Характеристики двигателей в судовой промышленности

Характеристика двигателя судна включает в себя информацию о зависимостях основных показателей его работы. Их определяют эксплуатационные качества, техническое совершенство, корректность регулировок и прямое назначение.

В этом материале рассмотрены основные показатели работы СДВС, которые напрямую составляют характеристику судового дизеля.

Понятие режима работы и характеристики двигателя

При эксплуатации дизеля показатели его работы (мощность, КПД, температурный уровень деталей и т. д.) постоянно изменяется в зависимости от положения топливной рейки, технического состояния и регулировки двигателя, изменения внешних условий. Так, очевидно, что при ходе судна в полном грузу и прочих равных условиях мощность главного двигателя будет больше, чем при ходе в балласте и той же частоте вращения гребного винта. В таких случаях говорят, что режим работы двигателя при полной загрузке судна более тяжелый, чем при ходе в балласте.

Под режимом работы двигателя имеются в виду конкретные условия эксплуатации, характеризуемые комплексом технико-экономических показателей (частотой вращения коленчатого вала, мощностью, средним индикаторным давлением в цилиндре, тепловыми и механическими нагрузками и т. д.).

Для главных судовых двигателей условия эксплуатации задаются режимом работы судна: режимы полного, среднего, малого ходов, в грузу, в балласте, буксировочный, швартовный и т. д. Для вспомогательных дизель-генераторов условия эксплуатации задаются величиной нагрузки на генератор, в зависимости от которой можно выделить режимы холостого хода, номинальной нагрузки и т. д.

Если при заданных условиях эксплуатации параметры работы двигателя не изменяются во времени, то режим называется установившимся. Переход от одного установившегося режима к другому происходит через ряд неустановившихся режимов, когда параметры работы дизеля изменяются с течением времени.

Совокупность установившихся режимов и параметров, представленных в виде аналитических, табличных или графических зависимостей от основного, заранее выбранного параметра, называется характеристикой двигателя.

Каждая точка на характеристике представляет собой режим работы. Различают характеристики скоростные и нагрузочные.

Нагрузочные характеристики — это зависимости показателей работы дизеля от нагрузки (мощности или среднего эффективного давления) при постоянной частоте вращения коленчатого вала. Скоростные характеристики подразделяются на внешние, винтовые и ограничительные. Это есть зависимости показателей работы двигателя от его скоростного режима (частоты вращения коленчатого вала) при определенных условиях.

Характеристики дизеля снимаются при его испытаниях на стенде завода-строителя, а также при сдаточных испытанияхИспытания и сдача судов на судне. Результаты испытаний заносятся в паспорт или в формуляр двигателя. Наиболее полные данные могут быть получены в заводских условиях, где испытательные стенды оснащены измерительной аппаратурой, нагрузочными устройствами, позволяющими в широком диапазоне варьировать частотой вращения и нагрузкой двигателя.

Кроме того, характеристики могут быть сняты в процессе эксплуатации при специальных теплотехнических испытаниях силовой установки. Эти характеристики учитывают конкретное состояние двигателя, всей силовой установки, корпуса судна, внешние условия.

Сопоставление паспортных характеристик с последующими эксплуатационными данными позволяет судить об изменении показателей работы двигателя в процессе эксплуатации, косвенно оценить состояние узлов двигателя и его регулировку. Знание закономерностей изменения показателей работы двигателя позволяет выбрать режим его работы (особенно в условиях плавания, отличных от нормальных — при волнении моря, буксировке, обрастании корпуса и т. д.).

Грамотное решение при оценке состояния двигателя и выборе режима его работы может быть принято путем анализа изменения отдельных групп показателей:

1. Энергетических (индикаторная и эффективная мощность, среднее индикаторное и эффективное давление, индикаторный и эффективный КПД);
2. Общих (коэффициент избытка воздуха на сгорание, коэффициент наполнения, механический КПД);
3. Показателей механической напряженности (максимальное давление в цилиндре, степень повышения давления, скорость нарастания давления);
4. Показателей тепловой напряженности (температура стенок цилиндра, тепловые напряжения, удельный тепловой поток).

Анализ изменения этих групп показателей при работе двигателя по различным характеристикам дан ниже.

Нагрузочные характеристики двигателей внутреннего сгорания

По нагрузочной характеристике работают вспомогательные двигатели, предназначенные для привода генераторов, компрессоров, насосов, а также главные двигатели на судах с электро-движением или главные двигатели, работающие на винт регулируемого шага. Определяющим условием нагрузочной характеристики является постоянство частоты вращения (n = const). Постоянство частоты вращения поддерживается автоматическим регулятором в пределах ±З-5 % путем изменения активного хода плунжеров топливных насосов высокого давления и соответствующего изменения цикловых подач топлива при изменении нагрузки двигателя.

В качестве показателя нагрузки двигателя может быть принята эффективная мощность N_e, момент на фланце отбора мощности M_e, среднее эффективное давление p_e. Эти параметры в равной степени определяют нагрузку. Чаще всего в качестве параметра нагрузки принимается среднее эффективное давление.

Изменение энерго-экономических показателей

Характерной особенностью нагрузочной характеристики является постоянство мощности механических потерь двигателя N_M = const при n = const независимо от нагрузки (рис. 1). Это положение установлено многочисленными исследованиями и объясняется малой зависимостью сил зрения в трущихся деталях дизеля от нагрузки при постоянной частоте вращения.

Зависимость эффективной мощности от p_e определяется равенством:

$N_e = p_e V_s n i/\left(0,06 m\right), кВт.$

Если обозначить: V_s i/(0,06 m) = k, то:

$N_e = k n p_e, Форм. 1$

где:

• k — коэффициент пропорциональности.

Как следует из этой формулы, при n = const характеристика N_e(p_e) является прямой линией, выходящей из начала координат. Зависимость индикаторной мощностиИндикаторная и эффективная мощность двигателя от p_e пройдет эквидистантно прямой N_e(p_e), поскольку N_i = N_e + N_м.

Механический КПД дизеля определяется равенством (Формула Индикаторные и эффективные показатели работы двигателя“Эффективный коэффициент полезного действия”):

${\eta }_{м} = 1 – N_{м}/N_i.$

На холостом ходу (при p_e = 0) механический КПД равен 0, т. к. вся индикаторная мощность при этом идет на преодоление механических потерь двигателя: N_i = N_м. При возрастании нагрузки η_м возрастает, достигая максимума при 100 % p_e.

При изменении p_e от 100 % в сторону уменьшения нагрузки индикаторный КПД дизеля η_i сначала возрастает, достигая максимума у двигателей с наддувом при p_e = (20-30) % от

$p_e^{мах}$

, а затем начинает уменьшаться. Такое изменение η_i обуславливается изменением 2-х факторов. С уменьшением нагрузки уменьшается цикловая подача топлива в цилиндр, возрастает коэффициент избытка воздуха на сгорание α.

