании а — отношение

Непосредственное влияние на коэффициент а оказывает режим­ ный параметр h ay влияние частоты вращения отражается косвенно через характеристики подачи т]п, наполнения г\н и плотности над* дувочного воздуха ps. Заметим, что для безнаддувных дизелей на ре­ жимах ha = const характеристика а (п) полностью определяется отношением коэффициентов Лн/Лп-

11

1.3. Показатели топливной экономичности

Сравнительно высокая топливная экономичность дизеля являет­ ся, как известно, определяющим фактором его интенсивного совер­ шенствования. Актуальность задачи дальнейшего улучшения эко­ номичности возрастает по мере расширения масштабов примене­ ния дизелей и сокращения запасов нефти.

Наряду с мощностью топливная экономичность входит в состав паспортных данных дизеля в виде удельного (спецификационного) эффективного расхода топлива, г/кВт-ч: g€ = GT• 103/Л^ (где GT — массовый расход топлива, кг/ч). Паспортные значения gey как и мощ­

совый расход топлива и мощность и являются величинами, обратно пропорциональными соответствующим КПД:

Следовательно, последние также являются показателями топ­ ливной экономичности дизеля.

Из соотношения це — т]гг]м следует, что задача анализа эконо­ мичности в эксплуатации по существу сводится к оценке изменения индикаторного и механического КПД дизеля.

Индикаторный КПД — важнейший обобщающий показатель качества индикаторного процесса — представляет собой отношение индикаторной работы L* за цикл к энергии, вводимой в цилиндр с топливом:

(1.9)

Е ц Р н

зывающие увеличение площади индикаторной диаграммы (работы Li или среднего давления p t)y непосредственно отражаются и на величине т]*. По этой же причине формулы (1.3) для p t не могут быть приняты для анализа коэффициента r|f на различных режимах. Необходимо непосредственное рассмотрение по существу измене-

12

ний в индикаторном процессе, например, на основе соотношений элементарного теплового баланса

Термодинамические принципы повышения т]* известны и сво~ дятся к снижению относительных тепловых потерь в охлаждающую среду q охл и с выпускными газами q rаз. Конструктивная реализа­

повышения экономичности. В двухтактных дизелях использование высокоэффективных турбокомпрессоров (tit k > 6 8 %) позволяет в изобарных системах наддува путем более позднего открытия вы­ пускных органов (точка ах, рис. 1.3) увеличить работу расшире­ ния газов в цилиндре и выиграть в площади концевой части индика­ торной диаграммы на 3—5 % (площадь 1).

Естественно, что при этом уменьшается подводимая к турбине энергия газов и составляющая потерь q ra3 в формуле (1.10). При импульсном наддуве (rjTк = 0,62) выпускной клапан открывается раньше в точке а, и работа расширения газов в цилиндре умень­ шается.

В четырехтактных дизелях повышение коэффициента цтк от­ ражается на уменьшении площади отрицательной работы насосных ходов поршня вследствие снижения потерь давления при наполне-

13

нии цилиндра (линия /, рис. 1.4) либо сопротивления на ходу вытес­ нения (линия 2). Последнее достигается возможностью при высоком т]тк использовать турбокомпрессор с большей площадью соплового аппарата турбины.

Такой же результат (снижение показателя ^ газ и увеличение т}г) получаем при повышении давления p z и увеличении площади индикаторной диаграммы в ее верхней части (см. рис. 1.3). Давление

сгорания при качественном ведении процессов распыливания топ­ лива и смесеобразования способствует росту рг и г!*.

Целям снижения потерь q r3L3 и q 0XJl служит организация рабо­ чих процессов в длинноходных дизелях (S/D — 2,5-М). Длинноходность связана с увеличением высоты камеры сгорания и отноше­ ния ее объема к поверхности, что способствует уменьшению относи­ тельного теплоотвода в стенки qoxn на 2—3 %. Кроме того, с уве­ личением отношения S/D для улучшения пропульсивного коэффи­ циента предусматривается снижение частоты вращения и увеличе­ ние диаметра винта. При меньшем значении частоты вращения п сокращается фаза сгорания ф2 = 6птг, что способствует фактичес­ кому увеличению степени расширения газов в цилиндре и сниже­ нию потерь теплоты с газами (здесь т2 — время, с).

