ОСНОВЫ ТЕОРИИ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ В ЦИЛИНДРЕ ДИЗЕЛЯ § 1.1. Идеальный цикл дизеля 15 страница

Свободные колебания. Эти колебания рассмотрим на примере простейшей крутильной системы, состоящей из вала длиной Z, жестко закрепленного одним концом, и массы в виде диска 1, центр тяжести которого лежит на оси вала (рис.7.14,я). Если к массе приложить момент Мкр, то вал окажется скручен­ным (в пределах упругих деформаций) на угол +<р. В скручен­ном валу возникнет момент от сил упругости материала вала Му Допустим теперь, что действие момента М_Кр мгновенно прекра­тится. Под действием момента Му система будет возвращаться в исходное положение, однако вследствие инерции массы / она не остановится в положении равновесия и вал вновь окажется скру­ченным, но уже в обратном направлении (на угол -<р). Упругость вала снова вызовет поворот массы, и она по инерции перейдет через положение равновесия, т. е. процесс повторится.

Таким образом, после прекращения действия внешнего мо­мента система будет совершать свободные колебания только за счет сил упругости материала вала и силы инерции массы. При этом вал будет скручиваться то в одном, то в другом на­правлениях. Принципиально ничего не изменится, если жесткое закрепление свободного конца вала заменить значительным со­противлением колебаниям (например, насадить на вал гребной винт или маховик генератора) и, если во время совершения ко­лебаний вал одновременно будет равномерно вращаться. При отсутствии сопротивлений свободные колебания могли бы продолжаться бесконечно долго с неизменными амплитудой и частотой.

Амплитуда колебаний (угол скручивания вала)

где Мкр - крутящий момент, 1 - длина вала,

G - модуль упругости материала вала,

//>- полярный момент инерции сечения вала,

С - крутильная жесткость вала, е — податливость вала.

Частота колебаний (число циклов колебаний в секунду)

(7.24),

где 8 - момент инерции массы относительно оси вала.

Рассмотренная простейшая крутильная система является одномассовой. Закрепив на свободном конце вала еще одну мас­су в виде диска (рис. 7.14,6), получим двухмассовую крутиль­ную систему.

Если к массам 1 и 2 приложить моменты М_кр и М_с противо­положных знаков, а затем мгновенно их снять, то при упругом колебании такой системы некоторое сечение вала (УУ) будет ос­таваться в покое, т. е. угловая амплитуда (угол скручивания (р) будет равна нулю. Это сечение вала называется узлом ко­лебаний. Если отложить на диаграмме (см. рис.7.14) в со­ответствующем масштабе максимальные значения угловых

амплитуд масс и соединить полученные точки прямой, то полу­чим график угловых амплитудных отклонений масс от положе­ния равновесия, иллюстрирующий форму колебаний. У двух­массовой системы форма колебаний имеет только один узел (точка У) и называется одноузловой.

В общем случае умногомассовой системы с / масса­ми максимально возможное число форм колебаний равно i-L Действительная крутильная схема системы валопровода являет­ся сложной многомассовой системой, но при определении час­тоты свободных колебаний ее обычно упрощают и приводят к трехмассовой системе: двигатель-маховик-гребной винт (рис. 7.14, б). Такая система может иметь как одноузловую, так и двухузловую формы колебаний.

Каждая форма имеет свою частоту свободных колебаний, причем, чем выше форма колебаний (т. е. чем больше узлов), тем больше частота колебаний.

Вынужденные колебания. Эти колебания в сис­теме валопровода возникают под действием периодически изменяющихся крутящих моментов от сил давления газов в цилиндрах и сил инерции поступательно движущихся масс. Указанные моменты называются возмущающими и, как извест­но, для одного цилиндра определяются выражениями:

_Mr = TR = Р *"-£ +1>_. _R „ м, = Г; R = Р, — R.

Моменты М_Г и Mj являются сложными периодическими функциями и в целях упрощения анализа могут быть разложе­ны на элементарные составляющие - гармоники, изме­няющиеся по закону синуса с различными амплитудами и частотами. Например, крутящий момент от сил давления газов можно представить в виде ряда

Мг ⁼ Мер + Mj + М2 + Ms + ... + Mk + ..., (7.25) где Мер - средний крутящий момент одного цилиндра за цикл; М\, М2, Мз...,М_к-текущие значения гармонических составляющих.

