Технический уровень и форсировка

В судовой энергетике находят широкое применение и тронковые дизели. Эту многочисленную группу дизелей составляют двух- или четырехтактные средней и повышенной оборотности двигатели (СОД и ПОД) с наддувом, применяемые на судах в качестве вспомогательных и главных. Обычно, когда говорят о дизелях этого диапазона оборотности, под этим понимают 4-тактные ДВС. Тем не менее, около 10% выпущенных в последние годы МОД были двигателями тронковыми 4-тактными.

Повышение технико-экономических показателей тронковых дизелей и увеличение долговечности деталей является главным направлением их совершенствования. Работы по повышению топливной экономичности проводятся во многих направлениях, основными из которых являются создание новых высокоэкономичных многотопливных дизелей, перевод существующего парка дизелей на дешевые виды топлива, модернизация отдельных деталей и узлов дизеля, приводящая к повышению его топливной экономичности.

Основное применение тронковых ДВС на морском транспорте — это использование в качестве приводных вспомогательных двигателей генераторов, компрессоров и насосов (рис. 3.1). Причем для некоторых моделей двигателей это назначение является основным.

Помимо этого, машины этого класса используются как главные двигатели. Широкое применение мощных среднеоборотных тронковых дизелей в качестве главных на морских судах объясняется тем, что часто технико-экономические показатели этих судов оказываются выше, чем у однотипных судов с другими вариантами энергетических установок. Поэтому как динамика их выпуска, так и направления технического совершенствования в значительной степени определяются конъюнктурой в мировом судоходстве и судостроении.

Необходимо отметить, что в соответствии с отечественной классификацией, к СОД относят двигатели с частотой вращения n = 300-750 мин^-1 Но так как основные поставщики на морской рынок тронковых дизелей успешно освоили диапазон частот 800-1200 мин^-1, то при дальнейшем изложении материала в категорию тронковых ДВС (ТДВС) двигателей войдут и двигатели, входящие в класс ПОД (750-1500 мин^-1). При этом в поле зрения не попадают судовые двигатели тронкового типа, но имеющие низкие частоты вращения — тронковые малооборотные двигатели (ТМОД). Дизельные установки данного класса выпускаются многочисленными фирмами и используются в качестве главных двигателей, напрямую работающих на винт на маломерных судах.

Тронковые ДВС, используемые как главные судовые двигатели, пo сравнению с КМОД обладают меньшими массой и габаритными размерами и стоимостными показателями. Благодаря небольшой высоте преимущественно применяют на судах с ограниченными размерами машинных отделений, особенно пo высоте, например на паромах, ролкерах, контейнеровозах, пассажирских судах. Мощность на винт передается обычно через редуктор, благодаря чему имеется возможность выбора элементов винта, обеспечивающих наивысшие значения пропульсивного КПД. Более высокая температура отработанных газов (примерно на 80°С выше, чем у КМОД) обеспечивает более эффективную утилизацию тепла и повышение экономичности силовой установки в целом.

Тронковые дизели поставляют в собранном виде, поэтому упрощается их монтаж на судне. Перечисленные свойства, а также высокая надежность, достаточно большой ресурс и возможность использования тяжелых топлив обусловили применение среднеоборотных дизелей также на судах, где ранее традиционно устанавливались малооборотные двигатели. Как правило, тронковые двигатели дизели имеют газотурбинный наддув с промежуточным охлаждением наддувочного воздуха, выполнены рядной L- или У-образной конструкции.

Определяющим в развитии СОД и ПОД было также решение задачи повышения их эффективности, т. е. снижение удельного расхода топлива. Удельный расход топлива сокращен с 200-215 до 168 г/(кВт•ч) главным образом благодаря совершенствованию рабочего процесса (повышены максимальное давление горения и скорость сжигания топлива) и топливной аппаратуры (высокое давление впрыскивания, обеспечение необходимой тонкости распыливания тяжелых топлив, применение устройств регулирования фаз топливоподачи и пp.), а также системы турбонаддува. КПД турбонагнетателей доведен до 70%, снижены потери на трение.

Например, для двигателя ZA40 фирмы Sulzer среднее эффективное давление (Р_е) 2,0-2,2 МПа, максимальное давление горения (Р_z) 15,5 МПа, средняя скорость поршня (с_т) 9-9,6 м/с, отношение хода к диаметру (S/D) 1,2-1,4. Совершенствование впускного и выпускного трактов сопровождалось оптимизацией фаз газораспределения.

Форсирование рабочего процесса наддувом сопровождалось увеличением тепловых потоков, передаваемых через стенки камеры сгорания в охлаждающую воду, и температур деталей ЦПГ, образующих камеру сгорания и испытывающих наибольшие тепловые нагрузки. Возрастали механические нагрузки из- за увеличения давления газов в цилиндрах (P_z = 13-18 МПа).

Предпосылками к форсировке машин данного класса наддувом явились присущая четырехтактным дизелям меньшая чувствительность к тепловым нагрузкам, более качественное протекание процессов сгорания тяжелого топлива при долевых нагрузках, а также лучшие условия смазки поршней, колец и цилиндровых втулок из-за отсутствия продувочных и выпускных окон.

К недостаткам тронковых СОД и ПОД по сравнению с малооборотными относятся повышенный удельный расход смазочного масла в циркуляционных системах, большее число цилиндров и большие трудозатраты на их обслуживание, более высокий уровень шума в машинном отделении.

Если круг фирм — разработчиков конструкций КМОД в последние годы неуклонно сужался, то число создателей ТДВС за рубежом оставалось пока достаточно большим. Наиболее популярными марками для вновь строящихся морских судов являются MAN-B&W, SEMT-Pielstick, Sulzer-Wartsila, МаК, Hanshin, SKL, IMO Delaval, Deutz MWM, GMT, Bergen (рис. 3.2). Подобные объединения дают очевидные преимущества в плане оптимизации общего типажа выпускаемых двигателей и в осуществлении НИОКР, а также в расширении сети сбыта и послепродажного технического обслуживания.

В современных производственных программах ведущих дизелестроительных фирм типы дизелей представлены основными двигателями, на базе которых были созданы также модели с удлиненным ходом поршня.

Это двигатели японских фирм Mitsubishi, Hanshin, Yanmar, фирм США (Caterpillar, EMD-General Motors, General Electric, Alco), английских (Allen, Mirrlees Blackstone, Ruston) и германских фирм (MAN-B&W, МаК, Deutz MWM, SKL), а также фирм Франции (SEMT-Pielstick), Италии (GMT), Финляндии (Wartsila Vasa), Швейцарии (Sulzer), Норвегии (Bergen).

Достигнутый уровень основных параметров тронковых ДВС и тенденции их развития характеризуются следующим.

Базовые размеры цилиндров

Диаметры цилиндров выпускаемых тронковых ДВС, находятся в пределах 200-640 мм. Стремление повысить мощность путем увеличения объема цилиндра, не увеличивая eгo диаметра, а также обеспечить лучшие условия для развития факелов топлива и соответственно создать лучшие условия для смесеобразования в камере сгорания за счет увеличения ее высоты привело к росту отношения величины хода поршня к диаметру цилиндра (S/D).

Одной из первых на мировой рынок вышла фирма SEMT-Pielstick, предложившая три новых типа дизелей: РС20, РС40 и РСЗО. Первые два разработаны на основе известных предшественников - дизелей РС2-6 и РС4-2; конструкция РСЗО создавалась заново. Вслед за этой фирмой и другие разработчики ТДВС объявили о создании длинноходовых модификаций. Так, фирма Sulzer на базе известного ряда ZA40 разработала вариант двигателя с ходом поршня, увеличенным с 480 до 560 мм. О создании длинноходовых модификаций сообщили также фирмы МаК (ЧH35/45), MAN-B&W (ЧН40/54), Deutz MWM (ЧН23/32), Wartsila (ЧН22/26), Mitsubishi (ЧН24/30), Daihatsu (ЧН32/40) и др.

Удлинение хода поршня тронковых дизелей рассматривалось инофирмами (в сочетании с повышением степени сжатия Ɛ и Р_max, совершенствованием процессов топливоподачи и смесеобразования) как средство повышения топливной экономичности и приспособленности к работе на топливах низкого качества (в частности, с пониженной воспламеняемостью). В этом случае повышение S/D сопровождалось повышением не только степени сжатия, но и высоты камеры сгорания, улучшающим процессы смесеобразования и распыливания топлива и получением малого угла поворота коленчатого вала, в течение которого происходит сгорание топлива.