Опытные и расчетные данные свидетельствуют о 3—5 %-ном сни­ жении подачи ge при увеличении отношения S/D (см. рис. 1.5, где 1 — продувка прямоточно-клапанная, 2 — петлевая). Здесь также сказывается снижение внутренних сопротивлений и рост механи­ ческого КПД на 1—2 % вследствие пониженной частоты вращения.

Наконец, при современных уровнях КПД (г]тк > 70 %) появ­ ляется возможность обеспечить наддув дизеля, используя только 90— 95 % энергии выпускных газов. Избыточная энергия может быть отведена в силовую турбину, связанную с валом двигателя. Очевид­ но, получаемое при этом 3—4 %-ное увеличение мощности ведет к равноценному снижению удельного расхода топлива.

Режимные изменения индикаторного КП Д конкретного дизеля в

основном зависят от скорости сгорания топлива и ориентации види­ мого процесса сгорания относительно ВМТ поршня. При замедле­ нии сгорания или запаздывании воспламенения топлива уменьша­ ется степень расширения газов в цилиндре, возрастают относитель­ ные потери с выпускными газами и уменьшается индикаторный КПД. Развитие процесса сгорания по времени и относительно ВМТ поршня в свою очередь зависит от условий смесеобразования, тепло­ вого состояния дизеля, способа регулирования топливной аппара­ туры, связанных с режимными параметрами g n и /г.

Исследованиями установлено большое влияние на КПД коэффициента избытка воздуха а (рис. 1.6). В диапазоне 1 < а < 3

14

изменение коэффициента следует экспоненциальной зависимости Лг = т1*а=1 а 1/а. С уменьшением коэффициента а (увеличением пода­ чи топлива) снижение т]* обусловливается ухудшением сгорания изза появления зон, где местные значения а меньше единицы, и сгора­ ние топлива затягивается по времени и может сопровождаться до­ горанием на линии расширения. При работе на форсированных ре­ жимах с малыми коэффициентами а возможно и неполное сгорание топлива.

Увеличение избытка воздуха, наоборот, компенсирует несовер­ шенство смесеобразования: сгорание заканчивается за меньший про­ межуток времени, процесс расширения характеризуется большей полнотой и индикаторный КПД возрастает. Однако при чрезмерных избытках воздуха (а > 3) эта закономерность нарушается. При ма­ лых цикловых подачах из-за снижения температуры стенок камеры сгорания и ухудшения распыливания воспламенение топлива насту­ пает позднее, относительные потери теплоты с газами вновь возрас­ тают и индикаторный КПД уменьшается. Иначе говоря, на коэффи­ циент т в л и я ю т нагрузка, частота вращения и связанное с ними ка­ чество протекания рабочего процесса.

Определенной характеристике дизеля свойственны свои законо­ мерности изменения коэффициента т|ь которые и подлежат изуче­ нию при анализе характеристик.

Механический КП Д дизеля т]г- = N J N t легко определяется, ес­ ли для рассматриваемой характеристики известны индикаторные зависимости N iy p iy Af,-, мощности механических потерь AfM, сред­

Механические потери суммируются из потерь на трение, на при­ вод навешенных насосов, в том числе продувочных насосов двухтакт­ ных и наддувочных компрессоров четырехтактных дизелей с меха­ ническим наддувом; к механическим потерям относят и работу на­ сосных ходов четырехтактного дизеля.

При анализе изменения механических потерь на различных ре­ жимах обычно исходят из того, что механические потери мало зави­

15

сят от нагрузки, но весьма существенно — от частоты вращения. Это положение установлено многочисленными исследованиями и мо­ жет быть объяснено закономерностями изменения коэффициента трения в условиях жидкостного трения. С ростом скорости скольже­ ния увеличиваются сила внутреннего трения в масляном слое и ко­ эффициент трения. Повышение же давления до определенных пре­ делов ведет к уменьшению коэффициента трения.

