Износ цилиндровых втулок

Обычно удельный износ цилиндровых втулок, поршневых колец, основных подшипников и шеек коленчатого вала относят к 1000 ч работы. При определении количества рабочих часов реверсы дизеля не подсчитывают и во внимание не принимают. Это обстоятельство снижает точность расчетов износа, так как при пусках дизеля втулки и кольца подвергаются усиленному износу.
Исследования показали, что пуск судового дизеля в холодном состоянии равноценен 5—7 ч его работы. Согласно другим источникам, эта цифра составляет 10 ч. Правда, в настоящее время ни кто главных дизелей в холодном виде в ход не пускает, но то, что в момент пуска износ втулки и колец во много раз выше, чем при установившемся режиме, бесспорно.
Опыт эксплуатации небольших теплоходов показал, что нереверсивный дизель служит почти в два раза дольше, чем реверсивный. Например, на теплоходах с одинаковыми главными дизелями 8ЧР-21,6/31,0 (фирма «Ганц-Ендрашек») реверсивного и нереверсивного типов, работающими непосредственно на винт и через электропередачу, оказалось, что продолжительность работы до , капитального ремонта у нереверсивных дизелей почти в два раза больше, чем у реверсивных.
Таким образом, частые пуски дизеля, необходимые при реверсах, являются одним из наиболее существенных факторов, увеличивающих скорость износа.
Характер износа втулок довольно сложен, но, поскольку он достаточно закономерен, определить его не составляет большого труда.

Рис. 56. Износ цилиндровых втулок дизеля Зульцер 9SD72
На рис. 56 показаны характер и величины износа трех втулок (/, //, ///) из девяти дизеля Зульцер 9SD72, установленного на теплоходе «Кировск».
Как видно из рисунка, максимальная величина износа образуется в верхних частях втулок. Это объясняется тем, что в верхней части втулки наиболее высокие давления и температура цикла, вследствие чего поршневые кольца здесь с наибольшей силой прижимаются к стенкам втулки. Высокая температура газов в верхней части частично разрушает масляную пленку на стенках втулки, что усугубляет процесс износа.
По оси блока и в плоскости движения шатуна втулка изнашивается неравномерно (на рисунке сплошными линиями показан износ по оси блока, а пунктирными — в плоскости движения шатуна). Но такой износ характерен для крейцкопфных дизелей, у которых нормальное давление воспринимается параллелями, а не стенками втулки. Кроме того, износ вдоль оси блока у таких дизелей имеет большие величины, чем в плоскости движения шатуна, еще   и потому, что теплоходы плавают все время с дифферентом на корму, особенно на балластных переходах, и поршни в этом случае приваливаются к втулкам в сторону кормы.
У бескрейцкопфных дизелей, как правило, износ в плоскости движения шатуна всегда больше, чем вдоль оси блока, так как тронк их поршней выполняет роль также и ползуна.
Величина эллиптичности втулок по высоте также не одинакова. У бескрейцпкопфных дизелей наибольшая эллиптичность образуется приблизительно на середине рабочей высоты втулки. Износ нижней части втулок у всех дизелей фактического значения не имеет, так как его величина ничтожно мала.
Наблюдения за втулками показали, что скорость износа в верхней части в 4,5—5,5 раза больше, чем в средней. Это объясняется различными давлениями от колец и разными температурными условиями работы втулок.
Отдельные авторы склонны видеть определенную связь между характером кривой износа втулки по высоте и линией расширения индикаторной диаграммы. Исследования в этой области подтверждают достаточно близкое соответствие этих величин.

Рис 57. Характер и величины износа втулок
Такая связь показана на рис. 57, а, где даны характер и величины износа втулки бескрейцкопфного дизеля типа 6БК-43 перед ремонтом. Характер износа втулки по высоте ( 1 — по оси вала; 2 — перпендикулярно оси, правая часть рисунка) действительно напоминает кривую изменения давления в цилиндре (левая часть), несколько отличаясь от нее вверху. Это можно объяснить тем, что условия смазки верхней части втулки хуже, чем нижней.
Иногда случается, что в районе пояса продувочных и выпускных окон износ втулки не уменьшается, а, наоборот, заметно увеличивается. Кривая такого износа показана на рис. 57, в (б — дизель четырехтактный, в — двухтактный). Это связано с деформацией втулки вследствие действия наиболее жесткой опорной части блока, расположенной в данном месте.
Такое явление крайне нежелательно потому, что в районе окон на втулке часто образуются наработки в виде резко выраженной ступеньки. Поршневые кольца, проходя такую ступеньку,вибрируют и чаще всего ломаются Удар колец о ступеньку ясно слышен снаружи дизеля. Сглаживание перехода ступеньки на неповрежденную часть втулки редко достигает цели, поэтому чаще всего такие втулки заменяют, хотя максимальный износ их еще не достигает предельной величины.
У многих вьгсокооборотных дизелей через некоторое время верхнее кольцо, а иногда и следующее за ним пригорают в канавках. Пригоранием объясняют повышенную скорость износа втулок, так как кольцо, потеряв упругость, не прижимается плотно к втулке и между рабочими поверхностями втулки и кольца образуется слой абразивно действующих частиц кислотного происхождения.
В том случае, если кольца не пригорают, максимальный износ втулок обычно происходит в зоне между первым и вторым поршневыми кольцами при положении поршня в в м. т. Эта зона охватывает 1/7—1/10 высоты втулки в ее верхней части.
После очистки втулки и окон от нагара следует осмотреть окна, проверяя форму их кромок.

Рис  58 Форма кромок выпускных и продувочных окон дизеля Зульцер

На рис. 58 (а—в) показаны формы кромок окон дизелей Зульцер, в табл. 7 даны радиусы закруглений для цилиндров различных диаметров.
Большие дизели этой фирмы, и, в частности, модель SD72, имеют втулку, состоящую из двух частей. На рис. 58, г показано сопряжение двух частей втулки и размеры фасок в месте стыка частей.
Для проверки формы кромок рекомендуется изготовить шаблоны из листовой стали толщиной 0,7—1 мм.
Не следует трогать кромки, если в этом нет необходимости. Когда во время работы кольца не задевают за кромки окон (нет стука), то форму кромок достаточно проверять шаблоном при каждом вскрытии. В том случае, если кольца задевают за кромки, нужно отыскать места вероятного задевания и закруглить кромки по шаблонам (для этого применяют полукруглые шлифные напильники) и тщательно проследить за тем, чтобы металлические опилки не остались в цилиндре. Круговую фаску на стыке двух частей втулок нужно зачистить мелким наждачным кругом, насаженным на электрическую дрель.
Обмер втулок. Перед обмером рабочая поверхность втулки должна быть хорошо промыта, очищена от нагара и насухо протерта бельевой ветошью.
Диаметры втулок замеряют микроштихмасом, который обычно собирают в комплект с несколькими вставками. При сборке штихмаса нужно тщательно протереть торцы вставок и проверить, нет ли на них забоин, коррозии или случайных повреждений. При небрежной сборке штихмас может дать погрешность в сторону уменьшения размера в несколько сотых миллиметра. В этом случае можно получить уменьшенные диаметры цилиндра против действительных и сделать неверное заключение о величине его износа.
В тех случаях, когда для замера диаметров поршня, имеется микрометр, необходимо собранный штихмас сверить по микрометру и установить истинный номинальный диаметр втулки.
Например, собранный штихмас, установленный на размер 720 мм, показал при сверке по микрометру размер 720,05 мм. Тогда для определения действительного диаметра втулки к показателям штихмаса следует прибавлять 0,05 мм.
Необходимо также учитывать, что при замерах таких больших диаметров сам способ измерения может дать погрешность ±0,05 мм.
При обмерах втулки нужно принимать во внимание следующее. В горизонтальной плоскости, т. е. плоскости поперечного сечения втулки, наибольшим размером будет диаметр втулки в данный момент. В вертикальной плоскости диаметр втулки будет наименьшим размером.
У всех микрометрических штихмасов измерительные поверхности сделаны сферическими, так что штихмас касается измеряемых поверхностей только двумя точками. Один его конец опирают на измеряемую поверхность и держат неподвижным, а другим отыскивают размер. При этом свободным концом штихмаса описывают две дуги — в горизонтальной и вертикальной плоскостях, т. е. совершают крестообразное движение.
Штихмас устанавливают на заведомо меньший размер. Описывая дуги, постепенно увеличивают длину штихмаса и, следовательно, дуги делаются все короче, пока горизонтальная дуга не станет практически равной нулю. Достигнув такого положения, еще раз убеждаются в том, что свободный конец штихмаса может иметь движение только по вертикали и касается измеряемой поверхности в одной точке. В этом положении штихмас покажет действительную величину измеряемого диаметра.
Во время замера нужно следить за тем, чтобы другой конец штихмаса не сдвигался и касался измеряемой поверхности в одной и той же точке. Поскольку это затруднительно, при обмере втулки применяют несложные шаблоны, удерживающие один из концов штихмаса в неподвижном положении.
Шаблон представляет собой стальную полосу толщиной 8— 10 мм и шириной 30—40 мм. Один конец полосы отогнут под прямым углом, и этим концом полоса опирается на фланец втулки. В полосе просверлены отверстия (6—7 шт. для главных дизелей и 3—4 для вспомогательных), в которые при обмерах вставляют один из концов штихмаса. Отверстие имеет несколько больший диаметр, чем конец штихмаса, и поэтому не мешает колебательным движениям другого конца.
Применение шаблона необходимо еще и потому, что скорость износа втулок дизелей очень невелика, и контролировать износ можно только в том случае, если диаметры измеряют в одних и тех же сечениях.
При использовании шаблона по каждому из семи сечений согласно отверстиям на шаблоне делают два замера: один вдоль оси блока, а другой — в плоскости движения шатуна. Таким образом, по каждому цилиндру получают 14 размеров втулки.
Схема измерения диаметров втулок строится таким образом, чтобы наибольшее число замеров (3—4 из 7) приходилось на верхнюю часть втулки, подвергающуюся наибольшему износу.