Повышение отношения хода поршня к диаметру цилиндра с 1,0-1,1 до 1,3-1,4, сопровождалось изучением влияния длинноходности на удельный расход топлива. Было установлено, что при увеличении хода поршня до определенного значения (S/D =1,6) расход топлива уменьшается, при дальнейшем увеличении хода поршня практически остается неизменным. Найденное таким образом оптимальное значение хода поршня и использовалось при конструировании дизеля.

В числе преимуществ, связанных с уменьшением n при сохранении примерно на том же уровне средней скорости поршня, отмечают лучшее сгорание, обусловленное увеличением времени на его протекание, и повышение механического КПД за счет меньших потерь на трение в подшипниках.

Фирмы — разработчики ТДВС, наоборот, отношение S/D сократили с 1,4 до 1,1 при пропорциональном увеличении частоты вращения. Это было вызвано стремлением уменьшить размеры и массу двигателя, но при этом сохранить большую жесткость конструкции двигателя, особенно коленчатого вала.

При этом снижение отношения S/D влечет за собой и недостатки: при сохранении степени сжатия (Ɛ = const) камера сжатия становится более плоской, что затрудняет распределение факела топлива в ее объеме и организацию качественного сгорания; при сохранении средней скорости поршня (с_m = const) увеличение частоты вращения влечет за собой рост сил инерции и вызываемых ими нагрузок на детали конструкции, сглаживая нагрузки на подшипники.

В целом длинноходовые тронковые модели, как правило, не вытесняют короткоходовые, а служат дополнением к программе фирмы-разработчика, расширяя номенклатуру предлагаемых потребителю моделей ДВС.

Компоновка и число цилиндров

Если до недавнего времени большинство типов ТДВС имело традиционно рядные (при числе цилиндров от 4-5 до 8-9) и V-образные (от 8-10 до 18-20 цилиндров) компоновки, то в последние годы многие новые типы и модификации двигателей (в первую очередь с относительно крупными базовыми размерами цилиндров) создавались фирмами только в рядном исполнении. В качестве примеров могут служить дизели MAN- B&W типов ЧН58/64, ЧН40/54; SEMT-Pielstick типов ЧН57/75, ЧН40/55; МаК типов ЧН58/60, ЧН35/45; Daihatsu типа ЧН32/40; Mitsubishi типа ЧН24/30; Deutz MWM типа ЧН23/32; SKL типа ЧН42/56.

Отмеченная тенденция, по-видимому, отвечает потребностям судостроения и объясняется стремлением фирм — разработчиков тронковых дизелей обеспечить их конкурентоспособность по отношению к МОД (прежде всего по эксплуатационной надежности и простоте технического ухода и обслуживания). Число цилиндров у названных типов рядных машин варьируется в пределах от 5-6 до 8-9.

Цилиндровая и агрегатная мощности

Пределы цилиндровых мощностей СОД и ПОД практически не менялись в последние годы, составляя 100-1450 кВт. Разумеется, нижний предел носит условный характер, поскольку за рубежом существует и выпускается немало дефорсированных моделей. Что касается верхнего предела, то цилиндровая мощность наиболее крупного СОД Wartsila Vasa 64 (ЧН64/90) составляет 2010 кВт. Необходимо отметить, что если раньше зарубежные фирмы концентрировали свои усилия в первую очередь на повышении мощности, то в последнее десятилетие на передний план выступили другие критерии развития ДВС этого класса.

В стремлении максимально повысить экономичность создатели тронковых СОД и ПОД все чаще предлагают потребителям дизели в дефорсированных вариантах (с несколькими номинальными рабочими точками). Так, фирма Sulzer для дизелей типа ЧН40/48 наряду с максимальной длительной мощностью, равной 640 кВт/цил, при тех же 580 мин^-1 предлагает еще две экономичные форсировки — 600 и 550 кВт/цил, на которых обеспечиваются соответственно более низкие расходы топлива. Подобным образом поступают и SEMT- Pielstick, MAN-B&W и МаК.

Показатели форсировки

Средняя скорость поршня С_m у большинства современных ТДВС укладывается в диапазон 8-10 м/с. В целом можно отметить, что быстроходность ПОД продолжает расти. Вместе с тем примечательно, что при создании модификаций с удлиненным ходом поршня у фирм нет единого подхода к этому показателю: в одних случаях величина С_m увеличивается (SEMT-Pielstick, Sulzer), в других — уменьшается (МаК, Daihatsu, Mitsubishi), в третьих — остается на прежнем уровне (MAN-B&W, Wartsila).

Среднее эффективное давление СОД и ПОД продолжает постепенно повышаться, перешагнув у многих новых моделей уровень 2,8 МПа. Величины Р_е порядка 2,2-2,6 бар освоены на серийных дизелях SEMT-Pielstick, MAN-B&W, Wartsila, Sulzer, Deutz MWM.

Такому росту форсировок при одноступенчатых системах наддува способствовал прогресс в развитии турбокомпрессоров. Обращает на себя внимание и значительное увеличение P_z, достигшего на новых конструкциях СОД значений 16-18 МПа. Например, заложенные в конструкции нового дизеля VASA 46 (ЧН46/58) резервы позволили фирме Wartsila успешно провести испытания этого двигателя на режиме Р_е = 3,0 МПа при P_z = 22 МПа.

Пригодным для оценки общего уровня форсировки ТДВС является пропорциональная произведению Р_е•с_m удельная поршневая мощность. Ее величина варьируется на современных ДВС в пределах от 27,8 кВт/дм² у дизеля Hanshin (ЧН28/46) до 54,5 кВт/дм² у дизеля Wartsila (ЧН46/58). Значения удельной поршневой мощности выше 50 кВт/дм² характерны для конструкции дизелей, в которых сочетаются высокие уровни форсировки по среднему эффективному давлению (Р_е от 2 МПа и более) и быстроходности (с_m от 9 м/с и выше).

Удельная литровая мощность ТДВС не выходит за пределы 6,1-19,2 кВт/л, причем наименьшее значение относится к дизелю с частотой вращения 395 мин^-1, а наибольшее — к дизелю с n = 1200 мин^-1.

Топливная экономичность

Рассматривая эту характеристику как важнейшую в обеспечении конкурентоспособности ТДВС, зарубежные фирмы в последние годы продолжали работать над всемерным снижением удельных расходов топлива на наиболее характерных рабочих режимах и обеспечением надежной эксплуатации при использовании низкосортных топлив. Диапазон значений удельных расходов у большинства современных СОД составляет 170-195 г/(кВт•ч); наиболее низкая величина, 165 г/(кВт•ч), заявлена фирмой Wartsila для нового высокофорсиронного дизеля типа ЧН46/58.

Новым техническим решением, с помощью которого ведущие разработчики ТДВС в последние годы попытались еще больше повысить топливную экономичность двигателей (а точнее, дизельных установок), явилось применение силовых турбин. Турбокомпаундные СОД были предложены фирмами SEMT-Pielstick (дизели РС30 и РС40) и Sulzer (дизели ZA40 и ZA40S).

По данным французской фирмы, использование вспомогательной турбины дает выигрыш в расходе топлива около 5,5 г/(кВт•ч) на режимах поминальной и 85%-ной мощности (на частичных нагрузках ниже 50-70% от номинальной предусмотрен перепуск газов мимо силовой турбины, а избыточный воздух обеспечивает снижение еще g_e на 8-9,5 г/(кВт•ч)).

Говоря о топливной экономичности ТДВС, следует также отметить, что некоторые фирмы наряду с приспособленностью своих машин к тяжелым топливам предусматривают возможность их работы на газе. Интерес к этому виду топлива возрос в последнее время в связи с топливно-энергетической ситуацией и проблемами экологии, вследствие чего разработкой газовых ДВС, как с искровым зажиганием, так и газодизелей, все интенсивнее стали заниматься не только фирмы, специализирующиеся в этой области, но и разработчики СОД. В числе этих моделей можно назвать двигатели РС4.2 фирмы SEMT-Pielstick, L52/55 фирмы MAN-B&W, TBD510 фирмы Deutz MWM, L32DF фирмы Wartsila и др.

Весовые характеристики

Удельные массы современных форсированных ТДВС варьируются в достаточно широких пределах — от 5,2 кг/кВт у V-образных дизелей Mitsubishi с n =1200 мин^-1 до величины 20,9 кг/кВт у рядных дизелей SEMT-Pielstick с n = 350 мин^-1.

Переход к модификациям с увеличенным ходом поршня и повышенным уровнем Р_max цикла потребовал внесения таких усилений отдельных элементов конструкции, которые привели к утяжелению двигателя в целом. Показательно, что на всех тех моделях ТДВС, у которых при увеличении отношения S/D цилиндровая мощность была сохранена на том же уровне, металлоемкость выросла. Уменьшения же этого показателя удалось достичь только на тех длинноходовых двигателях, которые были существенно форсированы по мощности.

