zeszyty naukowe - Akademia Morska w Gdyni

Transkrypt

ZESZYTY NAUKOWE
AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI
nr 81
EKSPLOATACJA URZĄDZEŃ OKRĘTOWYCH
Wydawnictwo Akademii Morskiej w Gdyni
Gdynia 2013
REDAKTOR NAUKOWY WYDANIA: dr hab. inż. Andrzej Miszczak, prof. nadzw. AMG
CZŁONKOWIE MIĘDZYNARODOWEGO KOMITETU NAUKOWEGO
ZESZYTÓW NAUKOWYCH AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI:
Janusz MINDYKOWSKI – Akademia Morska w Gdyni, Polska – Przewodniczący
Mustafa BAYHAN – Suleyman Demirel University, Turcja
Waldemar CZUCHRA – Hochschule Bremerhaven, Niemcy
Patrick V. FARRELL – Lehigh University, USA
Gerhard FELDMEIER – Hochschule Bremerhaven, Niemcy
Piotr JĘDRZEJOWICZ – Akademia Morska w Gdyni, Polska
Włodek KULESZA – Sweden Blekinge Institute of Technology, Szwecja
Jin KUSAKA – Waseda University, Japonia
Józef LISOWSKI – Akademia Morska w Gdyni, Polska
Vladimir LOGINOVSKY – Admiral Makarov State Maritime Academy, Rosja
Dieter LOMPE – Hochschule Bremerhaven, Niemcy
Andrzej MISZCZAK – Akademia Morska w Gdyni, Polska
Adrian-Ioan NICULESCU – Romanian Academy, Rumunia
Salvatore PARISI – University of Messina, Włochy
Zenon PAWLAK – Tribochemistry Consulting, USA
Alejandro PEREIRA DOMINGUEZ – Universidade de Vigo, Hiszpania
Omelian PŁACHTYNA – Uniwersytet Technologiczno-Przyrodniczy w Bydgoszczy, Polska
Piotr PRZYBYŁOWSKI – Akademia Morska w Gdyni, Polska
Izabela STEINKA – Akademia Morska w Gdyni, Polska
Witold STEPOWICZ – Akademia Morska w Gdyni, Polska
Adam WEINTRIT – Akademia Morska w Gdyni, Polska
Mirosław L. WYSZYŃSKI – University of Birmingham, Wielka Brytania
Thorsten VŐLKER – Hochschule Bremerhaven, Niemcy
Hideo YABUKI – Tokyo University of Marine Science and Technology, Japonia
REDAKCJA I KOREKTA: Ewa Giedziun
SKŁAD KOMPUTEROWY I PROJEKT OKŁADKI: Jolanta Białous
Wydawnictwo Akademii Morskiej w Gdyni
WYDAWCA:
AKADEMIA MORSKA W GDYNI
ul. Morska 81-87
81-225 Gdynia
www.am.gdynia.pl
Wszelkie prawa autorskie i wydawnicze zastrzeżone
ISSN 1644-1818
SPIS TREŚCI
Emilia Baszanowska, Włodzimierz Freda, Zbigniew Otremba, Kamila Rudź,
Adam Stelmaszewski, Wojciech Targowski, Henryk Toczek
Zagadnienia fotoniki w badaniach wpływu materiałów okrętowych
na środowisko morskie .......................................................................................
5
Artur Bejger, Katarzyna Gawdzińska
Błędy montażu przyczyną nieszczelności gniazd zaworowych silników
okrętowych .........................................................................................................
23
Mirosław Dereszewski
Wykorzystanie modelu dynamicznego silnika Sulzer 3AL 25/30 do symulacji
wpływu zmian obciążenia i uszkodzeń na niestacjonarność prędkości kątowej....
28
Marcin Frycz, Paweł Anioł
Temperature distribution in the gap of slide journal bearings lubricated with
ferrofluids for different concentration of magnetic particles................................
38
Wojciech Labuda, Adam Charchalis
Preliminary research on tribologic wear of marine pump shaft pins ..................
55
Krzysztof Łukaszewski
Prognozowanie zapotrzebowania energii cieplnej sieci ciepłowniczej
względem określonych warunków eksploatacyjnych tej sieci – model
matematyczny .....................................................................................................
63
Andrzej Młynarczak
Badania właściwości smarnych oleju silnikowego Titan Truck Plus 15W40
modyfikowanego preparatem eksploatacyjnym o działaniu chemicznym ...........
77
Justyna Molenda
Influence of lapping velocity, pressure and time on ceramic elements
machining results .................................................................................................
85
Dariusz Nanowski
Cargo loading rate assessment for CC4 mixtures carried on board LPG ships ....
93
Grzegorz Skorek
Wybrane sprawności układu ze sterowaniem proporcjonalnym siłownika..........
98
Emilia Baszanowska, Włodzimierz Freda, Zbigniew Otremba, Kamila Rudź
Adam Stelmaszewski, Wojciech Targowski, Henryk Toczek
Akademia Morska w Gdyni
ZAGADNIENIA FOTONIKI W BADANIACH
WPŁYWU MATERIAŁÓW OKRĘTOWYCH
NA ŚRODOWISKO MORSKIE
Informacje o procesach zachodzących w toni wodnej przenoszone są w promieniowaniu elektromagnetycznym tylko w jego paśmie widzialnym. Wtrącenia substancji obcych w środowisku wodnym
zaburzają naturalny transfer energii promienistej. Okrętowe materiały eksploatacyjne – głównie oleje
i paliwa – w przypadku przedostania się do środowiska morskiego wpływają na modyfikację rozkładów prawdopodobieństwa oddziaływań fotonów z wodą i jej składnikami. W niniejszym artykule
przedstawiono najważniejsze pojęcia, zjawiska oraz procesy optyczne w środowisku morskim o podwyższonej zawartości substancji ropopochodnych.
Słowa kluczowe: oleje, fotonika, optyka morza, metody zdalne, ochrona środowiska, transport morski.
WSTĘP
Toń wodna pochłania promieniowanie elektromagnetyczne prawie w całym
zakresie długości fal, z wyjątkiem wąskiego pasma – tzw. okna widzialnego.
Fotony przenikające toń wodną oddziaływają z jej składnikami, a także z samymi
cząsteczkami wody. Mogą to być albo pochłonięcia fotonu (foton przestaje istnieć)
albo rozproszenia w określonym kierunku (foton zmienia kierunek przemieszczania się). Przy czym rozproszenie może być elastyczne, czyli bez zmiany energii
fotonu, lub nieelastyczne – wtedy energia fotonu ulega zmianie. W rozpraszaniu
elastycznym ważną jego cechą jest gęstość prawdopodobieństwa rozproszenia
w określonym kierunku opisana w rozdziale 2. Natomiast rozpraszanie nieelastyczne, czyli tzw. rozpraszanie Ramana oraz fluorescencja przedstawiono w rozdziale 3.
W optycznych badaniach środowiska morskiego ważną role odgrywają zagadnienia wykorzystywania różnych cech światła. Jednym z podstawowych pojęć
występujących w opisie procesów transmisji światła w morzu jest funkcja kierunkowego i energetycznego rozkładu światła w morzu oraz nad jego powierzchnią,
zwana radiacją (ang. radiance L(λ,θ,ϕ) – definicja w rozdziale 1).
Z kolei optycznymi cechami środowiska odnoszącymi się do wody morskiej
i jej składników są spektralne i przestrzenne rozkłady współczynnika absorpcji
6
ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013
(ang. absorption coefficient a(λ)), współczynnika rozpraszania (ang. scattering
cefficient b(λ)) oraz kierunkowe rozkłady rozpraszania (ang. phase function p(θ)),
również zależne od długości fali światła. Współczynnik absorpcji a(λ) stanowi
odwrotność drogi w przestrzeni wodnej, na jakiej wiązka światła o określonej długości fali (λ) osłabia się e-krotnie wskutek pochłaniania fotonów. Podobnie współczynnik rozpraszania: to odwrotność drogi, na której wiązka światła o określonej
długości fali światła osłabia się e-krotnie wskutek zmiany kierunku fotonów.
Wielkości a(λ), b(λ) i p(θ) mają swoje odniesienia do prawdopodobieństw określonych zdarzeń, jakim ulegają fotony w toni wodnej (zagadnienie opisane w rozdziale 1).
1. TRANSFER RADIACJI W ZAOLEJONYM MORZU
Radiacja L(λ,θ,ϕ) jest podstawowym pojęciem w optyce morza. Określa ona
moc promieniowania napływającego z określonego kierunku z małego (ale ściśle
określonego) kąta bryłowego, przenikającą pod kątem prostym małą powierzchnię
(ściśle określoną). Przy czym moc ta odnosi się do małego (ściśle określonego)
przedziału długości fal. Tak opisana radiacja z określonego kierunku jest w gruncie
rzeczy radiacją uśrednioną w owym małym kącie bryłowym wokół określonego
kierunku. Jest także uśredniona w przedziale długości fal i powierzchni, na jaką
pada (lub przez jaką jest wypromieniowana). Ściśle matematyczna definicja radiacji przedstawiona jest w wyrażeniu (1).
L(λ,θ , ϕ ) =
=
dF (θ , ϕ, λ )
dF (θ , ϕ, λ )
=
=
dAn dΩ dλ dAn dθ dϕ sin θ dλ
dF (θ , ϕ, λ)
dA cos θ dθ dϕ sin θ dλ
(1)
[W m− 2 sr −1 nm−1]
gdzie:
dF (θ , ϕ, λ) – infinitezymalna moc promieniowania wokół kierunku θ , ϕ w infinitezymalnym przedziale długości fali światła w otoczeniu długości fali λ,
dAn
– infinitezymalna powierzchnia, na jaką pada promieniowanie w kierunku
prostopadłym,
dA
– infinitezymalna powierzchnia, na jaką pada promieniowanie pod
kątem θ,
dΩ
– infinitezymalny kąt bryłowy, z jakiego dociera promieniowanie
(dΩ = dθ dϕ sin θ ),
θ ,ϕ
– kąty wskazujące kierunek, z jakiego napływa radiacja,
λ
– długość fali,
dλ
– infinitezymalny przedział długości fali.
E. Baszanowska, W. Freda, Z. Otremba, K. Rudź, A. Stelmaszewski, W. Targowski, H. Toczek, Zagadnienia fotoniki...
7
Rys. 1. Przestrzenne przedstawienie składowych definicji radiacji (w jej części kierunkowej)
Fig. 1. Spatial representation of elements of definition of the radiance (in directional part)
Radiacja jest mierzona jako wielkość średnia w małym (quasi-infinitezymalnym) kącie bryłowym (wokół określonego kierunku), w małym przedziale długości
fal (w otoczeniu określonej długości fali). Wielkość ta jest przydatna w definiowaniu wielu rzeczywistych (ang. inherent) i pozornych (ang. apparent) wielkości
optycznych (ang. optical properties) [19]. W związku z tym rzeczywiste wielkości
optyczne w optyce morza (ang. ocean optics) określane są akronimem IOPs, a pozorne – AOPs. Sama radiacja w morzu jest wielkością typu AOP, ponieważ zależy
od warunków oświetleniowych ujętych w nadwodnej odgórnej radiacji L↓(z = 0–),
gdzie strzałka informuje, iż jest to radiacja biegnąca w dół (czyli odgórna), natomiast minus w górnym indeksie – że określona jest na powierzchni morza, ale po
ujemnej stronie współrzędnej wytyczającej głębokość (czyli jest nadwodna).
Natomiast współczynnik absorpcji, współczynnik rozpraszania i funkcja fazowa –
są wielkościami typu IOP. Iloczyn współczynnika rozpraszania i funkcji fazowej
jest to funkcja rozpraszania objętościowego (ang. Volume Scattering Function
VSF), która to funkcja może być zmierzona przyrządem opisanym w rozdziale 3.
Ludzki narząd widzenia (oczy w połączeniu z pracą mózgu) „mierzy” wielkość proporcjonalną do radiacji, rejestruje bowiem kierunkowo „siłę światła” oraz
fizjologiczny ekwiwalent jego długości fali – barwę.
Przestrzenny rozkład radiacji w wodzie oraz nad jej powierzchnią można
określić poprzez symulację losów wielkiej ilości fotonów słonecznych padających
na powierzchnię wody. Czas życia każdego fotonu można wyznaczyć/określić
z rozkładów prawdopodobieństw ich oddziaływania z materią, czyli pochłonięcia
i rozproszenia. Gęstości prawdopodobieństwa pochłonięcia (ga(x)) i rozproszenia
(gb(x)) fotonów są związane odpowiednio ze współczynnikiem absorpcji a i współczynnikiem rozpraszania b. W przypadku pochłaniania i rozpraszania fotonów
w ośrodku jednorodnym gęstości prawdopodobieństwa opisuje się zazwyczaj za
pomocą funkcji wykładniczych (odpowiednio wyrażenia 2 i 3):
8
g a ( x) = a e − ax ,
gb ( x) = b e
− bx
.
(2)
(3)
Gęstością prawdopodobieństwa rozproszenia w określonym kierunku jest
funkcja fazowa po znormalizowaniu w taki sposób, aby jej całka po pełnym kącie
bryłowym wynosiła jeden.
Radiacja, jako funkcja trzech zmiennych, nie posiada reprezentacji graficznej.
Można jednak ją przedstawiać w funkcji kierunku, czyli dwóch zmiennych kątowych w otoczeniu określonej długości fali – wykresem jest wówczas powierzchnia
w przestrzeni trójwymiarowej, najlepiej przy zastosowaniu współrzędnych cylindrycznych.
Na rysunku 2 znajduje się przykładowy wykres radiacji (unormowanej względem wartości oświetlenia słonecznego, dla środkowej części pasma widzialnego –
barwa zielona) tuż nad powierzchnią wody we współrzędnych cylindrycznych
w trójwymiarowym zobrazowaniu powierzchniowym oraz mapowym z zastosowaniem barwowej skali wartości radiacji. W odniesieniu do obserwacji wzrokowej
wykres ten interpretuje się w sposób następujący: kierując wzrok do powierzchni
morza pionowo w dół, przez okulary przepuszczające zielone światło dostrzega się
mniej światła niż przy obserwacji pod niezerowym kątem do powierzchni
(czyli przesuwając wzrok w kierunku do horyzontu „widzimy” coraz więcej światła). Pod wodą jest inaczej – w zależności od tego, czy chodzi o radiację oddolną
(jak przy obserwacji morza znad powierzchni), czy o radiację odgórną (patrzymy
do góry w kierunku powierzchni). Sytuacja taka pokazana jest na rysunku 3.