Рис. 59. Схема замеров втулок дизеля Зульцер 9SD72
На рис. 59 показана схема замеров диаметров цилиндровой втулки для дизеля Зульцер 9SD72 согласно шаблону, представляемому заводом-строителем.
Пояса замеров расположены следующим образом. Пояс / находится на уровне верхнего поршневого кольца при положении поршня в в. м. т. Пояса // и /// расположены относительно близко к поясу /. Эти три пояса лежат в той части втулки, которая при нормальной эксплуатации подвергается наибольшему износу. Пояс IV находится против посадочного пояса втулки. Измерения в этом поясе необходимы потому, что втулка при тугой посадке испытывает здесь температурные напряжения и могут наблюдаться отступления от диаметра как в сторону минуса, так и в сторону плюса. Пояс V лежит посередине нижнего ряда продувочных окон и ниже кромки выхлопных. Назначение поясов VI и VII — контролировать износ нижней вставки втулки в верхней и нижней ее частях.
Замечено, что на новых дизелях диаметры втулок изменяются при каждом замере, так как новые втулки некоторое время меняют свою форму из-за неполностью ликвидированных литейных напряжений и напряжений, возникших при посадке втулки.
Следует также учитывать и то обстоятельство, что у новых дизелей износ втулок в продолжение первых 10 000—12 000 ч будет больше, чем при дальнейшей работе. В первые 4000 ч износ, по крайней мере, в два раза превышает обычные величины износов приработавшихся втулок и постепенно убывает, достигая через 10 000—12 000 ч величины 0,08—0,09 мм на 1000 ч.
Усиленный износ новых втулок объясняется в основном тем, что с их поверхностей срабатываются следы механической обработки и втулки взаимно прирабатываются с кольцами. Определить длительность приработки для втулок любых дизелей затруднительно, все зависит от качества материала втулки и колец, чистоты обработки и условий работы.
Желательно учитывать количество реверсов или, точнее говоря, пусков дизеля за время, в которое оценивается износ, и приравнивать пуски к какому-либо количеству часов работы дизеля. Этот учет позволил бы приблизиться к унификации учета износа втулок дизеля.
Ремонт втулок. В принципе цилиндровые втулки, так же как и другие Детали, для восстановления формы их рабочих поверхностей можно растачивать на месте с помощью специального переносного расточного станка — борштанги или в цехе, после выпрессовки. Толщина стенок втулок позволяет производить расточку даже не один раз.
И все же расточку втулок больших малооборотных дизелей в настоящее время применяют крайне редко и то на величину, не превышающую предельного увеличения диаметра, обусловленного фирмой. Дело в том, что при увеличении диаметра втулки сверх допустимого потребуется изготовить для нее новый поршень, так как номинальный зазор между втулкой и поршнем необходимо сохранить. Можно и не изготавливать нового поршня, а при помощи современных средств увеличить диаметр старого. Но поршневые кольца все равно придется изготавливать нового размера.
Следует еще отметить, что при замене отдельных поршней, имеющих большую по сравнению с остальными массу, нарушится динамическое равновесие дизеля. В результате при работе возникнет нежелательная вибрация всего дизеля. Кроме того, потеря номинальных размеров одного или нескольких цилиндров вызовет необходимость запаса поршневых колец и поршней нестандартного размера.
Эти обстоятельства и удерживают от расточки втулок, которые в случае необходимости просто заменяют.
Однако при наличии соответствующей заготовки втулку небольшого диаметра (допустим до 250—270 мм), особенно для четырехтактного дизеля, можно изготовить и в судовой обстановке. Такая работа вполне оправдана, если, например, вышла из строя одна из втулок, а запасных втулок на судне нет и до возвращения в советский порт еще далеко.
Для изготовления втулки нужно располагать минимальными сведениями о чугуне, из которого отлита заготовка, и иметь нормальный токарный станок. Наиболее приемлемая твердость чугунной заготовки 180—230 НВ. Имея старую втулку, можно руководствоваться ее размерами и изготовить новую по образцу. Если втулка сильно повреждена, можно выпрессовать для шаблона из бездействующего изделия другую втулку.
При обработке втулки на токарном станке необходимо соблюдать основные условия:
внутренний и наружный диаметры втулки, а также нижнюю опорную поверхность фланца обрабатывать с одной установки;
при обработке рабочей поверхности втулки добиваться чистоты V9. На судовом оборудовании такой чистоты добиться трудно, так как после чистовой расточки нужна шлифовка. При отсутствии шлифовальной головки можно применять притиры собственного изготовления, но для того, чтобы не исказить геометрические размеры новой втулки, не следует стараться полностью выводить следы резца (слабый и равномерный след резца по всей длине втулки будет служить показателем правильной шлифовки) .
Замена втулки. Операции по замене втулки примерно одинаковы для всех дизелей как двухтактных, так и четырехтактных. Втулки выпрессовывают при помощи различных приспособлений, которыми, как правило, заводы-строители снабжают выпускаемые дизели.

Рис. 60. Приспособление фирмы «Зульцер» для выпрессовки и запрессовки цилиндровых втулок
На рис. 60, а—г показано приспособление для выпрессовки и запрессовки втулок дизелей Зульцер SD72. Применение этого приспособления для выпрессовки втулки подробно описано автором в одной из его работ, и повторение этого описания здесь излишне. Необходимо только не забывать о некоторых моментах, а именно:
перед выпрессовыванием старой втулки убедиться в состоянии новой (удалить консервирующую смазку, прочистить метчиком резьбу в отверстиях для штуцеров, наблюдая за тем, чтобы метчик срезал только консервирующую смазку, но не металл);
тщательно осмотреть с лупой поверхность втулки изнутри, убедиться в том, что не имеется каких-либо повреждений;
проверить по рабочему чертежу основные размеры втулки (диаметры посадочных буртов, рабочий диаметр втулки, высоту опорного фланца, расстояние осей отверстий для штуцеров от нижней плоскости фланца);
после выпрессовки старой втулки очистить ее от накипи и грязи, снять и осмотреть уплотнения, сверить наружные посадочные размеры старой и новой втулок;
после промывки зарубашечного пространства тщательно осмотреть, не нанесены ли повреждения посадочным местам при вы-прессовке втулки;
осмотреть внутренние посадочные бурты, выяснить, возможны ли деформация блока и изменение размеров вследствие коррозии; сравнить обмеры посадочных мест втулки и блока (если втулка имеет красно-медные пояски, то ее диаметр по пояскам должен быть на 0,04 мм больше диаметра блока в соответствующем месте) ;
если для уплотнения втулки не имеется запасных резиновых колец, а только резина соответствующего сечения, то заблаговременно отрезать необходимый кусок и склеить его концы косым замком; полученные кольца должны надеваться на втулку с натягом и сидеть в канавке, плотно облегая ее поверхность; диаметр уплотняющего кольца должен быть таким, чтобы после постановки втулки на место сечение 1 кольца приняло форму 2 (рис. 61);

Рис. 61. Уплотняющие резиновые кольца втулки
проверить правильность посадки втулки путем ввертывания масляных штуцеров; если штуцеры входят нормально и внешний осмотр показал, что окна втулки находятся в должном положении, поставить под масляные штуцеры отожженные медные прокладки и ввернуть штуцеры окончательно;
заглушить все отверстия зарубашечного пространства, за исключением самого верхнего, заполнить через это отверстие зарубашечное пространство водой и осмотреть все сопрягаемые места, где может образоваться течь;
если течи не обнаружено, поставить заглушку на последнее отверстие и испытать зарубашечное пространство под давлением; в порту, где нет инспекции Регистра СССР, испытание можно проводить только на рабочее давление; в присутствии инспектора Регистра испытание проводят на давление, которое укажет инспектор (обычно 4—5 кгс/см2).
Если втулку ставит СРЗ, то правильность соосности втулки с линией вала проверяют по струне.
В судовой обстановке приходится ограничиваться только проверкой положения поршня относительно оси новой втулки. Для этого ставят на место поршень без поршневых колец, прижимают домкратом ползун к параллели в трех положениях (верх, середина, низ) и замеряют зазоры между втулкой и поршнем снизу и сверху. Такая проверка дает достаточно ясное представление о том, какое положение заняла новая втулка относительно оси цилиндра и поршня.
После обкатки новой втулки нужно воспользоваться первой возможностью для вскрытия цилиндра и, если на рабочей поверхности втулки будут обнаружены следы нормальной приработки, можно считать, что все обстоит благополучно.
Задолго до того, как втулка сработается до допустимых величин износа, на ее рабочей поверхности могут образоваться такие дефекты, как наработки, натиры, риски и забоины. Эти дефекты устраняют ручной опиловкой, шабрением или механической обработкой мелкозернистым карборундовым камнем.
Обработка карборундовым камнем дает лучшие результаты по сравнению с ручной, но не следует забывать о том, что любая обработка углубляет поверхность втулки и на обработанной поверхности долго будут видны черные пятна. Поэтому небольшие отдельные задиры, риски и царапины глубиной до 0,5 мм лучше оставлять (без обработки, только обязательно зачищать их острые кромки шабером или наждачным кругом в поперечном направлении к оси цилиндра.

Точность применяемых инструментов и способы измерения

При использовании измерительных инструментов нужно стремиться к тому, чтобы погрешности измерения были минимальными, а также определять величину погрешности.
Под погрешностью измерения принято понимать разность между истинным размером и размером, полученным в результате измерения. Для судового механика прежде всего необходимо знать погрешности самих измерительных инструментов. Предельные погрешности измерений в зависимости от интервалов инструментов, их назначения и точности измерения даны в табл. 3.

Из таблицы видно, что значения предельных погрешностей при измерении штангенинструментами превышают величины отсчета в 1,5—3 раза.
Во избежание грубых ошибок необходимо следить за тем, чтобы на поверхностях штангенинструментов не было забоин, царапин, следов коррозии, которые могут повлиять на точность измерения. Рамка с нониусом должна легко передвигаться по штанге; мертвый ход микрометрического винта не должен превышать lU его оборота. При сдвигании губок штангенциркуля нулевые штрихи шкал нониуса и штанги должны совпадать, а между измерительными поверхностями губок не должно быть просвета.
Из микрометрических инструментов на судах в основном применяют для наружных измерений только микрометры с параллельными измерительными поверхностями и микроштихмасы. Микрометры удовлетворяют основным требованиям измерительной техники: дают показания независимо от направления измерительного шпинделя; имеют стабильное измерительное усилие, ограниченное пределами 700±200 гс; позволяют устанавливать и регулировать нулевое показание при сомкнутых измерительных поверхностях.
Допустимые погрешности микроштихмасов приведены в табл. 4.

Погрешности при измерении микрометрическими инструментами приведены в табл. 5.

В указанные погрешности входят как инструментальные погрешности микрометра (систематические и случайные), так и неизбежные погрешности установки и неточности отсчета. Помимо точности показаний, технические условия предъявляют требования к параллельности измерительных плоскостей и к предельному изгибу скобы микрометра при усилии 1 кгс, так как это влияет на точность показаний инструмента.
Показателями хорошего качества микрометров являются: легкое передвижение микровинта в гайке и отсутствие мертвого хода (люфта); свободное перемещение барабана по стержню при зазоре между ними, не превышающем 0,15 мм на сторону; отсутствие повреждений на измерительных поверхностях; отсутствие просвета между измерительными поверхностями пятки и винта микрометра (0—25 мм) при соприкосновении; обязательное совпадение нулевого штриха барабана с нулевым делением.
Помимо упомянутых измерительных приборов, на судах широко применяют индикаторы в сочетании с различными устройствами и приспособлениями в зависимости от характера измерений (наружных, внутренних, углов, биения цилиндрических деталей, глубины отверстий, элементов детален сложной формы и т. д.).
Индикаторы с рычажно-зубчатой передачей дают точность измерения до 0,01; 0,002 и 0,001 мм. Изготовляют их с пределами измерения 0—2, 0—3, 0—5 и 0—10 мм, а по точности — 0, I и II классов. Измерительное давление индикатора должно быть не более 250 гс. Погрешности, допускаемые при изготовлении индикатора с ценой деления 0,01 мм, показаны в табл. 6.

Показания индикатора проверяют микрометром. Разумеется, погрешности при измерениях могут значительно превосходить приборные погрешности.
Знание механиком величин погрешностей приборов и способов измерения позволяет выбирать средние, наиболее вероятные, показания, а также вносить коррективы в результаты измерений.