 
Увеличение α приводит к росту скорости и полноты сгорания топлива, сгорание смещается в сторону верхней мертвой точки, что способствует снижению тепловых потерь двигателя (в первую очередь потерь с уходящими газами). Однако по мере снижения цикловой подачи топлива избыток воздуха становится чрезмерным (α = 4-5 и более), уменьшается температура цикла и температура стенок.

Из-за малых цикловых подач ухудшается распыливание топлива, смесеобразование и сгорание. При этом возрастает период задержки самовоспламенения τ_i. Процесс сгорания переходит на линию расширения (рис. 2), растет доля тепла с уходящими газами (по сравнению с полезно используемым теплом). Индикаторный КПД уменьшается, достигая на режиме холостого хода величин, близких к значениям η_i на полной нагрузке. Более раннее и более интенсивное снижение η_i, наблюдается у двигателей с регулированием ТНВД по началу подачи, что связанно с худшим распыливанием топлива и уменьшением угла опережения подачи топлива (вплоть до смещения угла φ_нпн за ВМТ) при снижении нагрузки двигателя.

У двигателей без наддува или с механическим нагнетателем расход воздуха на двигатель практически не зависит от нагрузки, что способствует более интенсивному возрастанию α при уменьшении p_e, чем в двигателях с газотурбинным наддувом. Следовательно, у этих двигателей максимум η_i достигается при более высоких p_e, а индикаторный КПД на холостом ходу у двигателей без наддува при прочих равных условиях меньше, чем η_i у двигателей с ГТН.

Эффективный КПД двигателя определяется совместным влиянием индикаторного и механического КПД: η_e = η_i η_м. При возрастании нагрузки от режима холостого хода η_e растет подобно росту механического КПД, достигая максимума вблизи номинальной нагрузки. Последующее снижение η_e является результатом ухудшения индикаторного процесса из-за снижения α и уменьшения индикаторного КПД. Обычно максимальное значение эффективного КПД достигается при p_e ≈ 0,85 p_{e ном}.

Удельные расходы топлива связаны с КПД зависимостями (Формула Индикаторные и эффективные показатели работы двигателя“Тепловой баланс двигателя”):

$g_i = 3 600/\left({\eta }_i Q_{н}\right) = K_g 1/{\eta }_i;$

$g_e = 3 600/\left({\eta }_e Q_{н}\right) = K_g 1/{\eta }_e;$

Здесь обозначено: K_g = 3 600/Q_н = const.

Как видно, удельные расходы топлива изменяются по зависимостям, обратнопропорциональным изменению соответствующих КПД.

Практически эффективные показатели работы двигателя могут быть определены в условиях испытательного стенда путем измерения эффективной мощности N_e (по показаниям нагрузочного устройства) и часового расхода топлива на установившихся режимах работы. Индикаторные показатели могут быть найдены по результатам индицирования или осциллографирования двигателя (определяется среднее индикаторное давление, индикаторная мощность и т. д.). Мощность механических потерь и механический КПД находятся из соотношения эффективных и индикаторных показателей.

В том случае, если индикаторные показатели работы двигателя прямо определить невозможно (к примеру, в судовых условиях, где дизель-генераторы обычно не имеют индикаторного привода для снятия индикаторных диаграмм), индикаторная мощность и прочие индикаторные показатели определяются ориентировочно через механический КПД:

$N_i = N_e/{\eta }_{м}.$

Механический КПД находится по соотношению расходов топлива на двигатель на холостом ходу и на режиме номинальной нагрузки. При этом делается допущение, что индикаторный КПД дизеля на холостом ходу такой же, как и на режиме номинальной нагрузки: η_ix.x ≈ η_iн. В этом случае можно написать:

${\eta }_{м} = 1 – N_{м}/N_i = 1 – \left(N_{м}/N_{м}\right)\left({\eta }_{iн}/{\eta }_{ix.x}\right) = 1 – \left(N_{м}/N_i\right)\left(g_{ix.x}/g_{iн}\right).$

На холостом ходу мощность механических потерь равна индикаторной мощности: N_м = N_i, а часовой расход топлива равен G_x.x = N_м g_ix.x. Соответственно на режиме номинальной нагрузки часовой расход топлива составит: G_н = N_i g_iн. Подставив полученные значения величин в приведенную выше зависимость для η_м, получим для режима номинальной нагрузки:

${\eta }_{м} \approx 1 – G_{x.x}/G_{н}. Форм. 2$

Погрешность определения индикаторных показателей с помощью этой зависимости оценивается погрешностью допущения равенства индикаторного КПД на холостом ходу и на номинальной нагрузке.

По нагрузочной характеристики g_e = f(p_e) в условиях стенда может быть в первом приближении установлена номинальная мощность двигателя. Для этого по результатам стендовых испытаний при расчетной частоте вращения из точки O (рис. 3) проводится касательная к кривой g_e = f(p_e).

Вправо от точки касания расход топлива увеличивается более интенсивно, чем возрастает среднее эффективное давление, интенсивно растет температура цилиндро-поршневой группы. Как правило, точка E определяет предельно допустимые значения среднего эффективного давления, мощности, цикловой подачи топлива. Дальнейшее повышение цикловой подачи должно быть ограничено упором. Номинальное значение мощности целесообразно установить левее точки E, где p_e меньше на 10 %. Окончательно режим номинальной мощности и численное значение номинальной нагрузки устанавливается в результате тщательного анализа всех энерго-экономических и других показателей работы дизеля (главным образом показателей тепловой напряженности).

Изменение механической напряженности

Механическая напряженность двигателя определяется величиной и характером изменения деформаций, напряжений и удельных давлений, возникающих в деталях двигателя под воздействием механических нагрузок. От уровня механической напряженности зависит работоспособность отдельных узлов, подшипников, условия смазки, возможности появления усталостных разрушений и т. д.

$P_{\Sigma }^{max} = P_z – kj{n}^2.$

В 2-тактных двигателях суммарная движущая сила изменяется от

$P_{\Sigma }^{max}$

в районе ВМТ до

$P_{\Sigma }^{min} \approx 0$

в районе поворота коленчатого вала на угол φ ≈ 90° после ВМТ (рис. 4).

