В настоящее время MAN-B&W Diesel A/S является германо-датской фирмой — одной из дочерних компаний крупной промышленной группы MAN. Это объединение крупнейших производителей дизельных двигателей, фирм — MAN (Аугсбург, Германия) и Burmeister &Wain Diesel (Копенгаген, Дания) — произошло в начале 1980-х гг. Сегодня у объединенной фирмы MAN-B&W группа предприятий в Дании и Германии, которые занимаются разработкой и выпуском большого ассортимента совместных моделей судовых ДВС.
Корпорация MAN-B&W Diesel A/S — крупнейший в мире разработчик малооборотных дизелей, имеющая 22 лицензиата в 11 странах и широчайшую сеть сервисных центров и складов в портах всех континентов мира. На долю фирмы и ее лицензиатов приходится в настоящее время около 50% производимых в мире дизелей такого класса.
Необходимо отметить, что фирма Burmeister&Wain (B&W) в свое время была первым лицензиатом, с которым автор дизельного двигателя Рудольф Дизель подписал соглашение, дающее ей право на все разработки и усовершенствования конструкции дизельных двигателей в Дании. Традиционная конструкция двухтактных дизелей B&W с классической прямоточно-клапанной продувкой обеспечила фирме очевидные технико-экономические преимущества, выразившиеся прежде всего в наиболее низком удельном расходе топлива. До момента объединения двух производителей судовых двигателей рынок морских дизелей был представлен несколькими моделями фирмы B&W собственного производства. Рассмотрим некоторые из них, они давно сняты с производства, но еще могут в своей основной массе оставаться в эксплуатации.
Модели дизелей типов K-EF, K-FF
Запасы прочности и жесткости, заложенные в конструкцию первого поколения дизелей (VTBF, VT2BF), позволили и при переходе к третьему поколению двигателей (K-EF,K-FF) обойтись без существенных изменений конструкции и достичь форсировки по среднему эффективному давлению и роста цилиндровых и агрегатных мощностей только за счет повышения давления наддува.
В двигателях этого типа были сохранены характерные черты предыдущей модели VT2BF, а это импульсный газотурбинный наддув, прямоточно-клапанная схема газообмена, масляное охлаждение поршня и многое другое. В машинах этого типа наддув обеспечивался газотурбонагнетателями фирмы B&W марки TL680, устанавливаемыми на каждые два, три или четыре цилиндра в зависимости от рядности двигателя и количества цилиндров. Турбокомпрессорный агрегат, имевший охлаждаемый корпус, представлял собой сочетание на одном роторе газовой аксиальной турбины и центробежного воздушного компрессора.
Наравне с сохранением основных конструктивных черт старой модели фирма внесла в конструкцию дизелей K-EF и K-FF некоторые незначительные изменения.
В первую очередь это касается деталей камеры сгорания двигателя, которая вынесена в крышку, так называемого колпачкового типа (рис. 2.1 a). Принятая колпачковая конструкция крышки обеспечила достаточную ее жесткость и прочность без увеличения толщины стенок камеры сгорания, несмотря на то что размеры цилиндра и давление сгорания стали больше.
Предложенная колпачковая компоновка деталей камеры сгорания приводит к тому, что верхняя часть поршня при его положении в ВМТ выступает из цилиндровой втулки. Это дает возможность отказаться от резьбовых отверстий под крепежные рамы в днище головки поршня, являющихся концентраторами напряжений, и применить для демонтажа поршня устройство, крепежные болты которого входят в кольцевую выточку в верхней части поршня.
Также изменена конусообразная форма верхней части цилиндровой втулки, толщина ее при этом оставлена без изменений. Это снизило температуры зеркала цилиндра в верхней части втулки, чему способствовало охлаждение верхнего пояса втулки водой, подводимой по сверленым тангенциальным каналам в опорном бурте прямоугольной формы.
Сохранение прежней толщины днища поршня обеспечило достаточный теплоотвод от него и повышение его механической прочности. Для достижения равновесия сил давления газов на центральную и периферийную поверхность днища поршня был использован опорный стакан, диаметр которого составляет 0,7 диаметра цилиндра. Это снижает деформации, возникающие от давления газов и позволяет уменьшить изгибающие напряжения в месте перехода днища в боковые стенки.
Благодаря всем перечисленным выше конструктивно-технологическим мерам удалось сохранить невысокий приемлемый уровень температур и температурных напряжений в деталях цилиндропоршневой группы, несмотря на увеличение среднего эффективного давления (Ре) за счет более эффективного наддува по сравнению с двигателями предыдущей серии. Использование пружинного кольца Бельвиля для крепления поршня к штоку позволило за счет его упругости обеспечить автоматическую компенсацию износов сопрягаемых поверхностей опорного стакана, днища поршня и штока.
Для повышения ремонтопригодности поршней в канавках поршневых колец двигателей K-EF, как и в предыдущих модификациях, устанавливали противоизносные чугунные кольца, которые при износе или поломке заменяли.
Прямоточно-клапанная схема продувки осуществлялась с помощью продувочных окон в нижней части цилиндровой втулки и одного клапана большого диаметра, расположенного в центре крышки цилиндра (рис. 2.2).
Цилиндровая втулка простой симметричной конструкции. Оси каналов, образующих равномерно распределенные по всей окружности продувочные окна, были направлены по касательной к окружности цилиндра, что создавало закручивание потока воздуха при его поступлении в цилиндр. Это обеспечивало не только эффективную очистку цилиндра от продуктов сгорания с минимальным перемешиванием продувочного воздуха и остаточных газов, но и улучшало смесеобразование в камере сгорания, чему способствовало вращение воздушного заряда в момент впрыска топлива.
Для равномерного распределения распыливаемого топлива по объему камеры сгорания были установлены две форсунки с односторонним расположением сопловых отверстий по периферии крышки.
Подвод охлаждающего масла в поршень происходил по телескопическим трубам через крейцкопф, затем масло поднималось к поршню по кольцевому зазору между штоком поршня и отводной трубой. Отработанное масло из поршня отводилось по трубе, расположенной внутри штока поршня, и из крейцкопфа по гусаку, свободный конец которого ходил в прорези неподвижной отводящей трубы, в поддон картера и оттуда в сточную цистерну.
Коленчатый вал дизелей этого типа составной, в котором мотылевые и рамовые шейки запрессованы в щеки (рис. 2.3). Смазывание рамовых подшипников осуществлялось непосредственным подводом масла к ним от общего трубопровода. Подача масла к мотылевым подшипникам осуществлялась по отверстиям в шатуне от крейцкопфного узла, куда оно поступало по телескопическим трубам для его смазки и охлаждения поршней.