Rys. 2. Sposób obrazowania radiacji w funkcji kierunku w przestrzeni. Wykres przedstawia
radiację nadwodną oddolną znormalizowaną względem oświetlenia nadwodnego odgórnego
(w otoczeniu długości fali światła 550 nm), uzyskaną metodą komputerowej symulacji
(modelowanie Monte Carlo) [25]. Środek wykresu reprezentuje używaną w oceanografii
operacyjnej reflektancję zdalną Rsr (ang. remote sensing reflectance),
której przykłady pokazano w rozdziale 4
Fig. 2. The way of imaging of the radiance in the function of the spatial direction. The graph
presents above water upwelling radiance normalized by above water downwelling irradiance
(in the vicinity of 550 nm), obtained by the Monte Carlo simulation [25]. The center of the
graph represents using in the operational oceanography Remote Sensing Reflectance Rsr,
which examples in Section 4 are shown
9
Rys. 3. Przykład transmitancji (po lewej) i reflektancji (po prawej) radiacji podwodnej
tuż pod powierzchnią (w środowisku morskim takim samym jak na rysunku 2).
Środek wykresu po prawej reprezentuje używaną w oceanografii operacyjnej podwodną
reflektancję zdalną (ang. remotely sensed reflectance RSR). Na wykresie po lewej szarym
kolorem oznaczono wyciętą silną część radiacji pochodzącą bezpośrednio ze słońca
Fig. 3. Example of transmittance (on the left) and reflectance (on the right) of the underwater
radiance (the same model as in Fig. 2). The center of the right graph represents popular
in the operational oceanography Remotely Sensed Reflectance RSR. In the graph
on the left the grey area means cut-out section of radiance originating directly from the sun
Przykłady radiacji przedstawione na rysunkach 2 i 3 odpowiadają właściwościom wody morskiej w okolicach katastrofy ekologicznej na Zatoce Meksykańskiej w 2010 roku (awaria Deepwater Horizon). Szczegółowe informacje opisane
są w pracy Otremby i in. [25].
2. PORÓWNANIE WŁAŚCIWOŚCI OPTYCZNYCH WÓD MORSKICH
WOLNYCH OD OLEJU I ZANIECZYSZCZONYCH OLEJEM
Rzeczywiste właściwości optyczne wód morskich (ang. Inherent Optical
Properties IOPs) stanowią w przeciwieństwie do pozornych właściwości optycznych (ang. Apparent Optical Properties AOPs) zestaw wielkości, które charakteryzują zachowanie się wiązki światła w danym ośrodku. Zależą one jedynie od
optycznych cech wody morskiej i jej składników (różnego rodzaju zawiesin organicznych, mineralnych, substancji rozpuszczonych, emulsji czy pęcherzyków gazów).
Transport energii promieniowania elektromagnetycznego w środowisku morskim opisuje tzw. równanie przenoszenia energii promienistej. Przedstawia ono
zmianę radiacji L uśrednionej wokół długości fali λ wzdłuż drogi propagacji r.
W ogólnej postaci przedstawiono je za pomocą równania 4:
dL(λ, r )
= −c ⋅ L(λ, r )+ Ls (λ)+ Lη(λ),
dr
(4)
gdzie:
c
– współczynnik opisujący ubytek radiacji na drodze r,
Ls(λ) – radiacja pojawiająca się w propagującej wiązce w wyniku rozproszenia z innych kierunków,
10
Lη(λ) – radiacja generująca się w ośrodku np. w wyniku fluorescencji substancji olejowych (patrz rozdział 3).
W sytuacjach, w których mamy do czynienia z propagacją silnej równoległej
wiązki światła (wytworzonej sztucznie) lub w warunkach izolowanych od zewnętrznych źródeł (wewnątrz przyrządu pomiarowego), zmiana radiacji na drodze r
może być opisana równaniem dL(λ,r) = –c ⋅ L(λ,r) dr. Rozwiązanie tego równania
umożliwia zdefiniowanie współczynnika osłabiania c (5), mianowicie: odwrotność
współczynnika osłabiania jest drogą, na jakiej natężenie wiązki osłabia się
e-krotnie:
L ( λ,r )
r
= e − c⋅r ⇒ 1c =
(5)
.
L ( λ,r= 0 )
L ( λ,r = 0 )
ln
(
L ( λ,r )
)
Osłabianie wiązki światła może być spowodowane zarówno absorpcją (czyli
pochłanianiem promieniowania), jak i zmianą kierunku propagacji (rozpraszaniem)
światła. Można więc przedstawić współczynnik osłabiania c jako sumę współczynników absorpcji a i rozpraszania b (6):
c(λ) = a(λ) + b(λ).
(6)
–1
Każdy z tych współczynników ma wymiar [m ]. Przy czym, o ile do pełnego
opisania absorpcji wystarcza spektralny współczynnik a(λ), to do pełnego opisania
rozpraszania niezbędna jest znajomość kątowego rozkładu natężeń rozproszonego
światła. Rozkład ten opisuje wspomniana już wyżej funkcja rozpraszania objętościowego (ang. Volume Scattering Function – VSF), która jest zdefiniowana
jako stosunek infinitezymalnej wartości natężenia światła dI rozproszonego w dowolnym kierunku θ do oświetlenia E fragmentu ośrodka (z którego pochodzi światło rozproszone) i infinitezymalnej objętości tego fragmentu dv (7):
VSF ( λ,θ ) =
dI ( λ,θ )
E ⋅ dV
,
(7)
Całka po pełnym kącie bryłowym z VSF to współczynnik rozpraszania b,
a normalizacja objętościowej funkcji rozpraszania względem b pozwala uzyskać
funkcję fazową rozpraszania światła (8):
VSF ( λ,θ )
p ( λ,θ ) =
,
(8)
b( λ)
która opisuje tylko względny kątowy rozkład natężeń rozproszonego światła i jest
wyrażona w [sr–1]. Zestaw rzeczywistych właściwości optycznych wody morskiej
może być zatem całkowicie odtworzony z dwóch wielkości współczynnika absorpcji a i objętościowej funkcji rozpraszania VSF.
O ile pomiary współczynnika absorpcji wykonywane są w wodach morskich
względnie regularnie [16, 33], to pomiary VSF, z powodu trudności technicznych,
wykonywane są bardzo rzadko. Jednym z nielicznych wyników pomiarów objętościowej funkcji rozpraszania w naturalnych wodach Morza Bałtyckiego są pomiary
11
wykonane za pomocą prototypowego miernika, opisanego przez Lee i Lewis [18],
w dużym zakresie kątów rozpraszania (od 0,5º do 179º) i z dużą rozdzielczością
kątową (0,25º). Ponadto pomiarów dokonano w czterech długościach fal 443 nm,
490 nm, 555 nm i 620 nm. Pozwoliło to na dyskusję spektralnej zmienności VSF
[11].
Rzeczywiste właściwości optyczne emulsji olejowo-wodnych zależą od rodzaju substancji olejowej, rozkładu rozmiarów kropel emulsji oraz czasu pozostawania emulsji w wodzie morskiej (emulsje takie ulegają starzeniu). Spektralne
pomiary współczynników absorpcji takich emulsji prowadzone były m.in. przez
Otrembę [19].
Na rysunku 4 umieszczono widma współczynników absorpcji emulsji olejowych dwóch rodzajów ropy naftowej, silnie absorbującej ropy typu Romashkino
oraz słabo absorbującej ropy typu Petrobaltic.
Rys. 4. Widma współczynników absorpcji emulsji olejowo-wodnych (przerywane linie)
wykreślone na tle widm współczynnika absorpcji wody z Morza Bałtyckiego. Pomiary
wykonane podczas rejsu badawczego biooptycznego na statku r/v „Oceania” w maju 2006,
we współpracy z Instytutem Oceanologii Polskiej Akademii Nauk, częściowo wykorzystane
przez Fredę i Piskozuba w artykule dotyczącym parametryzacji funkcji fazowych [12]
Fig. 4. Absorption coefficient spectra of an oil-in-water emulsions (broken lines) plotted
against the background of absorption coefficient spectra of seawater (Baltic Sea).
The measurements carried out during research cruise on the board of r/v “Oceania”
I the May 2006, in cooperation with Institute of Oceanography of Polish Academy
of Sciences, partly used by Freda and Piskozub in the paper
on phase function parameterization [12]
12
Współczynniki absorpcji zostały obliczone za pomocą teorii Mie na podstawie
zmierzonych współczynników załamania światła dla przykładowych rozkładów
rozmiarów emulsji. W tle (zielone linie) umieszczono widma współczynników
absorpcji naturalnej wody morskiej zmierzonej z użyciem miernika ac-9 w dziewięciu długościach fal. Pomiarów dokonano w rejonie wód Bałtyku Południowego.
Widma absorpcji wody morskiej różnią się od emulsji olejowo-wodnych obecnością lokalnego maksimum dla kanału spektralnego 676 nm (spowodowanego absorpcją fitoplanktonu).
Na rysunku 5 przedstawiono objętościowe funkcje rozpraszania emulsji olejowo-wodnych obliczone za pomocą teorii Mie dla dwóch rodzajów ropy naftowej.
Są to emulsje ropy typu Romashkino i Petrobaltik, których współczynniki załamania zmierzono dla długości fali 440 nm [23]. Zamieszczono je na tle przebiegów
VSF zmierzonych w różnych miejscach Bałtyku Południowego w długości fali
443 nm. Przebiegi dla emulsji olejowych (niezależnie od rodzaju ropy) różnią się
od funkcji wód naturalnych występowaniem lokalnego maksimum dla rozpraszania
w kierunku prostopadłym.
Rys. 5. Kątowe charakterystyki objętościowych funkcji rozpraszania emulsji
olejowo-wodnych wykreślone na tle objętościowych funkcji rozpraszania wód
z Morza Bałtyckiego. Pomiary wykonane podczas rejsu badawczego jak na rys. 2
Fig. 5. Angular characteristics of Volume Scattering Function (VSF) for oil-in-water
emulsions plotted against the background VSF for natural seawater (the Baltic Sea).
The measurements carried out during the same cruise as at the Fig. 2 described.
13
3. MODYFIKACJA WŁAŚCIWOŚCI FLUORESCENCYJNYCH
WÓD MORSKICH POD WPŁYWEM ZANIECZYSZCZEŃ OLEJOWYCH
Proces fluorescencji polega na emisji kwantu promieniowania o określonej
energii, a następnie wyemitowaniu fotonu, ale już o mniejszej energii. Do podstawowych parametrów charakteryzujących fotoluminescencję zalicza się: widma
absorpcji i emisji, wydajność kwantową fluorescencji, czas życia oraz anizotropię
emisji [14, 16]. Kształt widma fluorescencji zależy od składników substancji
fluoryzującej, jak również od jej zdolności absorpcyjnych. Za proces fluorescencji
odpowiedzialne są związki organiczne, w szczególności związki aromatyczne.
Woda morska w głównej mierze składa się z molekuł wody oraz domieszek
soli. W jej skład wchodzi również szereg składników organicznych pochodzenia
zarówno naturalnego (takich jak fitoplankton), jak i powstałych w wyniku działalności człowieka, do których zalicza się zanieczyszczenia organiczne, ropopochodne, fenole i ich pochodne.
Poszczególne naturalne składniki wody morskiej wykazują właściwości
absorpcyjne jak i emisyjne, które przejawiają się w rejestrowanych widmach fluorescencji. Poznanie właściwości fluorescencyjnych poprzez analizę widm fluorescencji indukowanej przez poszczególne komponenty wody morskiej, w pomiarach
in situ czy też laboratoryjnych, umożliwia określenie różnorodnych składników
organicznych wody morskiej [2, 3, 26].
Główne założenia dla ochrony ekosystemów morskich opierają się na ilościowej kontroli naturalnych składników wody morskiej, takich jak fitoplankton,
którego miarą jest chlorofil [29], czy też optycznie aktywnych rozpuszczonych
substancji organicznych CDOM (colored dissolved organic matter), powstałych
wskutek degradacji produktów roślin i zwierząt pod wpływem działalności bakteryjnej [25].
Zanieczyszczenia organiczne wody morskiej (do których należą substancje
ropopochodne) prowadzą do spustoszenia w gospodarce tlenowej organizmów
świata morskiego, czego konsekwencją są katastrofy biologiczne. Dlatego też
główne priorytety dla zapewnienia ochrony naturalnego środowiska morskiego
wiążą się ze śledzeniem jego zmian i kontrolą występowania potencjalnych zagrożeń oraz zapobieganiem jego degradacji przez wykrywanie zanieczyszczeń olejowych występujących w różnych formach [34].
Spektroskopia fluorescencyjna jest jedną z metod, która umożliwia wykrywanie i określenia pochodzenia oleju [9]. Ropy, oleje i większość ich pochodnych, np.
paliw lub olejów smarnych, ma skomplikowane struktury. Składają się one z mieszaniny złożonej z węglowodorów o różnych masach cząsteczkowych i innych
ciekłych związków organicznych. Ponadto oleje, jak również produkty rafinacji
ropy naftowej, zawierają specyficzne związki chemiczne wykazujące zdolność do
fluorescencji, która uwidacznia się w postaci charakterystycznego widma fluorescencji. Z drugiej strony niektóre związki wchodzące w skład ropy naftowej wykazują zdolność do absorbowania światła ze względu na to, że naturalna woda powierzchniowa charakteryzuje się własnym widmem fluorescencji w zależności od
14
obecności różnych substancji rozpuszczonych – CDOM i składu fitoplanktonu.
Biorąc powyższe pod uwagę, przypuszczać można, że zanieczyszczenie substancjami ropopochodnymi prawdopodobnie może zakłócać naturalne widma fluorescencji. Co więcej, wpływać będzie również na poszczególne wielkości luminescencyjne charakteryzujące naturalną wodę morską.
Podkreślić należy, że rejestrowana fluorescencja molekuł organicznych
w ośrodku, jakim jest woda morska (ośrodek ciągły), charakteryzuje się występowaniem szerokiego widma wzbudzenia i emisji. Stanowi to konsekwencję silnego
oddziaływania molekuł z otoczeniem, tzn. z cząsteczkami wody morskiej [15].
Widma fluorescencji fitoplanktonu w głównej mierze zależą od obecnych warunków środowiskowych, jeśli chodzi o pomiary in situ. Dodatkowo czynnikiem
optycznym, który ma decydujący wpływ na zdolności fluorescencyjne fitoplanktonu, jest jakość oświetlenia [6]. Na natężenie rejestrowanego widma fluorescencji
naturalnej wody morskiej istotny wpływ ma również zawartość, jak wspomniano
powyżej, rozpuszczonej materii organicznej czy też obecność substancji rozpraszających.
Badania wpływu obecności ropopochodnych na kształt widma fluorescencji
naturalnej wody morskiej filmu olejowego rozpatrywano dla filmu olejowego występującego na powierzchni wody morskiej czy też w formie emulsji olejowej
obecnego w warstwie przypowierzchniowej [7]. Badania prowadzono, zanieczyszczając naturalną wodę morską ropą bałtycką Petrobaltic, która charakteryzuje się
wysokim natężeniem fluorescencji w obszarze światła niebieskiego [22] i wykazuje zmienność natężenia fluorescencji, jak i przesunięcie jego maksimum w zależności od długości fali światła wzbudzającego (rys. 6). Natomiast dla przypadku,
gdy ropa bałtycka Petrobaltic występuje w postaci emulsji olejowej w wodzie
demineralizowanej, obserwuje się również silną zależność widma fluorescencji
w zależności od długości fali wzbudzenia na widmie totalnym – EEMs
(ang. Excitation-Emission Spectra), czego przykład pokazano na rysunku 7 [1].