Общие условия эксплуатации дизеля

Известно, что на срок службы основных деталей дизетя большое влияние оказывает нагрузка его при эксплуатации. Скорость износа деталей зависит не столько от продолжительности работы, сколько от величины нагрузки дизеля.
Если для дизелей, построенных в начале 50-х годов, трещины в основных деталях или износ, исчисленный миллиметрами на 1000 ч, были редкостью, то в начале 70-х годов литература и статистика свидетельствуют о многочисленных случаях исключительно высоких износов цилиндровых втулок и поршневых колец, задиров втулок и заклиниваний поршней, появления трещин в поршнях, втулках и крышках цилиндров, а также в головных и мотылевых подшипниках новых дизелей. Причем, этими дефектами страдают дизели ведущих дизелестроительных фирм, имеющих многолетний опыт в постройке дизелей. Поэтому, как уже говорилось, ни в коем случае нельзя стараться приближать параметры, на которых работает дизель, к тем, которые получены заводом на стенде и приведены в приемо-сдаточных документах.
Завод применяет различные способы контроля: тензометриро-вание, термометрирование, осциллографирование и может испытывать дизели со значительными перегрузками, не теряя контроля над ними. В судовых же условиях дизель работает в значительно более сложных условиях и нередко находится в перегруженном состоянии, о чем не укажет ни один из штатных приборов.
После ремонта с выемкой поршней, даже если в ЦПГ не была заменена ни одна деталь, дизелю нужен какой-то период обкатки.
Исследования, проведенные в Новосибирском институте водного транспорта, позволили сделать вывод о том, что в общем случае для нового или капитально отремонтированного дизеля на первых 50—100 ч эксплуатации следует ограничить мощность 75—80% номинальной. Это увеличивает моторесурс не менее чем на 20%, снижает эксплуатационные расходы топлива и масла на 4% и в общей сложности дает большой экономический эффект. Правда, эти цифры ориентировочные, многое зависит от качества ремонта и особенностей дизеля.
Режим обкатки малооборотных дизелей после капитального ремонта устанавливает СРЗ по согласованию с ССХ и инспекцией Регистра СССР. Но значительно чаще производят не ремонт дизеля, тем более капитальный, а профилактические переборки силами судового экипажа со сменой некоторых деталей (основных подшипников, поршней и втулок), нередко без участия Регистра СССР. В таких случаях старший механик судна должен установить режим обкатки, если возможно, согласовав его с ССХ. Неправильная обкатка дизеля после замены некоторых основных деталей может принести им непоправимый вред; особенно это касается деталей ЦПГ. При неправильной обкатке на новой детали чаще всего возникают задиры, которые перейдут на сопряженную с ней старую деталь. Процесс будет развиваться с нарастающей скоростью и закончится вынужденной остановкой дизеля или даже заклиниванием поршня в цилиндре. У подшипников этот процесс выразится в повышении температуры подшипника вплоть до выплавления баббита.

Изменение нагрузки на газотурбонагнетатели вследствие их загрязнения

Поскольку через проточную часть газовой турбины проходят продукты сгорания топлива и цилиндрового масла, а турбонагнетатель непрерывно забирает из МО воздух, насыщенный парами масла и пылью, неизбежным злом являются отложения, образующиеся на стенках проточных частей и лопатках турбины и нагнетателя.
Проточная часть нагнетателя до некоторой степени предохраняется от отложений воздушными фильтрами, но они эффективно работают до тех пор, пока сами чистые. На длительных переходах неизбежно засорение фильтров, и в этих случаях воздух проходит в нагнетатель, почти не изменяя своего состава.
Естественно, что отложения на лопатках турбины увеличивают массу ее крылатки и при том же количестве проходящих сквозь турбину газов частота вращения роторов турбины и нагнетателя падает. Падение частоты вращения ротора нагнетателя влечет за собой падение давления продувочного воздуха и, при неизменной цикловой подаче топлива, уменьшение коэффициента избытка воздуха а. Какие изменения вносит в тепловое состояние деталей ЦПГ несоответствие коэффициента а цикловой подаче топлива, описано ранее.
Следует отметить, что отложения или нагар на лопатках турбины располагаются неравномерно, поэтому нарушается динамическая балансировка ротора и, вполне естественно, увеличивается износ подшипников и сокращается срок их службы.
Если для проточной части нагнетателя условия сгорания топлива и масла не имеют значения и чистота ее зависит от состояния воздушных фильтров, то для газовой турбины это обстоятельство имеет решающее значение. Чем лучше будут отрегулированы процесс сгорания топлива в цилиндре и подача смазки в него, тем с меньшей скоростью будут нарастать отложения в проточной части турбины.
Изменится и характер отложений. При хорошо отрегулированном процессе в цилиндре лопатки турбины покрываются сравнительно тонким (до 1 мм) слоем сухой сажи, легко отделяющейся от поверхности. При чрезмерной подаче масла и дефектах форсунок на лопатках будет уже не сажа, а гудрон, расположенный неравномерно и значительно более толстым слоем, чем сажа.
Таким образом, уход за ГТН начинается с тщательного контроля процесса сгорания топлива и масла в цилиндре.
Загрязнения проточных частей турбины и нагнетателя вызывают не только повышенный износ подшипников, но и еще одно явление, называемое помпажем. Обычно оно возникает при увеличении частоты вращения от малого хода. Внешне это явление проявляется в возникновении резких, завывающих, прерывистых звуков в нагнетателе, что сопровождается падением частоты вращения ротора ГТН на 1000 об/мин и более, а также выбросом воздуха из всасывающего патрубка нагнетателя. При этом падает давление продувочного воздуха и повышается температура выпускных газов перед турбиной.
Хотя это явление длится недолго, только при набирании дизелем частоты вращения резкая вибрация ротора ГТН увеличивает нагрузку на подшипники. Кроме того, в это время могут возникнуть резонансные колебания рабочих лопаток нагнетателя и турбины, которые приведут к поломке.
Загрязнения проточных частей ГТН являются не единственной причиной возникновения помпажа, но наиболее вероятной. Поскольку образование отложений на проточных частях ГТН неизбежно, их следует периодически очищать. Строгих сроков очистки не установлено; рекомендуется делать это по мере необходимости.
Хотя и до сих пор применяют в основном механическую очистку, цели она полностью не достигает из-за сложности форм деталей. Более эффективна промывка проточных частей ГТН пресной водой при работе дизеля, что и было рекомендовано фирмой «Зульцер» для своих дизелей.
А. П. Морозов делится опытом такой промывки, примененной на теплоходе «Муса Джалиль», на главном дизеле которого установлены ГТН фирмы «Броун-Бовери» типа VTR630. На рис. 55 показаны системы оборудования такой промывки.

Для мойки проточной части газовой турбины 4 (рис. 55, а) монтируют дополнительный трубопровод с запорными клапанами 2 подвода воды к турбине от системы питьевой воды. Во время мойки частота вращения дизеля снижается до малой, и в течение 10—20 мин в трубопровод перед турбиной под давлением 0,5— 1,5 кгс/см2 подается вода, которая размягчает и смывает твердые отложения на лопатках. Для удаления излишнего количества воды, попадающей в турбину, на выпускном трубопроводе после турбин должен быть открыт спуск 7 грязных остатков.
Остальные позиции на рисунке означают: 1 —гибкий резиновый шланг; 3— дроссельная заслонка; 5 — предохранительная решетка; 6—выпускной патрубок, 8~ корпус улитки, 9 — фильтр глушйтеля; 10, 14 — подвод воды в турбинах фирм «Зульцер» и «Броун-Бовери»; 11, 13 — запорные клапаны водяной и воздушный.
Для мойки проточной части нагнетателя также монтируют дополнительную систему подачи воды (рис. 55,6). Система состоит из бачка 12 емкостью 2—3 л и трубопровода с клапанами, подводящего воду.
По свидетельству автора такой способ очистки нагнетателя, при чистых воздушных фильтрах и воздухоохладителях, достаточно эффективен и позволяет без переборки нагнетателя обеспечивать его высокий к. п. д. и нормальное давление наддува при эксплуатации. Для поддержания чистоты воздушной части достаточно ввода воды в количестве примерно 2 л в неделю при работе дизеля на полной нагрузке.
Как видно из изложенного, процесс промывки ГТН предельно прост, но до сих пор не признан некоторыми судовыми механиками, предпочитающими очистку и промывку с разборкой деталей при ремонте. Загрязнение проточных частей ГТН является не единственным эксплуатационным дефектом, вызывающим усиленный износ деталей не только самих ГТН, но и деталей ЦПГ.
Широко распространены различные ГТН фирмы «Броун-Бовери». Укупорка лабиринтовых уплотнений у них осуществляется через разгрузочную полость турбины путем подачи в нее воздуха. Выход воздуха с небольшой примесью газов через эту полость свидетельствует о том, что воздух поступает в лабиринтовые уплотнения.
Но воздух, засасываемый нагнетателем из МО, несет в себе и пары масла, которые отлагаются в соединительных каналах и в лабиринтах. Поскольку температура лабиринтов достаточно высока, масляные пары, проходящие здесь вместе с воздухом, отлагаются в виде кокса, воздуха через лабиринт проходит все меньше и температура его начинает возрастать. Это приводит к том>, что при пуске дизеля, когда количество газов, проходящих через турбину, еще невелико, ротор ее некоторое время остается неподвижным, так как энергии газов не хватает для преодоления дополнительных сил трения. Поскольку в таком состоянии лабиринты уже перестают быть таковыми, газы начинают прорываться в сторону подшипника и температура его возрастает, а это, в свою очередь, вызывает повышенный износ подшипника
Самое неприятное в этом явлении то, что воздушный канал, ведущий к лабиринтам, у турбонагнетателей этой фирмы выполнен в среднем корпусе и корпусе турбины, и без полной разборки ГТН прочистить воздушный канал невозможно. Разборку же ГТН можно осуществить далеко не на каждой стоянке. Поэтому при каждой очередной разборке турбонагнетателя нужно особое внимание обратить на чистоту воздушного канала.
Сконструированные позднее ГТН фирмы «Эльбе Верк», выпускаемые в ГДР под марками ATL № 5 и 6, не имеют указанного недостатка. У этих ГТН воздух на уплотнение лабиринтов поступает по отдельному трубопроводу, расположенному снаружи среднего корпуса ГТН. Это позволяет полностью очищать возду-хоподводящий канал без разборки турбокомпрессора на любой стоянке судна.
Что касается описанного недостатка турбонагнетателей фирмы «Броун-Бовери», то механикам можно только рекомендовать держать в постоянной чистоте воздушные фильтры.
Еще более распространенными и более опасными дефектами являются трещины в проточной части газовой турбины. Реже от трещин страдает проточная часть нагнетателей. Как правило, появление трещин заканчивается обрывом части лопаток ротора турбины.