Амплитуда изменения суммарной движущей силы определится равенством (Формула Динамика двигателя судна, условия и оценка работы“Амплитуда силы 2-тактных ДВС”):

$∆P_{\Sigma } = ½\left(P_z – kj{n}^2\right)$

В 4-х тактных двигателях детали движения подвергаются растягивающим усилиям под действием сил инерции в конце такта выталкивания. Амплитуда изменения суммарной движущей силы в 4-тактных двигателях определится зависимостью (Формула Динамика двигателя судна, условия и оценка работы“Амплитуда силы 4-тактных ДВС”):

$∆P_{\Sigma } = ½ P_z.$

Как отмечалось в статье “Оценка механической напряженности в условиях эксплуатации”Динамика двигателя судна, условия и оценка работы, максимальное и среднее касательные усилия определяются средним индикаторным давлением p_i и давлением сгорания P_z (зависимости Динамика двигателя судна, условия и оценка работы“Среднее индикаторное давление”, Динамика двигателя судна, условия и оценка работы“Амплитуда касательных усилий”):

$T_{\Sigma }^{ср} \approx {К}_m p_i;$

$∆T_{\Sigma } \approx 0,2 P_z.$

Из приведенных формул видно, что при постоянной частоте вращения величины P_Σ^мах, ΔP_Σ, ΔT_Σ полностью определяются величиной P_Σ, а T_Σ^мах — величиной P_z и P_i, силы инерции постоянны. Таким образом, основным показателем, косвенно характеризующем механическую напряженность двигателей, работающих по нагрузочной характеристике, является максимальное давление сгорания P_z. Характер действия сил может быть оценен другими динамическими показателями — степенью повышения давления λ = P_z/P_c и параметром жесткости индикаторного процесса ΔP/Δφ.

Изменение P_z, λ, ΔP/Δφ при работе по нагрузочной характеристике почти линейно следует за изменением нагрузки двигателя, однако в области малых P_c процесс сгорания выносится на линию расширения, что более интенсивно снижает механическую напряженность (рис. 5). На режиме 100 % P_c детали двигателя подвергаются воздействию максимальных сил P_Σ^мах/T_Σ^мах, запасы прочности — минимальные. При этом амплитуда изменения суммарной касательной силы ΔT_Σ достигает наибольшего значения; следовательно, наблюдается максимальная неравномерность вращения и вибрация двигателя.

У двигателей с газотурбинным наддувом с ростом нагрузки P_z растет более интенсивно, чем у двигателей без наддува, что связано с увеличением давления наддувочного воздуха и давления сжатия P_c. В районе 100 % P_c рост P_z замедляется, т. к. максимальное давление в цилиндре достигается до окончания подачи топлива (конец подачи значительно выносится на линию расширения).

Динамические показатели рабочего процесса — максимальное давление в цилиндре P_z и степень повышения давления λ — являются основными и вполне обоснованными параметрами, по которым в условиях эксплуатации оценивают механическую напряженность двигателя. Эти параметры несложно определить с помощью механических индикаторов.

Изменение тепловой напряженности

Тепловая напряженность двигателя определяется абсолютной температурой стенок цилиндра (втулки, крышки, поршня) и температурными перепадами в стенках. В большинстве двигателей эти параметры не замеряются в условиях эксплуатации, а тепловое состояние стенок оценивается по косвенным показателям — температуре охлаждающей среды, температуре выпускных газов, среднему индикаторному давлениюОпределение среднего индикаторного давления, положению топливной рейки, частоте вращения двигателя, а также путем “ощупывания” наружных поверхностей двигателя. Поддержание контролируемых параметров в определенных пределах обеспечивает такое тепловое состояние цилиндропоршневой группы, при котором завод-строитель гарантирует надежную работу двигателя.

Читайте также: Уравновешенность двигателя, анализ и определение результирующих сил

В условиях эксплуатации всегда наблюдается отклонение внешних условий от тех, при которых устанавливались допустимые пределы контролируемых величин в условиях стенда, что может привести к увеличению уровня температур и температурных перепадов. Поэтому в последние годы на некоторые высокофорсированные главные двигатели устанавливается аппаратура непосредственного контроля температуры стенок.

Изменение уровня тепловой напряженности при работе по нагрузочной характеристике может быть проиллюстрировано с помощью эквивалентной стенки (рис. 6). При увеличении нагрузки в цилиндре растет цикловая подача топлива, возрастает средняя и результирующая T_рез температура газов. Следовательно, растут тепловые нагрузки, определяемые удельным тепловым потоком:

$q = К \left(T_{рез} – T_{охл}\right);$

где:

• K = 1/(1/α_г + δ/λ + 1/α_охл) = λ/(λ/α_г + δ + λ/α_охл) — коэффициент теплопередачи;
• α_г — коэффициент теплоотдачи от газов к стенке;
• λ — коэффициент теплопроводности стенки;
• α_охл — коэффициент теплоотдачи от стенки к охлаждающей среде;
• δ — толщина стенки;
• T_рез — результирующая температура;
• T_охл — температура охлаждающей среды.

С ростом температуры газов в цилиндре увеличивается значение среднего показателя α_г. Поэтому толщина первого слоя эквивалентной стенки, равная λ/α_г, при увеличении нагрузки уменьшается, что совместно с ростом T_рез приводит к увеличению как абсолютных температур стенки T₁ и T₂, так и градиента температур ∂T/∂x (рис. 6) и соответственно тепловых напряжений в толще металла.

На малых нагрузках и на холостом ходу температура стенок цилиндра значительно снижается, что приводит к увеличению периода задержки самовоспламенения, переносу сгорания на линию расширения, неполному сгоранию топлива, которое выбрасывается в выпускной коллектор. Кроме того, в выпускной коллектор выбрасывается и смазочное масло, не “срабатываемое” в цилиндре при малой нагрузке. Скопление нефтепродуктов в выпускном тракте приводит к загрязнению тракта из-за коксования топлива, может явиться причиной пожара в выпускном коллекторе.

Поэтому при работе по нагрузочной характеристике на малых нагрузках необходимо увеличивать температуру охлаждающей жидкости на входе в двигатель, отключать воздухоохладители системы наддува, снижать подачу цилиндрового масла, практиковать периодическое выжигание нефтепродуктов в выпускном коллекторе путем кратковременного увеличения нагрузки двигателя, не допуская большого скопления горючих веществ в коллекторе. Режимы работы на сниженных нагрузках и на холостом ходу должны быть возможно короче по времени. Эти замечания в большей степени касаются главных двигателей, работающих по нагрузочной характеристике.

На режимах нагрузочной характеристики наблюдается качественное совпадение характера изменения температуры стенок цилиндра и температуры отработавших газов. Поэтому в эксплуатации оценка теплового состояния отдельных цилиндров по температуре газов является вполне обоснованной и наиболее простой формой контроля.

Внешние характеристики дизеля

Внешней характеристикой дизеля называется зависимость показателей его работы от частоты вращения при неизменном положении топливной рейки TP = const (или неизменном активном ходе плунжера ТНВД h_a = const). По внешней характеристике работают главные судовые и транспортные дизели, оснащенные предельными регуляторами частоты вращения, у которых изменяется нагрузка (к примеру, увеличивается сопротивление движению судна из-за шторма или встречного ветра). Как правило, современные главные двигатели с электронными регуляторами в режиме «ограничение по топливу» также работают по внешней характеристике. Дизель-генераторы могут работать по внешней характеристике, когда нагрузка превышает предел, при котором топливная рейка доходит до упора.