На малооборотных двигателях B&W традиционно применялись топливные насосы высокого давления (ТНВД) золотникового типа с регулированием по концу подачи. Форсунки этих двигателей - закрытого типа, имеющие торцовое уплотнение иглы с распылителем, охлаждались дизельным топливом, давление начала подъема запорной иглы составляло 30 МПа (см. рис. 2.10 a).
Для привода топливных насосов высокого давления и выпускных клапанов был предусмотрен один распределительный вал, приводимый от коленчатого вала цепной передачей (рис. 2.4).
Реверс распределительного вала осуществлялся его разворотом на 130° п.к.в. в сторону реверса кулачных шайб выпускных клапанов. Ввиду этого фирма была вынуждена использовать для привода топливного насоса кулачную шайбу с негативным профилем, но в связи с резким сокращением времени наполнения насоса топливом в головке ТНВД был установлен всасывающий клапан.
Что касается конструктивных изменений в отношении топливоподачи двигателей этой серии, то фирма отказалась от применения эксцентрикового механизма для регулирования угла опережения подачи топлива. Для этой цели в топливных насосах новой конструкции (рис. 2.5) используется подвижная плунжерная втулка (8), положение которой может регулироваться при отключенном насосе с помощью небольшого шестеренного привода.
При регулировании угла опережения впрыска топлива на ходу двигателя подачу топлива отключают, ослабляют затяжку шпилек (3) крепления плунжерной втулки, а затем путем вращения приводной зубчатой шестерни на крышке насоса перемещают плунжерную втулку (8) на нужную высоту. Это определяет момент закрытия окна наполнения передним торцом движущегося плунжера, что соответствует началу подачи топлива насосом.
Кроме того, в насосах этой конструкции непосредственно в корпусе был установлен пластинчатый всасывающий клапан. Для гашения волн давления, возникающих при отсечке топлива, используется пружинный демпфер. Дизели этого типа с диаметром цилиндра более 840 мм для лучшего смесеобразования имели три форсунки.
Повторив в этих машинах сварную конструкцию фундаментной рамы и картерных стоек, фирма вернулась к традиционным длинным анкерным связям, проходящим от верхней плоскости блока цилиндров до нижней плоскости фундаментной рамы.
Дизели типа K-GF
Для дальнейшей форсировки двигателей следующего поколения потребовалась серьезная модернизация важнейших узлов предшествующей модели. Дальнейшее совершенствование конструкции дизелей было реализовано в процессе доводки базового двигателя нового типа K-GF.
Повышение давления наддувочного воздуха позволило увеличить мощность двигателей почти на 30% по сравнению с моделями K-EF. При этом среднее эффективное давление рабочего процесса составило 1,17-1,18 МПа при максимальном давлении сгорания (Pz), равном 8,3 МПа. А это привело к значительному росту механических нагрузок на все детали двигателя.
По этой причине фирма полностью отказалась от прежней конструкции остова двигателя, образованной отдельными А-образными стойками, и перешла на более рациональную жесткую сварную конструкцию коробчатой формы, в которой нижний блок станины вместе с фундаментной рамой образует пространство шатунного механизма, а верхний блок - полость крейцкопфа вместе с параллелями (рис. 2.6).
В результате этого прочнее и жестче стали узлы остова, введено охлаждение верхнего опорного фланца цилиндровой втулки, интенсифицировано масляное охлаждение поршня. Наибольшие изменения претерпела цилиндровая крышка: применена цельнокованая конструкция типа «плита» с радиальными сверлениями для охлаждающей воды. В такой конструкции двигателя значительно уменьшается количество болтовых соединений.
Постоянное увеличение цилиндровой мощности от модели к модели определило высокий уровень тепловых и механических напряжений в элементах конструкции, что привело в эксплуатации к выходам из строя деталей камеры сгорания: крышек, втулок и поршней. Для ликвидации этих недостатков и в связи с необходимостью дальнейшей форсировки двигателя по наддуву фирма B&W пошла на переработку конструкции этих деталей.
Новая конструкция крейцкопфа привела к уменьшению деформации его поперечины и снижению давления на подшипники (до 10 МПа). Но при этом несколько увеличиваются окружные скорости в крейцкопфном подшипнике, что способствует образованию масляного клина. Симметричность крейцкопфного узла позволяет перевернуть поперечину на 180° в случае повреждения шейки. При этом надежность и долговечность крейцкопфного узла (рис. 2.7) обеспечивается:
- использованием кадмиевого баббита Б88 вместо Б83;
- применением эластичных креплений головок, уменьшающих ударные давления на внутренние края головок;
- гальваническим покрытием подшипников составом (90% Pb и 10% Sn) и исключением шабровки;
- повышением точности изготавливаемых деталей.
Для повышения надежности выпускного клапана были заменены рычажный механический привод на гидравлический, а концентрические пружины большого диаметра — на комплект из 8 пружин.
В моделях серии K-GF литые крышки заменены коваными стальными, они полуколпачкового типа и имеют пониженную высоту до 0,45D. Для интенсификации охлаждения у самой поверхности огневого днища просверлено около 50 радиальных каналов, по которым циркулирует охлаждающая вода.
Радиальные сверления разделяют крышку на две зоны по высоте: нижняя воспринимает тепловые нагрузки, а верхняя, работающая при низких температура, рассчитана на растягивающие усилия. В утолщениях фланцевых поясов в крышке и втулке также выполнен ряд тангенциальных отверстий, образующих круговые каналы для прохода охлаждающей воды (рис. 2.8).
Благодаря интенсивному охлаждению верхнего пояса втулки температура зеркала цилиндра на уровне верхнего кольца при положении поршня в ВМТ не превышает 170-180°С, что обеспечивает надежность работы и увеличивает срок службы компрессионных колец, а также снижает износ втулки.
Гидравлический привод передает усилия поршневого толкателя, приводимого от кулачной шайбы распределительного вала, через гидросистему на поршень сервомотора, действующий на шпиндель выпускного клапана. Давление масла при открытии клапана составляет около 20 МПа. Эксплуатация показала, что гидравлический привод надежнее в работе, так как обеспечивает меньший износ штока клапана благодаря отсутствию боковых усилий, что увеличило срок службы клапана до 25-30 тыс.ч (рис. 2.9).
При этом фирме удалось сохранить масляное охлаждение поршня, головка которого осталась примерно такой же, как и в предыдущей серии двигателей K-EF, но без противоизносных колец.
В связи с недостаточной надежностью конструкция форсунок для подачи топлива в цилиндр была полностью переработана. Небольшая высота крышки позволила выполнить форсунки короткими и разместить их в отверстия, просверленные непосредственно в стальном корпусе крышки. При этом форсунка неохлаждаемая.
