Voznitskiy_-_Sudovye_dizeli_i_ikh_expluatatsia
.pdfПомимо внешнего воздействия сил инерции и их моментов, по следние, действуя внутри остова двигателя, нагружают и деформи руют его конструкции. Центробежные силы, действуя в плоскости колена вала, а силы инерции I и II порядков — в плоскости осей ци линдров, нагружают коленчатый вал и подшипники и передаются фундаментной раме. Одновременно вал нагружается моментами М ц, М\ и М ц, которые стремятся изогнуть вал в плоскостях их действия; деформация вала воспринимается подшипниками (осо бенно центральными, испытывающими наибольшую нагрузку) и фундаментной рамой, в которой они расположены. В итоге в фунда ментной раме, как и на валу, под действием моментов сил инерции возникают напряжения изгиба и деформации. Отмеченное действие сил инерции внутри остова двигателя определяет внутреннюю не уравновешенность двигателя.
Заметим, что независимо от степени и характера внешней не уравновешенности двигателя внутренне он всегда остается неурав новешенным.
Из формул (13.18) — (13.20) видно, что чем больше частота вращения вала и больше масса движущихся частей, тем больше силы инерции и больше сказывается их воздействие на остов самого двигателя (внутренняя неуравновешенность) и его фундамент (внеш няя неуравновешенность).
Способы уравновешивания. Внешняя неуравновешенность дви* гателя, особенно если неуравновешенные силы и моменты значи тельны, может вызывать последствия, связанные с вибрацией как самого двигателя, так и соединенных с ним конструкций корпуса судна. Поэтому в отдельных случаях для уменьшения вибрации прибегают к уравновешиванию возникающих в двигателе сил и мо ментов.
Уравновешивание центробежных сил осуществляется путем ус тановки на щеках кривошипов противовесов. При вращении в кри вошипе одного цилиндра (рис. 13.5) возникает центробежная сила
Р ц, лежащая в плоскости кривошипа,
Р ц — Швр Я СО2 ,
где твр — масса неуравновешенной части кривошипа (кривошипная шей
ка и часть массы щек) и ориентировочно 0,6 массы шатуна, участвующей во вращательном движении, кг; R — радиус кривошипа, м.
Сила Р ц может быть уравновешена двумя противовесами, укреп ленными на щеках кривошипа. Они развивают центробежную си
лу |
2Рпр = Р ц. Тогда |
можно записать mBPR со2 = 2/ппррсо2 или |
при |
равенстве угловых |
скоростей масс двигателя и противовесов |
|
|
m Bp/? = 2m n p p , |
где тар — масса одного противовеса, кг; р — радиус инерции противовеса, равный расстоянию от его центра тяжести до оси вращения, м.
270
Оф
пр
пр■
Рис. 13.5. Схема уравнове
шивания центробежных сил с помощью противовесов
Рис. 13.6. Схема уравнове шивания сил инерции I по- . рядка
При наличии в системе неуравновешенного момента имеются две возможности его погасить: первая приводит к уравновешиванию центробежных сил в пределах каждого цилиндра, вторая — к урав новешиванию свободного момента системы парой противовесов, раз вивающих равный, но противоположный по знаку момент. Расстоя ние между этими противовесами желательно выбирать максималь но большим, с тем чтобы по возможности уменьшить их массу.
Иногда прибегают к установке противовеса для разгрузки ра мовых подшипников. В этом случае противовесы часто навешива ют на щеки под углом к их оси.