Удельная литровая масса, величина которой может служить критерием конструктивной жесткости, у выпускаемых дизелей составляет порядка 83-207 кг/л. Наименьшее значение относится к двигателю SEMT-Pielstick типа ЧН28/35, а наибольшее — к дизелю 6ЧН32/36 фирмы MAN-B&W. Удельный расход масла на угар приработанного тронкового ДВС современного уровня форсировки составляет 0,8-1,2 г/(кВт•ч).

Ресурсы до первой переборки у современных, работающих на тяжелых топливах дизелей этого типа варьируются от 8 до 15 тыс. ч, причем фирмы нередко оговаривают необходимость промежуточного выема одного или двух поршней через небольшой промежуток времени. Величина ресурса до капитального ремонта достигает 60-70 тыс. ч.

Дальнейшее развитие дизелей этого класса во многом зависит от освоения материалов, рассчитанных на более высокие температуры и давления, а также повышения эффективности систем смазки и моторных свойств смазочного материала.

Совершенствование конструкций тронковых дизелей

Развитие конструкций судовых СОД и ПОД направлено на дальнейшее повышение экономичности и надежности при работе на низкокачественном тяжелом топливе. Рост максимального давления сгорания (P_z) двигателей (по оценке фирмы МАК, каждые 10 бар повышения Р_z, дают снижение ge более чем на 4 г/(кВт•ч)) сопряжен с изменением конструкции целого ряда ответственных деталей. Так, крышка цилиндра для обеспечения уровня P_z порядка 18 МПа, считающегося ныне освоенным для рассматриваемой группы машин, изготавливается из чугуна с шаровидным графитом вместо применявшегося ранее серого чугуна. Однако и при этом в материале конструкция крышки уже не имеет больших резервов, так как утолщение стенок, усиление перемычек и увеличение числа ребер вызывают рост температуры днища и тепловых деформаций. В связи с этим ведется разработка новых составных конструкций крышек из кованой стали.

Крышка цилиндра современного высокофорсированного ТДВС имеет относительно большую высоту и выполняется, как правило, очень жесткой, коробчатой формы, с двойным днищем, центрально расположенной форсункой и четырьмя клапанами. Параллельно происходило усиление шпилек, соединяющих крышку с цилиндром и блок-картером, и повышение плотности газового стыка. Особое внимание уделяется конструкции соединений для трубопроводов воздуха, отработанных газов и охлаждающей жидкости с целью максимально упростить демонтаж крышки.

До недавнего времени считалось общепринятым использование в СОД съемных корпусов газовых клапанов, и не применялись они лишь в тех случаях, когда это оказывалось невозможным по условиям размещения в крышке. Однако на новых дизелях Vasa 46 (ЧН46/58) фирма Wartsila отказалась от применения корпусов клапанов, посчитав, что при этом повышаются надежность и возможности оптимизации параметров газового потока на выпуске. Эта фирма также внедрила на своих мощных СОД асимметричные седла впускных клапанов, обеспечивающие вращение поступающего в цилиндр воздуха.

Вообще, профилированию газовоздушных трактов уделяется все больше внимания, в результате чего достигнуто значительное уменьшение гидравлических потерь, улучшен газообмен в цилиндрах.

Для борьбы с высокотемпературной коррозией клапанов применяются наплавки из твердых сплавов на посадочную поверхность и хорошо охлаждаемые седла. Нижняя поверхность выпускных клапанов также должна быть защищена от коррозии или выбором материала, или нанесением соответствующего покрытия. Равномерность износа выпускных клапанов обеспечивается за счет их проворачивания с помощью специальных устройств (рис. 3.3).

Наиболее распространенными остаются механические ротаторы типа Ротокап, в конструкцию которых включены коническая круговая пружина и четыре шарика с цилиндрическими пружинами (рис. 3.За). Некоторые фирмы (в основном MAN-B&W) отдают предпочтение напрессованному на стержень клапана пропеллеру — четыре фиксированные лопасти (рис. 3.36), который вращает клапан, используя энергию потока газов. Иногда для этой цели используют храповой механизм (рис. 3.2в). Как правило, механические ротаторы устанавливают для вращения выпускных, а газовые пропеллеры - впускных клапанов.

Остов современного ТДВС выполняется литым (из высокопрочного чугуна) блок-картером повышенной жесткости, в котором размещены подшипники подвесного коленчатого вала, крепящиеся с помощью анкерных связей и боковых болтов. Массивность и простота конструкции, ее увеличенная жесткость (в том числе за счет выбора коробчатых форм), рядная компоновка делают тронковые дизели по мере роста их форсировки все более конструктивно схожими с крейцкопфными двухтактными двигателями (рис. 3.4). Это сходство просматривается во многих элементах конструкции. С возрастанием Р_z усиливается конструкция коленчатого вала, повышается жесткость в отношении осевых и крутильных колебаний, увеличиваются диаметр и длина мотылевых и рамовых шеек.

Противовесы устанавливаются на все щеки с целью обеспечения высокой степени уравновешивания масс кривошипного механизма и равномерной достаточной по толщине масляной пленки во всех рамовых подшипниках.

В последние годы предпринимались значительные усилия к совершенствованию конструкции и материалов подшипников. Типичный подшипник для ТДВС (рис. 3.5а) состоит из двух стальных вкладышей, на каждый из которых нанесен промежуточный слой свинцовистой бронзы или сплава алюминия с оловом. На промежуточный слой наносится электролитическое покрытие из сплава PbSnCu. Триметаллические вкладыши обладают высокой усталостной прочностью, но более чувствительны к плохой смазке и механическим примесям в ней, их также не рекомендуется повторно устанавливать после разборки двигателя.

При конструировании дизелей для увеличения ресурса работы подшипников в условиях применения тяжелого топлива, когда частицы, содержащие углерод, серу, кремний и алюминий, попадают в масло, можно, во-первых, повысить тонкость очистки масла фильтрами до 5 или даже 3 мкм; во-вторых, увеличить минимальную толщину масляной пленки и, в-третьих, применить более устойчивые материалы.

Первое решение требует применения дорогостоящего громоздкого оборудования, второе трудноосуществимо в уже созданных двигателях, и только третий путь в сочетании с улучшением очистки масла обещает экономический эффект. В качестве рабочего третьего слоя для вкладышей используются различные композиции материалов.

Австрийской фирмой Miba запатентована конструкция так называемого канавчатого подшипника (рис. 3.56). В рабочем слое вкладыша выполняются канавки (шириной около 200 мкм), которые покрываются защитным слоем никеля и заливаются антифрикционным сплавом, после чего проводится прецизионная расточка.

Благодаря чередованию более мягкого и более твердого слоев достигается существенное улучшение долговечности последнего при сохранении антифрикционных свойств, так как практически исключается возможность задиров по всей поверхности вкладыша. Попадающие с маслом твердые включения легко вдавливаются в мягкий слой канавок и в них локализуются, при этом канавочная структура и наличие никелевых дамб ограничивают распространение аварийного износа вкладыша поперек канавок.

Опыт эксплуатации канавчатых подшипников на тронковых дизелях подтвердил, что они обладают значительно большим (в 3-5 раз и выше) ресурсом работы по сравнению с обычными; кроме того, они пригодны для повторной установки на двигатель.

Еще большую долговечность показали разработанные фирмой Glyco гладкие подшипники с многокомпонентным антифрикционным слоем, наносимым методом ионно-плазменного напыления. Многие специалисты считают, что именно эта технология станет основной для перспективных тронковых дизелей.

Долговечность втулок цилиндров форсированных ТДВС в значительной степени определяется твердостью их рабочей поверхности и условиями трения между этой поверхностью и поршневыми кольцами. Трибосопряжение «втулка — смазка — кольцо» должно обеспечивать надежность в условиях все возрастающих нагрузок, как механических (вследствие увеличения Р_z), так и обусловленных ухудшающимся качеством топлива. Современные конструкции втулок, отливаемых из высоколегированного чугуна, отличаются большой толщиной стенок и высокой жесткостью для сохранения геометрии в эксплуатации (рис 3.6).

В последние годы наметился отход от традиционной конструкции цилиндровых втулок, полностью утопленных в расточки блок-картера. При такой силовой схеме деформации корпуса судна, передаваясь через фундамент и блок- картер, вызывают изгиб втулки со всеми вытекающими из этого последствиями. Одной из первых обратила на это внимание фирма MAN-B&W, разработавшая для своего самого крупного СОД типа L58 (ЧН58/64) конструкцию с высокими проставками (высота примерно равна ходу поршня) между блок-картером и цилиндровыми крышками (рис. 3.7а).