Длительная вибрация дизеля

Бывают случаи, когда от вибрации страдает больше не сам источник вибрации, т. е. главный дизель, а обслуживающие его механизмы. В начале 60-х годов в БМП начали поступать из ГДР крупные сухогрузные теплоходы типа «Выборг» водоизмещением 17 900 т с главным дизелем МАН K9Z70/120A5. Новые суда вступали в строй с небольшими интервалами, и к тому времени, когда обнаружился описанный ниже дефект, их уже было более десяти.
По прошествии всего 550 ч работы на теплоходе «Выборг» стали разрушаться подшипники всех трех ГТН. Поскольку это был первый случай, причину его отнесли к низкому качеству изготовления подшипников. Но;1 когда на других судах произошло то же самое, причем, на некоторых судах неоднократно, стало ясно, что причина совсем иная. К тому времени, когда число судов в серии достигло 15, подшипники разрушились на 13 из них.
По техническим условиям подшипники полагается осматривать спустя 4000 ч, а заменять после 8000 ч работы. Нй один из них не доработал не только до срока замены, но и до осмотра.
Одновременно обнаруживались и другие повреждения узлов ГТН: обрыв шпилек, крепящих выпускной патрубок к турбине и продувочный к цилиндру; обрыв связей, поддерживающих газовыпускной трубопровод; трещины в силь-фоне-компенсаторе выпускного патрубка перед турбиной. Особенно часто эти дефекты возникали у турбонагнетателей, расположенных в носу. Во время хода вибрация труб и фундамента этих турбонагнетателей была очень сильной.
Кроме того, и на рабочих поверхностях втулок были явные признаки пит-тинговых разрушений, которые обычно если и возникают, то спустя длительный срок эксплуатации. У рассматриваемого дизеля их находили на втулках сразу после сдаточных испытаний.
Поскольку дефекты имели массовый характер, провели исследования с целью определить величину вибрации как самого дизеля, так и связанных с ним агрегатов и обнаружить источник вибрации. Как и следовало ожидать, этим источником оказался сам главный дизель, в котором инерционные усилия деталей шатунного механизма оказались неуравновешенными. В результате величины вибрации ГТН значительно превышали допускаемые нормы. Явление это усугублялось еще тем, что фундаменты ГТН жестко связаны кронштейнами с верхней частью дизеля.
Причины появления очень ранних питтингов втулок не получили достаточного объяснения. Вероятной причиной полагают общую вибрацию блока дизеля и одновременную вибрацию поршневых колец.
В силу конструктивных особенностей дизелей вибрация наблюдается в большей или меньшей степени на любом из них. Однако такие результаты вибрации, которые приведены, встречаются сравнительно редко. Тем не менее, судовые механики не должны оставлять это явление без внимания, даже если оно и кажется незначительным. Описанный пример с теплоходами типа «Выборг» показывает, что результаты вибрации могут обнаружиться в самых неожиданных местах.

Нарушение установленной подачи смазки

В Правилах указаны действия по подготовке масляных систем и наблюдению за ними во время работы. Однако они касаются систем в целом.
Пока еще нет таких циркуляционных систем, у которых можно контролировать поступление масла в каждый из подшипников и другие узлы дизеля. Контролируются только общие показатели системы: давление масла до и после фильтра, температура масла при выходе из танка и при входе после маслоохладителя в дизель, давление перед масляным насосом и после него, электрическая нагрузка мотора циркуляционного масляного насоса.
При масляном охлаждении на выходных патрубках каждого поршня установлены термометры и контрольные крышки или стекла, позволяющие наблюдать за потоком масла, выходящим из системы охлаждения поршня. Все остальные узлы масляной системы внутри картера остаются без контроля. Основные подшипники новейших дизелей оборудуются термопарами, при помощи которых можно контролировать температуру, но остаются без контроля остальные узлы трения.
Между тем, как бы тщательно ни очищалось масло фильтрами и сепарированием, на стенках маслопроводов образуются отложения, влияющие на скорость и количество проходящего масла, в результате чего расчетное распределение масла по узлам нарушается. Особенно это касается маслопроводов небольшого диаметра, подающих масло к подшипникам шестерен и различных валов небольшого диаметра, к ползунам и сцеплениям шестерен.
Неоднократно в эксплуатации наблюдались труднообъяснимые случаи значительного увеличения износа в таких узлах, иногда со следами перегрева, несмотря на то, что масло в узлы поступало исправно. Также нередки случаи, когда при вскрытии цилиндра оказывается, что не из всех штуцеров масло поступает в цилиндр, несколько штуцеров закоксовано. Чаще всего страдают этим дефектом наиболее ответственные штуцеры, расположенные в области более высоких температур.
Однако по работе большинства устройств, подающих масло в цилиндры, такой дефект обнаружить нельзя: в смотровом стекле пресс-масленки также будет проходить контрольная капелька масла, но в цилиндр она не попадет. Неисправность можно обнаружить по уменьшению расхода цилиндрового масла, но смазочные устройства большинства дизелей не дают возможности точного учета расхода масла на каждый цилиндр, а тем более на каждый штуцер, и инструкции по обслуживанию дизелей не обязывают к строгому контролю за расходом цилиндрового масла на весь дизель хотя бы за сутки.
Неполадки масляных систем дизеля отнюдь не обязательны. У большинства современных дизелей с большими диаметрами цилиндров можно проверять состояние цилиндровых втулок со стороны подпоршневого пространства без каких-либо существенных разборок. Кромка поршня у них при положении его д в. м. т. находится выше осей маслоподающих штуцеров (например, у дизеля RD76 на 150 мм). Это Дает возможность контролировать на любой стоянке не только состояние рабочей поверхности втулок, окон, но и подачу масла в цилиндр через штуцеры. При обнаружении закоксовавшихся штуцеров не составляет особого труда перебрать их. Пренебрегать такой возможностью нельзя, тем более что сроки между вскрытиями цилиндров с каждым годом все более увеличиваются.
Также несложно проверить состояние конечных маслопроводов малого диаметра, наиболее удаленных от входных труб большого диаметра. Такие участки следует периодически снимать и продувать сначала паром, затем воздухом. Продувка должна планироваться в ремонтной ведомости при ремонте любой категории, однако, как показывает практика, это делают далеко не всегда.

Неодинаковая затяжка пружин форсунок на дизеле с двумя форсунками на цилиндр

В связи со все увеличивающейся степенью наддува увеличивается и количество сжигаемого за цикл топлива на единицу объема. Это вызвало увеличение размеров форсунок настолько, что они стали конструктивно неудобными.
Выходом из создавшегося положения было создание дизелей с двумя, тремя и даже четырьмя форсунками на одном цилиндре. Особенно много типов таких дизелей разработано фирмами «Бурмейстер и Вайн» и «Мицубиси».
Топливо в форсунки подается чаще всего одним топливным насосом на две форсунки. В такой системе каждая форсунка должна за один цикл подавать одинаковое количество топлива, •раапыливаемаго три равном давлении. Однако, как показала эксплуатация, добиться такой согласованной работы двух форсунок мешает множество причин, и в том числе предварительная затяжка пружин.
Оказалось, что практически очень трудно, а порой невозможно добиться равенства затяжек по обеим форсункам. Кратковременность процесса подъема иглы при опрессовке, быстрое перемещение и дрожание стрелки манометра в момент подрыва иглы не позволяют точно определить величину давления затяжки пружины.
В процессе работы форсунок разница величины их затяжки может увеличиваться вследствие ослабления болтов и контргаек, затягивающих пружину, и вследствие осадки самой пружины! Так, при опрессовке форсунок главного дизеля теплохода «Белорецк» после 500 ч работы наибольшее расхождение в затяжках пружин составило 35 кгс/см2, что соответствует 14% номинального значения. Такое значительное расхождение уже не позволяет считать две форсунки за одно целое. У работающих при такой разности давлений двух форсунок одного цилиндра углы впрыска, время начала подачи и величины подачи различны, что не может не отражаться на процессе сгорания топлива.
Протяженность его по углу п. к. в. следует отсчитывать от начала впрыска топлива форсункой с меньшей затяжкой пружины и до конца впрыска любой из форсунок, игла которой сядет на место позже. Такое несоответствие работы форсунок растягивает процесс подачи и сгорания топлива в цилиндре и не может не отразиться на его динамике.
Значительные отклонения процесса сгорания топлива от расчетного влияют на частоту вращения коленчатого вала, а это в свою очередь приведет к падению давления продувочного воздуха и уменьшению коэффициента избытка воздуха, поскольку цикловая подача топлива остается прежней. Такое положение может привести к повышению тепловой напряженности деталей ЦПГ. .Еще раз уместно напомнить, что этот процесс не отразит ни один из штатных приборов дизеля, разве что повысится температура выпуска в отдельных цилиндрах.
Исследования показали, что расхождения в цикловых подачах форсунок одного цилиндра уменьшаются с ростом общей подачи насоса и частоты вращения дизеля. Однако из графиков, приведенных в указанной работе, видно, что даже незначительная разница в затяжках пружин форсунок практически влияет на цикловые подачи топлива, а при разнице в затяжках 30 кгс/см2 неравномерность по подачам даже при номинальной частоте вращения превышает 5%.
Поскольку главный дизель основную часть времени работает на частоте вращения, близкой номинальной, каких-либо серьезных осложнений в тепловом процессе дизелей, имеющих две и более форсунок в одном цилиндре, по-видимому, не возникало, чем и можно объяснить незначительное количество исследований в этой области. Кроме того, количество таких дизелей относительно невелико.

Увеличение зазоров в подшипниках

Основные подшипники дизеля относятся к так называемым нестационарным. Под нестационарными понимаются подшипники, у которых величины и направления действующих на них сил, а также угловые скорости между поверхностями скольжения изменяются во времени. Типичными нестационарными подшипниками дизеля являют-мя мотылевой и, в несколько меньшей степени, рамовый.