Uzyskane rezultaty wykazały, że zarówno film olejowy, jak i emulsja olejowa
bardzo silnie pochłaniają światło je wzbudzające, co przejawia się znacznym rejestrowanym natężeniem fluorescencji. W konsekwencji występuje osłabienie wzbudzenia naturalnych fluoroforów wody morskiej oraz znaczne osłabienie ich rejestrowanego natężenia fluorescencji. Istotny wpływ na rejestrowaną fluorescencję
naturalnych składników wody morskiej ma grubość filmu olejowego, a także stężenie oleju w wodzie. Obserwuje się znaczny wzrost natężenia fluorescencji wody
pokrytej olejem wraz ze wzrostem grubości filmu olejowego na powierzchni wody.
Zarówno wzrost grubości filmu olejowego, jak i stężenia oleju powyżej pewnej
wartości granicznej prowadzą do całkowitego wygaszenia fluorescencji naturalnej
wody morskiej [7]. Obecność filmu olejowego ma wpływ na rejestrowane natężenie fluorescencji CDOM. Może powodować wzrost sygnału fluorescencji, jego
poszerzenie jak i przesunięcie, w zależności od rodzaju oleju, rejestrowanego widma fluorescencji substancji rozpuszczonych w wodzie morskiej. Jest to konsekwencja nakładania się widm CDOM oraz rozpatrywanego oleju [7].
15
Rys. 6. Widma fluorescencji ropy bałtyckiej Petrobaltic w roztworze heksanowym
przy różnych długościach fali światła wzbudzającego
Fig. 6. Fluorescence spectra of crude oil Petrobaltic in hexane solutions
for various wavelengths of exciting light
Rys. 7. Przykładowe widmo zupełne fluorescencji wody zanieczyszczonej emulsją ropy
naftowej (ropa Petrobaltic). Stopień nasycenia koloru jest w sposób jakościowy związany
z intensywnością emisji. Pomiary zostały przeprowadzone we współpracy z Uniwersytetem
w Oldenburgu i częściowo opublikowane przez Baszanowską i in. [1]
Fig. 7. Exemplary total fluorescence spectrum (Excitation-Emission Spectrum EES) of water
polluted with oil-in-water emulsion (crude Petrobaltic). The measurements were carried out
in cooperation with University of Oldenburg and partially published by Baszanowska et al. [1]
16
4. MOŻLIWOŚCI WALIDACJI MODELI REFLEKTANCJI W MORZU
Reflektancja zdalna jest w oceanografii operacyjnej podstawową wielkością
optyczną do wyznaczania spektralnych charakterystyk oddolnego strumienia światła i parametrów morza, będących funkcją koloru morza, takich jak stężenie chlorofilu, stężenie materii organicznej itp. Definiuje się ją jako stosunek oddolnej pionowej nadwodnej radiacji Lw do oświetlenia odgórnego Ed powierzchni morza,
(pochodzącego bezpośrednio od słońca oraz od rozproszonego w atmosferze):
Rrs =
Lw
.
Ed
Reflektancja zdalna Rrs(λ) jest wyznaczana na skalę globalną z satelitarnych
pomiarów radiacji oddolnej, na podstawie modeli opartych na procesie transferu
energii promienistej w wodzie morskiej. Modele reflektancji podlegają walidacji
poprzez porównanie z tzw. referencyjnymi pomiarami podsatelitarnymi wykonywanymi bezpośrednio nad lub pod powierzchnią morza [31]. Potencjalna obecność
emulsji olejowej nie jest aktualnie rutynowo brana pod uwagę w interpretacji pomiarów reflektancji morza.
4.1. Metody pomiaru Rrs w toni morskiej
Pomiary reflektancji w morzu mogą odbywać się na kilka sposobów. Jednym
z nich są zakotwiczone platformy pomiarowe (takie jak Aqua Alta Oceanographic
Tower na północnym Adriatyku), wykonujące pomiar radiacji oddolnej i oświetlenia odgórnego w ciągłym profilu głębokościowym w określonych odstępach czasowych [32]. Z kolei zakotwiczone boje pomiarowe są wyposażone w radiometry
umieszczone na jednej bądź większej liczbie stałych głębokości (np. Marine
Optical Buoy, MOBY, w rejonie Wysp Hawajskich).
Boje pływające mają możliwość wykonywania pomiarów na większym obszarze, m.in. na trasie prądów morskich. Od ponad 10 lat rozwijany jest projekt
Argo Floats, obejmujący system automatycznych sond do pomiarów różnych parametrów oceanów, w tym reflektancji zdalnej. Sondy pływają po powierzchni
morza i mają możliwość cyklicznego zanurzania się do około 1–2 km poniżej poziomu morza, wynurzania się oraz transmisji danych. Jeszcze inną technikę wykorzystują pływające statki badawcze, wyposażone w zestaw radiometrów umieszczany w wodzie morskiej i wykonujący profilowy pomiar reflektancji w toni
morskiej, dostępne komercyjnie (np. Satlantic Profiler), bądź konstrukcji własnej
[5].
17
4.2. Metody zdalne
Zdalny pomiar reflektancji wymaga zastosowania odpowiedniej konfiguracji
trzech radiometrów mierzących oświetlenie odgórne, radiację powierzchni morza
oraz radiację nieba [33]. Takie zestawy są umieszczane na zakotwiczonych morskich platformach pomiarowych wykonujących pomiary w tzw. automatycznych
szeregach czasowych (np. Time-Series Station Wattenmeer) [14]) oraz na masztach
meteorologicznych. W planach jest również wykorzystanie wiatraków morskich
i platform wiertniczych (np. projekt SatBałtyk). Wciąż jednak najczęściej wykorzystywanym źródłem danych podsatelitarnych są statki badawcze wyposażone
w amortyzowane zestawy radiometrów [9, 13].
4.3. Metody uwzględniające zawartość substancji ropopochodnych
Krople emulsji olejowej nie zostały dotychczas włączone do modeli transferu
energii promienistej w teledetekcji, choć w wielu obszarach są składnikiem występującym naturalnie w wodzie morskiej. Wyniki numerycznego modelowania
reflektancji zdalnej (opis w rozdziale 1) wskazują na potencjalną możliwość
wykrycia emulsji olejowej w wodzie morskiej (rys. 8).
Rys. 8. Przykładowe wyniki modelowania reflektancji zdalnej dla naturalnej wody morskiej
(na podstawie rzeczywistych właściwości optycznych zmierzonych 26 maja 2012 na stacji
N 54,2, E 15,5) oraz dla wody morskiej z symulowaną zawartością emulsji ropy Petrobaltic
i Romashkino w stężeniach 1 ppm oraz 5 ppm
Fig. 8. Exemplary results of modelling of Remote Sensing Reflectance Rrs for natural sea
water (sampled May 26, 2012 on the Baltic Sea station K3,) and for sea water virtually
contaminated with oil-in-water emulsion of two kinds (Petrobaltic and Romashkino)
in two concentrations: 1 ppm and 5 ppm
18
Wyżej wymienione metody nie dają możliwości wyodrębnienia wkładu emulsji olejowej do mierzonej reflektancji zdalnej. Próby dokonania walidacji modeli
reflektancji w środowisku morskim zanieczyszczonym emulsją olejową są utrudnione ze względu na konieczność wprowadzenia kropel oleju do morza w sposób
kontrolowany przy jednoczesnym zapewnieniu legalności ekologicznej eksperymentu. Tego typu pomiary teoretycznie mogą być wykonane na dwa sposoby: przy
użyciu kanału falowego o dużej objętości oraz w specjalnie skonstruowanym laboratorium pływającym. Kanał falowy został po raz pierwszy wykorzystany w podobnym celu w latach 2011–2012, potwierdzając możliwość optycznej detekcji
substancji olejowych zdyspergowanych fizycznie i chemicznie w stężeniu od
3 ppm za pomocą czujników fluorescencyjnych umieszczonych w wodzie morskiej
[4]. Podobne potencjalne możliwości stwarza projekt budowy odpowiednio dużego
przenośnego zbiornika z materiału optycznie przezroczystego, wyposażonego
w odolejacz, wprowadzanego do naturalnego środowiska morskiego z pokładu
statku badawczego [8]. Zgromadzone w ten sposób dane w połączeniu z wynikami
modelowania będą mogły stanowić narzędzie do zdalnej detekcji substancji ropopochodnych, mającej szczególne znaczenie w strefach zwiększonego ryzyka występowania emulsji olejowych, takich jak ujścia rzek, główne szlaki komunikacji
morskiej, strefy intensywnej żeglugi oraz obszary wydobycia i transportu ropy
naftowej.
5. STĘŻENIE SUBSTANCJI WĘGLOWODOROWYCH W MORZU
Praca siłowni okrętowych związana jest z emisją do środowiska morskiego
niektórych materiałów eksploatacyjnych w ich oryginalnej postaci albo w formie
wyeksploatowanej. Są to związki węglowodorowe z wtrąceniami wynikającymi
z kontaktu z instalacjami technicznymi na statku. Podczas bezawaryjnej pracy siłowni ilość emitowanych substancji jest dla środowiska akceptowalna, ponieważ
większość z nich jest szybko usuwana przez bytujące w wodzie bakterie, których
aparat enzymatyczny jest ewolucyjnie przystosowany do rozkładu substancji
węglowodorowych. Permanentna kontaminacja wód morskich węglowodorami
zachodzi wskutek naturalnego przenikania gazu i ropy naftowej z pokładów pod
dnem. Wody morskie w rejonach podejść do portu oraz wzdłuż tras intensywnej
żeglugi są chronicznie zanieczyszczane substancjami olejowymi i w związku z tym
mają podwyższoną zdolność do samooczyszczania w stosunku do obszarów pozbawionych ciągłego dopływu węglowodorów [23].
Jeżeli chodzi o pomiary zawartości substancji węglowodorowych (określanych umownie jako „oleje”) w wodzie morskiej, to owo zagadnienie nie doczekało
się jeszcze wiążących metodologicznie ustaleń, ponieważ trudność stanowi wybranie substancji węglowodorowej jako substancji odniesienia, względem której mogą
być kalibrowane urządzenia analityczne. Skład oleju po przedostaniu się do środo-
19
wiska ulega szybkim zmianom, i z tego względu, przy niewłaściwym doborze
substancji odniesienia (tzw. standardu), niepewność pomiarowa może sięgać tysięcy procent. Pomiary prowadzone w sposób ciągły, w tym samym miejscu z dużą
częstotliwością powtórzeń, umożliwiają śledzenie względnych zmian zaolejenia
w danym rejonie.
W Akademii Morskiej w Gdyni prowadzone są okresowo oznaczenia zawartości olejów w wodach Morza Bałtyckiego na obszarze wód przybrzeżnych oraz
w Polskiej Strefie Ekonomicznej. Miarodajne efekty badań dotyczą na razie wód
Zatoki Gdańskiej. Z analiz przeprowadzonych przez Stelmaszewskiego i Otrembę
[27, 28] wynika, że w Zatoce Gdańskiej źródłem zanieczyszczeń olejowych są
zarówno wody Wisły, jak i statki odwiedzające porty w Gdańsku i Gdyni. Wśród
przeprowadzonych kilkuset pomiarów pojawiały się zarówno wyniki wskazujące
na bardzo małą zawartość olejów (1 μg dm–3 – na granicy wykrywalności), jak i na
bardzo wysokie zawartości przekraczających 350 μg dm–3. Średnie stężenie olejów
określono na nieco ponad 40 μg dm–3, przy czym 75% zarejestrowanych stężeń
przekracza wartość średnią. Rozrzut wyników jest bardzo duży – odchylenie
standardowe 60 μg dm–3, ale rozrzut pomiarów powtarzanych w tej samej wodzie
nie przekracza kilku procent. Świadczy to o dużej zmienności zawartości oleju
w Zatoce Gdańskiej, gdzie na zawartość oleju wpływają różne czynniki, w tym:
dopływ olejów ze statków, dopływ olejów z wodami Wisły oraz ich zanik tych
substancji w następstwie biodegradacji.
PODSUMOWANIE
Omówione wyżej badania dotyczą zagadnień rozwijanych w zespole badawczym fizyki morza przy Wydziale Mechanicznym Akademii Morskiej w Gdyni.
Analizowane są przede wszystkim zagadnienia podstawowe w zakresie fotoniki
środowiska morskiego, których celem jest stworzenie teoretycznych i praktycznych
podstaw w technikach przetwarzania sygnałów świetlnych pochodzących z powierzchni i warstw przypowierzchniowych morza dla celów obserwacji i badania
zjawisk zachodzących w morzu. Okrętowe materiały eksploatacyjne, jakimi są
różnego rodzaju substancje ropopochodne (paliwa, oleje smarne, oleje siłowników
hydraulicznych, oleje transformatorowe), oleje pochodzenia biologicznego
(ang. biodiesel, biofuel), jak również nieeksploatacyjne substancje węglowodorowe
typu surowa ropa naftowa bądź jej pozostałości, w przypadku ich koncentracji
w morzu przekraczającej stężenia naturalne są substancjami obcymi dla środowiska. Powoduje to realne zagrożenia dla funkcjonowania biocenoz morskich, a także
dla dokładności wyników badań morza metodami optycznymi, ponieważ obecność
olejów wpływa na zmiany właściwości optycznych wody morskiej.
Przedstawione w niniejszej pracy zagadnienia podkreślają istotność i znaczenie fotoniki na styku problematyki transportu morskiego i funkcjonowania natural-
20
nego środowiska morskiego. Wskazują na potrzebę rozwijania badań wpływu
substancji obcych na zjawiska optyczne w morzu, jak i badań zmierzających
do doskonalenia technik wykrywania i identyfikacji tych substancji w morzu.
LITERATURA
1. Baszanowska E., Zielinski O., Otremba Z., Toczek H., Fluorescence of oil dispersed in the water,
JEOS:RP, 2013 (w druku).
2. Belin C., Croue J. P., Lamotte M., Deguin A., Legube B., Characterization of natural organic
matter using fluorescence spectroscopy, [in] Proceedings of Natural Organic Matter Workshop.,
Poitiers (France), September 1997, s. 122–127.
3. Belin C., Quellec C., Lamotte M., Ewald M., Characterization by fluorescence of the dissolved
organic matter in natural water, Application to fractions, Environmental Technology, 1993, 14,
s. 1131–1144.
4. Coble P.G., Conmy R.N., Wood M.A., Koch C., Farr J. et al., Optical detection of Macondo 252
crude oil in seawater: Results of wave tank simulation experiments with chemically and physically
dispersed oil, Ocean Optics Conference, 2012, s. 959–970.
