Сумарний вплив експлуатаційних факторів на витрату палива дизеля типу 6S46MC

Зборка виконується починаючи  з установки на корпус форсунки перевіреного розпилювача і закріплення їх муфтою, при цьому штанга і пружина форсунки мають бути видалена. Перевірка форсунки після зборки виконується на стенді, як вказано вище.

Затягування пружини на необхідну  величину тиску відкриття голки  краще виконувати, здійснюючи одночасно  впорскування палива насосом. При цьому  деталі займуть необхідне положення. Форсунки, що охолоджуються водою  або паливом, необхідно додатково  опресувати на стенді тиском 0,5 МПа. Опресовуванню піддається порожнина охолодження форсунки або форсунка в зборі із склянкою. Така форсунка також повинна додатково перевірятися на якість розпилу із склянкою в зборі.

2.3 Зношення прецизійних вузлів

 

Зношуваними елементами паливної апаратури є розпилювачі форсунок, плунжерні і клапанні пари паливних насосів. Термін служби вказаних вузлів залежить від багатьох чинників - конструктивних, виробничих і експлуатаційних. Конструктивні  чинники - форма і розміри деталей, матеріал, вимоги до термообробки, вимоги до чистоти поверхонь, до геометричної форми деталей та ін. Умови експлуатації - сорт палива, очищення його від механічних домішок і води, дотримання термінів огляду, правильне складання - істотно  впливають на термін служби прецизійних  вузлів. Один і той же плунжерний вузол може повністю вийти з ладу через задир на першій годині роботи і при якісному складанні може працювати багато тисяч годин.

Збільшення розмірів соплових отворів, порушення їх форми призводить до збільшення розмірів крапель палива і зниження тиску упорскування. Підтікання розпилювачів викликає збільшення температури  і димності вихлопних газів через неповне згорання і підвищену витрату палива. Знос плунжерних пар паливних насосів призводить до зменшення тиску упорскування через збільшений витік, до подовження тривалості упорскування і до розрегулювання подачі по окремим циліндрам. Наслідком зносу прецизійних вузлів є порушення процесу Паливоподачі, що призводить до збільшеної витрати палива і зростання температури газів, що у свою чергу веде до додаткового зношення поршневих кілець, втулок робочих циліндрів і інших деталей. Продовження експлуатації дизелів зі зношеними прецизійними деталями паливної апаратури нераціонально.

Розпилювачі форсунок. Соплові розпилювачі в процесі експлуатації збільшуються і втрачають правильну геометричну форму. Контроль за сопловими отворами може здійснюватися за допомогою їх огляду через збільшувальне скло і виміром діаметру отворів дротом, що калібрується, або свердлами. Граничним зносом соплових отворів слід вважати збільшення їх площі на 20...25 %, тобто збільшення діаметру на 10…12 % в порівнянні з первинним розміром. Наприклад, для соплових отворів діаметром 0,4 мм граничний розмір отворів 0,46...0,48 мм. нерівномірний знос соплових отворів, овальність і завал кромок також призводять до необхідності заміни сопел або розпилювачів. Розпилювачі, що мають вказані вище дефекти соплових отворів, ремонту не підлягають.

В процесі роботи двигуна  за рахунок зносу замкових поверхонь  збільшується підйом голки. Граничне збільшення підйому голки складає 0,15…0,2 мм. Подальше збільшення підйому приведе  до швидкого розбивання замкових поверхонь. Контроль величини підйому зручно виконувати лінійним індикатором. Розпилювачі, що мають підвищений підйом голки, можна  відремонтувати шліфовкою і наступним  притиранням торця розпилювача.

Збільшення ширини поясочка ущільнювача на замковому конусі голки призводить до порушення герметичності  і підтікання форсунки. Нові розпилювачі  мають поясочки ущільнювачів шириною  до 0,4 мм. Граничною величиною є  ширина поясочка 0,8...1 мм. Розпилювачі, що мають збільшену ширину поясочка ущільнювача, в умовах експлуатації можна ремонтувати, як рекомендується в п. 2.2.2.

Діаметральний проміжок між  голкою і корпусом розпилювача в  процесі експлуатації збільшується. Це призводить до зростання витоку і зниження тиску упорскування. Щільність  розпилювачів контролюють на стенді для перевірки форсунок. При цьому пружина форсунки затягується на тиск відкриття голки 35 МПа і вимірюється секундоміром час падіння тиску з 30 до 20 МПа. Порівняння краще всього виконувати з новим розпилювачем, прийнятим за еталон. Допускається зниження часу падіння тиску в 3…5 разів.

Про знос циліндричних ущільнюючих  поверхонь розпилювачів свідчить збільшення витоку палива з форсунок, яке легко  враховується виміром кількості  палива, що витікає за певний час при роботі форсунок на дизелі. У нових розпилювачів витік складає 20...40 крапель палива в хвилину (з одного розпилювача). Збільшення витоку приблизно до 100 крапель в хвилину свідчить про знос розпилювачів, в результаті якого останні мають бути замінені. Термін служби розпилювачів, залежний від багатьох чинників, за досвідними даними, він приблизно може бути оцінений для двигунів при: 
n < 200 хв^-1 - 6…10 тис. годин; n = 200…500 хв^-1 - 6 тис. годин; n > 500 хв^-1 - 1…3 тис. годин.