Сходная конструкция была затем применена фирмой на двигателе типа L40 (ЧН40/54). Фирма Wartsila с этой же целью разработала для дизеля типа Vasa 46 (ЧН46/58) втулку с высоким коническим буртом (рис. 3.76), опирающимся на блок-картер и охватываемым в верхней части расточкой крышки цилиндра. Интересно отметить, что фирма SEMT-Pielstick, создавая длинноходовые модели РС20 и РС40 на базе дизелей РС2-6 и РС4-2, применила конструкцию с высокими проставками с целью сохранить неизменными размеры блок- картера, а в новой модели РС30 — конструкцию с высоким буртом.

Для предотвращения термических деформаций (овализации) втулок фирмы SKL и МаК устанавливают на своих крупноразмерных машинах в области камеры сгорания стальное жаровое кольцо (рис. 3.7в, г), равномерно охлаждаемое с помощью кольцевого канала (МаК) или водяной рубашки (SKL).

Водяное охлаждение втулок современных ТДВС предусматривается обычно только в верхней части (во избежание низкотемпературной коррозии). Способы интенсивного охлаждения бурта различны: фирмы Sulzer и SEMT- Pielstick предпочитают спиральные сверления, идущие наклонно сверху вниз (см. рис. 3.4), Wartsila — вертикальные сверления (рис. 3.76), а MAN-B&W — радиальные глухие отверстия (рис. 37а).

В поисках путей повышения износостойкости втулок за рубежом были опробованы различные способы: введение легирующих присадок к применяемым конструкционным материалам, закалка, азотирование и др. Фирмой MAN- B&W разработан способ лазерной закалки рабочей поверхности втулок цилиндров, которая обеспечивает кроме малых износов и более равномерное, чем на серийных втулках, распределение износов по окружности.

Повышение уровня форсировки ТДВС предопределило постепенный отход от цельноалюминиевых поршней. В настоящее время все вновь проектируемые четырехтактные дизели с диаметром цилиндров более 200 мм имеют поршни только двух видов: цельнолитые из чугуна с шаровидным графитом (ЧШГ) или составные.

Для конструкций чугунных поршней характерно наличие развитой кольцевой полости охлаждения, что вместе со свойством ЧШГ повышать теплопроводность с ростом температуры обеспечивает хорошее рассеивание тепла и умеренный температурный уровень зоны колец и юбки. Коэффициент линейного расширения ЧШГ вдвое меньше, чем у алюминиевых сплавов, что позволяет уменьшить зазоры в холодном состоянии; при этом снижаются протечки газов и расход масла, уменьшается износ поршневых колец и канавок.

Одним из наиболее уязвимых мест поршня, наряду с кольцевыми канавками, является днище, на которое воздействуют циклические тепловые и механические нагрузки. Совершенствование конструкции поршней ТДВС в настоящее время определяется тремя основными факторами: во-первых, рост Р_е за счет повышения степени наддува сопровождается увеличением температур сгорания и требует организации более эффективного охлаждения поршней (рис. 3.8); во-вторых, применение худшего качества высоковязких остаточных топлив и введение присадок в смазочное масло приводят к возникновению абразивного, коррозионного и эрозионного износа, что существенно сокращает срок службы поршня и двигателя в целом; в-третьих, повышение Р_z, вызывает увеличение действующих на поршень механических нагрузок.

Как отмечают специалисты, износ кольцевых канавок поршня в основном зависит от выбора конструкционных материалов, способов упрочнения, применяемых топлив и масел, а также от рабочих условий. Перспективным при изготовлении поршней является применение лазерной закалки кольцевых канавок, так как по сравнению с индукционной закалкой она обеспечивает более точную и меньшую ее глубину и отпадает необходимость в перешлифовке.

Широко применяемый составной поршень состоит из двух основных частей, стянутых шпильками, причем охлаждающая галерея образуется в соединении головки с телом поршня (рис. 3.9). Основное в этой конструкции — разделение термических и механических нагрузок и применение оптимальных материалов для холодной и горячей частей. Головка изготавливается обычно из кованой хромомолибденовой стали; для юбки используется кованый алюминиево- кремниевый сплав или ЧШГ, причем последнему варианту отдают явное предпочтение.

Цельные поршни из ЧШГ диаметром до 350 мм могут работать при удельной поршневой мощности (Р_n) до 47,5 кВт/дм², в то время как составные поршни выдерживают нагрузку до 51 кВт/дм² при диаметре около 600 мм. Сейчас дизелестроительные фирмы проектируют и уже начинают строить СОД с поршнями, рассчитанными на Р_z= 20 МПа, Р_е = 3 МПа и удельную поршневую мощность 70 кВт/дм².

Высокие среднее эффективное давление (порядка 2,4-2,8 МПа) и давление сгорания обусловливают необходимость интенсивного охлаждения поршней через сверления в головке поршня. При диаметрах поршней более 180 мм и максимальных давлениях свыше 10-12 МПа используют разъемные поршни (рис. 3.10a) со стальной головкой и чугунной нижней частью и обычным соединением поршня с шатуном. Применяют также вращающийся поршень (рис. 3.10 б), обеспечивающий более равномерное распределение нагрузок и износов. В случае малых размеров поршня применяется шарнирное соединение поршня с шатуном (рис. 3.10 в), подобное крейцкопфу двухтактного двигателя.

Такие поршни рассчитываются методом конечных элементов с помощью трехмерных моделей, чем обеспечиваются оптимальное использование материала, распределение температур и напряжений, достигается максимальная усталостная прочность. Типичный поршень перспективного СОД имеет головку из кованой стали и юбку из ЧШГ; очень жесткое днище с сотовым охлаждением; не имеет нагруженных поверхностей по периметру между телом и головкой; все кольца размещены в головке; все канавки закалены или хромированы.

Расширение использования в ТДВС тяжелых топлив предъявило повышенные требования и к надежности поршневых колец. В современных конструкциях высокофорсированных машин комплект колец включает обычно от двух (Wartsila Vasa 46) до четырех (новые СОД фирмы SEMT-Pielstick) компрессионных и одно маслосъемное кольцо, которые располагаются в верхней части поршня выше поршневого пальца. Верхнее кольцо, воспринимающее полный перепад давления от нуля до P_z, выполняется с асимметричной бочкообразной рабочей поверхностью из чугуна с шаровидным графитом.

Рабочая поверхность и обе торцевые поверхности хромируются. Еще большая износостойкость первого поршневого кольца обеспечивается плазменным покрытием рабочей поверхности, которое применяет на своих тронковых двигателях фирма MAN-B&W.

Конструкции других компрессионных колец (рис. 3.11 a) могут быть различны: например, второе кольцо — симметричное бочкообразное, третье — конусное (и то и другое хромируются). Маслосъемное кольцо (рис. 3.116) с пружинным экспандером регулируется на определенный расход масла, который при использовании тяжелого топлива, как правило, выше, чем в случае дистиллятного топлива.

С развитием тронковых ДВС видоизменяются и конструкции шатунов: в частности, наряду с известной конструкцией «морского» шатуна с отъемной нижней головкой, позволяющей вынимать поршень без разборки мотылевого подшипника, все более широкое применение находит вариант с отъемной верхней головкой. Это предусматривало выем поршня с верхней головкой шатуна без снятия крышки цилиндра через люк в картере.

Такую конструкцию шатуна применили MAN-B&W (дизели типов L58/64 и L40/54) и МаК (дизель типа ЧН35/45) с целью уменьшения высоты демонтажа поршня (рис. 3.12).

На современных зарубежных ТДВС применяется в основном топливная аппаратура с насосами золотникового типа, с механическим приводом и форсунками закрытого типа с многодырчатыми распылителями. Тенденция развития их конструкций определяется необходимостью сжигания низкосортных тяжелых топлив, для эффективного сгорания которых требуется мелкое распыливание (оптимальный уровень верхней границы распыливания оценивается в настоящее время величиной диаметра капли порядка 20 мкм). С другой стороны, для обеспечения низкого удельного расхода топлива необходима минимизация продолжительности впрыскивания.

С созданием новой топливной аппаратуры в последние годы просматривается тенденция к уменьшению продолжительности впрыскивания до 25-30°. Сочетание двух указанных требований — по повышению тонкости распыливания и сокращению периода впрыскивания — обусловливает стремление конструкторов к увеличению давления впрыскивания топлива.