5. Darecki M., Stramski D., Sokólski M., Measurements of high-frequency light fluctuations induced
by sea surface waves with an Underwater Porcupine Radiometer System, Journal of Geophysical
Research, 2011, 116, C00H09.
6. Dera J., Underwater irradiance as a factor affecting primary production, Instytut Oceanologii,
PAN, Sopot 1995.
7. Drozdowska V., Badanie zmienności widm fluorescencyjnych powierzchniowych wód morskich
metodą lidarową, rozprawa doktorska, Instytut Oceanologii, PAN, Sopot 2005.
8. Drozdowska V., Freda W., Baszanowska E., Rudź K., Darecki M. et al., Spectral properties of
natural and oil polluted Baltic seawater: results of measurements and modelling, European
Physics Journal Special Topics, Vol. 222, 2013, s. 2157–2170.
9. Ficek D., Zapadka T., Dera J., Remote sensing reflectance of Pomeranian lakes and the Baltic,
Oceanologia, 2011, 53(4), s. 959–970.
10. Frank U., A review of fluorescence spectroscopic method for oil spill source identification,
Toxicological and Environmental Chemistry Reviews, 1978, 2, s. 163–185.
11. Freda W., Spectral dependence of the correlation between the backscattering coefficient
and the volume scattering function measured in the southern Baltic Sea, Oceanologia, 2012, 54,
s. 355–367.
12. Freda W., Piskozub J., Improved method of Fournier-Forand marine phase function
parameterization, Optics Express, 2007, 15, s. 12 763–12 768.
13. Garaba S.P., Schulz J., Wernand M.R., Sunglint Detection for Unmanned and Automated
Platforms, Sensors, 2012, s. 12 545–12 561.
14. Kawski A., Fotoluminescencja roztworów, Polskie Wydawnictwo Naukowe, Warszawa 1992.
15. Kowalczuk P., Zabłocka M., Sagan S., Kuliński K., Fluorescence measured in situ as a proxy of
CDOM absorption and DOC concentration in the Baltic Sea, Oceanologia, 2010, 52, s. 431–471.
16. Lakowicz J.R., Principles of Fluorescence Spectroscopy, Springer, 1999.
17. Lee M.E., Lewis M.R., A new method for the measurement of the optical volume scattering
function in the upper ocean, Journal of Atmospheric and Ocean Technology, 2003, 20, s. 563–571.
21
18. Olsson J., Simis S.G.H., RFlex: Spectroradiometer control for shipborne reflectance measurements,
2012, http://sourceforge.net/projects/rflex [1.05.2013].
19. Otremba Z., Oil droplets as light absorbents in seawater, Optics Express, 2007, 15, s. 8592–8597.
20. Otremba Z., Relationship between the quantities which describe reflective features of both land
and ocean areas, Proc. II International Conference on Current Problems in Optics of Natural
Waters, St. Petersburg (Russia), September 8–12, 2005, s. 27–33.
21. Otremba Z., Wpływ powierzchniowych zanieczyszczeń olejowych na strumień światła wychodzący
z morza, Prace Naukowe Wyższej Szkoły Morskiej w Gdyni, Gdynia 1999.
22. Otremba Z., Baszanowska E., Toczek H., Rohde P., Spectrofluorymetry in application to
oil-in-water emulsion characterization, Journal of KONES Powertrain and Transport, 2011,
18(3), s. 317–321.
23. Otremba Z., Toczek H., Degradation of crude oil film on the surface of seawater: the role of
luminous, biological and aquatorial factors, Polish Journal of Environmental Studies, 2003,
11(5), s. 555–559.
24. Otremba Z., Zielinski O., Hu C., Optical contrast of oil dispersed in seawater under windy conditions, Journal of the European Optical Society Rapid Publication, 2013, Vol. 8, s. 13043:1-6
https://www.jeos.org/index.php/jeos_rp/article/view/13051/1043
DOI: http://dx.doi.org/10.2971/jeos.2013.13043.
25. Reuter R., Diebel D., Hengstermann T., Oceanographic laser remote sensing: measurements of
hydrographic fronts in German Bight and in the Northern Adriatic Sea, Int. Rem. Sens., 1993,
14(5), s. 823–848.
26. Schubert H., Sciewer U., Tschirner E., Fluorescence characteristics of cyanobacteria (bluegreen
algae), J. Plankt. Res., 1989, 11, s. 353–359.
27. Stelmaszewski A., Determination of petroleum pollutants in coastal waters of the Gulf of Gdańsk,
Oceanologia, 2009, 51(1), s. 85–92.
28. Stelmaszewski A., Otremba Z., Ship as a source of the sea pollution with oil, Journal of KONES
Powertrain and Transport, 2012, 19(1), s. 385–389.
29. Woźniak B., Energetyka morskiej fotosyntezy, praca habilitacyjna, Instytut Oceanologii PAN,
Sopot 1990.
30. Woźniak S., Meler J., Lednicka B., Zdun A., Stoń-Egiert J., Inherent optical properties of
suspended particulate matter in the southern Baltic Sea, Oceanologia, 2011, 53, s. 691–729.
31. Zibordi G., Berthon J.F., Melin F., D'Alimonte D., Kaitala S., Validation of satellite ocean color
primary products at optically complex coastal sites: Northern Adriatic Sea, Northern Baltic Proper and Gulf of Finland, Remote Sensing of Environment, 2009, 113, s. 2574–2591.
32. Zibordi G., Ruddick K., Ansko I., Moore G., Kratzer S. et al., In situ determination of the remote
sensing reflectance: an inter-comparison, Ocean Science Discussions, 2012, 9(2), 787–833.
33. Zibordi G., Strombeck, N., Melin, F., & Berthon, J.F., Tower-based radiometric observations at
a coastal site in the Baltic Proper, Estuarine Coastal and Shelf Science, 2006, 69, s. 649–654.
34. Zielinski O., Busch J.A., Cembella A.D., Daly K.L., Engelbrektsson J. et al., Detecting marine
hazardous substances and organisms: sensors for pollutants, toxins and pathogens, Ocean
Science, 2009, 5, s. 329–349.
22
PHOTONIC ISSUES IN STUDIES OF THE SHIP CONSUMABLES IMPACT
ON MARINE ENVIRONMENT
Summary
Information on natural processes in the water column is transmitted by electromagnetic radiation in
the visual range only. Various anthropogenic, alien for marine environment, substances disturb
natural transport of the radiant energy. Ship consumables as fuels and lubricants (oils) when entering
the marine environment – influences probability distributions of interactions between the solar
photons and water constituents. In this paper main phenomena and photonic processes in the
environment polluted by oil substances are described.
Keywords: oil, photonics, ocean optics, remote sensing, environment protection, fleet exploitation.
Artur Bejger, Katarzyna Gawdzińska
Akademia Morska w Szczecinie
BŁĘDY MONTAŻU PRZYCZYNĄ NIESZCZELNOŚCI
GNIAZD ZAWOROWYCH SILNIKÓW OKRĘTOWYCH
W niniejszej pracy przedstawiono przykłady uszkodzeń gniazd zaworowych występujące w silniku
spalinowym typu Deutz SBV 628. Artykuł ten jest fragmentem ekspertyzy wykonywanej przez autorów,
zleconej przez jednego z armatorów. Naprawa głowicy w badanym obiekcie polegała na wymianie
zużytych gniazd zaworowych i zaworów na nowe. Silnik od momentu remontu przepracował ok. 3000
godzin. Po tym czasie na wszystkich układach wykryto nieszczelności spowodowane odkształceniem
lub zużyciem zarówno zaworów, jak i gniazd zaworowych. Zasugerowano, że nieszczelności mogą być
spowodowane niewłaściwą strukturą materiału wymienionych elementów (gniazd i zaworów).
Po przeprowadzeniu analizy materiałowej (badania metalograficzne wraz z mikroanalizą rentgenowską przedstawiono w [1]) hipotezę tę wykluczono. Stwierdzono, że przyczyną nieprawidłowości
były błędy montażu podczas wymiany gniazd zaworowych.
Słowa kluczowe: silnik o zapłonie samoczynnym, uszkodzenia gniazd zaworowych, błędy montażu.
WSTĘP
Układ zawór – gniazdo zaworowe, stanowiące główny element układu przepłukania, jest jednym z elementów najbardziej narażonym na uszkodzenia [2].
Układ tribologiczny gniazdo – grzybek zaworu jest obciążony zarówno mechanicznie, jak i cieplnie. Największe obciążenia występują w początkowym okresie
otwarcia zaworu, kiedy gazy spalinowe przepływają przez szczelinę z prędkością
krytyczną przekraczającą zazwyczaj 600 m/s przy temperaturze 900–1000°C.
Wskutek ograniczonego odprowadzania ciepła temperatura grzybka szybko rośnie,
osiągając lokalnie wartość rzędu 700–800°C [6]. Wskutek ograniczonej sztywności
układu oraz oddziaływania strumienia cieplnego zachodzą w układzie (zawór –
gniazdo) odkształcenia, będące przyczyną ruchów względnych powierzchni styku
grzybka i gniazda o określonej amplitudzie i częstotliwości. Ruchy względne powierzchni tarcia wystąpią przy zamkniętym zaworze wskutek zmiany siły ciśnienia
gazów. Autorzy niniejszego artykułu prowadzili badania w celu stwierdzenia przyczyny wystąpienia (na wszystkich układach gniazd zaworowych i zaworów) nieszczelności.
24
1. OCENA MATERIAŁOWA GNIAZDA ZAWOROWEGO
Gniazdo zaworowe w badanym przypadku wykonane było z chromowomolibdenowego staliwa L17HM (rys. 1).
Rys. 1. Mikrostruktura gniazda zaworowego: staliwo L17HM
(SEM powiększenie jak na rysunku)
Fig. 1. The microstructure of the valve seat: cast L17HM
(SEM enlargement as shown in the picture)
Badane staliwo jako stop żelaza z węglem do zawartości procentowej węgla
około 1,5% wytwarzane jest w formie lanej. Jest stopem wysokotemperaturowym
zgodnie z wykresem żelazo – węgiel, a dodatek chromu o zawartości procentowej
wynosi około 13% jest zgodny ze wszelkimi wymogami dla tego materiału i podnosi jego żaroodporność i żarowytrzymałość. Dodatek molibdenu o zawartości
procentowej około 2,5% [1] wpływa ponadto na zmniejszenie kruchości, polepsza
hartowność i udarność materiału, w dużej mierze wpływając na wytrzymałość stopu w podwyższonych temperaturach. Pomiar twardości materiału nie odbiegał od
standardu jakości tego staliwa [3, 4] i wynosił około 42 HRC, nie stwierdzono
w nim też wad strukturalnych. Materiał ten jest powszechnie stosowany na gniazda
zaworowe w silnikach tego typu [4, 5].
2. ANALIZA BŁĘDÓW MONTAŻU GNIAZD ZAWOROWYCH
Na podstawie istniejących śladów (rys. 2) zauważyć można wyraźną niewspółosiowość osadzenia gniazda w stosunku do prowadnicy.
A. Bejger, K. Gawdzińska, Błędy montażu przyczyną nieszczelności gniazd zaworowych silników okrętowych
25
Rys. 2. Ślad niewspółosiowego osadzenia gniazda w stosunku do prowadnicy
Fig. 2. The trace of off-centre rear seat ratio to the guide bar
Widoczny na rysunku 2 problem mógł powstać na skutek:
• zużytej prowadnicy,
• niewłaściwego sposobu osadzania gniazda.
Eliminując po weryfikacji pomiarowej zużycie prowadnicy, skupiono się na
analizie błędów montażu.
Według zleceniodawcy gniazdo osadzane było przy użyciu ciekłego azotu.
Wydaje się jednak, że temperatura osadzania gniazda była niewłaściwa w stosunku
do wymaganej. Przypuszczalnie schłodzenie odbywało się za pomocą innego
czynnika lub gniazdo było zbyt krótko przetrzymane w ciekłym azocie.
Prawidłowa procedura osadzenia gniazda zaworowego z wykorzystaniem tzw.
metody rozprężnej (schłodzenie) z wykorzystaniem ciekłego azotu polega na tym,
że czas przetrzymywania gniazda zaworowego powinien być na tyle długi, aby
uzyskać temperaturę nasycenia, tj. do chwili, kiedy ciekły azot z zanurzonym
w nim elementem przestaje „wrzeć”. Zbyt niska temperatura jest jednym z częstszych błędów popełnianych przez pracowników firm remontowych. Przy prawidłowym montażu wprowadzenie gniazda zaworowego powinno odbywać się za
pomocą pojedynczego uderzenia schłodzonego w ten sposób gniazda (współosiowo do prowadnicy). Po dokładnym tzw. zorientowaniu przyłącza powinno nastąpić
minimalne dokładne wprowadzenie jednego przyłącza w drugie (gniazda do otworu głowicy), a następnie pojedynczym uderzeniem – wprowadzenie, wtłoczenie
(do końca) gniazda. Przy zbyt wysokiej temperaturze (słabe schłodzenie) gniazdo
wchodzi tylko częściowo w osadzenie, natomiast górna jego część szybko się
ogrzewa, zaciskając się na zewnątrz, ulegając przy tym odkształceniu. Powstaje
coś w rodzaju „kielicha”, który częściowo siedzi w osadzeniu, częściowo zaś rozpiera się na zewnątrz głowicy. W takim przypadku najczęściej jest ono kilkakrotnie
26
„dobijane”, powiększając w ten sposób trwałe odkształcenie jeszcze bardziej.
W rozpatrywanym przypadku widać wyraźnie owalne odkształcenie gniazda
(rys. 3) i stopniowe zagłębianie się zaworu „po owalu”.
Rys. 3. Wyraźny ślad owalnego odkształcenia gniazda zaworowego. Widać stopniowe
„wbijanie się” pod wpływem pracy zaworu w owalne gniazdo
Fig. 3. The clear trace of oval deformation of the valve seat. There can be seen the gradual
"pile driving" as an effect of work of the valve in the oval socket
PODSUMOWANIE
Powyższa analiza wykazała, że gniazdo (rys. 3) nie było do końca osadzone.
Wyraźnie widoczne są uderzenia zaworu podczas pracy. Pokazane na rysunku 3
osiadanie zaworu prawdopodobnie powodowało również stopniową zmianę luzu
zaworowego.
Praktycznie wszystkie badane układy gniazd i zaworów miały w mniejszym
lub większym stopniu jeden z dwóch obrazów zużycia – widocznych na rysunkach
2 lub 3. Oba przypadki spowodowane zatem były tym samym błędem montażu.
Różnica w obrazie wynika z szybszego lub wolniejszego osadzenia gniazda
w głowicy. W jednym jednak i drugim przypadku zastosowano nieprawidłową
temperaturę, a w związku z tym wartość wcisku i odkształcenie części gniazda na
zewnątrz otworu głowicy były również nieprawidłowe.