В зависимости от величины активного хода плунжера различают следующие внешние характеристики: предельной мощности (активный ход — максимальный), номинальную (активный ход h_а соответствует 100 %-ной цикловой подаче на номинальном режиме), эксплуатационную (h_a = 85-95 % от номинального значения) и частичные внешние характеристики (h_a менее 85-95 %). За 100 % h_a принимается такой активный ход и такое положение топливной рейки, когда двигатель в нормальных условиях и при заводской регулировке развивает номинальную мощность при номинальной частоте вращения.

Закономерности изменения показателей дизеля на каждой из внешних характеристик примерно одинаковы. Поэтому для выяснения этих закономерностей достаточно рассмотреть номинальную внешнюю характеристику.

Изменение энерго-экономических показателей

Изменение энерго-экономических параметров, характеризующих работу дизеля на внешней характеристике, зависит главным образом от 2-х факторов: изменения цикловой подачи g_ц (или коэффициента подачи η_n) и коэффициента избытка воздуха на сгорание α при изменении частоты вращения и T.P. = const.

У большей части двигателей, работающих по внешней характеристике, цикловая подача топлива и коэффициент подачи возрастают при снижении частоты вращения. Это объясняется улучшением наполнения насоса и уменьшением потерь топлива при отсечке топливоподачиПроцесс топливоподачи в ТНВД. Лишь у двигателей, имеющих ТНВД с регулированием по началу подачи, следует ожидать уменьшение цикловой подачи при снижении оборотов. Подробно об этом будет сказано при рассмотрении характеристик топливоподачи.

Изменение α определяется зависимостью:

$\alpha = \left(V_s {\eta }_{н} {\gamma }_s\right)/\left(f_{пл} h_a {\gamma }_{т} L_0\right) = K_{\alpha }\left({\eta }_{н} {\gamma }_s/h_a {\eta }_n\right), Форм. 3$

где:

• V_s — рабочий объем цилиндра;
• η_н — коэффициент наполнения;
• γ_s — удельный вес воздуха;
• f_пл — площадь плунжера ТНВД;
• h_a — активный ход;
• η_n — коэффициент подачи ТНВД;
• γ_т — удельный вес топлива;
• L₀ — теоретически необходимое количество воздуха на сгорание 1 кг топлива;
• K_a — коэффициент пропорциональности.

Для 4-тактных двигателей без наддува удельный вес воздуха не изменяется на всех режимах: γ_s = γ₀ = const, величина α определяется соотношением: α = f(η_н/η_n). Это соотношение незначительно уменьшается при снижении частоты вращения. Улучшение наполнения цилиндров свежим зарядом из-за уменьшения гидравлического сопротивления клапанов компенсируется некоторым увеличением коэффициента подачи. Поэтому для 4-тактных двигателей без наддува может быть принято α ≈ const. Следовательно, может быть принят постоянным при работе по внешней характеристике и индикаторный КПД, который, прежде всего, определяется величиной α: η_i ≈ const.

Для двигателей с наддувом (как 2-х, так и 4-тактных) с уменьшением частоты вращения снижается давление наддува, следовательно, и плотность воздуха γ_s. Совместно с одновременным увеличением цикловой подачи это приводит к уменьшению коэффициента избытка воздуха на сгорание (рис. 7). При этом снижается индикаторный КПД двигателя (тем в большей степени, чем больше увеличивается коэффициент подачи и снижается плотность воздушного заряда).

Наиболее благоприятной характеристикой, обеспечивающей минимальное падение плотности воздушного заряда при $p_i = K_{pi} h_a {\eta }_n {\eta }_i, Форм. 4$

где:

• K_pi — коэффициент пропорциональности;
• η_i — индикаторный КПД.

Для 4-тактных двигателей без наддува, когда может быть принято равенство: η_i ≈ const, – p_i определяется только изменением цикловой подачи топлива g_ц (или коэффициента подачи η_n). Для большинства дизелей коэффициент подачи растет при снижении оборотов. Следовательно, растет и среднее индикаторное давление.

Аналогично для двигателей с газотурбинным наддувом даже при некотором снижении экономичности индикаторного процесса при снижении оборотов по внешней характеристике среднее индикаторное давлениеОпределение среднего индикаторного давления растет, поскольку растет цикловая подача топлива. Падение среднего индикаторного давления при уменьшении оборотов по внешней характеристике возможно лишь для дизелей с высоким наддувом из-за значительного снижения η_i, которое не компенсируется увеличением цикловой подачи.

Зависимость индикаторной мощности N_i(n) может быть записана в виде:

$N_i = K_N p_i n, Форм. 5$

где:

• K_N — коэффициент пропорциональности;
• n — частота вращения.

Эта характеристика теоретически идет из начала координат. Мощность возрастает при увеличении частоты вращения, однако при приближении к номинальным оборотам рост N_i замедляется из-за снижения p_i (см. рис. 7).

Зависимость эффективной мощности от частоты вращения может быть записана как:

$N_e = K_N p_i n {\eta }_{м}, Форм. 6$

где:

• η_м — механический КПД.

Кривая N_е(n) пойдет ниже кривой индикаторной мощности, поскольку механический КПД меньше 1. Механический КПД с уменьшением частоты вращения растет, так как мощность механических потерь N_м снижается более интенсивно, чем происходит уменьшение N_i. Изменение N_м подчиняется криволинейному закону:

$N_{м} = A n^{\beta }, Форм. 7$

где:

• A — коэффициент пропорциональности;
• β — показатель степени (β > 1).

Если предположить, что при снижении частоты вращения p_i остается неизменным, то индикаторная мощностьИндикаторная и эффективная мощность двигателя будет снижаться пропорционально частоте вращения, т. е. ее снижение будет менее интенсивным по сравнению с N_м. Возрастание p_i при снижении оборотов дополнительно снижает интенсивность уменьшения N_i. Вот почему η_м растет при снижении оборотов.

Влияние характера изменения η_м проявляется и в характере кривых p_e(n) и η_e(n) (см. рис. 7).

Изменение механической напряженности

При снижении частоты вращения коленчатого вала моменты топливоподачиПроцесс топливоподачи по насосу практически не изменяются. Однако угол опережения подачи топлива в цилиндр φ_нп возрастает, что определяется наличием форсуночного трубопровода определенной длины (время на прохождение волны давления от насоса к форсунке практически не меняется, однако за то же время коленчатый вид повернется на меньший угол при снижении частоты вращения, что и определит увеличение угла опережения подачи.

Как известно, увеличение угла φ_нп приводит к увеличению максимального давления цикла P_z, степени повышения давления λ, скорости нарастания давления ΔP/Δφ (рис. 8). Увеличение P_z происходит даже, несмотря на некоторое снижение давления сжатия P_c, которое наблюдается из-за уменьшения давления наддува в двигателях с ТК. При снижении оборотов максимальная суммарная движущая сила возрастает (из-за роста P_z и снижения амплитуды сил инерции P_jmax при уменьшении n); возрастает и суммарная касательная сила

$T_{\Sigma }^{max}.$

Перечисленные факторы приводят при снижении оборотов по внешней характеристике к увеличению нагрузки на детали механизма движения и остова, вызывают повышенную вибрацию двигателя и корпуса судна. Эти факторы могут вызвать и крутильные колебания, когда двигатель попадает в область критических оборотов; при этом значительно возрастают напряжения коленчатого вала.