Подобным образом можно разложить в ряд крутящий мо­мент от сил инерции поступательно движущихся масс. Такое разложение называется гармоническим анализом крутящего момента двигателя.

Каждая гармоника имеет свой порядок, который показы­вает число полных изменений гармоники за один оборот вала. Так как в четырехтактном двигателе рабочий цикл осуществля­ется за два оборота вала, а в двухтактном - за один, то 1, 2, 3 и к-и. члены выражения (7.25) будут являться гармониками в дви­гателях: двухтактных - 1, 2, 3, к-го порядка; четырехтактных - 1/2, 1, 1 1/2, к/2-го порядка.

Каждая гармоника возбуждает в валу вынужденные коле­бания определенной частоты, пропорциональной порядку гар­моники к и частоте вращения вала п_у т. е. v в ⁼ К п кол/мин.

Наибольшие амплитуды колебаний вызывают гармоники, порядок которых равен или кратен числу вспышек в цилиндрах за один оборот вала двигателя (главные гармоники). Наимень­ший порядок главной гармоники к = / / т, где i - число цилин­дров; т - коэффициент тактности двигателя. Остальные поряд­ки главных гармоник будут кратны ему. Например, для шести­цилиндрового четырехтактного двигателя к = 6/2 = 3 (кратные порядки: 6, 9, 12 и т. д.), для двухтактного двигателя к = 6/\ = 6 (кратные порядки: 12, 18, 24 и т. д.).

Таким, образом, вынужденные крутильные колебания под действием крутящего момента можно рассматривать как сумму гармонических колебаний под действием отдельных состав­ляющих этого момента.

Средний крутящий момент М_ср (постоянная составляющая полного момента) не вызывает крутильных колебаний и приводит валовую систему во вращение, созда­вая постоянное напряжение скручивания Тср на участке вало- провода между двигателем и гребным винтом.

Гармонические составляющие полного момента являют­ся возмущающими моментами, вызывающими крутильные ко­лебания, дополнительные знакопеременные напряжения 0дол„ которые накладываются на постоянное напряжение от Мер, снижая прочность коленчатого вала и валопровода.

Резонанс, критическая частота вращения и запретные зоны

Совпадение частоты какой-либо формы свободных коле­баний с частотой какой-либо гармонической составляющей

возмущающего момента называется резонансом, а час­тота вращения, при которой наступает резонанс, называ­ется критической (или резонансной) частотой.

Из равенства частот v_c = v_B = кп кол 7с вытекает, что крити­ческая частота вращения

п_Кр=^~, с¹ (7.26)

к

При резонансе амплитуда крутильных колебаний (угол скручивания вала) и пропорциональные ей дополнительные на­пряжения кручения увеличиваются и могут оказаться опасными для прочности вала и вызвать его поломку (рис. 7.15, а, б). Опасные режимы работы можно определить с помощью графи­ка (см. рис.7.15, б).

На рис. 7.15, а резонансные частоты появляются при пере­сечении линий собственных колебаний вала двигателя v_c/ и v_c2 с двумя гармоническими составляющими вынужденных колеба­ний V_BI И V_B2*

На этот же график наносится линия допускаемого напря­жения от крутильных колебаний адоп> установленного из сооб­ражений усталостной прочности материала вала. Если линия допускаемого напряжения не пересекает резонансных кривых, резонансные напряжения особой опасности не представляют и

режимы п_кр2 и п_кр3 до­пустимы для длитель­ной работы. Режим п_кр] опасен для длительной работы, так как прямая допускаемого напряже­ния отсекает на резо­нансной кривой уча­сток чрезмерно боль­ших напряжений.

Диапазон частот вращения вблизи n_KPi (n1-п₂), называемый критическим, опасен для длитель­ной работы.

Он является запретной зоной. На циферблатах тахометров запретные зоны частот вращения отмечают красными секторами. Длительная работа в пределах этой зоны недопустима, и перехо­дить ее надо быстро.

Критическую частоту вращения можно установить не только расчетным путем, но и при помощи специального прибора - торсиографа, позволяющего снимать с работающего двигателя графики крутильных колебаний (торсиограммы).

Внешние признаки работы двигателя в зоне критических частот вращения:

• сильная вибрация и резкие стуки в двигателе вследствие периодического изменения угловой скорости отдельных криво­шипов,

• нагрев отдельных участков водопровода (иногда до появ­ления цветов побежалости) вследствие внутреннего трения частиц металла при упругих деформациях кручения.