Уравновешивание сил инерции I и II порядков, возникающих от поступательно движущихся масс цилиндра, невозможно осущест вить с помощью противовесов, установленных на щеки вала, так как центробежная сила противовесов, находясь в плоскости колена, при вращении вала непрерывно меняет плоскость своего действия. Необходимо же иметь уравновешивающую силу только в вертикаль ной плоскости. Задача может быть решена, если использовать две массы, вращающиеся в разные стороны (рис. 13.6). Эти массы за клинены на дополнительных валах таким образом, что создаваемые при их вращении вертикальные составляющие Р цш центробежных сил складываются и дают составляющую 2Р т = Р /ь но противопо ложно направленную, которая и уравновешивает силу Pj\ I поряд ка. Горизонтальные составляющие Рцг взаимно уничтожают друг друга. Таким образом можно уравновесить и силу инерции II по рядка, но для этого необходимо, чтобы противовесы вращались в противоположные стороны с удвоенной угловой скоростью 2ш. Изложенный метод известен под наименованием «Ланчестер Балан сир».
271
Уравновешивая силы, можно подобным способом уравновесить и создаваемые ими моменты Mi и Мц. Как видно из табл. 13.1,
двухтактные двигатели имеют неуравновешенные |
моменты от сил |
|
1 и II порядков, значение которых согласно формулам (13.22) и |
||
(13,23) |
пропорционально радиусу кривошипа |
R и отношению |
R / L = |
к,‘ В современных длинноходовых двигателях величины R и |
к возросли примерно в 1,8 раза, что не могло не отразиться на росте сил инерции и вызываемых ими моментов. Этим объясняется, что если в двигателях более ранних конструкций метод'уравновеши вания «Ланчестер Балансир» в основном применялся исключитель но в высоко- и среднеоборотных двигателях, для которых характер ны большие силы инерции в силу высокой частоты вращения вала, то с появлением длинноходовых конструкций его стали при менять и в малооборотных двухтактных двигателях,
13.4. Колебания дизеля и вызываемые ими вибрации
Продольные колебания. Этот вид колебаний возникает под дей~ •ствием тангенциальной Т и радиальной Z составляющих сил дей» ствия газов и сил инерции масс, нагружающих кривошипы колен чатого вала и вызывающих деформацию колен в виде поперемен ного расхожденияили сближения щек (рис. 13.7). В итоге вал при™ обретает колебания вдоль оси, которые передаются упорному подшиннику, а через него фундаменту и корпусу судна. Продольные колебания стали особенно заметными с ростом форсирования дви гателей, так как увеличилось отношение pjpe с 7,5 до 9,0. Про дольные колебания возбуждаются также меняющимся упором гре бного винта из-за пульсирующего характера действия воды на вра щающиеся лопасти и крутильных колебаний валопровода и винта, В целях уменьшения продольных колебаний коленчатого вала и вызываемых ими вибраций судна на носовой фланец вала устанав ливают гидравлический демпфер норшневош типа (см, рис. 3.17).
Рис, |
13.7. Схема деформации кривошипа (а) и зависимости ее от отношения |
S /D |
и силы Р г (б ) |
272
Рис. 13.8. Схема устранения попереч ных колебаний (раскачивания) дви гателя
Рис. 13.9. Графики для определения критических значений и запертных зон частот вращения
Колебания в поперечной плоскости* Малооборотный крейцкопф ный двигатель, имеющий большую высоту, раскачивается в попе речной плоскости под действием моментов, возникающих в преде лах каждого цилиндра от нормальных сил N , передаваемых через крейцкопфный узел параллелям. Частота этих колебаний невелика и равна произведению ni (где i —•число цилиндров). Для самого двигателя эти колебания неопасны, но они могут вызвать нежела тельные высокие местные напряжения в наборе второго дна корпу са судна под фундаментом двигателя. Чтобы этого избежать, остов двигателя в его верхней части раскрепляется с набором корпуса суд на в зоне главной палубы с помощью двух пар поперечных связей 1 (рис. 13.8), снабженных эластичным гидравлическим звеном 2. Наличие этого звена позволяет сохранять постоянной силу натяже
ния связей вне зависимости от возможных при изменении |
загруз |
ки судна (плавание в балласте или в грузу) деформаций |
его кор |
пуса. |
|
Крутильные колебания. В дизельной установке крутильные ко лебания испытывают коленчатый вал» промежуточные и гребной валы с навешенными на них массами (детали механизма движения отдельных цилиндров, маховик,, соединительные муфты, гребной винт), связанные в единую-упругую систему валопровода.
