CC BY
300
ГРНТИ 73.34.01 Волкова Лариса Юрьевна
к.т.н., доцент, кафедра «Судовые энергетические установки и теплоэнергетика», Калининградский государственный технический университет, г. Калининград, 236000, Российская Федерация, e-mail: volkova0969@mail.ru
УСТРОЙСТВО, ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ И ОСНОВЫ РАСЧЕТА СУДОВОГО ДВУХТАКТНОГО КРЕЙЦКОПФНОГО ДИЗЕЛЯ ^^AN B&w 6S60Mc-c
Рассмотрены особенности устройства и принципа действия двухтактного, крейцкопфного судового малооборотного дизеля МAN B&W 6S60MC-C. Приведена методика расчета гидропневматического привода выпускного клапана. По известной мощности, литражу двигателя, частоте вращения коленчатого вала определено необходимое среднее эффективное давление газов в цилиндре. Показано, что на величину среднего эффективного давления главное влияние оказывают плотность заряда и коэффициент избытка воздуха. Приведен расчет цикловой подачи и часового расхода топлива. Определен диаметр сопловых отверстий распылителей форсунок. Дана оценка величине коэффициента избытка воздуха, который зависит от массы поступившего в цилиндр воздуха и массы поданного в камеру сгорания топлива. Предложена методика определения плотности воздуха, поступившего в цилиндр.
Ключевые слова: двухтактный двигатель, мощность, крейцкопф, уравновешенность, цикловая подача, расход топлива, коэффициент избытка воздуха.
ВВЕДЕНИЕ
Основными зарубежными фирмами и компаниями, которые производят судовые двигатели, являются: MAN B&W (Дания и Германия); New Salzer Diesel (Швейцария); Mitsubishi, Daihatsu (Япония); Caterpillar (США).
Наибольшая мощность одного цилиндра судовых малооборотных двигателей (МОД) равна 5710 кВт с частотой вращения коленчатого вала до 250 мин-1. Отношение хода поршня к диаметру цилиндра достигает 4,2.
Увеличение хода поршня позволяет наиболее полно преобразовывать энергию сгоревшего топлива в цилиндре в механическую работу. При этом увеличивается коэффициент полезного действия (КПД) двигателя и снижается до 167 г/(кВтч) удельный эффективный расход топлива.
У современных судовых дизелей среднее эффективное давление газов в цилиндре Ре может быть равно 1,9 МПа и более. Наличие высокого давления газов в цилиндре диктует новые подходы к конструкции двигателя и его систем. Особое внимание уделяется [1]:
- системам подачи топлива и воздуха;
- охлаждению деталей цилиндропоршневой группы;
- выбору новых материалов с высокой прочностью и износостойкостью;
- токсичности отработавших газов и экологической безопасности.
Некоторые российские дизелестроительные предприятия, используя зарубежный опыт по конструированию и эксплуатации, приобретают лицензионное право производства современных моделей дизелей и агрегатов на базе ведущих мировых фирм. Это, например, ОАО «БМЗ» (г. Брянск), которое в течение нескольких десятилетий выпускает судовые малооборотные двигатели фирмы MAN B&W (Дания, Германия).
Назначение судовых МОД ОАО «БМЗ» - применение их в качестве главных судовых установок на судах транспортного и рыбопромыслового флота неограниченного района плавания.
Диапазон мощностей от 7860 до 29280 кВт. Диаметр цилиндров от 460 до 900 мм. Конструктивное исполнение дизелей должно обеспечивать:
- требуемую номинальную мощность и необходимую частоту вращения коленчатого вала;
- стабильную работу на дизельном топливе и моторном мазуте;
- высокий уровень автоматизации и электроники [2];
- техническое обслуживание и ремонт во всех портах мира.
На рисунке 1 представлен поперечный разрез и общий вид судового двухтактного крейцкопфного дизеля MAN B&W 6S60MC (крейцкопф - ползун). Технические данные судовых дизелей серии S-MC-C приведены в таблице 1 [3].