На многих современных ТДВС максимальные давления впрыскивания достигают 150 МПа (MAN-B&W типа L40/54, Wartsila типа V25, Mitsubishi типа SU2, Deutz MWM типа TBD444 и др.), а на наиболее форсированных моделях (SEMT-Pielstick типа РС30 и Wartsila типа Vasa 46), эти значения подняты до 180-200 МПа.

Сокращение процесса топливоподачи за счет более высоких давлений впрыскивания сопряжено с ростом нагрузок на основные детали ТНВД и eгo привод. Поэтому фирмами-разработчиками внедряется целый ряд конструкторских мероприятий (рис. 3.13): увеличение диаметра и хода плунжера с оптимизацией закона перемещения плунжера на участке подачи топлива; ужесточение конструкции корпуса насоса; увеличение габаритных размеров ролика и диаметра начальной окружности кулачка; переход с нагнетательного клапана с постоянным разгрузочным объемом на клапан, обеспечивающий постоянные остаточные давления в топливопроводе и возможность гашения в полости насоса отраженных от форсунки волн давления.

Регулирование угла опережения подачи топлива достигается обычно введением специальной формы передней кромки на плунжере (рис. 3.14). В диапазоне мощности двигателя 80-100% от номинальной величины угол опережения подачи уменьшают на 3-4°, что позволяет снизить Р_z, на этих нагрузках (кромка С). На частичных режимах (менее 50% от Р_е) опережение подачи также уменьшается (кромка А). Отсечная кромка тоже выполнена ступенчатой в соответствии с формой передней кромки, обеспечивая примерно линейную зависимость цикловой подачи от положения топливной рейки (кромки D и Е).

Фирмой MAN-B&W на СОД типов L58/64 и 40/54 применена конструкция механизма регулирования опережения подачи топлива за счет изменения начала подъема плунжера ТНВД. Между кулачком привода насоса и роликом толкателя помещен одноплечий рычаг, на одном конце которого находится катящийся по кулачку ролик, а на другом - проушина, помещенная на эксцентрике (рис. 3.15). При повороте эксцентрика изменяются положение ролика относительно кулачка и соответственно угол опережения подачи. Благодаря описанному механизму обеспечивается диапазон варьирования величины Р_z до 3 МПа.

Топливные трубопроводы выполняются максимально короткими для того, чтобы обеспечить стабильность процесса впрыскивания, а также надежный пуск двигателя на тяжелом топливе. В конструкции форсунок отмечается тенденция к сокращению установочной длины форсунки за счет использования каналов в головках цилиндра для организации подвода и отвода топлива через штуцер, проходящий через канал в головке цилиндра.

Что касается запирающего узла форсунки, то сохраняется тенденция к сокращению массы подвижных деталей за счет максимального приближения пружины к распылителю (рис. 3.16). На некоторых конструкциях форсунок предусматриваются догружатели пружины поршневого типа, обеспечивающие регулирование давления открытия иглы распылителя по режимам работы.

На зарубежных тронковых ДВС применяются форсунки с циркуляционным охлаждением распылителя водой, топливом или маслом. Широко распространены распылители с полостью охлаждения, образованной каналами в их корпусах. На дизеле РС30 фирмы SEMT-Pielstick форсунка устанавливается в специальном стакане, образующем достаточно развитые полости охлаждения в цилиндровой крышке вокруг нижней части форсунки. В процессе подготовки топлива температура eгo подогрева должна быть такой, чтобы оно могло легко циркулировать через насосы системы топливоподкачки и ТНВД, а вязкость в форсунках составляла порядка 10-12 сСт.

Интересная система двойного впрыскивания с двумя форсунками применена фирмой Wartsila на дизелях типа Vasa 46. Одна из форсунок, меньшая по размеру, расположенная под углом к осевой линии цилиндра, осуществляет запальное впрыскивание, после чего основная подача топлива производится главной форсункой, размещенной в центре цилиндровой крышки.

Использование этой системы дает ряд преимуществ: сокращение задержки воспламенения, устранение возможности пропусков вспышек на частичных нагрузках, неограниченная работа на минимальной скорости, расширение диапазона применяемых топлив. Так как в камеру сгорания выходят минимальные поверхности распылителя вспомогательной форсунки, устраняется необходимость в специальной системе их охлаждения.

Емкость масляной системы современного ТДВС, как правило, находится в интервале 0,3-1,4 л смазочного масла на 1 кВт мощности, причем верхний предел этого интервала соответствует двигателям мощностью более 3500 кВт, которые обычно оборудуются системой очистки центрифугированием с трех- и пятикратной полной циркуляцией масла в сутки (рис. 3.17). Рекомендуемый расход через центрифугу для современных масел с моющими, диспергирующими и антикоррозионными присадками составляет 0,20-0,33 максимальной производительности центрифуги.

Важная роль в обеспечении общей надежности дизеля принадлежит чистоте смазочного масла, в связи с чем совершенствование систем eгo очистки остается одной из забот конструкторов.

Благодаря широкому использованию высокоэффективных автоматизированных полнопоточных средств очистки в системе циркуляционного масла удается значительно увеличить срок eгo службы и защитить подшипниковые узлы от абразивного изнашивания (рис. 3.18). После маслоохладителя в системе предусмотрен дополнительный индикаторный фильтр для повышения надежности. Маслоохладитель пластинчатого типа установлен на блоке цилиндров. Поток масла через масляный насос регулируется нагнетательным клапаном, обеспечивающим достаточное давление масла для подшипников.

Появление новых аспектов в развитии тронковых ДВС в последние годы связано с расширяющимся внедрением автоматизации управления режимами работы двигателя и диагностики его технического состояния. Этому способствовали снижение стоимости электронной аппаратуры и повышение ее надежности, а также разработка малогабаритных точных полупроводниковых датчиков, преобразующих такие физические параметры, как давление и температура, в электрические.

Также предусмотрена диагностика узлов и деталей двигателя, техническая неисправность которых существенно не отражается на основных параметрах рабочего процесса. Например, ухудшение качества распыливания топлива одной или двумя форсунками не приводит к заметному снижению мощности и увеличению расхода топлива, но при этом резко повышается дымность отработанных газов.

Развитие ТДВС, как и других типов дизелей, определяется требованиями заказчиков, сложившимися под влиянием современной топливно-энергетической ситуации. Прежде всего это высокие экономичность и эксплуатационная надежность при работе на тяжелых низкосортных топливах. Практически все вновь проектируемые среднеоборотные двигатели приспособлены к работе на низкосортных тяжелых топливах вязкостью до 700 сСт с содержанием серы до 3,5%. Большую роль в достижении этих результатов играет совершенствование систем и агрегатов (систем подготовки топлива и очистки масла, системы впрыскивания, турбонаддува и др.).

Анализ особенностей конструкций тронковых судовых дизелей различных фирм подтверждает постепенное сближение концепций ведущих разработчиков этих машин в отношении применяемых материалов, выбираемых конструктивных соотношений и форм. Все дизелестроительные фирмы особое внимание уделяют повышению жесткости и прочности деталей и элементов остова, оптимизации аэродинамических, термодинамических и трибологических процессов, а также упрощению технического обслуживания и диагностики.

Эффективность систем наддува и утилизация тепловых потерь

Турбонаддув

Улучшение технико-экономических показателей СОД и ПОД в немалой степени зависит от развития систем газотурбинного наддува и совершенствования турбокомпрессоров (ТК).

Предпосылками к форсировке дизелей этого класса наддувом являлись присущая четырехтактным дизелям меньшая чувствительность к тепловым нагрузкам, более качественное протекание процессов сгорания тяжелого топлива при долевых нагрузках, а также лучшие условия смазки поршней и цилиндровых втулок из-за отсутствия продувочных и выпускных окон. Поэтому если двигатель тронкового типа выполнен по двухтактной схеме организации рабочего процесса, то он лишается этого преимущества. Этим объясняется небольшое количество выпускаемых тронковых 2-тактных судовых дизелей.

Создание комбинированных двигателей вызвано в основном стремлением улучшить габаритные и массовые показатели, а также увеличить экономичность поршневых двигателей, сочетая их в одном агрегате с высокооборотными компактными, легкими и дешевыми лопаточными машинами.

В большинстве морских тронковых ДВС в настоящее время наддув реализуется применением эффективного высоконапорного центробежного компрессора с осевой или радиальной газовой турбинами.

Работы по повышению эффективности систем наддува велись в направлении увеличения КПД турбины и компрессора, совершенствования конструкции впускного и выпускного трактов, в том числе оптимизации фаз открытия впускных и выпускных клапанов. Основные тенденции развития ТК сводятся к росту степени повышения давления (πk) и КПД (πk достигает 3,2-4,0, а суммарный КПД — 70% и выше), повышению надежности во всем диапазоне режимов работы двигателя, что характерно для судовых условий эксплуатации.