Если запретная зона частот вращения оказывается в области рабочих режимов двигателя, принимают меры для смещения п_кр за пределы этой области. Для этого еще в процессе проектирова­ния установки изменяют частоту свободных колебаний системы путем изменения момента инерции GIp сечения коленчатого ва­ла или валопровода (изменением диаметра вала), либо моментов инерции в I маховых масс (изменением массы маховика, гребного вала или установкой динамических гасителей колебаний - анти­вибраторов), здесь / - расстояние между массами, м.

Иногда прибегают к уменьшению амплитуды резонансных колебаний изменением порядка вспышек в цилиндрах (что не все­гда возможно); разделением крутильной системы путем установки между двигателем и валопроводом гидромуфты; установкой специальных гасителей крутильных колебаний - демпферов (см. рис. 7.16/

Общим для всех существующих типов демпферов является наличием между маховой массой и ступицей элемента с трени­ем, поглощающего часть колебательной энергии системы. Сего­дня наибольшее распространение находят силиконовые демп­феры. Ступица силиконового демпфера (рис. 7.16) жестко кре­пится к носовому фланцу коленчатого вала, а маховик (свобод­
ная масса) размещается внутри корпуса, составляющего одно целое со ступицей. Между поверхностями маховика и корпуса демпфера имеются зазоры в 0,2-0,5 мм, заполняемые силиконо­вой жидкостью. Энергия крутильных колебаний поглощается трением, возникающим в вязкой среде при относительном дви­жении маховика.

В качестве силиконовой жидкости обычно применяется полиметил сил океан овая жидкость (GVC). Она обладает рядом ценных свойств: химически инертна, малая зависимость вязко­сти от температуры (в сравнении с обычными моторными мас­лами), низкая температура застывания, хорошая смазывающая способность.

На рис. 7.17 представлен демп­фер продольных колебаний, поршень которого жестко связан с валом двига­теля, а корпус присоединен к остову двигателя. Полости перед поршнем и за ним заполняются маслом, поступаю­щим под давлением из масляной маги­страли. Энергия продольных колебаний гасится на перетекание масла из полос­тей через дросселирующие отверстия.

Рис. 7.17. Демпфер продольных колебаний: 1 - вал; 2 - поршень; 3 - крышка;

4 - отверстия подвода масла;

5 - корпус демпфера.

§ 7.5. Вибрация корпуса судна

При работе двигателя возникает вибрация как его самого, так и корпуса судна, особенно его кормовой оконечности, тру­бопроводов, механизмов и пр. Вибрация усиливается при дос­тижении определенной частоты вращения вала двигателя, когда наступает явление резонанса. Резонансные зоны меняются при изменении загрузки судна, мест и способов крепления трубо­проводов, механизмов, так как это сказывается на частоте их свободных колебаний. Иногда под действием вибрации в конст­рукциях образуются трещины.

Источником возмущающих сил являются:

• внешне неуравновешенные силы инерции вращающих­ся и поступательно движущихся масс I и II порядков, под дей­ствием которых возникают колебания в горизонтальной и верти­кальной плоскостях;

• моменты сил инерции центробежных, I и II порядков, стремящиеся опрокинуть двигатель в вертикальной продольной, поперечной и горизонтальной плоскостях, проходящих через его центр тяжести, и вызывающие изгибные колебания корпуса судна в этих плоскостях;

• опрокидывающий момент двигателя М_опр, действующий в поперечной плоскости и вызывающий колебания в этой плоскости;

• силы, вызывающие продольные колебания вала двига­теля и создающие в корпусе судна колебания в диаметральной плоскости;

• крутильные колебания вследствие неравномерности создаваемого двигателем крутящего момента.

Если структура корпуса судна недостаточно прочная и дви­гатель работает на оборотах, частота которых совпадает с часто­той свободных колебаний самого корпуса, то возникающий резо­нанс может привести к весьма серьезным последствиям. Единст­венный способ уйти от резонанса - изменить число оборотов дви­гателя. В последующем следует искать источник возникающих колебаний и постараться его устранить.

Ослабить вибрацию корпуса судна можно путем локализа­ции колебаний двигателя введением упругой связи между ним и фундаментом. В качестве упругой связи используют резиноме­

таллические или пружинные амортизаторы, устанавливаемые между двигателем и его фундаментом.

