Okrętowe silniki spalinowe budowa

Kazimierz Witkowski

OKRĘTOWE SILNIKI SPALINOWE

BUDOWA

Gdynia 1996

RECENZENT dr inz Stefan KŁUJ

REDAKCJA Bożena SOBOLEWSKA
KOREKTA Bożena Preyss
PROJEKT OKŁADKI Sylwia ŚCISŁOWSKA
ZDJĘCIA Tomasz DEGÓRSKI

ISBN 83-86 703-56-3

Wydawnictwo Uczelniane WSM Gdynia

Zlecenie 260/95 Nakład 250+60 egz

Format A 5 Arkwyd 13,9

Papier offsetowy III kl 80 g

Wydanie I

Oddano do druku marzec 1996

SPIS TREŚCI

Strona

PRZEDMOWA 5

1 KADŁUBY SILNIKÓW OKRĘTOWYCH 7

1 1 Śruby sciągowe 10
1 2 Ramy fundamentowe 13
1 3 Łożyska główne 17
1 4 Stojaki silników 24
1 5 Bloki cylindrowe 27
1 6 Tuleje cylindrowe 29
1 7 Głowice . 42

2 UKŁAD TŁOKOWO KORBOWY 49

2 1 Układ tłokowy 50

2 11 Tłoki silników 50
2 12 Pierścienie tłokowe 65
2 13 Sworznie tłokowe 75

2 2 Trzony tłokowe 76
2 3 Wodziki 78
2 4 Korbowody 81
2 5 Wały korbowe 92

3 UKŁAD WYMIANY CZYNNIKA ROBOCZEGO 102

3 1 Układ rozrządu 102

3 11 Napęd zaworów 110
3 1 2 Wał rozrządu 111

3 2 Układ doładowujący 115

3 2 1 Turbosprężarki 115
3 2 2 Chłodnice powietrza 119
3 2 3 Zasobniki powietrza 120

4 PALIWOWY UKŁAD ZASILAJĄCY 122

4 1 Pompy wtryskowe 123

Strona

4.1.1. Napęd pomp wtryskowych 123
4.1.2. Sposoby regulacji dawki paliwa na cykl 124
4 1.3. Pompy wtryskowe zaworowe 127

4 1.4. Pompy wtryskowe z tłoczkiem obrotowym 138

4.2 Wtryskiwacze 157

5. SYSTEMY SMAROWANIA 167

5.1.Obiegowy system smarowania 167
5.2. Smarowanie tulei cylindrowych 174

6. SYSTEM CHŁODZENIA 178

6.1. Chłodzenie tulei cylindrowych i głowic 178
6.2. Chłodzenie tłoków 180
6 3. Chłodzenie wtryskiwaczy 182

7. SYSTEM ROZRUCHOWY I NAWROTNY 183

7 1. System rozruchowy 183
7.2. Podstawowe elementy systemu rozruchowego 184

7.2.1. GŁówny zawór manewrowy 184
7.2.2. Rozdzielacze powietrza 186
7.2.3. Zawory rozruchowe 187

7.3. Systemy nawrotne 189

LITERATURA 192

PRZEDMOWA

Niniejsza publikacja przeznaczona jest dla studentów wydziałów

mechanicznych wyższych szkół morskich oraz uczestników organi-

zowanych w tych szkołach kursów aktualizacji wiedzy dla oficerów-

mechaników statków morskich. Stanowi uzupełnienie cyklu skryptów

dotyczących okrętowych silników spalinowych wydanych w Wyższej

Szkole Morskiej w Gdyni. Do tej pory ukazały się następujące pozycje:

Stanisława Rutkowskiego, Okrętowe silniki spalinowe. Zagadnienia

wybrane, WSM Gdynia, 1986, Jana Kazimierza Włodarskiego,

Okrętowe silniki spalinowe. Obciążenia eksploatacyjne, WSM Gdy-

nia, 1991, Kazimierza Witkowskiego, Okrętowe silniki spalinowe. Ma-

teriały pomocnicze do ćwiczeń, WSM Gdynia, 1993 r. Przygotowuje

się też do druku skrypt Jana Kazimierza Włodarskiego, Okrętowe silniki

spalinowe. Podstawy teoretyczne.

1. KADŁUBY SILNIKÓW OKRĘTOWYCH

Kadłub okrętowego silnika wolnoobrotowego, łączony śrubami

ściągowymi, składa się z ramy fundamentowej 1 (rys. 1.1), łożysk głównych
2, stojaka 3 z blokiem cylindrowym 4 (w pokazanej na rysunku konstrukcji

stojaki i blok cylindrowy wykonane są łącznie) składa się z ramy
fundamentowej 1 (rys. 1.1), łożysk głównych 2, stojaka 3 z blokiem
cylindrowym 4 (w pokazanej na rysunku konstrukcji stojaki i blok cylindrowy
wykonane są łącznie) i głowicy 5 Śruby ściągowe 6 (najczęściej 4 dla
jednego cylindra) wiążą wszystkie elementy konstrukcji (oprócz głowic) w
jedną sztywną całość, uniemożliwia-
jąc ich deformację na skutek działa-
nia sił ciśnienia gazów i sił bezwład-
ności. W konstrukcjach bez śrub ścią-
gowych elementy kadłuba połączone
są zazwyczaj szpilkami

Warunki pracy kadłuba

są

następujące: przyjmuje wszystkie siły,
powstające w czasie pracy silnika; ich
część jest przekazywana na kadłub
statku. Aby zabezpieczyć szczelność
wszystkich połączeń kadłuba, każda
śruba ściągowa napinana jest siłą P,
większą niż siła maksymalnych
ciśnień spalania P

/4, działającą na

jedno połączenie (patrz rys 1 1)
Dlatego w niepracującym silniku
elementy kadłuba poddane są naprę-

żeniom ściskającym pochodzącym
od siły 4 • P, a w czasie pracy silnika -
od różnicy sił (4 P - P

). W rezultacie

deformacja kadłuba, nie zmieniając

swojego znaku, stale odpowiada

deformacjom śrub ściągowych. Siła
ciśnienia gazów P

/2, działająca na

każde łożysko główne, wywołuje przy

tym zginanie belek poprzecznych
ramy fundamentowej, ponieważ re-

Rys 1 1 Kadłub silnika okrętowego łączony

śrubami ściągowymi

akcje P

/4 zrównoważone są na śrubach. Moment zginający, w nie-

bezpiecznym przekroju będzie dla tej konstrukcji silnika mniejszy, niż w

wypadku kadłubów bez śrub ściągowych, ponieważ 1' < 1 (patrz rys. 1.1).

Podstawowe wymagania dotyczące konstrukcji kadłuba są na-

stępujące: możliwie duża sztywność i możliwie mała masa (z uwagi na to,

że może ona wynosić nawet do 70% łącznej masy silnika). Znaczna

sztywność kadłuba pozwala na uniknięcie niedopuszczalnych deformacji

poszczególnych elementów silnika, które to deformacje mogą dopro-

wadzić do utraty osiowości we wzajemnym położeniu wspomnianych

elementów (szczególnie układu tłokowo-korbowego). Odpowiednia

sztywność, wytrzymałość i możliwie najmniejszą masę daje się osiągnąć

poprzez wybór racjonalnych form konstrukcyjnych poszczególnych ele-

mentów silnika i odpowiednich sposobów ich wzajemnego połączenia.

Schematy konstrukcyjne

kadłubów silników okrętowych przed-

stawione są na rysunku 1.2. Rama fundamentowa 1, stojak 2, cylindry

(lub bloki cylindrów) 3 i głowice cylindrowe zostały wykonane oddzielnie

(rys.l.2a),b)). Sztywność konstrukcji uzyskano przez odpowiednio duże

przekroje wzdłużnych i poprzecznych belek ramy fundamentowej oraz

zastosowanie śrub ściągowych (rys. 1.2.a)), a także dzięki wykorzystaniu

bloków cylindrowych i stojaków konstrukcji skrzynkowej (rys.l.2b)).

Układ taki pozwala na uproszczenie wykonania i montażu elementów

oraz zastosowanie różnych materiałów do poszczególnych części, na

przykład: blok cylindrowy - żeliwo, stojaki - stal.

Jednakże występowanie płaszczyzn podziału wymusza konieczność

bardzo dokładnej obróbki poszczególnych elementów i ich precyzyjny

montaż. Rozwiązanie, o którym mowa jest charakterystyczne dla wolno-

obrotowych silników okrętowych (n < 200 obr/min). Stojak 2 może

być wykonany łącznie z blokiem cylindrowym - element 3 jako blok-

stojak - i ustawiany na ramie fundamentowej 1 (rys.l.2c)); blok cy-

lindrowy 3 może też stanowić oddzielny element (rys.l.2d)). Takie

rozwiązania są typowe dla średnioobrotowych silników okrętowych

średniej mocy (n = 400-600 obr/min. i N

= 150-1500 kW). Na

rysunku 1.2e) pokazano stojak 3 wykonany łącznie z blokiem cylin-

drowym 4, a na rysunku 1.2f) - oddzielnie. W omawianej konstrukcji

brak typowej ramy fundamentowej, występuje jedynie lekka misa

olejowa 1. Łożysko główne 2 łączy się ze stojakiem od dołu (łożysko

podwieszone). Rozwiązanie to pozwala na znaczne obniżenie masy kadłuba i

uproszczone centrowania łożysk względem osi wału korbowego. Pierwsza z

omawianych koncepcji najczęściej znajduje zastosowanie w szybkoobro-

towych silnikach okrętowych (n > 1000 obr/min), druga zaś w średnioobro-

towych - dla mocy N

= 1500-15000 kW.

Rys.1.2. Schematy konstrukcyjne kadłubów silników okrętowych: a) z blokiem

cylindrowym, oddzielnym dla każdego cylindra; b) z dwuczęściowym blokiem

cylindrowym; c-g) inne przykłady rozwiązań konstrukcyjnych

Monoblok pokazany na rysunku 1.2g) składa się z ramy 1, stojaka

2 i bloku cylindrowego 3, z oddzielną, ale wspólną dla wszystkich cylin-

drów, zblokowaną głowicą 4. Wał korbowy w takim układzie często

montowany jest poprzez specjalne otwory wykonane w bocznej części

korpusu. Silnik tego typu charakteryzuje się bardzo dużą sztywnością

wzdłużną i poprzeczną, przy względnie małej masie. Jest to kon-

strukcja charakterystyczna dla silników szybkoobrotowych małych

mocy (N

< 150 kW).

1.1. ŚRUBY ŚCIĄGOWE

Śruby ściągowe, wiążąc silnik w jedną sztywną całość, zabezpieczają

go przed awarią związaną z działaniem sił rozrywających, pochodzących

od ciśnienia gazów.

W silnikach ze śrubami ściągowymi elementy kadłuba stale

podlegają naprężeniom ściskającym. Zamiana naprężeń rozrywających

na ściskające jest szczególnie pożądana w odniesieniu do elementów

żeliwnych, ponieważ żeliwo ma znacznie większą wytrzymałość na

ściskanie niż na rozciąganie (orientacyjny przedział wytrzymałości na

ściskanie: 8-9 MPa, a na rozrywanie: 1,8-2,6 MPa). Takie właściwości

pozwalają na wykonanie elementów o odpowiednio cieńszych ściankach

i w konsekwencji - obniżenie masy silnika Jeżeli wspomniane elementy

są spawanymi częściami stalowymi, to śruby ściągowe zabezpieczają

szwy spawane przed rozerwaniem.

Mankamentem przedstawionego rozwiązania jest przede wszystkim

skomplikowany montaż i demontaż silnika, szczególnie w warunkach

okrętowych, a także stałe naprężenie elementów kadłuba wywołane

napięciem śrub ściągowych.

Warunki pracy śrub ściągowych

są następujące, obciążenie

przez siły: rozciągające pochodzące od ciśnienia gazów P

/4,

wstępnego napięcia śrub P =(1 3-1.6) P

/4, powstające na skutek

rozszerzalności cieplnej poszczególnych elementów P

, zginające P

z g

związane z poprzecznymi drganiami śrub w płaszczyźnie ruchu

korbowodu (rys 1 3a))

Śruby powinny cechować się dużą sprężystością i dostateczną wy-

trzymałością Wykonuje się je z wysokiej jakości stali węglowej lub sto-

powej. Śruby szlifuje się na całej długości, aby wyeliminować miejsca

koncentracji naprężeń i uzyskać pożądaną jakość

Wykonuje się śruby ściągowe diugie (rys 1 3a)), nawet do 12 m,

które wiążą ramę fundamentową 1, stojak 2 i blok cylindrowy 3, lub

krótkie (rys. 1.3b)), łączące tylko blok cylindrowy 3 i zasobnik powietrza

doładowującego 2, utwierdzone u dołu stojaka 1 W niektórych silnikach

średnioobrotowych dużej mocy, krótkie śruby łączą tylko blok

cylindrowy, a w niewielkich silnikach szybkoobrotowych - nie tylko

stojak 1, ale i blok cylindrowy 2 oraz blok głowicowy 3 (rys 1.3c))

Rys.1.3. Przykłady osadzenia śrub ściągowych w kadłubach a), b), c) konstrukcje

kadłubów ze śrubami ściągowymi, d) nakrętka o obniżonej sztywności; e)

wsporniki śrub ściągowych

Mankamentem takiej konstrukcji jest możliwość przesunięcia się

elementów podczas demontażu głowicy silnika.

W celu zmniejszenia uderzeniowych, dynamicznych obciążeń gwintu

śruby ściągowej stosuje się niekiedy specjalne nakrętki o obniżonej

sztywności (rys.l.3d)). Natomiast, aby zapobiec poprzecznym drganiom

śrub, a tym samym ich pękaniu, stosuje się wsporniki 1, 2 i 3 (rys.l.3e)).

Dociąganie śrub ściągowych

przeprowadza się równomiernie,

w ściśle określonej kolejności (rys. 1.4c)). Od tej równomierności zależy

położenie osi wału korbowego i tulei cylindrowej w bloku silnika. W

Rys.1.4. Napinanie śrub ściągowych: a) kontrola wydłużenia śruby ściągowej:

b) prasa hydrauliczna do napinania śrub ściągowych; c) kolejność napinania

śrub ściągowych

mniejszych silnikach napinanie śrub można wykonywać ręcznie, ale

wówczas konieczna jest ścisła kontrola ich wydłużenia (rys.l.4a). W

większych silnikach obecnie stosuje się właściwie już tylko prasy

hydrauliczne (rys.l.4b)).

1.2. RAMY FUNDAMENTOWE

Rama fundamentowa jest podstawą kadłuba silnika i miejscem po-

sadowienia łożysk głównych wału korbowego. Składa się z dwóch szty-

wnych belek wzdłużnych 1 (rys.l.5a)), związanych szeregiem belek po-

przecznych 2, o kształcie dwuteowym, skrzynkowym lub innym. W

belkach tych, zwanych poprzecznicami, wytoczone są gniazda pod łoży-

ska główne 4. Belki poprzeczne dzielą ramę na szereg przedziałów (zgodnie

z liczbą cylindrów), w których obracają się korby wału. Rama mocowana

jest do fundamentu oporowymi półkami 5.

Warunki pracy ramy

są następujące: obciążenie siłami ciśnienia

gazów i siłami bezwładności obracających się mas, a także siłami

wywołanymi deformacjami kadłuba statku oraz siłami ciężaru wszystkich

elementów.

Do wykonania całych, nie dzielonych ram fundamentowych używa

się żeliwa, natomiast do ram spawanych - stali.

Zastosowanie konstrukcji spawanych pozwoliło obniżyć masę ramy

o około 20-30%, a koszt jej wykonania - o blisko 20%.

Ramy silników szybkoobrotowych małych mocy wykonuje się ze

stopów aluminium.

Rozróżnia się ramy jedno- i wieloczęściowe

(składane). Te

drugie (rys. 1.5a)) wykonuje się zazwyczaj z dwóch części, sztywno zwią-

zanych pasowanymi śrubami, co znacznie ułatwia ich wykonanie,

transport i montaż. Sztywność takich ram, w porównaniu z nie dzielo-

nymi, jest oczywiście mniejsza, wzrasta także liczba płaszczyzn wyma-

gających obróbki. W celu zabezpieczenia przed wyciekiem oleju górna

część ramy i dolna część stojaka są doskrobywane. Dolna część ramy

posiada misę olejową 6, która może być odlana wraz z ramą lub

wykonana oddzielnie. W silnikach bezwodzikowych nad misą monto-

wana jest siatka 7 (rys.l.5c)), zabezpieczająca olej przed pienieniem się.

Rys.1.5. Przykłady rozwiązań konstrukcyjnych ram fundamentowych silników

okrętowych: a) B&W K90GF; b) - MAN KZ 70/120; c) SULZER BAH 22

W dolnych oporowych półkach ramy znajdują się otwory pod śruby

fundamentowe. Za pomocą tychże śrub łączy się ramę z fundamentem.

Część śrub znajdujących się w rufowej części ramy przechodzi przez

otwory specjalnie rozwiercone, aby umożliwić ramie wzdłużne (jednakże

z zachowaniem osiowości ułożenia) przemieszczenie na skutek na-

grzewania się. W ramie mogą się także znajdować otwory gwintowane,

do wkręcania śrub rozporowych, wykorzystywanych w celu uniesienia

ramy silnika podczas jej centrowania.

Ramę fundamentową łączy się z fundamentem po jej wy-

centrowaniu względem linii wału. Z uwagi na to, że fundament nie jest

obrabiany, pomiędzy nim a ramą układa się specjalne, odpowiednio

dopasowane kliny lub podkładki (stalowe bądź żeliwne) Jeżeli rama jest

ustawiona na klinach (rys.l.6a)), do fundamentu 1 przyspawany bywa

klin 3 z obrobioną górną powierzchnią. Dzięki dokładnemu doskrobaniu

powierzchni klinów 3 i 4 oraz ramy 5 otrzymuje się bardzo precyzyjne

ustawienie.

Podkładka sferyczna (rys.l.6b)) składa się z dwóch krążków 4 ze

sferycznymi powierzchniami pozwalającymi im na dokładne samousta-

wienie się odpowiednio do nachylenia ramy względem fundamentu.

Zastosowanie takich podkładek eliminuje bardzo pracochłonne dopa-

sowanie ręczne.

Rys.1.6. Mocowanie sztywne ramy fundamentowej: a) na klinach, b) na

podkładkach sferycznych, c) na regulacyjnych podkładkach klinowych

Regulacyjna podkładka klinowa (rys.l.óc)) składa się z dwóch

krążków klinowych 1, pozwalających na regulację kąta nachylenia, przez

obrót krążka górnego względem dolnego, oraz wysokości (przesunięcie).

Po wykonaniu czynności regulacyjnych, utrwalenie wybranego położenia

podkładek uzyskuje się najczęściej przez spawanie.

Rozwiązaniem nowszym jest stosowanie podkładek z tworzyw

sztucznych wytwarzanych z żywic epoksydowych do ustawiania ram fun-

damentowych na fundamencie (rys.1.7). Wspomniane podkładki wylewa

się i formuje bezpośrednio na fundamencie po prawidłowym ustawieniu

na nim podstawy silnika. Utwardzanie się tworzywa następuje w tempe-

raturze otoczenia w ciągu kilkunastu godzin. Po tym czasie podkładki

bez dalszej obróbki są gotowe do pracy Stosowanie podkładek z

tworzyw sztucznych zamiast metalowych umożliwia dokładniejsze

STOPER BOCZNY

STOPER SIŁ.Y POOSIOWEJ

ŚRUBA FUNDAMENTOWA

STOPER SIŁY POOSIOWEJ

PRZYSPAWANY DO POSZYCIA

DNA WEWNĘTRZNEGO

PODKŁADKA Z ŻYWICY EPOKSYDOWEJ

POSZYCIE DNA WEWNĘTRZNEGO

Rys 1 7 Mocowanie ramy fundamentowej na podkładkach z zywic epoksydowych

podparcie silnika oraz zmniejsza czas i koszty prac związanych z

pasowaniem silnika na fundamencie, gdyż eliminuje pracochłonne

ręczne dopasowanie i skrobanie podkładek metalowych Silniki

ustawiane na podkładkach z tworzyw emitują mniej hałasu Mniejsze są

także drgania elementów siłowni sztywno związanych przed kadłub z

fundamentem silnika.

Niedostatecznie wyrównoważone silniki pomocnicze wraz z

prądnicą są często mocowane sztywno do wspólnej ramy, która łączy się

z fundamentem za pośrednictwem elementów elastycznych - gumowych

lub sprężynowych amortyzatorów (rys. 1.8).

Mocowanie elastyczne

pozwala na znaczne obniżenie drgań kadłuba

statku, zmniejsza możliwość wpływu deformacji kadłuba na położenie ramy

fundamentowej silnika, a także ogranicza czasochłonność montażu silnika.

Rys.1.8. Podkładki elastyczne - izolatory drgań a) izolator sprężynowy;

b) izolator gumowy

1.3. ŁOŻYSKA GŁÓWNE

Łożyska główne stanowią podpory głównych czopów wału korbo-

wego W silnikach okrętowych są to łożyska ślizgowe. Łożysko składa się

z dwóch części 3 i 5 (rys.l 9a)-d)) wylanych materiałem łożyskowym

oraz pokrywy 1.

Warunki pracy łożyska

są następujące: obciążenie siłami ciśnie-

nia gazów i siłami bezwładności mas biorących udział w ruchu; maksy-

malne ciśnienia działające na łożysko pochodzące od sił gazowych i sił

bezwładności, w silnikach wolnoobrotowych osiągają wartości 14 MPa,

a w silnikach średnio- i szybkoobrotowych 35 MPa

Konstrukcji łożyska stawia się następujące podstawowe wymagania:

wysoką sztywność i spełnienie warunków hydrodynamicznego smaro-

wania, możliwość wymiany dolnej półpanwi bez konieczności podno-

szenia wału, wytrzymywanie dużych nacisków i uderzeniowych obciążeń

przez stop łożyskowy, mały współczynnik tarcia, odporność na zużycie

ścierne i dobrą wytrzymałość zmęczeniową, dobrą przewodność cieplną,

małą rozszerzalność cieplną.

Materiałami,

z których wykonuje się łożyska ślizgowe są stopy

łożyskowe na osnowie: cyny lub ołowiu (tzw. białe metale), miedzi (tzw.

brązy) i aluminium.

Rys.1.9. Łożyska ramowe silników okrętowych a) MAN KZ 70/12OC;

b) SULZER RD 76,

Rys 1.9 Łożyska ramowe silników okrętowych, c) NVD 36, d) 18D,

e) SULZER Z40/48

Do białych metali należą stopy cynowe - najstarsze i do niedawna

najczęściej stosowane stopy łożyskowe. Obecnie używane białe metale

zawierają: cynę (Sn), antymon (Sb), miedź (Cu) oraz śladowe ilości niklu

(Ni) i kadmu (Cd)

Stopy łożyskowe oparte na ołowiu (Pb) zawierają go nawet do 80%.

Pozostałe pierwiastki to: Sb, Sn, Cu oraz śladowo Ni i Cd Stopy

ołowiowe są tańsze od cynowych, ale wykazują mniejszą odporność na

zużycie i zmęczenie, odznaczają się także podatnością na korozję

chemiczną wywołaną kwasami zawartymi w oleju
Do grupy brązów łożyskowych zalicza się stopy na osnowie miedzi i

cyny, miedzi i ołowiu oraz trójskładnikowe stopy miedzi, ołowiu i cyny

Typowe stopy łożyskowe i ich skład chemiczny pokazane są w

tabelach 1.1 i 1.2.

Według konstrukcji łożyska można podzielić na: grubościenne i

cienkościenne. Półpanwie dolna i górna dokładnie przylegają do

powierzchni pokryw. Górna półpanewka 3 (rys.l.9a)-d)) zabezpieczona jest

przed obrotem tulejką lub kołkiem 2. Przed ewentualnym, osiowym

przemieszczeniem wkładu łożyska 5 i 3 zabezpieczają: odpowiedni kształt

czołowej części łożyska (krawędzie a) lub zamontowane kołki ustalające.

W celu osiągnięcia pewności połączenia stopu łożyskowego (warstwy

ślizgowej) z warstwą pośrednią w tej ostatniej wykonuje się specjalne

kanały k (rys.l.9b), d)). We współczesnych konstrukcjach takie kanały

Tabela 1 1

Typowe stopy cynowe i ołowiowocynowe

(skład chemiczny w %) [4]

Rodzaj

stopu

Stopy

cynowe

Stopy

ołowiowo-

-cynowe

Oznaczenie

SAE 10

SAE11

WM80F

WM80

Ł83

Ł89,

MB01*

Ł89L

Hoyt 11R

SAE 13

SAE 14

WM20

WM 10

WM5

Ł16

Ł10AS

Ł6, MB02*

LgPbSn9

Cd
"Alloya 7

4-5

6-7,5

10-12

10-13

10-12

7,25-8,25

7-8

7,8

9,25-10,75

14-16

13,5-15,5

14,5-16,5

15-17

13-15

5,5-7

13,8

Składniki stopowe

4-5

6,5

8-10

5-7

5,5-6,5

2,5-3,5

3,15

0,5

1-2

0,5-1,5

1,5-2,6

1-2

0,9

0,5

'Oznaczenia według Wytwórni Łożysk Ślizgowych

stopu na

reszta

4,5-5,5

9,25-10,75

19-20

9,5-10,5

4,5-5,5

15-17

9-11

5-7

„Delta Bimef

Dodtozu z taśmy stalowei, według PN-H/92327

0,5

1-3

reszta

inne

Ni 0,05-

-0 3

Cd 0,6-
-1,2

Ni 0,3,

Cd 1,

Ag 0,08

Cd 0,5

Ni 0,5

AS 0,5-

-0,9

Kd 0,5,

As 0,5

As 0,6

w Gdansku-Oliwie,

Uwagi

stop amerykański

DIN 1703, RFN

PN-62/H-87111

BN-65/085102-

-łozyska silników

okrętowych

H Cegielski - Po-

znań, łożyska sil-

nikow okrętowych

stop amerykański

DIN 1703.RFN

DIN 1703, RRN

DIN 1703, RFN

PN-62/H-87111

"Miba-Gleitlager-

fabnk" Austria

stop amerykański

odnoszące się do

Tabela 1 2

Typowe brązy ołowiowe i ołowiowocynowe

(skład chemiczny w %) [4]

Rodzaj

stopu

Brązy

ołowiowe

Brązy

ołowiowo-

-cynowe

Oznacze-

nie stopu

BO30,

MB10*

SAE48

SAE 794

Pb Bz25

P510

P 1014

P129

P 157

P205

B422,

MB11*

B1010,

MB12*

G-Sn Pb

Bz10

SAE 40

Składniki stopu

27-33

25-32

21-25

18-30

9-11

4-6

-
3-4
-

9-11

4-6

3
-

-
-

4-6

reszta

inne

Ag 1,5

-
-

' Oznaczenie według Wytwórni Łożysk Ślizgowych „PZL-Bimet" w

stopu na podłożu z taśmy stalowej, według PN-H/923

Uwagi

PN-70/H-87026

stop amerykański

DIN-1716, RFN

„Miba-Gleitlagerfabnk", Austria

PN-70/H-87026

DIN 1716, RFN

stop amerykański

Gdansku-Oliwie, odnoszące się do

nie znajdują już zastosowania, są one bowiem miejscem koncentracji

naprężeń i obniżają wytrzymałość zmęczeniową stopu łożyskowego. W

pobliżu styku obu półpanwi są specjalne wyfrezowania 4 - akumulatory

oleju, które służą do doprowadzania oleju, ułatwiając mu dojście pod

czop wału, a przy jego obrocie pomagają w rozprowadzeniu oleju na

długości łożyska. Akumulatory te zabezpieczają również przed zaklesz-

czeniem czopa w łożysku, co może nastąpić na skutek deformacji

łożyska podczas wadliwie wykonanego montażu, a także zapewniają

minimalne warunki smarowania podczas pierwszych obrotów wału

korbowego. Omawiane „kieszenie" nie dochodzą do krawędzi łożyska i

dzięki temu nie ma niebezpieczeństwa niekontrolowanego wycieku oleju.

Do regulacji luzu w łożysku służyły podkładki 7 (rys.l 9a),b))

montowane między powierzchnie styku półpanewek. Zestaw takich

podkładek powodował spadek sztywności łożyska, dlatego też łożyska

współczesnych silników średnio- i szybkoobrotowych już go nie

zawierają (rys.l.9c),d),e)). Z tego względu wzrost luzu ponad dopusz-

czalne wartości wymaga wymiany półpanewek. W takich łożyskach koł-

ki 6 służą do centrowania półpanewek między sobą.

W celu zwiększenia niezawodności pracy łożysk w silnikach szybko-

obrotowych, zamiast cylindrycznego roztoczenia łożyska, stosuje się roz-

toczenie hiperboliczne, które lepiej kompensuje deformacje łożyska

występujące w czasie pracy silnika. Coraz częściej spotyka się również

łożyska, w których grubość warstwy nośnej w dolnej, bardziej obciążonej

półpanewce jest większa niż w górnej. Pozwala to na powiększenie

części roboczej dolnej półpanewki łożyska i - dzięki temu - zmniejszenie

jej długości (z zachowaniem warunków zabezpieczających smarowanie

hydrodynamiczne).

Pokrywy łożysk

mocuje się do ramy fundamentowej silnika

szpilkami (rys.l.9a),c)), śrubami rozporowymi napinanymi mechanicz-

nie 7 (rys.l.9d)) lub hydraulicznie 8 (rys.l.9b)) i 2 (rys.l.9e)) We współ-

czesnych konstrukcjach szpilki dociąga się za pomocą pras hydraulicz-

nych, podobnych do pras używanych do napinania śrub ściągowych

silnika. Mocowanie pokryw z wykorzystaniem śrub rozporowych

pozwala na zmniejszenie rozmiarów tych pokryw, a w konsekwencji

rozstawu śrub ściągowych silnika Zmniejsza się przy tym również

moment gnący działający na pokrywę i belkę poprzeczną ramy

fundamentowej. Doprowadzenie oleju do łożyska odbywa się zawsze

poprzez najmniej obciążony jego fragment. W silnikach okrętowych

wolno- i średnioobrotowych olej zazwyczaj doprowadza się od góry

rowkiem (kanałem) pierścieniowym (obwodowym) „b" (rys.l.9a),c))

wykonanym na powierzchni roboczej górnej półpanewki, takim samym

kanałem „a" (rys. 1.9e)) w pokrywie łożyska 1, lub przez otwory w górnej

półpanewce i dalej kanałem obwodowym „b" na powierzchni łożyska W

pierwszym wypadku w celu doprowadzenia oleju wykorzystana jest rurka

8, połączona z łożyskiem, a w drugim - hydraulicznie napinane śruby 2.

W celu uproszczenia demontażu łożyska olej często doprowadzany jest

od dołu kanałem „e" oraz rowkiem „d" w obudowie (rys. 1 9b)) i dalej

wierceniami „c" i „b" we wkładkach do łożyska (górnej półpanewki) lub,

jak to pokazano na rysunku 1.9g), kanałem „d" w obudowie, kanałem

między obudową a półpanwią dolną i dalej przez wiercenia do górnej

połówki łożyska. Tam zostaje rozprowadzony rowkiem ,,b'" znajdującym

się na roboczej części górnego wkładu.

Zgodnie z teorią smarowania hydrodynamicznego, a także z powo-

du koncentracji naprężeń, rowki nie powinny się znajdować na wysoko-

obciążonej części roboczej. Jednak w celu zabezpieczenia stałego prze-

pływu oleju, w łożyskach korbowych wspomniane kanały wykonuje się

nie tylko w górnej, ale często i w dolnej części łożyska.

W silnikach wolnoobrotowych obciążenie łożyska w znacznym stop-

niu określają siły bezwładności pochodzące od mas biorących udział w

ruchu obrotowym. Dlatego też cała powierzchnia łożyska może być ob-

ciążona. Olej doprowadza się wówczas nie przez łożysko, ale

wierceniem w wale.

Podwieszone łożyska główne

przejmują pełne ciśnienie gazów

spalinowych. Dlatego ich dolne połówki 1 są masywne, mocowane
śrubami 2 (rys. 1.10a)) lub pionowymi szpilkami 2 i poprzecznymi śruba-
mi 3 (rys. l.l0b)) do ramy fundamentowej silnika.

Rys.1.10. Podwieszone łożyska główne: a) z pokrywą dolną mocowaną

śrubami; b) z pokrywą dolną mocowaną pionowymi szpilkami z

poprzecznymi śrubami

W celu zabezpieczenia osiowego przesunięcia się wału korbowego

jedno z łożysk ramowych (od strony koła zamachowego lub kół zębatych

napędzających wał rozrządu) wykonuje się jako ustalające (promieniowo-

osiowe, co pozwala zachować normalne luzy podczas pracy silnika. Wał

korbowy nagrzewa się i wydłuża cieplnie bardziej niż rama funda-

mentowa silnika (wydłużenie każdego metra długości wału wynosi ok

0.01 mm/°C). Dlatego, aby zapewnić swobodę wydłużenia wału przy

jego nagrzewaniu w jednym kierunku, w łożysku ustalającym przewi-

dziany jest minimalny osiowy luz, a pozostałe łożyska główne wykonuje

się tak, aby ich długość była nieco mniejsza niż wymiar czopów

głównych wału. Łożysko ustalające posiada, wylaną przeciwciernym

stopem, powierzchnię czołową oraz zdejmowane, oporowe pierścienie

lub segmenty, na których opierają się boczne płaszczyzny czopów wału.

Łożysko ustalające nie jest przygotowane na działanie pędnika Dlatego

podczas pracy silnika na śrubę uwzględnia się ten fakt, wykorzystując

dodatkowe łożysko oporowe (oddzielne lub wbudowane w ramę fun-

damentową silnika). Jeżeli łożysko ustalające i oporowe występują ra-

zem, luz osiowy na tym ostatnim powinien być mniejszy.

1.4. STOJAKI SILNIKÓW

Stojaki służą do połączenia bloków cylindrowych z ramą fundamen-

tową w jedną, sztywną, konstrukcyjną całość i utworzenia zamkniętej

przestrzeni - karteru, dla mechanizmu korbowego silnika.

W silnikach wodzikowych stojaki wykonane są z oddzielnych ele-

mentów w kształcie litery A, ustawionych na poprzecznicach ramy fun-

damentowej silnika i przykryte z zewnątrz płytami stalowymi (rys.l.2a),

1.1 la)) lub stanowią konstrukcję skrzynkową (rys.l.2b), l.llb)). W sil-

nikach bezwodzikowych stojak stanowi najczęściej jedną spójną całość z

blokiem cylindrowym (można wówczas mówić o „stojaku-bloku").

Warunki pracy stojaków

są następujące: jest to element obcią-

żony siłami ściskającymi pochodzącymi od napięcia śrub ściągowych

oraz siłami i momentami tych sił, które są efektem działania tłoka w

kierunku normalnym na ścianki cylindra lub działania wodzików na

prowadnice. Wobec braku śrub ściągowych będą to siły pochodzące od

działania ciśnienia gazów, a także wymienione już siły i momenty.

Stojaki wykonuje się ze stali i żeliwa. Spawane stojaki silników

wolnoobrotowych zazwyczaj wykonuje się ze stali (np.: 25, 30),

konstrukcje skrzynkowe są często odlewane z żeliwa.

W silnikach średnioobrotowych znajdują zastosowanie zarówno

konstrukcje odlewane żeliwne, jak i stalowe.

Rys.1.11. Stopki silników okrętowych: a) SULZER RD 76; b) B&W K90GF;

c) SULZER ZV 40/48; d) SULZER BAH22

Spawana konstrukcja stojaków obniża łączną masę silnika i uprasz-

cza prowadzenie prac remontowych. Obniżenie masy stojaków, z uwagi

na to, że stanowią one znaczny procent masy całego silnika (wysokość

stojaków dochodzi do 4 m, a szerokość do 3 m), było bardzo wskazane i

dlatego wprowadzono konstrukcje spawane. Pozwoliło to również na

odejście w niektórych konstrukcjach silników od stosowania ściągów,

które są konieczne w konstrukcjach żeliwnych, gdyż żeliwo nie przenosi

dużych naprężeń rozciągających. Jednakże w konstrukcjach spawanych,

szczególnie dużych silników wolnoobrotowych, nadal występują śruby

ściągowe, ponieważ niektóre spoiny mogłyby nie wytrzymać zmiennych

naprężeń rozciągających.

Konstrukcje spawane mają również wady: szwy spoin są wrażliwe

na korozję, szwy leżące prostopadle do kierunku działania sił źle pracują

na rozrywanie.

Na zewnętrznej stronie stojaków w dużych silnikach wodzikowych

montuje się pomosty umożliwiające załodze łatwy dostęp do

kontrolowanych miejsc silnika. Do stojaków mogą być też mocowane

pompy wtryskowe oraz wsporniki służące do ułożyskowania wału

rozrządu i jego napędu.

Stosując kryterium konstrukcyjne można mówić o stoja-

kach składanych i wykonanych w całości.

Konstrukcja z elemen-

tów w kształcie litery A (element 1 - rys. 1.1 la)), to uproszczenie wykona-

nia, ale sztywność wzdłużna jest w tym wypadku niewielka. Dlatego też, aby

zwiększyć sztywność, używa się skrzynkowych lub dwuteowych

kształtowników, często z szeregiem żeber wzmacniających. Położenie sto-

jaków na ramie fundamentowej ustala się specjalnymi kołkami i śrubami. W

górnej części montuje się przegrody, oddzielające karter od komór

podtłokowych. Otwory w tych przegrodach są wyposażone w specjalne

dławice, aby umożliwić przejście trzonów tłokowych. Do stojaków moco-

wane są prowadnice wodzików 2 (rys. 1.1 la)), które przejmują siły dzia-

łające na wodzik. Prowadnica to stalowa lub żeliwna płyta, wzmocniona

po przeciwnej stronie specjalnymi żebrami usztywniającymi konstrukcję

W celu umożliwienia załodze statku oględzin karteru i elementów

mechanizmu korbowego w stojakach wykonuje się szereg otworów i

luków przykrywanych drzwiami lub pokrywami.

Stojaki skrzynkowe wykonane w całości (rys.l.2b)), a także

składane zarówno w kierunku pionowym, jak i poziomym, charakteryzują

się dużą sztywnością i mniejszą liczbą śrubowych połączeń. Zapewnia to

dobrą szczelność karteru i upraszcza montaż silnika.

Stojaki w silnikach bezwodzikowych, w celu uzyskania dużej sztyw-

ności, wykonuje się w całości z blokiem cylindrowym (rys. 1.l1c),d)).

Przyjmuje się takie rozwiązania, aby uzyskać równomierny rozkład

naprężeń i minimalne odkształcenie wszystkich elementów stojaka. Na

przykład, w konstrukcji pokazanej na rysunku 1.1 Id) (silnik SULZER ZV

40/48) śruby 1 przekazują do stojaka poziomą składową siły działającej

na łożysko 2.

W czasie pracy silnika powietrze w karterze nasyca się parami oleju

i może utworzyć się mieszanina wybuchowa. Wobec przegrzania

dowolnego elementu silnika lub po przedostaniu się gazów spalinowych

z cylindra do karteru koncentracja tych olejowych oparów będzie szybko

rosła i powstanie niebezpieczeństwo wybuchu. W celu zabezpieczenia

karatem silnika przed wzrostem ciśnienia powyżej atmosferycznego oraz

umożliwienia wydalania par oleju, aby nie dochodziło do ich kon-

centracji, przewiduje się w konstrukcji silnika możliwość wentylacji. Rura

wentylacyjna, w której znajduje się oddzielacz oleju i specjalna siatkowa

przegroda płomieniowa, zazwyczaj wyprowadzona jest na górny pokład

lub do przedziału maszynowego. Na podstawie obserwacji intensywności

opuszczania przez rurę par oleju można wnioskować o przegrzewaniu

się par ciernych silnika. W celu zabezpieczenia silnika w wypadku

wybuchu par oleju w stojakach na pokrywach luków montowane są

specjalne zawory bezpieczeństwa - najczęściej sprężynowe (1 na

rys. 1.1 Id)). Ich sumaryczny przekrój czynny powinien zabezpieczać

szybki spadek ciśnienia w karterze. We współczesnych konstrukcjach

silników okrętowych koncentracja par oleju jest automatycznie

kontrolowana przez specjalne detektory (np. GRAWINER).

1.5. BLOKI CYLINDROWE

Bloki cylindrowe należą do najbardziej obciążonych elementów

silnika. Ich funkcja polega na stworzeniu (wraz z tłokami i głowicami)

przestrzeni, w których realizowany będzie cykl roboczy silnika. Na rysun-

ku 1.12 pokazany jest przykład takiego bloku cylindrowego - w tym wy-

Rys.1.12. Blok cylindrowy silnika SEMT PIELSTICK PC2-400

padku - silnika SEMT PC2-400 firmy PIELSTICK. Składa się on z płasz-

cza 2 ustawionego na stojaku 1 i tulei cylindrowej 3. Przestrzeń 7

między płaszczem bloku, a tuleją cylindrową jest obszarem omywanym

wodą chłodzącą, która dopływa do dolnej części tej przestrzeni, po czym

płynąc w górę omywa tuleję, a następnie przechodzi króćcem 4 i

rurkami 5 do przestrzeni chłodzących głowicy. Do osadzenia tulei w

bloku wykonano specjalny kołnierz 6 i powierzchnie ustalające 8. W2-

suwowych silnikach okrętowych ze szczelinową wymianą ładunku w

bloku cylindrowym znajdują się specjalne płaszczyzny, do których

podłączone są odpowiednie kolektory powietrzne i gazowe.

Bloki cylindrowe silników wyposażonych w śruby ściągowe,

obciążone są siłami ściskającymi.Przy braku tych śrub dominują naprę-

żenia rozrywające blok, pochodzące od sił ciśnienia gazów działających

na tłok i tuleję cylindrową.

Materiałami

najczęściej stosowanymi do wykonywania bloków

cylindrowych są: żeliwo, żeliwo modyfikowane, a czasami stal lub stopy

aluminium.

Wymagana sztywność bloku osiągana jest przez stosowanie grubych

ścianek (często dodatkowo ożebrowanych), użycie śrub ściągowych,

wykonanie wspólnych bloków dla kilku układów cylindrowych, a nawet

jednoczęściowego bloku obejmującego silnik w całości.

Konstrukcja silnika, w której bloki cylindrowe są indywidualne, cha-

rakteryzuje się prostotą wykonania, daje możliwość zamiany bloków,

jednakże tylko zblokowana budowa daje dostateczną, niezbędną sztywność

całej konstrukcji, ponadto zmniejsza ona długość silnika i jego masę. Te

zalety okupione są jednak bardzo złożoną technologią wykonania.

1.6. TULEJE CYLINDROWE

Tuleje cylindrowe w silnikach okrętowych to przede wszystkim

wstawiane tzw. tuleje mokre. Można jednakże spotkać również tuleje

suche. Podstawowe zalety tych pierwszych to bardzo znaczne ogra-

niczenie występowania naprężeń rozciągających, z powodu niewielkiego

nagrzewania się ścianek cylindra (naprężenia takie mogą powstać przy

wydłużeniu cieplnym tulei w czasie pracy silnika), dobre oddawanie

ciepła od powierzchni roboczej do wody chłodzącej, możliwość wy-

konywania tulei z materiału bardziej wytrzymałego i odpornego na zużycie

niż materiał bloku cylindrowego oraz stosunkowo duża prostota wykonania i

remontu cylindra.

Podstawowymi mankamentami tulei cylindrowych są: konieczność usz-

czelnienia przestrzeni płaszcz-tuleja oraz możliwość korozji i erozji na

powierzchniach chłodzonych.