В конструкции топливного насоса сохранен подвод топлива к насосу по кольцевому зазору между плунжерной втулкой и корпусом снизу вверх для равномерного прогрева плунжерной пары при переходе на тяжелое топливо, использован тот же принцип регулирования начала подачи осевым перемещением плунжерной втулки, всасывающий клапан размещен со стороны полости нагнетания и т. д. Однако с учетом опыта эксплуатации введено специальное уплотнение для снижения утечек топлива через зазор в плунжерной паре. Рейка регулирования цикловой подачи перенесена в нижнюю часть корпуса насоса.
Нормальная работа форсунки при высоких температурах подогрева тяжелого топлива (120-150°С) обеспечивается благодаря его центральному подводу (рис. 2.10 6). При этом получается симметричное температурное поле и равные рабочие зазоры в сопряженных парах. Распылитель состоит из сопла, запорной иглы и размещенного внутри ее подпружиненного запорного клапана (8). Так как пружина запорного клапана имеет затяг 1 МПа, то в период активного хода плунжера клапан мгновенно поднимается и циркуляция топлива прекращается. Топливо проходит к дифференциальной площадке иглы (5) и поднимает иглу; происходит впрыск топлива. Уплотнение всех стыков между деталями, образующими центральный канал для подвода топлива, осуществляется только за счет их взаимной притирки и усилия, создаваемого в результате затяга при сборке форсунки.
Такая конструкция обеспечивает циркуляцию нагретого топлива через форсунку при неработающем двигателе, а также в период между смежными впрысками (запорный клапан открыт). Сопло, выполненное съемным, изготовлено из высококачественной стали. Это позволяет повысить не только надежность работы самих распылителей, но и их ремонтопригодность. Интенсификация охлаждения цилиндровой крышки в районе форсуночного отверстия позволила обойтись без охлаждения распылителя. Масса и размеры форсунок существенно уменьшились. Отказ от охлаждения форсунки уменьшил их массу с 25 до 7 кг.
При выпуске машин этой серии преобладали тенденции к увеличению агрегатных мощностей, что позволило снизить производственные затраты на единицу мощности выпускаемых дизелей.
Дизели типа L-GF
Наиболее значительное улучшение техникоэкономических показателей, и прежде всего топливной экономичности, было достигнуто фирмой B&W на судовых дизелях следующего поколения за счет разработки и выпуска двигателей с большим отношением хода поршня (S) к диаметру цилиндра (D), так называемых длинноходовых моделей (ДХМ), получивших маркировку L. Отношение (S/D) составило более 2,5 по сравнению с 2,0-2,1 на предыдущей модификации.
Увеличение хода с сохранением линейной скорости поршня сопровождалось снижением частоты вращения двигателя. В свою очередь, снижение частоты вращения двигателя, работающего на винт, дало возможность увеличить диаметр винта и повысить его пропульсивный КПД примерно на 5%. Снижение частоты вращения сопровождалось форсировкой рабочего процесса по Ре, что позволило сохранить на прежнем уровне цилиндровую мощность.
Удлинение хода поршня с сохранением диаметра приводит к увеличению времени, отводимому для продувки цилиндра, а движение воздуха в нем приближается к идеальному одномерному течению в гладкой трубе. Все это благоприятно сказывается на всех процессах газообмена и снижает энергозатраты на него. Испытания дизелей показали, что при длинноходовом исполнении повышается и индикаторный КПД двигателя на 2-3%.
Многие узлы двигателей L-GF полностью идентичны узлам двигателя K-GF: кованая стальная крышка с выточкой для камеры сгорания и сверлениями для подвода охлаждающей воды, гидравлический привод выпускного клапана, конструкция поршня с масляным охлаждением и т. д.
Отличительная особенность модели L-GF от предыдущей — верхняя часть втулки вынесена из блока цилиндра и выполнена в виде толстого опорного бурта значительной высоты, в котором просверлены тангенсальные каналы для подвода охлаждающей воды (рис. 2.11 ).
Газовый стык перекрывается поршнем в ВМТ, что обеспечивает эффективное снижение термических и механических нагрузок и позволяет избежать монтажных сверлений в днище поршня. Идея такой конструкции — управлять уровнями термических и механических напряжений независимо друг от друга. Температурные перепады концентрируются между каналами и огневой частью. Температура основной массы крышки остается постоянной.
Головка поршня изготовлена из жаропрочной молибденовой стали. Сила давления газов от днища поршня через стальной цилиндр передается штоку поршня. Благодаря этим мерам удалось сохранить приемлемый уровень температур, несмотря на увеличение среднего эффективного давления.
Диафрагма, разделяющая подпоршневое пространство и картер, двойная. К судовому фундаменту рама крепится длинными болтами (для увеличения их податливости) с дистанционными трубками. Увеличены диаметры шеек коленчатого вала. Для лучшего уравновешивания в мотылевых шейках просверлены каналы без установки противовесов коленчатого вала.
Дизели типа L-GFCA
Сохранение импульсного наддува на двигателях L-GF не позволило получить нужный уровень экономичности. Поэтому в последующем был испытан первый дизель этой модели L-GFCA с изобарным наддувом (рис. 2.12), удельный расход топлива (ge) в котором был достигнут 189 г/кВт•ч). Сопоставление характеристик нового двигателя L-GFCA с моделью K-GF показывает, что удельный расход топлива снижен почти на 9%, среднее эффективное давление повышено на 21%, а цилиндровая мощность — на 28% при одновременном снижении частоты вращения.
Эффект высокой экономичности явился следствием двух основных нововведений:
- увеличение хода поршня (отношение S/D составило 2,5-2,7);
- введение так называемой «изобарной» системы наддува (с постоянным давлением газа перед турбиной ГТН).
В этом случае к общему выпускному коллектору большого объема подведены выпускные патрубки цилиндров, поэтому перед турбиной устанавливаются практически постоянные параметры газа, в зависимости от режима работы двигателя. Переход на наддув при постоянном давлении в выпускном коллекторе позволил повысить КПД турбокомпрессора на 8% и улучшить воздухо- снабжение дизеля на основных эксплуатационных режимах.
Ввиду низкой эффективности турбины постоянного давления на малых нагрузках и пусковых режимах на двигателе были установлены две воздуходувки с электроприводом мощностью 0,5% от полной мощности дизеля. Но в то же время отпала необходимость в раннем открытии выпускного клапана (клапан открывается на 17-20° п.к.в. позднее), за счет чего обеспечивался мощный импульс газов при импульсной системе наддува. Вся диаграмма «время — сечение» стала более симметричной по отношению к НМТ.