Кроме того, мощность, расходуемая на привод навешенных ме­ ханизмов, в зависимости от типа насоса изменяется пропорцио­ нально квадрату или кубу частоты вращения.

В итоге зависимость N M(п) приближенно определяется эмпири­ чески:

При эксплуатации коэффициент А может несколько изменяться в зависимости от температуры масла, состояния поверхностей тре­ ния, масляных зазоров, затрат энергии на привод навешенных меха­ низмов.

Однако следует учитывать, что механический КПД у\м зависит от относительных механических потерь N M/ N it Это значит, что и при неизменных внутренних сопротивлениях дизеля коэффициент т]м не остается постоянным, если меняется качество рабочего про­ цесса и мощность N h например, вследствие неудовлетворительного распыливания топлива, загорания окон, отложений в проточной части турбины или компрессора и т.п. Отсюда также следует, что при эксплуатации эффективные энергетические показатели оцени­ вать по индикаторным правильнее не по стендовым значениям т]м, а непосредственно по кривым N M(я), р м (п), М м (п). Эти кривые бо­ лее стабильны во времени и для данного дизеля определяются через т]м (я) и разности N u = N t — N e; рм = p t — ре; AfM= M t —

— M f, по результатам стендовых испытаний.

1.4. Тепломеханическая нагруженность

Обеспечение допустимой тепломеханической нагруженности су­ довых дизелей — одна из важнейших задач эксплуатации. Услов­ но ее разделяют на две составляющие: механическую и тепловую напряженность.

Механическая напряженность. Это обобщенное понятие характе­ ризуется напряжениями, деформациями, давлениями в элементах остова, движения и в узлах сопряжений под действием механиче­ ских нагрузок. От уровня механической напряженности зависят работоспособность деталей, приводов, подшипников, условия

16

их смазывания, износ, возмож­ ность появления усталостных разрушений и т. п.

Однако при измерении на­ пряжений, деформаций, давле­ ний возникают, определенные технические трудности, и эти параметры при эксплуатации непосредственно не контролиру­ ются. Поэтому важно устано­ вить те косвенные показатели, ко­

торые правильно отражали бы механическую напряженность дизеля и легко подвергались контролю или анализу в процессе эксплуатации.

Для конкретного дизеля с определенными линейными размерами такими показателями являются силы действия газов и силы инер­ ции движущихся масс. Поскольку эти силы переменны, то показате­ ли механической напряженности должны отражать значение и ха­ рактер их действия во времени. Этим условиям удовлетворяют по­ казатели, характеризующие динамику рабочего цикла и динамику дизеля (рис. 1.7).

К динамическим показателям рабочего цикла относятся: мак­

достигают максимальных значений. Однако «жесткая» работа дизеля (повышенные значения X, Ар/Дф) может вызвать разруше­ ние подшипников и при умеренном давлении рг.

Динамические показатели рабочего процесса являются основные ми, по которым на практике оценивают механическую напряжен­ ность дизеля. Они легко поддаются контролю с помощью обычных механических индикаторов (Д/?/Дф — по развернутой диаграмме или по осциллограмме). Наибольшее внимание уделяется давлению pz\ превышение заданного значения pz в эксплуатации не допускается. Для некоторых режимов это может служить достаточной гарантией от перегрузки дизеля в механическом отношении. Такое положение объясняется тем, что размеры основных деталей проверяют на проч­ ность из расчета действия давления pz.

Учитывая определяющее значение давления в оценке механи­ ческой напряженности, важно рассмотреть его связи с другими па­ раметрами. Выражение для рг вытекает из термодинамического со­

где р а = 0,94 4“ 1,05; ps — давление в начале сжатия.

17

Поскольку степень сжатия е — геометрический параметр, то

Переходя к оценке механических нагрузок в деталях движения, отметим, что если давление pz воспринимается полностью стенками камеры сгорания, то коленчатый вал и подшипники подвержены суммарному воздействию сил газов и сил инерции движущихся масс.