Рис. 54 Траектория центра рамовой шейки  коленчатого   вала главного дизеля  Зульцер  9RD90 при номинальной мощности
На рис. 54 показана траектория центра рамовой шейки коленчатого вала главного дизеля Зульцер 9RD90 танкера «Люботин» при различных режимах работы (/ — сторона топливных насосов; // — сторона выпуска). Установочный масляный зазор в подшипнике при диаметре шейки 650 мм находится в пределах 0,4— 0,56 мм. Из графика видно, что на режимах, на которых проводились испытания, контакт вала и нижнего вкладыша полностью отсутствует, а при минимальном масляном зазоре возможно касание шейкой верхнего вкладыша в момент нахождения мотыля в положении на 30° до в. м. т.
В значительно худших условиях находятся головные подшипники, работающие при высоких нагрузках и несовершенной* смазке вследствие небольших скоростей скольжения и перемены направления движения каждые пол-оборота коленчатого вала. Поэтому в головных подшипниках возникают чрезвычайно тяжелые условия для сохранения масляной пленки.
Как показывают результаты испытаний подшипников, у мощных дизелей даже в приработавшихся подшипниках при 100%-ной нагрузке масляная пленка частично сохраняется, но более 50% сил трения возникает на участках сухого и граничного трения. Суммарная площадь точек контакта составляет только 0,03% общей площади подшипника. Поэтому, если приложить к такой небольшой поверхности 50% сил трения всего подшипника, то не обеспечивается полное охлаждение контактирующей поверхности и происходит разрыв масляной пленки. В результате участок сухого трения увеличивается и, если вовремя не принять необходимых мер, произойдет выплавление подшипника.
Мотылевые и рамовые подшипники работают в значительно лучших условиях, поэтому и повреждения их случаются значительно реже.
При длительной работе дизеля без переборки основных подшипников зазор в них увеличивается. Скорость износа в зависимости от величины зазора в подшипниках исследовали во многих странах, и выводы были почти единодушными: при увеличении зазоров в подшипниках сверх определенного предела (приблизительно двойной установочный зазор) скорость износа подшипников резко возрастает.
Для главных малооборотных дизелей актуальность этого вопроса со временем стала затухать, так как при современной технологии постройки таких дизелей скорость износа их основных подшипников настолько мала, что трудно представить такой запущенный дизель, у которого зазор в подшипниках достиг двойного установочного.
Достаточно привести пример по одному из дизелей Зульцер 9SD72, установленному на теплоходе «Долинск». В силу специфики плавания этого теплохода мотылевые и рамовые подшипники начали впервые вскрывать только после того, как дизель отработал более 24 000 ч. Из всех 11 рамовых и 9 моты-левых подшипников только у рамового № 7 оказался разрушенным баббит нижнего вкладыша и только для мотылевого № 3 было необходимо уменьшить набор прокладок на 0,1 мм Рабочие поверхности всех 20 шеек и 19 пар вкладышей оказались в отличном состоянии. Проседание вала по скобе находилось в пределах 0,07—0,1 мм (по сравнению с заводскими замерами), а раскепы были в пределах допустимых норм.
Но не настолько износоустойчивы подшипники некоторых среднеоборотных дизелей.
В конце 50-х годов Дальневосточным пароходством была принята серия судов типа «Салтыков-Щедрин», на которых установлены дизели Веркспур (четырехтактные, восьмицилиндровые, N=1700 э л с. при п=275 об/мин) Заливка рамовых и мотылевых подшипников этого дизеля выполнена на гладкую поверхность корпусов толщиной около 1,5 мм.
В начале эксплуатации в подшипниках систематически появлялись трещины, выкрашивался и отставал баббит.
Как сообщает Н. Д. Малахов при расследовании причин этого явления вначале ошибочно предполагали, что основной из них является низкое качество заливки подшипников, выполненной заводом-строителем, а также недостаточно хорошо разработанная технология перезаливки на наших заводах.
Однако когда проверили масляные зазоры, оказалось, что они слишком велики для диаметра шеек 310 мм. Особенно интенсивно появлялись трещины и выкрашивался баббит при увеличении масляного зазора от 0,15 до 0,25 мм.
При сборке подшипников на заводе в них устанавливали монтажный зазор 0,13—0,15 мм, предельно допустимые заводом зазоры Н. Д. Малахов не сообщает. Но согласно Правилам, монтажный зазор в мотылевых и рамовых подшипниках диаметром 310 мм находится в пределах 0,24—0,32 мм, т. е. в два раза больше, чем устанавливала фирма «Веркспур», а предельно допустимым мог быть зазор 0,4 мм.
Таким образом, едва зазор в подшипниках дизелей достигал нижнего предела наших монтажных норм, подшипник уже успевал разрушиться.
Исходя из длительного опыта эксплуатации дизелей Веркспур и других, а также проведенных экспериментов с различными величинами зазоров в подшипниках, ССХ пришла к выводу о необходимости уменьшения зазоров в подшипниках дизелей Веркспур и дала указания об установке монтажных зазоров у новых подшипников в пределах 0,07—0,1 мм. Период обкатки подшипников с этими зазорами увеличили в два раза. Это намного улучшило условия работы подшипников и случаи разрушения заливки в них резко сократились.
В продолжение многих лет вопрос об установлении наиболее оптимальных зазоров в подшипниках дизелей исследовали научные организации, пароходства и судовые механики, но окончательно он решен не был. Не решен он и в европейском дизеле-строении. Например, фирма «Зульцер» применяет монтажные зазоры в мотылевых и рамовых подшипниках своих дизелей почти в два раза большие, чем фирма МАН при одинаковых диаметрах шеек. Нормы наших Правил на величины монтажных зазоров в подшипниках ближе всего соответствуют нормам фирмы «Зульцер».
Если у мощных малооборотных двухтактных дизелей величины монтажных зазоров в мотылевых и рамовых подшипниках и не оказывают существенного влияния на прочность заливки, что подтверждается расхождением в нормах фирм «Зульцер» и МАН, то для среднеоборотных дизелей величины зазоров в подшипниках имеют решающее значение. Это подтверждается многократными экспериментами.
Так, в Каспийском пароходстве долго исследовали причины ускоренного износа мотылевых подшипников и шеек на дизелях марки «Русский дизель», 8ДР30/50, установленных на судах типа «Олег Кошевой» и «Инженер А. Пустошкин». За время эксплуатации этих дизелей с 1954 г. срок службы мотылевых подшипников в среднем по пароходству находился в пределах 18 000— 25 000 ч, но к этому времени эллиптичность и конусность шеек достигали таких величин, что возникала необходимость проточки и калибровки шеек коленчатых валов и перезаливки подшипников. При этом неоднократно обнаруживали выкрашивания баббита подшипников и задиры шеек.
Согласно инструкции завода-строителя, для дизелей 8ДР30/50 установле-0
ны монтажные зазоры в мотылевых подшипниках 0,13—0,17 мм, в рамовы; 0,16—0,18 мм. Предельно допустимым зазором при износе для рамовых и мо тылевых подшипников установлен зазор 0,4 мм.
Добиваясь увеличения срока службы коленчатых валов между ремонтами пароходство предположило, что зазоры, устанавливаемые заводом-строи телем, слишком велики, вследствие чего давление в масляном клине недоста точно для нормальной работы пары шейка — подшипник и они работают i условиях полужидкостного трения. На основании этих предположений было ре шено уменьшить зазоры в подшипниках и пронаблюдать, как это отразится н; износе подшипников и шеек.
На теплоходе «Инженер А. Пустошкин» были установлены новые дизел! 8ДР30/50, в подшипниках которых были соблюдены те же величины монтаж ных зазоров в мотылевых и рамовых подшипниках, которые указаны выше
Спустя 1620 ч работы, зазоры в рамовых подшипниках достигли 0,2—0,26 мм в мотылевых 0,18—0,22 мм. Было решено для начала установить монтажные зазоры у двух мотылевых и одного рамового подшипников 0,07—0,09 мм. Тщательное наблюдение за работой этих подшипников не показало каких-либо отклонений от нормы. На основании этого был уменьшен зазор и у остальных подшипников: у рамовых до 0,08—0,09 мм, у мотылевых до 0,07—0,08 мм.
В процессе эксплуатации зазоры в подшипниках систематически контролировали-. Спустя 7518 ч работы, они достигли 0,1—0,11 мм в рамовых подшипниках и 0,09—0,1 —в мотылевых. Таким образом, абсолютное увеличение зазоров в подшипниках составило 0,02 мм, а на 1000 ч работы — 0,0027 мм.
Для сравнения приводим данные из таблицы, составленной А. С. Неделько, согласно которой до уменьшения установочных зазоров удельное их увеличение в подшипниках достигало 0,033—0,042 мм и превосходило полученные результаты более чем в 10 раз.
За указанный срок (7518 ч) зазоры в подшипниках не регулировали. При вскрытии оказалось, что состояние поверхностей шеек и подшипников нормальное. Удельный износ мотылевых шеек за 9138 ч работы находился в пределах 0,0022—0,0044 мм на 1000 ч и согласно указанной таблице уменьшился в 20 раз. После 18 055 ч работы с минимальными зазорами в рамовых подшипниках зазоры достигли 0,14—0,18 мм, т. е. абсолютное их увеличение составило 0,06— 0,09 мм, а удельное 0,0033—0,0049 мм. В мотылевых подшипниках эти величины были 0,13—0,15; 0,06—0,07 и 0,0033—0,0038 мм соответственна
Износ мотылевых шеек за 19 675 ч достиг только 0,03—0,04 мм, и вал не нуждался ни в каком ремонте. В течение этого времени ни на одном из подшипников повреждений заливки не обнаружено.
По этим результатам сделан вывод о том, что срок службы коленчатого вала до заводского ремонта и подшипников до их перезаливки может быть доведен до 80 000 ч. Уменьшение заводских монтажных зазоров рекомендуется проводить не сразу, а после 1000—1200 ч работы, когда подшипники и шейки приработаются и на поверхности их образуется упрочненный слой.
В последующие годы на судах Каспийского пароходства (теплоходы «Большевик Б. Сардаров», «Шаумян», «Каракум-канал», «Сураханы», «Сабунчи» и др.) были также уменьшены зазоры в мотылевых и рамовых подшипниках дизелей 8ДР30/50, что, по предположениям пароходства, должно приносить экономию средств на сумму около 50 000 руб. в год.
Рациональность уменьшения зазоров в основных подшипниках дизелей против установленных заводом-строителем и рекомендованных Правилами может быть подтверждена и еще несколькими примерами, но в этом нет необходимости, так как механикам это хорошо известно. Описание наблюдений Каспийского пароходства приведено с такой подробностью потому, что они проводились в продолжение нескольких лет на хорошем техническом уровне и с неоспоримой убедительностью доказывают правильность действий пароходства.
Подобное исследование было проведено по дизелям 18Д, 6С275Л, Шкода, 4ДР30/50, 6425/34.
В результате исследований установлено, что при работе этих дизелей с зазорами в мотылевых и рамовых подшипниках 0,18—0,2 мм скорость увеличения зазоров на 1000 ч составляет 0,015—0,02 мм. После того как зазоры были уменьшены до 0,04—0,08 мм, скорость увеличения зазоров снизилась до 0,005— 0,006 мм на 1000 ч.
У дизелей 4СД19/32 изменение зазора в подшипниках с 0,22 до 0,06— 0,08 мм снизило скорость увеличения зазоров в два раза и интенсивность образования эллиптичности в 5—8 раз. После уменьшения зазоров в подшипниках дизеля 6425/34 до 0,04—0,06 мм выкрашивания баббита не наблюдалось на протяжении 15000—20 000 ч работы. При работе подшипников этого дизеля на зазорах 0,12—0,14 мм скорость уменьшения диаметра мотылевой шейки и образования эллиптичности составляла соответственно 0,0135 и 0,0029 мм на 1000 ч, а при переходе к зазорам в 0,04—0,06 мм она снизилась до 0,0085 и 0,0024 мм на 1000 ч.
Можно полагать, примеры достаточно убедительны и в дополнениях не нуждаются. Разумеется, такие зазоры в подшипниках можно устанавливать при хорошо сохранившейся геометрии шеек, т. е. минимальных величинах эллиптичности и конусности. Но причины появления трещин в баббите подшипников только что упомянутых дизелей и современных малооборотных деталей с высокой степенью наддува совершенно разные.
В среднеоборотных дизелях, например 4ДР30/50, 6425/34 и других, давления в подшипниках относительно невелики, и основной причиной растрескивания в них баббита являются динамические нагрузки, резко возрастающие при увеличении зазора. Они попросту «разбивают» баббит. В малооборотных же дизелях, например Зульцер RD76, нагрузки в подшипниках столь велики, что вплотную придвинулись к предельно допустимым. Поэтому в них задолго до увеличения зазоров на большую величину уже появляются трещины. У дизеля RD76 трещины характерны для головных подшипников. Большие давления как бы раздавливают баббит без существенного участия в этом динамических нагрузок.
Давать какие-либо рекомендации механикам излишне. За редким исключением, большинство судовых механиков стараются держать зазоры в подшипниках в пределах, указанных инструкцией.