Увеличение при этом фазы потери заряда снижает температуру поршня и особенно выпускного клапана, температура которого превышала 500°С. Некоторое снижение давления в начале сжатия, повышение максимального давления сгорания до 9 МПа, а также увеличение продолжительности расширения газов позволяет получить дополнительный выигрыш в мощности и увеличить среднее индикаторное давление (Рi) с 1,26 до 1,4 МПа. Произошло снижение удельного расхода топлива на 7,5%, чему способствовало и глубокое охлаждение наддувочного воздуха. В торцевые стенки ресивера встроены электрические воздуходувки, а в охладители — сепараторы влаги.
Самый мощный двигатель этой серии L94NF имел двухступенчатый газотурбинный наддув. В первой ступени использовалась импульсная турбина, а во второй — турбина постоянного давления.
Дизели типа L-GA
Это первая модель, разработанная вновь созданным объединением MAN B&W (МВD), которая отличалась от предыдущей L-GFCA только типом турбокомпрессора NA-70, разработанного фирмой MAN. Повышение эффективности турбокомпрессора (ɳтк= 66%) было использовано для уменьшения располагаемой энергии газов перед турбиной за счет более позднего открытия выпускного клапана. А это, в свою очередь, повысило экономичность поршневой машины (увеличение степени последующего расширения) со снижением удельного расхода топлива на 2 г/(кВт •ч).
Высокий КПД новых ГТН и более позднее открытие выпускных клапанов снизили температуру газов (tг) за турбиной на 25-30°С. В результате уменьшилась и паропроизводительность утилизационного котла. Чтобы компенсировать снижение температуры газов, было решено использовать турбокомпрессор новой конструкции с неохлаждаемым корпусом.
Дизели типа L-GB/GBE
Следующими моделями повышенной форсировки и лучшей экономичности являлись модели серии L-GB. В этих двигателях были увеличены среднее эффективное давление до 1,5 МПа и цилиндровые мощности на 13% (по сравнению с дизелями L-GFCA). Удельный расход снизился на 4 г/(кВт •ч) вследствие использования более эффективного турбокомпрессора и повышения Pz до 10,5 МПа. В связи с ростом уровня тепловых и ме¬ханических нагрузок все детали остова и кривошипно-шатунного механизма усилены, хотя общая компоновка осталась без изменений по отношению к дви¬гателю L-GFCA.
Новая конструкция поршня с масляным охлаждением претерпела ряд модернизационных изменений. Головка поршня литая из хромомолибденовой стали с четырьмя компрессионными кольцами. Сила давления газов от днища поршня через приливы со стороны полости охлаждения непосредственно передается штоку поршня (рис. 2.13).
Благодаря принятым мерам удалось сохранить приемлемый уровень тепловых и механических напряжений и деформаций в этих моделях, несмотря на увеличение среднего эффективного давления и давления наддува.
Для повышения надежности выпускного клапана его конструкция переработана (рис. 2.14): витые пружины заменены пневматическим поршнем, работающим при давлении воздуха 0,5 МПа, для вращения клапана применена крылатка, охлаждение седла клапана происходит по сверленым каналам. Седло выпускного клапана изготовлено из сплава Нимоник-81.
Для автоматического поддержания постоянным максимального давления сгорания в области нагрузок от 75 до 100% применен золотниковый топливный насос высокого давления смешанного регулирования цикловой подачи (рис. 2.15). Специальная конфигурация отсечных кромок плунжера золотникового насоса обеспечивает автоматическое изменение угла опережения подачи топлива при вращении плунжера относительно своей оси, связанное с изменением количества подаваемого топлива. А это, свою очередь, и обеспечивает высокую экономичность двигателя в широком диапазоне нагрузок ниже номинальной.
Одновременно с серией L-GB фирмой разрабатывалась ее улучшенная по экономичности модификация L-GBE. У двигателей этой модификации те же размерности частоты вращения, что и у базовой модели, но максимальное среднее эффективное давление снижено до уровня дизелей L-GFCA (1,4 МПа) при сохранении максимального давления сгорания на высоком уровне (Pz = 10,5 МПа) и более высокой степени сжатия.
Для уменьшения объема камеры сжатия под пятку поршневого штока установлены специальные прокладки, что приводит к снижению высоты камеры сгорания. Турбокомпрессоры дизелей L-GBE имеют другие размеры проточных частей, соответственно изменены размеры продувочных окон и фазы выпускного клапана. Есть отличия и в конструкции распылителей форсунок и плунжеров топливных насосов высокого давления.
При этом малоразмерная модель этой серии L-35GB/GBE практически спроектирована заново. В связи с повышением Рz до 12 МПа чугунный блок цилиндров выполнен литым, коленчатый вал - цельнокованый, изменена конструкция механизма реверса. Дизель оказался первым в мире сверхдлинноходовым двигателем с S/D > 3,0.
Двигатели типа МС
В дальнейшем фирма MAN B&W приступила к освоению нового поколения длинноходовых малооборотных судовых дизелей типа МС, наиболее популярных на мировом судостроительном рынке и в настоящее время. Данная программа малооборотных дизелей имеет столь большое разнообразие размерностей и модификаций, что позволяет подобрать идеальное сочетание мощности и частоты вращения вала главного двигателя практически для любых типов строящихся судов.
При введении новых версий этого поколения фирма стремилась объединить современный опыт и оригинальные конструктивные решения для достижения наивысшей надежности, экологической чистоты и гибкости адаптации к конкретным проектам судов различного назначения. Доля этих дизелей на мировом рынке 2-тактных дизелей составляет порядка 50% при эффективном удельном расходе топлива, равном 158-172 г/(кВт•ч), в зависимости от применяемых технологий утилизации тепловых потерь.
Программа производства малооборотных ДХМ непрерывно развивается: вводятся новые модификации дизелей, повышается мощность существующих моделей при одновременном совершенствовании их конструкции. Сейчас она включает около 30 различных моделей двигателей с диаметром цилиндра от 260 до 980 мм и ходом поршня от 980 до 3600 мм и покрывает диапазон мощностей от 1100 до 80 ООО кВт при частотах вращения от 61 до 250 мин-1.
Для дизелей этого типа характерно дальнейшее увеличение элементов длинноходности (S/D), максимального давления сгорания и снижение частоты вращения. При этом различают три варианта длинноходовых машин типа МС объединенной фирмы MAN B&W: К-МС, L-MC, S-MC, отличающихся по величине отношения S/D (К — 3,0; L — 3,24 и S— 3,82). В каждой серии дизелей, различающихся по длинноходности, имеют место и дефорсированные модели, обозначающиеся МС/МСЕ.
Первыми пущенными в производство и самыми многочисленными машинами этого типа были дизели серии LMC, типоразмерный ряд которых представлен в виде: L35MC/MCE; L42MC/MCE; L5OMC/MCE; L6OMC/MCE; L70MC/MCE; L80MC/MCE и L9OMC/MCE (рис. 2.16). Двигатели этой серии имеют отношение S/D, равное 3,24.