Обеспечение высоких значений КПД турбонагнетателей достигается за счет совершенствования проточных частей компрессора и турбины. Так, на ТК серии VTR-4A фирмы Asea Brown Boveri (АВВ) наряду с реактивным компрессорным колесом с загнутыми назад лопатками был применен новый входной направляющий аппарат, в котором снижены потери на входном участке.

Для проектирования центробежного компрессора используется трехмерная модель течения в межлопаточном канале, совершенствование которой осуществляется на базе экспериментальных работ по изучению пространственной структуры потока.

Новое профилирование лопаток турбины обеспечило оптимизацию и согласование соплового аппарата и рабочего колеса турбины, уменьшение выходных потерь, изменение реактивности с целью смещения точки максимального КПД турбины к меньшим πk и устранение демпфирующей проволоки.

На зарубежном рынке тронковых СОД имеются двигатели с различными системами турбонаддува: изобарными, импульсными и всевозможными комбинированными системами, представляющими определенные компромиссные решения (например, однотрубная система, применяемая фирмой Sulzer на дизеле ZA40S). В настоящее время на машинах этого класса наиболее широкое распространение получили комбинированные системы наддува, сочетающие элементы как изобарных, так и импульсных систем воздухоснабжения.

Приверженцы импульсной системы выдвигают на передний план лучшую приемистость двигателя; как отмечает фирма Wartsila, преимущества изобарного наддува проявляются лишь при высокой постоянной нагрузке, когда уровень Р_е превышает 2,3 МПа. Сторонники наддува с постоянным давлением газов перед турбиной в качестве аргумента приводят значительно более простую конструкцию системы газовыпуска. Ввиду отсутствия пульсации газов изобарный наддув менее опасен с точки зрения возможного заброса газов во впускной трубопровод.

При импульсном наддуве более полно используется энергия отработанных газов, что дает возможность получить при одинаковом расходе газов мощность импульсной турбины большую, чем у турбины постоянного давления. Это преимущество особенно важно для надлежащего воздухоснабжения транспортных дизелей при работе на режиме максимального крутящего момента.

Мгновенный наброс нагрузки при импульсной системе выпуска также сопровождается более быстрым нарастанием давления наддува. Это объясняется тем, что пульсация давления в выпускном коллекторе при полной подаче топлива сказывается весьма быстро. Поэтому возрастает энергия газов перед турбиной и частота вращения ротора турбокомпрессора.

При форсировке СОД наддувом с достижением Р_е, равным 1,5-1,6 МПа, традиционно применяемая в четырехтактных двигателях система импульсного наддува стала заменяться на систему наддува при постоянном давлении либо, как это делает фирма SEMT-Pielstick, на систему с преобразователями импульсов, обеспечивающую лучшее no сравнению с первой использование энергии газов на частичных нагрузках.

Выбор схемы наддува в большой степени зависит от ожидаемых в эксплуатации режимов его работы. Общеизвестно, что импульсный наддув наилучшим образом обеспечивает двигатель воздухом в диапазоне малых и средних нагрузок и на переходных режимах, поскольку в нем используется как кинетическая (динамическая), так и потенциальная (статическая) составляющая энергии газов. В системе наддува с постоянным давлением газов перед ТК используется только статическая составляющая энергии, позволяющая достигнуть высокой эффективности на установившихся режимах полных нагрузок.

При пуске и на частичных нагрузках этой составляющей недостаточно и ТК не в состоянии обеспечить двигатель необходимым количеством воздуха, приходится прибегать к резервным электроприводным нагнетателям.

Так, на двигателях различных фирм применяются:

• 1. системы турбонаддува с регулируемыми направляющими аппаратами турбин и компрессоров;
• 2. системы импульсного наддува, системы с регулированием за счет различных перепусков воздуха или газа;
• 3. системы со специальной настройкой ТК на долевые режимы;
• 4. двухступенчатые системы (свободные и с механической связью с коленчатым валом двигателя);
• 5. системы с параллельными свободными турбокомпрессорами;
• 6. системы с силовыми турбинами.

Например, в системах наддува двигателей РС2-6/2 и РС4-2/2 компания SEMT-Pielstick применила высокоэффективные турбокомпрессоры фирмы АВВ серии 4А и так называемые модульные преобразователи импульсного давления собственной разработки МРС (Modular pulse converter), позволяющие использовать преимущества как импульсной системы, так и системы постоянного давления. Система предотвращает помпаж компрессора, повышает воздухоснабжение при работе дизеля на долевых нагрузках, а также обеспечивает поддержание одинакового значения максимального давления сгорания при работе дизеля с максимальной и эксплуатационной нагрузкой.

В последнее время в некоторых тронковых дизелях с турбонаддувом применяется система «Гипербар» (Франция), выполненная с охлаждением наддувочного воздуха (рис. 3.19) и являющаяся достаточно перспективной для дальнейшего повышения мощности без увеличения механических и тепловых нагрузок, что имеет большое значение для повышения надежности и долговечности двигателей.

Принцип работы дизеля с системой «Гипербар» заключается в том, что наддувочный воздух после турбокомпрессора 11 может направляться не только в двигатель по каналу 2, как это обычно происходит в дизелях с газотурбинным наддувом, но и перепускаться по каналу 4 в выпускной коллектор 7, в котором установлена камера сгорания 8 с воспламенителем и регулятором 9 интенсивности пламени.

После сгорания топлива, поступающего в камеру сгорания с помощью топливного насоса 6, выпускные газы направляются к газовой турбине 10. Оптимальное давление выпускных газов в коллекторе, необходимое для обеспечения пуска дизеля и его работы, получается путем регулирования подачи топлива в камеру сгорания 8 посредством регулятора перепуска 5. Такое регулирование позволяет получить на дробных режимах повышенный вращающий момент на валу дизеля и обеспечить работу турбокомпрессора в режиме, близком к оптимальному.

Перепуск воздуха и наличие дополнительной камеры сгорания позволяют выполнять пуск дизеля при низком значении степени сжатия (7-10), обеспечить работу дизеля при высоком среднем эффективном давлении (более 3 МПа) без существенного повышения максимального давления сгорания и температуры выпускных газов. В системе предусмотрен воздушный холодильник 3. Турбокомпрессор запускается в действие с помощью электростартера 1, что обеспечивает давление воздуха и его температуру, достаточные для пуска дизеля. Этим объясняется получение высоких пусковых качеств дизеля при наличии системы «Гипербар», которая с успехом может быть применена как в четырехтактных, так и в двухтактных дизелях.

Эффективность применения импульсной системы наддува можно повысить, если между выпускными трубопроводами и турбиной установить так называемый преобразователь импульсов.

Для этого в ряде новых систем наддува (Wartsila, Generel Motors) выпускные патрубки двигателя заканчиваются соплами, преобразующими импульсы давления в кинетическую энергию ядра высокоскоростного потока и получения затем примерно постоянного давления газов перед турбиной (рис. 3.20а).

В результате такого преобразования давление перед газовой турбиной выравнивается, и последняя практически работает в режиме Р_m = const, что способствует повышению ее КПД, а использование энергии импульса увеличивает ее мощность, что позволяет обеспечить баланс мощностей турбины и компрессора на малых нагрузках.

Конструкция преобразователя импульсов представлена в виде двух рядом расположенных выпускных трубопроводов, объединяющих выпуски из групп цилиндров. Проточную часть преобразователя можно разделить на конфузор, смеситель, диффузор и сборник (рис. 3.206). Если из верхнего трубопровода газ втекает в смеситель с максимальной скоростью, то из нижнего трубопровода поступает в смеситель с меньшей скоростью, так как каждый трубопровод объединяет выпуски из двух (реже — из трех) цилиндров и фазы выпусков не совпадают.

При втекании в смеситель нижняя граница высоконапорной струи турбулизируется. В результате обмена количествами движения турбулентных молей скорость низконапорной струи увеличивается и происходит смешение газов, вытекающих из диффузоров. Следовательно, в преобразователе импульсов возникает эжектирующий эффект.

В настоящее время важнейшее требование к системам воздухоснабжения — достаточный наддув во всем диапазоне рабочих режимов дизеля, обеспечивающий хороший газообмен и наполнение цилиндров. Однако в случае оптимизации системы «дизель — ТК» по режиму полной мощности при работе на частичных нагрузках давление наддува и количество подаваемого воздуха оказываются меньше, чем требуется. Кроме того, малый угол перекрытия клапанов, обеспечивающий минимальный расход топлива при полной нагрузке, является причиной помпажа на некоторых частичных режимах, особенно при работе по винтовой характеристике.