Для обеспечения неизменности механической напряженности при увеличении нагрузки и снижении оборотов по внешней характеристике необходимо снижать нагрузку цилиндров, уменьшая цикловые подачи топлива (переставляя топливную рейку на меньшую подачу).

Изменение тепловой напряженности

В первом приближении оценка изменения тепловой напряженности при работе по внешней характеристике может быть сделана с помощью формулы А. К. Костина:

$q = B\sqrt{n}·h_a·{\eta }_n·\frac{T_s}{\sqrt{P_s}}, Форм. 8$

где:

• q — удельный тепловой поток;
• B — постоянная, не зависящая от режима;
• n — частота вращения;
• h_a — активный ход плунжера;
• η_n — коэффициент подачи;
• T_s, P_s — давление и температура продувочного воздуха.

Как видно, тепловая нагрузка цилиндра увеличивается при увеличении коэффициента подачи η_n, и температуры продувочного воздуха T_s и при снижении давления наддува P_s. При увеличении η_n и изменении плотности воздушного заряда (при изменении P_s и T_s) снижается α, что вызывает рост средней температуры газов за цикл. В то же время, при снижении частоты вращения по внешней характеристике увеличивается время контакта горячих газов со стенками цилиндра, что действует в сторону увеличения тепловой напряженности. С другой стороны, при снижении оборотов увеличивается время на продувку цилиндра, повышается коэффициент избытка воздуха на продувку (что, собственно, и снижает давление наддува); улучшение продувки цилиндра приводит к снижению температуры некоторых деталей цилиндра, охлаждаемых продувочным воздухом.

Суммарное влияние всех факторов приводит в конечном итоге к возрастанию тепловой напряженности двигателя при снижении оборотов по внешней характеристике. Тепловая напряженность определяется тепловым состоянием наиболее нагретой детали. Как видно из рис. 3, при испытании двигателя ДКРН 74/160 такой деталью оказался поршень рабочего цилиндра, у которого температура возрастает при снижении оборотов. В то же время, температура газов на выходе из цилиндра и максимальная температура крышки уменьшаются.

Снижение температуры уходящих газов по показаниям штатного термометра можно объяснить 2-мя причинами: перераспределением долей тепла в охлаждающую среду через стенки цилиндров и с уходящими газами (за счет увеличения времени контакта газов со стенками), а также увеличением времени “обдувания” термометра продувочным воздухом (термометр показывает среднюю температуру газов на выходе из цилиндра по времени). Следовательно, по показаниям термометра в выпускном трубопроводе цилиндра при работе дизеля по внешней характеристике нельзя судить об изменении тепловой напряженности.

Наиболее достоверные данные о тепловом состоянии цилиндра могут быть получены путем замера температуры в характерных точках поршня. Однако замер температуры поршня связан с известными трудностями, определяемыми возвратно-поступательном движением поршня.

Длительная работа двигателя на внешней характеристике номинальной мощности при снижении частоты вращения нежелательна из-за роста тепловой напряженности. Необходимо переходить на частичные внешние характеристики или изменять характеристику гребного винта (в случае работы на ВРШВлияние гребного винта регулируемого шага (ВРШ) и руля на управляемость судна).

Винтовые характеристики

Винтовой характеристикой называется зависимость какого-либо показателя работы дизеля, непосредственно работающего на винт фиксированного шага, от частоты вращения.

При этих условиях энергетические показатели работы двигателя (эффективная мощность, момент на фланце отбора мощности, среднее эффективное давление) не зависят от свойств самого дизеля, а всецело определяются параметрами гребного винта и сопротивлением корпуса судна — характеристики дизеля определяются характеристиками винта.

Изменение энерго-экономических показателей

Момент и мощность, потребляемые винтом, зависят от его геометрических и гидродинамических параметров. К числу геометрических параметров относится шаг винта H (или шаговое отношение H/D), к числу гидродинамических — скольжение S и абсолютная h_p или относительная λ_p = h_p/D поступь винта. Связь этих параметров с частотой вращения и со скоростью движения судна устанавливается в виде зависимостей:

$S = \left(H n_s – {\nu }_s\right)/\left(H n_s\right);$

$h_p = {\nu }_s/n_s {\lambda }_p = {\nu }_s/n_s D, Форм. 9$

где:

• H — шаг винта, м;
• n_s — частота вращения, об/сек;
• ν_s — действительная осевая скорость винта, м/сек;
• D — диаметр винта, м;
• h_p — путь винта, проходимый за 1 оборот, м/об;

Скольжение и поступь связаны соотношением:

${\lambda }_p = \left(H/D\right)\left(1 – S\right). Форм. 10$

При S = О, λ_p = H/D — винт проходит за 1 оборот путь, равный геометрическому шагу. При этом упор равен 0. Таким образом, скольжение винта является необходимым условием его работы — без скольжения нет упора. Максимальный упор — при швартовом режиме, когда судно не движется. При этом скольжение равно: S = 1 (рис. 10).

Внешние условия эксплуатации судна ежедневно контролируются судовыми экипажами и передаются в сводке береговому оператору в виде среднесуточного значения параметра скольжения гребного винта (“Slip”), определяемого как:

$S = \frac{Lг – L}{L}·100\%,$

где:

• L – расстояние, проходимое судном за сутки по карте, миль;
• $L_{г} = \frac{H·n_{\Sigma }·60·24}{1 852}$

  – геометрическое расстояние, “проходимое” винтом за сутки, миль;

• n_Σ – суммарное количество оборотов винта за сутки;
• H – шаг винта, м;
• 1 852 м/милю – переводной коэффициент.

Обычно в спокойную погоду значение этого параметра находится в пределах 3-5%, при попутном течении и ветре S может оставлять (-12)-(-15) %, в жестокий шторм – S = 65-70 %.

Как известно, упор P и момент M винта определяются зависимостями:

$P = {К}_1 \rho D^4 n_s^2;$

$M = {К}_2 \rho D^5 n_s^2, Форм. 11$

где:

• К₁ — коэффициент упора;
• К₂ — коэффициент момента;
• ρ — плотность воды, кг сек²/м⁴.

Пропульсивный коэффициент η_p определяется соотношением:

${\eta }_p = \left({К}_1/{К}_2\right) {\lambda }_p/2\mathrm{\pi }. Форм. 12$

Точка В на кривой η_p(λ_p) (рис. 1) определяет номинальный режим работы винта, точка A — швартовый режим, точка C — режим нулевого упора. В точке С упор равен 0 (P = 0), но момент не равен 0 — подводимый в этой точке момент расходуется на преодоление профильного сопротивления гребного винта.