Конструкция дизелей КМС была разработана как модель, обладающая меньшим отношением хода поршня к диаметру (S/D = 2,8-3), для уменьшения габаритных размеров дизеля (в частности, высоты) и возможности размещения этих двигателей в машинных отсеках строящихся мелкосидящих судов. Уменьшение хода сопровождалось увеличением частоты вращения и среднего эффективного давления для компенсации потери цилиндровой мощности. Как правило, двигатели этой серии выпускаются с самыми высокими агрегатно-мощностными и типоразмерными показателями: К80МС/МСЕ; К90МС/МСЕ; К98МС/МСЕ.
На машинах этой серии фирма также продолжила совершенствование конструкции поршня и изменила способ крепления его к поршневому штоку (рис. 2.17).
В развитии серии LMC были разработаны супердлинноходовые модели S-MC (рис. 2.18). Двигатели этой новой модели имеют отношение S/D = 3,82 и эффективный удельный расход топлив, равный 168 г/(кВт•ч).
Типоразмерный ряд машин этого типа: S26MC/MCE; S35MC/MCE; S42MC/MCE; S46MC/MCE; S5OMC/MCE; S60MC/MCE; S70MC/MCE; S80MC/MCE; S90MC/MCE.
Общее в конструктивном плане, что свойственно для всех моделей МС: сравнительно короткие шатуны, поршни, охлаждаемые маслом, головка поршня из хромомолибденовой стали, цилиндровая крышка откована из стали. К тому же выпускные клапаны имеют устройства для их проворачивания, клапанные гнезда охлаждаются водой. Форсунки неохлаждаемые, температура регулируется циркуляционным топливом, сопла выполнены из стеллита.
В дизелях этого типа фундаментная рама сварная, коробчатой формы, выполнена в виде продольных и поперечных балок с опорами для подшипников из стального литья. Остов представляет собой сварную конструкцию высокой жесткости. Цилиндровая секция двигателя состоит из ряда блоков цилиндра, которые прикреплены к картеру и фундаментной раме двигателя с помощью сквозных вертикальных анкерных связей. Блоки цилиндра стянуты вместе в вертикальных разъемах.
Два центральных отверстия, в верхней части и на половине высоты внутри блока цилиндра, предусмотрены для втулки цилиндра. Верхняя часть блока цилиндра образует часть полости охлаждающей воды вокруг центральной части втулки цилиндра, а нижняя часть образует полость продувочного воздуха. Центральное отверстие в днище блока цилиндра (диафрагме) служит для установки корпуса сальника штока поршня. Диафрагма является двойной и имеет полость для циркуляции охлаждающей воды. Блок цилиндра оборудуется крышками для чистки и осмотра полости охлаждающей воды и продувочного воздуха.
Цилиндровые втулки для охлаждения в верхней части выше блока оборудуются съемными тонкостенными рубашками — охлаждающими кожухами, куда охлаждающая вода проходит через ряд подводящих трубок, расположенных на втулке цилиндра.
Резиновые кольца, расположенные в проточенных во втулке цилиндра канавках, обеспечивают уплотнение полости охлаждающей воды. Охлаждающая вода подводится через водяные переходники из блока цилиндра в нижнюю часть охлаждающего кожуха втулки (рис. 2. 19).
После прохождения через втулку через водяные переходники вода попадает в полость охлаждения нижней части крышки цилиндра, которая также образована установкой охлаждающей рубашки — кожуха. Вынесенная из блока верхняя часть втулки с составной тонкостенной рубашкой обеспечивает ей свободную осевую тепловую деформацию.
Из полости охлаждения нижней части крышки цилиндра вода поступает через сверленые каналы в ее верхнюю часть, а затем через переходники в корпус выпускного клапана. Далее вода через отверстия попадает в полость охлаждения седла выпускного клапана.
Совершенствование цилиндровых втулок занимает ключевое место в модернизационных работах. Принципиальным отличием конструкции является наличие сверленых каналов (рис. 2.20).
Цилиндровые втулки, выполненные из высоколегированного чугуна, обеспечивают низкий расход цилиндрового масла и небольшую скорость изнашивания. Втулки имеют высокий опорный бурт, в котором выполнены охлаждающие каналы определенной конфигурации (рис. 2.21 ). Для снижения общего температурного уровня верхней части втулки в охлаждающие каналы чугунных отливок втулок вмонтированы дополнительные трубки, а для уменьшения концентраторов напряжений в опорном бурте выполнены фаски.
Это позволяет управлять тепловой напряженностью и обеспечивать низкие температуры на поверхности втулки при сохранении их высоких прочностных показателей. В дизелях небольшой и средней размерности цилиндровые втулки выполнены в виде так называемой тонкостенной конструкции (рис. 2.21 6), и охлаждающие в ней сверления или каналы отсутствуют.
В такой ситуации наиболее экономичной является конструкция цилиндровой втулки, у которой верхняя треть по длине представляет собой двухслойную конструкцию, а нижняя часть - обычная однослойная из чугуна «таркаллой». Обе части втулки скреплены между собой и механически обработаны как единое целое. Стык между двумя частями спроектирован таким образом, что при их соединении между сопрягаемыми поверхностями образуется внутренняя кольцевая полость, служащая резервуаром для цилиндрового смазочного масла, что исключает необходимость нарезки во втулке смазочных канавок. Втулки, изготовленные таким образом, обладают меньшей склонностью к деформациям и удлинению под воздействием механических и тепловых нагрузок.
Уплотнение цилиндровой втулки в блоке, препятствующее утечке охлаждающей воды и продувочного воздуха, достигается с помощью четырех колец из силиконовой резины, расположенных в проточенных канавках уплотняющего пояса втулки. Между уплотняющими кольцами расположено отверстие, обеспечивающее проверку эффективности уплотнения. Окна продувочного воздуха в нижней части втулки просверлены под косым углом к ее оси, чтобы придать продувочному воздуху вращательное движение в цилиндре.
Охлаждающая полость вокруг седла выпускного клапана образуется после его установки на цилиндровой крышке. Она сообщается большим количеством наклонных радиальных сверлений в цилиндровой крышке. Уплотняется полость охлаждения силиконовыми кольцами, позднее замененными на разрезные, подпружиненные, фторопластовые. Из цилиндровой крышки вода отводится в выпускную трубу как напрямую из нее, так и через корпус выпускного клапана.
Открытие выпускного клапана осуществляется посредством гидропривода, закрытие — пневматической пружиной (рис. 2.22). Для устранения ударов при посадке клапана на седло служит масляный демпфер, мягкая посадка продлевает ресурс седла. Изготовлен клапан из жаростойкого сплава Нимоник-80 и работает совместно с интенсивно охлаждаемым седлом.