Крутильные колебания представляют собой периодические ко лебания в плоскости вращения навешенных на вал масс» при кото рых участки вала между массами скручиваются и раскручиваются
под |
действием циклически меняющегося крутящего момента |
(см, |
рис. 13.3, а). |
273
При совпадении частот свободных и вынужденных колебаний наступает явление резонанса, при котором амплитуда крутиль ных колебаний (угол скручивания вала) и пропорциональные ей дополнительные напряжения кручения увеличиваются и могут ока заться опасными для прочности вала и вызвать его поломку (рис. 13.9, а, б). Опасные режимы работы можно определить с по мощью графика (см. рис. 13.9, б). На рис. 13.9, а резонансные час тоты появляются при пересечении линий собственных колебаний вала двигателя vcl и vc2 с двумя гармоническими составляющими вынужденных колебаний vB и vB2. На этот же график наносится линия допускаемого напряжения от крутильных колебаний тдоп, установленного из соображений усталостной прочности материала вала. Если линия допускаемого напряжения не пересекает резо нансных кривых, резонансные напряжения особой опасности не представляют и режимы пкр2 и я крз допустимы для длительной работы. Режим лкр1 опасен для длительной работы, так как прямая допускаемого напряжения отсекает на резонансной кривой участок чрезмерно больших напряжений, Диапазон частот вращения вбли зи пщ1 (% -f- л2), называемый критическим, опасен для длитель ной работы» Он является запретной зоной. На циферблатах тахо метров запретные зоны частот вращения отмечают красными сек торами. Длительная работа в пределах этой зоны недопустима, и переходить ее надо быстро.
Критическую частоту вращения можно установить не только рас четным путем, но и при помощи специального прибора —■торсио- графа, позволяющего снимать с работающего двигателя графики крутильных колебаний (торсиограммы).
В н е ш н и е п р и з н а к и работы двигателя в зоне крити ческих частот вращения: сильная вибрация и резкие стуки в двига теле вследствие периодического изменения'угловой скорости отдель ных кривошипов, нарушающего уравновешенность сил инерции дви~ жущихся масс; нагрев отдельных участков валопровода (иногда до появления цветов побежалости) вследствие внутреннего трения частиц металла при упругих деформациях кручения.
Если запретная зона частот вращения оказывается в области ра» бочих режимов двигателя, принимают меры для смещения п кр за пределы этой области. Для этого еще в процессе проектирования установки изменяют частоту свободных колебаний системы
(13.24)
путем изменения момента инерции G/p сечения коленчатого вала или валопровода (изменением диаметра вала) либо моментов инерции 01 маховых масс (изменением массы маховика, гребного вала или установкой динамических гасителей колебаний — антивибраторов), здесь I — расстояние между массами, м,
274
Иногда |
прибегают к |
уменьше |
|
||
нию амплитуды резонансных коле |
|
||||
баний следующими |
способами: из |
|
|||
менением |
порядка |
вспышек в ци |
|
||
линдрах (что не всегда возможно); |
|
||||
разделением |
крутильной |
системы |
|
||
путем установки между двигателем |
|
||||
и валопроводом гидромуфты; уста |
|
||||
новкой специальных гасителей кру- |
Рис. 13.10. Резинометалжческий |
||||
тильных |
колебаний — демпферов |
амортизатор |
|||
(см. рис. 3.17, б). |
|
|
|
||
Вибрация |
корпуса судна. При работе двигателя возникает виб |
рация как его самого, так и корпуса судна, особенно его кормовой оконечности, трубопроводов, механизмов и пр. Вибрация усилива ется при достижении определенной частоты вращения вала двигате ля, когда наступает явление резонанса. Резонансные зоны меняются при изменении загрузки судна, мест и способов крепления трубопро водов, механизмов, так как это сказывается на частоте их свобод ных колебаний. Иногда под действием вибрации в конструкциях об разуются трещины.