Wydaje się również, że jeśli (jak podał wykonawca naprawy) szczelność po
osadzeniu gniazda sprawdzana była „metodą na tusz” i stwierdzono zamykającą się
(prawidłową) linię styku, to zastosowano zbyt grubą warstwę tuszu lub w jakiś
A. Bejger, K. Gawdzińska, Błędy montażu przyczyną nieszczelności gniazd zaworowych silników okrętowych
27
inny sposób weryfikacja była nieprawidłowa – np. obrócono zaworem, rozcierając
tusz. Roztarcie tuszu przy weryfikacji jest jednym z innych błędów popełnianych
przez firmy naprawcze. Przy prawidłowym sprawdzeniu szczelności powinna być
(w przypadku tego silnika jak i innych czterosuwowych) zamykająca się cienka
linia od strony krawędzi zewnętrznej gniazda. Przy braku takiego potwierdzenia
należało gniazdo przeszlifować lub przetoczyć przenośną tokarką (taką jak np.
VSL firmy Chris-Marine), co nie zostało wykonane w niniejszym przypadku.
LITERATURA
1. Bejger A., Gawdzińska K., Ekspertyza-mikroanaliza rentgenowska, materiały nie publikowane,
Szczecin 2012.
2. Bejger A., Gawdzińska K., Berczyński S., Application of Pareto Analysis for the Description of
Faults and Failures of Marine Medium Power Engines with Self Ignition, Archives of Mechanical
Technology and Automation, Vol. 32, No. 3, Poznań 2012.
3. Cicholska M., Czechowski M., Materiałoznawstwo okrętowe, Wydawnictwo Akademii Morskiej
w Gdyni, Gdynia 2005.
4. Dobrzyński L., Metalowe materiały inżynierskie, Wydawnictwo Naukowo-Techniczne, Warszawa
2004.
5. Dobrzyński L., Podstawy nauki o materiałach i metaloznawstwo, Wydawnictwo Naukowo-Techniczne, Warszawa 2002.
6. Włodarski J.K., Tłokowe silniki spalinowe procesy trybologiczne, Wydawnictwo KiŁ, Warszawa
1982.
INSTALLATION ERRORS AS A REASON OF LEAK OF VALVE SEATS
OF THE MARINE ENGINES
Summary
In this thesis examples of damage of valve seats occurring in engines Deutz SBV 628 were presented.
This article is a part of the expertise made by authors on behalf of one of shipowners. The fix of head
in examined object relies on exchanging used valve seats and valves into new ones. After repairs, the
engine worked for around 3000 hours. After this time, on all systems leaks caused by deformation or
wear of both valve seats and valves were discovered. It was suggested, that leaks could be caused by
improper structure of materials from which mentioned elements (valve seats and valves) were build.
After conduction of analysis of the material (metallographic examination with X-ray microanalysis
presented in [1]) this hypothesis was excluded. It was found that the cause of the irregularities were
installation errors perpetrated during the replacement of the valve seats.
Keywords: diesel engine, damage of the valve seats, installation errors.
Mirosław Dereszewski
WYKORZYSTANIE MODELU DYNAMICZNEGO
SILNIKA SULZER 3AL 25/30 DO SYMULACJI WPŁYWU
ZMIAN OBCIĄŻENIA I USZKODZEŃ
NA NIESTACJONARNOŚĆ PRĘDKOŚCI KĄTOWEJ
W artykule przedstawiono wykorzystanie uproszczonego modelu matematycznego silnika Sulzer 3AL
25/30 napędzającego prądnicę prądu przemiennego, do przewidywania wpływu zmian obciążenia
i prędkości obrotowej na zmiany wartości prędkości kątowej chwilowej wału korbowego. Uproszczony model dynamiczny silnika nie uwzględnia wpływu drgań skrętnych wału na wartość prędkości
kątowej. Założono, że ze względu na dużą sztywność wału korbowego silnika trzycylindrowego wpływ
drgań skrętnych można pominąć. W celu uzyskania przebiegów siły stycznej dla różnych obciążeń
wykorzystano wartości ciśnienia pomierzone indykatorem elektronicznym. Badania wykonano na
stanowisku silnika średnioobrotowego 3AL 25/30. Przeprowadzono symulacje pracy silnika bez
obciążenia oraz przy obciążeniach N = 50 kW, 100 kW, 150 kW oraz 200 kW. Wyniki badań przedstawiono na wykresach porównawczych, które pozwalają na wnioskowanie diagnostyczne. Symulacje
modelowe stanów uszkodzenia silnika pomagają przy ocenie i klasyfikacji przebiegów rzeczywistych
niestacjonarności prędkości kątowej pomierzonych za pomocą enkodera fotooptycznego ETNP–10.
Słowa kluczowe: model dynamiczny, prędkość kątowa, silnik okrętowy, diagnostyka.
WSTĘP
Uszkodzenia, będące rezultatem wadliwego działania instalacji paliwowej, należą do grupy najczęściej występujących podczas eksploatacji silnika spalinowego.
Proces spalania w cylindrze może być zakłócony między innymi wskutek uszkodzenia wtryskiwaczy oraz pompy wtryskowej. Wczesne wykrycie uszkodzeń tego
rodzaju pozwala zapobiegać poważnym w skutkach awariom silników [2, 3, 4].
Monitoring wpływu poszczególnych cylindrów na wytwarzany moment obrotowy z wykorzystaniem pomiaru niestacjonarności prędkości kątowej wału może
być prowadzony w sposób ciągły. Chwilowa prędkość obrotowa wału korbowego
jest wielkością, która jest uważana za nośnik informacji diagnostycznej i może być
wykorzystana bezpośrednio do oceny stanu technicznego i jakości pracy silnika
[2, 3]. Metoda diagnostyczna jest skuteczna, kiedy spełnia trzy podstawowe
warunki:
• pozwala stwierdzić stan uszkodzenia,
• pozwala zlokalizować miejsce uszkodzenia,
• pozwala wskazać uszkodzony element.
M. Dereszewski, Wykorzystanie modelu dynamicznego silnika Sulzer 3AL 25/30 do symulacji wpływu zmian...
29
W celu identyfikacji elementu i lokalizacji uszkodzenia niezbędne jest posiadanie wzorcowego stanu odniesienia, z którym porównuje się wyniki pomiarów,
a następnie wyciąga wnioski diagnostyczne [6].
Model dynamiczny silnika pozwala na przeprowadzanie symulacji pracy silnika z różnymi uszkodzeniami systemu paliwowego i przy różnych obciążeniach.
Analiza wyników symulacji jest pomocna przy rozpoznawaniu i klasyfikowaniu
wyników pomiarów na obiektach rzeczywistych.
1. MODEL DYNAMICZNY SILNIKA SULZER 3AL 25/30
Układ dynamiczny, którego stan w chwili ௢ zależy od stanu w chwili początkowej ଴ oraz od wymuszenia dla ଴ , opisany jest równaniem stanu
[5]. Równanie stanu jest to równanie różniczkowe pierwszego rzędu określone
przez zmienne wejściowe oraz zmianę stanu , dla ଴ wyrażone równaniem:
, , (1)
z warunkiem początkowym x(t0) = x0.
Ze względu na to, że nie wszystkie zmienne stanu są mierzalne, czyli wektor
stanu x(t) nie jest wektorem odpowiedzi układu, potrzebne jest równanie wiążące
zmienne wyjściowe y(t) z wektorem wymuszenia u(t) i wektorem stanu x(t), zwane
równaniem wyjścia układu:
, , .
(2)
Rolą modelu w procesie diagnostycznym jest przedstawianie zależności pomiędzy zmianą parametrów wejściowych spowodowanych wprowadzonym uszkodzeniem elementu układu a odpowiedzią układu w postaci mierzalnych symptomów jako zmian parametrów bezpośrednich i pośrednich.
Na rysunku 1 przedstawiono schematycznie rozkład sił działających na elementy układu korbowego. Wzdłuż osi cylindra działa siła P (3), stanowiąca sumę
algebraiczną siły gazowej Pg, powstającej podczas suwu pracy oraz sprężania, siły
bezwładności elementów będących w ruchu posuwisto-zwrotnym Ba oraz siły tarcia R spowodowanej naciskiem tłoka na ścianę tulei [1]. W cyklach ssania i wydechu ciśnienie gazów jest na tyle małe, że przyjęto wartość siły równą zeru.
௚ ௔ .
(3)
Siłę P można rozłożyć na siłę N działającą prostopadle do osi cylindra i równoważoną przez reakcję tulei cylindrowej oraz siłę S działającą wzdłuż korbowodu.
30
ZE
ESZYT
TY NAUKOW
WE AKADE
EMII MORS
M
KIEJ W GDY
YNI, nr
n 81, listop
pad 20
013
Rys
s. 1. Rozzkład
d sił w układzie ko
orbow
wym [1]
Fig. 1. F
Force
es accting
g at ccrank
kshafft – pisto
p on syystem
m [1]
S
Siłę S możn
m na ro
ozłożżyć na dwie
d e skkłado
owe: siłłę K dziiałającą wzd
dłużż ram
mien
nia
ykorrbien
nia oraz
o z siłę T dziaałająącą prosstop
padlee do
o ram
miennia wyk
w korbiieniaa (ry
ys. 1).
1
wy
Siłłę T obliczaa się,, korrzysstająąc zee wzoru (4) [1]:
(
(4)
dzie:
gd
ołożeenia korb
k by,
α – kąąt po
β – kąąt po
ołożeenia korbbowo
odu,
λ – sto
osun
nek wyso
w okoścci wy
ykorrbien
nia doo dłu
ugości ko
orbowoddu.
R
Rozw
wijajjąc funk
f kcję w szere
s eg potęg
p gow
wy orraz przeekszztałcającc w szerreg tryg
t gono
omettryczzny i up
praszzczaając [1],, z wyst
w tarczzająccym
m przzybliiżen
niem
m, mo
ożnaa wzzór na
n
siłłę T przeedstaawićć w post
p taci dog
godn
nej ddo ob
bliczzeń prak
p ktyczznycch [11]:
(
(5)
S
Siła stycz
s zna T po
owoodujee zm
mien
nny m
mom
mentt obrrotow
wy M
M, które
k ego warrtośćć oblicza sięę z zależ
z żnośści (6
6):
(
(6)
Po
o wyyprow
wad
dzeniu wzoru
w u naa zm
mianęę energii kinnety
yczneej:
(
(7)
31
otrzymujemy równanie równowagi dynamicznej momentów wału korbowego:
ௗఠ
ௗ௧
் – ஻௔ – ௢ – ௧ ,
(8)
gdzie:
J
– zredukowany masowy moment bezwładności elementów układu korbowotłokowego,
MT – moment od siły stycznej T,
MBa – moment od sił bezwładności,
Mo – moment obciążenia,
Mt – moment od sił tarcia i pompowania.
ω – prędkość kątowa wału korbowego.
W przyjętym modelu założono, że moment obrotowy od obciążenia w postaci
prądnicy prądu zmiennego jest stały dla danego obciążenia silnika oraz że moment
od sił tarcia i pompowania jest częścią składową momentu obciążenia.
2. SYMULACJE MODELOWE DYNAMIKI WAŁU KORBOWEGO
SILNIKA 3AL 25/30
Poniżej przedstawiono rezultaty modelowania przebiegów prędkości kątowej
i siły stycznej dla różnych obciążeń i prędkości obrotowych silnika Sulzer 3AL
25/30 napędzającego prądnicę prądu przemiennego. Do symulacji przyjęto wartości ciśnienia w cylindrach zmierzone za pomocą indykatorów elektronicznych,
stanowiących wyposażenie stanowiska laboratoryjnego w Akademii Morskiej
w Gdyni. Wszystkie przedstawione przebiegi zrealizowano na pomiarach przeprowadzonych na silniku z symulacją uszkodzenia pompy wtryskowej nr 2 oraz symulacją uszkodzenia wtryskiwacza w głowicy nr 2. Uszkodzenie zostało wprowadzone poprzez odkręcenie śruby upustowej na pompie, co powoduje zwiększony
wypływ paliwa do drenażu. Pomiary przeprowadzono na prędkości minimalnej
oraz czterech obciążeniach N = 50 kW, 100 kW, 150 kW oraz 200 kW. Zmierzone
wartości ciśnień wykorzystano do obliczenia siły gazowej Pg niezbędnej do wyznaczenia przebiegu siły stycznej T.
2.1. Wpływ zmiany obciążenia na niestacjonarność prędkości kątowej
wału korbowego
Na rysunku 2 przedstawiono modelowe przebiegi siły stycznej T podczas
jednego cyklu pracy silnika dla rosnących obciążeń w zakresie od prędkości minimalnej do 200 kW. Do obliczenia wartości siły T wykorzystano wartości ciśnienia
w cylindrach pomierzone za pomocą indykatorów elektronicznych rejestrujących
jednocześnie przebiegi ciśnienia w trzech cylindrach. Indykator rejestruje wartości
32
ZE
ESZYT
TY NAUKOW
WE AKADE
EMII MORS
M
KIEJ W GDY
YNI, nr
n 81, listop
pad 20
013
nterw
wałem
m 00,5° OW
WK, więc
w c jed
den cyk
kl prracy siln
nika odp
powiiadaa 144
40
ciśśniennia z in
pró
óbkoom. Wy
ykressy pozw
p walajją occeniiać, w jaakim
m sto
opniu
u obbciążżeniie sillnik
ka wp
pływ
wa
naa waartośść deewiaacji mom
men
ntu obro
o otow
wego
o spoowo
odow
wanąą uszzkoddzen
niem
m. W ceelu
symullacji biegu pręd
p dkości minim
m maln
nej oobseerwuuje się,
s że
ż ppomiimo mn
niejszzej daw
d wki
paaliwaa do
ostarrczan
nej do
d ccylin
ndra nr 2,
2 m
makssymaalnaa waartośść siły sttyczznej w uszk
u kodzzonyym cylin
c ndrzee jesst wiiększa niż
n w cyylind
drze nr 1 i mniej
m ejszaa niżż w cylin
c ndrzze nrr 3
(ry
ys. 33). Przy
P
obcciążeeniuu 200
0 kW
W zaobsserw
wowano wpłływ zm
mniejszon
nej daw
d wki pap
liw
wa nna warto
ość siły stycz
s znej w cylin
c ndrzze z uszk
u kodzzonąą pom
mpąą wtrrysk
kowąą. Jeest on
na
mn
niejssza niż
n w cy
ylind
drach nrr 1 i 2 (rrys. 44), co
c jeest sp
pow
wodoowan
ne sppadk
kiem
m waartośści
ciśśniennia spallaniaa. Pozw
wala to wyc
w iągnnąć wnio
w osek
k, żee poomiaary ddiag
gnosttyczzne na
n
bieegu bezz ob
bciążżeniaa m
mogąą byćć nieskuuteczne,, natom
miast zwięksszenie obcią
o ążen
nia
zw
więkksza praw
wdop
podobieeństw
wo wyk
w kryciia usszkoodzen
nia.