Вращение клапана обеспечивается устанавливаемым на штоке импеллером (рис. 2.236). Шпиндель клапана изготовлен из материала, имеющего высокий коэффициент теплового расширения. Использование запорной камеры на поле гнезда позволило снизить рабочую температуру деталей на 200-240°С за счет запирания продувочного воздуха в кольцевой камере (рис. 2.23 а).
Массивная крышка цилиндра крепится к верхней части втулки с помощью шпилек, установленных на цилиндровом блоке. Для этой цели используется расположенное в крышке стальное кольцо с гидравлическим устройством затяжки каждой из шпилек крепления к блоку цилиндра. Крышка цилиндра стальная, кованая с системой сверленых каналов для охлаждения и имеет центральное отверстие для выпускного клапана, который крепится четырьмя шпильками.
Расположение камеры сгорания полностью в крышке цилиндра исключает воздействие максимальных давлений сгорания и высоких температур на поверхность цилиндровой втулки. Это снижает тепловую напряженность втулки и повышает ее надежность за счет уменьшения тепловых потерь в стенку.
Газовый стык между крышкой и цилиндровой втулкой перекрывается поршнем в ВМТ, что обеспечивает эффективное снижение термических и механических нагрузок и позволяет избежать сверлений в днище поршня (см. рис. 2.19). Для интенсификации охлаждения в огневом днище крышки просверлены радиальные каналы, а в круговом бурте крышки — тангенсальные. При этом высокие температуры и их перепады концентрируются между каналами и огневой частью, а температура основной массы крышки остается постоянной. Уплотнение между крышкой цилиндра и втулкой цилиндра обеспечивается с помощью уплотнительного кольца, изготовленного из мягкой стали.
Поршни цилиндров (рис. 2.24) состоят из головки, изготовленной из хромомолибденовой стали, соединенной со штоком поршня с помощью болтов, и чугунной юбки и имеют масляное охлаждение. Для лучших условий приработки с втулкой тронк поршня имеет гладкую фосфотированную поверхность.
Сила давления газов от днища поршня через стальной цилиндр передается непосредственно штоку поршня. Поршень снабжен четырьмя поршневыми кольцами. Качество работы поршневых колец зависит от оптимальной их формы (оформление геометрии), материала, покрытия рабочей поверхности и равномерности подачи цилиндрового масла. Основным материалом для изготовления колец является специальный легированный серый чугун (убаллой), который принят в качестве стандарта RM-5 и RVK-C. Кольца имеют наносимое плазмой керамическое или хромовое (электролитическое) покрытие.
Многообещающие результаты получены также по кольцам из вермикуляриого железа. Идеальной является придаваемая мехобработкой заготовкам колец овальная форма, при которой их радиальное давление и скорость изнашивания распределяются по окружности равномерно. Плазменное покрытие обеспечило кольцам высокую стойкость, подтвержденную эксплуатационными испытаниями.
Крейцкопф выполнен в виде поперечины с шейками опорных подшипников на каждом конце, на которых установлены плавающие направляющие башмаки (рис. 2.25). Центральная часть крейцкопфа служит шейкой головного подшипника, в крышке которого имеется вырез для соединения штока поршня с поперечиной крейцкопфа с помощью четырех болтов.
Между штоком поршня и крейцкопфом может быть установлена прокладка. На кронштейн крейцкопфа прикреплена телескопическая труба, которая подает смазочное и охлаждающее масло к головному подшипнику, мотылевой шейке и поршню. По выпускной трубе масло сливается в танк смазочного масла, проходя через датчики контроля температуры и потока.
Судовые дизели типа МС имеют сравнительно короткие шатуны. Наличие короткого шатуна у дизелей типа МС вызвало необходимость значительного увеличения диаметра цапфы поперечины крейцкопфа (например, у модели L90MC этот размер составляет 1 м).
Тонкостенные вкладыши отлиты из сплава алюминия с оловом. Подшипник крейцкопфа смонтирован на одной шейке, рабочая поверхность поршневых штоков упрочнена, что позволило применить более упругие пружины для уплотнительных колец поршневого сальника — в результате утечки циркуляционного масла сведены к минимуму. Шток поршня прикреплен к поперечине крейцкопфа болтами.
Коленчатый вал составной с коленами из кованой стали и рамовыми шейками из холоднокатаной стали.
Фирма-изготовитель в дизелях этого типа при диаметре цилиндра более 500 мм стала устанавливать более сложные системы автоматического изменения угла опережения топливоподачи, в которых используются так называемые двухреечные насосы высокого давления (рис. 2.26).
Наличие такой системы автоматического изменения угла опережения подачи топлива (рис 2.27 6) позволяет на сниженных нагрузках повысить экономичность работы двигателя на 3-6 г/(кВт •ч).
Форсунка неохлаждаемая, температура регулируется циркуляционным топливом, сопла выполнены из стеллита. Нормальная работа неохлаждаемой форсунки при температуре топлива 105-120°С обеспечивается благодаря подводу топлива по центральному каналу.
При этом получается симметричное температурное поле и равные градиенты температур по поперечному сечению распылителя, а следовательно, равные рабочие зазоры в сопряженных парах. Во всех остальных конструкциях создается несимметричное температурное поле. Распылитель состоит из сопла, направляющей иглы с запорным внутри клапаном.
Распределительный вал с кулаками для привода в действие топливных насосов, выпускных клапанов и индикаторного привода приводится от коленчатого вала через цепной привод. В зависимости от количества цилиндров (4-8) цепной привод расположен в кормовом конце двигателя или (9-12) — в центре двигателя. Он состоит из двух идентичных роликовых цепей и звездочек, установленных на коленчатом и распределительном валах. Натяжение цепи производится натяжным устройством с гидравлическим демпфером, стабилизирующим привод цепи. Износ цепи указывается стрелкой, установленной на натяжном устройстве и видимой с наружной стороны двигателя. Смазочное масло подается через распыливающие трубы, установленные на направляющих планках и звездочках.
При этом распределительный вал (рис. 2.28) состоит из нескольких секций, собранных с помощью фланцевых соединений и скрепленных болтами и
гайками. Секции распределительного вала имеют для каждого цилиндра по одному кулаку для управления ТНВД, выпускным клапаном и для индикаторного привода. Последний кулак состоит из двух частей, соединенных двумя призонными болтами. Распределительный вал поддерживается в подвешенном состоянии в подшипниках с одним (нижним) вкладышем, которые установлены в корпусах толкателей. Подшипники имеют тонкостенные вкладыши, а гайки и болты изготовлены под гидравлическую затяжку.