Ввиду этого СОД, работающие на переменных скоростных режимах, обычно оборудуются байпасным устройством, позволяющим настроить систему «дизель — ТК» для обеспечения наилучшей экономичности на номинальном режиме (байпас закрыт) и избежать помпажа на частичных нагрузках (байпас открыт, воздух перепускается на впуск турбины). Перепуск обычно производится в диапазоне от 20 до 70-75% максимальной длительной мощности. Клапан выпуска воздуха в атмосферу устанавливается в тех случаях, когда особенно важна оптимизация параметров на частичных режимах. Этот клапан постепенно открывается при нагрузках более 85%, при этом давление наддува соответствует номинальной мощности. Благодаря стравливанию воздуха исключается чрезмерное повышение максимального давления сгорания (Рmax) при номинальной нагрузке; зато на частичных нагрузках возрастает давление наддува.

Оригинальная система наддува (SwirlEx) запатентована и применена на дизелях фирмы Wartsila Vasa 32: отработанные газы поступают в коллектор по спиральному каналу, обеспечивающему завихрение потока; в системе предусмотрен также керамический перепускной клапан для оптимизации работы на низких нагрузках (рис. 3.21 ).

При подборе агрегатов наддува приходится учитывать, что ротор турбокомпрессора, обладая инерционностью, не позволяет турбокомпрессору мгновенно изменять режим работы в зависимости от нагрузки дизеля. Если же резко возрастает нагрузка, наблюдается недостаток воздуха, что является причиной повышенной дымности дизеля на выпуске и увеличения расхода топлива.

В этом плане наиболее интересны технические решения систем наддува, предусматривающие ТК с изменяемой геометрией проточной части. Режим работы турбокомпрессора должен изменяться автоматически, в зависимости от режима работы дизеля, для чeгo предусматривается система регулирования.

Наиболее радикальный способ оптимизации работы ТК во всем рабочем диапазоне режимов — применение ТК с изменяемой геометрией проточной части. Для улучшения качества переходных процессов предложена система регулирования турбокомпрессора в зависимости от частоты вращения (рис. 3.22), состоящая из серводвигателя 3, измерителя частоты вращения 2 и регулируемого корректора подачи топлива 4. В зависимости от изменения частоты вращения дизеля происходит подача турбонагнетателем 1 воздуха определенного давления за счет одновременного перемещения лопаток соплового аппарата турбины и рейки 5 ТНВД с помощью серводвигателя.

Наличие параллельных стенок кольцевого газоподводящего канала делает удобным размещение поворотных лопаток с минимальными зазорами; сервомеханизм легкосъемной конструкции смонтирован в корпусе газовыпускного диффузора.

Конструктивное решение устройства для поворота сопловых лопаток приводной турбины может быть реализовано в виде специального механизма (рис. 3.23а). При этом лопатки соплового аппарата 6 поворачиваются при помощи оси 1, жестко скрепленной с рычагом 2, который связан с поводковым диском 4, вращающимся в подшипнике 3. Подшипники установлены на эксцентричные оси 5, поворот которых позволяет выбирать зазор при посадке поводкового диска. Конструктивно труднее осуществить регулирование соплового аппарата осевой турбины, чем радиальной. Поэтому в случае применения регулируемых турбокомпрессоров, как правило, используют радиальную центростремительную турбину.

Использование только соплового регулирования позволяет существенно расширять область режимов работы дизеля с повышенной нагрузкой, обеспечивая возрастание числа оборотов турбокомпрессора и давления наддува; характеристика компрессора при этом не изменяется. При сопловом регулировании и определенном возрастании Рк расходная характеристика приближается к зоне помпажа. Изменить характеристику компрессора для дальнейшего расширения диапазона режимов работы с высоким КПД на достаточном удалении от зоны помпажа можно регулированием турбины и лопаток диффузора компрессора (рис. 3.23б).

Кроме рассмотренных способов регулирования свободного турбокомпрессора, изменение n_tk и расхода воздуха может быть достигнуто применением центробежных компрессоров с приводом от коленчатого вала при помощи редуктора с переменным передаточным числом, позволяющим повышать число оборотов компрессора при снижении числа оборотов коленчатого вала дизеля.

Характеристику компрессора можно корректировать также поворотным входным направляющим аппаратом (ПВНА). Раскрытие лопаток ПВНА повышает π_k, при этом линии постоянных оборотов на характеристике компрессора смещаются вверх и вправо. Увеличивается угол атаки лопаток рабочего колеса, в связи с чем изменяется КПД компрессора. Поворот лопаток ПВНА на «закрытие» приводит к обратному эффекту: линии постоянных оборотов смещаются вниз, угол атаки рабочих лопаток уменьшается, π_k и P_k снижаются. Следует учитывать, что поворотом лопаток направляющего аппарата нельзя сместить границу помпажа компрессора.

Для автоматического регулирования параметров турбокомпрессора в зависимости от режима работы дизеля предусмотрена специальная система регулирования. В качестве регулируемых параметров могут приниматься давления после компрессора (P_k) и его обороты (n_tk), а задающих — нагрузка, цикловая подача топлива или число оборотов коленчатого вала двигателя. Для предотвращения перегрузок и обеспечения нормальных условий работы дизеля и турбокомпрессора в систему регулирования могут включаться предельные регуляторы температуры выпускных газов и числа оборотов турбокомпрессора.

При высоких давлениях наддува 4-тактные двигатели располагают значительным резервом энергии выхлопных газов, и это вынуждает в ряде случаев прибегать к байпасированию газов перед ТК. Для СОД, которые длительное время эксплуатируются на частичных и переходных режимах, фирма МАН использует это обстоятельство путем настраивания лопаточных аппаратов турбины на оптимум в зоне частичных нагрузок в ущерб КПД и мощности на полной нагрузке. Компенсация потери мощности достигается за счет байпасирования.

Причиной неполного сгорания топлива, которое обычно проявляется при резких набросах нагрузки, является инерционность ротора турбокомпрессора, не успевающего развить обороты и увеличить подачу воздуха в соответствии с возрастанием подачи топлива. Сегодня для ускорения ротора стали подавать на лопатки компрессора сжатый воздух, используя дополнительно устанавливаемые сопла и лямбда-регуляторы (рис. 3.24).

При увеличении нагрузки регулятор числа оборотов стремится переместить топливную рейку в сторону увеличения подачи топлива, однако давление наддува еще низкое, подача воздуха недостаточна и поршень сервомотора лямбда-регулятора ограничивает движение топливной рейки и одновременно включает соленоид клапана, открывающего подачу сжатого воздуха на лопатки компрессора.

Мировая практика показывает, что решение проблемы форсировки двигателя в сочетании с обеспечением широкого диапазона его работы напрямую связано с выбором наиболее эффективной схемы системы турбонаддува. Прошли экспериментальную проверку системы: двухступенчатого турбонаддува с

механической связью через гидромуфту с коленчатым валом; с силовой турбиной; с утилизацией тепла выхлопных газов; с различными перепусками воздуха. Наибольший эффект по расширению мощностного диапазона двигателя получен при установке на двигатель регулируемой системы свободного турбонаддува за счет поворота лопаток соплового аппарата турбины и диффузора компрессора.

Однако опыт эксплуатации такой системы показал недостаточную надежность исполнительных элементов. Кроме того, необходимость увеличения зазоров в проточных частях турбины и компрессора предопределяла снижение его эффективности и ухудшение экономичности двигателя в целом.

Отличительной особенностью регистровой системы наддува (рис. 3.25) является то, что на режимах, близких к полной мощности, двигатель работает с двумя параллельно работающими турбокомпрессорами 2. При снижении нагрузки происходит отключение одного турбокомпрессора с помощью поворотных заслонок 3, при этом воздух, сжимаемый в одном турбокомпрессоре, поступает в двигатель через охладитель наддувочного воздуха. Основное преимущество регистровой системы наддува заключается в том, что работа двигателя на долевых режимах происходит с высоким уровнем Р_s.

Отключение одного турбокомпрессора позволяет уменьшить проходное сечение соплового аппарата на долевых режимах в два раза простым способом и исключает необходимость корректировки проточной части компрессора. В этом заключается преимущество регистровой системы по сравнению с наиболее эффективным регулированием Р_s за счет поворота сопловых лопаток турбины. Такой эффект достигается за счет работы двигателя на долевых режимах с оптимальным коэффициентом избытка воздуха при сгорании, в результате чего повышается индикаторный КПД цикла.