Для расчёта систем, механизмов и выбора их параметров необходимо рассмотреть общее устройство и работу дизеля MAN B&W 6S60MC-C. Фундаментная рама 1 двигателя (рисунок 2) составлена из высоких продольных балок соединенных сваркой с поперечными корпусными конструкциями, в которых размещены коренные опорные подшипники. Втулка цилиндра 6 опирается на блок цилиндров 7, причем её верхняя часть выведена из блока и охлаждается тонкой оболочкой, которая образует полость охлаждения. Штуцеры для подвода цилиндрового масла расположены в верхней части втулки. Крышка цилиндра 9 кованная с отверстиями для подвода охлаждающей воды. В крышке размещается один центральный выпускной клапан 11, через который осуществляется выпуск газов из цилиндра и две форсунки для впрыска топлива.
Рисунок 1 - Поперечный разрез и общий вид двухтактного крейцкопфного дизеля MAN B&W 6S60MC-C
Выпускной клапан 11 имеет гидравлический привод и открывается под действием давления масла. Поршень 12 изготовлен из жаростойкой хромомолибденовой стали, охлаждается маслом, которое подводится с помощью
и Л и и 1
телескопического устройства к штоку 13 поршня в районе крейцкопфного соединения 15.
Таблица 1 - Характеристики судовых дизелей серии S-MC-C
Типы малооборотных судовых дизелей
Показатели S46 S50 S60 S70 S80 S90
MC-C MC-C MC-C MC-C MC-C MC-C
Цилиндровая мощность, кВт 1310 1580 2250 3100 3880 4880
Частота вращения коленчатого вала, мин-1 129 127 105 91 76 76
Среднее эффективное давление газов в цилиндре, МПа 1,90
Ход поршня, мм 1932 2000 2400 2800 3200 3198
Диаметр цилиндра, мм 460 500 600 700 800 900
Отношение хода поршня к диаметру 4,2 4,0 4,0 4,0 4,0 3,55
Средняя скорость поршня, м/с 8,3 8,5 8,4 8,5 8,1 8,1
Удельный эффективный расход топлива г/(кВтч) 174 171 170 169 167 167
Число цилиндров от 4 до 8
Степень сжатия 13
Система пуска от сжатого воздуха давлением 3 МПа
Шатун 16 имеет короткий стержень. Коленчатый вал 17 выполнен в виде сварной конструкции, сварка осуществлена в середине коренных шеек. Распределительный вал 14 вращается от коленчатого вала при помощи цепной передачи. Он приводит в действие насосы высокого давления, которые служат для подачи топлива в цилиндры. Отработавшие газы из коллектора 10 поступают к
турбокомпрессору 8. Цилиндры продуваются воздухом из ресивера 5, в который он поступает, проходя через охладитель 4. Продувка цилиндров на малых частотах вращения коленчатого вала может осуществляться двумя воздуходувками с электрическим приводом, а на полной нагрузке - турбокомпрессором. Давление продувочного воздуха - 0,25 МПа, а коэффициент избытка воздуха - 1,5.
Рисунок 2 - Поперечный разрез дизеля MAN B&W 6S60MC-C
ОСНОВНАЯ ЧАСТЬ Рабочий цикл двухтактного, крейцкопфного двигателя осуществляется следующим образом [4]. Первый такт соответствует ходу поршня от верхней мёртвой точке (ВМТ) к нижней мёртвой точке (НМТ). В цилиндре, например, только что произошло сгорание топлива, и начался процесс расширения газов (рабочий ход). Несколько раньше момента подхода поршня к продувочным окнам открывается выпускной клапан 11, и продукты сгоревшего топлива начинают перемещаться из цилиндра 6 в коллектор 10. Давление газов в цилиндре снижается. Продувочные окна открываются верхней частью поршня (днищем), и давление в цилиндре становится равным давлению сжатого воздуха в ресивере. Воздух, поступая в цилиндр через впускные (продувочные) окна, вытесняет оставшиеся
в цилиндре продукты сгорания через выпускной клапан и заполняет цилиндр. Таким образом, в течение первого такта в цилиндре происходит сгорание топлива, расширение газов (рабочий ход), выпуск газов, продувка и наполнение цилиндра воздухом.