R
Rys. 2. Przeb
P bieg siły sstycz
znej T dla
a różżnych ob
bciążeń: B/J
B – (1),, N = 50 kW – (2)),
10
00 kW
W – (3), 150 kW – (4)), 200
0 kW
W – (5
5)
Fig.
F 2
2. Co
oursse of tang
gentiial force T under d
differrent engiine’s
s load
ds: id
dle – (1),, 50 kW
k – (2),
100 kW – (3)), 15
50 kW
W – (4),
( N = 200
2 kW
k – (5)
Rys
s. 3. Prze
ebieg
g siłyy sty
yczne
ej T dla
d o
obcią
ążenia N = 50
0 kW
W: cyllinde
er nr 1 – (1),
(
cylin
nderr nr 2 – (2
2), cy
ylinder nr 3 – (3)
Fiig. 3. Course
e of ta
ange
ential forcce T und
der en
ngine’s lo
oad N = 50 kW:
k ccyl. no.
n 1 – (1
1),
cyl.
c no.
n 2 – (2
2), cy
yl. no
o. 3 – (3))
M. Deresszewski, Wykorzy
Wy
ystaniie mod
delu dynam
d
miczne
ego sillnika Sulzer
S
r 3AL 25/30
0 do syymula
acji wp
pływu
u zmia
an...
33
Rys
s. 4. Prze
ebieg
g siłyy sty
yczne
ej T dla
d o
obcią
ążenia N = 50
0 kW
W: cyllinde
er nr 1 – (1),
(
cylin
nderr nr 2 – (2
2), cy
ylinder nr 3 – (3)
Fig
g. 4. Cou
urse of ta
angentiall forcce T und
der en
ngine’s lo
oad N = 50 kW:
k ccyl. no.
n 1 – (1),
cyl.
c no.
n 2 – (2
2), cy
yl. no
o. 3 – (3))
N
Na ry
ysun
nku 5 prrzeddstaw
wion
no prrzebbiegii osccylaacji pręd
p dkości kkątow
wej wału
w u ko
orbo
oweggo wokó
w ół warto
w ości śreednieej, dla
d rróżn
nychh waartośści oobciiążennia. Zw
więksszan
nie
mo
omeentu obrrotow
wego pooprzzez wzro
w ost oobciiążennia odb
biornnika przzy sttałej nasstaw
wie
śreedniiej prędk
p koścci ob
brotoweej wp
pływ
wa nna wart
w toścci am
mplittudy
y oscylaacji pręd
dkośści
kąątow
wej, pow
p wodu
ując wzrrost odcchylleń. Na tej pod
dstaw
wie można wn
niosk
kowaać, że
w przzypadku wy
ystąp
pieniia na jedn
j nym z układ
u dów
w tło
ok – cyllindeer odch
o hylen
nie od
o
przzebiiegu
u wzo
orco
oweg
go bbędzie ro
osło wraaz z obciążeeniem
m.
O
Oznaacza to, że wykkryccie uszk
u odzeeniaa za pom
mocąą poomiaaru nniesstacjonarrnośści
ch
hwiloowejj pręędko
ości kąto
k wej wałłu bęędziee barrdzieej prrawd
dopoodob
bne, gdy siln
nik pracu
p uje
naa obcciążeeniu nom
minaalnym
m. Pomi
P iary na bbiegu
u bezz ob
bciążżeniaa mo
ogą ookazzać się
s niesk
n kuteccznee ze wzg
w ględu
u na zbytt maałe warto
w ości zmian oobserrwow
wannego paraamettru.
Rys.
R
5. Mode
M elowe
e przzebie
egi fluktuacji pręd
p dkośc
ci ką
ątowe
ej ωf podcczas
s jedn
nego
o cykklu pracyy,
prrzy obcią
o ążeniiach:: 200
0 kW
W – (1
1), 15
50 kW
W – (2), 100 kW – (3)), 50
0 kW – (4
4), b/j/j – (5
5)
Fig.. 5. Mode
M el co
ourse
e of angu
a ular speed
s
d fluctuation ωf during
d
g on
ne wo
orkin
ng cyycle,
und
der differ
d rent load
l ds: 20
00 kW
W – (1), 150 kW – (2)), 100
0 kW
W – (3
(3), 50
5 kW
W – (4),
( b/j
b – (5)
34
ZE
ESZYT
TY NAUKOW
WE AKADE
EMII MORS
M
KIEJ W GDY
YNI, nr
n 81, listop
pad 20
013
N
Na ry
ysun
nku 6 prrzedsstaw
wiono
o modellowee przzebiiegi flukktuaccji pprędk
koścci kąątow
wej
waału silnika 3AL
L 25/300 w staanie bezz usszkodzeń
ń (linia 1) oraaz sy
ymu
ulow
wany
ym
uszkoddzen
niem
m po
ompy
y nr 2.
N
Na rysun
r nku 7 pok
p azan
no poró
p ównaanie przzebiegów
w w sttaniee beez uszk
u kodzeeń
i z rozzkaliibrow
wan
nymii otw
work
kamii rozzpylaaczaa wtrrysk
kiwaacza nr 2.
2
Rys.
R
6. Mode
M elowe
e przzebie
p dkośc
ci ką
ątowe
ej ωf podcczas
s jedn
nego
o cykklu pracyy,
bez uszko
odzeń (1)) prz
zy symula
acji u
uszko
odze
enia pom
mpy w
wtryskowej nrr 2 (2
2)
Fig
g. 6. Mod
del couts
c se off ang
gular nonsstatio
onarry sp
peed flucttuatio
on ωf du
uring one
e worrking
g cyccle:
he
ealth
hy en
ngine
e (1),, sim
mulatition of
o injjectio
on pu
ump failu
ure (2
2)
Rys.
R
7. Mode
M elowe
e przzebie
p dkośc
ci ką
ątowe
ej ωf podcczas
s jedn
nego
o cykklu pracyy,
b uszko
bez
u odze
eń (1) i prrzy symu
s ulacjii rozk
kalib
browa
ania wtryyskiw
wacza nr 2 (2)
Fig
g. 7. Mod
del ru
uns o
of an
ngula
ar sp
peed flucttuatiion ωf du
uring
g one
e worrking
g cyccle:
he
ealthy en
ngine
e (1), sim
mulatiion of
o enllarge
ed ho
oles of in
njectiion vvalve
e atom
mize
er no
o. 2 (2)
(
W
Wido
oczn
ne naa ry
ysunkkach
h 6 i 7 odch
o hyleenia przeebieegów
w sttanuu z uszk
u kodzeenieem
od
d linnii wzorc
w cow
wej pozw
p walaj
ają na
n sttwierdzeenie wy
ystąp
pieniia usszkoodzeenia.. W przzypaadkuu uszzkod
dzon
nej pom
p mpy wtry
ysko
owejj nrr 2 lliniaa flu
uktuacji przzebieega pod
d lin
nią
wzzorccowąą (ry
ys. 6) w przed
dzialle kątow
k wym
m 2 cylindrra, nniesp
praw
wny wtrrysk
kiwaacz
w głoowicy nrr 2 spo
owoddow
wał, że
ż linia
l a flu
uktuaacji przzebieega nadd lin
nią wzor
w rcow
wą
ys. 77).
(ry
M. Deresszewski, Wykorzy
Wy
ystaniie mod
delu dynam
d
miczne
ego sillnika Sulzer
S
r 3AL 25/30
0 do syymula
acji wp
pływu
u zmia
an...
35
2..2. Wp
pływ
w zm
miany prrędk
koścci ob
brottowej na
n niiesta
acjo
onarrnośść
p dkośści kąto
pręd
k owejj
M
Modeel dy
ynam
miczzny siln
nika pozzwalla ró
ówniież okre
o eślaćć wp
pływ
w różżnycch nasta
n aw
ś niej pręędkoości obro
otow
wej nna wart
w tość odcchyleeń chwi
c ilow
wej pręd
dkośści
waartośści śred
od pręd
kąątow
wej wału
w
dkośści średn
ś niej.. Sillnik Sulzer 3AL
L 255/30 jakoo naapęd
d prąądniccy
prąądu przemienneego o cczęsttotliw
wości f = 50
0 Hzz, w warun
w nkacch nnorm
malneej ek
ksplloataacji praccuje z śrredn
nią prrędk
kośccią obrottowąą n = 75
50 ob
br/m
min.
N
Na stano
owissku laboorato
oryjn
nym
m moożnaa zm
mienić warto
w ość pręddkośści obro
o otow
wej
oprzeez zmianę nnastaawy
y reg
gulattora obrrotów
w (w
wteddy naastęppujee zm
mianaa czzęsillnikaa po
sto
otliw
woścci prrądu
u) lu
ub zm
mian
nę zadan
z nej częsstotlliwo
ości, wówczzas uukłaad au
utom
maty
yki
do
ostossowu
uje do
d niej
n pręd
p dkośćć ob
broto
ową siln
nika.
W
Wykorzy
ystujjąc mod
m del dyna
d amiccznyy siln
nikaa, możn
m a prrzew
widyw
waćć, w jak
ki sp
posób zm
mian
na nasta
n awy średdnieej prrędk
kościi ob
brotoowejj waału kkorb
boweego przzy stały
s ym
ob
bciążżeniu
u prrądn
nicy wpłływaa naa prrzebiieg flukktuaccji pręd
p dkoścci kkątow
wej i warto
ość
deewiacji od
o sttanu
u wzorcooweg
go pod
p wpły
w ywem uuszko
odzeeń syystem
mu ppaliw
wow
wego
o.
N
Na ry
ysun
nku 8 prrzedstaw
wion
no prrzebbiegii flukktuaacji pręd
p dkośści kkątow
wej wału
u ko
oroweggo przy
y rożn
r nych śrrednich pręędko
ościaach ob
brotoowych, dlaa obcią
o ążen
nia
bo
N = 2000 kW.
k Wid
doczzny jjest wzrrost ampplitu
udy ooscy
ylacjji przzy zmni
z iejszzaniu
u śreedniiej
pręędkoości obroto
owej. Poozw
wala to wycciągn
nąć wn
nioseek, żże praw
p wdop
podo
obieństw
wo
wy
ykryycia uchybu prędkości kąto
k owej spoowod
dow
waneg
go oddz
o ziały
ywanniem
m uszzkod
dzen
nia
system
mu paliw
p wow
wego wzrrastaa wrraz ze
z zm
mnieejszaaniem prędkkoścci obbroto
owejj waału.
R
Rys. 8. Mode
M
lowe
e przzebie
egi flu
uktua
acji p
prędk
koścci kąttowe
ej ωf dla prędk
p koścci śre
ednie
ej
korb
w
wału
bowe
ego rrównej 80
00 ob
br/m
min (1), 75
50 ob
br/min (2
2), 65
50 ob
br/min (3
3)
Fig.
F 8. Mode
M el cou
urse of an
ngullar sp
peed
d flucctuattion ωf fo
or diffferen
nt mean rotationa
al speed::
8 re
800
rev/m
min (1
1), 750 re
ev/m
min (2
2), 65
50 re
ev/m
min (3
3)
36
PODSUMOWANIE
Model dynamiczny silnika jest narzędziem wspomagającym diagnostyczne
wykorzystanie pomiaru chwilowej prędkości kątowej. Pozwala na badanie odpowiedzi układu korbowego na zadawane uszkodzenia oraz zmiany prędkości obrotowej i obciążenia.
W przypadku prezentowanego modelu symulacje uszkodzeń były wprowadzane w postaci odpowiednich przebiegów ciśnienia spalania w poszczególnych
cylindrach. Możliwość pomiaru ciśnień na silniku pracującym z faktycznymi
uszkodzeniami znacznie uprościła budowę modelu oraz zwiększyła jego podobieństwo do przebiegów rzeczywistych.
Analizy wykresów sił stycznych i prędkości kątowych opracowanych na podstawie modelu pozwalają stwierdzić, że prawdopodobieństwo wykrycia uszkodzenia silnika 3AL 25/30 za pomocą analizy fluktuacji chwilowej prędkości kątowej
rośnie wraz ze wzrostem obciążenia silnika oraz zmniejszeniem prędkości obrotowej.
Określenie podobieństwa pomiędzy przebiegami pomiarów rzeczywistych
niesprawności aparatury paliwowej silnika i wynikami symulacji modelowej pomaga zdefiniować rodzaj uszkodzenia oraz jego lokalizację.
LITERATURA
1. Jędrzejowski J., Obliczanie tłokowego silnika spalinowego, Wydawnictwa Naukowo-Techniczne,
Warszawa 1984.
3. Dereszewski M., Charchalis A., Polanowski S., Analysis of diagnostic utility of instantaneous
angular speed of a sea going vessel propulsion shaft, Journal of KONES, 2011, Vol. 18, No. 1,
p. 77–83.
2. Desbazeille M., Randall R.B., Guillet F., El Badaoui M., Hoisnard C., Model-based diagnosis of
large diesel engines based on angular speed variations of the crankshaft, Mechanical Systems
and Signal Processing, 2010, 24, p. 1108–1134.
4. Geveci M., Osburn A.W., Franchek M.A., An investigation of crankshaft oscillations for cylinder
health diagnostics, Mechanical Systems and Signal Processing, 2005, 19, p. 1108–1134.
5. Kaczorek T., Teoria sterowania i systemów, Wydawnictwo Naukowe PWN, Warszawa 1993.
6. Polanowski S., Studium metod analizy wykresów indykatorowych w aspekcie diagnostyki silników
okrętowych, Zeszyty Naukowe AMW w Gdyni, nr 169A, Gdynia 2007.
37
IMPLEMENTATION OF DYNAMIC MODEL OF SULZER 3AL 25/30 ENGINE
FOR PREDICTION OF INFLUENCE OF DIFFERENT LOADS AND FAILURES
AT ANGULAR SPEED FLUCTUATION
Summary
The paper presents utilization of simplified mathematical model of engine Sulzer 3AL 25/30 for prediction of impact of failure, load and rotational speed changes at fluctuation of instantaneous angular
speed of the crankshaft. Simplified model omit torsional vibrations impact at angular speed instantaneous value. It was assumed than due to stiffness of three – cylinder engine shaft, angular deviations
due to torsional vibrations are not considered. In order to obtain the value of tangential force at
different loads, real values of in – cylinder pressure, measured by electronic indicators, were taken.
Experiment was carried out at Sulzer 3AL 25/30 test bed. During experiment, measurements at loads
of idle run, 50 kW, 100 kW, 150 kW and 200 kW were conducted. Results were presented in form of
comparison graphs, which let to build diagnostic conclusions. Simulations are useful for evaluation
and classification of real runs of instantaneous angular speed, measured using optical encoder
ETNP-10.
Keywords: dynamic model, angular speed, marine engine, diagnostics.
