Сумарний вплив експлуатаційних факторів на витрату палива дизеля типу 6S46MC

Для деяких суден (траулерів, криголамів, буксирів, китобійних суден та ін.) характерне плавання в умовах значних коливань опору води руху судна, що різко змінює крутизну гвинтової характеристики.

Для визначення номінальної  частоти обертання валу (гребного валу) і відібраної від двигуна  потужності (якщо двигун безпосередньо  пов'язаний з гребним гвинтом) зовнішню, або граничну характеристику двигуна  поєднують з нормальною гвинтовою. При цьому нормальна гвинтова характеристика знімається при прямому  вільному (без буксира) ході судна  на спокійній воді, чистому корпусі, нормальному осіданню і при роботі усіх гребних валів і двигунів.

Для зручності аналізу  режимів роботи двигунів за гвинтовою  характеристикою її представляють  зазвичай у вигляді кубічної параболи  
N_e = сп³. Коефіцієнт с визначається, як правило, за даними випробувань судна на режимі повного ходу. Для конкретного судна за незмінних гідродинамічних умов роботи гребного гвинта коефіцієнт с зберігається постійним. При цьому зовнішня, гранична, і нормальна гвинтова характеристики перетинаються при номінальній частоті обертання валу і двигун по потужності і моменту може бути навантажений до номінальних значень. При зміні гідродинамічних умов роботи гвинта значення коефіцієнта с змінюватиметься. У зв'язку з цим зміниться потужність, що поглинається гвинтом при цій частоті обертання гребного валу. Отже, гвинтова характеристика перетнеться із зовнішньою і обмежувальною характеристиками вже при іншій частоті обертання. Зазвичай відбуватиметься збільшення коефіцієнта с, тобто так зване обважнення гвинтових характеристик. В цьому випадку виникнуть обмеження по оборотах, бо допустиму потужність двигун розвиватиме при зниженій частоті обертання. При проектуванні СДУ необхідно знати максимально допустимі частоти обертання, щоб уникнути перевантаження дизеля і в той же час забезпечити повніше використання його можливостей.

При роботі на ГФК усі  можливі режими навантаження ГД вкладаються  в полі між гвинтовою характеристикою  швартовного режиму і гвинтовою  характеристикою ходу в баласті  при невеликому (до 2..3 балів) попутному вітрі (рис. 3.2).

Рисунок. 3.2 - Залежність потужності ГД від частоти обертання при  роботі на ГФК в різних умовах плавання: 1-3 - гвинтові характеристики при ході у вантажі, баласті, на швартовах; 4-5 - гранична і зовнішня по моменту на валу характеристики; 6 - регуляторна характеристика; n_mln - мінімальна стійка частота обертання валу двигуна

 

При роботі дизеля на ГРК  це поле розширюється в напрямах пологих "легких" гвинтових характеристик (із зменшенням крокового відношення гвинта H/D до нуля). Крайня швартова характеристика відповідає роботі ГРК з максимальним кроком (рис. 3.3).

Рисунок 3.3 - Залежність потужності ГД від частоти обертання при роботі на ГРК в різних умовах плавання: 1,2,3 - гвинтові характеристики ГФК на режимі вільного ходу з вантажем, баласті, на швартовах; 4,5,6 - зовнішня по моменту на валу гранична і регулююча характеристики.

Аналіз гвинтових характеристик  показує, що показники роботи двигуна, у тому числі потужність і економічність, змінюються в дуже широких межах. У області низької частоти обертання колінчастого валу дизель значною мірою недовантажується, а економічність різко погіршується. Тому тривале використання дизеля на таких режимах недоцільно. Мінімальна питома витрата палива досягається при частоті обертання колінчастого валу, складовій (0,8…0,85) n_ном.

Наявність характеристик  навантажень дозволяє в процесі  проектування установок вибирати найбільш економічні режими використання дизелів, визначати максимально допустимі  значення  N_e або М_кр при заданій частоті обертання.

3.2 Діаграми вибору навантажень  головного двигуна

 

У діаграмах вибору навантажень  для судів з ГФК фірма MAN приводить  характеристики двигуна для легкого  гвинта (якщо судно йде в баласті) і для важкого гвинта (коли плавання судна відбувається в штормовому морі, проти течії, при сильному вітрі  і так далі). Діаграми мають прямі лінії оскільки використовуються логарифмічні шкали.

Ефективна потужність дизеля пропорційна середньому ефективному тиску Р_me і частоті обертання колінного валу n.

,

при постійному Р_me потужність пропорційна обертам:

,

i потужність, що поглинається  ГФК, відповідно до закону гвинта:

N_е = сп³.

Тому для даного випадку  потужність може бути виражена як функція  обертів n з показником міри і, тобто:

N_е = сп^і.

Далі в діаграмах навантажень  і вибору двигуна використовуються логарифмічні координати, в яких степеневим функціям відповідають прямі лінії, що робить діаграми простими і наочними.

На рис. 3.4 приведена така діаграма навантажень двигуна серії МС, на якій гвинтові характеристики паралельні лінії 1, а лінії постійних ефективних тисків паралельні лінії 2.