Плунжерні пари паливних насосів. В результаті зносу збільшується проміжок між плунжером і втулкою. Плунжерні пари золотникових насосів зношуються нерівномірно, причому найбільший знос має місце в районі відсічних кромок плунжера і отворів у втулці. При попаданні в проміжок механічних часток на плунжері і втулці утворюються подовжні риски, які, як і збільшення проміжку, знижують щільність плунжерної пари. Для отримання номінальної продуктивності при зносі пари збільшується робочий хід плунжера, тобто зростає тривалість упорскування. Раціональним способом перевірки щільності плунжерної пари є її опресовування дизельним паливом на стенді з вантажем, що падає. Критерієм щільності плунжерної пари в умовах судна може бути кількість витоку палива з насоса.

Термін служби плунжерних пар, так само як і розпилювачів, залежить від багатьох чинників, що важко враховуються. Проте на підставі досвідних даних можна вважати, що якісно виготовлені і нормально  експлуатовані плунжерні пари працюють до заміни на двигунах при: n < 200 хв^-1 - 15…20 тис. годин; 
n = 200…500 хв^-1 - 5…15 тис. годин; n > 500 хв^-1 - 1…15 тис. годин.

Клапанні вузли. Основними видами зношення є порушення герметичності замкового конуса і зношення розвантажувального поясочка. Для зменшення зносу слід уважно перевіряти хід нагнітального клапана при складанні насосів. Збільшений проти заданого в інструкції хід клапана викликає швидкий знос сідла. За наявності рисок на замкових поверхнях клапан слід притерти до сідла.

Перевірку клапана на герметичність  можна виконати на стенді для перевірки  форсунок, для чого використовується просте додаткове пристосування (рис. 2.3). Знос розвантажувального поясочка у меншій мірі впливає на якість сумішоутворення. Проте не слід продовжувати експлуатацію клапанів, у яких діаметральний  проміжок між відсмоктуючим поясочком і корпусом клапана перевищує 0,05…0,10 мм.

 

 

Рисунок 2.3 - Пристосування для опресовування клапанів паливних насосів:

1 - штуцер; 2 - пружина; 3 - прокладка; 4 - сідло клапана; 5 - клапан

 

РОЗДІЛ 3 
 
ВИБІР ОПТИМАЛЬНОГО РЕЖИМУ РОБОТИ ГОЛОВНОГО ДВИГУНА

3.1 Основні потужності  головного двигуна

 

Серед суднових головних двигунів розрізняють декілька значень потужностей, але головним терміном є номінальна потужність, яка регламентує величини інших основних потужностей.

Номінальна потужність - це тривала ефективна потужність дизеля, що призначається і гарантується виробником при заданій частоті обертання дизеля, повній комплектності і робочих умовах, для яких призначений дизель, з урахуванням можливості розвитку максимальної потужності.

Завод визначає основну так  звану номінальну частоту обертання  валу двигуна. На цій частоті двигун розвиває номінальну потужність N_eном без обмежень в часі роботи. Загальне число годин роботи двигуна на номінальній потужності не повинне перевищувати 20…25 % ресурсу двигуна, тобто усього часу роботи двигуна до його списання. Реальна відносна доля роботи двигуна з номінальною потужністю ще менша. Нерідко судновий двигун протягом ресурсу ніколи не працює на номінальній потужності.

Під максимальною N_еmax розуміють перевантажену (у зрівнянні з номінальною) потужність, з якою двигун повинен без аварійних наслідків працювати протягом 1…2 годин з перервою 10 годин. Норми максимальної потужності, а також максимальної частоти обертання валу і крутильного моменту визначаються Правилами Регістра.

Для головних суднових двигунів поняття потужності, зазвичай, пов'язується з ходом судна: "повний", "середній" і так далі. Потужність головного двигуна, що розвивається на повному ходу нового судна в повному вантажі при нормальних метеорологічних умовах (море і вітер не більше 3 балів за шкалою Бофорта), називається експлуатаційною потужністю повного ходу. Зазвичай вона складає 75…85 % номінальної потужності.

Призначення експлуатаційної  потужності і частоти обертання  на режимі повного ходу визначає надійність і економічність роботи двигуна, тобто техніко-експлуатаційні показники (ЕУ і судна в цілому).

При плаванні в баласті  допускається збільшення частоти обертання  гребного валу понад експлуатаційну на 2…3 %, якщо цьому не перешкоджають вібрація корпусу судна або які-небудь інші істотні причини.