Фланцы соединений, а также кулаки ТНВД и выпускного клапана насажены на вал в горячем состоянии. Демонтаж их производится нагнетанием масла между этими деталями и валом. При реверсе двигателя положение роликов отдельных толкателей ТНВД смещается по отношению к кулачным шайбам, тем самым изменяя угол начала подачи топлива в соответствии с новым направлением вращения (рис. 2.29).
Так как 4-, 5- и 6-цилиндровые двигатели имеют неуравновешенный момент 2-го порядка, то они могут быть снабжены вращающимися противовесами, встроенными в главный цепной привод. Противовесы могут быть также встроены во второй цепной привод, который устанавливается на носовом конце коленчатого вала. Как вариант может быть установлен динамический компенсатор с электроприводом вне двигателя.
Каждый блок цилиндра оборудован лубрикатором цилиндровой смазки, включающим в себя ряд масляных насосов в соответствии с числом смазочных отверстий (подводящих штуцеров) в свободной части втулки цилиндра между охлаждающей рубашкой и блоком цилиндра с невозвратными клапанами для подачи масла в цилиндр. На рабочей поверхности цилиндра эти отверстия соединены зигзагообразными смазочными канавками для равномерного распределения масла. Лубрикаторы приводятся в действие механически от распределительного вала (рис. 2.30 6).
Система пуска и реверса рассматриваемого двигателя простая и состоит из компактного дискового воздухораспределителя (рис. 2.З0 а) и реверсивных роликов толкателей топливных насосов высокого давления (см. рис. 2.29).
Дизели этого класса оборудуются турбокомпрессорами типа NA и NR фирм MAN, АВВ высокой эффективности (КПД более 66%). Возможна по желанию заказчика постановка турбокомпаундной системы (ТКС) с передачей энергии на коленчатый вал, что дополнительно снижает удельные расходы топлива на 3-4 г/(кВт •ч). Экономичность двигателя при этом повышается за счет утилизации теплоты выпускных газов в стандартизованной турбокомпаундной системе, которая располагается в двух вариантах: ГТН с электрогенератором или утилизационный турбогенератор. При этом дополнительная энергия может отдаваться винту или в электрическую сеть.
Исключение в конструктивном оформлении моделей данной серии представляет малоразмерная модель S26MC. На этой модели станина и продувочный ресивер выполнены в виде прямоугольной формы, а остов двигателя имеет короткие двойные анкерные связи, крепящиеся в верхней части фундаментной рамы (рис. 2.31).
Компактные модели МС-С
К середине 1990-х гг. из-за относительно низких цен на топливо и возросшей конкуренции на рынке малооборотных дизелей акцент в развитии конструкции сместился от стремления к низким удельным расходам топлива к обеспечению надежности двигателя и низким затратам на его производство. С учетом этих тенденций рынка фирма разработала новые модификации «компактных» двигателей серии МС-С, являющиеся модификацией предыдущей серии МС, что привело к значительному улучшению эксплуатационных характеристик новых дизелей.
Двигатели новой модификации выпускаются с теми же диаметрами цилиндров, но с повышенной мощностью (соответственно повышению среднего эффективного давления с 1,8 до 1,9 МПа) и увеличенным на 4-5% ходом поршня. Типоразмерный ряд машин этой модели:
- S46MC-C; S50MC-C; S6OMC-C; S70MC-C; S80MC-C; S90MC-C.
- К80МС-С; К90МС-С; К98МС-С.
Новые двигатели типа МС-С имеют увеличенную примерно на 10% мощность при сниженных на 10% длине и на 10% массе по сравнению с соответствующими двигателями МС, в то время как частота вращения на номинальной мощности осталась неизменной. Принципы компактности были реализованы как на машинах серии SMC (SMC-C), так и на дизелях серии КМС (КМС-С). Обращает на себя внимание, что по удельному расходу топлива (124 г/кВт•ч на нагрузке 75-80% от номинальной) новый двигатель не уступает предшествующей модели поколения МС. В то же время по другим важнейшим показателям он значительно совершеннее, так как заметно легче, короче и мощнее своего прототипа.
Интерес судовладельцев к двигателям новой модификации вызван такими их привлекательными качествами, как эксплуатационная надежность, экологическая безопасность, существенно сниженные физические размеры и, как следствие, высокая удельная мощность и низкая производственная стоимость конструкции. Хотя на новых двигателях МС-С ход поршня увеличен, высота, необходимая для профилактической переборки, осталась практически прежней, что стало возможным благодаря введению более короткого шатуна и новой конструкции крейцкопфа.
Двигатели компактной версии были хорошо приняты на судовом рынке: более половины из заказанных таких двигателей приходится на самую популярную модель S50MC-C. Значительная часть двигателей МС-С устанавливается на танкеры среднего водоизмещения (дедвейтом 15-45 тыс. т), спрос на которые, по данным Man B&W, ежегодно растет в среднем на 3%.
В новых моделях используется цилиндровая втулка «тонкостенного типа» (рис. 2.32) с оптимизированным распределением температур на рабочей поверхности. Температура в нижней части втулки повышена для противодействия холодной сернокислой коррозии, что позволяет использовать цилиндровые масла с относительно низким щелочным числом. Втулка изготавливается из высококачественного чугуна «таркаллой-С». На ее рабочей поверхности с помощью специальной операции «полухонингование» искусственно увеличивается шероховатость, чтобы дольше удерживать масляную пленку. Следствием является снижение износа втулки и увеличение периодов между переборками.
Для повышения эффективности охлаждения верхней части втулки было предложено заменить тефлоновые вставки внутренних каналов на частично покрытую тефлоном конструкцию, названную поросячий хвостик. Это слегка изогнутая трубка, соприкасающаяся со стенкой охлаждающего канала втулки только в определенных местах, чем обеспечивается большая интенсивность движения теплового потока к охлаждающей среде.
Крышка цилиндра аналогична конструкции предшествующей модели, за исключением того, что высота крышки увеличена из-за более низкого расположения поверхности стыка с цилиндровой втулкой. Поршень выполнен с высокой верхней частью и, следовательно, низко расположенными поршневыми кольцами, что весьма положительно влияет на состояние цилиндра, поскольку кольца расположены на более холодном участке поршня и цилиндровой втулки. Этот приводит к снижению тепловой нагрузки на кольца и улучшению рабочих условий для цилиндрового масла и, таким образом, повышению рабочих характеристик колец.
Высокая верхняя часть поршня дает возможность расположить ниже сопряжение (газовый стык) поверхностей цилиндровой втулки и крышки, что снижает термическую нагрузку на цилиндровую втулку. Наивысшая термическая нагрузка воспринимается стальной цилиндровой крышкой, которая обладает более высокой термостабильностью, чем чугунная цилиндровая втулка.