Силы инерции и их моменты оказывают большое влияние на на­ пряжения в деталях движения и работу подшипников. При неиз­ менной массе силы инерции зависят от квадрата частоты вращения и вызывают значительные изменения механических нагрузок при изменении скоростного режима. Для учета их влияния введем сле­ дующие показатели динамики дизеля (рис. 1.8): максимальная дви­ жущая сила Ршах (значение силы отнесено к площади поршня); амплитуда движущей силы АР —Ршах — Р ср’>максимальная сум­ марная касательная сила Т ^ тах; амплитуда суммарной касатель­ ной силы A7V

Рис. 1.8. Показатели динамической напряженности дизеля

18

масс одного цилиндра. Частично они характеризуют нагрузку на коленчатый вал и рамовые подшипники согласно зависимости ра­ диальной и касательной составляющих от движущей силы Р.

Кроме силы P max> коленчатый вал и промежуточные валы на­ гружаются суммарной касательной силой Т% всех цилиндров дизе­ ля, вызывающей напряжения кручения. Поэтому при оценке меха­ нической напряженности дизеля показатели Р тах и АР дополня­ ются силами Т2 тах и А7%.

Движущая сила Р определяется алгебраической суммой сил

10— 15° поворота коленчатого вала (ПКВ) после ВМТ, когда сила Pj близка к максимальному значению P/maxЭто дает основание с достаточной для практики ТОЧНОСТЬЮ Принять P max ~ P z — Pjmax-

рушения деталей. Следовательно, важно знать, в какой степени из­ менение режима влияет на характеристики цикла нагружения и за­ пас длительной прочности детали. Определяющее значение имеет

1,5 -г- 3 — эффективный коэффициент концентрации напряжений; е < 1 — коэффициент, учитывающий снижение предела усталости с увеличением раз­ мера детали.

Вследствие пропорциональности о'а амплитуде силы Р относитель­ ное изменение k0 = а!АР на режимах для дизеля: четырехтактного kG — a/Pz, двухтактного k0 = a/Pmax (где а — постоянная).

Таким образом, запас длительной прочности деталей движения по нормальным напряжениям определяется силой (давлением) газов Pz для четырехтактных дизелей и силой Р шах — Для двухтактных.

Рассмотрим касательные напряжения в элементах валопровода от действия максимальной касательной силы и ее амплитуды.

19

Суммарная касательная сила 7х (рис. 1.8, в) является периоди­ ческой функцией угла поворота ср вала. За период 2n!i для двух­

менение касательных напряжений, создает неравномерность крутя­ щего момента и является источником вибраций от воздействия на фундамент неравномерного опрокидывающего момента дизеля и не­ равномерного упора винта. Влияние силы на механическую напряженность может быть установлено по изменению максималь­ ной силы Т2тах и ее амплитуды АГ£.

Но в свою очередь амплитуда АТг пропорциональна ргу т. е. АТ%= k fpz (где k t — поправочный коэффициент, зависящий от тактности и числа цилиндров /).

Тогда максимальные касательные напряжения на режимах ди­

По аналогии с kG запас длительной прочности валопровода по касательным напряжениям kx для несимметричного цикла нагруже­ ния k%~ (ТааЭф/е), где — предел усталости лабораторного образца на кручение при симметричном цикле. Но амплитуда на­ пряжений при кручении %га пропорциональна амплитуде А Следовательно, kx = Ь7АТ2 = bipz (где V , Ь — постоянные). Эта формула показывает, что мерой изменения kx также является давление рг.

Таким образом, показатели pz и Р тах можно принять опре­ деляющими допустимый уровень механической напряженности ди­ зелей в эксплуатации с учетом циклических нагрузок, но при усло­ вии, что детали движения являются абсолютно жесткими.

В действительности из-за упругости материала и периодического действия сил возникают вынужденные колебания деталей, способные вызвать значительные дополнительные напряжения. Наиболее подвержены колебаниям коленчатый и промежуточный валы, состав­ ляющие валопровод установки. Валопровод с навешенными массами представляет собой упругую систему, обладающую инерцией и недо­ статочной крутильной и поперечной жесткостью. Во время работы валопровод испытывает крутильные, изгибающие и осевые колеба­ ния, вызывающие увеличение сил Р и Т. Возникающие при этом напряжения накладываются на основные напряжения, и запас дли­

20