Второй такт соответствует ходу поршня от НМТ к ВМТ. В начале хода поршня продолжаются процессы удаления отработавших газов, продувки и наполнения цилиндра свежим зарядом (воздухом). Конец продувки цилиндра определяется моментом закрытия продувочных окон и выпускного клапана, который закрывается или одновременно с продувочными окнами, или несколько ранее. Давление в цилиндре к концу газообмена в двухтактных двигателях выше атмосферного и зависит от давления воздуха в ресивере. С момента окончания газообмена и полного перекрытия поршнем продувочных окон начинается процесс сжатия воздуха. Когда поршень не доходит за 10 - 30° по углу поворота коленчатого вала до ВМТ, в цилиндр через форсунки начинает подаваться топливо под давлением более 100 МПа в распыленном виде. Вид топлива - мазут моторный. В течение второго такта в цилиндре происходит окончание выпуска, продувка и наполнение цилиндра в начале хода поршня и сжатие при его дальнейшем ходе (когда продувочные окна и выпускной клапан закрыты).
На рисунке 3 показан разрез головки цилиндров дизеля MAN B&W 6S60MC-C с расположением форсунок системы подачи топлива, выпускного клапана с его гидропневматическим приводом, рабочего поршня со штоком (крейцкопфа) и выпускного коллектора.
На рисунке 4 изображена втулка цилиндров диаметром 600 мм с тангенциальными продувочными окнами, которая выполнена из чугуна. В настоящее время все МОД выпускаются только с прямоточно-клапанной схемой продувки. Поток воздуха движется в виде вихря с полным вытеснением продуктов сгорания без перемешивания их с воздухом. Хорошая продувка и наполнение позволяют двигателю работать с низким значением коэффициента остаточных газов.
Рисунок 3 - Разрез головки цилиндров Рисунок 4 - Общий вид втулки
дизеля MAN B&W 6S60MC-C цилиндра с продувочными окнами
Тангенциальное расположение окон, которые выполнены касательно к окружности, обеспечивает закручивание потока воздуха, поступившего в цилиндр и его вращательное движение от продувочных окон к выпускному клапану. Вращательное движение сохраняется до конца сжатия и способствует улучшению смесеобразования, более полному сгоранию топлива, уменьшению удельного эффективного расхода топлива и снижению токсичности отработавших газов.
Благодаря хорошей очистке цилиндров от продуктов сгорания двигатель эффективно работает при небольшом коэффициенте избытка воздуха (1,50 - 1,60).
Выпускной клапан у всех МОД имеет гидравлический и пневматический привод. Клапан открывается под действием давления масла (до 3 МПа), действующего на поршень сервомотора, посаженного на хвостовик стержня клапана. Масло подаётся к сервоприводу поршневым насосом, который приводится в движение от кулачкового вала. Закрывается клапан давлением сжатого воздуха, действующего на поршень, который соединён со стержнем клапана (поршень перемещается в цилиндре, где давление достигает 2 МПа).
Наличие гидропневматического привода выпускного клапана повышает его надежность и долговечность. Гидропривод имеет цилиндр, в котором совершает движение поршень диаметром 10 см, установленный на хвостовике стержня клапана. Порядок расчета гидропривода выпускного клапана следующий.
Определим площадь поршня гидропривода клапана
ж.12ш. 3,14 х 102 2 4 2 (1)
Апг =—— =-= 78,5 ом = 75,5x10 м . у >
пг 4 4
На поршень в момент открытия выпускного клапана действует давление, создаваемое насосом, например, Р = 3 МПа.