Коэффициенты упора и момента K₁ и K₂ являются функцией скольжения и не зависят от частоты вращения n_s. Поэтому при неизменных внешних условиях плавания можно на основании формул (Формула 3) написать общие зависимости упора P, момента M и мощности на винте N от частоты вращения в виде:

$P = C\prime n_s^2;$

$M = C″n_s^2;$

$N = C″\prime n_s^3; Форм. 13$

где:

• C′, C″ и C′″ — коэффициенты пропорциональности.

Поскольку работа двигателя полностью определяется характеристиками гребного винта, то приведенные зависимости являются также математическим выражением винтовых характеристик двигателя — его эффективных энергетических показателей (среднего эффективного давления p_e, эффективного момента M_e и мощности N_e):

$p_e = c_1{n}^2;$

$M_e = c_2{n}^2;$

$N_e = c n^3. Форм. 14$

С изменением условий плавания и режима работы судна приведенные зависимости удовлетворяются при новых значениях коэффициентов пропорциональности c, c₁ и c₂, определяемых изменением поступи винта и его скольжения. На рис. 11 приведены 3 вида винтовых характеристик, соответствующих различным условиям плавания. Предельное положение винтовой характеристики (кривая 3 на рис. 11) соответствует λ_p = 0 (швартовый режим).

Кривая 2 соответствует ходу в балласте. Если предположить, что при номинальных оборотах и определенной относительной поступи винта двигатель развивает номинальную мощность (точка A на рис. 11), то винтовая характеристика 1, проходящая через точку A, называется номинальной.

Влево от кривой 1 расположены характеристики “тяжелого винта”, справа — “легкого винта”. При работе на тяжелый винтРабота при тяжелом и легком винте судна 100 % p_e достигается при n < n_ном. При работе на легкий винт 100 % n достигается при p_e < p_eном. В первом случае наблюдается недоиспользование мощности двигателя из-за снижения частоты вращения, во втором — из-за снижения среднего эффективного давления.

В процессе эксплуатации судна постоянно наблюдается несовпадение “номинальной” винтовой характеристики и действительной характеристики винта из-за различной загрузки судна, изменения внешних условий, обрастания корпуса и т. д. Следовательно, двигатель будет недогружен при использовании винта фиксированного шага.

Практика эксплуатации морского флота показана, что главные дизели никогда не работают на номинальном режиме. Номинальная мощность при номинальной частоте вращения установлена скорее для продажи двигателя, но не для длительной эксплуатации, поскольку все ограничительные параметры при этом находятся на предельно допустимом уровне при хорошем техническом состоянии, заводской регулировке дизеля и при стандартных внешних условиях. При эксплуатации дизеля эти условия нарушаются, что неминуемо приводит к перегрузке отдельных элементом, снижает надежность эксплуатации. Поэтому практика выдвинула рекомендацию установки на новые суда гидродинамически легких винтов.

Будет интересно: Современная морская инженерия и архитектура

Так, фирма Зульцер рекомендует устанавливать такой винт, чтобы при сдаче судна в эксплуатацию, чистом корпусе и его полной загрузке при номинальной частоте вращения гребного винта среднее эффективное давление составляло около 85 % от номинального: p_e = 85 % p_eном. Аналогично фирма MAN-B&W дает рекомендацию к установке гребного винта, который обеспечивает контрактную скорость движения судна с чистым корпусом в полном грузу при мощности главного дизеля 75 % от проектной. Такой подход обеспечивает резерв мощности при обрастании корпуса или изменении внешних условий, обеспечивает более высокий процент загрузки двигателя за период между докованиями судна.

Параметры работы двигателя могут быть принципиально приведены к номинальным при наличии винта регулируемого шага. Изменяя шаг винта, можно облегчить или утяжелить винт и при изменении загрузки судна или внешних условий вернутся в точку 100 % N_e без перегрузки по p_e. Это — достоинство ВРШ; с его помощью удается увеличить скорость хода судна при “утяжелении” винтовой характеристики, а также поднять упор винта на ~30 % при работе на швартовой характеристике.

Изменение мощности механических потерь при работе на винт незначительно зависит от нагрузки при заданной частоте вращения. Как и при работе по внешней характеристике, справедлива зависимость: N_м = A n^β, β > 1. При возрастании частоты вращения мощность механических потерь растет, однако этот рост менее интенсивен, чем возрастание N_e (рис. 12).

Индикаторная мощность определяется суммой: N_I = N_e + N_м. Характер изменения N_i  тот же, что и N_e. Аналитически изменение индикаторной мощности может быть описано приближенной зависимостью: N_i ≅ kn³. Аналогично среднее индикаторное давление при работе двигателя на винт описывается формулой: p_i ≡ k_in².

Суммарное влияние мощностей N_i и N_м определяет возрастание механического КПД при увеличении частоты вращения:

${\eta }_{м} = 1– N_{м}/N_i.$

Изменение индикаторного КПД определяется главным образом изменением коэффициента избытка воздуха на сгорание α. При снижении оборотов от номинальной нагрузки цикловая подача топлива уменьшается примерно пропорционально квадрату частоты вращения (как и p_i). Количество свежего заряда в цилиндре у двигателей без наддува или с механическим наддувом практически не изменяется, у двигателей с ТК — снижается, но в меньшей степени, чем изменяется цикловая подача. Таким образом, во всех двигателях при снижении оборотов возрастает α. При этом при росте α до ~3-4 увеличивается индикаторный КПД за счет лучшего сгорания и смещения процесса сгорания ближе к ВМТ. Максимальное значение индикаторного КПД достигается при n ≈ 0,7 n_ном, p_e ≈ 0,5 p_eном. При дальнейшем снижении частоты вращения и увеличении α сверх 3-4 начинают преобладать факторы — увеличение доли тепла с уходящими газами, ухудшение распыливания топлива и смесеобразования. Индикаторный КПД начинает падать, достигая на режимах малых ходов (n ≈ 0,3 n_ном) тех же значений, что и на режимах номинальной нагрузки.

При регулировке ТНВД по началу подачи снижение η_i на малых ходах более значительное, чем при регулировке ТНВД по концу подачи (из-за смещения всей фазы впрыска топлива за счет ВМТ, вынесения процесса сгорания на линию расширения). У двигателей с наддувом с изменением частоты вращения α изменяется в меньшей степени, чем у двигателей без наддува или с механическим наддувом. Поэтому в случае ГТН кривая η_i(n) — более пологая, как и зависимость для удельного индикаторного расхода топлива g_i(n).

Изменение эффективного КПД и удельного эффективного расхода топлива более значительно, чем изменение η_i и g_i, из-за влияния механического КПД. Уменьшение η_м на малых ходах является основной причиной снижения η_e и повышения g_e при снижении оборотов ниже n < (0,8-0,9) n_ном.