W małych szybkoobrotowych silnikach okrętowych mogą być zasto-

sowane wstawiane tuleje suche, a czasami nawet tuleje bezpośrednio

roztoczone w bloku. Tuleje suche stanowią cienkościenne elementy za-

prasowane w chłodzonym bloku. Są one proste w wykonaniu, nie

wymagają uszczelnienia i nie korodują. W porównaniu jednak z tulejami

mokrymi gorsza jest w nich wymiana ciepła między roboczą częścią tulei

a wodą chłodzącą, spowodowana dwuwarstwową ścianką cylindra.

Trudniejszy do wykonania jest również blok cylindrowy.

Warunki pracy

tulei cylindrowej są następujące: jest narażona na

działanie dużych mechanicznych i termicznych naprężeń, jej powierzch-

nia robocza zużywa się trybologicznie, a powierzchnia chłodzona ulega

korozji chemicznej i elektrochemicznej oraz erozji kawitacyjnej.

Obciążenia mechaniczne tulei cylindrowej powstają na skutek

działania ciśnienia gazów, siły normalnej przenoszonej przez tłok w

silnikach bezwodzikowych i siły napięcia szpilek mocujących głowicę.

Ciśnienie gazów p

(rys. 1.13a)) wywołuje w ściance tulei napręże-

nia rozciągające (gdzie: D - średnica cylindra,- grubość
ścianki tulei) i ściskające

Siła normalna N (rys.l.l3b)) wywołuje naprężenia zginające (naj-

większy moment zginający i drgania tulei spowodo-

wane zmiennością siły co do kierunku i wartości.

Od siły napięcia P szpilek mocujących (rys. 1.13b)) w niebezpiecz-

nym przekroju x-x kołnierza oporowego tulei powstają bardzo złożone
naprężenia: rozciągające - od siły P

, ścinające - od siły P

i zginające -

od momentu Podobny stan naprężeń będzie występował w

przekroju y-y oporowego występu bloku cylindrowego.

Naprężenia temperaturowe w tulei wywołane są działaniem

gorących gazów i dodatkowym nagrzewaniem się pierścieni tłokowych

w wyniku tarcia. Wysoka temperatura górnej części gładzi tulei cylin-

drowej znacznie pogarsza warunki smarowania i może sprzyjać inten-

sywniejszemu zużywaniu się tulei oraz pierścieni. W każdym cyklu robo-

czym do powierzchni tulei doprowadzany jest strumień ciepła od gazów

spalinowych o temperaturze t

, a od zewnętrznej powierzchni

odprowadzone jest ciepło do wody chłodzącej o temperaturze t

(rys. 1.13d)). W rezultacie w ścianie tulei następuje spadek temperatury

, powodujący w niej powstawanie naprężeń cieplnych.

Ponieważ gorące warstwy materiału od strony gazu wydłużają się, a

chłodniejsze - po stronie wody skracają, w warstwach wierzchnich

powstają naprężenia ściskające, a w dalszych - rozciągające.

Rys.1.13. Warunki pracy tulei cylindrowych silników okrętowych:

a), b), c) działanie obciążeń mechanicznych; d), ej działanie obciążeń

temperaturowych

Znaczna asymetria temperaturowa na długości tulei (temperatury w

górnych jej partiach są wyższe aniżeli w położonych niżej) i na obwodzie

(temperatura po stronie wydechu - wyższa niż po stronie dolotu

świeżego ładunku - szczególnie w silnikach dwusuwowych ze

szczelinowym sposobem wymiany ładunku) powoduje nierównomierne,

promieniowe i osiowe deformacje tulei (rys.l.l3e)). Rezultatem tego jest

skrzywienie jej osi symetrii, a także deformacja gładzi i powstanie

dodatkowych naprężeń temperaturowych.

Naprężenia sumaryczne, które przenosi ścianka tulei cylindrowej są

równe to jest sumie naprężeń mechanicznych i cieplnych
Wraz ze wzrostem grubości ścianki obniża się wartość , ale rośnie

. Dla każdej średnicy cylindra określa się więc optymalną grubość jego

ścianek, której odpowiadają minimalne wartości naprężeń sumarycznych

Konstrukcji tulei cylindrowych stawiane są następujące podstawowe

wymagania: wysoka wytrzymałość, dobre chłodzenie szczególnie górnej

części, przy możliwie małych spadkach temperatur w ściance, mała nie-

równomierność odkształceń promieniowych i osiowych, szczelność po-

wierzchni, włącznie ze stykiem: tuleja - płaszcz wodny korpusu i tuleja -

głowica, z jednoczesnym zachowaniem swobody rozszerzalności

wzdłużnej i promieniowej.
Materiał na tuleje cylindrowe powinien wykazywać odporność na zużycie

ścierne, a także być żaroodporny i mieć dobre właściwości prze-

ciwcierne (ślizgowe).

Jednoczesne spełnienie wszystkich wymienionych warunków nie za-

wsze jest możliwe i dlatego ostateczna forma tulei jest swego rodzaju

konstrukcyjnym kompromisem.

Materiałami,

z których wykonuje się tuleje cylindrowe są najczęś-

ciej żeliwo z dodatkami stopowymi - tytanem, chromem, niklem, wana-

dem lub żeliwo perlityczne i austeniczne. W silnikach szybkoobrotowych

mogą znajdować się tuleje wykonane ze stali stopowych.

W celu podwyższenia odporności na zużycie żeliwne tuleje silników

średnio- i szybkoobrotowych pokrywa się porowatą warstwą chromu, a

stalowe - azotuje. W celu ochrony przed erozją i korozją zabezpieczona

zostaje również część zewnętrzna, chłodzona. Do najpopularniejszych

zabiegów tego typu należy. pokrywanie powierzchni specjalnymi

farbami, lakierami, chromowanie i kadmowanie. Na powierzchni ro-

boczej często wykonywana jest specjalna „siatka" w postaci mikrorow-

Rys.1.14. Tuleje cylindrowe silników czterosuwowych. a i b) średniej i małej

mocy, c) B i W 450H; d) SULZER 240/48; ej MAN W 52/55

ków albo linii śrubowej biegnącej z odstępem 12-15 mm i o głębokości

0.03-0.06 mm. Ma to ułatwiać prowadzenie procesu docierania nowej

tulei, pierścieni tłokowych i pozwala na wizualną ocenę stanu zużywania się

tulei dokonywaną przez okna wymiany ładunku.

Rys. 1.15. Tuleje cylindrowe silników dwusuwowych z przepłukaniem

wzdłużnym: a) firmy B i W, b) szczelinowym

Przykładowe konstrukcje tulei cylindrowych pokazane są na rysun-

kach 1.14, 1.15 i 1.16. W górnej części tuleje są często znacznie pogru-

bione - 1 (rys.l.l4a), 1.15a)) i dzięki temu wykonuje się kołnierz 2, który

opiera się o odpowiedni występ płaszcza korpusu 11 lub blok cylindrowy 3.

Od góry tuleja dociskana jest występem głowicy 9 (szczegół I na rys.l,14a)).

Swobodna promieniowa i osiowa rozszerzalność tulei zapewniona jest

przez sztywne utwierdzenie tylko wyżej wymienionego kołnierza, z pozo-

stawieniem odpowiednich luzów promieniowych i (patrz

rys.l.l4a),b) i 1.15a)) Chroni to blok cylindrowy przed rozerwaniem, a

gładź tulei cylindrowej - przed niebezpiecznymi deformacjami (przy na-

grzewaniu tuleja rozszerza się bardziej niż blok cylindrowy).

Uszczelnienie płaszcza wodnego w górnej części uzyskuje się przez

docieranie odpowiednich powierzchni kołnierza tulei i właściwego wy-

stępu bloku cylindrowego, z równoczesnym wykorzystaniem mas usz-

czelniających. Czasami pod kołnierz wkładana jest wyżarzana uszczelka

miedziana. W wysokoobciążonych silnikach średnioobrotowych w celu

uszczelnienia i zabezpieczenia wspomnianego połączenia przed korozją

wstawiany jest w tym miejscu pierścień gumowy 3 (rys. 1.14c),d)). Uszczel-

nienie powierzchni tulei i głowicy narażonych na penetrację gazów spa-

linowych realizuje się przez docieranie lub wstawianie w specjalne pod-

tłoczenie 3 (rys.l.l4a)) podkładki z miękkiej stali lub wyżarzonej miedzi.

W celu zmniejszenia naprężeń zginających (najbardziej niebezpiecznych

dla żeliwa) należy w kołnierzu tulei zmniejszyć wartość ramienia 1

(rys.l.l3c)), czyli pierścieniowe wytoczenie wykonać nad oporową

częścią kołnierza tulei. Przy 1 =0 w niebezpiecznym przekroju będą

działać tylko naprężenia ścinające, jednakże wzrosną naprężenia w

powierzchni oporowej bloku, głowicy cylindrowej i szpilkach ją

mocujących. Dlatego położenie wspomnianego pierścieniowego

wytoczenia ustala się, biorąc pod uwagę minimalną wartość naprężeń

we wszystkich wymienionych elementach tego węzła.

W celu niedopuszczenia do powstawania w tulei - na skutek wypra-

cowania - występu, który utrudniałby demontaż tłoka i niszczył pier-

ścienie tłokowe, w górnej jej części wykonuje się specjalne roztoczenie o

postaci cylindrycznej lub stożkowej (prawa i lewa strona tulei na

rys.l.l4a)). Jednakże takie roztoczenie tulei powoduje, że gazy spali-

nowe mają znacznie łatwiejszy dostęp do górnego pierścienia tłoko-

wego, powodując jego nadmierne nagrzewanie. Dlatego we wszystkich

współczesnych konstrukcjach - zamiast wspomnianego roztoczenia -

częściej stosuje się wąski kanał, który powstrzymuje zbyt swobodny

dostęp gazów do pierścienia (rys.l.l4b),c),d) i 1.15a))

W silnikach czterosuwowych, aby umożliwić zaworom normalne

warunki pracy (szczególnie wówczas, gdy grzybki zaworowe wychodziły

poza średnicę wewnętrzną cylindra) i zmniejszyć dławienie przepływu

strumienia gazów spalinowych oraz powietrza doładowującego, w górnej

części tulei mogą być wykonane specjalne „kieszenie" 4 (rys. 1.14a))

Wówczas tuleja wstawiana jest w blok w ściśle określonej pozycji, którą

ustalają specjalne znaki lub kołki ustalające 5.

Górna część tulei cylindrowej przejmuje największe obciążenia

cieplne i mechaniczne. Warunki chłodzenia są w tym miejscu najtrud-

niejsze z powodu masywnego kołnierza i pogrubionej ścianki. Dlatego

też, aby poprawić chłodzenie tej części i obniżyć jej obciążenie cieplne,

konstruktorzy stosują obecnie następujące zabiegi:

1. Kołnierz oporowy 11 bloku (rys. 1.14a)) wzmacnia się

specjalnymi żebrami 12, wodę doprowadza się z płaszcza wodnego do

głowicy wewnętrznymi rurkami 7, uszczelnionymi gumowymi

pierścieniami 8. Daje to możliwość doprowadzenia wody znacznie

wyżej, a więc i lepszego schłodzenia tej strefy.

2. Górną część tulei cylindrowej wykonuje się z obwodowymi

żebrami 2 (rys.l.l6a)), dzielącymi przestrzeń wodną na kanały 1, w któ-

rych przepływa woda. Na skutek zmniejszenia przekrojów czynnych

rośnie prędkość wody w

i wraz z nią - współczynnik oddawania ciepła

od ścianki tulei do wody.

3. Na spiralnych żebrach 1, w górnym obszarze tulei (rys. 1.16d))

lub na całej jej długości (rys. 1.14b)) montuje się dodatkowo tuleję

cienkościenną (koszulkę) 2. Odprowadzenie ciepła intensyfikuje się

dzięki dużej prędkości przepływu wody chłodzącej w spiralnych kanałach

i powiększonej powierzchni wymiany ciepła. Żebra podnoszą również

sztywność tulei, co pozwala zmniejszyć grubość jej ścianek i obniżyć

wydatnie naprężenia cieplne. Jeżeli omawiana koszulka znajduje się na

całej długości, to blok cylindrowy jest izolowany od wpływu wody

chłodzącej i nie narażony na korozyjne i erozyjne zużycie

4. W silnikach dwusuwowych ze wzdłużnym szczelinowym przepłu-

kaniem (rys. 1.15b)) żebra wykonuje się dla górnej części tulei 1 schła-

dzanej powietrzem przepłukującym. Intensywne chłodzenie części

środkowej, stanowiącej komorę spalania, uzyskuje się dzięki wzdłużnym

żebrom 2, zwiększającym powierzchnię wymiany ciepła i prędkość

przepływu wody chłodzącej.

5. Kołnierz tulei ustawia się nie na oporowym występie bloku cylin-

drowego, ale na żeliwnej 1 (rys. 1.16c)) lub stalowej 2 (rys. 1.16b))

tulejowej wstawce (pierścieniu), co pozwala wynieść komorę spalania

poza obszar bloku akumulującego ciepło i polepszyć chłodzenie ścianek

tulei. Rozwiązanie to daje również możliwość obniżenia wysokości bloku,

a więc i masy silnika. Stalowy pierścień przenosi również obciążenia

mechaniczne. Luz między nim, a występami tulei w czasie pracy silnika

zostaje wybrany (promieniowe rozszerzanie się tulei cylindrowej), po

czym pierścień przejmuje obciążenie pochodzące od działania sił gazo-

wych dążących do rozerwania tulei. Taka konstrukcja pozwala obniżyć

temperaturę gładzi tulei, zmniejszyć, nawet o 50%, naprężenia mecha-

niczne i termiczne; zabezpiecza ona również blok cylindrowy przed

rozerwaniem podczas nadmiernego rozszerzania się tulei na skutek jej

przegrzania (podatność takiego pierścienia jest znacznie większa aniżeli

bloku cylindrowego). Podstawową wadą omawianego rozwiązania są

trudności eksploatacyjne z utrzymaniem zadanego luzu między pierście-

niem i występami (żebrami) tulei.

6. Kołnierz tulei bywa wzmacniany przez naciąganie na niego na

gorąco stalowej obręczy 4 (rys.l.l5a) - węzeł II), w samym zaś kołnierzu
wykonuje się kanały 5, w których cyrkuluje woda chłodząca.

7. Na kołnierz tulei i jej górną część z pierścieniowymi żebrami ze

wstępnym zaciskiem montuje się ożebrowany stalowy pierścień - bandaż 2

(rys.l.l6b)), co pozwala na: wykonanie cienkich ścianek tulei, poprawę

chłodzenia, obniżenie naprężeń cieplnych i mechanicznych, zmniejszenie

deformacji kołnierza. Obwodowe podtoczenie w kołnierzu, przykryte sta-

lowym, składanym pierścieniem 1, tworzy przestrzeń chłodzącą kołnierza.

8. Kołnierz tulei wykonuje się w formie wysokiego, grubo-

ściennego, okrągłego pasa, mogącego przejmować bardzo duże

obciążenia mechaniczne pochodzące od działania gazów spalinowych.

Cyrkulacja słodkiej wody chłodzącej odbywa się w specjalnych kanałach,

wykonanych jako otwory przechodzące pod pewnym kątem do

tworzącej cylindra i przecinające się z promieniowymi wierceniami

wykonanymi w górnej części tulei (rys.l.l4c),d)) lub przecinające się z

otworami prowadzonymi pod pewnym kątem do osi cylindra

(rys.l.l4e)). Dzięki temu możemy doprowadzić wodę praktycznie

bardzo blisko gładzi tulei, a więc istotnie obniżyć jej temperaturę. Grube

ścianki po zewnętrznej stronie (poza kanałami chłodzącymi) pozostają

chłodne. Omawiany w tym miejscu kołnierz ma dużą sztywność i jest

doskonałym podparciem dla głowicy. Woda chłodząca z opisanych

wierceń dociera do pierścienia zbiorczego 1 (rys.l.l4e),f)), umoco-

wanego do kołnierza tulei, i dalej, przelotowymi rurkami 2, przepływa

do głowicy. W celu intensywnego i równomiernego ochłodzenia

gazowego styku tulei z głowicą, a także wewnętrznej ściany głowicy,

woda doprowadzana jest specjalnym kołnierzem 1 (rys.l.l4d))

uszczelnionym pierścieniami gumowymi 2.

9. W górnej części tulei cylindrowej od strony komory spalania

montuje się specjalny żarowy (ogniowy) pierścień 1 (rys.l.l6e)) chro-

niący ją przed bezpośrednim działaniem płomieni. W najnowszych kon-

strukcjach silnika pierścienie takie występują już sporadycznie, ponieważ

nagar wypełniający przestrzeń między pierścieniem ogniowym a tuleją

znacznie ograniczał możliwości odbioru ciepła, w wyniku czego docho-

dziło do przegrzania się pierścienia, korozji wanadowej, nadmiernego

obciążenia cieplnego i mechanicznego, a w dalszej konsekwencji do

pękania pierścienia.

Dolna część tulei silników czterosuwowych zawiera często gruby,

cylindryczny kołnierz (rys. 1.14a) - węzeł III; c) - węzeł II).

Luz promieniowy między kołnierzem i blokiem przy nagrze-

waniu się powinien zapewnić swobodę odkształcania się tulei.

W silnikach bezwodzikowych tuleja wystaje do karteru. Pozwala to

wówczas obniżyć wysokość silnika. Dla korbowodu, w płaszczyźnie jego

pracy, wykonuje się w tulei specjalne wycięcia 6 (rys.l.l4a),c)). W po-

grubionej, dolnej części tulei silników dwusuwowych wykonuje się okna

wymiany ładunku (rys.1.15 i 1.16). Do oceny stanu gładzi tulei,

pierścieni tłokowych i do czyszczenia okien wymiany ładunku z nagaru

w ściance tulei często wykonuje się specjalny dodatkowy otwór, który

następnie zostaje przykryty zaślepką „d" (rys.l.l6a),e)). Uszczelnienie

dolnej części tulei w silnikach czterosuwowych i dwusuwowych z

przepłukaniem wzdłużnym (szczelinowo-zaworowy system przepłukania)

zapewnia stosowanie pierścieni gumowych 13 (rys.l.l4a) - węzeł III), 4

(rys.l.l4c) - węzeł II), 6 i 8 (rys.l.l5a) - węzeł II i III) lub dławicy

uszczelniającej 14 z dociskową tuleją 15 (rys,1.14a) - węzeł III). Gumo-

we pierścienie o przekroju kołowym - z pewnym napięciem - zakłada

się w rowki wytoczone w pogrubionym obszarze tulei. Wspomniana

Rys.1.16. Tuleje cylindrowe dwusuwowych silników okrętowych ze

linowym układem przepłukania: a) MAN KZ70/120, b) MAN KSZ 105/180;

c) SULZER SD72; d) D30/50; e) SULZER RD76

dławica jest rozwiązaniem, które pozwala na eliminowanie ewentualnych

przecieków wody chłodzącej bez konieczności demontowania tulei.

W silnikach dwusuwowych z przepłukaniem szczelinowym, obszar

okien wymiany ładunku oddziela się i uszczelnia pierścieniami gumo-

wymi 3, 5 (rys.l.l6e)) lub pierścieniami 3 (rys.l.l6a)), a od strony gazu

miedzianym pierścieniem 6, osadzonym na wcisk w centrującym wy-

stępie bloku silnika. Dolny punkt obsadzenia tulei w bloku uszczelniają

również pierścienie gumowe 7 (rys.l.lóe)).

W celu kontroli stanu uszczelnień wodnych i sygnalizacji przecieków

wody, często wytacza się dodatkowo specjalny, zbiorczy kanał 5

(rys.l.l4c)), 4 (rys.l.l6a),e)), połączony ze specjalnymi otworami „c" w

płaszczu. W silnikach ze wzdłużnym przepłukaniem jakość uszczelnienia

jest kontrolowana poprzez obwodowy luz 9 (rys,1.15a) - węzeł III)

między sztucerem olejowym 7, a blokiem cylindrowym. Kłopoty z

górnymi uszczelnieniami 6 muszą spowodować wyciek wody. Jeżeli

uszczelnienie 8 pracuje wadliwie, we wspomnianej szczelinie 9 pojawia się

powietrze doładowujące. Wreszcie, jeżeli dojdzie do naruszenia połączenia

sztucer - tuleja, mogą się pojawić: olej cylindrowy lub gazowy z cylindra.

Zmniejszenie nierównomierności promieniowych i osiowych defor-

macji tulei, w celu zapobieżenia skrzywieniu osi i skażeniu formy gładzi

tulei, osiągają konstruktorzy, stosując między innymi następujące

zabiegi:

1. W rejonie okien wymiany ładunku średnicę tulei zwiększa się o

około 0.3-0.4 mm przez mimośrodowe wytoczenie „mostków" po-

między oknami (rys.l.l6a)). Profil tego roztoczenia określa się w przybli-

żeniu, jako że i kształt gładzi tulei w czasie pracy też nie jest do końca

znany. Skutkiem tego po nagrzaniu mogą powstać zniekształcenia gładzi

(szczególnie w rejonie przejścia wytoczenia w powierzchnię bazową),

które powodują stopniowe wypracowywanie się tulei

2. Od jednego lub dwóch wylotowych okien tulei do jej końca

wykonuje się skośne przecięcie, pozwalające na deformację tulei w

obszarze okien, w kierunku tego przecięcia, bez niebezpieczeństwa

zmiany kształtu powierzchni ślizgowej (rys.l.l6c)).

3. Na zewnętrznej powierzchni oporowego obszaru tulei (naprzeciw

obszaru okien dolotowych i wylotowych) wykonuje się wycięcia, których

celem jest bardziej równomierny rozkład materiału tulei na obwodzie i

obniżenie odkształceń cieplnych).

4. Występ bloku cylindrowego (rys.l.l6c) punkt osadzenia) lub

tulei (rys. 1.16e) - węzeł I) wykonuje się jako sprężysty (podatny). W

rezultacie następuje poprawa warunków pracy uszczelnienia obszaru

okien, co zapobiega deformacjom części ślizgowej tulei przy promie-

niowym rozszerzaniu się.

5. „Mostki" między oknami (szczególnie wylotowymi) mogą być

chłodzone wodą przepływającą z dołu do góry wierceniami „e" w most-

kach (rys.23e)) lub z górnej części w dół rurkami 4 (rys.l.lób)) Obniża to

znacznie nierównomierność zarówno promieniowych, jak i osiowych od-

kształceń tulei, a także temperaturę gładzi w obszarze okien wylotowych.

6. Tuleje są składane, z luzem między dolną, a górną częścią

(rys.l.l6a),b),c)) lub bez niego. Górna część chłodzona jest wodą, a

dolna wodą lub powietrzem doładowującym. Składana tuleja ma

mniejsze odkształcenia osiowe, charakteryzuje się większą sztywnością,

mniejszymi drganiami części dolnej (część dolna sztywno mocowana do

korpusu poprzez kołnierz lub specjalny pierścień osadczy) Przecięcie -

płaszczyzna łączenia dwóch części tulei bywa prosta lub falista. Linia

falista pozwala na płynne przechodzenie pierścieni tłokowych w tym

obszarze i zabezpiecza je przed łamaniem, jednak z punktu widzenia

technologii wykonania jest to rozwiązanie trudniejsze.

Smarowanie tulei cylindrowych

w silnikach bezwodzikowych

zazwyczaj odbywa się rozbryzgowo; z dolnej części olej jest zabierany

dalej przez pierścienie tłokowe. W silnikach średnioobrotowych dużej

mocy często przewidziane jest indywidualne smarowanie przez system

lubrykatorowy (rys.l.l4c),d),e)). W dwusuwowych silnikach bezwodziko-

wych lubrykatorowy system smarowania jest konieczny, ponieważ wy-

stępują w nich wyższe obciążenia cieplne, a w okolicach okien wymiany

ładunku dochodzi do zrywania filmu olejowego.

W silnikach wodzikowych stosuje się tylko układy smarne

przepływowo-kroplowe, w których dolot oleju wymuszony jest

lubrykatorami. Olej dociera na gładź tulei przez sztucery 7 (rys.l.l5a) -

węzeł III), 3 i 2 (rys.l.l6b,c)), które są wkręcone w tuleję W silnikach

wcześniejszych konstrukcji olej docierał na gładź przez specjalne

promieniowe i osiowe kanały prowadzone od górnego kołnierza tulei
(rys.l.16a)).

Przed cylindrem występuje zawór zwrotny zabezpieczający

przewody olejowe przed penetracją gazów spalinowych Jednak z uwagi

na dość dużą odległość między zaworem zwrotnym a punktem „a"

wejścia oleju na gładź olej pozostaje przez długi okres w obszarze

wysokotemperaturowym i podlega działaniu gorących gazów przeni-

kających do kanałów olejowych. W rezultacie olej łatwo koksuje, tworzą

się nagary, które w skrajnym przypadku doprowadzą do zarośnięcia ka-

nałów olejowych. Tak więc jedyną zaletą tego rozwiązania jest uwolnie-

nie się od konieczności przechodzenia sztucera przez płaszcz wodny.

W celu równomiernego rozprowadzenia oleju na obwodzie tulei

wykonuje się w niej, w rejonie otworów olejowych, specjalne rowki

(rowki b - rys.l.l4c), 1.15a), 1.16b),e)) lub łączy się te otwory kanałem

w kształcie „piły" (rys.l.lóa)). Rozłożenie otworów olejowych zależy od

całego szeregu czynników, w tym obciążenia silnika, liczby suwów przy-

padających na cykl pracy, a także zespołu czynników trybologicznych.

1.7. GŁOWICE

Głowica jest elementem silnika, który służy do szczelnego zamknięcia

przestrzeni roboczej cylindra, kształtuje od góry komorę spalania, służy do

rozmieszczania różnorodnej armatury, w tym zaworów i wtryskiwacza.

W silnikach czterosuwowych głowica składa się z tzw. dna ogniowego 1

(rys. 1.17a)) i górnego 3, połączonych z sobą pionowymi ściankami i

gniazdami: 5- dla osadzenia wtryskiwacza, 4- zaworów dolotowych, 6- za-

worów wylotowych, a także gniazda zaworu rozruchowego i bezpieczeń-

stwa. W głowicy wykonane są powietrzne i gazowe kanały oraz przestrze-

nie chłodzące, często o bardzo złożonym kształcie.

Głowice silników czterosuwowych i dwusuwowych ze szczelinowo-za-

worowym sposobem przepłukania (rys.l 17c),d)) są do siebie podobne

pod względem konstrukcyjnym. Silniki dwusuwowe z przepłukaniem

wzdłużnym szczelinowym, nie posiadają głowic. Konstrukcja głowicy

silnika dwusuwowego z przepłukaniem przez okna wymiany ładunku jest

prostsza, ponieważ nie ma w niej zaworów dolotowych i wylotowych.

Warunki pracy głowicy

można scharakteryzować następująco: Jest

ona poddawana działaniu dużych obciążeń mechanicznych i termicznych.

Obciążenia mechaniczne powstają pod wpływem ciśnienia gazów i

siły napięcia śrub głowicowych. Niebezpieczne przekroje w głowicy to

obszary przechodzące przez otwory pod zawory.

Rys.1.17. Głowice czterosuwowych silników okrętowych i dwusuwowych z

rozrządem szczelinowo-zaworowym: a) SULZER ZL 40/48, b) B&W 45MTBH40;

c) B&W VT2BF 74/160, d) B&W L90GF

Rys.1.18. Głowice dwusuwowych silników okrętowych ze szczelinowym

sposobem przepłukiwania: a) MAN KZ 57/80, b) MAN KZ 70/120, c) MAN KSZ

150/180A, d) SULZER RND 105, e) SULZER RLA 90

Naprężenia temperaturowe wywołane są bezpośrednim stykiem

ogniowego dna głowicy z gorącymi gazami. Nagrzewanie się tej powie-

rzchni obniża jej wytrzymałość, a gradienty temperatur na jej grubości

wywołują naprężenia cieplne.

Konstrukcji głowicy stawia się szereg konkretnych wymagań, od

których spełnienia zależy jej niezawodna praca. Najważniejsze z nich to:

- jak najmniejsze naprężenia w dnie ogniowym,

- swoboda rozszerzalności cieplnej najbardziej nagrzewających się

obszarów,

- możliwie prosty i symetryczny kształt w celu uzyskania równo-

miernego rozkładu temperatur i obniżenia naprężeń, które mogą być

wywołane różną prędkością nagrzewania się i stygnięcia ścianek

głowicy,

- duże przekroje czynne zaworów dolotowych i wylotowych,

- optymalny kształt komory spalania, zgodny z przyjętym syste-

mem tworzenia mieszaniny paliwowo-powietrznej i układem wymiany

ładunku, prowadzący również do mniejszych obciążeń cieplnych górnej

części tulei cylindrowej.

Materiał na głowice

powinien być odporny na działanie wyso-

kich temperatur, posiadać mały współczynnik rozszerzalności liniowej i

dużą wartość współczynnika przewodzenia ciepła Głowice silników

wolnoobrotowych wykonuje się z ulepszonej stali, na przykład molibde-

nowej lub chromowo-niklowej. Do produkcji głowic silników średnio-

obrotowych służą najczęściej żeliwa stopowe z dodatkami molibdenu,

chromu, niklu, ale może to być również żeliwo surowe. W silnikach

szybkoobrotowych używa się żeliwa, a także stopów aluminiowych.

Ogniowa część głowicy powinna być wykonana ze stali stopowej, a

górna część z żeliwa lub stali (np.: St 5, 35).

Przykładowe konstrukcje głowic pokazano na rysunkach 1.17 i

1.18. W silnikach wolno- i średnioobrotowych głowice są indywidualne

dla każdego cylindra, a w szybkoobrotowych - poza wymienionymi -

mogą być zblokowane.

Ze względu na kształt można wyróżnić głowice czworokątne,

sześciokątne, ośmiokątne i okrągłe. Wielokątne i okrągłe umożliwiają

rozmieszczenie na ich obwodzie większej liczby szpilek mocujących i w

ten sposób pozwalają na znaczne zmniejszenie ugięcia płaszczyzn

głowicy między szpilkami. Można również wówczas przyjąć mniejsze siły

napięcia śrub, uzyskując jednocześnie dobrą szczelność połączenia

głowica - tuleja.

Głowice czworokątne mocuje się śrubami rozmieszczonymi w

narożnikach, co jest z konstrukcyjnego punktu widzenia bardzo

wygodne. Przy dużej odległości między śrubami trzeba jednak zwiększyć

sztywność głowicy, średnicę szpilek i siłę ich napięcia podczas realizacji

połączenia.

Kształt denka ogniowego jest konsekwencją przyjętego sposobu

tworzenia mieszaniny paliwowo-powietrznej i systemu przepłukania, z

uwzględnieniem powstających w nim naprężeń.

Głowice chłodzone są wodą doprowadzaną z przestrzeni chłodzących

tulei cylindrowych. Chłodzi ona kolejno denka głowicy, gniazda zaworów

oraz kanały gazowe i powietrzne. Aby wzmocnić cyrkulację w głowicy

montuje się specjalne dysze lub przegrody ukierunkowujące i zawirowujące

przepływ szczególnie na denko ogniowe. Woda z głowicy odprowadzana

jest z najwyższego punktu przestrzeni chłodzącej, tak aby zapobiegać

tworzeniu się „zastoin" wody i poduszek powietrznych lub parowych.

Obniżenie naprężeń w głowicy i obciążenia cieplnego górnego ob-

szaru tulei cylindrowej osiągane jest dzięki następującym,

najważniejszym, zabiegom konstrukcyjnym:

• Drugie denko 2 (rys.l.l7a)) głowicy stanowi element oporowy

dla cienkościennego denka ogniowego 1, zapewniając istotne obniżenie

naprężeń mechanicznych i cieplnych w tym ostatnim i możliwość jego

intensywnego chłodzenia. Opuszczając tuleję cylindrową, woda dociera

do przestrzeni między wspomnianymi denkami, gdzie następuje

schładzanie gniazd zaworowych. Następnie, kanałem wokół wtryski-

wacza 5, dociera do górnej części głowicy.

• Głowice jednoczęściowe (rys.l.l7d), 1.18e)) lub składane o

półkołpakowym kształcie pozwalają na umieszczenie w nich komory

spalania silnika. Górna część tulei cylindrowej i miejsce jej styku z

głowicą zostają przykryte tłokiem, kiedy znajdzie się on w GMP. W

wyniku tego miejsce uszczelnienia nie jest poddawane bezpośredniemu

działaniu gazów, co znacznie obniża obciążenie cieplne górnego obszaru

tulei. Gazy działają tam dopiero w suwie rozprężania, kiedy ciśnienie i

temperatura są już znacznie niższe. Zastosowanie takich głowic ułatawia

demontaż tłoka, a także w wielu przypadkach pozwala na wykonanie

otworów pod zawory: rozruchowy, bezpieczeństwa i indykatorowy w

bocznej powierzchni. Denko ogniowe jest wówczas pozbawione

otworów, a więc wolne od miejsc potencjalnej koncentracji naprężeń.

• W wielu konstrukcjach obecnie produkowanych silników dwusu-

wowych, w głowicach wykonanych w całości, zamiast przestrzeni chło-

dzących wykonuje się specjalne wiercenia (rys.l.l7d), i 1.18e)). Dotyczy

to głowic stalowych, kutych, stanowiących bardzo sztywną płytę z wyto-

czeniem pod komorę spalania. W dnie ogniowym omawianej głowicy

wywiercono szereg promieniowych kanałów 1, a w dalszsej części -

kanały styczne 2. Dzięki bliskiemu położeniu kanałów w stosunku do

powierzchni ogniowej, spadki temperatur wywołane przepływającą

wodą chłodzącą koncentrują się głównie między kanałami i powierzchnią

ogniową, a temperatura pozostałej, podstawowej, masy głowicy jest w

przybliżeniu stała i stosunkowo niska. Naprężenia cieplne w takiej

głowicy są więc nieznaczne, a niski poziom naprężeń mechanicznych

zapewnia kuta konstrukcja. Nieduża wysokość głowicy silnika B&W

(rys. 1.17d)) pozwoliła na zastosowanie stosunkowo lekkich wtryski -

waczy, a jej intensywne chłodzenie i bardzo dobry styk wtryskiwacza z

głowicą na tyle polepszyły odbiór ciepła od wtryskiwacza, że nie stosuje

się już jego bezpośredniego chłodzenia.

• Składana głowica, pokazana na rysunku 1.18a), składa się z dwóch

części. Dolna, stalowa, chłodzona część 5, w celu obniżenia naprężeń

cieplnych i dobrego odprowadzenia ciepła, wyposażona jest w cienko-

ścienne dno ogniowe z żebrami usztywniającymi 6, które tworzą w prze-

strzeni chłodzącej spiralne kanały. Górna, żeliwna, wstawka 1 przejmuje

tylko obciążenia mechaniczne i zapewnia konstrukcji ogólną wytrzyma-

łość. W celu zmniejszenia masy jest ona drążona i usztywniona promie-

niowymi żebrami. Obie części głowicy połączone są szpilkami 2. W dol-

nej części wykonany jest otwór pod wtryskiwacz 3. Pokazane na rysunku

otwory 4 służą jedynie do opróżniania głowicy z piasku po procesie

odlewania.

• Aby umożliwić obróbkę mechaniczną przestrzeni wodnej, a także

uprościć czyszczenie w trakcie eksploatacji, dolna część głowicy wykonana

jest jako cienkie denko ogniowe 2, z żebrami będącymi podparciem dna

górnego 1 (rys.l.l8b),c)). W obecnie produkowanych wysoko obciążonych

silnikach okrętowych w płaszczyźnie podziału głowicy montuje się ożebro-

waną z dwóch stron stalową płytę lub wykonuje żebra w górnej części

głowicy 1 (rys. 1.18c)).

• Przedstawione na rysunku 1.17b) rozwiązanie konstrukcyjne to

monoblok głowicy 1 i tulei 4. Jest to również rozwiązanie tzw. kołpakowe,

czyli z ukształtowaną w głowicy komorą spalania. Połączenie monobloku ze

stojakiem 3 jest uszczelnione pierścieniem gumowym 2. Do zalet tego roz-

wiązania zaliczyć można zakryty styk gazowy i dobre chłodzenie górnej

części tulei. Jednak, wady związane ze złożonością odlewu, koniecznością

wymiany całego monobloku w razie uszkodzenia dna ogniowego głowicy

czy wreszcie komplikacje z montażem i demontażem silnika ograniczają
stosowanie tego rozwiązania.

• Głowica stalowa 1 pokazana na rysunku 1.18d) zawiera wstawkę

żeliwną 2, w której znajdują się: wtryskiwacz, zawór rozruchowy, zawór
bezpieczeństwa oraz indykatorowy Obie części głowicy mogą rozszerzać się
niezależnie, co wydatnie obniża poziom naprężeń cieplnych. Ogniowe
części głowicy i wstawki, są półkoliste (półsferyczne), co ma obniżyć ich
obciążenie mechaniczne. We wcześniejszych konstrukcjach silników
okrętowych stosowano stożkowe kształty części ogniowej i płaskie wstawki
Przedstawiona na rysunku 1.18d) głowica charakteryzuje się prostotą
budowy i dużą niezawodnością pracy, wszystkie bowiem otwory pod
aramaturę, a więc miejsca potencjalnej koncentracji naprężeń, znajdują się
we wstawce. Prezentowana konstrukcja pozwala również na przegląd tulei
tylko po demontażu wstawki.

2. UKŁAD TŁOKOWO-KORBOWY

Układ tłokowo-korbowy służy do przekazywania na wał korbowy

silnika energii gazów działających na denko tłoka, to jest do zamiany

ruchu posuwisto-zwrotnego tłoka na ruch obrotowy wału

Najważniejszymi elementami układu (rys 2 1) w silnikach bezwo-

dzikowych są: tłok 1, korbowód 3 i wał korbowy, a w silnikach wodzi-

kowych: tłok wraz z trzonem tłokowym 1, układ wodzikowy 2, korbowód 3 i

wał korbowy.

Oczywiście, w silnikach

bezwodzikowych układ ten jest

prostszy aniżeli w wodziko-

wych, a długość i łączna masa

niższa. Jednakże dla średnic

cylindrów D>500 mm i przy

dużych ciśnieniach spalania,

siła normalna N może osią-

gać bardzo duże wartości (dla D

D = 900 mm i p

= 7 MPa

N = 400 kN), powodując

zwiększone zużycie tulei cy-

lindrowej i silne stuki przy

zmianie kierunku działania

W silnikach wodzikowych

tuleje cylindrowe nie są pod-

dawane działaniu siły N, po-

nieważ jest ona przenoszona

przez wodziki na prowadnice.

Pozwala to na przyjęcie nieco

większych luzów między tło-

kiem a tuleją i tym samym -

ograniczenie niebezpieczeń-

stwa zatarcia tłoka.

Temperaturowe warunki

pracy tłoka w porównywal-

nych warunkach są lepsze w

b )

Rys.2 1 Elementy układu tłokowo-korbowe-

go silników a) wodzikowego,

b) bezwodzikowego

silnikach wodzikowych, jako że tarcie prowadzącej części tłoka w

silnikach bezwodzikowych jest większe i zamieniane na ciepło, zwiększa-

jąc obciążenia cieplne.

Warunki smarowania pary ciernej wodzik-prowadnica są znacznie

lepsze aniżeli tłok-tuleja, ponieważ w pierwszym przypadku para cierna

została wyniesiona poza cylinder, a konstrukcja wodzika i prowadnic

przystosowana jest do przenoszenia obciążeń. Z badań prowadzonych

na ten temat wynika, że przy tej samej wartości siły normalnej, straty

spowodowane tarciem w silnikach wodzikowych są niższe, a sprawność

mechaniczna jest 2-4% wyższa niż w bezwodzikowych. W omawianych

silnikach łatwiejsze jest również prowadzenie kontroli stanu pary ciernej

w warunkach eksploatacyjnych, a oddzielenie karteru silnika od tulei

cylindrowej zabezpiecza przed mieszaniem się oleju obiegowego z cylin-

drowym, który w silnikach pracujących na paliwie ciężkim może być

znacznie zanieczyszczony.

2.1. UKŁAD TŁOKOWY

Najważniejsze elementy układu tłokowego stanowią: tłok, pierścienie

tłokowe, sworzeń tłokowy w silniku bezwodzikowym i trzon tłokowy - w

wodzikowym.

2.1.1. Tłoki silników

Tłok służy do przekazywania siły ciśnienia gazów na korbowód lub

trzon tłokowy oraz siły normalnej na ścianki tulei cylindrowej w silnikach

bezwodzikowych. Ponadto kształtuje komorę spalania i zabezpiecza jej

szczelność, jest w silniku dwusuwowym organem rozrządu sterującym

otwieraniem i zamykaniem okien wymiany ładunku.

Dokonując podziału według kryterium konstrukcyjnego można mówić

o tłokach silników bezwodzikowych (całe lub składane, niechłodzone i

chłodzone) oraz o tłokach silników wodzikowych (składane i chłodzone).

Tłok składa się (rys.2.2a)) z denka 1 (górna część z rowkami pod

pierścienie uszczelniające) i z części prowadzącej - płaszcza tłoka 4 z

rowkami pod pierścienie olejowe zgarniające (w silnikach bezwo-

dzikowych) lub prowadzące (silniki wodzikowe). Wewnątrz tłoka, w

jego płaszczu, wykonane są specjalne nadlewy 2 z otworami pod

sworzeń tłokowy 3.

Denka tłoków przejmują ciśnienie gazów, płaszcz pełni rolę prowa-

dzącą, przekazując na ścianki cylindra siłę normalną, a w silnikach

dwusuwowych zasłania i odsłania okna wymiany ładunku. Część

prowadząca tłoka silnika wodzikowego jest dodatkowo elementem

centrującym tłok w układzie

W czasie pracy silnika tłok nagrzewa się i rozszerza bardziej aniżeli

tuleja cylindrowa. W celu zabezpieczenia przed zakleszczeniem się w tulei

jest on wykonany z określonym luzem. Najintensywniej nagrzewa się

górna część tłoka - denko - i dlatego luz promieniowy (rys.2.2b)) mię-

dzy denkiem a tuleją jest większy niż między częścią prowadzącą a tuleją.

Rys 2.2. Warunki pracy tłoka: a) deformacja tłoka pod wpływem obciążenia, b)
luz promieniowy denka; c) wpływ luzu 8 na temperaturę denka; d) wpływ działania
siły normalnej na kształt, e) deformacja denka pod wpływem działania siły gazowej

i normalnej N, f) deformacja na skutek wzrostu temperatury wywołanej tarciem

Wykonuje się więc denko o średnicy mniejszej niż pozostała część tłoka

lub obrabia jako powierzchnię zbieżną, stożkową. Luz ten zależy od

średnicy cylindra, konstrukcji tłoka, materiału, z którego jest wykonany

oraz od warunków chłodzenia. Jest on dobierany doświadczalnie,

ponieważ wraz z jego wzrostem rośnie temperatura tłoka powyżej

pierwszego pierścienia uszczelniającego, co pogarsza warunki pracy

tłoka. Luz między częścią prowadzącą a tuleją powinien być tak

dobrany, aby zabezpieczał swobodny ruch tłoka w całym zakresie

obciążeń silnika. Zbyt duży luz powoduje stuki podczas -przechodzenia

tłoka przez zwrotne położenia, gdyż siła normalna zmienia w nich

kierunek, „przekładając" tłok z jednej strony cylindra na drugą.