И с т о ч н и к о м возмущающих сил являются:
внешне неуравновешенные силы инерции вращающихся и по ступательно движущихся масс I и II порядков, под действием кото рых возникают колебания в горизонтальной и вертикальной плоско стях;
моменты сил инерции центробежных, I и II порядков* стремя щиеся опрокинуть двигатель в вертикальной продольной и попереч ной и горизонтальной плоскостях, проходящих через его центр тя жести, и вызывающие изгибающие колебания корпуса судна в этих плоскостях;
опрокидывающий момент двигателя Мопр, действующий в по перечной плоскости и вызывающий колебания в этой плоскости; силы, вызывающие продольные колебания вала двигателя и соз
дающие в корпусе судна колебания в диаметральной плоскости; крутильные колебания •вследствие неравномерности создавае
мого двигателем крутящего момента (благодаря совершенствованию методов расчета крутильные колебания не представляют серьезной проблемы в вопросах вибрации корпуса судна, но их нужно при нимать во внимание при обеспечении прочности коленчатого вала и валопровода).
Ослабить вибрацию корпуса судна можно путем локализации ко лебаний двигателя введением упругой связи между ним и фундамен том.
В качестве упругой связи используют резинометаллические или пружинные амортизаторы, устанавливаемые между двигателем и его фундаментом (рис. 13.10» а).
275
Для того чтобы понять сущность действия амортизатора, рас смотрим упрощенную схему (рис. 13.10, б), в которой двигатель представлен в виде массивного тела массой т , закрепленного на пружине жесткостью С. Свободные колебания такой системы будут происходить с частотой, Гд,
(13.25)
Вынужденные колебания тела вызываются возникающей в нем переменной силой Р , частота изменения которой и соответственно частота вынужденных колебаний vB. Сила Р, будучи неуравнове шенной , через пружину частично или полностью передается осно ванию, возбуждая в нем также колебания. Если обозначить переда ваемую силу на нижнем конце пружины через Z, то отношение
К = Z/P , называемое коэффициентом передачи, может быть представлено
Из выражения (13.26) видно, что коэффициент передачи К. за висит от соотношения между частотами вынужденных и свободных колебаний тела, но поскольку частота вынужденных колебаний определяется частотой изменения силы и изменить ее нельзя, то для уменьшения коэффициента К остается единственный путь увеличе ние отношения vB/vc путем уменьшения частоты свободных колеба ний. Последняя, как это следует из формулы (13.25), зависит от жесткости С пружины.
Таким образом, чтобы уменьшить силы, передаваемые двига телем судовому фундаменту, нужно добиться уменьшения коэффи циента передачи К путем снижения частоты колебаний vc и соот ветствующего уменьшения жесткости С амортизатора.
На амортизаторы можно устанавливать лишь двигатели с жест ким остовом, в противном случае не исключена деформация фунда ментной рамы, являющейся постелью рамовых подшипников. Ус тановка на амортизаторы требует разобщения вала двигателя с валопроводом с помощью гибкой муфты, гибких соединений подходя щих к нему трубопроводов, в том числе и выпускного.
Контрольные вопросы |
|
|
|
||
h |
Покажите силы и моменты, действующие в КШМ. |
||||
2. |
Каков характер изменения суммарного крутящего момента? |
||||
3. |
Чем вызвана |
неравномерность вращения |
вала и как ее уменьшить? |
||
4. |
Чем |
вызвана |
неуравновешенность двигателя? |
||
5. Как уравновесить центробежные силы и моменты? |
|||||
6. |
Чем |
уравновесить силы инерции I и |
II |
порядков? |
|
7. |
Чем вызваны продольные колебания вала и как их уменьшить? |
||||
8. |
Что |
представляют собой крутильные |
колебания вала? |
9.Что такое резонанс и запретные зоны частоты вращения?