Силу, действующую на гидравлический поршень, найдём из выражения
При подходе рабочего поршня к продувочным окнам цилиндра выпускной клапан ещё не открыт и давление в цилиндре Р выше избыточного давления в продувочном ресивере (Р принимаем равным 0,3 МПа). Усилие прижатия поверхности головки клапана диаметром d = 0,3 м к седлу определим по формуле
Таким образом, Fr>F на величину 2550 Н, что обеспечит открытие выпускного клапана. Начнется выпуск отработавших газов, процесс продувки и наполнение цилиндра воздушным потоком.
Закрытие выпускного клапана осуществляется при помощи пневматического привода с диаметром поршня 20 см. Поршень крепится на стержне выпускного
клапана диаметром 7 см. Активная площадь поршня (без учета площади стержня клапана) будет равна 276 см2. При давлении воздуха в пневматическом цилиндре 1 МПа сила закрытия клапана будет равна 27600 Н.
Для дизеля, цикл которого завершается за один оборот коленчатого вала или два такта, эффективная мощность в кВт определяется выражением [5]
(4)
где Vh - рабочий объем цилиндра, л; i - число цилиндров;
Ре - среднее эффективное давление газов в цилиндре, МПа; n - частота вращения коленчатого вала, мин-1 (число оборотов в минуту).
Среднее эффективное давление газов в цилиндре двигателя MAN B&W 6S60MC-C мощностью 13530 кВт, рабочим объемом 678 л, числом цилиндров 6, частотой вращения коленчатого вала 105 мин-1 найдём из выражения
(5)
По величине Ре выбирают оптимальное значение давления продувочного воздуха (давления наддува) и выполняют расчет деталей КШМ на прочность. Величина Р зависит также от следующих параметров
Р =
Ни *'?i х >7г х Пм X Рк L„xoc
(6)
где И - низшая теплота сгорания топлива, 42-106 Дж/кг; ц. - индикаторный КПД, 0,45 - 0,55; nv - коэффициент наполнения, 0,85 - 0,95; Пм - механический КПД, 0,8 - 0,9; рк - плотность заряда, кг/м3;
Lo - теоретически необходимое количество воздуха для сжигания одного кг топлива, 14,6 - 14,8 кг/кг;
а - коэффициент избытка воздуха, 1,5 - 2,0.
Для режима номинальной мощности цикловую подачу топлива в мм3 для дизеля MAN B&W 6S60MC-C определим по формуле [5]
N -а Л 000 13530 • 170-1 000 3
q = с и-=-= 67610 мм3.
4 in -рт-60 6-105-0,9-60
(7)
где N - эффективная номинальная мощность, N=13530 кВт; qе - удельный эффективный расход топлива, qе=170 г/кВт.ч; i - число цилиндров, i=6;
пн - частота вращения вала насоса, пн=105 мин-1; рт - плотность топлива, 0,9 г/см3 рТ=900 кг/м3.
В головке цилиндров установлены две форсунки, цикловая подача топлива каждой из них составит 33805 мм3. При установке насоса высокого давления и форсунок с механическим управлением давление топлива достигает 100 МПа. Средний перепад давления впрыска топлива принимаем равным 60 МПа.
Главной отличительной особенностью форсунок МОД является использование в них сменных наконечников распылителя (рисунок 5, 6). Это важно для двигателей, особенно при их работе на мазутах, так как позволяет заменять сопловый наконечник, имеющий наименьший ресурс, без замены дорогостоящей прецизионной пары иглы и корпуса распылителя. Для форсунок МОД используются многоструйные распылители, которые обеспечивают наилучшее смесеобразование в неразделенных камерах сгорания (рисунок 6).
Сопловые отверстия формируют факел распылённого топлива, который должен быть равномерно распределён в пространство камеры сгорания. Отверстия приходится располагать с одной стороны соплового наконечника, слегка смещая их на некоторый угол и по высоте (рисунок 6, а). При этом сопловый наконечник приходится удлинять, увеличивая тем самым площадь выступающей части.