Фірма МАN для дизелів, розроблених цією фірмою і відповідно для дизелів виробництва ЗАТ "БМЗ" за ліцензійною угодою вводить градацію потужностей, назви яких відрізняються від зазначених в ГОСТах.

Так, вводиться поняття  максимально-тривалої потужності (МТП) - це максимальна потужність, що потребується суднобудівельним об'єднанням або судновласником для тривалої експлуатації обраного двигуна. Ця потужність може відповідати  точці А (рис. 3.4) або вона може знаходитися в будь-якій точці діаграми вибору робочих режимів, не виходячи за межі площі, обмеженої лініями 4, 5, 7, 3.

Рисунок 3.4 - Діаграма навантажень двигунів MAN серії МС: 1 - гвинтова характеристика, що відповідає номінальній потужності; 2,5 - лінії Р_me = const; 
3 - лінія максимальної частоти обертання; 4 - лінія максимального крутильного моменту; 6 - зона характеристик легкого гвинта; 7 - лінія N = const; 8 - лінія граничних значень параметрів

3.3 Експлуатаційні режими  головного двигуна

 

Коли обрана МТП, ця потужність стає максимальною потужністю, понад  яку допускається перевантаження на 10% при обмеженні за часом роботи 1 година з перервою в двадцять годин.

Зазвичай двигун починає  працювати в умовах судна не на МТП, а меншій потужності, названій тривалою експлуатаційною потужністю (ТЕП). ТЕП - це потужність, при якій передбачається тривало експлуатувати двигун.

Звичайне визначення необхідної потужності і обертів гвинта здійснюють в припущенні оптимальних умов роботи, тобто при чистому корпусі і гарній погоді. Знайдене поєднання частоти обертання і потужності може бути назване проектною точкою винта ПТ, яка розташовується на характеристиці легкого гвинта (лінія 1 на рис. 3.5). Під час експлуатації при зміні шорсткості корпусу гвинт стане гідравлічно важким і при тій же потужності оберти двигуна впадуть. Тому при виборі двигуна рекомендується в порівнянні з гвинтовою характеристикою 1, обрати важчу гвинтову характеристику 2, яка має більш низькі оберти. Звичайно це зниження частоти обертання приймається близько 5% від проектної точки.

Рисунок 3.5 - Діаграма вибору робочих точок головного двигуна: 1 - легкий гвинт; 2 - важкий гвинт; ПТ - проектна точка; ТТЕ – точка тривалої експлуатації; МТП - максимально тривала потужність

При поганій погоді з сильним вітром опір руху судна може значно зрости, що рівнозначно обважченню гвинтової характеристики. Тому при визначенні необхідної потужності головного двигуна необхідно врахувати так званий морський запас, який традиційно приймається в розмірі 15% від потужності проектної точки. Проте для великих контейнеровозів іноді можна використовувати запас в 20…30%.

Таким чином, підсумкове поєднання  частоти обертання і потужності, якщо враховані важкий гвинт і  морський запас, представляє точку  тривалої експлуатації - ТТЕ. Характеристика важкого гвинта 2 для корпусу, що обріс, і штормової погоди зазвичай використовується як база для робочої  характеристики двигуна в експлуатації.

Часто при виборі потужності головного двигуна додають запас  близько 10% на погіршення технічного стану  дизеля в експлуатації, який означає, що ТЕП представляє 90% від специфікаційної, якщо не передбачається установка валогенератора, що приводиться від головного двигуна. Інакше повинна враховуватися додаткова потреба в потужності для валогенератора.

Діаграма вибору двигуна  обмежена двома лініями: постійного середнього ефективного тиску L_l L₃ і L₂ L₄ і двома лініями постійної частоти обертання L_l L₂ і L₃ L₄ (рис. 3.6). Точка L₁ вказує номінальну МТП двигуна.

У межах площі діаграми є можливість вільного вибору точки  специфікацією МТП. Проте найбільш низька питома витрата палива досягається приблизно при 70…80% потужності від обраної точки оптимізації (рис. 3.6).

У зоні більш високих потужностей можна чекати деякого збільшення питомої витрати палива.

 

Рисунок 3.6 - Схема вибору режимів роботи двигунів МС фірми MAN, що працюють на ГФК: 1 - номінальна характеристика гребного гвинта; 
2 – обважнена характеристика гребного гвинта; 3 - лінії постійних значень середнього ефективного тиску

 

РОЗДІЛ 4 
 
ЕКСПЛУАТАЦІЇ ГОЛОВНОГО СУДНОВОГО ДИЗЕЛЯ З ВИКОРИСТАННЯМ МЕТОДІВ ДІАГНОСТИКИ ТА РЕГУЛЮВАННЯ ПАЛИВНОЇ АПАРАТУРИ

 

В процесі доведення на стенді заводу-будівельника, при здавальних випробуваннях і при експлуатації розбіжність потужності по циліндрах  дизеля на повному ходу не повинна  відрізнятися більш, ніж на (±2,5 %). Така розбіжність потужності по циліндрах дизеля (±2,5 %) регламентується "Правилами технічної експлуатації суднових технічних засобів і конструкцій". Рівне навантаження циліндрів з нормованим допуском розбіжностей забезпечується за даними відображення шляхом зміни індексу паливного насоса. Це означає - шляхом зміни активного ходу плунжера h_a, хоча такий параметр і не використовується на заводах як регулювальний. Якщо у нового, добре відрегульованого двигуна заміряти h_a, то виявиться, що цей параметр буде приблизно рівним по усіх циліндрах.

