Достоинства прямой передачи мощности к движителю судовой дизельной установки с МОД

Вопрос №2.

Достоинства прямой передачи мощности к движителю судовой дизельной установки с МОД.

Дизельные установки с прямой передачей относятся к числу наиболее распространенных типов судовых ЭУ/1/.

 На рис. 2.1 дана схема такой установки. Главный двигатель 7 жестко соединен с промежуточным валом 4. Упорный подшипник 6, воспринимающий упор винта, установлен на линии вала или встроен в кор­мовом торце ГД.

Рис. 2.1 Схема ДУ с прямой передачей.

 Промежуточный вал покоится на опорных подшипниках 5. Крутящий момент ГД передается гребному валу 2, установленному в дейдвудной трубе 3 с опорными подшипниками, и далее на движитель — гребной винт 1.

     Данный тип передач не предусматривает качественного изменения механической энергии, вырабатываемой дизелем. Прямая передача не может обеспечить трансформацию крутящего момента и частоты вращения, а также не позволяет приспособить энергетическую установку к изменяющимся условиям плавания (в случае применения ВФШ).

     Несмотря на некоторые существенные недостатки (отклонение частоты вращения двигателя от оптимальной снижает пропульсивный КПД, неблагоприятные массогабаритные показатели) прямая передача с МОД занимает доминирующее положение в транспортном флоте/1/.

     Это объясняется следующими преимуществами МОД с прямой передачей:

     - конструктивной простотой и высокой надежностью передачи;

     - высоким КПД передачи, частично компенсирующим снижение пропульсивного КПД;

      - высокой экономичностью главных дизелей и возможностью использовать высоковязкие дешевые сорта топлива;

      - низкими эксплуатационными расходами на профилактическое обслуживание;

      - высоким ресурсом.  

Вопрос №3

Идеальный цикл ГД. Сравнение его с циклом Карно и реальным процессом, осуществляемым в двигателе. Сравнение термического, индикаторного и эффективного КПД. 

На рис.3.1 Идеальный цикл ГД (цикл Тринклера).

На рис.3.1 представлен цикл С подводом теплоты Q’₁ и Q”₁ при V = const и р = const. В этом цикле: ас – адиабатное сжатие идеального газа; суz – подвод теплоты при V = const и р=const (в реальном двигателе это соответствует процессу сгорания топлива), zв – адиабатическое расширение газа; ва – отвод теплоты к холодному источнику при V = const/2/.

Термический КПД цикла со смешанным подводом теплоты в общем виде можно выразить как:

                                          (3.1)

Выразив теплоты через температуры в характерных точках цикла и теплоемкости и сделав соответствующие преобразования, получим

                     (3.2)

где: e = V_а/V_с – степень сжатия; l = p_z/p_c – степень повышения давления; r = V_z/V_с – степень предварительного расширения; k - показатель адиабат сжатия и расширения.

Уравнение (3.2) позволяет проследить аналитическую связь смешанного цикла с его параметрами. Из теории технической термодинамики следует, что для повышения экономичности и эффективности газового цикла необходимо расширить пределы изменения параметров газа: DТ = Т_max-Т_min; Dp = p_max-p_min;

DV = V_max-V_min; экономичность и эффективность цикла возрастают. Это положение полностью относится и к рабочим циклам двигателя, хотя и имеются технические трудности их выполнения, так как величины DТ и Dp ограничиваются ростом тепловой и механической напряженности, а DV – увеличением размеров и массы установки.

Как видно из уравнения (3.2), увеличение степени повышения давления l приводит к росту термического КПД и повышению экономичности рабочего процесса реального двигателя, а увеличение степени предварительного расширения r - к снижению экономичности цикла. Следовательно, влиять на термический КПД η_t можно варьированием подвода теплоты Q₁’ и Q₁” к циклу, что изменяет температурный перепад DТ начала и конца процесса расширения. С увеличением степени сжатия e термический КПД растет.

На рис.3.2 представлен идеальный цикл Карно, как видно из диаграммы Т-S термический КПД этого цикла будет равен:  

                                                            (3.3)

На рис.3.2 Идеальный цикл Карно.

Рабочие циклы в цилиндрах двигателей сопровождаются неизбежными потерями теплоты, уносимыми охлаждающей водой и отработавшими газами. В период сжатия и расширения газов в цилиндре происходит непрерывным теплообменом между стенками и газами в результате чего эти процессы идут по политропам с переменными показателями в зависимости от интенсивности и направления теплового потока. Характер изменения давления газов в период сгорания топлива в цилиндре отличаются от принятого в расчетных циклах, что объясняются условиями протекания физико-химических процессов в пространстве и времени. В результате процесс сгорания всегда заканчивается на некоторой линии расширения. Для удаления из цилиндра продуктов сгорания  и введение в него свежего заряда затрачивается некоторая работа на преодоление гидравлических сопротивлений. Все перечисленные основные условия протекания рабочих циклов снижают степень их теплоиспользования по сравнению с расчетными и тем более идеальными.