W silnikach bezwodzikowych z żeliwnym tłokiem luz temperaturowy

promieniowy 2 między denkiem i tuleją zazwyczaj wynosi około 0.006-D,

a w pozostałej części 0.001-D. Po zastosowaniu tłoków ze stopów alu-

minium, a więc materiału, który w porównaniu z żeliwem ma większy

współczynnik rozszerzalności cieplnej, wspomniane luzy są w

przybliżeniu dwa razy większe.

Na warunki

pracy tłoka, określane jako bardzo trudne, decydu-

jący wpływ mają duże obciążenia cieplne i mechaniczne.

Obciążenia mechaniczne powstają w wyniku działania sił gazów P

na denko tłoka, siły normalnej N - na część prowadzącą w silniku bezwo-

dzikowym i sił bezwładności P- Siły gazowe i normalna wywołują cyklicznie

powtarzające się deformacje denka i ścianek tłoka (rys.2.2a),d)), a siły bez-

władności dążą do oderwania denka od części prowadzącej.

Obciążenia cieplne wywołane są przede wszystkim bezpośrednim

działaniem na denko gorących gazów. Powstające naprężenia cieplne są

zazwyczaj większe w silnikach dwusuwowych i rosną również wraz ze

wzrostem średnicy cylindra.

W silnikach dwusuwowych z przepłukaniem szczelinowym mamy

dodatkowo do czynienia ze zjawiskiem nierównomiernego nagrzewania

się tłoka, co wywołuje silną asymetrię pola temperatur względem jego

osi i powstawanie dodatkowych naprężeń cieplnych.

Ciepło odprowadzane jest od denka tłoka (8-10% ciepła wydzielają-

cego się podczas spalania paliwa w cylindrze) różnymi drogami:

1. W tłokach niechłodzonych - głównie za pośrednictwem

pierścieni tłokowych (60-80%) i części prowadzącej (20-40%) do

ścianki cylindra, a dalej do wody chłodzącej.

2. W tłokach chłodzonych - jak wyżej, ale przede wszystkim bezpo-

średnio do czynnika chłodzącego tłok (woda, olej).
Pierwszy z wymienionych sposobów odnosił się głównie do wcześniej-

szych konstrukcji nisko obciążonych silników okrętowych. Jednakże i w

konstrukcjach współczesnych może wystąpić taka sytuacja, kiedy po

zatrzymaniu silnika ustanie przepływ czynnika chłodzącego i proces

chłodzenia bezpośredniego przejdzie w chłodzenie pośrednie, a zaku-

mulowane w tłoku ciepło zacznie odpływać drogami opisanymi w

pierwszym punkcie.

Silne nagrzewanie się denka tłoka zmniejsza jego wytrzymałość, a

duże różnice (gradienty) temperatur wywołują naprężenia cieplne,

prowadzące do jego deformacji.

Na rysunku 2.2e) pokazano denko tłoka zdeformowane pod wpły-

wem naprężeń cieplnych. Można to scharakteryzować następująco:

- deformacje temperaturowe są znacznie większe od zniekształceń

związanych z obciążeniem mechanicznym,

- denko tłoka uwypukla się bardziej w centralnej części,

- boczna część ulega rozszerzaniu temperaturowemu.
W silnikach bezwodzikowych, w rezultacie nagrzewania się denka

tłoka i działania ciepła tarcia, deformuje się również część prowadząca.

Z uwagi na nierównomierny rozkład materiału (patrz na przekrój

poprzeczny tłoka) przybiera ona często kształt owalny, przy czym dłuższa

oś przechodzi przez oś sworznia tłokowego wyznaczającego płaszczyznę

deformacji (rys.2.2f)). Na to odkształcenie nakłada się jeszcze deformacja

pochodząca od siły gazowej P

i normalnej N. W skrajnym przypadku

może dojść do zakleszczenia się tłoka w tulei. Tłoki powinny charaktery-

zować się następującymi cechami:

- możliwie najmniejszymi naprężeniami cieplnymi; temperatury

denka i ścianek tłoka w rejonie pierścieni powinny być jak najniższe przy

minimalnych spadkach temperatur w kierunku promieniowym i osiowym;

- możliwie najmniejszą masą (aby obniżyć siły bezwładności) przy

jednocześnie dużej wytrzymałości i sztywności (aby ograniczyć możliwość

odkształceń;

- żaroodpornością materiału oraz wytrzymałością płaszcza wobec

ścierania, dobrymi właściwościami ślizgowymi i małym współczynnikiem

rozszerzalności cieplnej.

Materiały stosowane na tłoki wykonywane w całości stanowią żeli-

wo lub stopy aluminium. W tłokach składanych denko wykonuje się ze

stali stopowej molibdenowej lub chromowo-molibdenowej, a część pro-

wadzącą z żeliwa lub stopów aluminium. Część prowadząca wykonana z

aluminium poddawana jest procesowi anodyzacji w wannach elektrolity-

cznych. Na powierzchni tworzy się wówczas warstewka chromu, zabez-

pieczająca przed powstawaniem twardych kryształków tlenków alumi-

nium grożących zacieraniem się tłoka. Duża wartość współczynnika

przewodzenia ciepła stopów aluminium (3-4 razy większy niż w

wypadku żeliwa i stali) i mała wartość współczynnika tarcia, daje

możliwości obniżenia temperatury tłoka, jego masy, a także sił tarcia.

Wadą tłoków aluminiowych jest mała wytrzymałość w wysokich

temperaturach, łatwość wypracowywania się rowków pierścieniowych i

otworów sworznia tłokowego. Z powodu dużej wartości współczynnika

rozszerzalności liniowej (2-2.5 razy większy niż dla żeliwa czy stali), należy

dwukrotnie zwiększyć luz promieniowy w porównaniu z wartościami

stosowanymi w odniesieniu do tłoków żeliwnych. Utrudnia to rozruch sil-

nika, powstają stuki, szczególnie przy małych obciążeniach silnika w

zwrotnych położeniach tłoka, i rośnie obciążenie cieplne górnych pierścieni.

Konstrukcja tłoka zależy od typu silnika i poziomu jego obciążenia.

Denko tłoka, aby zwiększyć jego sztywność, często podpiera się żebrami 3

(rys.2.3a)). Kieszenie 1 w denku (rys.2.3a),b)) w niektórych silnikach cztero-

suwowych wykonuje się po to, aby zapewnić swobodną pracę zaworów,

a dla ułatwienia wyjmowania tłoka robi się w denku specjalne otwory 2

(rys.2.3b),c)), w które wkręcane jest ucho zaczepowe. Często wewnętrzna

strona denka jest dodatkowo oddzielana przesłoną 1 (rys.2.3c)), która chroni

sworzeń tłokowy przed nadmiernym nagrzewaniem. Kształt denka tłoków

silników szybko- i średnioobrotowych określają przede wszystkim warunki

realizacji wymiany ładunku, a w silnikach wolno- i średnioobrotowych

wysoko obciążonych - warunek zapewnienia możliwie najniższych

naprężeń cieplnych.
Denko tłoka silnika wolnoobrotowego najczęściej jest płaskie, ponieważ

taki kształt ma najmniejszą powierzchnię podlegającą nagrzewaniu i

zapewnia równomierny rozkład temperatur w kierunku osiowym. Często

też w denkach tłoków silników wolnoobrotowych nie wykonuje się

otworów używanych przy demontażu, gdyż są one miejscem

potencjalnej koncentracji naprężeń, stosuje się natomiast specjalne

przyrządy, na przykład obejmy. Wysokość denka tłoka zależna jest od

rozmiarów i położenia pierścieni tłokowych, a także odległości rowka

górnego pierścienia od krawędzi denka. W celu zapewnienia lepszego od-

prowadzania ciepła i możliwie optymalnych warunków pracy górnego

pierścienia, jego rowek umieszcza się jak najdalej od denka, tak aby w

położeniu tłoka w GMP pierścień nie znajdował się wyżej aniżeli poziom

wody chłodzącej w przestrzeni wodnej bloku. W silnikach dwusuwowych ze

szczelinową wymianą ładunku, w wyborze położenia górnego pierścienia

bierze się również pod uwagę miejsce występowania górnych krawędzi

okien wymiany ładunku. Rowkom pierścieni tłokowych nadaje się specjalną

formę, aby z jednej strony zapewnić tymże pierścieniom swobodę ruchów, a

z drugiej nie dopuścić do nadmiernego ich zużywania się. Spełnienie tego

drugiego warunku uzyskuje się, na przykład przez chromowanie dolnych

powierzchni, zaokrąglanie krawędzi, wykonywanie rowków z nadmiarem, a

następnie osadzanie w nich specjalnych - odpornych na zużycie - wkładek z

żeliwa modyfikowanego. W tłokach aluminiowych dodatkowo mogą być

umieszczone pierścienie z żeliwa austenitycznego (element 1 - rys.2 3e)), w

których wykonuje się rowki pierścieniowe.

W celu zmniejszenia obciążeń cieplnych górnych pierścieni w tło-

kach niechłodzonych częstokroć wykonuje się zewnętrzne, a w tłokach

chłodzonych - wewnętrzne, kanały („opory cieplne"). Taki zewnętrzny kanał

2 pokazano na rysunku 2.3e). Jest to stosunkowo głębokie podtoczenie

znajdujące się powyżej pierwszego rowka pierścieniowego. Stawia ono

bardzo duży opór cieplny (gaz ma małą przewodność cieplną) i stanowi

skuteczną przeszkodę dla strumienia ciepła, ukierunkowując go w niższe

partie tłoka zgodnie z pokazanymi na rysunku strzałkami.

Wewnętrzny rowek 3 (rys.2.3e)) lub 1 (rys.2.3d)) to specjalna obwo-

dowa płaszczyzna biegnąca nieco powyżej obszaru pierścieni. Pozwala

ona na zmniejszenie dochodzącego do górnych pierścieni strumienia ciepła,

który został wcześniej odprowadzony do czynnika chłodzącego tłok.

Długość płaszcza tłoka dobiera się w zależności od dopuszczalnego

jednostkowego ciśnienia działającego na ścianki cylindra i od systemu

wymiany ładunku (w silnikach dwusuwowych). Grubość ścianek płaszcza

pod pierścieniami uszczelniającymi w tłokach nieskładanych, niechłodzo-

nych bardzo często radykalnie zmniejsza się (rys.2.3a),b)), aby obniżyć

strumień ciepła dopływający do płaszcza. Zabezpiecza to przed jego

przegrzewaniem się, deformacjami i zakleszczaniem się w tulei.

Wymaganą sztywność uzyskuje się dzięki wewnętrznym żebrom.

Rys.2.3. Rozwiązania konstrukcyjne tłoków silników czterosuwowych:

a-d) przykładowe konstrukcje, e) przykłady zmniejszania obciążeń cieplnych

górnych pierścieni tłokowych

W silnikach szybkoobrotowych wyposażonych w tłoki ze stopów

aluminium, w celu obniżenia temperatury płaszcza i zmniejszenia luzu

pary tłok-tuleja, między denkiem tłoka a płaszczem często wykonuje się

specjalne przecięcie umożliwiające niezależne odkształcanie się tych

elementów. Należy jednak pamiętać, że przecięcie to obniża sztywność

tłoka i w silnikach wysoko obciążonych tego rozwiązania już się nie

stosuje, natomiast obrabia się tłok w postaci stożka, ze zbieżnością w

kierunku denka.

W celu obniżenia sił tarcia i zużycia płaszcza wykonuje się czasami

specjalne wgłębienia - kieszenie olejowe, które ułatwiają tworzenie się

klina smarnego. Podczas przepływu oleju z jednego wgłębienia do drugiego

powstaje hydrodynamiczne ciśnienie zmniejszające tarcie i zużycie.

Pogrubienie dolnej części płaszcza służy do usztywnienia tego

rejonu, zapobiegając odkształceniom, które mogą powstać szczególnie

podczas remontów (wyjmowanie i wkładanie tłoka). Czasami to zgru-

bienie tworzy specjalna wstawka w postaci stalowego pierścienia.

Wspomniane pogrubienie ma także znaczenie podczas obróbki tłoka,

stanowiąc jedną z płaszczyzn bazowych.

Kanały pod pierścienie olejowe rozmieszczone są zarówno powyżej,

jak i poniżej sworznia tłokowego. W pierwszym przypadku płaszcz tłoka

jest dobrze smarowany olejem, co ogranicza jego zużycie. Jednakże w

silnikach dwusuwowych, bezwodzikowych, rowki umieszcza się w dolnej

części płaszcza (rys.2.3d)) aby ograniczyć możliwość dopływu oleju do

okien wymiany ładunku. Przed rowkami lub w samych rowkach pierście-

niowych wierci się otwory 2, 5 (rys.2.3a)) i 3, 4 (rys.2.3b)) do odprowa-

dzania zgarniętego oleju.

W części prowadzącej tłoków silników wolno- i średnioobrotowych

wykonuje się specjalne kanały obwodowe o przekroju trapezowym, w

które zakuwa się pierścienie przeciwzatarciowe wykonane z brązu oło-

wiowego lub cynowego. Po obróbce średnica takiego pierścienia jest o

około 0.1-0.4 mm większa aniżeli średnica tłoka. Pierścienie te zapobie-

gają zatarciu w początkowym okresie pracy silnika, a później służą do

amortyzowania uderzeń płaszcza tłoka o tuleję, i co za tym idzie, zmniej-

szają jego zużycie.

Aby zapobiec możliwości zatarcia tłoka w tulei na skutek nierówno-

miernego cieplnego deformowania się części prowadzącej, konstruk-

torzy przewidują szereg różnorodnych rozwiązań Do najważniej-

szych z nich należą:

- Płaszcz tłoka jest owalny, z dłuższą osią w płaszczyźnie prostopa-

dłej do płaszczyzny sworznia tłokowego (w czasie pracy, po podgrzaniu

się, tłok przyjmuje kształt cylindryczny).

- W rejonach zgrubień tłoka, na przykład w obszarze otworów

sworznia, ścianki tłoka zeszlifowuje się lub frezuje specjalne kieszenie -

chłodnice 4 (rys.2.3a)). Zmniejsza się w ten sposób miejscową koncentrację

naprężeń, a wybrana część materiału dodatkowo obniża masę tłoka

- Sworzeń tłokowy osadza się w cylindrycznej przestrzeni 2

(rys.2.3d)), mocowanej do denka tłoka. Ten ostatni nie ma wówczas

charakterystycznych zgrubień, o których była mowa wyżej, i dzięki temu

jego odkształcenia są równomierne na całym obwodzie.

W celu poprawienia warunków odprowadzania ciepła od denka w

tłokach niechłodzonych grubość ścianek owych denek narasta od środka

w kierunku krawędzi, rośnie też przekrój denek w obszarze pierścieni

(rys.2.3a),b)). Można też wykonywać tłoki ze stopów aluminium, mają-

cych duży współczynnik przewodzenia ciepła.

W silnikach szybkoobrotowych stosuje się często cieplną izolację

denka tłoka. W tym celu na denku mocowana jest specjalna, żaro-

odporna nakładka stalowa lub nanoszone są ceramiczne żaroodporne

warstewki (np.: węgliki wolframu z dodatkiem kobaltu, węgliki chromu z

dodatkiem niklu i inne). W obu przypadkach te zabiegi konstrukcyjne i

technologiczne zmieniają bilans cieplny silnika - zmniejsza się strumień

ciepła idący od tłoka, a wzrasta temperatura gazów wylotowych.

Rys.2A.Sposoby chłodzenia tłoków silników bezwodzikowych- a) L275 SKODA; b)

FIAT 550S; c) PIELSTICK PC2-400

Obniżenie naprężeń cieplnych w tłokach chłodzonych osiąga się

przede wszystkim dzięki dużej staranności w ich projektowaniu i

wykonaniu (wybór materiału, optymalizacja grubości ścianek, wybór

czynnika chłodzącego itp.). Czynnikiem chłodzącym jest najczęściej

woda lub olej.

Podstawową zaletę chłodzenia olejowego stanowi możliwość jego

zastosowania zarówno w silnikach cztero- jak i dwusuwowych, wodziko-

wych, wadę zaś - szybsze starzenie się oleju, ewentualność jego kok-

sowania na omywanych powierzchniach i pogarszanie się warunków

wymiany ciepła.

Zaletą chłodzenia wodnego jest przede wszystkim znacznie wyż-

sza, w porównaniu z olejem, pojemność cieplna wody (ok 2.5 raza) i

duży współczynnik oddawania ciepła od ścianek do wody. Zastoso-

wanie takiego chłodzenia wymaga jednak precyzyjnego rozwiązania

sposobu do doprowadzenia i odprowadzania wody.

W silnikach okrętowych bezwodzikowych wykorzystuje się następu-

jące sposoby chłodzenia tłoków:

1. Chłodzenie strugą oleju (natrysk) - rys.2.4a) stosowane przy umiar-

kowanym obciążeniu cieplnym tłoka. Otworem 1 w korbowodzie olej

dociera do obwodowego kanału 2, łożyska sworznia tłokowego 3 i przez

dyszę 4, omywa strugą denko tłoka 5, po czym ścieka do karteru silnika.

2. Chłodzenie przepływowe realizowane dzięki zatopionej w denku

wężownicy 1 (rys.2.4c)) lub, jak to pokazano na rysunku 2.4b), poprzez

specjalny kanał 1. Do wspomnianej wężownicy olej zazwyczaj wpływa z

odpowiednich otworów wykonanych w korbowodzie i sworzniu

tłokowym i podobną drogą powraca (rys.2.4c)) Również w drugim

przypadku, a więc wówczas, gdy chłodzenie odbywa się za pośred-

nictwem kanału obwodowego, olej chłodzący może dopływać i odpływać

podobnie, ale czasami stosuje się prostsze rozwiązanie polegające na

umieszczeniu w karterze specjalnych dysz olejowych i wykonaniu w tłoku

otworów leżących dokładnie w płaszczyźnie tych dysz.

3. Chłodzenie natryskowe z wykorzystaniem efektu narzutowego (z

ang. coktail sheker) jest bardzo skuteczne i dlatego bywa często stoso-

wane we współczesnych konstrukcjach silników okrętowych

(rys.2.5a),b)). Przekroje kanałów doprowadzających i odprowadzających

olej oraz wysokość otworów odlotowych dobiera się tak, aby przestrzeń

chłodzona nie była całkowicie wypełniona olejem. Pod działaniem sił

bezwładności olej naprzemienne odbija się od dolnej i górnej części

przestrzeni chłodzącej, intensywnie omywając nagrzewane obszary

tłoka. Przy tym sposobie chłodzenia współczynnik oddawania ciepła do

oleju jest około dwukrotnie większy niż podczas typowego omywania

ścianek chłodzonych. Wynika to z wartości średniej prędkości tłoka i

udziału w wymianie ciepła nie tylko warstwy wierzchniej prze-

pływającego oleju, ale w zasadzie całej jego masy znajdującej się w

danym momencie w tłoku. Znacznie spada również prawdopodobień-

stwo koksowania oleju na ściankach.

4. W silnikach wodzikowych dominuje cyrkulacyjne chłodzenie tło-

ków (rys.2.6a)-e)) lub chłodzenie z efektem narzutowym (rys.2.6f),g)).

Czynnik chłodzący doprowadzany jest do tłoka rurami teleskopowymi

lub przegubowymi wykonującymi ruch wahadłowy.

Przykładowe konstrukcje tłoków zostały pokazane na rysunku 2.5.

Tłok silnika PIELSTICK PC4 (rys.2.5a)) jest składany. Ma on cienko-

Rys.2.5. Konstrukcja tłoków silników okrętowych bezwodzikowych:

a) PIELSTICK PC4- b) SULZER Z 40/48; c) schemat mechanizmu obrotu tłoka

silnika SULZER Z 40/48

ścienne, stalowe denko, które opiera się obwodowym żebrem 1 na

części prowadzącej, wykonanej ze stopu aluminium, i jest do niej

przykręcane szpilkami 2. Chłodzenie tłoka odbywa się olejem z

wykorzystaniem efektu narzutowego. Czynnik chłodzący doprowadzony

jest do górnej, chłodzonej części tłoka wierceniem w korbowodzie,

sworzniu tłokowym i w jego zgrubieniach. Dociera więc bezpośrednio

pod cienkościenne denko, a następnie powraca do karteru. Górne

pierścienie tłokowe są chromowane, a ich rowki zabezpieczono przed

nadmiernym zużyciem przez indukcyjne utwardzanie powierzchni.

Tłoki silnika SULZER Z 40/48 (rys.2.5b)) składają się ze stalowego

denka 4, żeliwnego płaszcza 1 i kulistej części 6, która wraz z kuli-

stym zakończeniem 9 korbowodu tworzy łożysko w tłoku. Cienko-

ścienne denko opiera się na odpowiednio sztywnym elemencie 3, przez

który siła ciśnienia gazów przenoszona jest bezpośrednio na kuliste

łożysko i dalej na korbowód. Wszystkie • elementy tłoka połączone są

długimi szpilkami 2. W denku wykonano rowki pod pierścienie

uszczelniające 5, a niżej pod pierścienie olejowe 10. Tłok chłodzony jest

również olejem z wykorzystaniem efektu narzutowego - szczególnie

intensywnie chłodzi się denko i rejon osadzenia pierścieni uszczel-

niających. Olej do chłodzenia doprowadzony jest wierceniami w

korbowodzie i płaszczyźnie kulistej aż do górnej części, a następnie rurką

11 wraca do karteru silnika.

Po zastosowaniu takiego chłodzenia, udało się konstruktorom istot-

nie obniżyć temperaturę denka tłoka szczególnie w rejonie pracy

pierścieni uszczelniających. Analizowana konstrukcja charakteryzuje się

również tym, że tłok, oprócz tradycyjnego ruchu posuwisto-zwrotnego,

wykonuje również ruch obrotowy wokół własnej osi. Obrót ten następuje

dzięki przeniesieniu wahadłowego ruchu korbowodu na specjalny

mechanizm zapadkowy 12, umieszczony w otworze kulistego zakoń-

czenia korbowodu. Dwie zapadki tego mechanizmu, rozpierane sprę-

żyną, zazębiają się z wieńcem zębatym 7, swobodnie ułożonym w tłoku

między górną i dolną połówką łożyska kulistego. Występ A na czołowej po-

wierzchni wieńca zębatego 7 wchodzi w wycięcie B okrągłej sprężyny 8

(rys.2.5c)). Poprzez występ C obrót przekazywany jest na tłok. Wahadłowy

ruch korbowodu, przez mechanizm zapadkowy, powoduje skokowy,

obrotowy ruch wieńca zębatego. Podczas tego obrotu sprężyna jest ściskana

i gromadzi energię. W momencie kiedy obciążenie działające na tłok, a

pochodzące od ciśnienia gazów i sił bezwładności, jest minimalne, sprężyna

oddaje zakumulowaną energię, powodując obrót tłoka. Konstrukcja ta ma

następujące istotne zalety:

- Po każdym suwie tłoka, dzięki jego obrotowi, siła normalna

przekazywana jest na ścianki cylindra za każdym razem innym frag-

mentem płaszcza tłoka, co zapewnia jego równomierne zużywanie się,

nagrzewanie i deformowanie; maleje więc niebezpieczeństwo zatarcia

- Wzajemny obrót tłoka i pierścieni tłokowych zapobiega miejsco-

wemu nagrzewaniu się tulei cylindrowej, wywołanemu przedmuchami

gazów spalinowych przez zamki pierścieniowe, poprawia smarowanie i

zmniejsza zużycie pierścieni.

- Równomierne cieplne odkształcenie tłoka i tulei umożliwia ich

wzajemne dopasowanie z mniejszym luzem.

- Kulisty kształt górnej części korbowodu zapewnia możliwość

samocentrowania tłoka w osi cylindra i brak przekoszeń w łożyskach

- Rozkład naprężeń na przegubie kulistym jest równomierny, a

więc nie występuje, jak to ma miejsce w klasycznym rozwiązaniu ze

sworzniem tłokowym, charakterystyczne spiętrzenie naprężeń, dążące

do ścinania sworznia.

Przykładowe konstrukcje tłoków silników wodzikowych pokazano

na rysunku 2.6.

W silniku B&W 84VT2BF180 denko tłoka 1 (rys.2.6a)) wykonano

z żaroodpornej stali, płaszcz 5 jest żeliwny i połączony szpilkami z

kołnierzem trzona tłokowego 6. Rowki pod pierścienie uszczelniające 2

zaopatrzone są w specjalne żeliwne pierścienie wzmacniające 3. Tłok

chłodzony jest olejem. Dopływa on do tłoka ruchomą rurką teleskopową

zamocowaną w poprzecznicy wodzika i dalej rurą 7 znajdującą się w

osiowym otworze trzona tłokowego dociera do specjalnej wstawki 4

Znajdują się w niej kierunkowe rurki, zapewniające podawanie oleju z

dużą prędkością w obszar chłodzenia. Olej z denka tłoka odprowadzany

jest przez lejek wstawki 4 i dalej, wnętrzem trzona tłokowego, ale po

zewnętrznej stronie rury 7. Rozwiązanie to nie jest zbyt udane, ponieważ

powracający olej ma temperaturę około 60°C, co utrudnia schładzanie

trzona tłokowego.

W silniku B&W K90GF (rys 2 6.b)) siła ciśnienia gazów przekazy-

wana jest przez denko tłoka na specjalny, odpowiednio sztywny, stalowy

pierścień 2, łączący się bezpośrednio z kołnierzem trzona tłokowego.

Powstaje w ten sposób dodatkowy punkt podparcia ograniczający

Rys.2.6. Konstrukcja tłoków silników okrętowych wodzikowych: a), b) B&W; c).

d) MAN; e), f) i g) SULZER

naprężenia zginające w denku i odciążający ścianki boczne denka tłoka.

Przedstawione rozwiązanie pozwoliło na zmniejszenie grubości ścianek,

a więc i naprężeń termicznych. W celu obniżenia naprężeń powstają-

cych jako skutek różnic w rozszerzalności cieplnej denko tłoka i trzon nie

są połączone sztywno. Kołnierz trzona tłokowego opiera się na pierś-

cieniu 3, który leży na obwodowym występie krótkiego płaszcza tłoka 4,

mocowanego do denka szpilkami. Olej chłodzący doprowadzony jest do

tłoka kanałem wewnętrznym trzona, utworzonym przez wewnętrzną

ściankę otworu i zewnętrzną powierzchnię rury prowadzonej w tym

otworze, służącej do odprowadzania oleju. Wewnątrz tłoka, dyszami 1

wierconymi w pierścieniu 2, olej wpływa z dużą prędkością do

przestrzeni chłodzących.

Tłok silnika MAN KZ70/120 (rys.2.6c)) składa się z wykonanego z,

żaroodpornej stali molibdenowej, denka 1 z pierścieniami uszczelniają-

cymi 3, wstawki 6 i długiego płaszcza 7, które są odlewami żeliwnymi.

Do pierścieniowego nalewu 5 długimi szpilkami (dla zwiększenia ich

podatności) mocuje się trzon tłokowy 9. Denko podparte jest żebrami z

otworami umożliwiającymi przepływ wody chłodzącej. Usztywniony że-

brami, cienkościenny płaszcz tłoka również łączy się z trzonem

tłokowym, a ściślej z jego dolnym kołnierzem 8. W celu zapewnienia

możliwości swobodnego rozszerzania cieplnego denka tłoka między

płaszczem a wstawką przewidziano luz. W kanały i wstawki zakuto

pierścienie przeciwzatarciowe 4, wykonane z brązu. Woda chłodząca

jest doprowadzana i odprowadzana rurami teleskopowymi połączonymi

z dolną częścią trzona; dalej wspomniana woda płynie już kanałem w

jego wnętrzu. Powrót odbywa się przez lejek 2 i rurę 10. W celu

zabezpieczenia wnętrza trzona przed korozją, w jego wnętrzu znajduje

się dodatkowa rura wykonana ze stali nierdzewnej.

W tłoku silnika KSZ 105/180 (rys.,2.6d)) denko podparte jest dwo-

ma podatnymi żebrami 1. Dzięki temu można było zmniejszyć grubość

denka i jego ścianek, a co za tym idzie, obniżyć poziom naprężeń

cieplnych i poprawić ogólny stan cieplny tłoka. Temperatura maksymal-

na denka nie przekracza w tej konstrukcji 455°C, a nad kanałem górne-

go pierścienia 140°C.

Tłok silnika SULZER RD 76 (rys.2.6e)) składa się z denka 1 z pier-

ścieniami uszczelniającymi 7 (odlewu ze stali chromowo-molibdenowej)

oraz krótkiego płaszcza żeliwnego 3 z przeciwzatarciowymi pierścieniami 2

wykonanymi z brązu ołowiowego. Denko i płaszcz łączone są z kołnie-

rzem 6 trzona tłokowego długimi szpilkami 4, wyposażonymi

dodatkowo w tulejki dystansowe zwiększające ich podatność. W celu

zmniejszenia grubości ścianek denka tłoka i obniżenia naprężeń

cieplnych górna ściana podparta jest na kilku żebrach. Woda chłodząca

dociera do tłoka i z niego odpływa za pośrednictwem rur teleskopowych

5. Po zatrzymaniu silnika i przerwaniu podawania wody, ta ostatnia nie

powinna odpływać z tłoka i dlatego górny otwór 8 w rurze odlotowej

znajduje się blisko wewnętrznej ścianki denka, zawsze wyżej aniżeli otwór w

rurze dolotowej.

W tłoku silnika RND 105 zwiększono liczbę żeber usztywniających,

denko. Wzrosła także długość płaszcza (w celu skutecznego

przykrywania okien wymiany ładunku, gdy tłok znajduje się w GMP)

oraz zintensyfikowano chłodzenie poprzez wywołanie zjawiska „

koktajlowego". Stożkowa wstawka 1 (rys.2.6f)) dzieli przestrzeń

chłodzenia na dwa obszary łączące się ze sobą w dolnej i górnej części.

W związku z tym poziom wody w zewnętrznym i wewnętrznym obszarze

nie jest jednakowy. W DMP poziom wody wewnątrz spada szybciej, a w

GMP wolniej aniżeli w zewnętrznej części. Zapewnia to dobre chłodzenie

denka i obszaru pierścieni tłokowych (maksymalna temperatura nie

przekracza 394°C, a w obszarze rowka górnego pierścienia

uszczelniającego 102°C).

W silnikach SULZER RLA, RLB i RTA efektywne chłodzenie tłoka

uzyskano dzięki wierceniom 1 w grubościennym denku (rys.2.6g));

maksymalna temperatura nie przekracza 390°C, a tuż nad rowkiem

górnego pierścienia wynosi ona 151°C.

2.1.2. Pierścienie tłokowe

Pierścienie tłokowe dzieli się na uszczelniające, olejowe i prowadzące.

Pierwsze z wymienionych służą do uszczelniania luzu między tłokiem a tuleją

cylindrową, odprowadzania ciepła od denka do tulei i dalej, do wody

chłodzącej cylindry, oraz do rozprowadzania oleju po gładzi. Pierścienie

olejowe w silnikach bezwodzikowych zbierają olej z dolnej, chłodniejszej,

części tulei i doprowadzają go do górnej gorącej strefy, a przy ruchu tłoka ku

DMP zgarniają jego nadmiar. W silnikach wodzikowych odpowiadają przede

wszystkim za rozprowadzenie oleju po gładzi tulei cylindrowej.

Uszczelniające działanie pierścieni wywołane jest przyciskaniem

pierścienia do gładzi tulei i płaszczyzny (półki) rowka oraz labiryntowym

funkcjom pierścieni i rowków.

Do gładzi tuiei pierścień jest dociskany siłą sprężystości własnej P

i siłą ciśnienia gazów P przenikających przez luz „a" w przestrzeń „b"

za pierścieniem (rys.2.7a)). Siła P

powstaje na skutek tego, że przecięty

pierścień i utworzony zamek „k" powodują, iż w stanie swobodnym

(poza cylindrem) pierścień ma średnicę zewnętrzną D

, większą od

średnicy cylindra D.

Tak więc w celu obsadzenia pierścienia w tulei trzeba go wstępnie

ścisnąć, co wywołuje potem określony nacisk na ścianki cylindra. Luz na

zamku, pozostający po założeniu pierścienia pozwala na jego swobodne

rozszerzanie cieplne. Maksymalne względne ciśnienie pierścienia na

ścianki cylindra pochodzące od siły sprężystości własnej w silnikach

wolno- i średnioobrotowych ocenia się na 0.05-0.2 MPa, a w silnikach

szybkoobrotowych na 0.2-0,4 MPa. Takie, względnie nieduże, wartości

nie są w stanie zapewnić dostatecznie silnego, sprawnego docisku, a

więc i przylegania pierścienia do gładzi tulei. Czynnikiem decydującym o

sile docisku jest siła gazowa lub siła związana ze sprężaniem powietrza,

przenikająca do rowków pierścieniowych i działająca na wewnętrzną

powierzchnię czołową pierścienia.

Labiryntowe działanie pierścieni sprowadza się do tego, że gaz,

przeciskający się stopniowo w dół przez szczeliny, rozprężając się, traci

swoją energię. W rezultacie tego ciśnienie spada skokowo (rys.2.7c).

Jeżeli przyjąć ciśnienie gazów w cylindrze za 100%, to, odpowiednio za

pierwszym, drugim i trzecim pierścieniem uszczelniającym, ciśnienie

może wynosić około:

P l

= (0.75-1) p

= (0.15-0.3) p

= (0.06-0.08) p

Wynika z tego, że najlepszym działaniem uszczelniającym powinien cha-

rakteryzować się pierwszy, najwyżej położony pierścień.

Pierścienie olejowe właściwie nie przejmują już ciśnienia gazów i ich

docisk do ścianki cylindra uzyskuje się tylko dzięki sile sprężystości

własnej P

Rys.2.7. Zasada działania i warunki pracy pierścieni tłokowych, a) siły. gazowe i sprę-

żystości własnej działające na pierścień, b) zmiana średnicy pierścienia po włożeniu

do cylindra, c) labiryntowe działanie uszczelniające pierścieni, d) naruszenie szczel-

ności pierścienia - przedmuchy gazów, e) zwrotno-kątowe ruchy tłoka w tuki.

f) rozkład sił działających na pierścień; g) schemat zjawiska pompowania oleju

Warunki pracy pierścieni tłokowych

(szczególnie górnego

pierścienia uszczelniającego) są bardzo trudne. Do najważniejszych czyn-
ników wywołujących owe warunki należą:

• Ruch posuwisto-zwrotny pierścieni odbywa się z dużą prędkością

średnią i dużymi naciskami (w silniku wolnoobrotowym górny pierścień

może być dociskany siłą równą w przybliżeniu maksymalnemu ciśnieniu

gazów w cylindrze), co utrudnia powstawanie właściwych warunków

smarowania, wywołuje zwiększone zużycie pierścieni i tulei, powoduje

wzrost pracy tarcia pierścieni (nawet do 50% wszystkich strat

mechanicznych w silniku).

• Wysokie obciążenie cieplne pierścieni związane z ich kontaktem

z gorącymi gazami, odprowadzanie ciepła od tłoka do tulei oraz

tarcie o ścianki cylindra, obniżają ich wytrzymałość mechaniczną i

sprężystość, czego dalszą konsekwencją może być spalanie i kokso-

wanie oleju oraz przechodzenie do warunków tarcia półsuchego

(szczególnie w okolicach GMP).

• Deformacja górnych pierścieni jako skutek, na przykład odkształ-

cenia denka tłoka i tulei podczas nagrzewania lub nierównomiernego

zużycia rowków pierścieniowych powoduje gwałtowny wzrost

niepożądanych naprężeń zginających i skręcających w pierścieniu.

• Promieniowe drgania pierścienia powstające w pewnych warun-

kach (np.: utrata własności sprężystych, spadek ciśnienia gazów w

rowku pierścieniowym, zniekształcenie tłoka lub tulei itp.) prowadzą do

naruszenia szczelności, przedmuchów, przegrzewania się tłoka i

pierścieni, pogorszenia smarowania, deformacji pierścieni, aż do ich

połamania włącznie (rys.2.7d)). Gdy luz na zamku jest odpowiednio

duży i nastąpi zanik działania ciśnienia gazów, pierścień może uderzać o

dno rowka, szybko się rozprężać i również uderzeniowo wchodzić w

kontakt z tuleją, aż do uszkodzenia zmęczeniowego (połamania).

• Obrotowy ruch pierścienia w rowku (względem osi tłoka) w

silniku dwusuwowym może prowadzić do wpadania zamków w okna

wymiany ładunku i łamania się ich. Ruch obrotowy pierścieni wywołany

jest zwrotnokątowymi (szkodliwymi) ruchami tłoka (rys.2.7e)) podczas

każdego obrotu wału korbowego. Przy założeniu, że wał korbowy i

elementy mechanizmu tłokowo-korbowego są całkowicie sztywne, pod

działaniem siły normalnej oś tłoka, w trakcie jego przekładania się w

cylindrze, przechodziłaby z punktu „a" do punktu „c". W rzeczywistości

jednak, na skutek zginania się wału, elementów układu korbowego,

błędów wykonania i montażu tych elementów, przy zmianie kierunku

działania siły normalnej tłok przekłada się w cylindrze z położenia „a", przez

„b" do „c". Jeżeli przy tym siła tarcia pierścieni na zewnętrznej powierzchni

jest większa aniżeli na pozostałych, to będą się one powoli obracały w

rowkach.

• Promieniowe ruchy pierścieni w rowkach przyczyniają się podczas

ruchu tłoka do wzrostu zużycia zarówno pierścieni, jak i rowków. Ruchy, o

których mowa, wywołuje przede wszystkim nierównomierne wypracowanie

i odkształcenie tulei.

• Nierównomierne są: rozkład siły sprężystości na obwodzie pierście-

nia, jak również ciśnienia gazów działających na pierścień i jego temperatury

(największe wartości w okolicy zamka).

• Występują wysokie naprężenia zginające w pierścieniu powstałe

podczas zakładania i zdejmowania pierścienia, a także w położeniu robo-

czym (z powodu zgniecenia przy wkładaniu do tulei); naprężenia te, w

najbardziej niebezpiecznym przekroju, to jest naprzeciw zamka, mogą

osiągać wartości nawet 180 MPa podczas ściskania pierścienia wkładanego

do tulei i 250 MPa w trakcie rozciągania go w celu osadzenia w rowku lub

podczas demontażu.

• Osiowe ruchy pierścieni w rowkach (w silnikach cztero-

suwowych), w których trakcie pierścień jest przyciskany raz do górnej,

raz do dolnej półki rowka, co powoduje pompowanie oleju i jego prze-

tłoczenie ze ścianek cylindra do komory spalania silnika. Pierścienie w

opisanej sytuacji pracują jak tłoki pompy.

Przedstawione uprzednio zjawisko pompowania oleju można

wyjaśnić w następujący sposób: w czasie ruchu roboczego tłoka na

pierwszy pierścień tłokowy działają następujące siły (rys.2.7f)): ciśnienia

gazów nad pierścieniem P

, ciśnienia gazów w przestrzeni za pierście-

niem Pj, ciśnienia gazów pod pierścieniem P

' sprężystości własnej P

bezwładności pierścieniowej P

, tarcia Tj i T

- Wraz ze zmianą ciśnienia

gazów, wartość i kierunek działania siły bezwładności P

oraz kierunek

ruchu tłoka, w stosunku do pokazanych na rysunku, zmieniają się i

następuje przemieszczenie pierścienia w rowku. W początkowej fazie

ruchu tłoka od GMP do DMP, pierścienie są dociśnięte siłą

bezwładności do górnej półki rowka (rys.2.7g)), przy czym niższy

pierścień zgarnia olej ze ścianki cylindra. Wraz z hydraulicznym

spiętrzeniem spowodowanym ruchem tłoka, w szczelinie między

tłokiem i tuleją ciśnienie oleju rośnie nawet do 0.5 MPa. Olej wpływa pod

pierścień i dalej, do przestrzeni za nim. Dalszy ruch tłoka w dół odbywa się

początkowo z coraz większą prędkością, po czym od połowy drogi

wspomniana prędkość maleje. W okolicy DMP pierścienie zostaną

dociśnięte siłą bezwładności do dolnej półki, a niższy z nich wyciśnie olej

w górę. W pobliżu GMP siła bezwładności ponownie zmieni swój

kierunek i pierścienie będą dociskane do górnej półki rowków. W

związku z tym olej może dotrzeć wyżej. Powtarzając się, omawiane

procesy spowodują, że olej znajdzie się w komorze spalania silnika

Efekt ten nasila się, gdy rośnie luz między tłokiem i tuleją, oraz gdy

wzrastają luzy w rowku pierścieniowym.

W silnikach dwusuwowych opisana sytuacja właściwie nie

występuje, ponieważ pierścienie są tak mocno z góry obciążone, że

pozostają przyciśnięte do dolnej półki rowków. Efekt pompowania oleju

jest oczywiście zjawiskiem niekorzystnym, wywołuje bowiem zwiększone

zużycie oleju, wzrost ilości nagarów na tulei, a także stwarza możliwość

zakoksowania pierścieni w rowkach. Z drugiej jednak strony olej dociera

tą drogą do górnego, bardzo obciążonego obszaru tulei. Dlatego też

celowe jest nie tyle całkowite wyeliminowanie zaprezentowanego

zjawiska, ile jego ograniczenie. Jednym z zabiegów zmierzających w tym

właśnie kierunku jest stosowanie pierścieni olejowych zgarniających.

Konstrukcji pierścieni tłokowych stawia się następujące podsta-

wowe wymagania:

- dobrą i długotrwałą sprężystość,
- równomierne rozłożenie na całym obwodzie tulei promie-

niowego ciśnienia pochodzącego od siły sprężystości,

- żaroodporność materiału i jego wytrzymałość na zużycie cierne

oraz mały współczynnik tarcia.

Najpopularniejszym materiałem na pierścienie jest żeliwo surowe z

podwyższoną zawartością fosforu i dodatkami chromu, niklu i molibdenu.

W wysoko obciążonych silnikach szybkoobrotowych ze stalowymi,

azotowanymi tulejami, pierścienie mogą być wykonane ze stali molibde-

nowej lub manganowej. Czyni się również próby z pierścieniami meta-

lowoceramicznymi i metalowografitowymi, w których własności samo-

smarne i odporność na zużycie zachowane są w bardzo szerokim za-

kresie temperatur. Twardość pierścieni żeliwnych jest zazwyczaj nieco

większa (o około 15-20 HB) aniżeli tulei, ponieważ względna praca tarcia

jest w nich znacznie większa niż w wypadku tulei. Oprócz tego pierścienie

pracują w trudniejszych warunkach. Bywa jednak, że w celu zmniejszenia

zużycia drogiego elementu, jakim jest tuleja cylindrowa, jej twardość jest

większa. Aby przyspieszyć proces docierania i zmniejszyć zużycie, stosuje się

pierścienie porowate chromowane, cynowane, (cynowanie pierścieni

polepsza ich właściwości przeciwzatarciowe), grafitowane lub siarczkowane

Porowate, chromowane powierzchnie powodują, że żywotność pierścienia

rośnie nawet czterokrotnie. Zabieg ten nie jest jednak skuteczny w

odniesieniu do pierścieni wolnoobrotowych silników dwusuwowych,

ponieważ głębokość pokrycia jest bardzo mała (0.15-0.2 mm) z

dopuszczalnym, promieniowym zużyciem wynoszącym 2 i więcej mm

Przykładowe rozwiązania konstrukcyjne pierścieni uszczelniających

pokazane są na rysunku 2.8. Pierścienie o kątach prostych są bardzo

łatwe w wykonaniu i powszechnie stosowane w silnikach okrętowych

wolno- i średnioobrotowych (rys.2.8a)). Sfazowanie krawędzi polepsza

warunki smarowania i zabezpiecza przed zrywaniem ostrymi krawę-

dziami filmu olejowego.