10.Каково назначение амортизатора?
Ч А С Т Ь Т Р Е Т Ь Я
ТЕХНИЧЕСКАЯ ЭКСПЛУАТАЦИЯ Д И ЗЕ Л Е !
Г л а в а 14. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ЭКСПЛУАТАЦИИ
14.1. Показатели и характеристики дизеля"
Общие сведения. Одна из задач технической эксплуатации со стоит в умении технически обоснованно выбрать режим работы дви гателя применительно к конкретным условиям плавания и техниче ского состояния судна и двигателя. Решение этой задачи требует знания как характеристик двигателя, так и показателей, на основе которых оценивается его работа на том или ином режиме. Показате ли работы двигателей условно могут быть подразделены на показа тели энергетические, экономические и эксплуатационные.
К энергетическим и экономическим показателям относят эф
фективную и индикаторную мощность Ne и N if |
крутящий момент |
|
Ме9 средние давления |
ре и р и частоту вращения |
/г, удельные рас |
ходы топлива ge и g t, |
|
|
К эксплуатационным показателям относят давление и темпера туру, фиксируемые штатными приборами и характеризующие работу двигателя и обслужи вающих его систем, а также дополнительные параметры, дающие возможность судить о тепловой и механической напряженности двигателя, о том, как обеспечиваются на данном ре жиме его надежность и экономичность. Напряжения в элементах конструкции двигателя возникают под воздействием тепловых пото ков со стороны газов и механических нагрузок, вызываемых сила ми действия газов и инерции движущихся масс. Непосредственное определение тепловых и механических напряжений затруднено, поэтому в эксплуатации прибегают к методам их косвенной оценки.
Тепловая напряженность находится в прямой зависимости от на грузки цилиндра, характеризуемой средним индикаторным давле нием, положением указателя нагрузки (УН) или топливной рей ки (ТР).
Косвенными критериями тепловой нагрузки цилиндра служат температура выпускных газов и охлаждающих сред (воды и масла). Ценную информацию дает непосредственное измерение температуры втудки цилиндра в верхнем поясе в зоне нахождения первого-вто рого поршневых колец при положении поршня в ВМТ, в поясе выпускных и продувочных окон и перепада температур в огневом днище крышки, являющегося прямой функцией воспринимаемого ею теплового потока. Такие измерения в судовых двигателях явля-
277
ются составной частью автоматизированныхсистемконтроля |
и диаг |
||||
ностики |
ихтехнического состояния. Здесь идалее А 1$ Л 2, |
В , Съ |
|||
С3, С \ |
С" — постоянные |
для определенных условий работы. |
|||
Термические напряжения, |
возникающие в деталях |
ЦПГ, |
|||
|
|
ог = А г §q, |
|
|
(14 .1) |
где 6 — толщина теплопередающей стенки, |
м; q — удельный |
тепловой по |
|||
ток через |
стенку, Дж: |
|
|
|
|
|
|
Di |
п |
|
(14 .2) |
|
q — Bqoxn — — . |
|
|||
|
|
щ |
т |
|
|
В свою очередь относительные потери теплоты через стенки ци линдра в охлаждающую среду
(14.3)
ТА Y PS
После подстановок получим
* Pi |
V n |
T s |
. |
_ |
a t = А |
т |
y ps |
(14 .4) |
|
Л* |
|
|
Из этого выражения следует, что термические напряжения в ЦПГ двигателя увеличиваются с ростом величин р и п и Tst а так же при ухудшении сгорания топлива — снижении r\t и ps.
Механическая напряженность двигателя характеризуется не сколькими параметрами. При анализе напряженного состояния элементов остова наиболее существенной хар актеристикой является максимальное давление сгорания в цилиндрах рг. Состояние дета лей КШМ определяется совместным влиянием силы Рг и силы инер ции движущихся масс Pj, определяемым суммарной силой Р, мак симальное значение которой
Рmax — ^ z~~Pjy |
(14 .5) |
где P j — сила инерции в ВМТ; Pj = mnR(n2 (1 + |
Я). |
Значения Рг устанавливают на основе данных индицирования двигателя, а Р тах и P j подсчитывают по приведенным формулам.