Нижняя часть распылителя представляет собой сопловый наконечник, в котором имеется ряд отверстий, просверленных под определённым углом к оси рабочего цилиндра. Число отверстий может составлять от 1 до 10, а их диаметр колеблется от 0,2 до 1,0 мм. Ход иглы ограничивается специальным упором в корпусе форсунки. Высота подъёма иглы обычно лежит в пределах от 0,5 до 1,5 мм и зависит от размеров форсунки и количества впрыскиваемого ею топлива.
а) - дизели серии RTA 58 T фирмы Wartsila; б) - дизели серии МС фирмы MAN; 1 - наконечник распылителя с сопловыми отверстиями; 2 - подвесной
клапан; 3 - установочный штифт; 4 - корпус иглы; 5 - игла распылителя; 6 - канал подвода топлива к распылителю; 7 - штанга; 8 - корпус форсунки; 9 - пружина; 10 - корпус циркуляционного клапана; 11 - циркуляционный клапан; 12 - пружина циркуляционного клапана; 13 - упор циркуляционного клапана; 14 - винт для регулировки давления начала открытия иглы; 15 - штуцер подвода топлива; 16 - фланец крепления форсунки; 17 - промежуточный упор; 18 - направляющая иглы Рисунок 5 - Форсунки судовых малооборотных двигателей
На рисунке 6 показаны распылители форсунок малооборотных дизелей.
а - расположение сопловых отверстий в наконечнике распылителя (дизели серии МС фирмы МА№); б - с дополнительной иглой (клапаном) подвесного типа (дизели серии МС фирмы МА№); в - с дополнительной иглой
золотникового типа (дизели серии МС и МЕ фирмы МА№); - сменный сопловый наконечник; 2 - внешний корпус распылителя; 3 - игла; 4 - корпус иглы; 5 - подвесной конусный клапан:
6 - золотниковый клапан соплового наконечника Рисунок 6 - Распылители форсунок малооборотных дизелей
Главным параметром распылителя форсунки является диаметр соплового отверстия. Для оценки расчетного значения эффективного сечения распылителя вF определим теоретическую скорость истечения дизельного топлива через сопловые отверстия
иг ^2 -ЛР/р7. , ^
где АР - средний перепад давления топлива перед сопловыми отверстиями, Па.
иг = л/2-600-105 /900 =365м/с или 365000 мм/с. Объёмный расход топлива Q в мм3/с определим из выражения
где ^ - эффективное проходное сечение распылителя, мм2.
(9)
Объёмный расход топлива за цикл в мм3/с определим так же по его количеству (q ) поданному в камеру сгорания за время впрыска т [6]
Q (10)
Зная продолжительность впрыска ф в градусах поворота коленчатого вала (например, 30о), частоту вращения вала насоса пн в мин-1, время впрыска определим из выражения
(11)
Значение объёмного расхода топлива через распылитель форсунки составит
откуда 0,05 3
(12)
При коэффициенте расхода в, равном 0,7 [7-9], суммарная площадь сопловых отверстий составит 2,66 мм2. При числе сопловых отверстий 6, площадь сечения одного сопла Fc будет равна 0,45 мм2. По известной величине площади соплового отверстия определим его диаметр d [6]
(13)
Число и диаметр сопловых отверстий распылителя уточняется в процессе доводочных испытаний топливной аппаратуры совместно с двигателем. Конструктивные и регулировочные параметры насоса высокого давления и форсунок должны обеспечивать минимальный удельный эффективный расход топлива [не более 170 г/(кВт ■ ч)] и допустимую токсичность отработавших газов.
Давление открытия иглы форсунки принимаем равным 32 МПа.
Величина цикловой подачи необходима при диагностировании топливной аппаратуры, а также в процессе её регулирования. По значению цикловой подачи (67,6 см3) определяют часовой расход топлива Оц для всех 6 цилиндров двигателя с учётом частоты вращения коленчатого вала равной 105 мин-1.