На суднах транспортного  флоту експлуатаційна потужність рекомендується для тривалої безперервної роботи головних двигунів в умовах нормальної експлуатації. Номінальна ж потужність є прийнятою  при приймально-здавальних випробуваннях  головного судна серійної побудови. Таким чином створюється певний резерв потужності, що дозволяє забезпечити  надійну роботу дизеля протягом тривалого  часу експлуатації судна в різних умовах плавання.

Економічна потужність N_eекон - тривала потужність, при якій досягається найменша питома витрата палива (на одиницю потужності або на одну милю ходу судна).

Мінімальна потужність N_emіn - стійко розвинута потужність  при мінімально стійкій частоті обертання, що визначає мінімальний хід судна. При роботі на гвинт фіксованого кроку N_emin = (0,03…0,12) N_eном.

У ряді суднових установок  двигуни значний час працюють на режимах малих навантажень і частот обертання, а також на режимі холостого ходу. На таких режимах головні дизелі працюють при маневрах, проходженні по складному фарватеру, підході до портів, швартуванні, при русі в каравані.

В процесі експлуатації внаслідок  порушення регулювання і зносу  стійкість роботи двигунів погіршується, а n_mіn , що визначає нижню межу експлуатаційних режимів роботи дизеля, зростає. Відшукування шляхів подальшого зменшення і має важливе значення, особливо для суден з високими номінальними швидкостями.

Розглянуті значення потужності і частоти обертання гребного валу визначають загальний діапазон зміни навантаження на двигун.

Для оцінки показників потужності, економічних і інших показників роботи двигуна на різних режимах користуються так званими експлуатаційними характеристиками. Потрібно відрізняти характеристики власне двигуна і характеристики споживача енергії. Перші залежать від конструктивних особливостей самого двигуна, а другі - від конструктивних особливостей споживача енергії (корпусу, гвинта) і режиму плавання. При експлуатації дизельної установки слід правильно поєднувати характеристики дизеля з характеристиками споживача енергії. Тільки при дотриманні цієї умови можуть бути максимально використані енергетичні можливості дизелів.

Аналіз експлуатаційних  характеристик зазвичай полягає в оцінці міри зміни потужністних і економічних показників, а також показників механічної і теплової напруженості.

При побудові експлуатаційних  характеристик за незалежну змінну може прийматися частота обертання  гребного валу (колінчастого валу) або  навантаження. У зв'язку з цим  характеристики розділяють на швидкісні (зовнішні, обмежувальні, універсальні, економічні, гвинтові, регуляторні) і  нагрузочні. Поле допустимих режимів роботи дизеля (рис. 3.1) визначається положенням обмежувальних характеристик - найбільшим 1, найменшим 2 навантаженням, а також номінальною регуляторною характеристикою 3 і мінімально стійкою частотою обертання 4.

 

Рисунок 3.1 - Поле допустимих режимів роботи

На рис. 3.1 нанесені зовнішні характеристики, зняті при подачі палива, відповідній номінальній 5 і  максимальній 6 потужностям, а також  регуляторна характеристика граничних  частот обертання колінчастого валу 7.

Головні суднові двигуни  зазвичай навантажуються гребним гвинтом. Якщо не передбачається додатковий відбір потужності, то для будь-якого режиму плавання потужність, що розвивається двигуном, визначається потужністю, споживаною гребним гвинтом, з урахуванням  втрат в передачі і валопроводі.

Для більшості суден гвинтову характеристику представляють у  вигляді кубічної. Коефіцієнт з визначається, як правило, за даними випробувань судна  на режимі повного ходу. Для конкретного  судна за незмінних гідродинамічних умов роботи гребного гвинта коефіцієнт зберігається постійним, при зміні цих умов він змінюється. Зазвичай з часом коефіцієнт збільшується, відбувається так зване "обважнення" гвинтових характеристик, тобто гвинт поглинає велику потужність при одній і тій же частоті обертання. В цьому випадку необхідно обмежувати частоту обертання гребного валу.

Взаємозв'язок потужності і  оборотів двигуна при його роботі за гвинтовою характеристикою часто  виражається кривою з показником міри більше 3. З метою оцінки цього  взаємозв'язку в діапазоні нормальних швидкостей судна можна використовувати  наступні величини показника міри:

- для великих високошвидкісних  суден типу контейнеровозів 4,5;

- для середньошвидкісних суден середніх розмірів типу контейнеровозів-постачальників, рефрижераторів, Ro - Ro і тому подібне 4,0;

- для низькошвидкісних суден типу танкерів, суховантажників, малих контейнеровозів-постачальників і тому подібне 3,5.

Гвинтову характеристику дизеля можна представити як залежність потужності від частоти обертання  валу, навантаженого гребним гвинтом. Вид гвинтової характеристики залежить від типу і конструктивних особливостей самого гребного гвинта, від обводів  корпусу, гідродинамічних умов роботи гвинта (стани моря, опади, глибини  під кілем, напрями потоку води, що обтікає гвинт) і інших чинників. Тому в експлуатації гвинт створює поле характеристик.