Характеристики. Рабочие режимы, характеризуемые определен ными условиями работы двигателя, объединяются в общее понятие характеристики двигателя. Характеристику принято представлять
ввиде графической зависимости энергетических, экономических и эксплуатационных показателей от одного из параметров двигателя, принимаемого в качестве независимого переменного. При этом если
вкачестве назависимого переменного принимают нагрузку, то ха рактеристика называется нагрузочной, а если частоту вращения, то
скоростной. ■'.
Из скоростных характеристик практический интерес представ ляют внешняя, частичные и винтовые характеристики.
278 |
■ . ’ |
Нагрузочная характеристика. Характеристика представляет со
бой графическую |
зависимость основных показателей двигателя |
от нагрузки при |
постоянном скоростном режиме (п = const). Кри |
терием нагрузки |
служит среднее эффективное давление ре, которое |
и принимают в качестве независимого переменного. При построении нагрузочной характеристики значения ре откладывают по оси абс
цисс, |
а параметры, |
характеризующие работу |
двигателя, — по |
оси ординат (рис. 14.1). |
|
||
По |
нагрузочной |
характеристике работают |
дизель-генераторы |
и главные двигатели, нагружаемые изменением шагового отноше ния HID гребного винта.
■При уменьшении нагрузки цикловая подача топлива g 4 уменьша ется, что в свою очередь сопровождается сокращением продолжи тельности подачи, снижением давления впрыска и качества рас пыливания топлива, особенно ощутимым в области малых нагрузок. Заряд воздуха GBсокращается в связи с падением подачи турбоком прессора либо остается почти без изменений (в двигателе без над дува). Отмеченные изменения и GBприводят к тому, что коэффициент избытка воздуха а = G J ( g nG0) при уменьшении нагрузки уве личивается (см. рис. 14.1). Это обусловливает улучшение сгорания топлива и увеличение индикаторного КПД т|г„ Однако при переходе в область малых нагрузок рост коэффициента rj| замедляется и в от дельных случаях возможно даже некоторое его снижение, что объяс няется ухудшением распыливания топлива и увеличением относи
тельных потерь теплоты в охлаждающую |
воду. |
|||
Индикаторный |
расход топлива g t |
= |
3600/(£?нг|г-) является об |
|
ратной функцией индикаторного КПД, |
и |
поскольку % при умень |
||
шении нагрузки растет, то gi убывает. |
|
|
||
На |
характер изменения удельного |
эффективного р а с х о д а топ |
||
лива g e |
= Я г/^ м ех ОКаЗЫВаЮТ СОВМеСТНОС влияние gi И |
|||
Для выявления зависимости т|мех (ре) воспользуемся выражени |
||||
ем Т|Мех == 1 ' |
мех/^i)• |
|
|
|
Мощность механических потерь практически не зависит от на |
||||
грузки, поэтому с уменьшением давления |
ре остается неизменной, |
в то время как индикаторная мощность N г*убывает. В итоге меха нический КПД г)мех уменьшается, что отрицательно сказывается на удельном эффективном расходе топлива и экономичности работы двигателя: несмотря на снижение g i$ кривая ge (см. рис. 14.1) при уменьшении нагрузки круто поднимается и лишь на небольшом участке [от решом до (0,75 0,8) реном1 удельный расход топ лива несколько понижается, и наиболее экономичный режим ра боты двигателя, как правило, обеспечивается при нагрузке, соот ветствующей ре = (0,7 0,8)реяом.
О тепловой и механической напряженности косвенно можно су дить по температуре выпускных газов /г и максимальному давлению цикла рх. Последние с увеличением нагрузки растут и наибольших
279