G4=q4xix пп = 67,6 х 6 х 105 х 60 = 2555280 смъ /ч или 2555 л/ч.
(14)
Если дизель работает при 30 % нагрузке, то часовой расход топлива составит 765 л/ч. За сутки это будет примерно 18 т.
Часовой расход топлива можно определить по другой формуле [6]:
При значении плотности топлива 900 кг/м3 значение Gч = 2555 л/ч. Здесь qе = 0,17 кг/(кВт-ч) - удельный эффективный расход топлива.
Экономичность двигателя в значительной степени зависит от коэффициента избытка воздуха а. Количество воздуха должно быть минимальным, но достаточным для полного и эффективного сгорания топлива.
Коэффициент избытка воздуха - это отношение действительно поступившего количества воздуха в цилиндр к теоретически необходимому для сгорания 1 кг топлива:
(15)
Используя формулу Менделеева - Клапейрона [10, 11] можно определить массу воздуха, поступившую в цилиндр во время его наполнения
PxV=mxRxT,
(16)
где Р - абсолютное давление, Па;
V - объём цилиндра двигателя без учёта объёма, занятого продувочными окнами, м3;
т - масса поступившего в цилиндр воздуха, кг; Я - удельная газовая постоянная для воздуха 287 Дж/(кг-К); Т - температура, К.
Пусть абсолютное давление в ресивере перед продувочными окнами равно 0,25 МПа. В результате потерь энергии на сужение, трение во впускных каналах, создание тангенциальных вихрей давление воздуха, которое поступило в цилиндр, уменьшилось до 0,2 МПа. Объем цилиндра диаметром 60 см и активным ходом поршня 220 см до продувочных окон составит 0,62 м3. Температуру воздуха в цилиндре принимаем 320 К.
Масса воздуха, которая поступила в цилиндр, с учетом уравнения (16) будет равна
т -
0,2 х10бх 0,62
: 1,35 кг.
(17)
287 х 320
При плотности судового топлива 0,9 г/см3 (ГОСТ Р 54299-2010), его
количество в г с учетом уравнения (7) будет равно 67.6 х 0.9 = 66.8 г. Отношение
1350
массы поступившего воздуха к массе топлива составит
66,8
^ 20.2. Для сгорания 1
г топлива необходимо 14,8 г воздуха. Коэффициент избытка воздуха будет равен
20,2 _ п
и = —— = 1.-^ Полученный результат расчета соответствует техническим данным судового дизеля MAN B&W 6S60MC-C.
В процессе испытания двигателя величину a более точно определяют по формуле
(18)
где Ме - массовое количество воздуха, поступившее в цилиндры на данном режиме испытания, кг/ч;
Lт - теоретическое массовое количество воздуха, необходимое для сжигания 1 кг топлива, ~ 15 кг/кг;
От - часовой расход топлива, кг/ч.
Плотность воздуха р определяют по формуле
Р = рвхЯхТ,
где Р - абсолютное давление, Па;
Я - газовая постоянная для воздуха 287 Дж/(кг-К); Т - температура, К.
(19)
>м\
Для Р = 2х 105 Па, Г = 320 А", рп 2,18 к'/.
С достаточной для практики точностью плотность воздуха, поступившего в один цилиндр, рекомендуется определять по следующей методике. Вначале определяют необходимый часовой расход воздуха (кг/ч), при котором обеспечивается полное сгорание топлива:
Мв =axLT xqe хN ,
(20)
Для а = 1,5; Ьт =14,8; =0,17 кг!кВт ч; Ыец = 2255 кВт; Мв =8523кг/ч. За одну секунду в цилиндр двигателя поступит следующее количество воздуха:
(21)
Масса воздуха, поступившего в один цилиндр за цикл (один оборот коленчатого вала для двухтактного дизеля) равна:
axLTxqex N х 60 1,5x14,8x0,17x2255 x60
Мтs =--г-=-= 1,36 кг.