Что касается конструктивных особенностей турбонагнетателей, преимущественно используется схема с консольным расположением колес турбины и компрессора относительно подшипниковых опор (рис. 3.26). Она позволяет выполнить конструкцию наиболее простой, с наименьшим количеством деталей, обеспечить высокий КПД турбокомпрессора и увеличить пропускную способность проточных частей. Компактная конструкция с малыми массой и габаритами удобна для компоновки на двигателе. Обеспечение высоких значений КПД ТК достигается за счет совершенствования проточных частей компрессора и турбины.

При больших давлениях наддува применяются подшипники скольжения, обеспечивающие большие сроки службы практически при тех же механических потерях, что и при применении подшипников качения. Внутренние поверхности опорных втулок подшипника выполняются многоклиновыми, что позволяет подавить автоколебания ротора на масляном слое во всей области частот вращения. Демпферный масляный слой на поверхности втулки значительно уменьшает реакции в подшипниках.

В малоразмерных ТК используются преимущественно плавающие, а в крупных — качающиеся втулки. В качестве упорного подшипника наиболее перспективна конструкция в виде плавающего диска или плавающих сегментов.

Модульная конструкция турбокомпрессора позволяет легко осуществлять замену корпусных деталей и проточных частей компрессора и турбины при установке на двигателях различного назначения и мощностного диапазона. Круглые фланцы выпуска газа, имеющие стандартный ряд значений, обеспечивают удобство присоединения выхлопных труб. На корпусных деталях предусмотрены перепускные фланцы газа и воздуха, которые могут быть доработаны и введены в действие в различных системах наддува.

Так, в турбокомпрессоре серии VTR-4A фирмы Asea Brown Boveri (АВВ), наряду с реактивным компрессорным колесом с загнутыми назад лопатками, был применен новый входной направляющий аппарат, в котором снижены потери на входном участке.

Другая проблема, которую пришлось решать при организации систем турбонаддува, состояла в том, что температура воздуха и газов в камере сгорания на частичных режимах существенно ниже и это неблагоприятно отражается на задержке воспламенения подаваемого в цилиндр топлива. Затягивание воспламенения приводит к неполному сгоранию и прочим связанным с этим последствиям. Поэтому системы воздухоснабжения и наддува современных судовых дизелей содержат элементы, позволяющие при переходе двигателя на нагрузки менее 45% отключать охлаждение наддувочного воздуха и включать его подогрев (рис. 3.27).

Повышение КПД турбокомпрессора достигается также применением неохлаждаемых корпусов турбины или минимальным подводом воды в наиболее теплонапряженные места. Для снижения температуры наружных поверхностей применяются специальные теплоизоляционные покрытия. Для уменьшения термической нагрузки на узел подшипников и поддержания температуры на допустимом уровне даже после горячей остановки двигателя сторона турбины отделена от корпуса подшипников экраном.

Современный турбокомпрессор оборудован устройствами для контроля параметров во время егo работы и для поддержания их стабильности, в которые входят датчики частоты вращения, давлений и температур и устройства для промывки проточных частей компрессора и турбины.

Предусмотренное на всех высокофорсированных ТДВС охлаждение наддувочного воздуха осуществляется в теплообменниках, которые обычно выполняются комбинированными, с тем, чтобы наддувочный воздух мог либо охлаждаться, либо подогреваться (последнее важно для обеспечения работы на малых нагрузках). Проблема создания эффективной системы водяного охлаждения сводится к поиску компромисса, который позволил бы иметь сравнительно высокую температуру при низких нагрузках для избежания низкотемпературной коррозии в камере сгорания и умеренную температуру при полной нагрузке для предотвращения возникновения проблем, обусловленных ухудшением смазки.

Утилизация тепловых потерь

Повышение КПД дизеля и снижение расхода топлива за счет более полного использования его энергии непосредственно в двигателе снижает теплоутилизационный потенциал и эффективность ЭУ в целом. Стремление снизить расход топлива в судовой силовой установке привело к появлению систем глубокой утилизации тепла, а также к созданию комбинированных систем, включающих в свой состав утилизационный и валогенераторный комплексы. Эти системы позволяют утилизировать теплоту выпускных газов и охлаждающей дизель воды.

Теплота, получаемая в утилизационном котле, работающем на выпускных газах, и теплота охлаждающей дизель воды может быть использована в системе теплоснабжения судна или для получения искусственного холода. На теплоходах с большими агрегатными мощностями, работающих длительное время на постоянном режиме и потребляющих большое количество электроэнергии, пар, получаемый в утилизационных котлах, можно использовать в паровой турбине турбоэлектрогенератора.

Одним из решений проблемы утилизации, получивших широкое распространение, является применение турбокомпаундных систем (ТКС), состоящих из газовой силовой турбины, передачи и электрогенератора. Применение ТКС стало возможным благодаря повышению КПД турбонаддувочных ацетатов до 70%, что позволило часть отработанных газов использовать в силовой турбине. Швейцарская фирма АВВ создала ряд ТКС, в которых газовые турбины применяются в качестве приводов электрогенераторов или используются для увеличения пропульсивной мощности.

Турбокомпаундная система с силовой турбиной представляет собой малоразмерный высокооборотный газотурбинный двигатель, включенный параллельно турбокомпрессору и соединенный через гидромуфту и зубчатую передачу с валом двигателя или генератором (рис. 3.28). На частичных нагрузках двигателя силовая турбина автоматически отключается.

Снижение расхода топлива при использовании таких систем составляет 3-5 г/(кВт•ч). Следует, однако, отметить, что учет силовой турбины при определении удельного расхода топлива собственно дизеля является, в сущности, рекламным приемом. Любая турбокомпаундная схема, строго говоря, должна быть отнесена к системам утилизации и рассматриваться в составе ЭУ в целом.

Силовая турбина в зависимости от диапазона мощности двигателя может включаться параллельно или последовательно относительно ТК. Для дизелей большой мощности (свыше 4000 кВт) экономически целесообразно параллельное включение, так как только в этом случае силовая турбина будет иметь достаточные размеры, а ТК большего размера с более высоким КПД отдает силовой турбине большую мощность газового потока.

Система автоматического управления ТКС в зависимости от нагрузки на двигатель открывает или закрывает клапан поступления газа в силовую турбину, что позволяет избежать чрезмерного повышения давления наддува. Иногда системы с силовой турбиной включают устройства перепуска на режимах полной нагрузки двигателя части сжатого в компрессоре воздуха на вход в силовую турбину.

Введение силовой турбины дает возможность улучшения характеристики двигателя с высоким наддувом на частичных нагрузках, на которых ухудшается воздухоснабжение дизеля при высоких форсировках и высоком КПД ТК. При наличии силовой турбины на частичной нагрузке подача газа к ней может быть прекращена и все газы пойдут на ТК, что увеличит давление наддува и улучшит воздухоснабжение дизеля.

Применение системы турбонаддува с силовой турбиной позволяет существенно увеличить уровень давления наддува на частичных нагрузках, однако при этом расширение мощностного диапазона двигателя ограничивается помпажной линией компрессора. Включение перепуска части сжатого в компрессоре воздуха на вход в силовую турбину обеспечивает работу двигателя с постоянной температурой газов перед турбиной турбокомпрессора и за счет этого увеличивает эффективную мощность последнего на 25—30% при сохранении высокой экономичности.

Другой вариант турбокомпаундной системы — ТК со встроенным мотор-генератором. При пуске на частичных режимах мотор-генератор используется в качестве электродвигателя, обеспечивая подачу наддувочного (продувочного) воздуха, чем устраняется необходимость во вспомогательных воздуходувках с электроприводом. При работе двигателя на режимах, близких к номинальному, мотор-генератор вырабатывает электроэнергию для нужд судна.

Существуют также схемы, в которых силовая турбина объединена в одном агрегате с приводом генератора от устройства отбора мощности. В этом случае в зависимости от энергетических потребностей судна избыточная энергия газов может или использоваться для выработки электроэнергии, или передаваться на вал двигателя.

Однако такая компоновка систем турбонаддува содержит и ряд недостатков, присущих системам с силовыми турбинами, а именно: наличие механической связи с коленчатым валом и ухудшение надежности двигателя на режимах, близких к полной мощности, из-за повышенных температур выпускных газов и ухудшения условий очистки цилиндров.

Литература

Судовые дизельные двигатели. Осипов О. В., Воробьев Б. Н. (2018)

• Системы продувки двухтактных двигателей
• Рабочие циклы двухтактных двигателей
• Рабочие циклы четырёхтактных двигателей
• Основные данные двигателей: рабочий объем цилиндра
• Классификация и маркировка двигателей