Rys.2.8. Pierścienie uszczelniające- a-d i f) przykładowe kształty powierzchni

czołowych pierścieni uszczelniających, e) pierścień składany, g) rozkład sił na

pierścieniu zbieżnym - w kształcie klina; h) pierścień o skośnej powierzchni

czołowej, i) skręcanie się pierścienia w rowku

Pierścienie z zaokrągloną powierzchnią roboczą (rys 2.8b)) dobrze się

docierają i polepszają warunki smarowania pary ciernej pierścień-tuleja.

Pierścienie z obwodowymi, labiryntowymi kanałami miedziowanymi

wykonanymi na powierzchni roboczej (rys.2 8d)) dobrze wytrzymują do-

cieranie, mniej się zużywają, ponieważ w kanalikach na ich powierzchni

stale pozostaje niewielka ilość oleju.

Składane pierścienie typu „dupleks" (rys.2.8e)) doskonale spełniają

rolę uszczelniającą, ale ich budowa powoduje, że są znacznie droższe od

tradycyjnych.

Pierścienie ze skośnymi kanałami na powierzchni roboczej (rys.2.8f))

pozwalają na lepsze rozprowadzanie oleju po gładzi tulei cylindrowej. Często

występują one w dolnych rowkach tłoków silników wolnoobrotowych

Na pierścieniach w kształcie klina (rys.2.8g)) powstaje siła normalna

pochodząca od rozkładu sił gazowych, która potęguje docisk pierścienia do

gładzi tulei. Konstrukcja ta zmniejsza również niebezpieczeństwo zapiekania

się pierścienia w rowku, ponieważ zmienia się w nim luz. Luz ten może się

jednakże bardzo szybko zanadto powiększyć na skutek promieniowego

wypracowania się pierścienia.

Pierścienie zukosowane (rys.2.8h)), o zbieżności jak na rysunku,

zapewniają większy nacisk jednostkowy na ścianki cylindra Przyspiesza

to proces ich docierania, a w czasie eksploatacji silnika, przy ruchu tłoka

ku GMP, zapewnia łatwość smarowania, podczas ruchu do DMP -

natomiast zgarnianie nadmiaru oleju.

Skręcające się pierścienie (rys.2.8i) mają niesymetryczny przekrój

uzyskany po wykonaniu na wewnętrznej stronie fazy lub wytoczenia.

Ściśnięty i zamontowany w tulei pierścień skręca się nieco i jego po-

wierzchnia robocza przybiera stożkowy kształt. Jego działanie jest więc

podobne do funkcji, jakie wykonuje pierścień pokazany na rysunku 2 8h) -

stożkowo zbieżny. Wadą pierścienia tego typu jest gorsze odprowadzanie

ciepła od tłoka z uwagi na mniejszą powierzchnię styku z półkami rowków

Efektywność uszczelniania komory spalania silnika w niewielkim

stopniu zależy od liczby pierścieni uszczelniających, chociaż konieczne

jest zachowanie w tym zakresie niezbędnego minimum. W silnikach

szybkoobrotowych, na przykład minimalna liczba pierścieni wynosi

cztery, w średnioobrotowych sześć, w wolnoobrotowych zaś - siedem.

Zastosowanie wielu pierścieni powoduje wzrost strat tarcia, ale z drugiej

strony zwiększa niezawodność uszczelnienia; skuteczniej odprowadzane

jest ciepło od tłoka do tulei i mniejsze są straty powietrza podczas

rozruchu silnika.

Zamki pierścieni tłokowych

mogą być proste, skośne i tzw.

hermetyczne. Zamek z przecięciem prostym (rys.2.9a)) jest rozwią-

zaniem nieskomplikowanym i niezawodnym, stosowanym w silnikach

szybkoobrotowych, gdzie różnica właściwości uszczelniających

poszczególnych typów zamków jest mało znacząca

Rys 2.9 Zamki pierścieni tłokowych: a) prosty, b) skośny, c i d) zakładkowe -

szczelne

Zamek skośny pod kątem 45 lub 60° (rys.2.%)) znalazł najszersze

zastosowanie, ponieważ pozwala zmniejszyć niezbędny luz na rozsze-

rzalność cieplną, a tym samym poprawia szczelność

Przykład zamków hermetycznych (szczelnych) pokazano na rysunku

2.9c) i d). Znajdują one najczęściej zastosowanie w silnikach

wolnoobrotowych, gdzie odpowiednia wysokość pierścieni pozwala na

wykonanie tych, złożonych konstrukcyjnie, zamków

Rys.2.10. Pierścienie olejowe: a) o skośnej powierzchni roboczej, b) z podwójną

krawędzią roboczą; c) z podwójną, skośną krawędzią roboczą

Aby zapobiec wpadaniu zamków w okna wymiany ładunku i

łamaniu pierścieni, a także w celu poprawienia warunków docierania

nowych pierścieni w zużytej (wypracowanej) tulei, w silnikach wcześniej

konstruowanych były one utwierdzone w rowku w ściśle określonym po-

łożeniu za pomocą, na przykład kołków ustalających. Rozwiązanie to nie

jest już stosowane, ponieważ zwiększało niebezpieczeństwo zapiekania

pierścieni w rowku. Obecnie montuje się pierścienie, których końce w

pobliżu zamka są specjalnie spiłowane lub pierścienie o skorygowanych

naciskach. Dzięki temu w rejonie zamka występuje pewien luz między

pierścieniem a tuleją i nie dochodzi do uszkodzeń podczas ich przejścia

przez obszar okien wymiany ładunku.

Przykładowe rozwiązania konstrukcyjne pierścieni olejowych zgarnia-

jących pokazano na rysunku 2.10. W celu zwiększenia ciśnienia na ściankę

cylindra i zabezpieczenia poprawnej pracy omawiane pierścienie mają

wąską powierzchnię roboczą. Przy ruchu tłoka w górę między pierścieniem

olejowym o skośnej powierzchni roboczej (rys.2.10a)) a tuleją powstaje klin

olejowy, którego ciśnienie działa na pierścień. Siła ciśnienia skierowana jest

prostopadle do powierzchni i rozkłada się na dwie składowe, z których jedna

dociska pierścień do dolnej półki rowka, a druga wciska go w rowek. Dzięki

temu olej swobodnie przechodzi utworzoną szczeliną między pierścieniem i

tuleją. Podczas ruchu tłoka w dół pierścień przylega do gładzi, zgarniając

olej, który jest odprowadzany otworem 1 do wnętrza tłoka.

W pierścieniu z podwójną krawędzią roboczą o kątach prostych

(rys.2.1 Ob)) znajdują się dodatkowo specjalny, obwodowy kanał 1 i prze-

cięcia 2. Taki pierścień zdejmuje olej ze ścianki cylindra nie tylko przy

ruchu tłoka w dół (olej odpływa otworem 4 w tłoku, przecięciem 2 w

pierścieniu i otworem 3 w rowku), ale i podczas ruchu w kierunku GMP

(olej odprowadzany jest przez otwory 3 w rowku).

Pierścień z dwiema skośnymi krawędziami roboczymi (rys.2.10c))

charakteryzuje się większymi względnymi naciskami na tuleję. Jest on

najczęściej składany, co pozwala na optymalne ukształtowanie obu pier-

ścieni (1 i 2). W niektórych silnikach wolno- i średnioobrotowych na

pierścieniach olejowych stosuje się najczęściej, w formie pierścieniowej

sprężyny, specjalne ekspandery dodatkowo rozprężające pierścienie.

W silnikach wodzikowych, dzięki stosowaniu lubrykatorowego sy-

stemu smarowania, pierścienie olejowe zgarniające stosowane są nie-

zmiernie rzadko (np. w silnikach firmy FIAT).

2.1.3. Sworznie tłokowe

Sworzeń tłokowy w silnikach bezwodzikowych służy do

przegubowego połączenia tłoka z korbowodem i przekazywania mu siły

ciśnienia gazów.

Warunki pracy sworznia

to przede wszystkim obciążenie me-

chaniczne, ale także i cieplne pochodzące od nagrzewania się sworznia

od tłoka i sił tarcia w łożysku.

Działanie obciążeń mechanicznych (rys.2.1 la)) wywołuje w swo-

rzniu naprężenia zginające (szczególnie niebezpieczny przekrój 1-1) i

ścinające (przekrój II-II), jego powierzchnia robocza pracuje na ścieranie

w trudnych warunkach smarowania i przy dużych naciskach

Rys.2.11. Konstrukcja sworznia tłokowego- a) sworzeń pływający i pierścień

zabezpieczający; b) sworzeń z zaślepkami przeciwzatarciowymi

Wymagania dotyczące konstrukcji sworznia tłokowego są

następujące:

- wysoka promieniowa sztywność zabezpieczająca przed odkształ-

ceniem i zatarciem w łożysku,

- odporność na zużycie cierne - twarda warstwa wierzchnia,
- dobra wytrzymałość udarowa.
Materiały, z których wykonuje się sworznie tłokowe stanowią

niskowęglowa stal lub stal stopowa. Zewnętrzna powierzchnia sworznia

jest azotowana, hartowana i odpuszczana, a po zakończeniu obróbki

cieplnej - szlifowana i polerowana.

Sworznie mogą być pełne i drążone, o stałej lub zmiennej średnicy

roztoczenia. Drążone mają mniejszą masę, a zastosowanie zmiennej

wewnętrznej średnicy roztoczenia pozwala konstruktorowi racjonalnie

rozdzielić materiał. Przykłady rozwiązań konstrukcyjnych sworzni

pokazano na rysunku 2.11.

We współczesnych silnikach znajdują zastosowanie sworznie

pływające, które montuje się w tłoku z nieznacznym luzem lub wciskiem

Po nagrzaniu się tłoka podczas pracy silnika, sworzeń może się obracać

Dzięki temu siły tarcia są mniejsze, sworzeń wypracowuje się równo-

miernie na całym obwodzie, ma możliwość obracania się w tłoku w razie

zatarcia łożyska w łbie korbowodu.

Sworzeń pływający należy zabezpieczyć przed osiowym przemiesz-

czeniem (wysunięciem), aby nie doszło do uszkodzenia tulei cylindrowej.

Jednym z popularnych rozwiązań jest stosowanie pierścieni sprężystych 1

(rys.2.11a)) wkładanych w specjalne podtoczenia w tłoku lub, jak to

pokazano na rysunku 2.11b) żaślepek 3 wykonanych z materiału o

dobrych własnościach ślizgowych (przeciwzatarciowych). Zaślepki te

zamykają otwory sworznia 1, podnosząc jego promieniową sztywność i

polepszając odprowadzanie ciepła. Są w nich wykonane otwory 2, które

uniemożliwiają sprężenie powietrza podczas ich zakładania, a także

swobodny wypływ powietarza, gdy podczas pracy silnika dojdzie do

znacznego wzrostu temperatury, a więc i objętości powietrza

zamkniętego w sworzniu.

W niektórych silnikach w sworzniu wykonuje się osiowe i promie-

niowe otwory służące do doprowadzania oleju z łożyska sworznia na

powierzchnię tarcia tłok-sworzeń. W tym przypadku zaślepki mają

dodatkowo podkładki uszczelniające, zabezpieczające przed nadmiernym

wypływem oleju na gładź tulei.

W silnikach średnioobrotowych dużej mocy w sworzniu wykonuje

się promieniowe otwory, przez które do spiralnych kanałów w denku

tłoka, doprowadzany jest olej do chłodzenia tłoka.

2.2. TRZONY TŁOKOWE

W silnikach wodzikowych trzon tłokowy łączy tłok z wodzikiem i

przekazuje mu siły ciśnienia gazów. Obciążenia mechaniczne wywołują

w trzonie naprężenia ściskające i powodują jego wyboczenie. Kon-

strukcja trzona tłokowego powinna spełniać dwa podstawowe wymagania:

1) mieć odpowiednią sztywność wzdłużną, 2) odznaczać się odpornością

powierzchni roboczej na zużycie.

Typowymi materiałami, z których wykonuje się trzony tłokowe są stale,

na przykład: 40, 45, 50 lub stale stopowe z dodatkiem chromu i niklu.

Przykładowe rozwiązania konstrukcyjne trzonów tłokowych pokaza-

no na rysunkach 2.6, 2.12 i 2.13. Górna część trzona, łącząca się z

tłokiem wykonana jest najczęściej w postaci jednego (rys. 2.6a),b),e)g))

lub dwóch (rys.2.6c)) kołnierzy z okrągłą oporową powierzchnią, a część

dolna - w postaci końcówki z gwintem (rys.2.13b)) lub kołnierza

(rys.2.13c)), poprzez które łączy się z wodzikiem. Połączenie kołnie-

rzowe uważa się za skuteczniejsze, podnoszące wytrzymałość i sztyw-

ność poprzecznicy wodzika. Przekrój poprzeczny trzona może być pełny

(rys.2.6e),g)) lub drążony (rys.2.6a)-c)). Wiercenie w trzonie zmniejsza

masę, co wykorzystuje się do doprowadzania i odprowadzania medium

chłodzącego tłok. W tym celu może się tam znajdować dodatkowa rura

7 (rys.2.6a)) i 10 (rys.2.6c)) najczęściej wykonana z nierdzewnej stali, a

przy chłodzeniu tłoka wodą drążenie wypełnia się dodatkowo rurą

zabezpieczającą trzon przed korozją. Dobre chłodzenie trzona zapewnia

czynnik chłodzący, który dopływa do tłoka kanałem między wewnętrzną

ścianą trzona i rurą, a powraca rurą (rys.2.6b),c)).

Rys.2.12. Konstrukcja dławicy trzona tłokowego: a), b) przykłady rozwiązań

Aby zwiększyć elastyczność połączenia nakrętką 7 niedrążonego

trzona 1 (rys.2.13b)) z wodzikiem 6, w końcówce trzona na pewnej

długości wykonany jest oiwór 2.

Uszczelnienie trzona w przegrodzie oddzielającej przestrzeń podtło-

kową od karteru silnika odbywa się poprzez dławicę W jej korpusie w

specjalnych obejmach znajdują się sprężyste żeliwne pierścienie ściśnięte

sprężynami 1 (rys.2.12a)). Pierścienie górny i dolny w dławicy są ścięte

stożkowo i zbieżne do jej środka. Przy ruchu tłoka w kierunku GMP

dolny pierścień ostrą krawędzią zgarnia z trzona cyrkulujący olej i

odprowadza go do karteru, a podczas ruchu w dół górny pierścień

zgarnia brudny olej cylindrowy, który, specjalnym kanałem między obej-

mą pierścienia a korpusem dławicy, jest odprowadzany do przestrzeni

podtłokowej lub układu ściekowego. Pierścień środkowy o przekroju

prostokątnym pełni typowe funkcje uszczelniające, co ma zapobiegać

przedostawaniu się powietrza doładowującego do karteru.

W konstrukcji pokazanej na rysunku 2.12b) dławicę wyposażono w

dwa pierścienie uszczelniające 1 i dwa zgarniające olej 7 Żeliwne pier-

ścienie uszczelniające są dwuczęściowe, z zakładkowym zamkiem,

ściskane sprężyną stalową 2, a olejowe mają najczęściej strukturę

trójsegmentową ze spiralnymi sprężynami 6. W górnym pierścieniu

olejowym wykonano specjalne podtoczenie do odprowadzania oleju w

przestrzeń za pierścieniem, a później kanałem 5 do karteru. Przestrzeń

3, pomiędzy pierścieniami olejowymi i uszczelniającymi, połączona jest

kanałem 4 ze specjalnym zaworem kontrolnym Pozwala to na diag-

nozowanie pracy dławicy; obecność powietrza doładowującego za zawo-

rem świadczy o złej jakości pracy pierścieni uszczelniających, a występo-

wanie oleju - o wadliwej pracy pierścieni olejowych.

2.3. WODZIKI

Wodzik w silnikach wodzikowych łączy przegubowo trzon tłokowy z

korbowodem i odciąża cylinder, przenosząc składową normalną siły

gazowej.

Jest on zbudowany z poprzecznicy 1 (rys.2 13a)) z czopami (lub

czopem), dwóch łożysk korbowych i jednej lub dwóch łyżew 3

przekazujących siłę normalną N na prowadnice

W czasie pracy silnika elementy wodzika poddawane są

obciążeniom mechanicznym (siła P i siła bezwładności P), które dążą

do zgięcia poprzecznicy (niebezpieczny przekrój 1-1) i czopów

wodzikowych (niebezpieczny przekrój II—II) Końcowe czopy łyżew

wodzika także narażone są na zginanie pod działaniem sił bezwładności P

]

siły normalnej N działającej na prowadnice (niebezpieczny przekrój III—III)

Rys 2.13 Konstrukcja wodzików, a) i b) SULZER RD, c) MAN KSZ

Konstrukcja wodzika powinna spełniać kilka istotnych wymagań,

wśród których wymienić można:

- wysoką sztywność poprzecznicy, co zapewnia niezawodną pracę

łożysk korbowych,

- odpowiednią wytrzymałość,

- odporność czopów łożyskowych i powierzchni ślizgowych łyżew

na zużycie,

- możliwość pracy silnika ze zdemontowanym tłokiem (sytuacja

awaryjna).

Materiałami używanymi do wykonania wodzika są najczęściej stal

węglowa 45,50 lub stal stopowa. Łyżwy wykonywane są również ze stali

lub staliwa i wylane białym materiałem (stopem łożyskowym).

Typowe konstrukcje wodzików pokazano na rysunku 2.13. W

wodziku z dwiema dwustronnymi łyżwami (rys.2.13b)) do górnej części

korbowodu 8, śrubami 10 mocowane są dwa łożyska korbowodu 9,

obejmujące czopy łożyskowe poprzecznicy 6. Dwustronne łyżwy 5 mon-

tuje się na końcowych czopach wodzika, a ograniczenie ich osiowego

ruchu następuje po założeniu pierścieni 4, przykręconych do powierz-

chni wodzika. Krążki zabezpieczające są z niewielkim luzem mocowane

w wodziku w specjalnych podtoczeniach pierścieni 4. Łyżwy, umoco-

wane w opisany sposób, mogą dążyć do samoustawienia, nieznacznie

obracając się na czopach. Podczas pracy silnika ze zdemontowanym

tłokiem (awaria układu) pierścień 3 ustala położenie poprzecznicy wodzika,

który pod działaniem sił tarcia zmierzałby do zmiany położenia.

Prezentowane rozwiązanie pozwala również na normalne doprowadzenie

oleju na gładź łyżew.

Olej do smarowania elementów wodzika dopływa za pośred-

nictwem przegubowych rur umocowanych do jego poprzecznicy i dalej,

kanałem w poprzecznicy, dociera do osiowych wierceń rozprowa-

dzających go do łożysk korbowodu i łyżew.

Na rysunku 2.13c) pokazano wodzik z jedną łyżwą jednostronną.

Rozwiązanie to spotyka się już coraz rzadziej. Do górnej części korbo-

wodu 14, śrubami 16 zamocowano dolną połówkę 13 łożyska korbowe-

go z cienkościenną panewką 12. Dwie górne połówki 9 łożyska również

wyłożone są cienkościennymi panewkami 10. W wydrążonym czopie 11

łożyska wykonano poprzeczny wpust, w którym ułożono i umocowano

śrubami 8, łyżwę z poprzecznicą 3. Do niej, szpilkami 17, przymoco-

wano kołnierz trzona tłokowewgo 1. W celu uproszczenia centrowania

tłoka w cylindrze przewidziano możliwość przesuwania trzona względem

powierzchni oporowej poprzecznicy (do 2 mm od osi w dowolnym kie-

runku). Do tego celu służą dwa mimośrodowe pierścienie 4 i 5, w któ-

rych umieszczony jest kołnierz trzona. Podczas suwu rozprężania jedno-

stronna łyżwa 2 całą powierzchnią ślizgową przekazuje siłę normalną N

na prowadnicę 6. W czasie suwu sprężania, przy zmianie kierunku

działania tej siły pracują tylko dwie wąskie powierzchnie, ślizgając się po

listwach 7 (prowadnicach) dla ruchu wstecz.

Do górnych, nie obciążonych, części łożyska wodzika i na powierz-

chnię ślizgową łyżwy olej doprowadzany jest z łożyska korbowego

wierceniami w korbowodzie, dolnym korpusie łożyska i łyżwy. Natomiast

dolna, mocno obciążona półpanewka łożyska zasilana jest olejem przez

dwie dwunurnikowe pompy 15 (na rysunku pokazana jest tylko jedna z

nich), które wytwarzają ciśnienie 7-8 MPa. Są one zawieszone na

korbowodzie i pracują dzięki jego wahadłowemu ruchowi. To wysokie

ciśnienie i sztywna konstrukcja łożyska zapewniają hydrostatyczne

smarowanie. Zaletą tej konstrukcji jest prosta budowa i eksploatacja.

Wadą zaś, możliwość przekoszenia trzona tłokowego pod działaniem sił

bezwładności łyżwy, niejednakowe warunki pracy przy jeździe „naprzód"

i „wstecz" oraz utrudniony dostęp do elementów ruchowych od strony

prowadnicy.

2.4. KORBOWODY

Korbowód służy do zamiany ruchu posuwisto-zwrotnego tłoka na

ruch obrotowy wału korbowego i przekazanie mu sił pochodzących od

ciśnienia gazów działających na tłok. Składa się on z łba 2 (rys.2.14a)),w

którym znajduje się łożysko tłokowe lub wodzikowe 1, trzona korbowodu

3 i stopy 4 z łożyskiem korbowym 6 i śrubami 5. W silnikach

bezwodzikowych łeb korbowodu łączy się ze sworzniem tłokowym, a w

wodzikowych z czopami poprzecznicy wodzika. Stopę korbowodu

montuje się na czopie korbowym wału.

Warunki pracy korbowodu

określa przede wszystkim jego ob-

ciążenie siłą P = P

+ P

(suma siły gazowej i bezwładności). Dolna

część łba i górna część stopy są ściskane siłą P, a trzon ściskany i

zginany. Nieznaczne zginanie w płaszczyźnie ruchu korbowodu nie

wpływa w istotny sposób na pracę silnika, ale zginanie w płaszczyźnie

osi wału może doprowadzić do pogorszenia warunków pracy łożysk

korbowych. W silnikach szybkobieżnych trzon dodatkowo poddawany

jest jeszcze poprzecznemu zginaniu w płaszczyźnie ruchu, będącemu

efektem działania sił bezwładności.

Śruby w stopie korbowodu obciążone są statyczną siłą napięcia P

powstałą przy ich dociąganiu, i momentem skręcającym M, wywoła-

nym tarciem w tym połączeniu gwintowym.

Rys 2.14. Elementy korbowodów i ich obciążenie a) przykład korbowodu silnika czterosuwowego, b) obciążenia

przenoszone przez korbowód silnika Z 40/48, c) łeb korbowodu silnika wodzikowego i odkształcenia w łożysku

W silnikach czterosuwowych, przy zmianie znaku siły P, górna część

łba korbowodu jest ściskana, rozrywana (niebezpieczny przekrój I-I) i

zginana (niebezpieczny przekrój II—II), trzon - rozrywany (niebezpieczny

przekrój III-III), a dolna część stopy - ściskana i zginana (niebezpieczny

przekrój IV-IV). Śruby korbowodowe dodatkowo zostają obciążone

naprężeniami rozrywającymi i uderzeniami, wynikającymi z ruchów

korbowodu w ramach luzu łożyskowego. Łożyska korbowodowe pracują

przy bardzo dużych naciskach jednostkowych osiągających 20-30 MPa i

więcej. Na rysunku 2.14b) pokazano przykładowe wykresy zmian

jednostkowych ciśnień działających w łożysku korbowym silnika

SULZER Z 40/48 w funkcji kąta odchylenia korbowodu od osi

symetrii układu.

Łożysko korbowe górne pracuje w obszarze wysokich temperatur.

Luz w łożysku w silniku czterosuwowym wywołuje dodatkowo obciążenia

uderzeniowe. Energia kinetyczna uderzenia bardzo szybko rośnie wraz z

pogarszającym się stanem technicznym tego węzła funkcjonalnego silni-

ka, to jest przy wzroście luzu w łożysku i eliptyczności sworznia.

Warunki pracy łożysk korbowodu

we współczesnych konstruk-

cjach okrętowych silników wolnoobrotowych określają następujące czynniki:

1. Duże wartości siły P (P = P

+ P

) nawet do 8000 kN wywołują

znaczne jednostkowe naciski działające na powierzchnię stopu łożysko-

wego i są często bliskie wartościom granicznym.

2. Wahadłowy ruch korbowodu ze względnie niedużą prędkością

kątową nie sprzyja tworzeniu się optymalnych warunków do smaro-

wania łożysk. Powoduje to częste zrywanie filmu olejowego, na przykład

podczas każdej zmiany kierunku ruchu wahadłowego (dwa razy na

obrót), a także w stanach nieustalonych - szczególnie podczas rozruchu i

zatrzymywania silnika.

3. W sytuacji, gdy doprowadzenie oleju odbywa się drążeniem w

korbowodzie (rozwiązanie powszechnie stosowane), to siły bezwładności

masy oleju mogą zakłócić jego podawanie do łożysk, szczególnie w obie-

gowych systemach smarnych pracujących przy niezbyt dużych ciśnie-

niach roboczych (0,12-0,18 MPa).

4. Niewystarczająca sztywność czopów łożyskowych poprzecznicy

wodzika może doprowadzić do ich odkształcenia (rys.2.14c)) w momen-

cie występowania maksymalnych nacisków. Jednostkowe ciśnienia na

powierzchnię łożysk rozkładają się nierównomiernie, z bardzo dużymi

wartościami na wewnętrznych krawędziach 1 łożysk, co wywołuje ich in-

tensywne zużycie.

Przedstawionym warunkom pracy odpowiada konstrukcja korbo-

wodu, która powinna charakteryzować się:

— dużą sztywnością i wytrzymałością przy możliwie małej masie,

aby ograniczyć wpływ sił bezwładności;

— wymiarami dolnej części korbowodu pozwalającymi na

swobodny demontaż korbowodu wraz z tłokiem przez tuleję;

— wysoką wytrzymałością zmęczeniową i elastycznością (podatnością).

Materiałami, z których najczęściej wykonuje się korbowody są: stal 35,

40, 45 i stale stopowe.

Konstrukcja górnej części korbowodu - łeb jest uzależniona od typu

silnika.

Rys.2.15.Łby korbowodów i łożyska sworznia tłokowego: a), d) przykłady rozwiązań

konstrukcyjnych łbów korbowodów; b), c) przykłady łożysk

W silnikach bezwodzikowych łeb (rys.2 15a)-c)) zazwyczaj jest nie

dzielony, odkuty łącznie z trzonem. Zaprasowuje się w nim i często do-

datkowo zabezpiecza przed obrotem oraz przesunięciem osiowym (śruba 6

na rys.2.15a)) tuleję 4 stanowiącą łożysko ślizgowe. W silnikach czterosuwo-

wych odpowiednią sztywność i wytrzymałość łba często uzyskuje się stosując

dodatkowe specjalne żebra. Aby zmniejszyć naciski względne w łożysku

korbowym sworznia tłokowego wykorzystuje się łożyska o zmiennym

przekroju, w których najbardziej obciążona powierzchnia oporowa 8 jest

pogrubiona (rys.2.15c)). W niektórych przypadkach łeb korbowodu

wykonany jest jako kołnierz 9 (rys.2.15d)), do którego mocowany jest

sworzeń tłokowy. Leb korbowodu może być także wykonany w postaci

kulistej (rys.2.5b)) pozwalającej dodatkowo na obrót tłoka. Olej doprowa-

dzony jest najczęściej do górnego łożyska wierceniem 1 w korbowodzie

(rys.2.15a)) lub rurką przymocowaną do trzona korbowodu. Aby olej mógł

dotrzeć na powierzchnię roboczą łożyska, do kieszeni 5, wytacza się

obwodowy lub półobwodowy rowek 2 i promieniowe otwory 3. Roz-

prowadzanie oleju na długości łożyska w silnikach czterosuwowych uzyskuje

się dzięki wspomnianym kieszeniom 5, a w dwusuwowych wspomnianą

funkcję pełnią specjalne kanały znajdujące się w dolnej części łożyska lub

spiralne kanały 7 (rys.2.15b)); olej jest wówczas rozprowadzany po całej

powierzchni łożyska. Kanały, o których mowa służą jednocześnie do

akumulacji oleju, zapewniając poprawną pracę łożyska podczas rozruchu

silnika.

We współczesnych silnikach wodzikowych górna część korbowodu

wykonana jest w postaci bardzo sztywnej płyty 3 (rys.2.16a),b)), do której

mocuje się dolne 2 i górne 1 połówki łożyska sworznia wodzikowego.

Aby poprawić równomierność rozkładu ciśnień jednostkowych na

powierzchni roboczej łożyska i podnieść niezawodność jego pracy, dolne

połówki łożyska wykonuje się jako podatne. Uzyskuje się to przez niesy-

metryczne położenie żebra oporowego względem osi symetrii korbo-

wodu (rys.2.16b)) lub przez zróżnicowanie grubości zewnętrznej i

wewnętrznej ścianki dolnej połówki łożyska. Porównując oba rozwią-

zania podkreśla się, że niesymetryczne podparcie jest mniej efektywne

aniżeli zastosowanie zróżnicowanej grubości ścianek W pierwszym

przypadku niewspółosiowość podpory i obciążenia wywołuje powstanie

momentu deformującego podporę tak, że jej wewnętrzny koniec

opuszcza się. W tej sytuacji roboczymi powierzchniami są dwie cylin-

Rys 2 16. Łby korbowodów i ich łożyska silników wodzikowych. a) SULZER RD, b) B&W K-GF, c) przekrój

poprzeczny układu łożyskowego łba korbowodu silnika wodzikowego

dryczne powierzchnie, obrócone do siebie wypukłościami. Obciążenie

nie jest więc przenoszone przez całą powierzchnię łożyska, a tylko jej

wąską część. W drugiej sytuacji, gdy stosunek grubości ścianek jest

prawidłowy, dolna część roboczej powierzchni łożyska odkształca się tak

samo jak czop (wypukłością ku dołowi), a jednostkowe ciśnienia

działające w dół osi łożyska rozkładają się bardziej równomiernie w

całym zakresie obciążeń silnika.

We współczesnych, wolnoobrotowych silnikach okrętowych łożyska

wodzika często wyposażone są we wkładki stalowe cienkościenne 4

(rys.2.16b)), wylane stopem łożyskowym. W razie konieczności (w

sytuacji awaryjnej) bardzo łatwo można dokonać zmiany wkładki dolnej z

górną. Bywa też, że wkładka znajduje się tylko w dolnej części łożyska

(np. w silnikach SULZER RLA).

Bardzo dobre eksploatacyjne oceny uzyskały łożyska wodzika z

wkładkami w kształcie rombów. Składają się one ze stalowej osnowy C

(rys.2.16c)), na którą naniesiono warstwę brązu ołowiowego B z prze-

cinającymi się pod kątem 14° rowkami (fazami) zalanymi stopem

ołowiowym metodą odśrodkową.
Po obróbce mechanicznej na powierzchnię roboczą nanosi się galwa-

nicznie warstewkę A, ze względu na dotarcie łożyska (88% ołowiu,

cyna i miedź). Omawiane łożyska wymagają hydraulicznego montażu z

dodatkową kontrolą równomierności wydłużenia śrub.

Olej do łożyska doprowadzony jest z łożyska korbowego

wierceniem w korbowodzie lub bezpośrednio, z wykorzystaniem

specjalnych rur przegubowych lub teleskopowych.

Trzon korbowodu

może przybierać różne formy. Jego przekrój

poprzeczny może być na przykład kołowy, dwuteowy, w kształcie litery

H itp. Zawsze dąży się do uzyskania możliwie największej sztywności

przy najmniejszej masie. Ponieważ największy moment zginający działa

w pobliżu stopy korbowodu, czasami wykonuje się korbowód silnika

wolnoobrotowego stopniowo pogrubiający się od łba w kierunku stopy.

Dolna część korbowodu (stopa)

w silnikach okrętowych

może występować w dwóch wersjach: łączona z trzonem lub wykonana

wraz z nim. Stopa łączona (rys.2.17a)) jest przykręcana do trzona

śrubami 10. Aby zabezpieczyć je przed działaniem sił bocznych, a także

dla ułatwienia centrowania tych elementów stopa korbowodu pokazana

Rys 2 17. Stopy korbowodów silników okrętowych- a) L 275 Skoda,

b) SULZER Z 40/48; c) NVD 36, d) PIELSTICK PC-2, e) STORK-WERKSPUR

TM410, f) M 400, g,h) specjalne nakrętki śrub korbowodowych

na rysunku wyposażona jest w specjalny wypust 11. Stopa ta dzielona

jest prostopadle do osi korbowodu. Jej połówki (dolną 2 i górną 6)

wylano bezpośrednio materiałem łożyskowym. Pomiędzy górną

połówką stopy 6, a trzonem 8 znajduje się kompensacyjna podkładka 7,

za której pomocą możliwa jest regulacja wysokości komory spalania, a

więc stopnia sprężania.

W celu regulacji luzu w łożysku w płaszczyźnie podziału stopy

przewidziano podkładkę regulacyjną 3. Śruby 10 zabezpieczają przed

wypadnięciem po zdjęciu nakrętek śruby oporowe 5, które często

jednocześnie są zabezpieczeniem awaryjnym (w razie zerwania śruby).

Zaletami omawianego rozwiązania - stopy łączonej z trzonem są między

innymi:

- możliwość wymiany całej stopy,

- ewentualność regulacji stopnia sprężania,

- możliwość zwiększenia sztywności wału korbowego poprzez

wzrost średnicy jego szyjek,

- wygoda w montażu i demontażu korbowodu.
We współczesnych silnikach okrętowych średnioobrotowych często

stosuje się łączone z korbowodem stopy 3, przykręcane do jego dolnej

części 2 nie śrubami, ale szpilkami 1 (rys.2.17b)). Konstrukcja ta

pozwala na znaczne zwiększenie sztywności wału przez wzrost średnicy jego

szyjek, z zachowaniem możliwości demontażu korbowodu przez cylinder.

W korbowodach, w których stopa nie została dołączona do trzona,

jej górna część jest odkuwana wraz z trzonem (rys.2.17c)). Łożysko kor-

bowe tworzy wkłady - górny 5 i dolny 3, wylane stopem łożyskowym.

Dolny wkład często zabezpiecza się przed obrotem, stosując kołki

ustalające 1. Częściej jednak to zabezpieczenie stanowią same śruby

łożyskowe, które, w celu zmniejszenia wymiarów stopy, przechodzą

blisko szyjki wału, a w panewkach łożyska wykonane są specjalne

kieszenie. Dolna połówka 2 stopy korbowodu centrowana jest z górną

śrubami łożyskowymi lub specjalnymi występami 4 na krawędziach

dolnej połówki (w tym przypadku śruby odciążone są od działania

bocznych sił).

W celu umożliwienia regulacji luzu łożyskowego w płaszczyźnie po-

działu stopy w niektórych konstrukcjach przewidziano montaż

podkładek regulacyjnych, jednakże we współczesnych konstrukcjach

okrętowych silników średnio- i szybkoobrotowych w zasadzie się już ich

nie stosuje lub występuje tylko jedna, o ściśle określonej grubości.

Wynika to głównie z konieczności zachowania odpowiedniej sztywności

połączenia i tym samym stworzenia odpowiednich warunków pracy

łożyska.

Stopy dzielone w płaszczyźnie przebiegającej pod kątem względem

osi symetrii korbowodu (rys.2.17d)) pozwalają na zwiększenie sztywno-

ści wału poprzez wzrost średnicy jego szyjek, przy jednoczesnym

zachowaniu możliwości demontażu korbowodu przez cylinder Mniejsza

jest również siła P

, która dąży do rozerwania śrub łożyskowych 1

Aby możliwe było przejmowawnie bocznej składowej - siły ścinającej

, na powierzchniach styku stopy wykonuje się specjalny, stopnio-

wany zamek. Wspomniane powierzchnie mogą być też zębate (na

rys.2.17d)) - nie pokazano tej możliwości. Na rysunku 2.17e) pokazano

stopę korbowodu silnika STORK-WERKSPUR dzieloną dwoma

skośnymi płaszczyznami. Obie powierzchnie pomiędzy częściami 1, 2 i

3 mają nacięte zęby i są łączone śrubami leżącymi w płaszczyźnie

poziomej. Jest to konstrukcja charakteryzująca się dużą sztywnością.

Pozwala ona również na wzrost średnicy szyjek korbowych wału, z

jednoczesnym zachowaniem możliwości demontażu korbowodu przez

cylindr, a części stopy przez karter. Śruby są tylko nieznacznie

obciążone, gdyż leżą w płaszczyźnie poziomej, a więc tam, gdzie

działanie sił bezwładności jest najmniejsze.

W silnikach w układzie cylindrów V najczęściej przyjmuje się

stopę wspóiną dla obu korbowodów. Główny korbowód 1 (rys.2.17f))

łączy się z dzieloną stopą. Łożysko wyłożone jest dwiema cienko-

ściennymi półpanewkami. Dolna część 8 stopy mocowana jest z górną

pasowanymi kołkami 7. Drugi, dołączany korbowód 3 wyposażony jest

w stopę nie składaną, z panewką ślizgową 4 i łączy się z główną stopą

za pośrednictwem sworznia 2. Łożysko to jest smarowane olejem, który

dociera tam kanałami 6 i 5 z łożyska korbowego. Omawiane rozwiązanie

powoduje, że długość szyjek korbowych wału w stosunku do silnika

rzędowego nie zwiększa się, jednakże taki układ jest bardziej obciążony.

Górne części stóp korbowodu przekazują na wykorbienie wału su-

maryczną siłę (sumę siły gazowej i sił bezwładności) i w związku z tym są

bardzo masywne. Dolne ich części w silnikach czterosuwowych są obcią-

żone siłami bezwładności i masę ich również zazwyczaj zwiększa się

(rys.2.17c) lub wzmacnia specjalnymi żebrami (rys.2.17a)).

W silnikach dwusuwowych dolna połówka stopy też często bywa

masywnym elementem, tym razem głównie z uwagi na działanie obcią-

żeń o charakterze udarowym. Dąży się przy tym do tego, aby środek

ciężkości korbowodu znajdował się bliżej osi symetrii stopy, co

powoduje wzrost masy biorącej udział w ruchu obrotowym. Rosnąca

siła bezwładności odciąża wówczas wykorbienie wału od siły ciśnienia

gazów. W silnikach wolnoobrotowych, w celu zmniejszenia masy stopy,

tę ostatnią wykonuje się czasami jako zróżnicowaną (dużą powierzchnię

ma, najbardziej obciążona, górna część). Obniżenie naprężeń

udarowych działających na łożysko korbowe uzyskuje się w takiej

sytuacji dzięki działaniu dużych sił bezwładności.

Smarowanie łożyska korbowego odbywa się z obiegowo-ciśnienio-

wej instalacji smarnej i od łożysk ramowych olej dociera do tego miejsca

drążeniami w wale korbowym. Może też dopływać z łożysk wodzikowych

wierceniem w korbowodzie i odpowiednim kanałem w stopie. Aby zape-

wnić stały dopływ oleju z łożyska korbowego do rurki 12 (rys.2.17a)) lub

kanału 7 (rys.2.17c)), którymi to drogami jest on doprowadzany do łożyska

sworznia tłokowego, w łożysku korbowym wykonuje się specjalny kanał 14

i otwór 13 (rys.2.17a)). Ponieważ jednak kanał taki, umiejscowiony w

najbardziej obciążonej, górnej części łożyska, utrudnia tworzenie się kima

smarnego i obniża nośność łożyska, w niektórych silnikach nie uwzględnia

sił prezentowanego rozwiązania. Wykonuje się, na przykład, jak to

pokazano na rysunku 2.17c), jeden lub dwa rowki 9 w dolnej połówce

łożyska i olej dostaje się do kanału osiowego 7 w korbowodzie skośnymi

kanałami 6 i 8 wykonanymi w górnym korpusie łożyska. Ucieczce oleju z

przestrzeni olejowej korbowodu po zatrzymaniu silnika zapobiega zawór

zwrotny montowany często w trzonie w dolnej części kanału.

Śruby łożyskowe są niezwykle ważnym i odpowiedzialnym elemen-

tem, ich zerwanie bowiem prowadzi najczęściej do bardzo poważnej

awarii silnika. Zazwyczaj występują dwie śruby, ale czasami, w celu

zmniejszenia gabarytów stopy korbowodu, montuje się cztery śruby o

mniejszej średnicy. W tychże śrubach w obszarze połączeń elementów

stopy korbowodu (4 na rys.2.17a)) występują płaszczyzny pasowane.

Przed obrotem śruba może być zabezpieczona kołkiem 1 (rys.2.17a))

lub specjalnymi występami w stopie. Nakrętki śrub są w kształcie korony

(9 na rys.2.17a)) lub w innym, specjalnie dobranym, co ma ułatwić owo

zabezpieczenie przed odkręcaniem. Z uwagi na to, że zazwyczaj tylko

kilka pierwszych zwojów gwintu (2-3 zwoje) przenosi obciążenia, w

niektórych tego typu połączeniach mogą być stosowane nakrętki o

specjalnym kształcie. Na rysunku 2.17g) pokazano nakrętkę, w której

oporowa powierzchnia znajduje się poniżej zwojów gwintu. Na rysunku

2.17h) zaprezentowano nakrętkę z obniżoną sztywnością, pracującą na

rozciąganie i zapewniającą równomierne obciążenie praktycznie

wszystkich zwojów.

W celu zapewnienia śrubom odpowiedniej wytrzymałości zmę-

czeniowej i podatności stosuje się następujące zabiegi:

• Średnicę śruby między odcinkami centrującymi zmniejsza się o

około 0.85-0.95 wewnętrznej średnicy gwintu.

• Zwiększenie podatności umożliwia wiercenie śruby na pewnej

części długości.

• Przejścia do powierzchni centrujących, gwintów i łbów odbywają

się łagodnie, z dużym promieniem.

• Powierzchnie śrub są szlifowane.
• Gwint ma charakterystyczny zarys, na co składa się między inny-

mi duży promień jego grzbietów i dolin.

Siłę, z jaką napinana będzie śruba, wyznacza się metodę obliczenio-

wą. Zarówno zbyt słabe jak i zbyt mocne napięcie, a także jego nierów-

nomierność może doprowadzić do poluzowania połączenia i w dalszej

konsekwencji do jego zerwania. Dlatego też w instrukcji obsługi silnika

podaje się wartość wydłużenia śruby po jej napięciu albo uwzględnia się

siłę lub moment na kluczu dynamometrycznym, albo też - co ma miejsce

obecnie coraz częściej - wartość ciśnienia oleju na prasie hydraulicznej.

2.5. WAŁY KORBOWE

Wał korbowy silnika służy do zamiany ruchu posuwisto-zwrotnego

tłoków na obrotowy i przekazywaniu momentu obrotowego odbiorni-

kowi mocy.

Wał korbowy jest jednym z najbardziej odpowiedzialnych, obciążo-

nych i drogich elementów. Jego koszt dochodzi nawet do 30% ceny

całego silnika, a masa może wynosić około 15% masy silnika.

Wał korbowy składa się z wykorbień 2 (rys.2.18a)), swobodnego

końca 1, końca 4 przekazującego moc i sztywnego kołnierza łączącego 3.

Przy niezbyt dużych wymiarach i masie wał może być wykonany w

całości (rys.2.18b)). Każde wykorbienie składa się z dwóch ramion 3,

dwóch szyjek ramowych 4 umieszczonych w łożyskach ramowych 6 i z

szyjki korbowej 2 łączącej się z dolną częścią korbowodu 5.