Для того чтобы понять сущность действия амортизатора, рас­смотрим упрощенную схему (рис. 7.18), в которой двигатель представлен в виде массивного тела массой т, закрепленного на пружине жесткостью С. Свободные колебания такой системы бу­дут происходить с частотой v_c = —^—л/С* / т Гц, (7.27)

2 п

Вынужденные колебания тела вызываются возникающей в нем переменной силой Р, частота изменения которой и соответст­венно частота вынужденных колебаний v_B. Сила Р, будучи не­уравновешенной , через пружину частично или полностью пере­дается основанию, возбуждая в нем также колебания. Если обо­значить передаваемую силу на нижнем конце пружины через Z, то отношение К = 7JP, называемое коэффициентом передачи, может быть представлено

К = (7.28)

l-(v_B/v_c)²

Из выражения видно, что коэффициент передачи К зависит от соотношения между частотами вынужденных и свободных ко­лебаний тела, но поскольку частота вынужденных колебаний оп­ределяется частотой изменения силы и изменить ее нельзя, то для уменьшения коэффициента К остается единственный путь - уве­личение отношения vq/v_c путем уменьшения частоты свободных колебаний. Последняя, как это следует из формулы (7.28), зави­сит от жесткости С пружины.

Таким образом, чтобы уменьшить силы, передаваемые двигателем судовому фундаменту; нужно добиться уменьшения коэффициента передачи К путем снижения частоты колеба­ний v_c и соответствующего уменьшения жесткости С аморти­затора.

На амортизаторы можно устанавливать лишь двигатели с жестким остовом, в противном случае не исключена деформация фундаментной рамы, являющейся постелью рамовых подшипни­ков. Установка на амортизаторы требует разобщения вала двига­теля с валопроводом с помощью гибкой муфты и наличия гибких соединений подходящих к нему трубопроводов, в том числе и выпускного.

Из рисунка видно, что если жесткость пружины принять бес­конечно большой и, тем самым, практически исключить гибкую связь между массой и основани­ем, то коэффициент передачи бу­дет близок к единице и сила Р будет полностью передаваться основанию. С уменьшением же­сткости С коэффициент передачи должен уменьшаться. Однако, в связи с тем, что v* / v_c прибли­жается к единице, когда колеба­ния входят в

резо­нанс, амплитуда ко­лебаний резко воз­растает, и это влечет за собой увеличение коэффициента пере­дачи практически до бесконечности.

Обычно элас­тичные амортизаторы применяются при установке дизель-генераторов,

имеющих общую раму и не требующих разъединения двигателя и генератора с помощью эластичных муфт (рис. 7.20).

ОСНОВЫ ТЕХНИЧЕСКОЙ ЭКСПЛУАТАЦИИ

Глава 8

ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ § 8.1. Показатели работы двигателей

Общие сведения. Одна из задач технической эксплуатации состоит в умении технически обоснованно выбрать режим работы двигателя применительно к конкретным условиям плавания и технического состояния судна и двигателя. Решение этой задачи требует знания как характеристик двигателя, так и показателей, на основе которых оценивается его работа на том или ином ре­жиме. Показатели работы двигателей условно могут быть подразделены на показатели энергетические, эконо­мические и эксплуатационные.

К энергетическим и экономическим показателям (см. главу 2) относят:

D эффективную и индикаторную мощности N_enN_it а крутящий момент М_е>, а средние давления р_е и p_it а частоту вращения п,

□ удельные расходы топлива g_e и g_lt

К основным эксплуатационным показателям относят давление и температуру, фиксируемые штатными приборами и характеризующие работу двигателя и обслуживающих его сис­тем, а также дополнительные параметры, дающие возможность судить о тепловой и механической напряженности двигателя, о том, как обеспечиваются на данном режиме его надежность и экономичность. Напряжения в элементах конструкции двигате-

ля возникают под воздействием тепловых потоков со стороны газов и механических нагрузок, вызываемых силами действия газов и инерции движущихся масс. Непосредственное определе­ние тепловых и механических напряжений затруднено, поэтому в эксплуатации прибегают к методам их косвенной оценки.

Показатели тепловой напряженности находятся в прямой зависимости от нагрузки цилиндра, характеризуемой средним индикаторным давлением, положением указателя нагрузки (УН) или топливной рейки (ТР).