3600 х и 3600x105
Плотность воздуха, поступившего в цилиндр дизеля
(22)
Среднюю скорость рабочего поршня определим по формуле
(23)
где Ln - ход рабочего поршня, м;
n - частота вращения коленчатого вала, мин-
При Ln = 2,4 м, п = 105 мин1, величина Сср =8,4 м/ с.
От значения скорости поршня зависят его ускорение и силы, действующие на крейцкопфный и кривошипно-шатунный механизмы. В крейцкопфном механизме рабочий поршень и шток совершают только возвратно-поступательное движение по оси цилиндра. Боковая сила от поршня на стенку цилиндра будет минимальной, по этой причине износ поршня и цилиндра будет незначительным.
На шести цилиндровом дизеле MAN B&W 6S60MC-C установлен коленчатый вал с кривошипами, расположенными под 120 о. Порядок работы цилиндров 1-5-3-4-2-6. При рядном расположении цилиндров и с данной формой коленчатого вала двигатель полностью уравновешен естественным способом от сил инерции и моментов от этих сил [12].
ВЫВОДЫ
1 Рассмотрены особенности устройства и принципа действия двухтактного, крейцкопфного судового малооборотного дизеля MAN B&W 6S60MC-C с диаметром цилиндра 600 мм, ходом поршня 2400 мм, частотой вращения коленчатого вала 105 мин-1, эффективной мощностью 13530 кВт.
2 Приведён расчёт гидропневматического привода выпускного клапана.
3 По известной мощности, литражу двигателя, частоте вращения коленчатого вала определено необходимое среднее эффективное давление газов в цилиндре.
4 Предложена формула для расчёта цикловой подачи топлива. Дан расчет часового расхода топлива. Определён диаметр сопловых отверстий распылителей форсунок.
5 Предложено выражение для определения коэффициента избытка воздуха в зависимости от массы поступившего воздуха в цилиндр и массы поданного топлива в камеру сгорания.
6 Приведена методика определения плотности воздуха, поступившего в цилиндры дизеля.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
1 Мировое судовое дизелестроение. Концепции конструирования, анализ международного опыта: учебное пособие / Г. А. Конкс, В. А. Лашко. -М. : Машиностроение, 2005. - 512 с.
2 Судовые дизельные установки. Системы автоматического регулирования : учебное пособие / Г. А. Конкс, В. А. Лашко. - Хабаровск : Изд-во Тихоокеан. гос. ун-та, 2011. - 462 с.
3 Современные подходы к конструированию поршневых двигателей: учебное пособие / Г. А. Конкс, В. А. Лашко. - М. : «МОРКНИГА», 2009. - 388 с.
4 История двигателестроения и введение в направление [Электронный ресурс] : практикум / Ю.П. Макушев, А.Л. Иванов. Омск, СибАДИ, 2018. - 89 с. Режим доступа : http:// bek.sibadi.org/fulltext/esd596.pdf.
5 Макушев, Ю. П. Расчёт систем и механизмов двигателей внутреннего сгорания математическими методами / Ю. П. Макушев, Т. А. Полякова, Л. Ю. Михайлова, А.В. Филатов : учеб. пособие. - Омск : СибАДИ, 2011. - 284 с.
6 Основы научных исследований и испытаний двигателей. [Электронный ресурс] : практикум / Ю. П. Макушев, В. И. Подгурский, Л. Ю. Волкова. Кафедра тепловые двигатели и автотракторное электрооборудование. - Омск : СибАДИ, 2019. - Режим доступа: http://bek.sibadi.org/ulltext/esd1033.pdf.
7 Трусов, В. И. Форсунки автотракторных дизелей / В. И. Трусов, В. П. Дмитриенко, Г. Д. Масляный. - М. : Машиностроение, 1977. - 167 с.