Na wale znajduje się koło zębate 1, które służy do przekazywania

napędu na mechanizmy pomocnicze, przeciwciężary 7, koło zębate 8

napędu wału rozrządu, koło zamachowe, czasami również - tłumik drgań

wzdłużnych i skrętnych.

Warunki pracy wału korbowego

polegają na tym, że

przejmuje on obciążenia pochodzące od działania sił gazowych i sił

bezwładności od mas biorących udział w ruchu postępowym i

obrotowym. Te siły wywołują - zmienne co do znaku - momenty

skręcające i zginające, zużywanie się szyjek wału i łożysk, a także

zmęczeniowe uszkodzenia w miejscach największej koncentracji

naprężeń.

Okresowo zmieniający się moment obrotowy jest przyczyną drgań

skrętnych, poprzecznych (pod działaniem sił bezwładności) i osiowych

(wał jest ściskany i rozciągany po osi), które przy rezonansie mogą

wywołać znaczące dodatkowe naprężenia i w ich konsekwencji - w skraj-

nym przypadku - spowodować pęknięcie wału. Dodatkowe naprężenia

w wale powstają również w wyniku skrzywienia jego osi na skutek, na

przykład wadliwego ułożenia w łożyskach, nierównomiernego wypraco-

wywania się łożysk ramowych czy też na skutek deformacji ramy funda-

mentowej. Składowe siły P

działającej w osi korbowodu, siła styczna T

i promieniowa Z wywołują reakcje w łożyskach ramowych T/2 i Z/2

(rys.2.18c)). Momenty obrotowe, przekazywane przez pierwszą i drugą

szyjkę ramową wynoszą odpowiednio M

i M

Reakcje od sił T i Z zginają szyjkę korbową (przekrój niebezpiecz-

ny I-I), ramiona korb (przekrój niebezpieczny II-II) i ramowe szyjki wału

(przekrój III-III), a moment obrotowy M

, jako efekt pracy sąsiednich

cylindrów, skręca korbowy i główny czop wału. Ramię dodatkowo jest

ściskane siłą promieniową Z/2 i skręcane momentem od siły T/2.

Siły bezwładności P

w GMP skierowane są do góry i odciążają

elementy ruchowe oraz wał korbowy od działania skierowanych w dół sił

gazowych P

(rys.2.18d)). W związku z tym jednym z najbardziej trudnych

stanów pracy wału korbowego i innych elementów silnika jest rozruch.

Maksymalne ciśnienie spalania może wówczas przekraczać 1.3-1.5 raza

Rys 2 18 Konstrukcja wału korbowego, siły i momenty sił działające na wał a), b) przykłady wałów korbowych

silników okrętowych, c), d) obciążenie wału

ciśnienie w warunkach ustalonej pracy, a siły bezwładności mają warto-

ści nieznaczne Wraz z tym, powstające w czasie pracy silnika od siły P

momenty M

dążą do zgięcia wału korbowego w płaszczyznach ich

działania Deformacja wału przejmowana jest przez łożyska ramowe.

Rys.2.19 Konstrukcja wykorbień wału korbowego a)-g) przykłady konstrukcji

wykorbień wału korbowego, h)-j) kształty ramion korb

Do wymagań, którym musi sprostać konstrukcja wału korbo-

wego

należą:

- możliwie duża sztywność i wytrzymałość przy względnie małej

masie,

- wysoka wytrzymałość czopów wału na zużycie,

- dobre wyrównoważenie dynamiczne.

Typowe materiały, z których wykonuje się wały stanowią stale węglowe

35, 40, 45, 50, stale stopowe, na przykład chromowoniklowe i chro-

mowoniklowowanadowe Dodatki stopowe przede wszystkim poprawia-

ją wytrzymałość zmęczeniową wału i jego odporność na zużycie

Wykorbienia wału korbowego wykonuje się w całości (rys 2 19a)),

półskładane (rys 2.1%)) lub składane (rys.2.19c)). W technologii

składanej i półskładanej połączenie oddzielnych elementów odbywa się

metodami temperaturowymi (połączenie skurczowe lub rozkurczowe),

najczęściej bez dodatkowych elementów pośredniczących, na przykład

kołków ustalających czy klinów. Technologia ta dominuje głównie w

silnikach wolnoobrotowych z wałami o dużej średnicy czopów Wały.

silników okrętowych sa również spawane, co pokazano na rysunku 2 20.

Kąt rozmieszczenia korb i kolejność zapłonów w cylindrach są

konsekwencją analizy zmierzającej do uzyskania największej równomier-

ności obciążenia momentem, możliwie pełnego wyrównoważenia mas,

równomiernego obciążenia łożysk ramowych, optymalnego wykorzystania

energii gazów wylotowych dla silników doładowanych oraz jak naj-

mniejszych, dodatkowych naprężeń pochodzących od drgań skrętnych.

W celu zapewnienia równomiernej prędkości obrotowej wału za-

płony w poszczególnych cylindrach powinny występować w równo-

miernych kątowych odstępach: dla silnika czterosuwowego = 720/i,

a dla dwusuwowego = 360/i, gdzie „i" jest liczbą cylindrów

W silnikach szybkobieżnych warunek najlepszego wyrównoważenia

jest wymogiem podstawowym i dlatego dobór kąta może nie pod-

legać przedstawionej ogólnej zasadzie. Aby wypełnienie postulatu

równomierności obciążenia wału i łożysk głównych było możliwe,

kolejne zapłony nie powinny się odbywać jednocześnie w sąsiednich

cylindrach, wówczas bowiem łożysko główne znajdujące się między

takimi cylindrami będzie przeciążone.

Czopy główne i korbowe wału zazwyczaj mają tę samą średnicę, ale

w niektórych konstrukcjach okrętowych silników średnio- i szybko-

bieżnych, by zapewnić możliwość demontażu korbowodu przez cylinder,

czasami zmniejsza się średnicę czopa korbowego o około 10-15% w

stosunku do głównego. Miejsca przejścia czopów do ramion korby

wykonuje się jako „płynne" (o możliwie dużym promieniu zaokrąglenia),

aby zmniejszyć niebezpieczeństwo koncentracji naprężeń.

Rys.2.20 Spawany wał korbowy

Występujące w szyjkach wału wiercenia mają często bardzo różny

charakter i przeznaczenie. Mogą być wykonane na przykład w celu:

- zmniejszenia masy wału (wiercenia w szyjkach i korbach),

- zmniejszenia sił bezwładności pochodzących od nie zrównowa-

żonych mas biorących udział w ruchu obrotowym (wiercenia w szyjkach

korbowych),

- doprowadzenia oleju do łożysk korbowych,

- dokładnego wyrównoważenia wałów, w których nie stosuje się

przeciwciężarów (otwory mogą mieć wówczas różną średnicę).

Należy również pamiętać, że, szczególnie w silnikach wolnoobroto-

wych, unika się wierceń, mogą one bowiem być miejscami koncentracji

naprężeń i obniżać wytrzymałość wału.

Smarowanie czopów wału korbowego odbywa się z obiegowo-ci-

śnieniowego systemu smarnego. Olej jest zazwyczaj doprowadzany od-

dzielnymi rurkami do każdego z łożysk głównych ze zbiorczego kolektora

oleju, a dalej, wierceniami w wale, dociera do łożysk korbowych. Jeżeli

w wale nie ma wierceń, to wówczas, tak jak poprzednio, olej dociera do

smarowania łożysk głównych, natomiast łożyska korbowe zasilane są

olejem, który - wierceniem w korbowodzie - dopływa do nich z łożysk

wodzikowych.

Czasami, w celu doprowadzenia oleju od łożyska głównego do

korbowego, stosuje się skośne wiercenie (rys.2.19a)), przy czym, aby

zrealizować ciągły dopływ oleju do łożyska korbowego i dalej, wierce-

niem w korbowodzie, do łożyska sworznia tłokowego, w łożysku

głównym i korbowym wykonuje się specjalne kanały. Kanały te nie są

rozwiązaniem zbyt korzystnym i dlatego w niektórych konstrukcjach w

czopie głównym robi się dwa wiercenia dolotowe 1 i 2 (rys.2.19d)), a w

czopie korbowym - wylotowe 3 i 4. Jeżeli otwory odciążające wykonane w

szyjkach wału są również wykorzystywane jako kanały olejowe, to wówczas

ich zakończenia uszczelnia się specjalnymi zaślepkami 5 (rys.2.19e)).

Rozwiązanie to nie jest uważane za optymalne, ponieważ same zaślepki i

olej wypełniający otwory w szyjkach stanowią dodatkową masę biorącą

udział w ruchu obrotowym. Również czas potrzebny na wypełnienie olejem

wspomnianych przestrzeni stanowi w eksploatacji pewien problem. Dlatego

też częściej stosuje się, jak to pokazano na rysunku 2.19f) specjalne rurki

łączące 7, których końce rozwalcowane są w wale. Innym zabiegiem,

skracającym czas wypełnienia olejem przestrzeni wału jest stosowanie

specjalnych wkładek 9 w otworach odciążających (rys.2.19g).

W silnikach szybkobieżnych można spotkać również i takie rozwią-

zanie, jak to, które pokazano na rysunku 2.,19g) i 2.19e): w promienio-

wym otworze w czopie korbowym osadza się specjalne rurki 8 i 6,

pełniące rolę separatora oleju. Podczas pracy silnika ewentualne zanie-

czyszczenia oleju silą odśrodkową odrzucane są na powierzchnię otworu,

a do rurek dostaje się czysty olej. Dąży się do tego, aby promieniowe

otwory w szyjkach umieścić w obszarze działania najmniejszych naci-

sków, w związku z czym w silnikach nawrotnych konstruktorzy prze-

widują często dwa wspomniane poprzednio otwory.

Ramiona korb mogą przybierać różnorodną formę konstrukcyjną.

Na rysunku 2.19h) pokazano ramiona korby o kątach prostych, łatwe w

wykonaniu, ale charakteryzujące się między innymi nieracjonalnym

wykorzystaniem materiału. Niebezpieczny przekrój dla tak wykonanych

ramion korby to x-x. Jednakowa szerokość ramion na całej długości

powoduje, że rośnie niezrównoważenie masy biorącej udział w ruchu

obrotowym i obciążenie łożysk głównych. Dlatego też najczęściej

narożniki ramion ścina się i zaokrągla, zmniejszając łączną masę wału i

eliminując opisane wady (rys.2.19a), b) i d)-g}). Owalne ramiona korb

(rys.2.19i)) wydają się optymalnym kształtem zarówno z punktu widzenia

ich sztywności oraz masy, jak i równomierności rozkładu naprężeń, ale

oczywiście są bardziej złożone w sensie wykonawczym. Ramiona okrągłe

(rys.2.19j)) stanowią pewien kompromis w stosunku do wcześniej

omówionych rozwiązań - są proste w wykonaniu, ale brak im wymienio-

nych cech ramion owalnych.

Półskładanym i składanym korbom nadaje się najczęściej kształty

złożone (rys.2.19b),c)). W celu zwiększenia wytrzymałości zmęczeniowej

wału miejsca najbardziej obciążone bardzo dokładnie obrabia się i poleruje.

Szczególnie dotyczy to wyjścia otworów i przejścia szyjek w ramiona.

Przeciwciężary na wałach korbowych są elementami, których rola

sprowadza się do wyrównoważenia swobodnych sił bezwładności i ich

momentów pochodzących od elementów ruchowych, odciążenia łożysk

głównych (przez wyrównoważenie odśrodkowych sił bezwładności mas

biorących udział w ruchu obrotowym) i wyrównoważenia wewnętrznych

momentów sił odśrodkowych. Te ostatnie powstają z powodu sprężystości

wału korbowego i przekazywane są przez łożyska główne na ramę

fundamentową silnika (w silnikach szybkoobrotowych przeciwciężary na

skrajnej korbie czasami pełnią dodatkowo rolę tłumika drgań skrętnych).

Do ramion korb przeciwciężary są najczęściej mocowane śrubami.

Dla odciążenia śrub od działania sił ścinających stosuje się różnego typu

specjalne zamki (rys.2.21a),b)). W silnikach wolnoobrotowych przeciw-

ciężary bywają odlewane lub odkuwane wraz z ramionami korb

(rys 2 21c)). W celu zmniejszenia masy wspomnianych przeciwciężarów

dąży się do tego, aby środek ciężkości przeciwciężaru znajdował się

możliwie daleko od osi symetrii wału.

Swobodne końce wału przy wyjściu z karteru są odpowiednio

uszczelnione, co ma zapobiegać ucieczkom oleju smarnego. Temu celo-

wi służy szereg rozwiązań, na przykład uszczelnienia labiryntowe w

kombinacji z odrzutnikami oleju Swobodny koniec wału bywa również

tak wykonany, aby możliwy był montaż koła zębatego do przekazywania

napędu mechanizmom podwieszonym na silniku

W wałach dużych rozmiarów i o dużym pędniku znaczące mogą być

drgania wzdłużne Wówczas na swobodnym końcu wału montuje się

tłumik drgań wzdłużnych. Zmniejszenie amplitudy drgań skrętnych

uzyskuje się dzięki zastosowaniu tłumików lub antywibratorów

Rys 2 21. Przeciwciężary wału korbowego- a), b) przeciwciężary przykręcane do

ramion korb, c) przeciwciężary odlane wraz z ramionami korb

Koniec wału od strony odprowadzania mocy jest zazwyczaj wypo-

sażony w specjalny kołnierz, do połączenia z linią wału, kołem zama-

chowym, generatorem, oraz koło zębate 8 (rys.2.18b)) do przekazy-

wania napędu na wał rozrządu. Takie rozmieszczenie kół zębatych

zapewnia prawidłową, spokojną i niezawodną pracę napędu rozrządu,

przy najmniejszych amplitudach drgań skrętnych w tej części wału i stałe

luzy w układzie napędowym przy wydłużeniach cieplnych wału korbo-

100

wego. Napęd długich wałów rozrządu często odbywa się w środkowej

części silnika, aby zmniejszyć wpływ na rozrząd błędów związanych ze

skręcaniem się wału rozrządu.

Koło zamachowe służy do zmniejszenia wahań prędkości kątowej

wału korbowego i zapewnienia równomierności jego obrotów dzięki

akumulowaniu i oddawaniu przez masę koła energii kinetycznej. W

silnikach wolnoobrotowych najczęściej masy elementów biorących udział

w ruchu obrotowym zapewniają równomierność prędkości obrotowej

Zamiast koła zamachowego montuje się koło zębate do przekazywania

napędu od obracarki. Na nim (na jego obwodzie) nanosi się podziałkę

kątową i znaki skrajnych położeń poszczególnych tłoków Umożliwia to

prowadzenie różnego typu prac naprawczych, kontrolnych i regu-

lacyjnych.

101

3. UKŁAD WYMIANY CZYNNIKA ROBOCZEGO

3.1. UKŁAD ROZRZĄDU

Mechanizm rozrządu służy do sterowania procesami dolotu po

wietrzą do cylindra i wylotu gazów spalinowych Składa się z organów

dolotowych i wylotowych rozrządu i ich napędu

W silnikach czterosuwowych stosuje się rozrząd zaworowy (rys 3 la))

Jego elementami są zawory dolotowe i wylotowe 10 ze sprężynami

zaworowymi 9 Napęd stanowią dźwignie zaworowe 8 osadzone na

osiach 6 wsporników 7, trzony popychaczy 4, popychacze 3 z rolkami 2

i krzywki zaworowe 1 na wale rozrządu Napęd wału rozrządu przekazy-

wany jest od wału korbowego silnika W celu uzyskania szczelnego,

dokładnego posadowienia zaworu w gnieździe, w układzie występuje

luz 5 (w czasie pracy silnika trzon zaworu wydłuża się wskutek

nagrzewania), który można regulować śrubą i przeciwnakrętką 5

W momencie wejścia rolki popychacza 2 w przypór z krzywką 1,

trzon popychacza 4 przemieszcza się w górę i obraca dźwignię

zaworową 8 wględem jej osi 6 Przy tym prawy koniec dźwigni naciska

na trzon zaworu 10 i ten otwiera się, ściskając sprężynę 9 W trakcie

schodzenia rolki z części profilowanej krzywki zawór zamyka się siłą

sprężystości sprężyny

Wymagane dla danego silnika fazy rozrządu (moment początku

otwarcia i końca zamknięcia zaworów) i warunki ruchu zaworów

określone są profilem krzywek, kątem ich ustawienia na wale, kinema-

tycznym układem sterującym pracą zaworów i wielkością luzu 5

Pionowe ułożenie zaworów w głowicy zapewnia najmniejsze zużycie

trzonów i tulei prowadzących trzony, a otwieranie się zaworów do

wnętrza cylindra zapewnia szczelne przyleganie zaworów do gniazd

dzięki działaniu ciśnienia gazów O skuteczności przylegania - gdy

wartości ciśnień w cylindrze są małe, decyduje tylko siła sprężystości

własnej sprężyn zaworowych

W celu ograniczenia udziału sił bezwładności w pracy układu

sterowania zaworami w szybkoobrotowych silnikach często stosuje się

dwa wały rozrządu (dla zaworów dolotowych i wylotowych) ułożone nad

głowicami, których krzywki bezpośrednio działają na trzony zaworów

102

Rys 3 1 Rozrząd zaworowy i zawory okrętowych silników czterosuwowych

a) mechanizm napędu zaworu, bj zawór silnika czterosuwowego bez korpusu,

c) zawór chłodzony wodą

103

Jednakże rozwiązanie to komplikuje sposób przekazywania napędu od wału

korbowego do wałów rozrządu, a także utrudnia dostęp do głowic silnika

W silnikach dwusuwowych z przepłukaniem wzdłużnym, z zaworem

wydechowym w głowicy, dolot świeżego powietrza odbywa się przez

okna dolotowe w tulei cylindrowej, które są odsłaniane i zakrywane

przez tłok, a gazy spalinowe opuszczają cylinder przez zawór wylotowy,

sterowany układem rozrządu. Przykład takiego rozwiązania pokazano na

rysunku 3 2a). Zawór pracuje dzięki układowi sterowania, w którego

skład wchodzą: wał rozrządu z krzywkami zaworowymi, popychacze,

laski popychaczy 6 i dźwignie zaworowe 4 Pośredni talerz sprężyn

zaworowych 1 wspornikami 3 (pozycja 8 i 9 na rys.3.2b)) połączony jest

z dźwignią zaworową, a cięgnami 2 ze wspornikami 5 dźwigni. Takie

mocowanie talerza podnosi wytrzymałość sprężyn W wielu silnikach

dwusuwowych stosuje się bezzaworowy układ wymiany ładunku przez

okna dolotowe i wylotowe, gdzie istotną rolę odgrywa tłok będący

suwakiem rozrządu. W niektórych silnikach starszej generacji okna

dolotowe były przykrywane automatycznymi płytkowymi zaworami

(silniki FIAT-a), a wylotowe okna - zaworami obrotowymi (silniki

SULZER RD).

Warunki pracy układu zaworowego

wyznaczają obciążenia

mechaniczne, wywołane działaniem: gazów spalinowych P

na grzybek

zaworu (rys.3.1.a)), obciążeń pochodzących od sił bezwładności poru-

szających się mas P

sprężystości sprężyn zaworowych P

b s

i nacisków

od strony popychacza P

jako składowej normalnej działania krzywki

na popychacz.

W trakcie otwierania się zaworu jego prędkość rośnie od zera do

wartości maksymalnej, siły bezwładności skierowane są przeciwnie do

kierunku ruchu popychacza (w kierunku wału rozrządu) i dociskają jego

rolkę do krzywki.

Wraz ze zbliżaniem się zaworu do pozycji całkowietego otwarcia,

jego prędkość maleje od wartości maksymalnej do zera, po czym siły

bezwładności zmieniają kierunek na przeciwny (od wału rozrządu), dążąc

do oderwania rolki od krzywki, a przeszkadzają temu sprężyny zawo-

rowe. Takie odrywanie rolek od powierzchni krzywek jest zjawiskiem

niekorzystnym, prowadzącym do niszczenia powierzchni roboczych,

uderzeń w układzie sterowania pracą zaworów, wypracowywania się

powierzchni przylegania gniazda i grzybka zaworu, a także do zakłó-

cenia faz rozrządu Dlatego też dobór sprężyn zaworowych powinien

104

Rys 3 2 Napęd zaworu wylotowego i zawory wylotowe silników dwusuwowych

przepłukaniem szczelinowo-zaworowym: a), b) zawory wylotowe silników

dwusuwowych, c) popychacz z hydraulicznym amortyzatorem

105

być taki, aby ich siła sprężystości była większa aniżeli siły bezwładności

generowane w układzie

Ważną cechą pracy zaworów jest wysokie obciążenie termiczne

wynikające z ich bezpośredniego kontaktu z gorącymi gazami spalino-

wymi Zawór wydechowy przejmuje ciepło od gazów w cylindrze przez

grzybek (około 80%) i od gazów wylotowych przez powierzchnię

przejścia od grzybka do trzona (około 15%) Ciepło to jest odprowa-

dzane dwiema drogami od grzybka do gniazda zaworowego i dalej do

czynnika chłodzącego oraz przez trzon do jego prowadnicy i dalej przez

materiał głowicy do wody chłodzącej

Temperatura grzybka zaworowego zaworu dolotowego może osią-

gać wartości 300-400°C, a wylotowego nawet 800°C Niższy poziom

temperatury zaworów dolotowych jest związany między innymi z tym, ze

są one omywane powietrzem w procesie napełnienia cylindra, zawór

wylotowy natomiast omywany jest strumieniem gorących gazów

Wysokie temperatury mogą powodować pogorszenie mechanicznych

własności materiału, z którego zbudowany jest zawór Wywołują erozję i

korozję wysokotemperaturową, może tez dojść do pogorszenia szczel

ności przylegania zaworu do gniazda, przedmuchów gazów, dalszego

przegrzewania i - w ostatecznej konsekwencji do zacierania się trzonu

w prowadnicy, a nawet do upalania się grzybków zaworowych W

związku z tym konstrukcja wspomnianych zaworów musi spełniać nastę

pujące warunki

- tak dobrane przekroje czynne, aby maksymalnie sprawnie prze-

biegał proces wymiany ładunku,

- możliwie niska temperatura i masa,
- materiał odporny na zużycie i żaroodporny,
- sprężyny zaworowe o odpowiedniej sztywności i wytrzymałości

zmęczeniowej,

- popychacze, laski popychaczy, a także dźwignie zaworowe o

odpowiedniej sztywności i wytrzymałości z jednocześnie jak najmniejszą

masą w celu zmniejszenia sił bezwładności

W spełnianiu tych warunków istotną rolę odgrywa staranny dobór

materiałów Zawory dolotowe wykonuje się najczęściej ze stali węglowej,

na przykład 45 i stali stopowej z dodatkiem chromu lub niklu Zawory

wylotowe, z uwagi na trudniejsze warunki pracy, wykonuje się ze stali

wysokostopowych z dodatkiem chromu, niklu i wanadu

106

W silnikach wysoko obciążonych, aby zwiększyć odporność na

zużycie cierne i korozyjne, powierzchnie przylegania zaworu i gniazda

pokrywa się stelitem, a trzon jest azotowany Sprężyny wykonuje się ze

stali wysokowęglowych Konstrukcje niektórych zaworów pokazano na

rysunkach 3 1 i 3 2 Zawory bez obudowy (korpusu) umieszcza się bez-

pośrednio w głowicach, co z jednej strony pozwala na pewne zwiększe-

nie przekroju czynnego zaworów,a z drugiej wymaga demontażu głowicy

w celu ich przeglądu

W silnikach czterosuwowych stosuje się zazwyczaj dwa lub cztery

zawory, a w bardzo obciążonych silnikach szybkobieżnych czasami wy-

stępuje ich sześć W silnikach okrętowych dwusuwowych najczęściej

występuje tylko jeden zawór wydechowy Wzrost liczby zaworów wpraw-

dzie komplikuje konstrukcję głowicy i układu rozrządu, ale pozwala na

obniżenie naprężeń mechanicznych i cieplnych głowicy dzięki mniejszej

średnicy otworów i mniejszej masie Rozwiązanie takie poprawia row-

niez organizację procesu wymiany ładunku i spalania paliwa

Zawór bez korpusu pokazano na rysunku 3 lb) Składa się on z

trzonu 4 i grzybka 1 o stożkowej powierzchni roboczej Ta ostatnia jest

najczęściej wykonana pod kątem 45°, co zapewnia odpowiednią

sztywność zaworu, szczelne połączenie z gniazdem dobre własności

samocentrujące w czasie pracy i podczas docierania, dobre odprowa

dzanie ciepła od grzybka, a przy całkowitym otwarciu zaworu umożliwia

optymalne ukierunkowanie strumienia gazów wylotowych

Gniazdo zaworu może być wykonane bezpośrednio w głowicy, jak

pokazano na rysunku 3 la) lub - jak to bywa coraz częściej we współ-

czesnych konstrukcjach - znajduje się w specjalnej wstawce (rys 3 lb))

Wstawka 2 umocowana jest w głowicy 6 za pomocą specjalnego pier-

ścienia 3 lub innymi sposobami (np zaprasowanie, zawalcowanie)

Połączenie grzybek - gniazdo dociera się Trzon zaworu 4 porusza się w

specjalnej tulei prowadzącej 5 Zawór dociskają do gniazda sprężyny 8 i 9

opierające się na dwóch talerzach - dolnym 7 i górnym 11 Do mocowa-

nia górnego talerza służą dwa stożkowe połpierścienie 12 i 14 dopa-

sowane do stożkowego sfazowania 10 na trzonie Oczywiście zastoso-

wanie znajdują również inne sposoby mocowania górnego talerza Przed

rozbijaniem górnej części trzona ochronę może stanowić specjalna

wstawka (pozycja 13 na rys 3 lb))

Zawory wraz z korpusem (koszem) pokazano na rysunkach 3 lc)

oraz 3 2b),d) Konstrukcje, o których mowa odznaczają się większą

107

złożonością, mają mniejszy przekrój czynny, ale z eksploatacyjnego

punktu widzenia są wygodniejsze, gdyż pozwalają na wykonywanie

oględzin, a nawet remontu bez konieczności demontażu głowicy.

Zawór wylotowy silnika dwusuwowego (rys.3.2b)) składa się z kor-

pusu 6 z przestrzeniami chłodzenia. Gniazdo 4 mocowane jest do

korpusu śrubami. Tuleje żeliwne 3 i 7 oraz - zaprasowane w nich - tuleje

brązowe 2 stanowią prowadnice trzona zaworowego. Na trzonie

osadzono specjalny kołnierz ochronny 5, który zabezpiecza górną część

przed penetracją gazów, a także nie dopuszcza do przedostawania się

oleju w kierunku grzybka zaworu. Sprężyny zaworowe 1 podzielono na

dwie części. Podziałowy, pośredni talerz 8, zawiera wsporniki 9 do

połączenia go z dźwigniami zaworowymi.

Obniżenie naprężeń cieplnych zaworów osiąga się, stosując szereg

zabiegów, z których najważniejsze polegają na:

- wykonaniu możliwie płaskiego grzybka zaworu i pokryciu go

metaloceramicznym stopem,

- intensywnym chłodzeniu rejonu gniazda zaworu i prowadnicy

(rys.3.1a),b)),

- chłodzeniu w wyjątkowych wypadkach bezpośrednio wodą rów-

nież grzybka zaworu (rys.3.1c)).

We współczesnych konstrukcjach silników średnioobrotowych kon-

struktorzy często przewidują automatyczny obrót zaworu wokół własnej

osi. Pozwala to uzyskać możliwie równomierne wypracowywanie się

jego, takiż rozkład temperatur w grzybku, mniejszą jego deformację i w

pewnym stopniu - samodocieranie się zaworu. Najprostsze rozwiązanie

polega na umieszczaniu na trzonie zaworu specjalnych łopatek, na które

działają gazy wylotowe powodując obrót zaworu. Mogą być również

wykorzystywane specjalne urządzenia dodatkowe, na przykład „roto-

kap".Niektóre firmy, na przykład PIELSTICK, stosują zabieg wypełnia-

nia wnętrza zaworu ciekłym litem lub sodem.

W sprężynach zaworowych podwójnych, potrójnych czy nawet

poczwórnych zwoje mają różny kierunek, aby w razie pęknięcia jednej

ze sprężyn nie doszło do zakleszczenia na skutek jej uwięźnięcia między

zwojami sprężyny sąsiedniej. Stosowanie kilku sprężyn zabezpiecza

układ między innymi przed wpadaniem w rezonans, gdyż każda z nich

ma inną charakterystykę i jeśli nawet któraś wpadnie w drgania, to

sąsiednie są ich tłumikiem. Wspomniana praktyka pozwala jednocześnie

108

na zmniejszenie wymiarów sprężyn, obniżenie naprężeń i podwyższenie

wytrzymałości zwojów, co łącznie prowadzi do wzrostu niezawodności

tego elementu silnika.

3.1.1. Napęd zaworów

Dźwignie zaworowe dla odpowiedniej sztywności i wytrzymałości są

najczęściej odkuwane jako teowniki lub dwuteowniki, a laski popychaczy

są stalowymi rurami (rys.3. la)). Stosunkową lekkość popychaczy uzysku-

je się dzięki wewnętrznym wydrążeniom i - w silnikach wolno- i średnio-

obrotowych - częstemu zakończeniu rolką osadzoną na łożysku tocznym

typu igiełkowego. Popychacz może być wyposażony w dodatkową

sprężynę, aby odciążyć sprężyny zaworowe i zmniejszyć ich wymiary.

Ponieważ w układzie napędowym zaworów występuje luz, koniecz-

ny ze względu na ich rozszerzalność cieplną, w początkowej i końcowej

fazie pracy występują uderzenia. Wywołują one dodatkowe naprężenia

w gnieździe i grzybku, w sprężynach i na powierzchniach kontaktu, na

przykład: dźwignia zaworowa - trzon. Bezudarową i możliwie cichą

pracę układu w silnikach wolnoobrotowych dwusuwowych, z przepłuka-

niem wzdłużnym szczelinowo-zaworowym, zapewniają popychacze z

hydraulicznym amortyzatorem - tłumikiem, gdzie wybieranie luzu odby-

wa się automatycznie (rys.3.2c)). Laska popychacza opiera się o tłok 7

hydraulicznego tłumika 2. Korpus popychacza 1 jest w dolnej części na

stałe wypełniony olejem, dochodzącym tam z systemu obiegowego

smarowania przez otwory K. Tłok 7 został szczelnie dopasowany do

cylindra 6, a sprężyna 3 stale podnosi laskę popychacza w górę Olej

wpływa pod tłok za pośrednictwem zaworu zwrotnego (patrz szcze-

gół „A" na rys.3.2c)). Zawór ten otwiera się pod działaniem ciśnienia

oleju, kiedy rolka 5 popychacza 4 znajduje się na kole podstawowym

krzywki. Podczas ruchu popychacza w górę zawór zwrotny zamyka

się pod działaniem ciśnienia oleju, a naciski od popychacza przeka-

zywane są na „poduszkę* olejową między tłokiem 7 i cylindrem 6

Przy otwartym zaworze część oleju pod wpływem wysokiego ciśnie-

nia będzie wypływać przez luz. Gdy dojdzie do zmiany warunków

pracy silnika, to zmieni się również temperatura trzona zaworowego.

Wydłużenie trzona wywoła też zmianę ilości oleju pod tłokiem tłu-

mika, zapewniając bezudarową, elastyczną pracę układu.Olej wyciś-

nięty z cylindra dopływa ponownie przez zawór zwrotny.

109

Rys.3.2. Napęd zaworu wylotowego i zawory wylotowe silników dwusuwowych z

przepłukaniem szczelinowo-zaworowym: d) hydrauliczny napęd zaworu

110

We współczesnych konstrukcjach wolnoobrotowych silników okrę-

towych coraz częściej stosuje się hydrauliczne sterowanie pracą zaworu

wylotowego. Zamiana układu klasycznego na hydrauliczny związana jest

z poszukiwaniem możliwości:

- zmniejszenia masy układu i występujących w nim sił bezwładności,

- obniżenia głośności pracy układu,

- zwiększenia niezawodności pracy przez wyeliminowanie działa-

nia bocznych sił na trzon zaworu.

Hydrauliczny napęd zaworu (rys.3.2d)) składa się z olejowego po-

pychacza hydraulicznego 6, napędzanego krzywką 7 i tłokowego serwo-

motoru 4 działającego na trzon 5 zaworu w czasie jego otwierania.

Zamyka się dzięki działaniu sprężyn 2 opierających się o górny talerz 3,

który długimi cięgnami 1 połączony jest z trzonem 5 zaworu Instalację

wypełnia się olejem przez odpowiednie kanały w hydropopychaczu.

Największe ciśnienie w systemie w trakcie otwierania zaworu wynosi

około 20 MPa. Podstawową wadą tego układu jest właśnie wysokie

ciśnienie robocze w instalacji i złożoność regulacji faz rozrządu, spowo-

dowane pewną ściśliwością czynnika roboczego - oleju.

W niektórych modelach silników ze szczelinowo-zaworowym

przepłukaniem (np.: RTA SULZER) zawór wylotowy otwiera się dzięki

pracy takiego układu jak wyżej opisany, ale sprężyny zamykające ów

zawór zastąpiono serwomotorem pneumatycznym.

3.1.2. Wał rozrządu

Wał rozrządu służy do sterowania pracą zaworów (otwieranie i

zamykanie), a także pracą pomp wtryskowych, rozdzielaczy powietrza w

systemie rozruchowym i regulatora prędkości obrotowej.

Wały wykonuje się w całości albo składane i umieszcza w składa-

nych łożyskach, z których jedno jest łożyskiem oporowym przenoszącym

naciski poosiowe Krzywki wałów silników szybkoobrotowych są zazwy-

czaj konstrukcjami połączonymi z zasadniczym wałem, w silnikach

średnio- i wolnoobrotowych zaś osobnymi - dzielonymi i nie dzielonymi.

Nakładane na wał krzywki 1 (rys.3.3a)) do sterowania pracą zaworów są

zazwyczaj nie dzielone i połączone z wałem klinami 2 lub połączeniem

hydrociśnieniowym. Krzywki pomp paliwowych wysokiego ciśnienia

najczęściej są dzielone i łączy się je z wałem różnymi sposobami, ale

111

Rys 3.3 Krzywki wałów rozrządu silników okrętowych- a) L275-SKODA,

b),c) B&W, d) MAN; e) SULZER

112

zawsze tak, aby możliwy był ich obrót względem wału, gdy zajdzie

konieczność zmiany kąta ich ustawienia

Krzywka silnika B&W ma profil symetryczny (rys.3.3b)) i składa się

z dwóch połówek Na jednej z nich wykonano specjalne podcięcia, w

które wchodzą występy drugiej połówki, co daje możliwość regulacji kąta

wyprzedzenia podawania paliwa niezależnie od ruchu „naprzód" i

„wstecz"

Na wale rozrządu 2 na klinie 3 znajduje się tuleja 4 z pierścieniowym,

charakterystycznym występem o wewnętrznej, stożkowej powierzchni,

do której śrubami dociskana jest krzywka 5. W nowszych modelach

silników zastosowano krzywki o tzw. profilu negatywnym (rys.3 3d)).

W silnikach MAN krzywka (rys.3.3c)) ma niesymetryczny profil i

składa się z dwóch połówek - dolnej 1, leżącej na wale 3 na klinie 2, i

profilowanej części 5, którą można obracać o pewien kąt śrubami 4.

W silnikach SULZER krzywka 2 (rys 3.3e)) ma profil symetryczny i

także składa się z dwóch części. Osadzono ją swobodnie na tulei 1, która

jest zamocowana do wału 5 klinem 4 i kołkami 6. Tuleja ma na końcu

gwint, na który nakręcona jest nakrętka 3. Oporowe powierzchnie

nakrętki, kołnierza tulei i krzywki są stożkowe

W czterosuwowych silnikach nawrotnych występują dwa komplety

krzywek - do jazdy „naprzód" i „wstecz", a w silnikach dwusuwowych -

krzywki pojedyncze, gdy stosuje się przesterowanie kątowe (obrót wału o

określoną wartość kąta), lub podwójny ich układ, gdy przesterowanie jest

typu osiowego (przesuwanie wału rozrządu wzdłuż silnika na odległość

między krzywkami do jazdy „naprzód" i „wstecz")

Napęd wału rozrządu

odbywa się od wału korbowego silnika

przez przekładnię W silnikach czterosuwowych wał obraca się z pręd-

kością dwukrotnie mniejszą niż wał korbowy, a w silnikach dwusowo-

wych stosuje się przełożenie 1:1.

Konstrukcja napędu zależy od położenia wału rozrządu Jeśli leży

on nad głowicami (rozwiązanie stosowane w silnikach szybkoobroto-

wych), to napęd przekazywany jest, na przykład przez wałki ze stożko-

wymi kołami zębatymi Jeżeli wał rozrządu znajduje się niżej, to napęd

realizowany jest za pośrednictwem przekładni zębatej

W celu zmniejszenia rozmiarów kół zębatych stosuje się dodatkowe

koła pośrednie (rys. 3.4a)). Koło pośrednie 3 łączy się z kołem głów-

nym 4 wału korbowego i kołem zębatym 2 wału rozrządu. Ponieważ

113

Rys.3.4. Napęd wału rozrządu- a) przekładnia zębata, b) przekładnia łańcuchowa;

c) konstrukcja ogniwa łańcucha

114

prędkość obrotowa wału rozrządu silnika czterosuwowego ma być

dwa razy mniejsza aniżeli wału korbowego, to koło 2 ma średnicę

dwukrotnie większą od koła 4 (koło 3 na przełożenie nie wpływa). Od

koła zębatego 2 otrzymuje również napęd regulator prędkości obrotowej 1.

Na rysunku 3.4b) pokazano przykład napędu łańcuchowego, który jest

stosowany przy dużych odległościach między wałem korbowym silnika i jego

wałem rozrządu, gdyż klasyczna przekładnia zębata byłaby w takiej sytuacji

bardzo złożona i kosztowna. Koło łańcuchowe 7 wału korbowego łączy się z

kołem łańcuchowym 1 wału rozrządu trzema jednakowymi łańcuchami 6.

Koło łańcuchowe 5 jest prowadzące i jednocześnie wykorzystywane do

napędu rozdzielaczy powietrza, lubrykatorów i regulatora prędkości

obrotowej. Koło 2, zamocowane na wsporniku 3, napina łańcuch, co

dokonuje się dzięki obrotowi wspornika 3 wokół osi 9, przeciwnie do

kierunku wskazówek zegara. Obciążony silną sprężyną ściąg oddziałuje

odpowiednią siłą na wspornik 3. Łańcuchy, poruszając się, ślizgają się po

specjalnych stalowych prowadnicach obłożonych gumową wkładką, która

jest tłumikiem drgań. Wszystkie osie kół i łańcuchy są smarowane olejem.

Zazwyczaj stosowane łańcuchy mają konstrukcję panwiowo-tule-

jową (rys.3.4c)), zbudowaną z elementów zewnętrznych i wewnętrznych.

Zewnętrzne ogniwo składa się z dwóch płytek 4 i dwóch sworzni 3

zaprasowanych w tych płytkach. Wewnętrzne ogniwo stanowią dwie

płytki 6, dwie tulejki 2 i dwie panwie 5. Tulejki są zaprasowane w

płytkach 6, a panwie osadzono na nich z pewnym luzem, aby mogły

swobodnie się obracać. Płytki ogniw stanowią elementy łącznikowe i pracują

na rozciąganie, a panwie przejmują obciążenia udarowe i chronią koła przed

zużyciem. Sworznie i tulejki są węzłami łożyskowymi. Olej, który służy do

smarowania łańcuchów dopływa dyszami 1. Podstawowe, charakterystyczne

wymiary łańcucha pokazano na rysunku 3.4c). Są to:

- H-skok,

- D - średnica panwi,

- P - szerokość części wewnętrznej.

3 . 2 . UKŁAD DOŁADOWUJĄCY

3.2.1. Turbosprężarki

Wzrost mocy z cylindra bez wzrostu objętości skokowej można

uzyskać w silnikach po ich doładowaniu. Proces ten polega przede

115

wszystkim na zwiększeniu w cylindrach masy świeżego ładunku (po-

wietrza) dzięki jego sprężeniu i ochłodzeniu. Pozwala to na dostarczenie

odpowiednio większej ilości paliwa i tym samym - wskutek jego spalenia

- na wzrost mocy silnika.

Rys.3.5. Schemat układu doiadowującego dwusuwowego silnika okrętowego

MAN KSZ-C

Na rysunku 3.5. pokazano schemat układu doiadowującego silnika

dwusuwowego. Powietrze z atmosfery, przez filtr-tłumik 5, dostaje się do

sprężarki 4, gdzie sprężane jest do ciśnienia 0.15-0.34 MPa. Następnie

jest ono schładzane w chłodnicy powietrza 3 i dociera do zasobnika 2 i

dalej, do cylindra 1. Gazy spalinowe z cylindrów zbierają się najpierw w

kolektorze zbiorczym 8, a następnie, pod stałym ciśnieniem, docierają

na wirnik jednostopniowej turbiny gazowej 7, wprawiając go w ruch

obrotowy. Dzięki temu, że łączy się on przez wspólny wał z wirnikiem

sprężarki, ta ostatnia również się obraca Przy obciążeniach silnika do

50% energia gazów wylotowych jest najczęściej niewystarczająca i dla-

tego we współczesnych silnikach wolnoobrotowych, wyposażonych w

116

stałociśnieniowy układ doładowujący, stosuje się dodatkowe dmuchawy

doładowujące 6, napędzane silnikiem elektrycznym.

Przykład turbosprężarki pokazano na rysunku 3.6. Jest to przekrój

urządzenia firmy BROWN-BOVERI. Turbiny pracują przy stałym lub

zmiennym (pulsacyjnym) ciśnieniu gazów zasilających i ich średniej

temperaturze 400-550°C. Turbina pokazana na rysunku 3.6 składa się

z trzech korpusów: dolotowego 14 i odlotowego 9 turbiny oraz korpusu 4

sprężarki, połączonych między sobą specjalnymi kołnierzami.

W celu ograniczenia w turbosprężarce przepływu ciepła ze strony

gazowej do powietrznej, w części gazowej, w korpusie 9 znajduje się

specjalny materiał izolacyjny 10. Nowsze konstrukcje turbosprężarek

firmy BROWN-BOVERI nie są już chłodzone wodą, dzięki czemu wyeli-

minowano korozję korpusów i - co najważniejsze - wysokie temperatury

gazów za trubiną pozwalają na lepsze wykorzystanie energii tych gazów

w kotle utylizacyjnym. Do korpusu 14 mocowany jest układ łopatek

kierowniczych 13. Wirnik 11 to wał o odpowiedniej średnicy, na którym

osadzone są wirniki turbiny 12 i sprężarki 8. Wał ten spoczywa na

łożyskach tocznych, z których 3 jest łożyskiem promieniowo-osiowym, a

16 - oporowym. Olej do smarowania łożysk podawany jest pompą 1,

podwieszoną na wał turbosprężarki. Na kolektorze ssącym sprężarki

został osadzony filtr powietrza 2, który wyłożono również materiałem

dźwiękochłonnym. Obrotowe łopatki kierowniczze 5 po stronie powie-

trznej zapewniają możliwie bezudarowy dolot powietrza na wirnik

sprężarki. Za kołem roboczym 8, w korpusie 4, ukształtowany jest

dyfuzor 7. Służy on do zamiany energii kinetycznej powietrza na pracę

sprężania, dzięki czemu zmniejsza się prędkość strugi powietrza, a

rośnie jej ciśnienie. Po wyjściu z dyfuzora powietrze dostaje się do

spiralnego, zbiorczego kanału 6, w którym dochodzi do dalszej utraty

prędkości na rzecz pewnego wzrostu ciśnienia. Labiryntowe uszczel-

nienia, wraz z komorą 15, oddzielają przestrzeń gazową od łożyska

oporowego. Z przestrzeni tłocznej sprężarki powietrze jest podawane

kanałem 17 do komory 15. Gaz z kolektorów wylotowych silnika

dociera do kanałów w korpusie 14 i, przechodząc przez łopatki

kierownicze 13 turbiny, poddany jest częściowemu rozprężaniu, w wy-

niku czego dochodzi do zamiany energii potencjalnej na kinetyczną. Po

wyjściu z kierownicy gaz wpada w kanały międzyłopatkowe wirnika

turbiny 12. Energia kinetyczna zamienia się na pracę, wprawiając w

ruch obrotowy wirnik turbiny.