Изгиб коленчатого вала вследствие деформации корпуса

Правилами Регистра СССР допускается деформация корпуса судна на крупной волне со стрелкой прогиба, не превышающей 0,001 длины судна. При расположении главного дизеля в средней части судна деформации изгиба будут испытывать детали набора корпуса вместе с машинным фундаментом, машинная рама и коленчатый вал.
Для того чтобы деформация была возможно меньшей, часть набора корпуса под машинным фундаментом и сам фундамент делают более жесткими. Однако это не исключает полностью деформаций машинной рамы. Так, у одного из дизелей Доксфорд длина машинной рамы превышает 18 м. При замере ее упругой деформации стрелка прогиба достигала 1 мм.
Иногда значительные деформации машинных рам и коленчатых валов наблюдаются и у относительно коротких дизелей; очевидно, здесь причиной является недостаточная жесткость набора и машинного фундамента.
Например, на теплоходе «Порт Манчестер» с двумя 14-цилиндровыми V-образными дизелями Пилстик (ЛГ=5660 э. л. с. при л=464 об/мин) спустя 2500 ч работы, вышел из строя коленчатый вал одного из дизелей. В результате обследования было обнаружено, что величины прогиба опор рамовых подшипников при различных состояниях корпуса судна и самого дизеля (дизеле прогретый или холодный, судно в грузу или в балласте) достигают 1,8 мм. Такие деформации должны были привести коленчатый вал к поломке вследствие быстро развивавшегося усталостного процесса.
Имеются и другие данные Измерения упругих раскепов коленчатого вала главного дизеля теплохода «Сан-Франциско» показали, что амплитуда их колебаний при ходе груженого судна на волне достигает 0,3 мм, а стрелка прогиба корпуса судна —70 мм. Это не так уж и много.
Но встречаются и тяжелые случаи. Известна поломка коленчатого вала диаметром 580 мм у 6-цилиндрового дизеля Доксфорд вследствие большой амплитуды колебаний напряжений вала при плавании судна на крупной волне в полном грузу и в балласте. При расследовании аварии было установлено, что максимальная разница в раскепах щек коленчатого вала достигала 0,762 мм.
Но вообще поломка коленчатых валов мощных малооборотных дизелей, построенных за последние 15 лет,—чрезвычайно редкое явление. За весь послевоенный период на судах БМП было только два случая поломок коленчатых валов главных дизелей.
Кроме того, у подавляющего большинства новых судов, не говоря уже о танкерах, главный дизель расположен не в середине судна, а в корме и коленчатые валы даже при сильной качке не испытывают таких напряжений изгиба, которые следовало бы принимать во внимание.
Нет необходимости приводить весь комплекс сложных напряжений, которые испытывает коленчатый вал, особенно во время сильной килевой качки, тем более, что характер и распределение этих напряжений зависят не столько от конструкции самого вала, сколько от жесткости его фундамента и набора корпуса под фундаментом, а также от характера укладки вала. Что касается скорости износа подшипников, то, безусловно, она увеличивается, если коленчатый вал испытывает дополнительные упругие деформации из-за недостаточной жесткости фундамента, но чем более совершенствуется технология постройки современных дизелей, тем более повышается износостойкость основных узлов дизеля.
Однако следует отметить, что по исследованиям чешских специалистов у рамовых подшипников дизеля 6S275IIIPV, работавших в условиях деформаций коленчатого вала, давления отличались от расчетных на 30—50% в сторону увеличения. Объяснялось это несимметричным распределением полей давления относительно продольной оси подшипника.

Буксировка

Транспортные суда иногда оказываются в таком положении, когда им приходится буксировать другое судно или иной объект. Для одних судов это редкие эпизоды, другие занимаются этим регулярно.
Во время буксировки главный дизель требует неослабного внимания, так как условия его работы таковы, что он все время находится на грани тепловой и механической перегрузок. Это объясняется не только большим сопротивлением движению судна, но и необходимостью обеспечить максимально возможную мощность дизеля при сохранении надежности его работы.
С. В. Камкин и Г. А. Давыдов провели обстоятельные исследования работы главных дизелей MAHK7Z78/140A и Зуль-цер 9SD72 в условиях буксировки с целью выяснения, в какой степени неизменное положение топливной рукоятки обеспечивает надежную работу дизеля при длительной его эксплуатации на новом режиме.
Авторы критически рассмотрели некоторые рекомендации по оценке механической и тепловой напряженности дизеля. Так, давление сжатия рс не признается параметром, ограничивающим механическую напряженность кормового конца коленчатого вала и теплонапряженность дизеля, так как не позволяет оценивать механическую напряженность элементов движения и остова дизеля. Справедливо также отмечается, что эта величина не относится к числу параметров, замеряемых при эксплуатации дизеля.
Также нельзя руководствоваться и температурой отходящих газов даже как косвенным критерием теплонапряженности деталей ЦПГ.
Выше было показано, что при переходе дизеля на режимы работы с повышенным сопротивлением движению судна температура отходящих газов падает. Опуская наблюдения авторов об изменении теплотехнических данных дизелей, работающих в условиях буксировки, ограничимся тем, что полученные ими закономерности присущи, хотя и в меньшей степени, режимам работы дизеля при обросшем корпусе судна.
Механическая напряженность деталей дизеля определяется значениями давлений рг и pi. Для малооборотных главных дизелей эти параметры определяют по индикаторным диаграммам, и поддержание их в допускаемых инструкцией пределах является достаточной гарантией предохранения дизелей от механических перегрузок. Однако следует иметь в виду, что при буксировке в результате повышения давления рг и снижения частоты вращения ухудшаются динамические показатели рабочего цикла дизеля: уменьшается величина рс увеличивается степень повышения давления X и скорость повышения давления Ар/Аф, вследствие чего жесткость работы дизеля и механическая напряженность его деталей также увеличиваются.
Для конкретного примера с дизелем МАН K7Z78/140A переход от режима свободного хода на буксировочный, при неизменном положении топливной рукоятки, увеличивает механическую напряженность деталей движения на 13%.
При падении частоты вращения и увеличении давления pt значительно возрастает степень неравномерности вращения коленчатого вала, что приводит к увеличению амплитуды колебаний напряжений на валу. Для того же примера она увеличилась на 44%.
Но основное, за чем следует наблюдать механикам, это тепловая напряженность деталей ЦПГ, так как она определяет надежность дизеля. Ранее уже пояснялось, что унос тепла с отходящими газами для каждого дизеля находится в прямой зависимости от частоты вращения, при ее увеличении число циклов в единицу времени и температура газов увеличиваются. При падении частоты вращения и неизменном положении топливной рукоятки наблюдается обратное явление.
Тепло же, передаваемое от газов к стенкам, зависит в основном от давления pi и мало зависит от скоростного режима. Поэтому получается перераспределение тепла отходящих газов: количество тепла, уносимое газами, уменьшается, а количество тепла, воспринимаемое стенками втулки, поршня и крышки, увеличивается.

Рис. 53. Изменение температуры в полости уплотнений цилиндровой втулки дизеля МАИ K7Z78/140A
На рис. 53 показано изменение температуры в полости уплотнений цилиндровой втулки дизеля K7Z78/140A в результате перехода от режима свободного хода (кривая /) на буксировочный режим (кривая 2) при неизменном положении топливной рукоятки. Показан частный случай, так как полость уплотнений цилиндровой втулки у этого дизеля является наиболее неблагополучным районом. У других дизелей таким районом может оказаться периферийная часть днища поршня или верхняя часть втулки. Авторы отмечают, что у рассматриваемого дизеля даже на режимах полного хода при положении топливной рукоятки на делениях 94,5 и 113 об/мин температура в поясе уплотнений никогда не достигала величин, показанных на графике.
Так как при снижении частоты вращения падает и давление продувочного воздуха, то уменьшается количество тепла, отводимого из района окон с продувочным воздухом, что ведет к резкому повышению температуры этих частей втулки. Повышение температуры вызывает деформацию втулки, в результате чего ухудшаются условия работы поршневых колец и их смазка, в цилиндре возникают стуки и в дальнейшем перемычки окон вырабатываются ступенькой.
Дизель МАН K7Z78/140A является не единственным, который не имеет охлаждения перемычек окон, большинство дизелей, построенных до середины 60-х годов, такого охлаждения не имеет. Да и в тех случаях, когда перемычки окон имеют охлаждение, условия отвода тепла от них при тепловой перегрузке ухудшаются,-и известны случаи, когда ступенькой вырабатывались охлаждаемые перемычки.
При современных измерительных и контролирующих аппаратах, которыми снабжены судовые дизели, получить непосредственные данные о температурном состоянии деталей ЦПГ невозможно. Для получения таких данных в рейс идет группа испытателей со специальными лабораторными приборами.
Механикам же следует руководствоваться данными, полученными из индикаторных диаграмм, т. е. величинами давлений pz, рс, pi- В случае достижения предельного значения давления Pi цикловую подачу топлива нужно, безусловно, снижать. То же самое нужно делать и в случае повышения давления pz до номинального или заданного инструкцией значения. Если давление pG упало на значительную величину, допустим на 4—5 кгс/см2, подачу топлива необходимо снижать даже при заданном давлений pi.
При падении давления рс уменьшается коэффициент а, а к чему это приводит, мы уже рассматривали.

Значительное повышение температуры наружного воздуха и забортной воды

Повышение температуры наружного воздуха оказывает большее влияние на работу дизелей без наддува и меньшее — на работу дизелей с наддувом. Объясняется это тем, что у дизелей с наддувом воздух, прежде чем попасть в цилиндры, проходит через воздухоохладители. Если воздухоохладители имеют достаточную поверхность, температуру нагнетаемого воздуха можно поддерживать практически постоянной при всех условиях плавания.
Проведенные в 1963 г. испытания главных дизелей теплохода «Локса» постройки Герлицкого завода показали, что с переходом судна из зоны средних широт в тропические температура выпускных газов возрастала в среднем на 30°С.
При повышении температуры воздуха, поступающего в цилиндры, его массовый заряд уменьшается, а следовательно, уменьшается и коэффициент избытка воздуха а (при неизменном положении топливной рукоятки). При этом снижаются давление Pi и мощность Ni. Но поскольку уменьшение коэффициента а ухудшает процесс сгорания и, кроме того, температура воздушного заряда повышена, то температура выпускных газов возрастает и теплонапряженность деталей ЦПГ увеличивается.
Для дизеля 6RD76 повышение температуры продувочного воздуха на 23°С (с 17 до 40°) при постоянной частоте вращения дизеля сопровождается увеличением температуры поршня на 20—25°„ втулки на 10° и крышки на 5—20°. Если сохранять постоянной не частоту вращения, а цикловую подачу, то температура деталей ЦПГ повысится еще меньше.
Более значительно повышение температуры продувочного воздуха влияет на экономичность и мощность дизеля. Так, по многим источникам при повышении температуры воздуха на 10° мощность дизеля будет уменьшаться на 4%. В этих обстоятельствах заградительным параметром будет температура выпускных газов по цилиндрам. Если при неизменной цикловой подаче топлива величина температуры выпускных газов не выходит из допускаемых пределов, можно продолжать работать на этом режиме.
В противном случае, цикловую подачу топлива следует уменьшать до тех пор, пока температура выпускных газов не снизится, и этого будет достаточно для того, чтобы оградить дизель от тепловых перегрузок. Частота вращения при этом понизится, но причиной этому будет не увеличение внешних сопротивлений движению судна, а уменьшение цикловой подачи топлива.
Что касается повышения температуры забортной воды, то оно не будет оказывать влияния на работу дизеля до тех пор, пока водо- и маслоохладители способны поддерживать спецификационную температуру. Когда они перестанут справляться с этим, температура масла или воды, охлаждающей цилиндры и крышки, начнет повышаться.
Как известно, поршни современных малооборотных дизелей имеют водяное или масляное охлаждение. При повышении температуры охлаждающего масла повышается и температура стенки, которую масло омывает, но на газовой стороне это ощущается незначительно. Как констатируют Г. А. Давыдов иМ. К. Овсянников, изменение температуры масла даже на 30—45°С на газовой стороне поршня практически не ощущается.
Механики никогда не допускают колебаний температуры масла в таком громадном диапазоне, разве что при выходе из порта, когда дизель начинает работать на масле, подогретом до минимально допустимой температуры. На полном ходу в тропиках, если температура охлаждающего масла повышается всего на 2—3° сверх допустимого, обычно сбавляют нагрузку дизеля.
Так же влияет на работу дизеля и повышение температуры воды, охлаждающей втулки и крышки. Охлаждающая вода приносит меньше беспокойства, чем масло, так как ее температура на выходе, по крайней мере, на 20° превышает температуру масла, и практически ее можно поддерживать постоянной при любой температуре забортной воды.