8 Волкова Л. Ю., Макушев Ю. П. Диагностирование форсунок дизелей по объёму сливаемого топлива из дренажной магистрали // Наука и техника Казахстана. - 2019. - № 4.
9 Макушев Ю. П., Рындин В. В., Волкова Л. Ю. Особенности эксплуатации топливной аппаратуры дизеля с замкнутым объемом форсунок // Наука и техника Казахстана. - 2019. - № 3.
10 Химмотология : учебное пособие / Ю. П. Макушев, А. П. Жигадло, Л. Ю. Волкова. - 2-е изд., перераб. и доп. - Омск : СибАДИ, 2019. - 156 с.
11 Рындин, В. В. Теплотехника: монография / В. В. Рындин. - Павлодар : Издательство «Кереку», 2007. - 460 с.
12 Попык, К. Г. Динамика автомобильных и тракторных двигателей / К. Г. Попык. - М. : Высшая школа, 1972. - 327 с.
Материал поступил в редакцию 16.12.19.
Волкова Лариса Юрьевна
т^.к., доцент «Кемелж энергетикальщ кондырFылар жэне жылуэнергетикасы» кафедрасы, Калининград мемлекетлк техникалыщ университет^ Калининград к., 236000, Ресей Федерациясы, e-mail: volkova0969@mail.ru Материал баспаFа 16.12.19.тусл.
KvPb| iFbi, пайдалану принцип! жене екшшшжтщ есептеу негiздерi жутштю MAN diesel B&W 6S60MC-C
Щурылгыныц ерекшелiктерi жэне ею инсультпен журетш тещз жылдамдыгы темен MAN B&W 6S60MC-C дизельдi цозгалтцышыныц жумыс принцип царастырылган. Шыгару клапаныныц гидропневматикалъщжетегш есептеу эдс усынылган. Цилиндрдегi белгш орташа mwMdi газ цысымы белгш цуаттан, цозгалтцыштыц жылжуынан, цозгалтцыш жылдамдыгынан аныцталады. Орташа тиiмдi цысымга негiзiнен зарядтыц тыгыздыгы мен артыц ауаныц коэффициентi эсер ететтдш керсетшген. Циклдж бершс пен сагат сайынгы отын шыгыны есептелген. Сацылауларга арналган саптамалардыц тесжтерШц диаметрi аныцталады. Артыц ауаныц коэффициентi цилиндрге третт ауаныц массасына жэне жану камерасына бершген отынныц массасына байланысты аныцталады. Цилиндрге третт ауаныц тыгыздыгын аныцтау эдс усынылады.
Кiлттi сездер: цуат, кросс, ею цозгалтцыш, тепе-тецдж, циклдт цамтамасыз ету, отын шыгыны, артыц ауаныц коэффициентi.
Volkova Larisa Iurevna
Candidate of Engineering Sciences, Associate Professor Department of «Ship Power Stations and Power System», Kaliningrad State Technical University, Kaliningrad, 236000, Russian Federation, e-mail: volkova0969@mail.ru. Material received on 16.12.19.
Details, principle of operation and basis of calculation of shipping two-stroke crosshead diesel MAN B&W 6S60MC-C
Features of the device and an operation principle of the duple, crosshead ship low-reverse diesel MAN B&W 6S60MC-C are considered. The method of calculation of the hydropneumatic drive of the final valve is given. Necessary mean effective pressure of gases in a cylinder is determined by the known power, engine liter capacity, rotating speed of a bent shaft. It is shown that on the value of mean effective pressure the main influence is rendered by the charge density and coefficient of excess of air. Calculation of cyclic giving and hour fuel consumption is given. The diameter of nozzle holes of atomizers nozzles is determined. The coefficient of excess of air depending on the mass of the air which came to a cylinder and mass of the fuel given to the combustion chamber is defined. The technique of determination of density of the air which came to a cylinder is offered.
Keywords: power, crosshead, two-stroke engine, steadiness, cyclic giving, fuel consumption, coefficient of excess of air.