117

Rys 3 6 Przekrój turbosprężarki firmy BROWN-BOVERI VTR

Łożyska wirnika mogą być zarówno toczne, jak i ślizgowe Pierwsze

z wymienionych, stosowane w turbosprężarkach są zarówno kulkowe,

jak i igiełkowe. Od strony sprężarki montuje się łożysko promieniowo-osio-

we jedno- lub dwurzędowe Łożysko oporowe od strony turbiny powin-

no pozwalać na pewne osiowe ruchy wału spowodowane rozszerzal-

nością termiczną i dlatego najczęściej jest to łożysko szpilkowe lub

kulkowe jednorzędowe Łożyska ślizgowe występują przede wszystkim w

turbosprężarkach o dużych wydajnościach

W wielu dwusuwowych silnikach wodzikowych pracę turbospręża-

rek wspomaga wykorzystanie przestrzeni podtłokowych Oddzielone

dławicą od karteru pozwalają one na sprężanie powietrza. Oczywiście

pracę sprężania w omawianym wypadku wykonuje dolna część tłoka

Takie sprężarki podtłokowe mogą pracować zarówno równolegle, jak i

szeregowo z TS, wytłaczając powietrze do wspólnego zasobnika dru-

giego stopnia sprężania (np. silniki MAN) lub do specjalnych,

buforowych przestrzeni, oddzielnych dla każdego cylindra (np. silniki

SULZER RD, RND).

3.2.2. Chłodnice powietrza

Chłodnice powietrza służą do jego schładzania po procesie

sprężania w sprężarce. Dzięki temu zwiększa się masa świeżego ładunku

docierającego do cylindrów. Stosuje się różne typy chłodnic

W silnikach MAN występują chłodnice (rys.3.7) z rurkami nieżebro-

wanymi 3 rozmieszczonymi w dnach sitowych 2 i 4 Utworzone między

dnami sitowymi a głowicami 1 i 5 komory wodne są podzielone prze-

grodami, zmieniającymi kierunek przepływu wody. Przepływ ten poka-

zują na rysunku strzałki. Z przedziału „a" woda przepływa do „b" i dalej,

przez „c, d, e, f, g", do rury wylotowej Powietrze przepływa między

rurami.

Chłodnice z płaskimi, ożebrowanymi rurami mają mniejsze gaba-

ryty, dużą skuteczność chłodzenia, ale szybciej ulegają zanieczyszczeniu,

a proces ich oczyszczania jest trudniejszy.

119

Rys.3.7.Chłodnica powietrza doładowującego

3.2.3. Zasobniki powietrza

Zasobniki powietrza służą do doprowadzania powietrza od sprę-

żarek do cylindrów. Ich konstrukcja zależy od systemu doładowującego.

Bardzo ważny jest właściwy dobór objętości, a więc taki, który pozwoli

uniknąć wahań ciśnienia powietrza. Najczęściej omawiane urządzenia

stanowią konstrukcję spawaną zarówno o przekroju kołowym, jak i

prostokątnym. Aby zmniejszyć szum i hałas zasobniki mogą być

wyłożone matami dźwiękochłonnymi.

Przy schładzaniu powietrza poniżej „punktu rosy" może dojść do

kondensacji pary wodnej, znajdującej się w powietrzu. Do jej

odprowadzenia służą, zamontowane na zasobnikach, zawory spustowe.

W przestrzeniach, o których mowa, może znaleźć się również olej

smarny przedostający się zarówno z cylindrów silnika, jak i z turbo-

120

sprężarki, gdy wadliwie pracują jej dławice. Zabezpieczenie przed poża-

rami w przestrzeniach podtłokowych i w zasobnikach stanowi specjalny

układ drenażowy służący do odprowadzania wspomnianego oleju

121

4. PALIWOWY UKŁAD ZASILAJĄCY

W skład typowej instalacji paliwowej silnika z zapłonem samoczyn-

nym wchodzą: pompa wtryskowa, wtryskiwacze, przewody wysokiego

ciśnienia, regulator prędkości obrotowej, pompa zasilająca, filtr paliwa,

zbiornik paliwa i przewody niskiego ciśnienia.

Pompa zasilająca podaje paliwo przez filtr do pomp wtryskowych,

które, przewodami wysokiego ciśnienia, tłoczą pod wysokim ciśnieniem

odmierzoną dawkę paliwa do wtryskiwaczy. Nadmiar paliwa z pompy

wtryskowej wraca do zbiornika. Na dolocie do pomp wtryskowych

utrzymuje się ciśnienie 0.4-0.7 MPa, które jest zabezpieczeniem przed

odparowaniem paliwa i tworzeniem się „poduszek" gazowych, a w kon-

sekwencji - zrywaniem ciągłości podawania paliwa i niestabilnością

pracy pomp wtryskowych. Istotny wpływ na napełnianie pomp ma rów-

nież intensywność wahań ciśnienia (15-20 MPa) powstającego zarówno

po stronie ssącej, jak i tłocznej pompy wtryskowej, wywołanego impul-

sami odcinanego paliwa.

Intensywne wahania ciśnienia i temperatury mogą powodować

kawitacyjne niszczenie par precyzyjnych pomp wtryskowych i innych jej

elementów. Dlatego bardzo często integralną częścią pomp bywają

tłumiki (mechaniczne, hydrauliczne).

Na przewody wysokiego ciśnienia zakłada się często dodatkowe

rury-osłony, zabezpieczające przed wyciekiem paliwa do siłowni w razie

pęknięcia przewodu wysokiego ciśnienia. Ewentualne przecieki paliwa

na pompach, wtryskiwaczach i z osłon przewodu wysokiego ciśnienia są

odprowadzane specjalną instalacją ściekową. W niektórych silnikach

okrętowych obecność paliwa w osłonach jest sygnalizowana. W

silnikach MAN - B&W typu K-GF, po wzroście ciśnienia w prze-

strzeni między przewodem wysokiego ciśnienia a jego osłoną, nastę-

puje automatyczne włączenie specjalnego pneumatycznego mecha-

nizmu podwieszenia pompy wtryskowej. W ten sposób rozerwany

przewód wysokiego ciśnienia tuż po zarejestrowaniu wycieku prze-

staje być zasilany paliwem. Dodatkowo towarzyszy temu dźwiękowa i

świetlna sygnalizacja alarmowa.

122

4.1. POMPY WTRYSKOWE

Podstawowym zadaniem pomp wtryskowych jest dostarczenie do

wtryskiwaczy dokładnie odmierzonych dawek paliwa, pod wymaganym

ciśnieniem i w określonym czasie, których wielkość zależy od warunków

pracy silnika.

W silnikach okrętowych stosowane są pompy wtryskowe tłokowe.

Paliwo jest podawane do cylindra pompy, a następnie, za pomocą

tłoczka napędzanego krzywką, zostaje wtłoczone przez zawór zwrotny

do przewodu wysokiego ciśnienia. Przewodem tym paliwo dopływa do

wtryskiwacza, po czym następuje jego wtryśnięcie do cylindra.

Wymagania, jakie powinna spełniać konstrukcja pomp wtrysko-

wych

są następujące:

- wytworzenie wysokiego ciśnienia (50-150 MPa),
- dokładne dozowanie dawki paliwa na cykl,
- regulowanie dawki paliwa na cykl przy zmianie warunków

pracy silnika,

- podawanie paliwa do cylindrów w ściśle określonym przedziale

czasowym.

Pompy znajdujące się na jednym silniku powinny podawać jedna-

kowe dawki paliwa; dopuszczalne nierównomierności między dawkami

paliwa dla poszczególnych cylindrów są nie większe niż 5% w warun-

kach znamionowej pracy silnika. Z uwagi na to, że wobec spadku mocy

od nominalnej do minimalnej dawka paliwa na cykl zmniejsza się nawet

dziesięciokrotnie, pociąga to za sobą często znaczny wzrost nierówno-

mierności podawania paliwa.

4.1.1. Napęd pomp wtryskowych

Największe zastosowanie ma obecnie mechaniczny napęd pomp

wtryskowych krzywkami. Pompy wtryskowe wykonane oddzielnie dla

każdego cylindra czerpią napęd od krzywek paliwowych rozmieszczo-

nych na wspólnym wale rozrządu. Pompy paliwowe wielosekcyjne

osadzone w jednym, wspólnym korpusie otrzymują napęd od - odręb-

nego dla danego bloku - wału rozrządu.

123

Aby zachować odpowiednie, wzajemne położenie krzywek paliwo-

wych względem wykorbień wału przy zmianie kierunku obrotów wału

korbowego, w silnikach nawrotnych stosuje się.

- jedną krzywkę o profilu symetrycznym, a przy zmianie kierunku

obrotów wykonuje się obrót wału rozrządu o kąt zapewniający ponownie

wtrysk paliwa w odpowiednim momencie - przesterowanie kątowe;

— dwie krzywki paliwowe dla każdej pompy wtryskowej: jedną do

ruchu „naprzód" i drugą do ruchu „wstecz"; przy zmianie kierunku

obrotów przesuwa się wał rozrządu wzdłuż silnika, tak aby właściwa

krzywka napędzała pompę - przesterowanie poosiowe (wzdłużne).

W celu zainicjowania procesu roboczego i jego poprawnego prze-

biegu należy uzyskać samozapłon paliwa do czasu, kiedy tłok osiągnie

GMP (1-2°OWK przed GMP) Okres zwłoki samozapłonu paliwa wynosi

= 0.001-0.010 s i dlatego początek wtrysku paliwa do cylindra zawsze

odbywa się przed GMP. Kąt obrotu wału korbowwego (odczytany

względem GMP), przy którym zaczyna się wtrysk paliwa nazywa się

kątem wyprzedzenia wtrysku Wielkość ta wyznaczana jest
zależnie od prędkości obrotowej silnika. W silnikach szybkoobroto-

wych = 20-30°OWK przed GMP, a w wolnoobrotowych

= 4-8°OWK przed GMP. Ogólny czas podawania paliwa wyrażony

w stopniach obrotu wału korbowego wynosi od 15-25°OWK.

4.1.2. Sposoby regulacji dawki paliwa na cykl

Podawanie paliwa do cylindra odbywa się zazwyczaj tylko z wyko-

rzystaniem części skoku nurnika pompy wtryskowej. Nazywa się go

efektywnym skokiem nurnika, a pozostała faza to jałowa część skoku.

Dawkę paliwa na cykl reguluje się, stosując trzy podstawowe

sposoby, zmieniając mianowicie początek podawania paliwa, jego

koniec bądź zarówno początek, jak i koniec.

Na rysunku 4.1 pokazano wykresy zmian skoku nurnika pompy i

jego prędkości w funkcji °OWK oraz wykresy kołowe wtrysku, a także

wymienione wyżej sposoby regulacji dawki paliwa (g

Część a) wspomnianego rysunku obrazuje regulację g

poprzez

zmianę początku podawania paliwa W całym zakresie pracy silnika

koniec podawania paliwa przez pompę (KPP) (punkt 4) nie ulega

124

Rys.4.1. Wykresy skoku nurnika pompy wtryskowe; i jego prędkości w funkcji.

kąta obrotu waiu korbowego - zmiany dotyczące podawania paliwa: a) początku;

b) końca, d) początku i końca

125

zmianie. Kąt obrotu wału korbowego, w czasie którego trwa wtrysk

paliwa, zmienia się dzięki zmianie kąta wyprzedzenia wtrysku

Największej dawce paliwa odpowiada punkt 1 na wykresach. Nurnik

pompy wykonuje efektywny suw tłoczenia h

a l

dla . W celu

zmniejszenia dawki paliwa g

początek podawania paliwa przesuwa się

z punktu 1 do, na przykład punktów 2 lub 3, którym odpowiadają kąty

i oraz efektywne skoki nurnika h

a 2

i h

a 3

. Poważną wa-

dą tego sposobu regulacji jest mała prędkość nurnika pompy wtryskowej

w końcowej fazie podawania paliwa. Może to rzutować na skuteczność

rozpylania paliwa, jak i na spadek sprawności wolumetrycznej pompy

wtryskowej.

Wykresy na rysunku 4.1b) dotyczą regulacji przez zmianę końca

podawania paliwa. W całym zakresie obciążeń początkowi podawania

paliwa odpowiada punkt 1 i nie zmienia on swojego położenia. Jeżeli

dochodzi do zmniejszenia g

, to wówczas koniec podawania paliwa z

punktu 4 przesuwa się, na przykład do 3 lub 2 i odpowiednio do tego

zmienia się efektywny skok tłoka h

. Dla tego sposobu regulacji kąt

wyprzedzenia wtrysku we wszystkich możliwych sytuacjach nie

zmienia się. Prędkość nurnika pompy w czasie wtrysku paliwa jest

wysoka i cała porcja paliwa jest dobrze rozpylana.

Na rysunku 4.1c) przedstawiona jest sytuacja dotycząca regulacji

początku i końca tłoczenia paliwa. Punkty 1-6 na wykresie odpowiadają

największej wartości g

. Każde zmniejszenie dawki paliwa następuje po

przesunięciu początku podawania paliwa z 1 do 2 lub 3, a końca z

punktu 6 do 5 lub 4. Tak jak w odniesieniu do pierwszego sposobu

regulacji zmiany te wywołują zmianę oraz h

Dla silników pracujących ze stałą prędkością obrotową (np. agrega-

towych) drugi sposób regulacji jest najbardziej wygodny, ponieważ, przy

niezmiennych warunkach prędkościowych, stała wartość kąta wyprze-

dzenia wtrysku zapewnia zapłon paliwa przy tej samej stałej

wartości kąta obrotu wału korbowego. Powinno to zapewnić jednakowe

warunki przebiegu procesu roboczego w całym zakresie obciążeń silnika.

W silnikach wolnoobrotowych, pracujących ze stosunkowo małą

wartością kąta wyprzedzenia wtrysku (6-8°OWK), regulacja g

przez

zmianę początku podawania paliwa nie będzie najwłaściwsza, ponieważ

takie pompy wtryskowe w warunkach średnich i małych obciążeń silnika

rozpoczynają podawanie paliwa za GMP, obniżając ekonomiczne osiągi

126

silnika. Dlatego też we wspomnianych silnikach najczęściej stosuje się

pompy wtryskowe z regulacją mieszaną, to jest początku i końca poda-

wania paliwa.

Elementy regulacyjne w pompach typu zaworowego stanowią

zawory na ssaniu i tłoczeniu, których zadanie polega na przepuszczaniu

paliwa w odpowiednim momencie do przestrzeni dolotowej pompy.

W pompach typu Bosha obrotowy tłok jest organem regulacyjnym

przepuszczającym paliwo do przestrzeni dolotowej na początku lub na

końcu suwu.

Aby możliwie maksymalnie zmniejszyć zużycie paliwa przez silnik,

w układzie sterowania pracą pompy pojawiają się specjalne elementy,

umożliwiające (zdalnie) zmianę faz podawania paliwa w czasie pracy

silnika. W szczególności, przy obniżeniu mocy, prędkości obrotowej i

związanym z tym spadku maksymalnej wartości ciśnienia w komorze

spalania (p

m a x

), możliwe jest zwiększenie kąta wyprzedzenia wtrysku,

aby utrzymać p

m a x

na poziomie osiąganym dla nominalnych wartości

pracy i - tym samym - utrzymać na możliwie niskim poziomie jednost-

kowe zużycie paliwa.

4.1.3. Pompy wtryskowe zaworowe

Pompa

z regulacją wydajności zaworem przelewowym

na tłoczeniu

Głównymi elementami pompy (rys.4.2) są: para precyzyjna składa-

jąca się z tłoka typu nurnikowego 3 i tulei 4, popychacz pompy z rolką i

sprężyną powrotną 5, zawory - tłoczny 7, przelewowy regulacyjny 8 i

ssawny 6.

Mechanizm regulacji dawki na cykl składa się z takich elementów,

jak: popychacz 9 zaworu przelewowego ze śrubą regulacyjną 15,

dźwignia 10, mimośrodowy wałek 11, wałek regulacyjny 12 i dźwignia

paliwowa 14.

Zasada działania pompy

jest następująca: Tłok pompy, współ-

pracując poprzez popychacz z krzywką wału rozrządu wykonuje ruch

posuwisto-zwrotny. Nieprzerwany kontakt między rolką 2 i krzywką 1

zapewnia działanie sprężyny 5. Podczas ruchu tłoka w dół paliwo, przez

zawór ssawny 6, wypełnia przestrzeń nad tłokiem. Zawór 6 otwiera się

127

pod ciśnieniem paliwa dopływającego z instalacji. Po przejściu tłoka

przez DMP i rozpoczęciu tłoczenia zawór ten się zamyka i efektywny

suw tłoczenia trwa tak długo, aż zawór przelewowy 8 nie otworzy

Rys.4.2. Schemat pompy wtryskowej z regulacją chwilowej wydajności zaworem

przelewowym na ssaniu \5\

się. Tłoczenie zostanie wówczas przerwane na skutek nagłego spadku

ciśnienia nad tłokiem i paliwo wraca przez rurociąg przelewowy do

zbiornika. Moment otwarcia zaworu 8 nastąpi wówczas, gdy zostanie on

uniesiony popychaczem 9, sterowanym jednoramienną dźwignią 10.

Jest ona oparta jednym końcem na mimośrodowym wałku regula-

cyjnym 11, a drugim na popychaczu tłoka pompy. Moment otwarcia

zaworu przelewowego, a tym samym chwilowa wydajność pompy,

zależy bezpośrednio od wartości luzu l

. Zmiany chwilowej wydajności

dokonuje się, obracając wałkiem regulacyjnym 12 dźwigni paliwowej 14,

128

mimośrodowe wałki 11 o określoną wartość kąta jednocześnie na

wszystkich pompach. W ten sposób zmienia się punkt podparcia

popychacza 9. Po przesunięciu wspomnianego punktu w górę zmniejszy

się wartość luzu l

i nastąpi wcześniejsze otwarcie zaworu przelewo-

wego 8, a więc i zmniejszenie dawki paliwa podawanej do wtryskiwacza.

Śruba regulacyjna 15 służy do statycznej regulacji wydajności pompy

wtryskowej, bowiem możemy w ten sposób zadawać wartości luzu l

W pompie omawianego typu powinno istnieć również takie poło-

żenie mimośrodowego wałka regulacyjnego, aby zawór regulacyjny po-

zostawał zawsze w pozycji otwartej, niezależnie od położenia tłoka

pompy. Odpowiada to zerowej dawce paliwa i położeniu dźwigni pali-

wowej w pozycji zero („stop").

Cechą charakterystyczną analizowanych pomp jest stały, niezależny od

chwilowej wydajności, początek wtrysku paliwa oraz zmienny jego koniec.

Pompa

z regulacją wydajności zaworem przelewowym

na ssaniu

Głównymi elementami pompy są (rys.4.3): para precyzyjna, składa-

jąca się z tłoka 3 i tulei 4, popychacz pompy z rolką 2 i sprężyną

powrotną 5, zawory - tłoczny 7 i ssąco-przelewowy 6.

Mechanizm regulacji dawki na cykl składa się z takich samych

elementów jak mechanizm pompy omówionej poprzednio

Zasada działania pompy

jest następująca: Tłok pompy, współ-

pracując poprzez popychacz z krzywką wału rozrządu, wykonuje ruch

posuwisto-zwrotny. Podczas ruchu tłoka w dół paliwo wypełnia prze-

strzeń pompy, dopływając z układu paliwowego przez zawór ssąco-prze-

lewowy 6. W pierwszej fazie tego ruchu zawór 6 otwiera się pod

działaniem ciśnienia paliwa dopływającego z instalacji, a o dalszym jego

otwarciu decyduje działanie na zawór popychacza 9 i dźwigni dwu-

stronnej 10. W początkowej fazie suwu sprężania zawór, pozostający

pod działaniem 9 i 10 może być jeszcze otwarty i paliwo wyrzucane jest

z pompy do magistrali dolotowej.Początek podawania paliwa nastąpi

wówczas, gdy zawór ssąco-przelewowy osiądzie na gnieździe, to jest gdy

przestanie na niego działać popychacz. Koniec podawania paliwa jest

stały i nastąpi wówczas, gdy rolka popychacza nurnika pompy znajdzie

się na wierzchołku krzywki (nurnik w GMP).

129

Regulacja dawki na cykl odbywa się przez zmianę momenty

zamknięcia zaworu 6, czyli przez zmianę początku sprężania paliwa

Rys.4.3. Schemat pompy wtryskowej z regulacją chwilowej wydajności

zaworem przelewowym na tłoczeniu /5/

Regulacja wszystkich pomp znajdujących się na silniku odbywa sie

wałkiem 12 dźwigni paliwowej 14, który oddziałuje na wałek mimośro-

dowy 11, zmieniając położenie punktu podparcia popychacza 9 W

trakcie ruchu tego punktu w górę zawór 6 później będzie się zamykał i

aktywny (czynny) skok tłoka oraz wielkość dawki paliwa zmniejszy się.

Jednocześnie zmaleje wartość kąta wyprzedzenia podawania paliwa.

Powinna istnieć również taka sytuacja, kiedy zawór 6, niezależnie od

położenia tłoka pompy, będzie stale otwarty („stop"). Pompa musi być

więc tak ustawiona w czasie regulacji statycznej, aby położeniu dźwigni

paliwowej odpowiadało takie położenie mimośrodu, w którym zawór

ssąco-przelewowy nie osiada na gnieździe.

130

Regulacja kąta wyprzedzenia podawania paliwa odbywa się auto-

matycznie podczas zmiany dawki paliwa na cykl Jeśli trzeba dokonać

tylko zmiany kąta wyprzedzenia, to należy wówczas obrócić krzywkę na

właściwą stronę o pewien kąt. To przestawienie, zgodnie z kierunkiem

obrotu wału rozrządu, powoduje wzrost kąta wyprzedzenia podawania

paliwa na skutek wcześniejszego wchodzenia krzywki w przypór z rolką

Przedstawione pompy są mechanizmami zblokowanymi dwu- lub

trójsekcyjnymi, a oddziaływanie na wałek 12 może odbywać się w nich,

jak na rysunkach, ręcznie lub regulatorem prędkości obrotowej.

Pompa

z regulacją wydajności zaworami przelewowymi

na ssaniu i tłoczeniu

Rozwiązanie takie pokazano na rysunku 4 4 W pompie tej po-

łączono sposoby regulacji chwilowej wydajności uprzednio opisanych

pomp. Dlatego też jej cechą charakterystyczną jest zależny od chwilowej

wydajności zmienny zarówno początek jak i koniec podawania paliwa.

Na rysunku zaznaczono luzy regulacyjne na popychaczach zaworu

ssawnego l

i tłocznego l

. Poprzez odpowiednie operowanie tymi

Rys.4.4 Schemat pompy wtrys-

kowej z regulacją chwilowej wy-

dajności zaworami przelewowymi

na ssaniu i tłoczeniu /5/

131

wielkościami można otrzymać szeroki zakres regulacji. Zmniejszenie

dawki paliwa wymaga zmniejszenia luzów l

i l

, natomiast opóźnie-

nie wtrysku (przesunięcie początku sprężania paliwa) wymaga zwiększe-

nia l

i zmniejszenia l

Pompy tego typu wykonuje się również w postaci zblokowanej

(kilka sekcji w jednym korpusie), a na wałki regulacyjne coraz częściej

oddziałują cięgna urządzenia VIT (Varible Injection Timing).

Przykład rozwiązania konstrukcyjnego takiej pompy pokazano na

rysunku 4.5.

Firma SULZER rozwiązała problem optymalizacji charakterystyk

regulacyjnych w pompach zaworowych właśnie przez włączenie w

system sterowania pracy pompy urządzenia VIT. Pozwala ono synchro-

nicznie zadawać kąty wyprzedzenia wtrysku i czas trwania wtrysku w

zakresie obciążeń N

< N

e n o m

zgodnie z programem wchodzącym w

skład regulatora prędkości obrotowej. Oba zawory po stronie ssącej i

tłocznej są sterowane. Ich wałki mimośrodowe znajdują się pod działa-

niem cięgien urządzenia VIT połączonych z drugiej strony z regulato-

rem. Linie przerywane na rysunku odpowiadają zerowej i maksymalnej

wartości wskaźnika obciążenia. Przy zmianie obciążenia silnika fazy

podawania - kąty początku i końca p o d a w a n i a paliwa są regulowane

automatycznie zgodnie z programem VIT (rys 4.6).

Nietrudno zaobserwować, że wraz ze spadkiem obciążenia silnika

, czas trwania podawania paliwa przez pompę, wyrażony w stopniach

OWK, znacznie się zmniejsza, ponieważ kąt wyprzedzenia wtrysku

początkowo rośnie (do 75% N

) i tylko powyżej 75% N

zaczyna się

zmniejszać.

W rezultacie takiego sterowania charakterystykami regulacyj-

nymi uzyskano możliwość utrzymania p

m a x

= const - w zakresie ob-

ciążeń N

= 100-85% N

e n o m

- i obniżenia jednostkowego zużycia

paliwa g

(rys.4.7).

Na rysunku 4.8 przedstawiono zmianę p

m a x

i g

podczas przejścia

na paliwo gorszej jakości oraz zaprezentowano możliwość powrotu do

poprzednich warunków pracy dzięki korekcie kąta wyprzedzenia wtrysku

ręczną dźwignią jakości paliwa. Jest to działanie tożsame z korygowa-

niem programu VIT w regulatorze. Ustawiając wspomnianą dźwignię w

położeniu zaznaczonym na rysunku 4.6 linią przerywaną, uzyskujemy

wzrost kąta wyprzedzenia wtrysku i powrót do poprzednich,

optymalnych wartości poziomu p

m a x

i g

e .

132

Rys4.5. Pompa wtryskowa silnika SULZER RND 90: a) przekrój pompy

133

Rys 4 5. Pompa wtryskowa silnika SULZER RND 90 b) przekrój pompy

134

Oznaczenia do rysunku 4.5a) i b):

01 - krzywka paliwowa

02 - kadłub

03 - wodzik napędu

04 - watek mimośrodowy

05 - nakrętka

06 - część pośrednia

07 - tulejka dociskowa tulei prowadzącej

08 - nakrętka

09 - pneumatyczny wyłącznik bezpieczeństwa

10 - króciec do przyłączenia ciśnieniowego przewodu paliwowego

11 - wkręt z łbem z gniazdem

12 ~ tuleja prowadząca

12a - nurnik

13 - korpus pompy wtryskowej

14 - sprężyny

15 - ręczna dźwignia wyłączania pompy

16 - dźwignia regulacyjna

17 - czop wyłączający

18 - tuleja prowadząca

19 - rolka rozrządu

20 - wał rozrządu

21 - śruba ściągowa

22 - tuleja krzywki

23 - łożysko wału

24 - nakrętka krzywki paliwowej

25 - wpust

26 - czop rolki

27 - dźwignia sterująca zaworu przelewowego

27a - dźwignia sterująca zaworu ssącego

28 - popychacz regulacyjny zaworu przelewowego

29 - popychacz regulacyjny zaworu ssącego

30 - pokrywa do zaworów ssącego i przelewowego

31 - pierścień gumowy

32 - zawór bezpieczeństwa

33 - tuleja prowadząca

34 - popychacz

35 - sprężyna

36 - pierścień zabezpieczający

- zawór przelewowy (pompa 1)

- zawór przelewowy (pompa 2)

- zawór tłoczny (pompa 1)

- zawór tłoczny (pompa 2)

- zawór ssący (pompa 1)

- zawór ssący (pompa 2)

- wlot oleju do łożyska wału rozrządu

- wlot oleju do napędu

- wlot oleju do wałka mimośrodowego i dźwigni sterujących

* - połączenia dociągane określonym momentem obrotowym

135

Krzywka paliwowa

Rys.4,6. Schemat urządzenia VIT i charakterystyka wtrysku

136

Rys.4. 7 Porównanie zmian p

max

i g

w funkcji obciążenia silnika

z tradycyjną aparaturą wtryskową i z VIT

Rys.4.8. Zmiany p

max

i g

w funkcji obciążenia silnika

towarzyszące przejściu na paliwo gorszej jakości

137

Należy również zwrócić uwagę na charakter zmian fazy końca

podawania paliwa. Zgodnie z tym, co pokazano na rysunku 4.6, do

50% obciążenia silnika podawanie paliwa kończy się w GMP, a więc

cala faza wtrysku wchodzi w tak zwane wyprzedzenie. Powoduje to

wzrost maksymalnych ciśnień gazów w cylindrze w zakresie obciążeń

częściowych, czego konsekwencją jest wzrost ekonomiczności pracy

silnika, ale także podniesienie właściwości manewrowych silnika.

4.1.4. Pompy wtryskowe z tłoczkiem obrotowym

W pompach tego typu nurnik pełni rolę elementu regulacyjnego,

wpływającego na wielkość dawki paliwa na cykl. W górnej części tłoka

są wyfrezowane pionowy rowek oraz charakterystyczna śrubowa

krawędź sterująca, która w zależności od położenia tłoczka umożliwia

wcześniejsze lub późniejsze połączenie przestrzeni nad tłoczkiem z

otwo,rem przelewowym.

Śrubową krawędź sterującą wykonuje się różnie, odpowiednio do

sposobu regulacji dawki paliwa. Na rysunku 4.9 pokazano położenie

krawędzi na tłoczku, gdy pompa pracuje:

- ze stałym początkiem i zmiennym końcem wtrysku dawki paliwa

(rys.4.9a),

- ze zmiennym początkiem i stałym końcem wtrysku dawki paliwa

(rys.4.9b),

- ze zmiennym początkiem i zmiennym końcem wtrysku dawki

(rys.4.9c).

Rys.4.9. Położenie krawędzi sterujących na tłoczku pompy wtryskowej z obrotowym

tłoczkiem; tłok regulujący: a) koniec wtrysku; b) początek wtrysku, c) początek i

koniec wtrysku

138

Tuleja, w której porusza się tłoczek pompy ma jedno lub dwa okna

(otwory) przelewowe. Zasadę działania zespołu tłoczącego takiej pompy

pokazano na rysunku 4.10. W DMP (rys.4.10a)) tłoczek odsłania

całkowicie oba otwory przelewowe i przestrzeń nad tłoczkiem wypełnia

się paliwem. W czasie ruchu tłoczka do góry część paliwa uchodzi z

powrotem do komory paliwowej. Z chwilą kiedy tłoczek zamknie otwory

przelewowe (rys.4.1 Ob)), zaczyna się właściwe tłoczenie paliwa, które

trwa tak długo, aż śrubowa krawędź sterująca tłoczka odsłoni otwór

przelewowy (rys.4.10c)). W tym położeniu pionowy rowek łączy prze-

strzeń nad tłoczkiem z otworem przelewowym pompy. Pod wpływem

dalszego ruchu tłoczka w kierunku GMP paliwo wypływa przez otwór

przelewowy.

Rys 4.10. Zasada działania pompy wtryskowej z obrotowym tłoczkiem:

a)-d) kolejne fazy pracy pompy, e) położenie tłoka dla dawki zerowej

Regulacja dawki wtryskiwanego paliwa

polega na obróce-

niu tłoczka w cylinderku dookoła jego osi o pewien kąt. Zmiana kąto-

wego położenia tłoczka zapewnia wcześniejsze lub późniejsze odsło-

nięcie otworu przelewowego (rys.4.10c),d)) przez śrubową krawędź

sterującą, co jest jednoznaczne ze zmianą czynnego skoku tłoczka. Gdy

rowek pionowy w tłoczku znajduje się naprzeciw otworu przelewowego

(rys.4.10e)), paliwo nie jest tłoczone i jego wtrysk do cylindra zostaje

wstrzymany (zerowa nastawa listwy paliwowej).

Tłoczki wszystkich sekcji tłoczących są obracane jednocześnie o taki

sam kąt, na przykład za pomocą wspólnej zębatki 1 (rys.4.11)). Z

zębatką współpracują pierścienie zębate 2, zaciśnięte na tulejach po-

krętnych 3. Te ostatnie są z kolei sprzęgnięte z tłoczkami za

pośrednictwem specjalnych występów 4. Przesunięcie zębatki sprawia,

że pierścienie zębate wszystkich sekcji tłoczących, wraz z tulejami

139

pokrętnymi, obracają się, powodując jednocześnie obrót wszystkich

tłoczków pompy wtryskowej o taki sam kąt. Gdy pracuje pompa silnika,

położeniem zębatki steruje regulator częstotliwości obrotów.

Własności pompy wtryskowej ocenia się na podstawie jej charak-

terystyki prędkościowej. Charakterystyka taka przedstawia krzywe zmian

dawki paliwa przypadające na jeden cykl, w zależności od częstotliwości

obrotów wałka krzywkowego, przy różnych ustawieniach organu

sterującego.

W pompach wtryskowych z pokrętnymi tłoczkami dawka wtryski-

wanego paliwa zwiększa się w miarę wzrostu częstotliwości obrotów.

Jest to spowodowane procesami zachodzącymi w pompie podczas jej

pracy. Tłoczenie paliwa teoretycznie powinno rozpocząć się z chwilą,

gdy tłoczek górną krawędzią przysłoni otwór ssawny (rys.4.1 Ob)). W

rzeczywistości rozpoczyna się ono trochę wcześniej i to tym wcześniej,

im większa jest częstotliwość obrotów. Dławienie jest bowiem tym

większe, im większa jest prędkość wypływu paliwa. Po zakończeniu

tłoczenia, na skutek odsłonięcia otworu przelewowego (rys.4.10c))

podczas samoczynnego zamykania się zaworu tłocznego, część paliwa

rozprężającego się w przewodzie wysokiego ciśnienia odpływa z powro-

tem do cylinderka. Przy większej częstotliwości obrotów silnika ten

powrotny przepływ paliwa jest bardziej dławiony, dzięki czemu wzrasta

dawka paliwa dostarczanego do komory spalania.

Taki przebieg charakterystyki pompy

wtryskowej z pokrętnymi tłoczkami nie

zapewnia zadanego przebiegu zmian

dawki paliwa, jaki określa charaktery-

styka granicy dymienia.

W celu zbliżenia przebiegu krzywej

wydajności pompy wtryskowej do prze-

biegu krzywej sprawności napełnienia i -

dzięki temu - uzyskania korzystniejszego

przebiegu zmian momentu obrotowego

silnika stosuje się tzw. korektory, czyli

urządzenia korygujące charakterystykę

Rys.4.11. Mechanizm obracania pompy

tłoczka pompy wtryskowej

140

Korektory hydrauliczne

działają najczęściej na zasadzie

zmniejszenia ciśnienia paliwa w przewodzie wysokiego ciśnienia po

zakończeniu wtrysku lub na zasadzie zwiększenia ciśnienia w tym

przewodzie, w czasie gdy rośnie częstotliwość obrotów silnika Przykła-

dem korektora działającego na zasadzie upustu nadmiaru paliwa w

przewodzie wysokiego ciśnienia może być korektor z zaworkiem przele-

wowym typu Henschel. Umieszcza się go między pompą wtryskową i

wtryskiwaczem. W wielu pompach z pokrętnymi tłoczkami korygowanie

dawki paliwa przypadającej na jeden obieg polega na zmniejszeniu

ciśnienia w przewodzie wysokiego ciśnienia. Funkcję korektora hydrau-

licznego spełnia wówczas odpowiednio wykonany zawór tłoczny

Podstawowym zadaniem zaworu tłocznego jest przerywanie przepływu

paliwa z przewodu wysokiego ciśnienia do pompy, a dodatkowo również

odciążanie układu wysokiego ciśnienia i korygowanie dawki paliwa.

Przykłady zaworów tłocznych pokazano na rysunkach 4.12 i 4.13.

W rozwiązaniu przedstawionym na rysunku 4.12b) zmienny przekrój

rowków na części prowadzącej zaworu sprawia, że wznios zaworu zależy od

Rys.4.12. Zawory tłoczne: a) zwykły, b) spełniający zadanie korektora dawki^

paliwa, c) charakterystyka pompy

141

prędkości przepływu paliwa przez rowki zaworu. Większej częstotliwości

obrotów wału korbowego silnika odpowiada większa prędkość prze-

pływu paliwa przez rowki, a zatem większy wznios zaworu. W miarę

jego wzrostu większy jest spadek ciśnienia w przewodzie tłocznym

podczas opadania zaworu na gniazdo i odwrotnie. W ten sposób, wraz

ze spadkiem częstotliwości obrotów silnika, w przewodzie wysokiego

ciśnienia po zakończeniu wtrysku utrzymuje się coraz wyższe ciśnienie.

Dzięki temu podczas suwu tłoczenia paliwo jest sprężane od wyższego

ciśnienia początkowego, wzrasta więc jego dawka (rys.4.12c)). Zmniej-

szeniu częstotliwości obrotów odpowiada wzrost ciśnienia w przewodach

tłocznych, co przyspiesza początek wtrysku. Tak więc zmiana często-

tliwości obrotów silnika powoduje zmianę początku wtrysku

Wadą prezentowanego roz-

wiązania jest niemożność uzyskania

identycznie skorygowanych charak-

terystyk dla poszczególnych sekcji

tłoczących.

W pompach wtryskowych z

pokrętnymi tłoczkami zadanie opty-

malizacji charakterystyk jest bar-

dziej złożone aniżeli w pompach

zaworowych, ponieważ sterowanie

początkiem i końcem podawania paliwa może odbywać się tylko

poprzez formowanie (kształtowanie) krawędzi sterujących na tłoczku

pompy (rys.4.14a)). Tak między innymi zadanie to było realizowane

przez firmy MAN i B&W w zmodernizowanych konstrukcjach pomp dla

silników MAN KZ 70/120E, MAN KSZ 70/125B i B&W 6L45GFCA.

W każdym rozwiązaniu nurnik ma dwie pary symetrycznie poło-

żonych krawędzi sterujących i dwa okna (otwory) w tulei (rys.4.16 i

4.17). Na rysunku 4.14a) pokazano rozwinięcie powierzchni tłoczka

obrazujące układ krawędzi sterujących. Górne krawędzie ABC decydują

o kształcie charakterystyki początku podawania paliwa, dolna DE -

charakterystyki końca. Odległość w pionie między krawędziami określa

aktywny skok tłoczka h

i kąt , który jest sumą kątów początku i

końca podawania paliwa przez pompę.

Optymalizację faz podawania paliwa (zastosowanie VIT) w danej

sytuacji zapewnia fakt, że, wraz z obrotem tłoczka w celu zmniejszenia

Otwarty

Rys.4 13. Zawór tłoczny odciążający

142

jego aktywnego skoku , górna krawędź początkowo podnosi się i

kąt początku podawania paliwa rośnie (odcinek C), potem przez pewien

czas pozostaje na nie zmienionym poziomie (odcinek B), a dla średnich i

małych obciążeń obniża się (odcinek A), przez co wartość kąta początku

podawania paliwa spada. Schematycznie charakterystyka zmian kąta

początku podawania paliwa w funkcji obciążenia została pokazana na

rysunku 4.14b). Dolna krawędź sterująca jest również zróżnicowana,

stopniowana. Na części swojego przebiegu (odcinek E) jest stosunkowo

Rys. 4.14. Realizacja VIT w pompie wtryskowej z obrotowym tłoczkiem:

a) rozwinięcie powierzchni tłoka pompy, b) charakterystyka zmian kąta po-

czątku podawania paliwa w funkcji obciążenia; c) charakterystyki dynamiczne

wtrysku na przykładzie silnika B&W, d), e) zmiany p

i g

w funkcji obciążenia

silnika

143

stroma, a na części D ma nachylenie łagodniejsze. Wspomniana sytua-

cja wynika stąd, że spadek obciążenia silnika wymaga skrócenia czasu

podawania paliwa, kąt powinien być zatem mniejszy. Ponieważ

jednak na odcinkach C i B kąt początku podawania paliwa nie zmniej-

szył się, to faza podawania paliwa może być krótsza tylko dzięki spad-

kowi wartości kąta końca podawania i dlatego właśnie taki jest charakter

przebiegu odcinka E. Ostatecznie jednak o przebiegu charakterystyk

regulacyjnych aparatury wtryskowej decydują parametry dynamiczne

wtrysku, to jest początek i koniec podawania paliwa przez wtryskiwacz.

Na rysunku 4.14c) podano takie charakterystyki z uwzględnieniem

przebiegów ciśnienia wtrysku w silniku B&W L45GFCA (silnik pra-

cował według charakterystyki śrubowej).

Porównując rysunki 4.14a) i 4.14c), łatwo zauważyć, że istnieje

znaczna zbieżność między charakterystykami (przebieg krawędzi

sterujących na rys.4.14a)) i dynamicznymi (na rys.4.14c)). Podobień-

stwa, o których mowa wykazują odcinki: 1-2-3-4 i C-B-A oraz 7-6-5 i E-

D. Wynika z tego, że w procesie dynamicznym (wtrysku paliwa)

doskonale wykorzystane jest - zadane profilem krawędzi sterujących

nurnika pompy - optymalne sterowanie wtryskiem.

Na rysunkach 4.14d) i 4.14e) pokazano eksperymentalne zależ-

ności zmian wybranych wskaźników pracy silnika - maksymalnego

ciśnienia w cylindrze p

i jednostkowego zużycia paliwa g

- w pompie

wtryskowej z regulacją tylko końca podawania paliwa (linia przerywana) i

ze zoptymalizowaną regulacją poprzez zastosowanie stopniowych kra-

wędzi sterujących (linie ciągłe). Nietrudno zauważyć, że i w pompie z

pokrętnym tłoczkiem idea VIT może być spełniona, co zapewnia

silnikowi warunki ekonomicznej pracy w szerokim zakresie obciążeń.

Nie oznacza to jednak, że pompy tego typu konstrukcyjnie dobrze

spełniają ideę VIT. Nie posiadają zaworów przelewowych i cięgien nimi

sterujących, ich budowa jest więc prosta, nie można jednak,w

przeciwieństwie do pomp zaworowych sterowanych mechanizmem VIT

prostą drogą, w czasie pracy silnika dokonać zmian nastaw przy zmianie

jakości paliwa.

We współczesnych silnikach okrętowych, w których idea VIT

realizowana jest dzięki odpowiednio dobranemu kształtowi krawędzi

sterujących, zmiana paliwa pociąga za sobą konieczność - indywidualnej

dla każdej sekcji - zmiany kąta początku podawania paliwa przez

pompę. W zależności od konstrukcji wykonuje się to albo przez zmianę

144

podkładek regulacyjnych, albo przez obrót krzywki na wale rozrządu. Te

sposoby regulacji zostaną dalej przedstawione na przykładzie konkret-

nych rozwiązań konstrukcyjnych. Należy przy tym pamiętać, że zawsze

jednak są one niełatwe i pracochłonne. W związku z tym w niektórych

silnikach okrętowych, na przykład czterosuwowym silniku średnioobro-

towym MAN L 58/64 pompy wtryskowe z obrotowym tłoczkiem i

stopniowanymi krawędziami sterującymi wyposażono dodatkowo w

specjalną dźwignię z mimośrodowym wałkiem, która służy do zmiany

kąta początku podawania paliwa. Przypomina to rozwiązanie stosowane

w starych konstrukcjach pomp wtryskowych silników B&W. Związane z

nim doświadczenia eksploatacyjne są jednak niezbyt zachęcające. Złożo-

ność konstrukcji i duża zawodność, obniżają korzyści wynikające z szer-

szych możliwości regulacyjnych.