Косвенными критериями тепловой нагрузки цилиндра служат удельные потоки тепла, отводимого от ЦПГ с выпуск­ными газами и охлаждающими средами. За критерии принима­ются температура выпускных газов и охлаждающих сред (воды и масла). Ценную информацию дает непосредственное измерение температуры втулки цилиндра в верхнем поясе в зоне нахожде­ния первого-второго поршневых колец при положении поршня в ВМТ, в поясе выпускных и продувочных окон и перепада темпе­ратур в огневом днище крышки, являющегося прямой функцией воспринимаемого ею теплового потока. Такие измерения в су­довых двигателях являются составной частью ряда автоматизи­рованных систем контроля и диагностики их технического со­стояния.

Термические напряжения, возникающие в деталях ЦПГ,

o_t = Ajdq,

где S - толщина теплопередающей стенки, м; q - удельный теп­ловой поток через стенку, Дж:

я=а? охл — —

В свою очередь, относи- ^т1« т

тельные потери теплоты через

стенки цилиндра в охлаждающую <7_0XJI — С —_________ ^s

^сР^едУ ^охл у Я Yp₈

После подстановки получим

Из этого выражения следует, что термические на- пряжения в ЦПГ двигателя увеличиваются с ростом вели­чин Pi п, T_s а также при ухудшении сгорания топлива - сни­жении T]i и p_s.

Показатели механической напряженности двигателя ха­рактеризуется несколькими параметрами. При анализе напря­женного состояния элементов остова наиболее существенное значение имеет максимальное давление сгорания в цилиндрах Р_г. Состояние деталей КШМ определяется совместным влиянием силы P_z и силы инерции движущихся масс Pj, являющихся со- ставляющими суммарной силы Р, максимальное значение которой

Р -Р-Р-

^Л max z р

где Pj — сила инерции в ВМТ; Pj — т_иRgd²(1+А,).

Значения P_z устанавливают на основе данных индицирова­ния двигателя, а Р_тах и Pj подсчитывают по приведенным фор­мулам.

Итак - о величине механической напряженности двига­теля на том или ином режиме его работы ориентировочно можно судить по P_z, Р и отношению P_z/Pj, которое харак­теризует динамику развития давления в начальной фазе сго­рания, Желательно, чтобы оно не превышало 9,0 (рекомендаия MAN-BW).

Рабочие режимы_у характеризуемые определенными усло­виями работы двигателяу объединяются в общее понятие ха­рактеристики двигателя. Характеристику принято представ­лять в виде графической зависимости энергетических, экономиче­ских и эксплуатационных показателей от одного из параметров двигателя, принимаемого в качестве независимого переменного. При этом, если в качестве независимого переменного принимают нагрузку, то характеристика называется нагрузочной, а если час­тоту вращения, то скоростной.

Из скоростных характеристик практический интерес пред­ставляют внешняя, частичные, винтовые и ограничительные характеристики.

§ 8.2. Нагрузочная и регуляторная характеристики

Нагрузочная характеристика представляет собой графиче­скую зависимость основных показателей двигателя от нагрузки при постоянном скоростном режиме (гг = const).

Критерием нагрузки служит среднее эффективное давление р_е, которое и принимают в качестве независимого переменного. При построении нагрузочной характеристики значения р_е откла­дывают по оси абсцисс, а параметры, характеризующие работу двигателя, - по оси ординат (рис. 8.1).

По нагрузочной характеристике работают дизель-гене­раторы и главные двигатели, нагружаемые изменением шагово­го отношения Н/D гребного винта.

При уменьшении нагрузки цикловая подача топлива g_y уменьшается, что, в свою очередь, сопровождается сокращени­ем продолжительности подачи, снижением давления впрыска и качества распыливания топлива, особенно ощутимым в области малых нагрузок. Заряд воздуха Gb сокращается в связи с паде­нием подачи турбокомпрессора, либо остается почти без изме­нений (в двигателе без наддува). Отмеченные изменения gu и G_B приводят к тому, что коэффициент избытка воздуха а = Gb/ igifio) при уменьшении нагрузки увеличивается (см. рис. 8.1). Это обусловливает улучшение сгорания топлива и увеличение индикаторного КПД. Однако при переходе в область малых на­грузок рост коэффициента >/, замедляется и в отдельных случаях возможно даже некоторое его снижение, что объясняется ухуд­шением распыливания и сгорания топлива, и увеличением отно­сительных потерь теплоты в охлаждающую воду.

Индикаторный расход топлива gi = 3600!(Q_H rji) является обратной функцией индикаторного КПД, и поскольку т/,- при уменьшении нагрузки растет, то удельный индикаторный расход топлива убывает.