Плавание во льдах

Плавание во льдах является наиболее тяжелым испытанием для всего судна в целом, и прежде всего для главного дизеля. Плавание сопровождается частыми и беспорядочными изменениями частоты вращения дизеля из-за резких изменений состояния льдов вокруг судна и частого маневрирования. Фиксировать в таких положениях частоту вращения дизеля или скорость судна невозможно.
Интенсивное повышение нагрузки сопровождается быстрым нарастанием температуры со стороны горячих газов в стенках крышки и днища поршня, вследствие чего в них возможны высокие тепловые напряжения, которые в условиях частого изменения приводят к развитию термоусталостных трещин.
Наблюдения за изменением температуры крышки и втулки дизеля Зульцер 6RD76 при плавании во льдах показали скорость нарастания температуры в верхней части втулки до 45—50°С/мин. При плавании в обычных условиях эта скорость значительно меньше.
Так же резко, как и частота вращения дизеля, меняются и механические нагрузки на его детали и узлы. Правда, чаще всего страдают гребные винты и дейдвудные валы, но это только подтверждает, как велики нагрузки, испытываемые самим дизелем.
Большинство морских судов попадает в ледовую обстановку эпизодически и ненадолго, поэтому останавливаться более подробно на оценке состояния деталей дизеля при плавании во льдах не имеет смысла. То что дизель в ледовой обстановке испытывает резко нарастающие и быстро изменяющиеся перегрузки, ясно каждому механику. Чем-либо облегчить условия работы дизеля- при этом механик не имеет возможности.
Обнадеживающим обстоятельством является то, что в конце 60-х годов в связи с внедрением дистанционного управления дизелем с мостика появились автоматические системы, имеющие предупредительную сигнализацию о выходе дизеля на такой перегрузочный режим, когда цикловая подача топлива значительно превышает величину, соответствующую данной частоте вращения, по нормальной винтовой характеристике. Но пока эти системы ничего не говорят о тепловом состоянии деталей ЦПГ.

Плавание при сильном встречном течении

При движении вверх по реке во время прилива или отлива судно может попасть во встречное течение, достигающее половины его скорости на спокойной воде. То же самое наблюдается и в узких проливах, соединяющих моря с океанами. Сопротивление движению судна увеличивается вследствие возрастания скорости обтекания его корпуса водой, нагрузка на дизель повышается, что видно по уменьшению частоты вращения при неизменном положении топливной рукоятки. Если подачу топлива сохранить на том же уровне, дизель окажется перегруженным в тепловом отношении.
Поскольку скорость судна и частота вращения дизеля падают, то для оценки увеличения тепловой нагрузки дизеля следует воспользоваться отношением v/n. За нормальную нагрузку следует принять отношение v/n, полученное при плавании на спокойной воде вдали от берегов. Если снять во время хода против сильного течения индикаторные диаграммы, то вполне можно применить отношение pz/pi и соответственно полученным результатам уменьшить цикловую подачу топлива.
Старшему механику следует записывать все параметры дизеля, работавшего в различных условиях, а также все изменения внешней обстановки, т. е. скорость течения, глубины под килем, скорость ветра. Кроме того, нужно записывать скорость судна и величины цикловых подач топлива, выраженные в положениях топливной рукоятки, при различных режимах работы. Накопленный таким образом материал позволит без всяких предварительных расчетов выбрать такой режим работы, который по возможности оградит дизель от тепловых перегрузок.
На многих судах в инструкции по обслуживанию включены различные характеристики работы дизеля: внешние, ограничительные, винтовые, нагрузочные и регуляторные, но все они составлены без учета работы в различных условиях, поэтому пользование ими иногда затруднительно.

Плавание на мелководье

То что при плавании судна на мелководье сопротивление его движению возрастает, неоднократно проверено экспериментами, на основании чего ССХ даже не рекомендует снимать в этих условиях индикаторные диаграммы, поскольку параметры диаграмм могут не соответствовать нормальным условиям. В связи с неуклонным увеличением размеров и осадок строящихся судов не только фарватеры, а многие районы Северного и Балтийского морей оказались «мелководными».
В фарватерах глубина под килем судна нередко не превышает 2—3 м, а в отдельных случаях она еще меньше. В таких условиях скорость судна и особенно частота вращения дизеля резко падают и дизель работает со значительной тепловой перегрузкой.
Скорость судна и частота вращения дизеля падают из-за повышения сопротивления трения и волнового сопротивления на малых глубинах. При движении судна по фарватеру, ограниченному не только по глубине, но и по ширине (например, в каналах и узких реках), сопротивление трения еще более возрастает вследствие увеличения скорости обтекания поверхности корпуса водой из-за сужения потока. Сопротивление будет тем больше, чем меньше глубина воды под килем судна и ширина канала.
Одновременно увеличение скорости потока вызывает понижение уровня воды в месте хода судна и глубина под килем еще более уменьшается. Кроме того, в мелководном и узком фарватере корпус судна затрачивает энергию на преодоление сил трения частиц воды и на образование вихрей у стенок фарватера.
Английские специалисты обнаружили еще одно опасное явление у крупных судов при плавании их на мелкой воде. Оно выражается в присадке корпуса при изменении осадки судна под. действием вертикальной дифференцирующей силы и момента, возникающих вследствие перераспределения гидродинамических давлений на корпус, и нарушения формы свободной поверхности воды. Для больших танкеров это явление создает дифферент на нос и общее увеличение осадки.
Приведем пример для танкера, у которого в неподвижном состоянии средняя осадка равна 19,1 м. Уже при скорости 12 уз на мелководье осадка судна увеличивается, а дифферент на нос достигает 2 м. Осадка еще более увеличивается при внезапной остановке дизеля. Механикам, плавающим на больших танкерах, следует учитывать это явление, так как оно отражается на нагрузке дизеля.
Что касается приведения цикловой подачи топлива в соответствие с частотой вращения дизеля и скоростью судна, то в данном случае следует воспользоваться соотношениями p1/pz и v/n так как сопротивления корпусу при плавании на мелководье и плавании с обросшим корпусом по характеру воздействия на дизель мало отличаются друг от друга. Можно отношение pjpi применить с большей точностью, если во время прохода мелководья снять индикаторные диаграммы при неизменном положении топливной рукоятки.

Неблагоприятные метеорологические условия

Если сопротивление движению судна вследствие обрастания корпуса увеличивается постепенно и действует длительное время, то штормовые условия являются периодическими и не носят закономерного характера. Возрастание сопротивления движению судна во время шторма происходит как в подводной, так и в надводной части. Принято считать, что потеря скорости судна в это время от действия ветра составляет около 1/3 от действия волнения около 2/з общей величины. Разумеется, для отдельных судов эти соотношения изменяются; для судов, имеющих большую скорость, ветровое сопротивление имеет меньшую относительную величину, а для судов с более слабым дизелем и судов, следующих в балласте,— большую величину.
При большом волнении моря частота вращения дизеля колеблется в пределах, которые зависят от конструкции регулятора. Снимать индикаторные диаграммы или даже гребенки в это время не имеет смысла. Получится, что каждая диаграмма снята при разных условиях, т. е. разных частотах вращения.
Быстрое изменение сопротивления движению судна сказывается не только на колебаниях частоты вращения, но и на расходе топлива в единицу времени, что вызывает неустойчивость теплового состояния деталей ЦПГ. Если это происходит при той же цикловой подаче топлива, которая была установлена до шторма, температура стенки втулки выше поршневых колец начинает возрастать. К сожалению, ни один из штатных приборов дизеля этого не покажет. До появления способов замера температур в различных точках деталей ЦПГ работающего дизеля это явление только угадывалось, но ясного представления о нем не было.
В 1962 г. сотрудники Амстердамской лаборатории концерна «Роял Датч Шелл» произвели анализ данных 250000 замеров температур поршней и цилиндровых втулок главного дизеля голландского танкера «Экмана» дедвейтом 18 000 т. Оказалось, что вопреки существовавшему мнению повышение температуры цилиндровых втулок не вызывается климатическими условиями, з которых работает дизель. Так, при плавании в Красном и Аравийском морях в жаркую погоду температура втулок не выходила из расчетных величин, тогда как при плавании в Средиземном море и Индийском океане в прохладную погоду, но при сильном волнении моря, эта температура достигала максимально допустимого значения. В этих условиях при неизменном положении топливной рукоятки температура цилиндровых втулок повысилась за 2 ч более чем на 25° сверх той температуры, которая была при плавании на спокойной воде. Кроме того, выяснилось, что повышение температуры более заметно при плавании в полном грузу, чем в балласте.
Подобные данные были получены и нашими специалистами для дизеля Бурмейстер и Вайн VTBF74/160. Изменение теплового состояния втулки измеряли на различных режимах работы дизеля, в том числе и в штормовых условиях. При ходе судна в полном грузу и неизменном положении топливной рукоятки температура стенки втулки выше поршневых колец изменялась в зависимости от состояния моря на 20—25° по сравнению с температурой, зафиксированной во время плавания на спокойной воде в балласте.
В итоге экспериментов были построены графики: изменения теплового состояния втулки на различных режимах работы дизеля; изменения скорости хода судна и относительной потери этой скорости в зависимости от силы и направления ветра и др.
Сравнение температур стенки втулки, полученных на стенде, с температурами, зафиксированными в штормовых условиях (при неизменном положении топливной рукоятки), показало, что в штормовых условиях температуры втулки выше таковых, полученных на стенде, и дизель оказывается перегруженным в тепловом отношении.
В настоящее время ясно, что в штормовых условиях цикловую подачу топлива следует уменьшать. Не ясно только, какими параметрами должен пользоваться механик для определения величины этого уменьшения. Разумеется, самым лучшим было бы наличие графиков для каждого пропульсивного комплекса и таблиц, рекомендованных цикловых подач топлива для различных условий плавания. Поскольку до этого еще далеко, механикам остается только рекомендовать пользоваться соотношениями vfn, полученными из анализов индикаторных диаграмм, хотя этот способ и является приближенным.