Marcin Frycz, Paweł Anioł
TEMPERATURE DISTRIBUTION IN THE GAP OF SLIDE JOURNAL
BEARINGS LUBRICATED WITH FERROFLUIDS FOR DIFFERENT
CONCENTRATION OF MAGNETIC PARTICLES
In this paper author presents the results of numerical calculations of temperature distribution, load
carrying capacities, friction forces and coefficient of friction in the gap of ferrofluid-lubricated slide
bearing for different concentrations of magnetic particles. Reynolds-type equation has been derived
from the equations of momentum and continuity of the stream for laminar, steady and isothermal flow
so viscoelastic model Rivlin-Ericksen type of lubricant has been adopted. It has been adopted also
that the dynamic viscosity depends generally on the magnetic field. Reynolds-type equation by which
the hydrodynamic pressure distributions can be determined has been solved numerically using
program - Mathcad 14 Professional. On the base of these calculations has been designated values of
the friction forces and coefficient of friction, and temperature distributions in the oil gap of sliding
journal bearing which is presented in the form of graphs.
Keywords: temperature distributions, ferrofluid, magnetic field, numeric calculation.
INTRODUCTION
The rheological characteristics of temperature-viscosity are fundamental
properties used to describe the quality of used lubricating oils. On this basis it is
possible to determine the other, important from operational point of view,
properties of the oils in particular their behavior in the friction nodes. Change of
the lubricating oil’s viscosity caused by temperature changes may adversely result
in case of operation of mechanical devices. The resulting disturbance of the
lubrication process can lead ultimately to friction over of the elements in the nodes
of friction and consequently to the destruction of the device.
The purpose of this paper is to present the impact of the concentration of
magnetic particles on the temperature distribution on the surface of the slide
journal bearing’s sleeve ferro-oil’s lubricated.
Thermal parameters have a major impact on the slide journal bearing
operation. Temperature changes in the sliding friction node can affect in two ways
on the bearing structure, including a lubricating oil, which is also regarded
structurally.
First of all temperature increase contributes to a decrease of the lubricating oil
viscosity. In previous work of the author, among others in [2, 3] has been studied
and analyzed the effect of temperature on the ferro-oils dynamic viscosity with
M. Frycz, P. Anioł, Temperature distribution in the gap of slide journal bearings lubricated with ferrofluids...
39
different concentrations of magnetic particles in the absence of an external
magnetic field. It has been shown that the differences between the viscosity of base
oil and ferro-oil with 8% concentration of the magnetic particles ranged from about
2 to 8 times for the results of the shear rate’s value of several hundred thousand s–1
and from about 3 to 15 times for the shear rate’s value to 200 s–1. The larger
differences have been cases of lower temperatures, ie 0, 10ºC and 20ºC and the
smaller ones have been cases of temperatures above 100°C, 110°C and 120°C.
Second, temperature changes in the oil film may change the height of the oil
gap due to the bearings pan’s temperature deformation and possibly also the
deformation of the bearing journal. These deformations lead to a change in the
height of oil gap and cause appropriate changes in the value of hydrodynamic
pressure, which also results in deformation of the bearing pans. As a consequence,
there is another adjustment to the temperature values, which again results in a
change of the viscosity of the lubricant and deformations in the bearing oil gap
[5, 6, 7].
The essence of the importance of the temperature dependence on physical
parameters of oil let illustrate the fact that even the temperature difference of a few
degrees can cause a local change of the ferro-oil’s dynamic viscosity up to several
tens of percent at temperatures close to the nominal bearing operating conditions,
to even several hundred in the case of temperatures near start-up state [2, 3]. As it
has been shown in [6] precisely of such temperature changes we face in the nodes
of the sliding journal friction bearings ferro-oil’s lubricated. The temperature
difference in the direction of the oil gap’s height varies on average in the range a
few degrees °C with a rather large gradients of temperature changes. Furthermore,
local temperature differences occurring between the pan’s inner surface and the
outer surface of the bearing bush also achieve significant values. While the
temperature on the surface of the bearing journal is rapidly equalized during the
operation owing to the performance of its rotation, it cannot be neglected very
significant temperature changes on the inner surface of the pan with a change in the
direction of an angle of wrap. Large temperature gradients in this direction relate
particularly points of supplying a fresh oil which has much lower temperature than
the oil already used in the oil gap. Very large temperature fluctuations can also be
seen on the inner surfaces of the bearing’s pans in the longitudinal direction to the
axis of the shaft. The temperature gradients are mainly depend on the size and
design of the sliding bearing construction.
In order to make numerical calculations of distribution of temperature, the
Reynolds-type equation has been derived from the ground up with the fundamental
equations namely equations of momentum and equations of stream's continuity.
There have been also used Maxwell's equations for the ferrofluid in the case of
stationary magnetic field's existence. It has been assumed stationary and laminar
flow of lubricant liquid and the isothermal model for lubrication of slide bearings.
As the constitutive equation has been used Rivlin-Ericksen one. The temperature
distribution has been obtained from the conversion of the energy conservation
40
equation. The cylindrical journal bearing of finite length with the smooth sleeve of
whole angle of a belt has been taken into consideration.
In a thin layer of oil film has been assumed constancy of the oil density with
temperature changes and the independence of the oil's thermal conductivity
coefficient from thermal changes. The viscosity of the oil depends mainly on the
magnetic field.
1. BASIC EQUATIONS
Analysis of magnetohydrodynamic lubrication of the cross sliding bearings for
a stationary, laminar, nonisothermal flow involves the solution of fundamental
equations, namely equations of conservation of momentum, continuity of the
stream and conservation of energy in the following form [1, 4, 5, 6, 8]:
0 = Div S + μo ( N ⋅ ∇ ) H + 12 μo rot ( N × H ) ,
(1)
div(ρv) = 0,
(2)
div(κ grad T) + div( vS) − vDivS − μo T
d ( cv T )
∂N dH
+Ω=ρ
,
∂T d t
dt
rot H = 0, div B = 0, B = μο(H + N), N = χ · H
(3)
(4)
where:
B
H
N
T
S
v
cv
∇
Ω
μο
ρ
κ
χ
–
–
−
–
–
–
–
−
−
−
−
–
−
vector of ferrofluid magnetization [T],
vector of magnetic field strength in ferrofluid [A·m−1],
vector of ferrofluid magnetyzation [A·m−1],
temperature [K],
ferrofluid stress tensor with components tij for i,j = f,r,z [Pa],
ferrofluid's velocity tensor [m·s−1],
specific heat at constant volume [J·kg−1·K−1],
Nabla's operator,
dimensionless heat from external sources applied to the ferrofluid,
vacuum magnetic permeability [H·m−1],
density of ferrofluid [kg·m−3],
coefficient of thermal conductivity [W·m−1·K−1],
magnetic susceptibility factor of ferrofluid.
It has been assumed a constant value of magnetic susceptibility coefficient,
varies for different values of concentration of magnetic particles in ferro-oil.
Rivlin-Ericksen formula describing the relationship between the coordinates
of the stress tensor S ≡ τ ij and the deformation rate tensor coordinates of
ferrofluid can be presented in the following form [6, 9, 10, 11]:
S = −p I + ηA1 + αA1A1 + βA2.
41
(5)
Deformation rate tensors can be defined by the following relation [6, 9, 10]:
A1 ≡ L + LT, A2 ≡ grad a + (grad a)T + 2LT · L,
(6)
where the acceleration vector is given by:
a ≡ L · v, L ≡ grad v,
where:
A1
A2
I
L
a
p
α, β
η
(7)
the first one deformation rate tensor [s−1],
the second one deformation rate tensor [s−2],
unit tensor,
tensor of gradient taken from the velocity tensor [s−1],
accelerating vector [m·s−2],
hydrodynamic pressure [Pa],
materials pseudo-viscosity coefficients determining the viscoelastic
properties of ferrofluid [Pa·s2],
− dynamic viscosity coefficient [Pa·s].
–
–
–
−
−
–
−
Pseudoviscosity coefficients α, β of the lubricant liquid multiplied by the
deformation tensor components denote the additional stresses arising from the
viscoelastic, non-Newtonian ferrofluid nature. In case of acceptance of material's
coefficients α, β equal to zero can be obtained the classical Newtonian relationship
between stress tensor and deformation rate tensor.
Ferrofluid's dynamic viscosity depends mainly on the magnetic induction
η = η(Τ,Β) and the material's coefficients α, β were taken as constants.
The amount of base of oil gap hp depends on the relative eccentricity λ and
nonparallelity of shaft and sleeve axis with an angle of γ.
hp1= [1 + λ ⋅ cosφ + aγ ⋅ z1⋅cos(φ)], a γ =
L1
tan ( γ ) .
ψ
(8)
where:
hp1 –
λ –
z1 –
φ –
aγ –
L1 –
Ψ –
γ –
basic dimensionless height of the oil gap,
relative eccentricity,
dimensionless longitudinal coordinate,
peripheral coordinate,
misalignment coefficient,
dimensionless bearing length,
relative radial clearance,
misalignment.
The constitutive relations (5) between the coordinates of the stress tensor τφφ,
τrr, τzz, τφr, τφz, τrz and the coordinates of the deformation rate tensor are substituted
for the equations of motion (1) - (3). So nonstationary units as the forces of inertia
in the equations of momentum shall be ignored. This kind of ignoration is justified
42
in the slow and medium speed bearings. The whole set of equations of motion for
classical steady flow of lubricating oil can be obtained in this procedure.
To estimate the magnitude of units in the system of equations and ignore small
units of a higher order the making dimensionless and estimating the magnitude of
units in the system of equations has been done. For this the following dimensional
and dimensionless marks and numbers have been assumed [6, 9, 10]:
r = R(1 + ψr1), z = bz1, hp = ε · hp1, T = To + ToBrT1, p = pop1, vφ = Uv1,
vr = Uψv2, vz = UL1–1 v3,
Hφ = HoH1, Hr = HoH2, Hz = HoH3, Nφ = NoN1, Nr = NoN2, Nz = NoN3,
η = ηoη1, κ = κoκ1, υ = υoυ1, ρ = ρo · ρ1, α = αοα1, β = βοβ1.
(9)
There has been adopted the following criterion numbers:
po ≡
μo N o H o
Uερo
RUηo
ε
b
, Re ≡
,
, ψ ≡ ≅ 10−3 , L1 ≡ , R f ≡
2
po
ηo
R
R
ε
Ω1 =
Ω ⋅ ε 2 De ≡ αo U , De ≡ βo U ,
,
0 < De α < 1,
α
β
ηo R
ηo R
U 2 ηo
Nu =
U 2 ηo
υε
, 0 < QBr ≡ BrTo δT < 1,
, Br ≡
κ o To
κ
where:
Br
Deα, Deβ,
Ho
H1, H2, H3
Hφ, Hr, Hz
L1
No
N1, N2, N3
Nφ, Nr, Nz
Nu
QBr
R
R’
Rf
Re
To
T1
U=ω·R
aγ
2b
hc1
–
−
–
–
–
–
–
–
–
−
–
–
–
–
–
–
–
–
−
–
–
dimensionless Brinkman number,
Deborah numbers as dimensionless small parameters,
dimensional vector value of magnetic field strenght [A·m−1],
dimensionless vector components of magnetic field strength,
vector components of magnetic field strength [A·m−1],
dimensionless bearing length,
dimensional value of magnetization vector [A·m−1],
dimensionless components of magnetization vector,
components of magnetization vector [A·m−1],
Nusselt number,
dimensionless coefficient of viscosity on temperature changes,
journal radius [m],
shell radius [m],
dimensionless number of magnetic pressure,
Reynolds number,
dimensional value of temperature [K],
dimensionless value of temperature,
dimensional value of the peripheral velocity [m·s−1],
dimensionless misalignment ratio,
bearing length [m],
dimensionless total height of the oil gap,
(10)
43
hp1
– basic dimensionless height of the oil gap depends on the relative
eccentricity and misalignment,
po
– dimensional value of the characteristic pressure [Pa],
p1
– dimensionless hydrodynamic pressure,
r1
– dimensionless radial coordinate,
to
– dimensional time [s],
t1
– dimensionless time,
z1
– dimensionless longitudinal coordinate,
Ω1
− dimensionless heat from other sources fed to the ferrofluid,
– dimensional material coefficients taking into account the influence
αo, βo
of properties of non-Newtonian fluids [Pa · s2],
– dimensionless material coefficients taking into account the influence
α1, β1
of properties of non-Newtonian fluids,
– dimensional coefficient of viscosity changes on the magnetic
δB
induction [T−1],
δB1 = δB · B – dimensionless coefficient of viscosity changes on the magnetic
induction B,
γ
− the angle between the axis of the shaft and the axle bearings
commonly called misalignment angle,
δT
– dimensional coefficient of viscosity change temperature-dependent
T [K−1],
ε = R’−R – radial clearance [m],
η1B
– dimensionless value of dynamic viscosity dependent on magnetic
induction,
– dimensionless value of the dynamic viscosity dependent on the
η1T
temperature T1,
ηo
– dimensional dynamic viscosity value for T = To; p = pat;
B = 0 [Pa · s],
κo
– dimensional coefficient of thermal conductivity of the lubricant
[W · m−1 · K−1],
– dimensionless coefficient of thermal conductivity of the lubricant,
κ1
λ = OO’/ε − relative eccentricity,
– dimensional heat transfer coefficient of lubricant [W · m−2 · K−1],
υo
υ1
– dimensionless heat transfer coefficient of lubricant,
ρo
– dimensional density of lubricant [kg · m−3],
– dimensionless density of lubricant,
ρ1
ω
– angular velocity of journal bearings [s−1].
The system of equations in dimensionless form contains the units with order
of elementary magnitude are visible as units of the negligible order like the relative
radial clearance ψ ≈ 10−3. Omitting units of the order of the relative radial
clearance that means about a thousand times smaller than the value of other units,
a new simplified set of equations has been obtained [6].
For further analysis of the basic equations it has been assumed that the
dimensionless density ρ1 = 1 of lubricant is constant and not depend on temperature
and pressure [5, 8]
44
In order to solve the problem of hydrodynamic lubrication, which determine
the size of the functions sought, such as: components of velocity, hydrodynamic
pressure, load-bearing forces and friction forces the classical method of small
parameter has been used. This method uncouples of nonlinear partial differential
equations, forming three linear equations. The first set of equations allows to
determine the flow parameters for the classical isothermal, Newtonian lubrication
with the magnetic field effect on the change in viscosity. The second one allows to
determine the so-called velocity components corrections, hydrodynamic pressure
as resulting of temperature effect on viscosity. The third one allows to determine
the adjustments follow from the consideration of non-Newtonian properties.
In this paper has been analyzed only that first set of equations. The other
systems will be considered in future works.
Integrating twice after the radial variable corresponding momentum equation
and applying boundary conditions circumferential and longitudinal component of
the velocity vector has been obtained.