На характер изменения удельного эффективного расхода топлива g_e = gi/rj_Mex оказывают совместное влияние g, и ц_мех.

Для выявления зависимости г\_мех (р_е) воспользуемся выраже- нием ч _мех = I - (NuEx/Ni).

Мощность механических потерь практически не зависит от нагрузки, поэтому с уменьшением давления р_е остается неиз­менной, в то время как индикаторная мощность N, убывает. В итоге механический КПД уменьшается, что отрицательно ска­зывается на удельном эффективном расходе топлива и эконо­мичности работы двигателя. Несмотря на снижение индикатор­ного расхода, кривая эффективного расхода g_e (см. рис. 8.1) при уменьшении нагрузки круто поднимается и лишь на небольшом участке - от Р_е ном ДО (0,75-0,8) Р_е ном удельный расход топ­лива несколько понижается, и наиболее экономичный режим ра­боты двигателя, как правило, обеспечивается при нагрузке, со­ответствующей Р_е = (0,7-0,8) Р_еном.

О тепловой и механической напряженности, как уже отме­чалось, косвенно можно судить по температуре выпускных га­зов tgf и максимальному давлению цикла Pz. Последние с увели­чением нагрузки растут и наибольших значений достигают при Ре ном₅ поэтому и наиболее напряженным является режим пол­ной нагрузки.

Принятое при анализе нагрузочной характеристики усло­вие п = const в действительности не выдерживается. Частота вращения в силу неравномерности работы регулятора с увели­чением нагрузки от Р_е = О (холостой ход) до Р_е ном (полная на­грузка) несколько уменьшается. Поэтому зависимость р_е (п), на­зываемая регуляторной характеристикой, в координатах Р_е-п изображается не вертикалью п_А = const (рис. 8.2), а линией л/, угол наклона которой к оси абсцисс зависит от степени нерав­номерности регулятора (последняя обычно не превышает 2-3%).

На рис. 8.2 приведены типичные регуляторные характери­стики, отражающие связь между Р_е и п для нескольких случаев настройки регулятора на заданные значения скоростного режи­ма двигателя. Допустим, что двигатель работает в режиме, ха­рактеризуемом точкой А, тогда при уменьшении нагрузки с Р_ел до Р_еБ регулятор автоматически уменьшит подачу топлива, и двигатель по регуляторной характеристике и/ перейдет на новый режим, определяемый точкой Б.

При этом в силу неравномерности регулятора новая частота вращения п_Б станет больше прежней п_А.

	Ре Ре*				Рис. 8.1. Нагрузочная характеристика двигателя Вяртсиля-Зульцер ZAV40 (660 кВт/цил , 600 1/мин)

Рис. 8.2. Регуляторные характеристики

§ 8.3. Внешние и частичные характеристики

При эксплуатации главных судовых двигателей часто из­менение нагрузки влечет за собой изменение частоты вращения, несмотря на неизменное положение органа управления топлив­ными насосами. Подобным условиям отвечают внешняя или частичные характеристики, под которыми понимается графи­ческая или аналитическая зависимость показателей двигателя от частоты вращения при строго фиксированном положении органа управления топливными насосами (топливная рейка TP = const), что обеспечивает сохранение неизменности активного хода плунжера.

Внешние характеристики

Кривая ТРном ⁼ const (рис. 8.3, а, б) внешняя номинальная характеристика, соответствующая работе двигателя в усло­виях изменяющихся нагрузки и частоты вращения при актив­ном ходе плунжера Ином или соответствующем ему положении топливной рейки ТР_Ном> обеспечивающем номинальную мощ­ность N_emM и среднее эффективное давление Р_еном при номиналь­ном скоростном режиме п_ном.

Под номинальной максимальной длительной мощностью (MCR) понимается наибольшая гарантируемая за- водом-строителем эффективная мощность, которую двига­тель может развивать в течение длительного времени при но­минальном скоростном режиме п_ном и нормальных атмосферных условиях (ро ~ ЮО кПа, То - 27°С и относительная влажность ср - 60%), а также при сопротивлении на впуске, противодавле­нии выпуску, оговоренных в инструкции температуре и давле­нии в системах смазки и охлаждения, рекомендованных сортах топлив и масел (Q_H = 42,7 МДж/кг). Условия работы в эксплуа­тации обычно отличны от стендовых, поэтому на номинальной мощности из-за опасности перегрузки двигатель работает редко.