Эксплуатационные режимы дизеля

Рис. 51. Усилия, действующие в кривошипно-шатунном механизме
В продолжение нескольких лет между эксплуатационниками, учеными и специалистами Регистра СССР шла дискуссия о том, на какой мощности должен работать главный дизель: построечной (номинальной) или так называемой эксплуатационной.
И. В. Евреинов отмечает, что до настоящего времени эксплуатационная мощность не имеет своего узаконенного определения и поэтому может истолковываться различно. Существующие рекомендации по назначению эксплуатационной мощности научно недостаточно обоснованы, так как теоретический анализ взаимосвязи всех влияющих на нее факторов довольно затруднителен и выполненные исследования в этом направлении носят чисто академический характер. Экспериментальных исследований, устанавливающих связь параметров рабочего процесса дизеля, его тепло- -вой и динамической напряженности с условиями работы дизеля на судне, выполнено очень мало из-за их сложности, большой трудоемкости и стоимости.
Вполне естественно стремление получать от дизеля максимально возможную мощность, не рискуя в то же время длительной прочностью его узлов и деталей. С этой точки зрения даже кратковременные перегрузки по мощности, предписываемые Регистром СССР и соответствующими ГОСТами при испытании нового дизеля, отдельными специалистами считались вредными.
Аргументами при возражениях против испытаний дизеля с перегрузками были предположения о том, что в деталях, и прежде всего в деталях ЦПГ, могут зародиться микротрещины и очаги будущих задиров, в результате чего механики получат дизель с дефектами. Аргументы эти были чисто предположительными и никакими фактами не подтверждались.
Специалисты Регистра СССР [26, 40] отстаивали свою точку зрения более убедительно, утверждая, что независимо от серийности выпуска дизелей испытание их на режиме с перегрузкой имеет цель установить надежность, выносливость и безаварийность работы каждого отдельного дизеля в условиях и режимах, которые могут встретиться в эксплуатации. В новых дизелях могут скрываться дефекты, обнаружить которые возможно лишь при полной нагрузке и перегрузке.
При эксплуатации нередко встречается распределение мощности по цилиндрам с постоянными отклонениями от номинальной в пределах 10%, которые требует Регистр СССР. Дело в том, что до сих пор дизели -работают без автоматической защиты от перегрузки каждого цилиндра, при нормальной нагрузке всего дизеля. Регуляторы, или ограничители нагрузки, не допускают лишь суммарную перегрузку дизеля, да и то только по частоте вращения. Отдельные же цилиндры вследствие самопроизвольного разрегулирования подачи топлива на ходу и по другим причинам могут перегружаться значительно больше номинальной мощности.
До сдачи дизелей заказчику завод-строитель также испытывает их на стенде с перегрузкой в 10 и даже в 20% и разрешает краткосрочные 10%-ные перегрузки при дальнейшей эксплуатации, оговаривая в инструкции их длительность.
Теперь возвратимся к понятию о номинальной мощности. До сих пор под номинальной мощностью подразумевают эффективную мощность дизеля при определенной частоте вращения, указанной в паспорте. Но такую мощность удавалось получить не от всех дизелей.
Так, например, установленные на большой группе танкеров типа «Казбек» дизели 8ДР43/61 с первых же дней эксплуатации не могли надежно работать на полной мощности с номинальной частотой вращения 250 об/мин. Значительное количество деталей и узлов быстро выходило из строя или требовало замены. Ори паспортной мощности 2000 э. л. с дизель оказывался явно перегруженным и гарантировать надежность его работы было невозможно. Наблюдались многочисленные случаи аварий этих дизелей при нагрузке их всего 75% паспортной.
В 60-х годах был предложен проект ГОСТа, по которому номинальной мощностью называлась полезная эффективная мощность дизеля, рассчитанная для его неограниченной по времени работы, при температуре окружающего воздуха 15°С и избыточном давлении на выпуске газов 300 мм вод. ст., замеренном за выпускным коллектором или после газовой турбины у дизелей с турбонаддувом. Этим определением номинальная и паспортная мощности уже разграничивались как разные понятия.
Многие крупные дизелестроительные фирмы номинальную мощность называют наибольшей, но для длительной эксплуатации предлагают работать на мощности, равной 85—90% наибольшей.
Наибольшей мощностью фирмы считают мощность, полученную в идеальных условиях без превышения контролируемых параметров, т. е. ту самую, которую до сих пор часть специалистов называет паспортной или номинальной, считая, что дизель и должен развивать эту мощность длительное время.
И.даже более, высказывалось мнение, что разница между номинальной и эксплуатационнной мощностями является резервом, который необходимо использовать. Это мотивировали гарантиями заводов-строителей, обеспечивающими длительность моторесурса дизеля именно при номинальной мощности, а также ошибочностью ориентации на пониженные мощности, которые не увеличивают моторесурса.
Л. П. Бурышкин  полагает, что эксплуатационная мощность должна быть равна номинальной и дизель должен длительно развивать номинальную мощность в пределах установленного моторесурса. На износе втулок ц поршневых колец практически это не отразится, так как он зависит не только от мощности, но главным образом от частоты вращения и от средней скорости поршня. Но при работе дизеля по винтовой характеристике и повышении мощности на 10% частота вращения возрастает лишь на 3%, что не повлияет на увеличение износа деталей.
Однако автор предупреждает, что работа дизеля со средним индикаторным давлением, превышающим номинальное, безусловно, недопустима и тем самым сводит на нет свое предложение об эксплуатации дизеля только на номинальной мощности, так как при изменившихся внешних условиях среднее индикаторное давление Pi будет достигнуто ранее, чем номинальная частота вращения, поэтому дизель не будет развивать номинальной мощности.
Но может наблюдаться и обратное явление. Во время плавания в балласте при относительно тихой погоде и неполностью погруженном гребном винте номинальная частота вращения может быть достигнута ранее, чем номинальное давление, и дизель не будет развивать номинальной мощности уже по другой причине. Обычно в таких случаях ограничиваются номинальной частотой вращения, редко кто из механиков отваживается ее превышать.
Л. П. Бурышкин, ссылаясь на длительные наблюдения за несколькими разнотипными судами во время балластных переходов, делает вывод о том, что в таких случаях номинальная мощность дизеля может быть получена при частоте вращения, превышающей паспортную не более чем на 2—8%, без превышения номинального давления pi. В результате скорость балластного перехода судна при благоприятных условиях увеличится также примерно на 2—8%.
Обычно большинство эксплуатационников возражают против превышения номинальной частоты вращения дизеля, ссылаясь на увеличение при этом инерционных усилий в деталях и на усиление ударной нагрузки в узлах дизеля. Однако убедительно доказано, что крутящий момент вследствие роста частоты вращения на 2—8% уменьшится на такую же величину, а следовательно;.
и уменьшатся напряжения кручения в коленчатом валу и ва-лопроводе. Уменьшится также степень неравномерности вращения коленчатого вала, так как она обратно пропорциональна квадрату изменения частоты вращения вала.
Инерционные нагрузки на детали при увеличении частоты вращения на 2—8% увеличатся примерно на 4—16%, но с увеличением сил инерции уменьшится и наибольшее давление, действующее на поршень и подшипники ЦПГ (У —развернутая индикаторная диаграмма; 2, 3— диаграммы сил инерции при п=пНОм и п=1,05лном). Кроме того, вследствие снижения наибольшего давления цикла уменьшатся и ^максимальные давления в подшипниках. При этом вследствие увеличения частоты вращения улучшатся условия смазки подшипников, т. е. увеличится долговечность их работы.
С такими доводами нельзя не согласиться, и при благоприяных условиях плавания следует пользоваться рекомендациями J Л. П. Бурышкина. Но при этом нужно строго контролировать давление pi по отдельным цилиндрам. Ни В ОДНОМ ИЗ НИХ ОНО ; не должно превышать номинальное или рекомендованное.
Таким образом, от номинальной мощности мы опять возвратились к давлению pi. Однако при ухудшении состояния смоченной поверхности корпуса и условий плавания давление рг окажется в этих случаях чрезмерным.
У современных дизелей наиболее важное значение имеют не механические нагрузки на детали, а тепловые, и прежде всего -тепловое состояние поршня, которое пока не контролируется ни одним штатным прибором дизеля. Это и является основной причиной, заставляющей фирмы-строители рекомендовать эксплуатировать дизель на мощности, составляющей 85—90% номинальной.Но и по этому вопросу единодушного мнения не составилось. В. Семенов на основании расчетов температуры поршня в зависимости от температуры воздуха в МО полагает, что эксплуатационная мощность, которую он называет номинальной, при плавании в тропиках должна составлять 80% от длительной максимальной мощности, полученной на стенде завода.
По мнению Л. Ланда не следует вообще устанавливать эксплуатационную мощность в процентном отношении от номинальной. Если ориентироваться по установленной мощности и придерживаться ее при всех условиях плавания, то дизель может оказаться в отдельных случаях перегруженным. Анализ эксплуатации теплоходов типа «Углеуральск», «Джанкой» и «Симферополь» показал соответственно следующие различия давлений 6,4—8,96; 6,32—7,9 и 6,58—7,6 кгс/см2. Аналогичные данные имеются и по другим сериям судов.
В связи с этим автор полагает более целесообразным ввести нормирование среднего индикаторного давления, которое будет определяющей величиной, а мощность дизеля и скорость судна станут при этом производными величинами.
Такого же мнения придерживается и И. В. Евреинов. Ссылаясь на теоретические и экспериментальные исследования, проведенные ЦНИИМФом для различных модификаций дизелей Бурмейстер и Вайн, он делает вывод о том, что в качестве нормировочного и контролируемого параметра нагрузки дизеля, который следует поддерживать постоянным во всех условиях эксплуатации, целесообразно принять эксплуатационное давление ри определяемое на основе ограничительных характеристик дизеля и анализа фактических режимов его работы. При этом автор предлагает дифференцировать среднее индикаторное давление в зависимости от района плавания судна, т. е. для тропиков оно должно устанавливаться меньшим, чем для зон умеренного климата.
Таким образом, понятие и определение величины эксплуатационной мощности отпадают и заменяются эксплуатационным давлением рг, что, безусловно, имеет большее обоснование. Следует отметить, что уже давно пароходства ММФ придерживаются; именно этого параметра.
Для всех типов главных дизелей установлены эксплуатационные давления рг, превышать которые ни в одном из цилиндров не разрешается ни при каких обстоятельствах. Это если и не гарантирует детали ЦПГ, и прежде всего поршень, от тепловых перегрузок, то, во всяком случае, снижает вероятность их появления.
Судовые механики должны тщательно контролировать распределение мощностей по цилиндрам, так как чем большее число цилиндров одновременно достигает заданного давления ри тем больше будет общая мощность дизеля при том же положении топливной рукоятки.