Изменение механической напряженности

С ростом частоты вращения коленчатого вала при работе по винтовой характеристике цикловая подача возрастает примерно пропорционально квадрату частоты вращения. При этом значительно увеличивается механическая нагрузка, интенсивно растут P_z, ΔP/Δφ, λ (рис. 13). Более интенсивное увеличение показателей механической напряженности у двигателей, имеющих топливный насос с регулированием по началу подачи. При частоте вращения n = (0,6-0,9) n_ном рост λ и ΔP/Δφ прекращается, т. к. наряду с увеличением цикловой подачи увеличивается давление сжатия P_c, а также начинает сказываться фактор времени (за то же время коленчатый вал поворачивается на больший угол, что при той же интенсивности горения по времени приводит к снижению интенсивности горения по углу поворота коленчатого вала).

Одновременно с ростом P_z при увеличении частоты вращения растут силы инерции, снижающие максимальную движущую силу:

$P_j^{max} = Kj n^2.$

Совместное влияние

$P_j^{max}$

и P_z в конечном итоге приводит к росту показателей механической напряженности

$P_{\Sigma }^{max}$

и ΔP_Σ:

$∆P_{\Sigma } = 1/2 P_z \left(при m = 2\right);$

$∆P_{\Sigma } = 1/2 \left(P_z – K_j n^2\right) \left(при m = 1\right).$

С увеличением оборотов

$P_{\Sigma }^{max}$

растет в меньшей степени, чем P_z из-за влияния

$P_j^{max}.$

У 4-тактных двигателей рост ΔP_Σ больше, чем у 2-тактных; следовательно, при прочих равных условиях запас прочности у них меньше.

Показатель

$T_{\Sigma }^{max} = T_{\Sigma }^{ср} + ∆T_{\Sigma }$

— также возрастает с ростом n. Среднее значение касательного усилия может быть найдено из выражения:

$M_e = c_2 n^2 = T_{\Sigma }^{ср} R.$

Откуда:

$T_{\Sigma }^{ср} = \left(C_2/R\right)n^2 = {К}_m n^2.$

Как указывалось ранее, изменение амплитуды ΔT_Σ определяется равенством: ΔT_Σ ≈ 0,2 P_z. По общему виду закономерностей изменения T_Σ и ΔT_Σ можно сделать вывод, что абсолютная величина

$T_{\Sigma }^{ср}$

при возрастании оборотов растет более интенсивно, чем ΔT_Σ.

 
С увеличением амплитуды колебания суммарного касательного усилия ΔT_Σ возрастает амплитуда колебания крутящего и опрокидывающего моментов. Однако степень неравномерности вращения снижается. Степень неравномерности вращения определяется равенством Динамика двигателя судна, условия и оценка работы“Изменение кинетической энергии”, на основании которого можно написать:

$\delta = ∆A/\mathfrak{I}{\omega }^2 \approx к \left(∆T\Sigma /n^2\right) \approx {К}_{\delta }\left(P_z/n_2\right). Форм. 15$

Знаменатель в этом равенстве растет более интенсивно, чем числитель (P_z возрастает при увеличении частоты: вращения не пропорционально n²). При снижении оборотов двигателя δ возрастает в большей степени, чем изменяется отношение P_z/n²) из-за увеличения неравномерности цикловых подач топлива от цикла к циклу и неравномерности цикловых подач по цилиндрам. Эти факторы приводят к увеличению неравномерности распределения мощности по цилиндрам и соответствующему увеличению δ на малых оборотах.

При работе винтовой характеристике механическая напряженность может значительно увеличиться при попадании в зону резонансных (критических) оборотов. Эту зону следует проходить без задержки.

Из приведенных в настоящем разделе зависимостей видно, что при работе по винтовой характеристике основным эксплуатационным показателем механической напряженности является максимальное давление сгорания P_z, достигающее максимальных значений на режимах полных ходов и при заданной частоте вращения определяющее

Изменение тепловой напряженности

При работе по винтовой характеристике цикловая подача топлива в цилиндр возрастает примерно пропорционально квадрату частоты вращения. При этом показатели тепловой напряженности T_ст1,2 и ΔT/Δx резко растут, так как растет результирующая температура газов T_рез и соответственно удельный тепловой поток;

$q = К \left(T_{рез} – T_{охл}\right).$

Качественно теплонапряженность характеризуется рис. 14. На полном ходу (100 % n) — максимальная температура стенки цилиндра, максимальные температурные перепады ΔT/Δx и соответственно температурные напряжения. Учитывая высокий уровень тепловой напряженности на полном ходу, на режимах полного хода необходимо интенсивное охлаждение деталей цилиндропоршневой группы и наддувочного воздуха.

На режимах малых ходов необходимо стремиться держать повышенную температуру в системах охлаждения (желательно поддерживать постоянную температуру не на входе, а на выходе из двигателя), поскольку слишком низкая температура зеркала цилиндра, распылителя, крышки может привести к кислотной коррозии при работе на сернистом топливе.

Температура газов на выходе из цилиндра показывает лишь относительное изменение тепловой напряженности, но не абсолютный уровень температур и температурных напряжений деталей ЦПГ. При неизменных показаниях термометра на выпускном патрубке цилиндра температура деталей ЦПГ может быть повышена при:

• Недостаточной приработке деталей ЦПГ;
• Потере подвижности (“загорании”) верхних поршневых колец;
• Совпадении на одной вертикали замков 1, 2, 3… поршневых колец (что приводит к прорыву газов и местному перегреву втулки, поршня);
• Заниженных расходах цилиндровой смазки;
• Несоответствии сорта цилиндрового масла сорту применяемого топлива;
• Резком повышении нагрузки двигателя или его резкой остановке с полного хода;
• Нарушении режима охлаждения;
• Ухудшении распиливания топлива, увеличении дальнобойности факела и т. д.

В эксплуатационных условиях температура деталей ЦПГ обычно выше, чем при стендовых испытаниях двигателя. Особенно возрастают температуры при плавании в тропиках из-за ухудшения воздухоснабжения.

Косвенно теплонапряженность можно оценить по параметрам p_i, P_z, T_газ, T_охл и наощупь. Однако при этом можно упустить момент повышения теплонапряженности, что в худшем случае приводит к “задирам” ЦПГ и выходу цилиндра из строя. Для обеспечения надежной работы двигателя на режимах полных ходов в условиях эксплуатации мощность обычно не превышает 85-95 % от номинальной. Как правило, при выборе режима работы механик ориентируется на максимальную температуру выпускных газов по цилиндрам. Эта температура лимитируется инструкцией по эксплуатации двигателя, однако реально величина предельно допустимой в нормальных условиях температуры выпускных газов принимается на основе опыта эксплуатации того или иного типа дизеля. Наиболее объективные данные о тепловой напряженности деталей ЦПГ могут быть получены лишь с помощью непосредственных замеров температуры деталей (поршня, втулки, крышки цилиндра).

Ограничительные характеристики

Под ограничительной (или заградительной) характеристикой понимают зависимость показателей работы двигателя от частоты вращения при верхних значениях показателей тепловой и механической напряженности, допустимых в эксплуатации.