Упродовж усього терміну  експлуатації головного суднового  дизеля його технічний стан підтримується  на рівні "як новий", не дивлячись  на те, що технічний стан паливної апаратури  погіршується з часом. Для забезпечення того ж навантаження циліндра необхідно  збільшувати індекс паливного насоса (чи покажчик навантаження), тобто погіршення стану системи уприскування компенсується  збільшенням активного ходу плунжера h_a. Чим гірше технічний стан, тим більше активний хід плунжера для забезпечення того ж p_mi - середнього індикаторного тиску в циліндрі. Таким чином, стан паливної апаратури може бути оцінений двома параметрами: активним ходом плунжера ПНВТ і середнім індикаторним тиском в циліндрі.

Це дає основу для оцінки технічного стану паливної апаратури  за допомогою залежностей середнього індикаторного тиску від активного  ходу плунжера p_mi=f(h_a) при різному технічному стані системи уприскування палива (рис. 4.1). Сімейство взаємозв'язків p_mi=f(h_a), заздалегідь побудованих для різного технічного стану системи подачі палива, може бути використане як для діагностики її поточного технічного стану, так і для вирішення завдань регулювання паливної апаратури при її довільному технічному стані, а саме - для однозначної відповіді на питання, наскільки треба змінити активний хід плунжера, щоб отримати необхідний середній індикаторний тиск в циліндрі. Неодмінною умовою такого підходу є наявність регулювальної характеристики ПНВТ для кожного циліндра конкретного дизеля, що дозволяє знайти активний хід плунжера на будь-якому режимі за значенням індексу або покажчика навантаження насоса.

 

 

Рисунок 4.1 - Схема діагностичних характеристик паливної апаратури

 

Еталонна характеристика А (рис. 4.1) відповідає технічному стану системи упорскування палива, що задовольняє допускам і стандартам на виготовлення і монтаж виробника. Припустимо, що при цьому робота двигуна характеризується точкою 1. При погіршенні технічного стану характеристика системи зміщується вниз. При роботі на характеристиці В при тому ж активному ході плунжера середній індикаторний тиск в циліндрі буде менше (точка 2). Для забезпечення того ж середнього індикаторного тиску  активний хід має бути збільшений на величину Δh_a (точка 3). Крива С відповідає гранично допустимому погіршенню технічного стану системи подачі палива, коли циліндр ще може дати повну потужність. Нижче за цю криву не може бути забезпечена повна потужність в циліндрі або в циліндрі відсутній спалах палива на мінімальних обертах двигуна. Робота в цій області недопустима за умовами безпеки мореплавання.

Залежності p_mi=f(h_a) при різному технічному стані елементів системи уприскування (ПНВТ - трубопровід форсунки - форсунка) носять узагальнений і універсальний характер для усіх конструкцій незалежно від виробника паливної апаратури дизеля цього типорозміру. Вони уперше дозволили обґрунтовано вирішувати питання безпеки мореплавання шляхом своєчасного і обґрунтованого вибраковування елементів системи подачі палива на основі поточного відображення двигуна. Про необхідність заміни елементів системи упорскування палива свідчить розташування точки роботи циліндра в зоні нижче кривий С (рис. 4.1).

Для теоретичної побудови діагностичних графіків дизеля на стадії його проектування і будови, коли експериментальні дані відсутні, необхідно вирішити 2 завдання:

- розрахувати циклову  подачу палива одним з методів  на основних режимах експлуатації  дизеля при заданих параметрах  регулювання ПНВТ і при різному технічному стані системи упорскування палива;

- оцінити розрахунком,  якого значення може бути набуте  середній індикаторний тиск на  кожному розрахунковому режимі, що дозволить зв'язати параметри  регулювання з параметрами робочого  процесу і вирішити поставлене  завдання.

Для розрахунку циклової подачі і оцінки закону упорскування палива на різних режимах необхідно вибрати  метод теоретичного аналізу. Методи опису поведінки паливної апаратури отримали свій розвиток в 50-х роках і безперервно покращувалися до 90-х років минулого століття. Серед класичних методів розрахунку гідродинамічних процесів слід виділити роботи І.В.Астахова, Ю.Я.Фоміна, Т.Ф.Кузнєцова, Б.П.Пугачова і пізніших робіт І.С.Ісаєва, О.П.Перепеліна, Л.В.Грехова, Л.Н.Голубкова. Спектральний або "частотний" метод розрахунку систем подачі палива уперше застосований до розрахунку газотурбінних двигунів Ю.Н.Гризодубом. Для суднових дизелів метод застосований практично А.А.Обозовим.