Ciekawym przykładem rozwiązania zadania VIT w pompach typu

Bosha jest zastosowanie mechanizmu dwudźwigniowego. W pompy

takie wyposażone są silniki MAN - B&W typu L-MC, poza małymi

silnikami MAN - B&W L35MC i L42MC. Ich konstrukcja zostanie

przedstawiona w dalszej części rozdziału. System sterowania dźwigniami

pracuje zgodnie z programem VIT, a jego mechanizm przedstawiono na

rysunku 4.15. Dawkę paliwa na cykl zmienia się znanym sposobem

przez obrót tłoczka 2, który jest wymuszony zębatą listwą paliwową 6 i

obrotową tuleją 5. Natomiast zmiana kąta początku podawania paliwa

przez pompę odbywa się nowym sposobem. W zależności od obciążenia

silnika, a więc i dawki paliwa na cykl, moment zakrywania przez tłoczek

otworów przelewowych w tulei 1, czyli początek podawania paliwa

następuje zgodnie z programem VIT, na przykład według zależności

pokazanej na rysunku 4.15b). Jest to możliwe dzięki oddziaływaniu

drugiej dźwigni urządzenia przez zębatkę 4 na tulejkę obrotową 3 i tą

drogą - na tuleję 1 pompy. W ten sposób tuleja może wykonywać w

pewnym zakresie ruch osiowy. W skład omawianego systemu wchodzą

trzy główne elementy: wał 10 związany z regulatorem prędkości

obrotowej, zawór sterowania 14 (czujnik położenia dźwigni 4 VIT) i

wykonawczy cylinder 17 pneumatycznego serwomechanizmu odpowie-

dzialnego za ruch osiowy tulei pompy. Powietrze robocze dopływa do

zaworu 14 przewodem 15 i - pod zadanym ciśnieniem około 0.5 MPa -

podawane jest przewodem 16 do cylindra serwomechanizmu 17. Za

parametr wejściowy w systemie regulacyjnym VIT przyjęto uważać

położenie wału 10 regulatora prędkości obrotowej. Przez dźwignię 9 wał

145

10 bezpośrednio oddziałuje na mechanizm obrotu tłoczka pompy

(zębatka 6 i obrotowa tuleja zębata 5), a więc na zmianę dawki paliwa,

natomiast przez cięgna 11 i 13 działa na trzon 12 zaworu sterującego 14.

W ten sposób aktywny skok tłoczka pompy h

i kąt wyprzedzenia (kąt

początku podawania paliwa) są ze sobą powiązane i podporządkowane

programowi, wchodzącemu w skład regulatora prędkości obrotowej.

Możliwe jest również indywidualne regulowanie każdej pompy. W tym

celu przewidziano na każdej dźwigni ściągacze śrubowe 7 i 8.

Rys.4.15 Realizacja VIT w pompie z obrotowym tłoczkiem i mechanizmem dwu-

dźwigniowym: a) schemat mechanizmu VIT; b,c) charakterystyki regulacyjne

urządzenia VIT

W warunkach eksploatacyjnych kontrola systemu sterowania VIT

sprowadza się do porównywania - na podstawie odpowiednich wykre-

sów - położenia listwy 4 VIT (indeks I

VIT

) i trzona 12 (indeks I

) z

ciśnieniem powietrza p

K Y w

zaworze 14 i serwomotorze p

1 8

146

(rys.4.15b),c)). Jeżeli na statek zostanie przyjęte paliwo odbiegające

składem od poprzedniego,system VIT łatwo można dostroić do nowych

warunków poprzez zmianę położenia trzona 12 zaworu-czujnika 14.

Rozwiązanie to jest oczywiście bardzo interesujące i oryginalne, ale z

doświadczeń eksploatacyjnych wynika, że niezawodność pracy silników -

szczególnie dużych L-MC - nie jest zadowalająca. Wynika to prawdopo-

dobnie z tego, że tuleja pary precyzyjnej pompy jest bardzo ciężka (np

w silniku L60MC jej masa wynosi 34 kg), a musi ona przecież

swobodnie poosiowo się poruszać, dodatkowo wymaga odpowiedniego

uszczelnienia (nawet do 9 pierścieni uszczelniających).

Przykłady rozwiązań konstrukcyjnych

pomp wtryskowych z obrotowym tłoczkiem

Na rysunku 4.16. pokazano konstrukcję pompy wtryskowej

silnika MAN KSZ 70/125B.

Jej napęd realizowany jest od wału

rozrządu 4, na którym rozmieszczono dwie krzywki (rys.4.16a))

składające się z nieruchomej części 3, zabezpieczonej klinem oraz części

profilowanych 5 i 2 do jazdy „naprzód" i „wstecz". Położenie ich może

być zmienione (każdej oddzielnie), poprzez poluzowanie śruby 6 wkrę-

canej w przeguby 7. Przemieszczenie krzywek następuje w ramach luzu 1

= 20-30 mm. Przesterowanie silnika odbywa się przez osiowe przesu-

nięcie wału rozrządu 4. W trakcie tego rolka popychacza tłoczka pompy

wtryskowej odsuwana jest w górę dzięki specjalnym skośnym powierzch-

niom 1 krzywek 2 i 5. Podstawowymi elementami tej pompy są

(rys.4.16b)): para precyzyjna pompy - tłok 22 i tuleja 24, sprężyna

powrotna 17 w korpusie 18, wstawka zaworowa 26 z zaworem tłocz-

nym 9 i zaworem zwrotnym 25. W skład mechanizmu regulacji dawki

paliwa na cykl wchodzi wymieniona już para precyzyjna 22 i 24 oraz

obrotowa tulejka 21, z zębatym wieńcem 16. Dolna część obrotowej

tulejki 21 zawiera wyfrezowany prostokątny otwór 20, wzdłuż którego w

czasie pracy pompy porusza się poprzeczka tłoczka 19 Zębata listwa

paliwowa współpracuje z zębatym wieńcem 16, co pozwala ruch

dźwigni zamienić na obrót tłoczka pompy przez połączenie 20 i 19 Na

tłoczku pompy 22 wykonano dwie symetryczne krawędzie regulacyjne 13 i

15 posiadające złożony kształt i zapewniające optymalne fazy początku i

końca podawania paliwa przy zmiennych obciążeniach silnika. Zasada

działania tej pompy sprowadza się do następujących faz W dolnym

147

skrajnym położeniu nurnika pompy w połowie odsłaniane są okna w
tulei (rys.4.16b)) i dlatego też, kiedy rozpoczyna się ruch tłoka w górę

Rys.4.16. Pompa wtryskowa silnika MAN KSZ z optymalizacją regulacji dawki

paliwa na cykl: a) krzywka pompy; b) przekrój pompy

w suwie sprężania, część paliwa z przestrzeni nad tłokiem powraca do

komory dolotowej 12. Początek podawania przez pompę paliwa

następuje w momencie, kiedy okna 11 zostaną zasłonięte przez górną

krawędź sterującą 13. Paliwo sprężane podawane jest za pośrednictwem

zaworu tłocznego 9 kanałem 8 do przewodu wysokiego ciśnienia i do

wtryskiwacza. Aktywny skok tłoka h

trwa do momentu, kiedy dolne

krawędzie sterujące 15 dojdą do okien roboczych 11 w tulei. Z po-

148

czątkiem ich odsłonięcia (koniec podawania paliwa przez pompę) bardzo

silny strumień paliwa opuszcza pompę. Wynika to z faktu, że na koniec

podawania paliwa przypada również maksymalne ciśnienie wtrysku

(80-100 MPa). Aby zabezpieczyć korpus pompy przed zużyciem

związanym z silnym uderzeniem hydraulicznym i zużyciem kawita-

cyjnym, naprzeciw okien roboczych znajdują się specjalne śruby-odbija-

cze 23. Przejmują one wymienione obciążenia, a ich wymiana po

wypracowaniu jest znacznie tańsza aniżeli wymiana całego korpusu pompy.

W celu obniżenia prędkości przejścia paliwa przez krawędzie steru-

jące 15 i, tym samym - zmniejszenia ich erozji kawitacyjnej i niebezpie-

czeństwa uszkodzenia nurnika pompy, który jest elementem bardzo

drogim, wprowadzono w tej konstrukcji tłumienie energii przepływu.

Osiąga się to przez zamontowanie na dolocie i odlocie paliwa

specjalnych sztucerów 10 o małym przekroju czynnym. Dzięki temu w

czasie przepływu paliwa w przestrzeni 12 rośnie ciśnienie. Wymusza to

znaczne zmniejszenie spadków ciśnienia i prędkości w pompie, a więc i

w obszarze krawędzi sterujących 15. Spada więc zagrożenie wystąpienia

kawitacji i zużycia pompy. Z badań, które prowadziła firma MAN wy-

nikało, że zawór 9 po stronie tłocznej pompy jest przyczyną występo-

wania falowych zjawisk w przewodzie wysokiego ciśnienia w momencie

zakończenia procesu podawania paliwa. Negatywne skutki tych zjawisk

to przede wszystkim przewlekłość wtrysku, niestabilność ciśnienia

resztkowego w poszczególnych pompach i kawitacja przewodów

wysokiego ciśnienia. W celu ich wyeliminowania pompy silników

MAN KSZ 70/125B, a także V 52/55A wyposażono w zawór po-

wrotny - odciążający 25.

Z zaprezentowanego opisu wynika, że w omawianej pompie

wtryskowej dawka paliwa na cykl dla różnych stanów obciążenia silnika

jest regulowana sposobem mieszanym, to jest poprzez zmianę momentu

początku i końca podawania paliwa. Nie odbywa się to jednak trady-

cyjnie, jak wówczas, gdy krawędzie sterujące 13 i 15 mają typowy

gwintowy profil, gdyż wyposażono je w specjalne krawędzie profilowane

umożliwiające optymalizację faz początku i końca podawania paliwa.

Regulacja dawki paliwa dla wszystkich cylindrów przy zmianie

obciążenia silnika osiągana jest przez jednoczesny obrót tłoczków

wszystkich pomp od wspólnej listwy paliwowej. Ruch jej przez

mechanizm obrotu z elementami 16, 21, 20, 19 powoduje obrót

tłoczków wokół własnej osi.

149

Regulacji każdej z pomp oddzielnie można dokonać przez

wydłużenie lub skrócenie cięgna, wykorzystując do tego przewidzianą

śrubę regulacyjną. W ten sposób można indywidualnie dla każdego

cylindra ustawić wartość p

Kąt wyprzedzenia wtrysku ustawia się po-

przez obrót krzywki 5 lub 2 na wale. W instrukcji obsługi silnika podaje

się zazwyczaj zależność pomiędzy kątem obrotu krzywki a wzrostem lub

spadkiem maksymalnego ciśnienia w cylindrze.

Omawianą pompę można podwiesić. Zastosowano tu typowy,

ręczny mechanizm podnoszący popychacz wraz z rolką tak, że znajdują

się one poza zasięgiem krzywki.

Na rysunku 4 17 zaprezentowano pompę paliwową silnika

MAN-B&W L-GFCA. Napędza ją krzywka 31 o tzw. negatywnym

profilu, która osadzona jest na wale rozrządu, za pomocą połączenia

skurczowego. Ma ona krótki cylindryczny odcinek GF odpowiadający

dolnemu położeniu tłoka pompy ( = 9°) i dwie części robocze EF i

GH odpowiadające suwowi napełnienia i sprężania.

Nawrotność silnika jest osiągana przez obrót wału rozrządu o kąt 35°.
Podstawowe elementy pompy stanowią: para precyzyjna 13-16,

tłumik 18, w którym osadzony jest dodatkowy zawór płytkowy 17,

korpus wkręcony w głowicę pompy 21 (dolna część korpusu 18 centruje

tuleję 16), tłumik 12 wahań ciśnienia paliwa w przestrzeni 3

Mechanizm regulacji dawki paliwa na cykl składa się z dźwigni 8, tulei

obrotowej 10 z wieńcem zębatym, poprzeczki 9 na trzonie tłoka,

poruszającej się w specjalnych, wyfrezowanych w tulei, otworach Węzeł

uszczelniający dolnej części tulei (między tuleją i korpusem 7 oraz tuleją i

tłoczkiem 13) służy do ograniczenia przecieków paliwa z pompy do oleju

smarnego. Uszczelnienie to stanowią pierścień gumowy 6 i składane

pierścienie 5.

Konstrukcję tej pompy charakteryzują następujące szczególne

rozwiązania: Tak jak w silnikach MAN KSZ 70/125B, górna część

tłoczka 13 ma dwie pary krawędzi sterujących 23, 24, 25 o bardzo

złożonym profilu, położonych symetrycznie naprzeciw siebie dla zapew-

nienia optymalnych faz początku i końca podawania przez pompę

paliwa przy zmiennych obciążeniach silnika.

Tuleja robocza 16 może przesuwać się w dół, aby możliwa była

regulacja kąta początku podawania paliwa Ponieważ jednak bardzo

ważną kwestią jest współosiowość pary precyzyjnej, tuleja jest również

centrowana w dolnej części korpusu 7.

150

Rys.4.17. Pompa wtryskowa silnika MAN- B&W L-GFCA- a) przekrój pompy;

b) fragment tłoka pompy z krawędziami sterującymi

151

Tłumik mechaniczny 12 składa się z obudowy 27, tłoczka 29

obciążonego sprężyną 28 i śruby oporowej 26, która służy do regulacji

siły napięcia sprężyny.

Początkowy otwór okna roboczego 15 ma bardzo małą średnicę

(3.2-3.6 mm), który dalej poszerza się. Mały przekrój początkowy

gwarantuje przepływ paliwa bez niebezpieczeństwa kawitacji, a po-

szerzająca się końcówka pozwala na zmniejszenie prędkości strugi

paliwa, to jest obniżenie energii uderzenia paliwa o ścianki specjalnych

śrub-odbijaczy 14. Zmniejsza to częstotliwość ich wymiany na skutek

zużycia.

W czasie pełnego skoku tłoka od skrajnego dolnego położenia GF

do wierzchołka krzywki (punkt H) odbywa się kolejno: przepuszczanie

paliwa na przelew przez górną krawędź sterującą 23-24, aktywny skok

tłoka i ponowne przepuszczanie paliwa tym razem przez dolną krawędź

sterującą 25. Zawór wlotowy 17 w zasadzie zamyka się w tym samym

momencie, kiedy zakrywane są okna 15.

Wysoka energia strumienia paliwa opuszczającego pompę po

zakończeniu jego podawania w znacznym stopniu jest „wygaszana" w

masie paliwa, które wypełnia przestrzeń 3 pompy. Natomiast cyrkulacja

paliwa pomiędzy sztucerem wejściowym 4 i wylotowym 19 pozwala na

wyrzucenie z pompy tworzących się w tym czasie pęcherzy parowo-po-

wietrznych.

Pozostaje jednak zagadnienie towarzyszących opisanemu procesowi

zjawisk falowych w obszarze 3. Przeszkadzają one w procesie napeł-

niania przestrzeni roboczej pompy, a także wywołują silne udary

hydrauliczne decydujące w dużym stopniu o pojawiających się niespraw-

nościach. Tłumik 27, w który wyposażono pompę osłabia siłę tego

procesu falowego. Ciśnienie paliwa, działając na tłok 29, pokonuje opór

sprężyny 28. Tworzy się w ten sposób dodatkowa przestrzeń, co

zwiększa objętość komory 3 i wywołuje obniżenie amplitudy fal.

Regulacja omawianej pompy dokonuje się w sposób mieszany

Aktywny skok tłoka pompy zależy zarówno od początku, jak i końca

podawania paliwa. Zmiana dawki paliwa na cykl, przy zmianie obcią-

żenia silnika we wszystkich cylindrach, odbywa się przez jednoczesny

ruch listwy zębatej 8. Możliwa jest także indywidualna regulacja każdej z

pomp, na przykład w celu ustawienia wartości p

danego cylindra na

żądanym poziomie. Wówczas trzeba zmienić długość cięgna łączącego

daną pompę z wałkiem ogólnym.

152

Zerowa dawka paliwa możliwa jest wówczas, kiedy nurnik pompy

znajduje się w położeniu umożliwiającym stały powrót paliwa z

przestrzeni roboczej do dolotowej. Jest to sytuacja odpowiadająca po-

łożeniu dźwigni manewrowej na „stop" i wówczas pionowy wyfrezowany

kanał 22 znajduje się stale w obszarze okien roboczych 15.

Kąt wyprzedzenia wtrysku można zmienić tylko poprzez zmianę

podkładek 20 znajdujących się pod głowicą 21 pompy. W ten sposób

można podnieść lub opuścić tuleję pompy, a więc zmienić moment

dojścia nurnika do otworów 15. Według instrukcji każda podkładka o

grubości 1 mm zmienia ciśnienie maksymalne w cylindrze o około 0.1 MPa.

Zmiana podkładek i tą drogą podnoszenie lub opuszczanie tulei daje

tylko ściśle określone, niezbyt szerokie możliwości zmiany kąta wy-

przedzenia wtrysku. Gdyby więc zaszła konieczność dokonania więk-

szych zmian, wytwórca przewidział możliwość zmiany położenia krzywki

na wale. Zanim jednak będzie możliwy jej obrót, należy prasą

hydrauliczną wytworzyć ciśnienie około 25 MPa, aby naruszyć połą-

czenie krzywki 31 z wałem 30.

Wyłączenie pompy z pracy odbywa się za pomocą pneumatycz-

nego mechanizmu, który podnosi popychacz pompy wraz z rolką tak,

aby nie stykały się z krzywką na wale rozrządu

Na rysunku 4.18 pokazano pompę paliwową silników

MAN-B& W serii L-MC.

Jest to bardzo nowoczesna i perspektywicz-

na konstrukcja pompy wtryskowej z obrotowym tłoczkiem. Zostanie ona

zanalizowana poprzez porównanie z poprzednio prezentowanym roz-

wiązaniem pompy przedstawionej na rysunku 4.17.

Podstawowe elementy tej pompy stanowi para precyzyjna tłoczek-tu-

leja (elementy 3-5). Górna część tłoczka jest nieznacznie prostsza aniżeli

w poprzednio omówionej pompie silnika MAN-B&W L-GFCA. W ana-

lizowanym rozwiązaniu wykonano bowiem dwie śrubowe krawędzie

sterujące 4. Zarówno konstrukcja, jak i wymiana takiej pary precyzyjnej

są znacznie tańsze aniżeli poprzednio omówionej (rys.4.17b)). Tuleja

robocza 5 jest składana i może się przemieszczać poosiowo. Znajduje się

w niej dodatkowa powierzchnia centrująca umieszczona w górnej części

korpusu 14. Zawór dolotowy 15 został zamontowany w specjalnym

korpusie 16, wkręconym w głowicęl7 pompy (patrz węzeł I).

Mechanizm regulacji dawki paliwa składa się z dźwigni zębatej 7,

tulei obrotowej 9 i poprzeczki tłoka 8. Ta grupa elementów różni się od

153

Rys.4.18. Pompa wtryskowa silnika MAN-B&W serii L-MC: a) przekrój;

b) mechanizm przesterowania

154

poprzednio omówionej konstrukcji tym, że dźwignia 7 każdej z pomp

łączy się nie tylko z regulatorem prędkości obrotowej, ale także z

systemem sterowania VIT.

Mechanizm regulacji wyprzedzenia podawania paliwa, realizujący

zadania VIT, w systemie pozycjonera mechaniczno-pneumatycznego składa

się z dźwigni 6, połączonej z wieńcem zębatym obrotowej tulei 10, i tulei

pompy 5. Wartość kąta wyprzedzenia podawania przez pompę paliwa

zmienia się przez osiowy ruch tulei 5 w górę lub w dół, w związku z czym

następuje zmiana momentu zakrywania przez tłok okien roboczych 13.

Ruch tulei odbywa się zgodnie z zasadą działania „śruba-nakrętka".

„Nakrętką" jest w tym wypadku obrotowa tuleja 10 Na jej wewnętrzne]

ściance wytoczono śrubowy rowek (na rys.4.18 nie został on pokazany),

w który wchodzi zwój gwintu naciętego na dolnym końcu tulei pompy 5

Przy ruchu dźwigni 6 tuleja 10 osadzona dolnym kołnierzem w obu-

dowie 14 pompy, obracając się o pewien kąt, przez połączenie

gwintowe przesuwa się wzdłużnie względem tłoka. Cięgna 6 i 7 zwią-

zane są systemem sterowania VIT w celu optymalizacji charakterystyk

podawania paliwa, co opisano wcześniej i pokazano na rysunku 4.15.

Działanie

i regulacja pompy przedstawia się następująco. Po-

czątek podawania paliwa przez pompę określa się momentem zakrycia

okien roboczych w tulei przez tłok Pełny skok tłoka składa się z okresu

przepuszczania paliwa na przelew do momentu początku podawania

paliwa, aktywnego skoku tłoka i przepuszczania paliwa po ponownym

odsłonięciu okien roboczych w tulei. Po zakryciu okien zawór dolotowy 15

w tym właśnie momencie osiada na gnieździe i rozpoczyna się podawa-

nie paliwa. Zawór 15 sterowany jest ciśnieniem panującym z jednej

strony w przestrzeni napełnienia, a z drugiej - tłoczenia pompy Paliwo

podawane do przestrzeni 2 ma ciśnienie około 1 MPa.

Koniec podawania paliwa przez pompę następuje w momencie,

kiedy krawędzie sterujące tłoka 4 zejdą się z dolnymi krawędziami okien

roboczych 13.

W celu wytłumienia dużej energii kinetycznej strugi paliwa opusz-

czającego pompę, wynikającej z bardzo wysokiego ciśnienia w mo-

mencie zakończenia podawania paliwa, i zabezpieczenia górnej części

tłoka 3 przed kawitacją przewidziano nie tylko małą średnicę cylin-

drycznej części okien 13, ale także zmniejszenie objętości przestrzeni 2

Oprócz tego, montując sztucery 1 i 11 o małej średnicy otworów

zdławiono kanały dolotowy i przelewowy. Dzięki temu po zakończeniu

155

podawania paliwa, w okresie jego przepuszczania na przelew, bardzo

szybko rośnie ciśnienie w przestrzeni 2, a co za tym idzie, zmniejsza się

gwałtowność spadku ciśnienia na roboczych krawędziach sterujących

tłoczka. Doświadczenia eksploatacyjne dowodzą, że zabiegi te znacznie

obniżyły podatność elementów na uszkodzenia kawitacyjne

Dawka paliwa na cykl ulega zmianie we wszystkich cylindrach

łącznie w momencie zmiany obciążenia silnika przez działanie na pompę

wspólnego wału związanego z regulatorem prędkości obrotowej i

dźwigniami 7. Indywidualna regulacja odbywa się ogólnie przyjętym

sposobem - zmianą długości cięgna w dźwigni 7.

Z zerową dawką mamy do czynienia wówczas, gdy dźwignia 7

znajdzie się w takim położeniu, aby pionowe wycięcia w każdym z

tłoczków 3 znalazły się na przeciw okien roboczych 13.

Innym ciekawym rozwiązaniem w omawianej pompie jest jej napęd

i przesterowanie. Mechanizm napędu, poza krzywką 22, jest zupełnie

inny niż dotychczas omawiane (rys.4.18b)). W popychaczu posadowio-

no oś 25, na której końcach znajdują się swobodnie osadzone nakładki 24,

a między nimi zamontowano końcówkę popychacza (z poprzeczką).

Cylindryczna część popychacza jest umieszczona wewnątrz prowadnicy

stanowiącej część korpusu pompy. W dolnej części nakładek 24 osa-

dzono oś 20 rolki 21. Nacisk od krzywki 22 przekazywany jest przez

rolkę 21 na nakładki 24 i przez oś 25 - na popychacz tłoka.

Nawrotność jest osiągana przez przemieszczenie rolki 21 o kąt a w

lewo lub w prawo względem osi I-I tłoka. Mechanizm, który to warunku-

je, składa się z cylinderka pneumatycznego 19, cięgna 18 i suwaka 28.

W przecięcie tego ostatniego wchodzi palec 27 dźwigni 26, która jest

przedłużeniem jednej z nakładek 24. W procesie „rewersu" elementy

wspomnianego mechanizmu przemieszczają się kątowo wokół nie-

ruchomej osi 25. Jedna z powierzchni oporowych 23 utwierdza

urządzenie w zadanym położeniu odpowiednio „naprzód" lub „wstecz".

Jeżeli z jakiejkolwiek przyczyny zmiana kierunku nie powiedzie się,

pompa automatycznie ustawia się na zerową dawkę paliwa. Omawiane

urządzenie jest wyposażone w ręczny mechanizm do podwieszania.

156

4.2. WTRYSKIWACZE

Wtryskiwacze montowane są w głowicach i służą do wtrysku i

rozpylania paliwa. Paliwo podawane jest do komory spalania przez

otwory o małej średnicy w końcówce wtryskiwacza. Forma strugi paliwa

opuszczającej wtryskiwacz, jej długość i skuteczność rozpylania zależą od

ciśnienia wtrysku, średnicy otworów w końcówce rozpylacza i ich

rozmieszczenia oraz od lepkości i gęstości paliwa.

Aby cała porcja paliwa była wtryskiwana do cylindra pod dosta-

tecznie wysokim ciśnieniem, zapewniającym niezbędną dokładność roz-

pylania, kanał, którym paliwo dociera do otworków w końcówce, jest

zamknięty iglicą, obciążoną (dociskaną) sprężyną lub ciśnieniem czyn-

nika hydraulicznego. Właśnie z uwagi na sposób docisku iglicy do

gniazda można dokonać dalszego podziału omawianych urządzeń na

wtryskiwacze z dociskiem mechanicznym lub hydraulicznym.

Końcówki wtryskiwaczy (rozpy-

lacze) mogą być wykonane w całości

(rys.4.19) lub jako składane. W roz-

wiązaniu pokazanym na rysunku 4.19

końcówkę wykonano jako jedną ca-

łość, gdzie.korpus 1 i prowadnica 3

oraz rozpylacz z otworkami 2 stanowią

jeden element. W końcówkach skła-

danych najczęściej rozpylacz z otwor-

kami jest elementem dołączanym.

W zależności od rodzaju elementu

zamykającego - iglicy - rozróżnia się

wtryskiwacze (rys.4.20):

- zaworowe (rys.4.20a),b),d)) wy-

posażone w iglicę (zawór iglicowy) i

otworki rozpylające o stałej średnicy

(jeden lub kilka); kąt powierzchni

zamykającej iglicy wynosi • = 60°

(rys.4.20a),b)), a we wtryskiwaczach z

płaskim gniazdem 180°

Rys.4.19. Rozpylacz wtryskiwacza (rys.4.20d));

157

- czopikowe, z czopem stożkowym (rys.4.20c)); wówczas kąt

strugi opuszczającej wtryskiwacz może być zmienny, na przykład 4-30°.

c )

b )

d )

Rys.4.20. Typy rozpylaczy a) z dyszą wielootworową, b) z dyszą jednootworową

o wtrysku osiowym; c) z dyszą jednootworową czopikową, d) z płaskim gniazdem

Wtryskiwacze jednostrumieniowe i czopikowe stosowane są za-

zwyczaj w silnikach ze wstępną komorą spalania, natomiast zaworowe, z

dyszą wielootworową wykorzystuje się w silnikach z nie dzieloną komorą

spalania. Średnica otworów w końcówce może w małych silnikach wy-

nosić 0.15 mm, a w silnikach wolnoobrotowych dużych mocy - nawet

1.1 mm. Typowa liczba otworów wynosi od 3 do 12. Wznios iglicy

wtryskiwacza waha się w granicach h

= 0.4-1.4 mm Wtryskiwacze

silników o względnie niedużej średnicy cylindra (D 400 mm) są

zazwyczaj nie chłodzone. Natomiast w silnikach o większej średnicy

cylindra stosuje się zamknięte obiegi chłodzące - wodą, paliwem, olejem.

Parę precyzyjną wtryskiwacza stanowią iglica z prowadnicą, luz

wypadkowy wynosi zaledwie około 2-6 |im. Jest to zespół części wzajemnie

dobranych, dopasowanych i dotartych (podobnie jak tłok i cylinder w

pompie wtryskowej) i w związku z tym wymiennych tylko w komplecie

W stanie zamkniętym iglica powinna zapewniać całkowitą szczel-

ność, wykluczającą możliwość podciekama paliwa między powierzchnią

oporową uszczelniającą iglicy i gniazda, a także dostateczną szczelność

158

a )

między iglicą i prowadnicą. Te warunki powinny być zachowane w

trakcie eksploatacji w możliwie długim czasie. Obecnie czas ten wynosi

od 1500 do 4000 godzin pracy silnika. Iglica i jej prowadnica pracują w

bardzo trudnych warunkach wynikających z tarcia i obciążeń udarowych,

przy wysokich ciśnieniach nawet powyżej 100 MPa, a także z uwzględ-

nieniem znacznych prędkości przepływu paliwa (200 m/s) i wysokiej

temperatury przekraczającej 100°C. Dlatego też materiały, z których

wykonuje się wtryskiwacze powinny charakteryzować się dużą twar-

dością, odpornością na zużycie, umożliwiającą tym urządzeniom zacho-

wanie przez długi okres właściwej geometrycznej formy

Najważniejsze elementy wtryskiwaczy zostały przedstawione na

rysunku 4.21. Należą do nich:

- korpus 15, do którego za pomocą nakrętki 14, mocuje się

uchwyt trzymający 12, składany rozpylacz z iglicą 9, jej prowadnicą A i

dyszą rozpylającą 10;

- wkładka oporowa 13 służąca do ograniczenia skoku iglicy

wtryskiwacza;

- mechanizm docisku iglicy, w którego skład wchodzą: sprężyna 6

i popychacz 8, dolny talerz 7 sprężyny posadowiony na górnym zakoń-

czeniu popychacza 8 i górny talerz łączący się śrubą 5 z urządzeniem

regulacyjnym. Urządzenie regulacyjne stanowią: specjalna tuleja 3

wkręcana w korpus i zabezpieczona śrubą 4. Wewnętrzny gwint w tulei

3 pozwala na wkręcenie i wykręcenie śruby 5 i - tą drogą - umożliwia

zmianę napięcia sprężyny wtryskiwacza. Zadane położenie śruby 5

pozwala utrzymać nakrętka oporowa 2. Z góry mechanizm regulacyjny

przykryty jest kołpakiem 1;

- przewód wysokiego ciśnienia 19, który, poprzez sztucer 18,

łączy się z korpusem wtryskiwacza;

- filtr wysokiego ciśnienia 17 składający się z centralnie położo-

nego sworznia i tulei, między którymi znajdują się wąskie szczeliny;

- kanał podający paliwo, biegnący przez korpus i końcówkę aż do

komory 11;

- urządzenie umożliwiające odpowietrzenie wtryskiwacza, w które-

go skład wchodzi kanał w górnej części korpusu, zamknięty zaworem

kulowym 16, dociskanym do korpusu śrubą 20.

Przedstawiona budowa wtryskiwacza dotyczy jednego z możliwych

rozwiązań. W silnikach okrętowych spotykamy szereg różnych kon-

159

Rys.4.21. Przykład konstrukcyjnego rozwiązania wtryskiwacza

160

strukcji, w których istota działania pozostaje ta sama, natomiast w

szczegółach może wystąpić wiele różnic.

Ciśnienie otwarcia wtryskiwacza jest jednoznacznie określone w

instrukcji każdego silnika. W silnikach z nie dzieloną komorą spalania

wynosi ono zazwyczaj od 15 do 30 MPa. Zadaną wartość ciśnienia

ustala się na stanowisku prób, regulując napięcie sprężyny dociskającej

iglicę do gniazda. Po otwarciu wtryskiwacza ciśnienie paliwa wzrasta 2-3

razy. Maksymalne ciśnienie wtrysku zależy od prędkości tłoczka pompy

wtryskowej i - dla obciążeń znamionowych, w zależności od szybkobież-

ności silnika i konstrukcji układu wtryskowego - w silnikach okrętowych,

z wielootworowymi końcówkami wtryskiwaczy i nie dzieloną komorą

spalania może wynosić od 50 do 150 MPa. Ciśnienie to może obniżyć

się nawet trzykrotnie na obciążeniach częściowych silnika, kiedy

prędkość tłoczka pompy wtryskowej wydatnie spada. Pogarsza się

wówczas jakość rozpylania paliwa.

Przykłady rozwiązań konstrukcyjnych

wtryskiwaczy silników okrętowych

Wtryskiwacz silnika wolnoobrotowego SULZER przedstawiono na

rysunku 4.22a). Cechy charakterystyczne tej konstrukcji to: wykonana w

całości końcówka wtryskiwacza 8, połączona, wraz z kołpakiem 7,

nakrętką 6 z korpusem; między kołpakiem 7 a końcówką 8 znajduje się

przestrzeń, do której dopływa woda chłodząca; trzon 3 mechanizmu

dociskającego iglicę znajduje się w tulei 5, która jest ogranicznikiem

ruchu iglicy; w korpusie wtryskiwacza i końcówce znajdują się kanały

doprowadzające i odprowadzające wodę chłodzącą 4, doprowadzające

paliwo 14, kanał odpowietrzający 11, odprowadzający paliwo pocho-

dzące z przecieków na wtryskiwaczu 2; kanał 11 zamykany jest

zaworem kulowym 12, dociskanym śrubą 13; kołek 9 pozwala na

prawidłowe wzajemne ustawienie korpusu względem końcówki, tak aby

poszczególne kanały łączyły się ze sobą; napięcie sprężyny reguluje się

przez zmianę grubości podkładki 1 pod śrubą regulacyjną 15.

Inną, nową konstrukcję wtryskiwacza firmy SULZER przedstawiono

na rysunku 4.22b). Aby wykluczyć możliwość przekoszenia osi i zdefor-

mowania elementów, korpus z końcówką łączy się za pomocą śrub 16,

a nie nakrętki. W tym rozwiązaniu nie przewidziano już charakterystycz-

nego kołpaka, który, wraz z zewnętrzną ścianką końcówki, tworzył

161

przestrzeń chłodzącą. Zrezygnowano ze wspomnianej koncepcji, po-

nieważ bardzo często w warunkach eksploatacyjnych pojawiały się w

tym węźle nieszczelności i przecieki wody Przestrzeń chłodząca w

omawianym rozwiązaniu jest wykonana bezpośrednio w końcówce -

rozpylaczu. Rozpylacz 17, z otworami, wykonany jest w formie zdejmo-

wanej. Krawędzie wejściowe otworów rozpylających są zaokrąglone, co

wydatnie poprawiło organizację procesu wtrysku. Notuje się mniejsze

dławienie przepływu paliwa i utrzymanie w dłuższym czasie trwania

wtrysku stałości ciśnienia i długości strugi paliwa Zwiększono liczbę

otworków wtryskowych, zmniejszywszy ich średnicę Paliwo dociera

odpowiednimi kanałami do komory pierścieniowej i działając na większy

stożek iglicy wtryskiwacza, po pokonaniu oporu sprężyny, unosi ją.

Rys 4.22 Wtryshwacze silników SULZER: a) RD,b) RLB

162

Otwarcie kanału w kierunku otworów wtryskowych umożliwia realizację

procesu wtrysku. W momencie przerwania podawania paliwa przez

pompę, ciśnienie we wtryskiwaczu spada i sprężyna dociska iglicę do

gniazda.

Rys.4 23 Wtryskiwacze silników: a) B&W VT2BF, b) MAN-B&W KGF, L-MC

Na rysunku 4 23a) pokazano konstrukcję wtryskiwacza okrętowego

silnika B&W VT2BF. Rozpylacz 10 został zaprasowany w obudowie 11,

która jest docierana z dolną powierzchnią korpusu 8, stanowiącą

prowadnicę iglicy 7. Górna powierzchnia prowadnicy docierana jest z

głównym korpusem wtryskiwacza 1. Wymienione elementy są ze sobą

163

połączone sztywną, masywną nakrętką 9, tworząc jeden, hermetyczny

węzeł. Kołki ustalające 5 umożliwiają właściwy montaż wtryskiwacza, tak

aby właściwe kanały były wzajemnie połączone. Są to kanały chłodzące

12 i paliwowy 6. Rozpylacz łączy się z obudową 11 poprzez

zastosowanie połączenia „na gorąco". Znajdują się w nim najczęściej

dwa lub trzy otwory rozpylające o średnicy 0.95^1.05 mm. W celu

zwiększenia czasu niezawodnej pracy wtryskiwacza, górna część jego

iglicy 7 wykonana jest w postaci pogrubionej głowicy, a tuleja oporowa 4

ma większą średnicę. Tuleję tę zaprasowano w korpusie 1. Wznios iglicy

wynosi 1 mm. Większe wymiary górnej części iglicy pozwoliły również

na pogrubienie popychacza 3, przekazującego na iglicę nacisk od

sprężyny 2. Poprzez wspomniane zabiegi zwiększono żywotność tego

węzła wtryskiwacza. Wtryskiwacze omawianego typu są chłodzone pali-

wem podawanym z autonomicznego systemu.

Wprowadzanie nowych konstrukcji głowic stalowych z dobrze

rozmieszczonymi kanałami chłodzącymi, które docierają również do

obszaru osadzenia wtryskiwacza, pozwoliło firmom MAN - B&W i

SULZER zrezygnować ze specjalnego chłodzenia wtryskiwacza.

Ważnym problemem jest zapewnienie normalnej pracy wtryskiwa-

cza przy wysokich temperaturach paliwa (105-120°C). Rozwiązanie

tego zagadnienia zostało zaprezentowane na przykładzie wtryskiwacza

MAN - B&W pokazanego na rysunku 4.23b).

Paliwo do tego wtryskiwacza doprowadzane jest centralnym kana-

łem 14. Dzięki temu uzyskano symetryczny rozkład pola temperatur

oraz równe, robocze luzy w parze precyzyjnej (we wcześniejszych konstruk-

cjach, gdzie gorące paliwo i czynnik chłodzący podawane były z różnych

stron wtryskiwacza, powstawało niesymetryczne pole temperatur).

Końcówka wtryskiwacza składa się z rozpylacza 10, prowadnicy 8,

iglicy 7, i - znajdującego się we wnętrzu tej ostatniej - zaworu odcinają-

cego 17. Umieszczenie otworów rozpylacza tylko po jednej stronie

wynika z miejsca posadowienia wtryskiwacza w głowicy i w związku z

tym wymaga jednoznacznego ustalenia położenia rozpylacza 10. Służy

do tego kołek ustalający 5. Iglica 7 w górnej części ma kielichowy kształt

i przyjmuje nacisk od sprężyny 2 poprzez popychacz 13, w którego

wycięcie wchodzi głowica wstawki 15 z centralnym kanałem 14.

Wewnątrz kielichowego zakończenia iglicy znajduje się sprężyna 16

zaworu odcinającego 17 i węzeł połączenia kanału paliwowego we

wstawce 15 i zaworze 17. Dolne zgrubienie wstawki 15 ogranicza

164

wznios zaworu h

= 3.5 mm), a górne - wznios iglicy (h

=1.75 mm).

Wtryskiwacz ten zapewnia cyrkulację podgrzanego paliwa, gdy silnik nie

pracuje (np. w czasie przygotowywania do ruchu), a także w okresie

między kolejnymi wtryskami.

Gdy silnik nie pracuje, pompa podająca paliwo o ciśnieniu 0.6 MPa

tłoczy je do przewodu wysokiego ciśnienia i do kanału 14 wtryskiwacza.

Ponieważ sprężyna 16 zaworu odcinającego 17 wywiera nacisk 1 MPa,

to zawór nie podnosi się i paliwo przechodzi przez otwór 18 w kielichu

iglicy oraz dalej, w górę, powracając do zbiornika. W ten sposób układ

jest zawsze wypełniony paliwem o roboczej lepkości. Jest to bardzo

istotny czynnik zapewniający aparaturze wtryskowej niezawodną pracę.

W czasie pracy silnika ciśnienie paliwa jest tak wysokie, że w zasa-

dzie natychmiast zawór odcinający 17 unosi się i przelewowy zawór 18

zostaje zamknięty. Paliwo przechodzi dalej, po czym możliwe staje się

uniesienie iglicy wtryskiwacza. Kiedy po zakończeniu wtrysku ciśnienie

spadnie poniżej 1 MPa, wówczas sprężyna 16 opuści zawór 17 na

miejsce i paliwo ponownie może cyrkulować w opisany sposób.

Rozpatrywana konstrukcja wtryskiwacza wyróżnia się przede

wszystkim tym, że w dowolnych warunkach eksploatacyjnych możliwe

jest utrzymywanie całego układu wtryskowego w roboczych warunkach

temperaturowych. Jest to bardzo istotne z punktu widzenia zapewnienia

niezawodności tego układu.

Praktyka dowodzi, że w czasie dłuższych postojów, a także podczas

dłuższej pracy silnika z obciążeniami częściowymi paliwo na całej

długości magistrali paliwowej może stygnąć, co powoduje wzrost jego

lepkości. W takiej sytuacji, po uruchomieniu silnika lub w trakcie wcho-

dzenia na większe obciążenia ciśnienie wtrysku paliwa może znacznie

wzrastać, a obciążenia hydrauliczne w układzie wtryskowym mogą

osiągnąć wartości krytyczne. W rezultacie tego możliwe są uszkodzenia

pomp, na przykład w postaci pęknięć korpusów, ścianek przewodów

wysokiego ciśnienia, a także rozrywania ich w miejscach połączeń z

pompą i wtryskiwaczem.

Aparaturę wtryskową z chłodzonymi wtryskiwaczami poddawano

licznym zabiegom w celu wyeliminowania wymienionych problemów,

zmierzającym do podtrzymania odpowiednich warunków temperaturo-

wych. Wśród nich można wymienić m.in. odłączanie układu chłodzenia

wtryskiwacza i puszczanie zamiast tego pary, czy grzanie parą również

przewodów wysokiego ciśnienia. Wszystkie te zabiegi nie były jednak tak

165

efektywne, jak omówione rozwiązanie wtryskiwacza z symetrycznym

polem temperatur. Korzystnym rozwiązaniem jest również brak systemu

chłodzenia (najczęściej dwie pompy, zbiornik, rurociągi i ich armatura,

przyrządy kontrolno-pomiarowe, elementy automatyki). Są jednak i

wady omawianego rozwiązania. Konstrukcja przedstawiona na ry-

sunku 4.23b) jest bardzo złożona, wieloelementowa, z wieloma

miejscami wzajemnie docieranymi (dziewięć).

166

5. SYSTEMY SMAROWANIA

System smarowania spełnia kilka ważnych, ogólnych funkcji, do

których zaliczyć należy:

- podawanie odpowiedniej ilości oleju smarnego do poszczegól-

nych par trybologicznych i węzłów ciernych w celu ochrony ich po-

wierzchni przed zużyciem i korozją - działanie smarne i ochronne,

- odprowadzanie ciepła z powierzchni trących i od elementów -

działanie termoregulacyjne,

- odprowadzanie produktów zużycia i nagaru z powierzchni

trących - działanie myjące,

- oczyszczanie i chłodzenie oleju smarnego.

Od tego, czy system smarny odpowiadać będzie powyższym wyma-

ganiom zależy długotrwałość i niezawodność pracy silnika.

5.1. OBIEGOWY SYSTEM SMAROWANIA

Do smarowania łożysk ramowych, korbowych, łożysk wału rozrządu

i mechanizmów podwieszonych stosuje się obiegowy (cyrkulacyjny)

system smarny, pracujący pod ciśnieniem od 0.15 do 0.6 MPa.