Гарантией сохранения длительного моторесурса и надежной работы двигателя является эксплуатация его на таких режимах, при которых показатели тепловой и механической напряженности поддерживаются не выше уровня номинального режима. Наиболее обоснованно характеристику ограничения нагрузки можно установить в условиях стенда, когда имеется возможность определить параметры механических и тепловых нагрузок при снижении частоты вращения на режимах полных подач топлива. В эксплуатации эту характеристику следует корректировать в зависимости от внешних условий (состояния окружающей среды, сорта топлива и масла, состояния корпуса судна и винта и т. д.).

Как известно (см. пункт “Внешние характеристики дизеля”), при неизменном положении топливной рейки (T.P = const) и снижении частоты вращения уровень механической и тепловой напряженности двигателя растет (из-за увеличения цикловых подач, снижения α, увеличения угла опережения подачи топлива в цилиндр φ_н.п.>, ухудшения распыливания топлива). Поэтому внешняя характеристика номинальной мощности (кривая 1 рис. 15) не может быть принята в качестве ограничительной.

Для 4-тактных дизелей без наддува в качестве ограничительной обычно принимают зависимость p_e = const (прямая 2). Зависимость среднего эффективного давления от цикловой подачи можно представить в виде: p_e = к_p g_ц η_i η_м. При условии η_e = η_iη_м = const, зависимость p_e = const обеспечивается при постоянной цикловой подаче топлива: g_ц = const, что требует перестановки топливной рейки на меньшую подачу при снижении частоты вращения. В таком двигателе при снижении оборотов воздухоснабжение улучшается за счет повышения коэффициента наполнения, коэффициент α не уменьшается. Поэтому тепловая напряженность двигателя остается на том же уровне (практически не увеличивается). Если при этом P_z остается на том же уровне, то характеристика p_e = const может обеспечить и неизменность механической напряженности. Обычно имеющее место незначительное увеличение P_z находится в допустимых пределах, что позволяет принять характеристику p_e = const в качестве ограничительной для 4-тактных двигателей без наддува.

В случаях, если при снижении оборотов и p_e = const увеличиваются сверх допустимого показатели P_z, ΔP/Δφ, λ (из-за увеличения φ_н.п.), то в качестве ограничительной для 4-тактных двигателей без наддува принимается характеристика P_z = const (кривая 3). Для обеспечения P_z = const требуется дополнительно уменьшить g_ц и p_e путем перестановки топливной рейки на меньшую подачу.

Для двигателей с механическим наддувом при уменьшении оборотов снижается давление наддува P_s. Следовательно, уменьшается весовой заряд воздуха в цилиндре, что при p_e = const (g_ц = const) приведет к снижению коэффициента избытка воздуха на сгорание α. Тепловая напряженность при этом возрастет. Поэтому для двигателей с механическим наддувомХарактеристики систем механического наддува при падении оборотов необходимо снижать цикловую подачу и p_e, чтобы обеспечить ту же тепловую напряженность (кривая 4). Снижение p_e тем значительнее, чем больше падение давления наддува P_s при уменьшении частоты вращения.

В двигателях с газотурбинным наддувом ограничение по p_e (кривая 5) еще более значительное, так как P_s падает в большей степени. Падение P_s происходит из-за снижения расхода газа, уменьшения КПД газотурбонагнетателя при работе на нерасчетном режиме, увеличения коэффициента продувки при увеличении времени на продувку цилиндра. Для сохранения той же тепловой напряженности (α ≈ const) требуется значительно уменьшать цикловую подачу топлива. При этом тяговые свойства дизеля ухудшаются.

При работе по ограничительной характеристике с уменьшением частоты вращения уменьшаются значения P_s, P_c, T_газ, увеличивается коэффициент пролувки, сохраняется α ≈ const, предотвращается перегрев отдельных деталей. Ограничение нагрузки справа от точки A определяется регуляторной характеристикой 6 (см. рис. 15). Регуляторная характеристика предотвращает повышение частоты вращения и таким образом не допускает превышения сил инерции.

Для главных судовых двигателей, работающих на винт, дизелестроительные фирмы стремятся обеспечить некоторый запас производительности ГТН с тем, чтобы не ухудшать тяговые свойства двигателя в тропиках и при утяжелении винта. Примером может служить ограничительная характеристика двигателей типа RND фирмы Зульцер (рис. 16).

При снижении частоты вращения от 100 до 90 % фирма разрешает работать при p_e = const (участок AB ограничительной характеристики). При дальнейшем снижении оборотов топливоподачаПроцесс топливоподачи и соответственно p_e ограничивается кривой CB, построенной по данным всесторонних стендовых испытаний двигателя и обеспечивающей допустимую тепловую и механическую напряженность двигателя. При утяжелении винта (кривая 2 рис. 16) режим работы определится точкой D — при сниженном значении указателя нагрузки У.Н., p_e и n.

Диаграмма нагрузки двигателей MAN-B&W типа MC, приведенная на рис. 17, дается в осях “частота вращения” n% – “мощность” Ne%. На диаграмме даны номинальная 1 и легкая 6 винтовые характеристики, ограничиельная характеристика 3 по предельной частоте рващения, ограничительная характеристика 4-5-7 по нагрузке без ограничения по времени и предельная ограничительная характеристика 8, предусматривающая кратковременную перегрузку дизеля на 110 % при номинальной частоте вращения. Поскольку диаграмма нагрузки дана в безразмерном виде одна на все типоразмеры главных судовых дизелей тима MC, то для практического использования для конкретного дизеля диаграмма должна быть перестроена в абсолютной размерности координатных осей. Вид характеристик дан на рис. 18. Предусмотрены ограничения для длительной и кратковременной работы. Особенностью их является использование в качестве ограничивающего параметра среднего индикаторного давления (что удобно для судового механика). Поскольку координатные оси – относительны, для конкретного судна характеристики должны быть перестроены в абсолютных осях.

В повседневной практике эксплуатации судовой механик ограничивает нагрузку с учетом предельных параметров, заданных производителем. В качестве ограничительных параметров инструкциями по эксплуатации двигателей обычно предусматриваются частота вращения n, максимальное давление сгорания P_z и предельно допустимая температура газов по цилиндрам T_газ. По первым 2-ум параметрам оценивается механическая напряженность, по последнему — тепловая напряженность двигателя.

Для главных двигателей, работающих на винт, частота вращения косвенно определяет среднее индикаторное давление, следовательно, и суммарное касательное усилие T_Σ. Таким образом, показатели n и P_z в достаточно полной мере оценивают весь комплекс факторов, определяющих механическую напряженность двигателя. Оценка же тепловой напряженности по температуре газов может привести к самым неблагоприятным последствиям. основной причиной является завышенное, как правило, значение предельно допустимой температуры уходящих газов по цилиндрам, указанной в инструкции по эксплуатации. По указанной причине в последние годы дизелестроительные фирмы переходят на использование в качестве ограничительных параметров данных непосредственных замеров температуры деталей цилиндропоршневой группы.