Поршень снабжен четырьмя поршневыми кольцами, причем высота двух верхних колец увеличена, что придает им более высокую термическую стабильность. Самое верхнее компрессионное поршневое кольцо изготовлено из высоколегированного термостойкого чугуна RVK-C, имеет двойное S-образное уплотнение внахлестку, являющееся практически газонепроницаемым, и шесть калиброванных разгрузочных канавок для контролируемого сброса давления газов, в то время как остальные три кольца, изготовленные из менее легированного чугуна RM-5, выполнены с обычными косыми кромками.
Разгрузочные канавки снижают термическую и механическую нагрузку на пакет колец, поскольку поток протечек газа распределяется по целому ряду каналов. Все поршневые кольца имеют алюминиево-бронзовое покрытие, которое снижает время обкатки двигателя и приработки колец, сопровождающееся повышенной подачей масла в цилиндры. Таким образом, рабочие характеристики пакета поршневых колец существенно улучшены.
Фирма MAN B&W сохранила элементы конструкции крейцкопфного узла, в частности применяемый, начиная с двигателей серии LMC, способ крепление нижней части штока поршня к поперечине крейцкопфа (рис. 2.33).
Увеличение мощности двигателя потребовало серьезной модернизации конструкции, в связи с чем компоненты остова двигателя подверглись усовершенствованию с точки зрения жесткости и прочности. Основное новшество в конструкции остова — двойные анкерные связи, крепящиеся резьбой в верхней части фундаментной рамы. Это сделало конструкцию более простой и надежной, поскольку уменьшились деформации расточки рамовых подшипников и направляющих крейцкопфа, упростилась сварка деталей остова и литье постелей рамовых подшипников.
Двойная анкерная связь — хорошо зарекомендовавшая себя конструкция, проверенная длительными испытаниями и много лет работающая на десятках дизелей типа S26MC.
Высота цилиндрового блока уменьшена, он сконструирован без охлаждения водой, что исключает необходимость гидроиспытаний и упрощает отливку. При этом вода системы охлаждения пресного контура подводится непосредственно к верхней части цилиндровой втулки в районе установки охлаждающего кожуха (рис. 2.34).
Корпус распределительного вала выполнен заодно с блоком цилиндров. Уменьшенные габариты двигателя привели к снижению как общей, так и удельной массы, последняя примерно равна 22 кг/кВт•ч.
Снижение межцилиндрового расстояния, наряду с увеличением диаметров шеек коленчатого вала, продиктованным ростом мощности, привело к существенному повышению его жесткости и прочности, что позитивно отразилось на надежности рамовых подшипников, поскольку существенно снизилось отклонение шеек коленчатого вала от расположения «в линию» при работе двигателя и тем самым уменьшилось давление на кромках подшипников, несмотря на увеличение максимального давления сгорания в цилиндре.
Что касается непосредственно самих подшипников коленчатого вала, то у двигателя типа SMC-C все они имеют современную тонкостенную конструкцию, позволяющую применять вместо баббита более прочный материал, а именно малочувствительный к температуре олово-алюминиевый сплав, содержащий 40% олова. Этот материал хорошо зарекомендовал себя в течение многих лет на других двигателях и всегда успешно применялся на двигателях МС.
Двигатели МС-С оснащены хорошо зарекомендовавшей себя одноуровневой системой цилиндровой смазки. Полная оптимальность маслоподачи на поверхность втулки при определенном режиме работы двигателя достигается применением системы электронного управления подачей масла (Alpha-lubricator system). Система электронного управления имеет насосную станцию (рис. 2.35 6), состоящую из фильтра, насосов (рабочего и резервного), каждый из которых при пуске двигателя включается автоматически и поддерживает давление в аккумуляторах, равное 4,5 МПа. При этом каждый цилиндр снабжен лубрикатором специальной конструкции (рис. 2.35 а), имеющим гидравлический привод для подачи масла на поверхность втулки.
Для этой цели в его корпусе располагается поршень (сервомотор), приводящий в движение размещенные по окружности плунжеры — насосы высокого давления, обеспечивающие подачу масла по всем точкам смазки. Впрыск масла регулируется с помощью электронного устройства. Подача его осуществляется один раз на каждые 4-6 оборотов вала двигателя и в количестве, определяемом заданной величиной удельного расхода масла. Впрыск осуществляется в момент, когда мимо штуцеров проходит пакет поршневых колец, что позволяет избежать забросов масла в подпоршневые полости и в камеру сгорания.
Применение систем автоматического регулирования подачи цилиндрового масла позволяет значительно уменьшить его расход и существенно улучшить условия смазывания цилиндровых втулок и поршневых колец.
Усовершенствован топливный насос высокого давления: увеличение крутизны профиля топливного кулачка распределительного вала позволило достичь более высокой интенсивности впрыска топлива. Для поддержания приводного ролика толкателя в контакте с кулачком последний выполнен асимметричным, т. е. с более низкой крутизной со стороны «всасывания», где силы инерции снижают контактное давление.
Главное нововведение в конструкции топливного насоса — так называемое зонтичное уплотнение, предотвращающее попадание топлива в систему смазки распределительного вала, так как объединенная система смазки здесь является стандартом.
Нововведения в топливной аппаратуре двигателя коснулись и форсунки, вернее, одного ее компонентов — распылителя. Новая конструкция распылителя ориентирована прежде всего на повышение полноты сгорания с целью снижения содержания вредных веществ в выпускных газах. Отличительная особенность нового распылителя — уменьшенный объем заполняющего его топлива, который составляет около 15% от объема в обычном распылителе (рис. 2.36).
Такая конструкция обеспечивает условия потока вблизи сопловых отверстий, аналогичные условия в обычном распылителе, но меньший объем топлива, оставшегося в распылителе, оказывает положительное влияние на полноту сгорания, особенно на долевых нагрузках двигателя. Распылители такого типа имеют отличное от стандартного расположение сопел и являются низкоэмиссионными в отношении окислов азота. Их конструкция обеспечивает равномерную и низкую термическую нагрузку на компоненты камеры сгорания.
Использование таких распылителей позволило двигателю вложиться в требования Правил IMO (Международная морская ассоциация) по эмиссии выпускных газов. При этом, однако, несколько увеличивается удельный расход топлива. Проигрыш в удельном расходе топлива во всех случаях меньше 2% и покрывается увеличенным с 3 до 5% допуском на его величину, что стало сейчас стандартом для двигателей, которые должны соответствовать предельным значениям IMO по эмиссии NOx.
Литература
Судовые дизельные двигатели. Осипов О. В., Воробьев Б. Н. (2018)