Smarowanie tulei cylindrowych, w silnikach bezwodzikowych małej i

średniej mocy odbywa się zazwyczaj przez rozbryzgiwanie oleju wycieka-

jącego z łożysk. Trudno ten sposób uznać za optymalny. Olej dociera na

tuleję cylindrową zazwyczaj w nadmiarze i - na dodatek - zawiera pro-

dukty zużycia. Wpływa to więc niekorzystnie na stan elementów układu

tłokowo-cylindrowego. Dlatego też wiele silników średnioobrotowych

dużej mocy wyposaża się w lubrykatorowy system smarowania, okre-

ślany również jako kroplowo-przepływowy

Taki sposób smarowania jest typowy dla silników wodzikowych

Dławice trzonów tłokowych oddzielające poszczególne cylindry od kar-

teru, nie dopuszczają do niekorzystnego mieszania się przepracowanego

oleju cylindrowego z olejem w karterze. Tym samym wyklucza się

możliwość zanieczyszczenia oleju obiegowego produktami spalania i

kwasami powstającymi przy spalaniu paliw pozostałościowych złej

jakości.

167

W zależności od tego, gdzie gromadzi się zapas oleju obiegowego,

rozróżniamy systemy smarne z karterem „mokrym" i „suchym".

Na rysunku 5.1 pokazano schemat układu smarnego z karterem

„mokrym". Zbiornikiem oleju jest w tym przypadku dolna część karteru

(misa olejowa), z której olej pobierany jest przez pompę zębatą 7 i

tłoczony przez chłodnicę 2 i filtr 3 do kolektora zbiorczego 5 Z niego

jest rozprowadzany do wszystkich węzłów ciernych. Układ taki ma

zastosowanie w silnikach małej i średniej mocy z dużym zapasem oleju w

karterze. Na rysunku 5.1 pokazano szereg innych elementów typowych

dla omawianego układu, a w tym: sztucer 1, przez który olej dociera do

chłodzenia tłoka; zawór bezpieczeństwa 4; zawór regulacyjny 6 ciśnienia

w obiegu; filtr 8 na ssaniu pompy; rurociąg 9 doprowadzający olej do

smarowania napędu zaworów.

Układ smarny z karterem „mokrym" w zastosowaniu do silników

okrętowych uważa się za niezbyt bezpieczny. W razie znacznego

przegłębienia statku i podczas dużych przechyłów w czasie sztormu

możliwe jest całkowite odsłonięcie króćca ssącego i - co za tym idzie -

okresowe zrywanie, czy wręcz przerwanie podawania oleju. Dlatego też

zdecydowanie częściej spotyka się w siłowniach okrętowych silniki z

karterem „suchym".

W systemie z karterem „suchym" olej ściekający do karteru spływa

następnie do zbiornika lub jest do niego odprowadzany oddzielną

pompą. Objętość takiego zbiornika jest ściśle dobierana; w odniesieniu

do silników bezwodzikowych przyjmuje się następującą zasadę: nie mniej

niż litr oleju na każdy 0.736 kW mocy silnika. W silnikach, w których

olej chłodzi tłoki, do tych ostatnich może docierać nawet połowa jego

objętości. Olej jest poddawany dodatkowemu, niekorzystnemu działaniu

wysokiej temperatury, w związku z czym procesy starzenia mogą w nim

przebiegać znacznie szybciej. Wziąwszy to pod uwagę konstruktor za-

zwyczaj zwiększa wówczas objętość zbiornika oleju nawet trzykrotnie, w

porównaniu z poprzednio wspomnianą zasadą. W ten sposób rosną

akumulacyjne właściwości oleju i - tym samym - okres jego eksploatacji.

Ważną cechą obiegowego układu smarnego, od której w dużej

mierze zależy czas eksploatacji oleju, jest krotność cyrkulacji, rozumiana

jako liczba cykli roboczych wykonanych przez olej w czasie. W układach

z karterem „mokrym" krotność wymian może wynosić od 30 do 40 w

ciągu godziny, co wynika z małej ilości oleju w obiegu. W tych silnikach,

w których pojemność systemu jest bardzo duża, krotność wymian

168

RysJi.l. Schemat systemu smarnego silnika z karterem „mokrym"

169

zdecydowanie się obniża. W silnikach z tłokami chłodzonymi olejem

wynosi ona zazwyczaj 4-8 na godzinę, a gdy olej służy tylko do

smarowania - 3-6 na godzinę. Oczywiście, przy dużej krotności

cyrkulacji, olej nie zdąży odstać się w zbiorniku czy karterze, szybciej się

zanieczyszcza i starzeje.

W silnikach bezwodzikowych olej doprowadzany jest do łożysk

głównych. Dalej, zazwyczaj wierceniami w wale, dopływa do łożysk

korbowych i drążeniem w korbowodzie - do łożyska sworznia tłokowego.

Jak z tego wynika, najbardziej obciążone łożysko w tłoku otrzymuje olej

w ostatniej kolejności.

W silnikach wodzikowych, na

przykład SULZER typu RD, cyrkula-

cyjny system smarowania rozdziela

się na dwa obiegi o różnym ciśnie-

niu. Jego schemat pokazano na ry-

sunku 5.2. W obiegu niskociśnie-

niowym (p = 0.2 MPa) rurociągiem

5 doprowadza się olej do łożysk

głównych 3, łożysk wału rozrządu i

pomp paliwowych 1, łożysk wału

sterującego pracą zaworów obroto-

wych, a także do chłodzenia pro-

wadnic wodzików 2. W obiegu

średniociśnieniowym (p = 0.6 MPa)

rurociągiem 4 oraz przegubowymi

rurami 7 olej dopływa do smarowa-

nia łożysk korbowych i wodzików. Z

górnych łożysk korbowych olej do-

pływa wierceniem 6 w korbowodzie

do łożysk korbowych na wale.

Dzięki temu zabiegowi uniknię-

to wiercenia kanałów olejowych w

wale zmniejszając niebezpieczeń-

stwo jego uszkodzenia zmęczenio-

wego. Firma SULZER uważała rów-

nież, że to rozwiązanie umożliwia

lepsze smarowanie łożysk korbo-

wych, w porównaniu z układem, w

Rys.5.2. Przepływ oleju smarnego

w silniku SULZER RD

170

którym olej dociera od łożysk głównych. Wspomniany układ zasilany jest

jedną pompą olejową, a niższe ciśnienie w rurociągu 5 zapewnia zawór

redukcyjny. Olej wraca do dolnej części ramy fundamentowej i dalej, do

zbiornika obiegowego pod silnikiem, z którego zasysany jest przez

pompę.

Silniki MAN charakteryzują się

nieco innym układem smarnym. Jego

schemat pokazano na rysunku 5.3.

Ze wspólnego rurociągu 2 olej

dociera do łożysk głównych 3, na

chłodzenie prowadnic wodzików 1

oraz na smarowanie przekładni

zębatej napędu wału rozrządu i do

łożysk wału rozrządu. Wierceniami

w wale dopływa on do łożysk kor-

bowych 4 i wierceniem 5 w korbo-

wodzie płynie w górę. Tę fazę sma-

rowania bardziej szczegółowo poka-

zano na rysunku 5.4. Następnie

kanałem 3 w górnej części korbo-

wodu olej dociera do podwieszonej

na korbowodzie pompy olejowej 5.

Po jej stronie tłocznej panuje znacz-

nie wyższe ciśnienie - nawet do 6

MPa. Olej podawany jest wierce-

niami 2 na powierzchnię dolnych panewek 1. Wierceniami 4 i 6 do-

prowadza się olej do górnej panewki 8 i dalej wierceniami 7 dotrze do

smarowania łyżwy wodzika. Jak z powyższego opisu wynika, olej na

silnie obciążoną dolną panewkę 1 łożyska dopływa pod ciśnieniem 6

MPa, a na górną mniej obciążoną i do smarowania wodzika z ogólnej

magistrali olejowej obiegowego systemu smarnego. Ten rozdział -

różnica w smarowaniu dolnego i górnego wkładu łożyskowego możliwa

była dzięki zastosowaniu pompy podwieszonej i takie zasilanie łożyska

zwiększyło znacznie jego żywotność.

Wspomnianą pompę olejową podwieszoną na korbowodzie,

stosowaną w silnikach MAN pokazano na rysunku 5.5. Pompa

przymocowana jest do górnej części trzona korbowodu i pracuje dzięki

Rys.5.3. Przepływ oleju smarnego w

silniku MANKZ

171

Rys.5.4. Schemat doprowadzenia oleju do łożysk wodzika w silniku MAN KZ

układowi dźwigni (w tym elementy

2 i 7, które wymuszają posuwisto-

zwrotny ruch tłoka) wykorzystując

wahadłowy ruch korbowodu Każ-

da sekcja pompy składa się z nur-

nika 6, tulei 5 i głowicy 3, w której

osadzono zawór zwrotny 4 W górnej

części tulei 5 znajdują się otwory,

przez które dostaje się olej do

przestrzeni roboczej pompy. Dźwig-

nia 2 umocowana jest przegubowo

do poprzecznicy wodzika, a dźwignia

7 do korbowodu Przy wahadłowym

ruchu korbowodu dźwignia 7 pracuje

wokół własnej osi i wymusza ruch

posuwisto-zwrotny tłoka pompy

Olej do chłodzenia tłoka dopro-

wadzany jest rurami 3 i 5 łączącymi

się przegubowo (rys.5.6). Rura 5

jednym końcem dochodzi do prze-

Rys.5.5. Konstrukcja pompy olejowej

podwieszonej na korbowodzie silnika

MAN KZ

172

Rys 5 6 Układ przegubowych rur doprowadzających olej do chłodzenia tłoka

gubu 4 i za jego pośrednictwem łączy się z rurą 3 Ta doprowadza olej

do przegubu 2, który znajduje się na poprzecznicy wodzika Dalsza

droga oleju odbywa się już drążeniem w trzonie tłokowym

5.2. SMAROWANIE TULEI CYLINDROWYCH

W silnikach wolnoobrotowych wodzikowych i w wielu silnikach

średnioobrotowych dużej mocy do smarowania cylindrów stosuje się

oddzielny system - przepływowo-kroplowy (lubrykatorowy). Przyjęcie

takiego rozwiązania, a co za tym idzie, jednoznaczne rozgraniczenie

między smarowaniem elementów ruchowych i gładzi tulei cylin-

drowej pozwala na zastosowanie specjalnych olejów cylindrowych i

daje możliwość sterowania ilością oleju wpływającego na gładź tulei

Olej na gładź tulei podawany jest przez wielotłoczkową pompę smar-

ną - lubrykator. Poszczególne sekcje lubrykatora tłoczą olej do prze-

wodów, które doprowadzają go do punktów smarowania rozmiesz-

czonych na obwodzie tulei i zaopatrzonych w specjalne króćce smar-

ne (sztucery). Sztucery są jednocześnie zaworami zwrotnymi (1 na

rys.5.7), które zapobiegają przedostawaniu się spalin i powietrza do

przewodu tłoczącego olej. Liczba otworów smarowych na wybranej

wysokości tulei cylindrowej nie przekracza zazwyczaj dziesięciu (od 4

do 10) i jest to pewnym technicznym kompromisem, który pozwala

z jednej strony na możliwie równomierne obwodowe rozprowadze-

nie oleju, a z drugiej na efektywną regulację dawki oleju. Możliwości

regulacyjne znacznie maleją wraz ze wzrostem liczby punktów

smarowych. Z danych zawartych w publikacjach trybologicznych opisu-

jących problematykę lubrykatorowego smarowania gładzi tulei cylin-

drowej wynika, że dawka oleju przypadająca na każdy suw nurnika

lubrykatora jest bardzo mała. Dla przykładu, w silniku SULZER RD76

wynosi ona 0.195 g/suw nurnika. Jeżeli dodatkowo jeszcze wspom-

niana dawka dotrze na gładź cylindra, rozdzielona nawet na kilka-

naście mniejszych porcji, to oczywiste jest, że liczba króćców smar-

nych nie może być zbyt duża. Podawanie oleju do cylindra silnika

określa bowiem nie bezpośrednio ruch nurnika lubrykatora, lecz

zmiany ciśnienia w cylindrze silnika.

174

Rys.5 7 Konstrukcja króćców smarnych - sztucerów

175

Proces podawania oleju jest więc często bardzo nierównomierny.

Ponieważ równomierność podawania oleju ma istotny wpływ na jego

zużycie i na zużywanie się par ciernych, aby tę równomierność uzyskać,

stosuje się akumulacyjne systemy lubrykatorowe. Ich istotnym elemen-

tem jest specjalny akumulator ciśnienia wbudowany pomiędzy praskę

smarną a króciec. W ten sposób lubrykator tłoczy olej do akumulatora, a

stamtąd, pod stałym ciśnieniem, do tulei.

Punkty doprowadzania oleju leżą zazwyczaj w jednej lub w dwóch

płaszczyznach na wysokości tulei. Osiowe usytuowanie punktów smaro-

wych zależy od zasady pracy silnika (dwusuw czy czterosuw); w silnikach

dwusuwowych - dodatkowo od sposobu płukania cylindra. Można po-

kusić się w tym miejscu o pewne uogólnienie i stwierdzić, że we wspom-

nianych silnikach dwusuwowych, z przepłukaniem poprzecznym, po-

przeczno-zwrotnym i zwrotnym olej dociera do górnej części cylindra

między piątym a szóstym pierścieniem w GMP tłoka. Jeżeli zastosowano

przepłukanie wzdłużne, to olej doprowadza się raczej do dolnych partii

tulei w płaszczyźnie leżącej nad oknami dolotowymi. Oba wymienione

sposoby uznano za niewystarczające w odniesieniu do silników wolno-

obrotowych o bardzo dużej średnicy cylindrów i olej cylindrowy dopro-

wadza się w nich w dwóch płaszczyznach tulei - górnej i dolnej nad

oknami wymiany ładunku (np. SULZER RND90, FIAT 900S).

Sposób połączenia sztucerów z cylindrem pokazano na rysunku

5.7. Połączenie to powinno zapewniać całkowitą szczelność, tak aby w

czasie pracy silnika nie dochodziło do przenikania oleju do obszaru

chłodzenia, a w czasie postoju nie było przecieków wody do cylindra.

Sztucer pokazany na rysunku 5.7a) jest wkręcany w tuleję 4 i

swobodnie przechodzi przez blok cylindrowy 3. Dławica z pierścieniem

gumowym 2 zapewnia szczelność tego połączenia. Jednak w omawia-

nym rozwiązaniu gwintowe połączenie z tuleją nie zapewnia jedno-

znacznie takiej szczelności. Wady, o której mowa pozbawione jest

rozwiązanie pokazane na rysunku 5.7b). Sztucer jest wyposażony w

dodatkową rurkę 6, która dzięki kołnierzowemu zakończeniu została

przykręcona do bloku, a pierścienie gumowe 2 i 7 zapewniają szczel-

ność połączeń.

Lubrykatory są wielonurnikowymi pompami olejowymi. We wspól-

nym korpusie znajduje się najczęściej 10-12 sekcji tłoczących. Regulacja

wydajności odbywa się albo przez zastosowanie suwaków regulacyjnych,

albo przez zmianę efektywnego skoku nurnika.

176

Przykład jednego z rozwiązań konstrukcyjnych lubrykatora pokaza-

no na rysunku 5.8. Składa się on z korpusu 7, w którym umieszczono

10 sekcji tłoczących. Otrzymują one napęd od krzywek 9 osadzonych na

wspólnym wałku 8. Wałek ten

obraca się, pobierając napęd

od wału pomp wtryskowych.

Nurniki 6 zasysają olej z

korpusu, który stanowi jedno-

cześnie zbiornik oleju, przez

kulowe zawory ssące 5. Tło-

czą go przez górne zawory

kulowe 3 do przezroczystej,

rotametrycznej rurki 2, w

której wnętrzu znajduje się

metalowa kulka W czasie wy-

tłaczania oleju pod ciśnie-

niem, kulka unosi się w górę,

co daje prostą, wzrokową

możliwość kontroli pracy ukła-

du. Regulacja wydajności od-

bywa się przez zmianę skoku

tłoka. Zazwyczaj wynosi on

około 2 mm, ale może wzros-

nąć do 6 mm. Zmiany wy-

dajności wszystkich sekcji do-

konuje się przez obrót mimo-

środowej osi 10, natomiast

indywidualna regulacja odby-

wa się przez wkręcanie lub wykręcanie śrub 1. Zarówno obrót osi 10,

jak i śruby 1 powoduje ograniczenie ruchu dolnej części dźwigni i - tym

samym - skoku tłoczków. Olej jest wlewany do lubrykatora od góry przez

filtr. Do odpowietrzania służy śruba 4, a lubrykator napędzany jest wtedy

ręcznie za pomocą korbki.

Rys 5.8 Lubrykator

177

6. SYSTEM CHŁODZENIA

System chłodzenia służy odprowadzaniu ciepła od: elementów

silnika, oleju i powietrza doładowującego.

We współczesnych siłowniach okrętowych czynnikami chłodzącymi

są woda słodka i morska, olej oraz paliwo.

Woda słodka, cyrkulując w obiegu zamkniętym, może chłodzić

wszystkie nagrzewające się na skutek zetknięcia z gorącymi gazami,

elementy silnika: tuleje cylindrowe, głowice, denka tłoków, końcówki

wtryskiwaczy, korpusy turbin turbosprężarek i kolektory wylotowe.

Woda zaburtowa chłodzi w wymiennikach ciepła wodę słodką, olej i

powietarze doładowujące.

W niektórych silnikach denka tłoków chłodzone są olejem, a wtrys-

kiwacze - paliwem. Ilość ciepła odprowadzanego przez system chłodze-

nia wynosi od 15-35% całej ilości ciepła wydzielającego się podczas

spalania paliwa.

6 . 1 . CHŁODZENIE TULEI CYLINDROWYCH I GŁOWIC

Woda doprowadzana jest do dolnej części przestrzeni chłodzącej,

utworzonej między tuleją a blokiem. Idąc w górę, odbiera się ciepło od

tulei, po czym dociera do głowicy w celu jej schłodzenia, a następnie

opuszcza silnik. Średnia prędkość wody w przestrzeniach chłodzących

wynosi od 0.5 do 1.5 m/s. W tych częściach przestrzeni chłodzących, w

których celowa jest intensyfikacja chłodzenia, zwiększa się prędkość

wody przez zmniejszenie przekroju czynnego Ciśnienie wody w obiegu

musi być na tyle wysokie, aby możliwe było pokonanie wszystkich

oporów przepływu, a nadciśnienie nie pozwalało na tworzenie się

poduszek parowych i powietrznych, które mogłyby skutecznie zakłócać

proces chłodzenia. Dlatego też najczęściej ciśnienie wynosi od 0.05 do

0.28 MPa. Temperatura wody na dolocie do silnika utrzymywana jest

na poziomie 50-60°C, na dolocie wynosi ona 60-70°C i więcej.

Na rysunku 6.1 pokazano fragment układu chłodzenia silnika MAN.

Konstruktor przewidział możliwość wizualnej kontroli przepływu wody i

odpowietrzania układu. Woda jest doprowadzana do silnika za pośred-

178

nictwem zbiorczego kolektora rozprowadzającego 5, z którego wpływa

na każdy z cylindrów, do przestrzeni wodnej utworzonej między blokiem,

Rys.6.1. Układ chłodzenia tulei cylindrowych i głowic silnika MAN

a tuleją. Wspomniana przestrzeń jest dodatkowo podzielona, ponieważ

zewnętrzna powierzchnia tulei została ożebrowana. Woda przechodzi w

górę, a następnie rurą 3 dociera do głowicy, w której spiralne kanały

ukierunkowują przepływ najpierw ku środkowi. Po schłodzeniu głowic

woda dopływa do zbiorczego kolektora odlotowego 13. Ważną cechą

tego rozwiązania jest chłodzenie obszaru okien wymiany ładunku. Woda

przepływa kanałami wykonanymi w tulei, w przerwach między kolejnymi

oknami. Szczegół ten pokazuje na rysunku przekrój A-A (analizowane

rozwiązanie zostało również omówione w rozdziale 1). Kanałami 14

woda spływa w dół do obwodowego, pierścieniowego kanału 11 i rurą 10

dopływa do lejka ściekowego 7. Rury 2 i 4 służą do odprowadzania

powietrza i pary z górnej części bloku oraz głowicy. Woda w systemie

179

chłodzenia wtryskiwaczy dociera do nich za pośrednictwem filtra 1, a po

schłodzeniu spływa do lejka 9 Zawory 6 i 12 pozwalają na odcięcie

wody przed rozpoczęciem prac remontowych

6.2. CHŁODZENIE TŁOKÓW

Denka tłoków mogą być chłodzone olejem lub wodą W skład olejo-

wego systemu chłodzenia wchodzą te same elementy, co w obiegowym

systemie smarnym. Jeżeli tłoki chłodzone są wodą, to wówczas naj-

częściej jest to system autonomiczny, z zamkniętym obiegiem wody.

Oddzielenie układu chłodzenia tłoków od systemu chłodzenia cylindrów i

głowic wynika z dużych różnic temperaturowych oraz możliwości zanie-

czyszczenia wody olejem z powierzchni rur teleskopowych. Woda chło-

dząca tłoki zawsze jest doprowadzana wspomnianymi rurami, z tą róż-

nicą, że raz ruchome rury teleskopowe związane są z tłokiem, a innym

razem - z wodzikiem i wówczas woda dopływa do tłoka drążeniami w

trzonie tłokowym. Masa wody wypełniającej denko tłoka, trzon i rucho-

me rury teleskopowe zakłóca ruch posuwisto-zwrotny Pochodzące od

tej masy wody siły bezwładności mogą powodować, że przy ruchu tłoka

w górę dojdzie do zrywania ciągłości strugi, a po zmianie kierunku ruchu

wystąpią silne uderzenia hydrauliczne i - wraz z nimi - wzrost ciśnienia

nawet do 1.5-1 8 MPa. Jest to bardzo niebezpieczny moment, wów-

czas bowiem najczęściej dochodzi do uszkodzenia dławic uszczelnia-

jących, a w skrajnej sytuacji nawet do pękania rur Niektórzy wytwórcy,

na przykład firma MAN stosują amortyzatory powietrzne, aby ogra-

niczyć opisane negatywne skutki uderzeń hydraulicznych

Przykład rur teleskopowych stosowanych w silniku MAN typu KZ

pokazano na rysunku 6.2. Wspornik 5 umocowany do wodzika pod-

trzymuje dwie pionowe rury 6. Jedna z nich doprowadza wodę chło-

dzącą do tłoka, a druga ją odprowadza. Z wymienionymi rurami łączą

się dwie rury poziome 1 i 2, które przez kołnierze 4 są połączone z

trzonem, a opaskami 3 - ze wspornikiem 5 Ruchome rury 6 wchodzą

do komór 7, które znajdują się w karterze. Dławice 8 zapewniają szczel-

ność układu Aby zmniejszyć wahania ciśnienia, o których była mowa

wyżej, w komorze 7 znajduje się specjalna przestrzeń powietrzna A, do

której sprężarka o bardzo małej wydajności, napędzana od wału

180

Rys.6.2. Rury teleskopowe podające wodę do chłodzenia tłoków

181

korbowego, tłoczy powietrze przez zawór zwrotny 9. Rurką 10 po-

wietrze dociera do komory rury powrotnej. Kołnierze 11 i 12 są

miejscem połączenia rur wodnych z komorami powietrznymi Wspom-

niane dławice 8 zabezpieczają przed wyciekiem wody z komór 7 i

zbierają olej z rur, tak aby nie zanieczyszczał on systemu chłodzenia.

6.3. CHŁODZENIE WTRYSKIWACZY

Wtryskiwacze chłodzone wodą mają odrębny, zamknięty układ

chłodzenia. Jego autonomiczność wynika z faktu, że przy próbie podłą-

czenia wtryskiwaczy do innego systemu wzrosłoby prawdopodobieństwo

zanieczyszczenia szlamem przestrzeni chłodzącej. Z drugiej strony, w

układzie chłodzenia wtryskiwaczy wodą, temperatura i ciśnienie są

wyższe aniżeli w innych systemach wodnych.

Woda na dolocie do wtryskiwacza ma zazwyczaj temperaturę około

60°C, a ciśnienie wynosi 0.2-0.3 MPa

Czynnik chłodzący stanowi często paliwo. Wówczas również mamy

do czynienia z obiegiem zamkniętym, w którym paliwo pobierane jest

zazwyczaj przez pompę ze zbiornika cyrkulacyjnego i tłoczone do prze-

strzeni chłodzących wtryskiwaczy, a następnie, po przejściu przez chłod-

nicę, wraca do zbiornika. W chłodnicy ciepło przekazywane jest do

wody. Temperatura paliwa na dolocie do wtryskiwacza wynosi naj-

częściej około 50°C

Jeżeli silnik zasilany jest paliwem lekkim, to wówczas wspomniane

paliwo stanowi jednocześnie czynnik chłodzący. Pompa podająca paliwo

tłoczy je do wtryskiwaczy, po czym dopływa ono na zasilanie pomp

wtryskowych.

182

7. SYSTEM ROZRUCHOWY I NAWROTNY

7.1. SYSTEM ROZRUCHOWY

Ciśnienie powietrza podawanego do silnika w celu dokonania jego

rozruchu wynosi około 3 MPa Jest to więc maksymalne ciśnienie panu-

jące w zbiornikach sprężonego powietrza. Jeżeli w wyjątkowych sytua-

cjach stosowane jest ciśnienie niższe, wówczas za zbiornikiem znajduje

się reduktor ciśnienia Na przykład w niektórych siłowniach okrętowych

agregaty prądotwórcze wyposażane były w silniki trzycylindrowe A25

Wówczas rozruch odbywał się z użyciem sprężonego powietrza o ciśnie-

niu 1.5-1.8 MPa zasilającego urządzenie „Start-Marine" - siłownik

pneumatyczny.

Rozruch silnika odbywa się wówczas, gdy tłok w danym cylindrze

znajduje się w położeniu odpowiadającym początkowej fazie suwu

rozprężania (tuż za GMP). W tym momencie przez specjalny zawór roz-

ruchowy zostaje do cylindra doprowadzone sprężone powietrze. Dzia-

łając na tłok, zmusza go do ruchu w kierunku.DMP, a wał korbowy - do

obrotu. W trakcie rozruchu powietrze podawane jest kolejno do wszyst-

kich cylindrów zgodnie z kolejnością zapłonów. Rozróżnia się dwa

podstawowe, pneumatyczne systemy rozruchowe z zaworami roz-

ruchowymi:

1) automatycznymi,

2) sterowanymi pneumatycznie.

Rys 7.1. Schemat układu rozruchowego silnika okrętowego z pneumatycznie

sterowanymi zaworami rozruchowymi

183

W systemie z pneumatycznie sterowanymi zaworami rozruchowymi

(rys.7.1) sprężone powietrze doprowadza się do głównego zaworu

manewrowego (rozruchowego) 3 i - rurociągiem 4 - jednocześnie do

wszystkich zaworów rozruchowych 5. Zawory te pozostają jednak w

pozycji zamkniętej dopóty, dopóki tłok danego cylindra nie znajdzie się

w odpowiedniej dla rozruchu pozycji. Wówczas rozdzielacz powietrza 1,

który jest w tym układzie elementem rozrządu, poda powietrze sterujące,

dopływające do niego rurociągiem 2, na dany zawór rozruchowy,

powodując jego otwarcie. Powietrze robocze dociera do cylindra,

zmuszając tłok do ruchu w kierunku DMP

W silnikach okrętowych powietrze rozruchowe może docierać do

cylindra wraz z paliwem lub też na czas rozruchu aparatura wtryskowa

jest odłączona.

Minimalna liczba cylindrów w silniku, niezbędna do rozruchu w

dowolnym położeniu wału korbowego wynosi dla czterosuwów i

m i n

= 6 i

dla dwusuwów i

m i n

= 4.

7.2. PODSTAWOWE ELEMENTY

UKŁADU ROZRUCHOWEGO

7.2.1. Główny zawór manewrowy (rozruchowy)

Główny zawór manewrowy służy do wielokrotnego podawania

sprężonego powietrza do silnika podczas manewrów i opróżniania

(odciążania) układu rozruchowego po dokonanym rozruchu

Na rysunku 7.2a) pokazano główny zawór rozruchowy silnika B&W.

Składa się on z zaworu grzybkowego 3, pomocniczego odciążającego

zaworu 4 i tłoka sterującgo 2, który jest obciążony sprężyną 1. Sprężone

powietrze ze zbiornika dociera do komory ,.B" zaworu i - jednocześnie,

przez zawór sterujący na pulpicie sterowniczym - do komory „A"- Zawór

pozostaje w pozycji zamkniętej, a kolektor powietrza rozruchowego jest

opróżniany, ponieważ zawór odciążający 4 pozostaje otwarty i łączy

kolektor z atmosferą. Po przestawieniu dźwigni na pulpicie sterowania

do pozycji „rozruch" dokonuje się połączenia przestrzeni „A" głównego

zaworu manewrowego z atmosferą. Następuje otwarcie zaworu 3 i

jednoczesne zamknięcie 4. Sprężone powietrze dociera do wszystkich

zaworów rozruchowych na poszczególnych cylindrach.

184

Na rysunku 7.2b) pokazano przekrój głównego zaworu rozrucho-

wego w wykonaniu firmy SULZER. W tej konstrukcji nie ma tłoka

sterującego. Sprężone powietrze ze zbiornika dopływa do komory „A"

zaworu i przez małe otwory na obwodzie drążonego tłoka-zaworu 1,

dociera do jego wnętrza i dalej, do komory „B"- Tłok-zawór pozostaje w

pozycji zamkniętej dzięki działającemu od środka ciśnieniu sprężonego

powietarza i naciskowi sprężyny 3. Po zmianie położenia dźwigni

rozruchowej z pozycji „stop" w położenie „rozruch" zawór sterujący

zostaje przestawiony do pozycji, w której powietrze sprężone dopływa

pod tłoczek 5 zaworu odciążającego 4, powodując otwarcie tego ostat-

niego i wylot powietrza z wnętrza tłoka 1 do atmosfery. Powietrze

wypełniające przestrzeń „A", działając na dużą powierzchnię 2 tłoka,

otwiera go i umożliwa przez to dolot powietrza do poszczególnych

Rys.7.2. Główne zawory rozruchowe silników a) B&W, b) SULZER

185

zaworów rozruchowych. Po zakończeniu rozruchu powietrze spod tłoka 5

wypływa do atmosfery. Zawór 4 zamyka się. Rośnie ciśnienie w komo-

rze „B" i tłok-zawór 1 zamyka się, odcinając dolot powietrza do silnika.

W sytuacji awaryjnej możliwe jest ręczne otwarcie i zamknięcie zaworu

przez gwintowany trzon 6 zakończony pokrętłem.

7.2.2 Rozdzielacze powietrza

Rozdzielacze powietrza służą do sterowania momentem otwarcia i

zamknięcia zaworów rozruchowych zgodnie z kolejnością zapłonów w

poszczególnych cylindrach. Roz-

różnia się rozdzielacze zaworowe,

suwakowe i tarczowe.

Rozdzielacz suwakowy z rzę-

dowym położeniem suwaków roz-

dzielających w wykonaniu firmy

B&W pokazano na rysunku 7.3.

Po otwarciu głównego za-

woru manewrowego powietrze

dociera do rozdzielacza i wypeł-

nia komorę „A"- Z uwagi na

różnicę powierzchni elementów

2 i 3 suwak dociskany jest ci-

śnieniem powietrza do profilo-

wanej rolki 4. Jeżeli suwak

znajduje się w jej zagłębieniu, to

wówczas komora „A" łączy się z

„C" i powietrze sprężone dopły-

do właściwego zaworu roz-

nie

ruchowego z zadaniem jego

otwarcia. Jeżeli główny zawór

rozruchowy zostanie zamknięty,

sprężyna 1 spowoduje podniesienie suwaka w górę, poza obrys rolki.

Jednocześnie nowe położenie suwaka pozwala na połączenie przestrzeni

„C" z „B", która łączy się z atmosferą. Następuje więc odpowietrzenie

(odciążenie) rurociągów. Podczas zmiany kierunku obrotów w silnikach

nawrotnych pracą rozdzielacza steruje inna profilowana rolka, która

Rys. 7.3.Rozdzielacz powietrza silnika B&W

186

znajdzie się w zasięgu rozdzielacza po osiowym przesunięciu walka

rozrządu, na którym rolki się znajdują.

7.2.3. Zawory rozruchowe

Zawory rozruchowe służą do podawania sprężonego powietrza do

cylindrów podczas rozruchu silnika.

Na rysunku 7.4a) pokazano przekrój zaworu rozruchowego silnika

B&W. Składa się on z trzonu zaworu 6 i grzybka 8. Zawór wyposażony

jest w dodatkowe krawędzie (żebra) prowadzące 7 oraz tłoczek z kra-

wędziami uszczelniającymi 5. Powyżej nich znajduje się sprężyna 4, do-

ciskająca zawór do gniazda, i tłok sterujący 3. Powietrze z głównego

zaworu manewrowego dociera do zaworu rozruchowego, wypełniając

całą przestrzeń między „tłoczkiem" uszczelniającym 5 i grzybkiem 8.

Sprężone powietrze z rozdzielacza zostaje podane na tłok sterujący 3 i

wówczas zawór otwiera się. Do smarowania zaworu służą smarownice 1

(towotnica) i 2 (olejowa).

Na rysunku 7.4b) pokazano zawór rozruchowy w wykonaniu firmy

MAN. Składa się on z korpusu 3 i trzona zaworu 4 zakończonego u dołu

grzybkiem. Zawór dociska do gniazda sprężyna 2. W górnej części trzon

zakończony jest tłokiem sterującym 1. Sprężone powietrze z głównego

zaworu manewrowego wpływa do zaworu rozruchowego przewodem „B",

a z rozdzielacza powietrza nad tłok sterujący 1 - przewodem „A".

Na rysunku 7.4c) pokazano zawór rozruchowy w wykonaniu firmy

SULZER i jest to tzw. zawór pneumatycznie dwustronnie sterowany, a

więc otwierany i zamykany sprężonym powietrzem. Składa się on z

korpusu, trzonu 6, grzybka 7, tłoczka uszczelniającego 5 i tłoczków

sterujących 4 i 3 oraz pomocniczej sprężyny 1. Tłok sterujący 3 jest

stopniowany. W celu otwarcia zaworu powietrze sterujące podawane

jest z rozdzielacza do komory „A". W tym samym czasie rozdzielacz

powietrza łączy przestrzeń nad tłokiem z atmosferą. Powietrze sterujące

działa w początkowej fazie otwierania zaworu na mniejszą powierzchnię

stopniowanego tłoka 3. Zawór zacznie się otwierać tylko wówczas, gdy

ciśnienie powietrza sterującego jest nieco wyższe od panującego w

cylindrze. Stanowi to zabezpieczenie przed możliwością przedostawania

się płomieni z cylindra do zaworu i kolektorów powietrznych. Jest ono

187

Rys.7.4. Zawory rozruchowe silników: a) B&W; b) MAN, c) SULZER

188

bardzo istotne w tak zwanym nierozłącznym układzie rozruchowym, to

jest takim, w którym aparatury wtryskowej nie wyłącza się z pracy na

czas rozruchu.

Kiedy tłok sterujący 3 przesunie się nieco w dół, sprężone powie-

trze, dzięki wyfrezowaniom 2, działa już na całą powierzchnię tłoka i

zawór bardzo sprawnie, szybko się otwiera Aby go zamknąć, rozdzie-

lacz podaje powietrze do komory ,.C", a jednocześnie odpowietrza

komory „A" i „B", łącząc je z atmosferą Zawór zaczyna zamykać się

pod działaniem powietrza na tłok 3. W końcowej fazie tłoczek 4 odcina

dostęp powietrza do komory „C" i ta ostatnia faza zamykania polega na

działaniu sprężonego powietrza na mniejszą powierzchnię tłoczka 4.

Jednocześnie część tłoczka 3 o mniejszym przekroju zasłania połączenie

komory „B" z atmosferą. Pozostałe tam powietrze przechodzi kanałami

„K" do komory „C" i pełni rolę pneumatycznej poduszki hamującej

Dzięki temu końcowa faza osiadania zaworu na gnieździe jest bardzo

łagodna i miękka

7.3. SYSTEMY NAWROTNE

System nawrotny służy do zmiany kierunku obrotu wału korbowego

wolno- i średnioobrotowych silników okrętowych Niezależnie od zasady

pracy i przyjętego konstrukcyjnego rozwiązania urządzenia nawrotne

silnika powinny zapewniać prawidłową kolejność i zmianę faz rozrządu

organów rozruchowych, zaworów, aparatury wtryskowej, a także zmia-

nę kierunku obrotów mechanizmów podwieszonych wspomagających

pracę silnika.

Konieczność zmiany faz rozrządu, przy zmianie kierunku obrotów,

wynika z kilku powodów. Jeżeli przyjąć, że wykorbienia wału korbowego

sześciocylindrowego silnika znalazły się w położeniu pokazanym na

rysunku 7.5a), to podczas rozruchu silnika w kierunku „naprzód" należy

podać powietrze najpierw do cylindra piątego Oznacza to, że tarcza w

rozdzielaczu tarczowym lub krzywka napędzająca w rozdzielaczach

innego typu (ułożonych w gwiazdę), powinny się znajdować w położeniu,

w którym powietrze, po otwarciu głównego zaworu manewrowego,

dotrze do zaworu rozruchowego na piątym cylindrze (rys.7.5b)).

Należy również zauważyć, że tarcza bądź krzywka obracają się

przeciwnie do kierunku wskazówek zegara Podczas rozruchu silnika

189

„wstecz", z tego samego położenia, powietrze sprężone powinno być

podawane w pierwszej kolejności do cylindra czwartego. Dlatego też

element rozdzielaczy rozdzielacza powietrza (tarczę czy krzywkę) należy

przestawić w położenie, jak pokazano na rysunku 7.5c). W tej sytuacji

będą się one obracały zgodnie z kierunkiem wskazówek zegara

Rys.7.5. Realizacja nawrotności w rozdzielaczu powietrza, położenie, a) korb

silnika sześciocylindrowego; b) rozdzielacza do jazdy „naprzód"; c) rozdzielacza

do jazdy „ wstecz "

Oczywiście, kiedy rozdzielacze powietrza ułożone są rzędowo,

wówczas na wałku rozrządu sterującym ich pracą muszą się znajdować

pary krzywek i - przy zmianie kierunku obrotów - wał będzie się prze-

suwał, aby właściwe krzywki współpracowały z rozdzielaczami.

Załóżmy również, że w silniku czterosuwowym pracującym „na-

przód" w jednym z cylindrów zakończył się proces rozprężania i tłok

znajduje się w DMP. Ponie-

waż zawór wylotowy otwie-

ra się przed DMP, to w

rozpatrywanej sytuacji część

profilowana krzywki 3 we-

szła już w przypór z rolką

1 popychacza zaworu wy-

lotowego (7.6a)) i będzie

on już otwarty o wartość „

h". Jeżeli z tego właśnie

położenia wał silnika miał-

by zmienić kierunek obrotu, to proces wylotu będzie przebiegał niezale-

żnie od kierunku prędkości obrotowej, a co za tym idzie, w dalszym

ciągu powinien otwierać się zawór wylotowy Jednakże gdy kierunek

obrotów wału korbowego, a więc i wału rozrządu, jest przeciwny,

Rys.7.6 Osiąganie nawrotności silnika dla

krzywek zaworowych i paliwowych: zaworu

wylotowego; pompy wtryskowej

190

krzywka 3 już nie może wpływać na dalsze otwieranie się zaworu.

Potrzebna jest druga krzywka 2, położona jak lustrzane odbicie krzywki

3. W tej sytuacji, aby realizacja jazdy „naprzód" i „wstecz" była możliwa,

potrzebne są po dwie krzywki dla każdego zaworu.

Podawanie paliwa do cylindra zaczyna się przed GMP i kończy w

GMP lub tuż po osiągnięciu przez tłok górnego, martwego położenia.

Gdy tłok silnika znajduje się w GMP, tłok pompy wtryskowej wykonuje

jeszcze suw tłoczenia i krzywka paliwowa powinna być umieszczona na

wale rozrządu z przesunięciem (opóźnieniem) względem korbowodu o

kąt (rys.7.6b)). Punkty PP i KP na profilu krzywki odpowiadają po-

czątkowi i końcowi podawania paliwa, a ich położenie zależy od spo-

sobu regulacji pompy wtryskowej i dawki paliwa na cykl. Przy rewerso-

waniu silnika roboczy odcinek krzywki zawarty między punktami PP i

KP znajduje się teraz po przeciwnej stronie jej profilu. Dlatego wał

rozrządu należy obrócić o kąt 2 jeżeli krzywka ma symetryczny profil

lub przesunąć wał posiowo, tak aby rozpoczęła współpracę z pompą

wtryskową krzywka do ruchu „wstecz".

191

LITERATURA

1 DAWYDOW G A , OWSIANNIKOW M.K, Temperaturnyje naprażenija w

detalach sudowych dizelej, Sudostrojenije, Moskwa 1969

2 KAMKIN S.W., WOZNICKIJ I.W, SZMIELOW W P , Ekspłuatacja sudowych

dizjehej, Transport, Moskwa

3 KOZACZEWSKI W., Konstrukcja założeń tłok-cylinder silników spalinowych,

WKiŁ, Warszawa 1979

4 NIEWIAROWSKI K., Tłokowe silniki spalinowe, WKiŁ, Warszawa 1983
5 PIOTROWSKI I , Okrętowe silniki spalinowe. Zasady budowy i działania, Wy-

dawnictwo Morskie, Gdańsk 1983

6 Prospekty firmy B&W

7 Prospekty firmy SULZER
8. WAJAND J.A., Silniki o zapłonie samoczynnym, WNT, Warszawa 1980
9 WOZNICKIJ I.W., MICHIEJEW J G , Sudowyje dizieli i ich ekspłuatacja, Tran-

sport, Moskwa 1990

192

Wyszukiwarka

Podobne podstrony:
Silnki, AM Gdynia, Sem. V,VI, Okrętowe silniki spalinowe - wykład
BUDOWA SILNIKA SPALINOWEGO LOKOMOTYWY ST, Maszynista-Pomocnik maszynisty 2013
sprawozdanie techniki -Określenie składu spalin tłokowych silników spalinowych, Mechanika i Budowa M
Słownictwo związane z budową silnika benzynowego ( GER - PL), MOTORYZACJA, ▼ Silniki Spalinowe ▼
budowa i działanie układów rozrządu silników spalinowych
silniki-spalinowe-pytania, Politechnika Poznańska, Mechanika i Budowa Maszyn, III rok, 5 semestr, Si
Budowa silnikow spalinowych, MOTORYZACJA
Budowa wtryskiwacza, SiMR, Laboratorium Silników spalinowych
BUDOWA SILNIKA SPALINOWEGO LOKOMOTYWY ST, Maszynista-Pomocnik maszynisty 2013
Bogdan Pojawa Akademia Marynarki Wojennej CHARAKTERYSTYKI OKRĘTOWYCH TURBINOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYC
sprzęgło, Samochody i motoryzacja, silniki spalinowe,
Maszyny Tech.2, silniki spalinowe
PRZEKRÓJ OPONY, Samochody i motoryzacja, silniki spalinowe,
Badanie emisji silnika o zapłonie ZI, Silniki Spalinowe i ekologia
Na zimę, Samochody i motoryzacja, silniki spalinowe,
Podział tłokowych silników spalinowych

więcej podobnych podstron