Boundary conditions for components of velocity vector of oil with Newtonian
properties are as follows:
v1 = 0, v2 = 0,
v3 = 0 on sleeve r1 = hp1,
v1 = 1, v2 = 0,
v3 = 0 on journal r1 = 0.
(11)
where v1, v2, v3 – dimensionless velocity vector’s components of the lubricant
agent.
These conditions indicate that the peripheral speed of the oil in contact with
the journal assumes a value of peripheral speed of the journal and zero on the
stationary sleeve, because the liquid lubricant is a viscous liquid, and it does not
take into account the vibration of the shaft and the sleeve, or slips. For these
reasons, the longitudinal velocity component of the oil is zero. The radial velocity
component of the oil on the journal and sleeve is zero because the material is
porous and it's assumed that the journal and sleeve do not perform transverse
vibration.
Dimensionless components: the circumferential and the longitudinal of the
velocity vector for Newtonian oil in the magnetic field takes the following form:
v1 (r1 , ϕ,z1 ) ≡
⎞
1 ⎛ ∂p1
r
− M1 ⎟ ( r12 − r1h p1 ) + 1 − 1 ,
2η1B ⎜⎝ ∂ϕ
h
p1
⎠
v3 (r1 , ϕ, z1 ) ≡
(12)
1 ⎛ ∂p1
⎞
− M3 ⎟ ( r12 − r1h p1 ) .
2η1B ⎜⎝ ∂z1
⎠
For the distribution of hydrodynamic pressure in the oil with Newtonian
properties Reynolds boundary conditions have been adopted in the following form
[9, 10, 11]:
45
p1 = 0 for φ = φp, p1 = 0 for φ ≥ φk,
∂p1
= 0 for φ = φk, p1 = 0 for z1 = +1 and z1 = −1,
∂ϕ
(13)
where:
φp − beginning of the oil film coordinate,
φk − end of the oil film coordinate.
These conditions mean that the value of hydrodynamic pressure is equal to the
ambient pressure (atmospheric pressure) equal to zero compared with the
developed pressure in the bearing. Adoption a value of zero applies the site φ = φp,
ie the initial coordinate equal to approximately 4° in the direction of the journal
movement on the front end of the line which connecting centers of journals and
sleeves is usually the place to bring the oil into the gap and at the site φ = φk,
ie coordinate the end of the oil film. This value is unknown in terms of Reynolds,
but it is known that it lies outside the rear end of the line which connecting centers
of journals and sleeves.
Using the continuity equation and the previously evaluated components: the
longitudinal and circumferential and after integrating equation and imposing the
appropriate boundary conditions we obtain the radial component of velocity and
Reynolds-type equation which has the form [6]:
3
3
∂h p1
⎞ ⎤ 1 ∂ ⎡ h p1 ⎛ ∂p1
⎞⎤
∂ ⎡ h p1 ⎛ ∂p1
M
,
−
+
− M3 ⎟⎥ = 6
1
⎜
⎟
⎜
⎢
⎢
⎥
2
∂ϕ ⎣ η1B ⎝ ∂ϕ
∂ϕ
⎠ ⎦ L1 ∂z1 ⎣ η1B ⎝ ∂z1
⎠⎦
(14)
where:
∂H
1
∂H
M1 = R f χ ⎡⎢H1 1 + H3 1 ⎤⎥ , M3 = R f L1χ ⎡⎢H1 ∂H3 + 1 H3 ∂H3 ⎤⎥
∂ϕ L1
∂z1 ⎦
∂ϕ L1
∂z1 ⎦
⎣
⎣
Dimensional value of the lift force CΣ in the cross slide bearing is determined
from the known formula [6]:
C = C1 ⋅ bRηo ω / ψ 2 .
(15)
Dimensionless value of the lift force C1 of cross sliding bearing lubricated by
ferromagnetic fluid with viscoelastic properties is calculated from the relation [6]:
2
2
⎛ +1 ⎛ ϕk
⎞ ⎞ ⎛ +1⎛ ϕk
⎞ ⎞
C1 = ⎜⎜ ⎜⎜ p1 cos γ sin ϕ dϕ⎟⎟dz1 ⎟⎟ + ⎜⎜ ⎜⎜ p1 cos γ cos ϕ dϕ⎟⎟dz1 ⎟⎟ ,
⎠ ⎠ ⎝ −1⎝ 0
⎠ ⎠
⎝ −1 ⎝ 0
∫ ∫
∫ ∫
(16)
where the symbol γ is the misalignment angle.
The total dimensional friction in the gap the cross slide bearing shows the
following relationship:
Fr = Fr1 ⋅ bRηoω / ψ.
(17)
46
Dimensionless value of friction force for the classical Newtonian oil including
the influence of the magnetic field to change the dynamic viscosity is calculated
from the following relationship:
+1
Fr1 =
∫
−1
+1
⎡φ ⎛
⎤
⎞
⎢ ⎜ η1B ∂v1 ⎟
⎥dz1 =
d
φ
∫
⎢ ∫0 ⎜⎝
∂r1 ⎟⎠ r =h
⎥
−1
1
p1
⎣
⎦
+1
+
⎡ ⎛
⎛ 1 ∂p1 2
∂⎜
( r1 − r1h p1 ) ⎞⎟ ⎞⎟
⎢ ϕk ⎜
η
∂ϕ
2
1B
⎠⎟
⎢ ⎜ η1B ⎝
dφ
∂r1
⎢ ⎜
⎟
0
⎜
⎟
⎢
⎠r1 = h p1
⎣ ⎝
∫ ∫
−1
⎡ ⎛
⎛
r
1
⎢ ⎜
M1 r12 − r1h p1
∂ ⎜1 − 1 −
2
π
⎜ h
⎢ ⎜
2
η
p1
1B
⎢ ∫ ⎜ η1B ⎝
∂r1
⎢0⎜
⎢ ⎜
⎢⎣ ⎝
(
⎤
⎥
⎥
⎠
dφ ⎥dz1 +
⎟
⎥
⎟
⎥
⎟
⎠ r1 =hp1 ⎥⎦
⎞
)⎞⎟⎟ ⎟⎟
⎤
⎥
⎥dz1
⎥
⎥
⎦
(18)
The function of peripheral velocity consists of a velocity caused by gradient of
pressure and the velocity caused by peripheral movement of the journal (shear
flow) and the magnetic field.
Total conventional coefficient of friction for the classical Newtonian oil
including the influence of the magnetic field to change the dynamic viscosity is
determined from the following formula:
⎛ μ ⎞ = Fr = Fr1 bRηo ω / ψ = ⎛ μ ⎞ = Fr1 ,
⎜ ψ ⎟ ψC C bRη ω / ψ ⎜ ψ ⎟
o
⎝ ⎠1 C1
⎝ ⎠
1
(19)
The temperature distribution should be obtained from the equation of
conservation of energy being disregarded derived permeability with temperature.
Energy dissipation units should be replaced with property units obtained from
the transformed momentum equation [6]:
2
2
⎛ ∂v ⎞
∂2
⎛ ∂p
⎞
1
η1B ⎜ 1 ⎟ = η1B 2 ( v1 ) − v1 ⎜ 1 − M1 ⎟ ,
2
∂r1
⎝ ∂r1 ⎠
⎝ ∂ϕ
⎠
(20)
2
η1B
2
1 ⎛ ∂v3 ⎞
1
1 ⎛ ∂p
∂2
⎞
= 2 η1B 2 ( v3 ) − v3 2 ⎜ 1 − M 3 ⎟ .
⎜
⎟
2
L1 ⎝ ∂r1 ⎠
2L1
L1 ⎝ ∂z 1
∂r1
⎠
(21)
The resulting dependence is twice integrated over the variable r1.
To determine the temperature distribution in the oil having Newtonian
properties, that has been adopted the following boundary conditions:
T1 = f1c for r1 = 0, T1 = f1p for r1 = hp1,
47
∂T1
= Nu ( T1 − f1c ) ≡ −q1c for r1 = 0,
∂r1
∂T1
= Nu ( f1p − T1 ) ≡ −q1p for r1 = hp1.
∂r1
(22)
In order to designate integration’s constants the boundary conditions for
adjusted temperature f1c = 1 on the journal are adopted and assumes a known
dimensionless heat flux density q1c = 0.5 on the journal r1 = 0. There is a known
dimensionless temperature f1p on the sleeve surface.
Finally, after simplification of expressions the function of oil temperature in
the magnetic field is obtained as [6]:
T1 (r1 , ϕ, z1 ) = 1 +
1
1
1
⎛ ∂p
⎞
η1B (1 − 2s) − q1c h p1s − Ω1 (h p1s) 2 − h 2p1 ⎜ 1 − M 1 ⎟ s(3 − 3s + s 2 ) −
2
2
6
∂ϕ
⎝
⎠
2
2
⎡ ⎛ ∂p1
2
2⎤
1
⎡
1
1
⎞
1 ⎛ ∂ p1
⎞ ⎤ 3
4
− η1B ⎢ ( v1 ) + 2 ( v 3 ) ⎥ +
h p1
−
M
+
−
M
1⎟
3 ⎟ ⎥ s (s − 2).
⎢⎜
2
L1
L21 ⎜⎝ ∂z1
⎣
⎦ 24 η1B
⎠
⎠ ⎦⎥
⎣⎢ ⎝ ∂ϕ
(23)
for s = r1/hp1, 0 ≤ s ≤ 1.
2. NUMERICAL CALCULATIONS
Numerical calculations of the load carrying capacities, friction force, friction
coefficient and temperature distribution are performed in Mathcad 14 Professional
Program by virtue of the equation (16), (17), (18), (19), (23) by means of the finite
difference method (see Fig.1, 2, 3, 4, 5, 6, 7). On the ground of pressure
distributions are calculated the load carrying capacities (see Fig.1). The frictional
force is shown in Figure 2 and the apparent friction coefficient in Figure 3. Figures
from 4 to 7 shows temperature distributions for the sliding journal bearings sleeves.
The numerical calculations have been performed for the relative eccentricity:
λ = 0.1; λ = 0.2; λ = 0.3; λ = 0.4; λ = 0.5; λ = 0.6; λ = 0.7; λ = 0.8; λ = 0.9 and
the dimensionless length of bearing L1 = 1/4 at four concentrations of magnetic
particles of ferrofluid: 0% (classic lubricating oil), 1%, 3% i 6%.
The components of the magnetic field strength have been determined by
analytical-numerical solution of Maxwell's equations [5].
For all calculations, the following dimensional and dimensionless parameters
have been assumed: angle of misalignment γ = 0.000°; magnetic susceptibility
corresponding to different concentrations of magnetic particles χ = 2.0, χ = 2.5,
χ = 3.0; the number of magnetic pressure Rf = 0.5; dimensionless coefficient
describing the effect of magnetic induction on the dynamic viscosity suitable for
different concentrations of magnetic particles δB1 = 0.100; δB1 = 0.175; δB1 = 0.225.
48
For determining the distribution of hydrodynamic pressure boundary conditions of
Reynolds have been adopted.
Fig. 1. The dimensionless load carrying capacities C1 in cylindrical sliding journal bearings
Fig. 2. The dimensionless friction force Fr1 in cylindrical sliding journal bearings
Fig. 3. The apparent friction coefficient
( ) in cylindrical sliding journal bearings
μ
ψ 1
Fig. 4. The temperature distribution in the gap of sliding journal bearing lubricated
with base-oil for relative eccentricity λ = 0.1–0.9
49
50
with 1% ferro-oil for relative eccentricity λ = 0.1–0.9
with 3% ferro-oil for relative eccentricity λ = 0.1–0.9
51
52
with 6% ferro-oil for relative eccentricity λ = 0.1-0.9
53
CONCLUSIONS
Increase in the number of magnetic particles causes an increase of load
carrying capacities with the presence of the same value of external magnetic field.
This increase is in the range: 7(λ=0.1) – 90(λ=0.9)% relating to the lubricating oil
without the magnetic particles.
Increase in the number of magnetic particles results in a slight increase in
friction force. This increase is in the range 0.2–7%.
With a large increase in load carrying capacities and a slight growth in friction
force, conventional friction coefficient decreases with increasing concentration of
magnetic particles in ferrofluid. This decrease is in the order of 44(λ=0.1) – 2%(λ=0.9).
The presence of magnetic particles in ferrofluid reduces the maximum
temperature in the gap of slide journal bearing. This decrease is around 20(λ=0.1) –
30(λ=0.9) degrees. There is a noticeable effect of the presence of magnetic particles to
change the temperature gradient.
It should be clear that the quoted values are the result of computer simulation.
The actual value of changes of temperature, load carrying capacities, friction force
and friction coefficient will depend on the type of magnetic particles, the type of
base fluid, the concentration of magnetic particles, the value of an external
magnetic field, temperature and value of ferrofluid's hydrodynamic pressure, which
depends inter alia on the load bearing, rotational speed, radial clearance, and the
geometric dimensions of the bearing.
REFERENCES
1. Böhme G., Strömungsmechanik nicht-Newtonscher Fluide, Teubner Studienbücher Mechanik,
Stuttgart 1981.
2. Frycz M., Effect of Temperature and Deformation Rate on the Dynamic Viscosity of Ferrofluid,
Solid State Phenomena, 2013, Vol. 199, p. 137–142.
3. Frycz M., Effects of concentration of magnetic particles on ferrooil’s dynamic viscosity as
a function of temperature and shear rate, Journal of KONES Powertrain and Transport, Vol. 19,
No. 2, p. 159–165.
4. Lang O.R., Steinhilper W., Gleitlager, Springer Verlag, Berlin-Heidelberg-New York 1978.
5. Miszczak A., A modeling of magnetic field in journal bearing gap, Tribologia, 2002, 5(185),
p. 1503–1512.
6. Miszczak A., Analiza hydrodynamicznego smarowania ferrocieczą poprzecznych łożysk
ślizgowych, monografia, Fundacja Rozwoju Akademii Morskiej, Gdynia 2006.
7. Miszczak A., Experimental values of temperature distribution in sliding bearing sleeve lubricated
with non-Newtonian oils, Polish Maritime Research, 2005, Vol. 12, No. 3(45), p. 16–26.
8. Walicka A., Inertia Effect on the Pressure Distribution in a Thrust Bearing Lubricated by
Conducting and Magnetic Viscoelastic Fluids, International Journal of Applied Mechanics and
Engineering, 2002, Vol. 7, p. 99–108.
9. Wierzcholski K., Mathematical Theory of Lubrication, Politechnika Szczecińska, Szczecin 1992.
54
10. Wierzcholski K., Teoria niekonwencjonalnego smarowania łożysk ślizgowych, Prace Naukowe
Politechniki Szczecińskiej, nr 527, Szczecin 1995.
11. Wierzcholski K., Wissussek D., Presentation of Some Simplifications for hydrodynamic flow of
Rivlin Ericksen Lubricant, Tribologia, 1995, 6(144), p. 653–663.
ROZKŁAD TEMPERATURY W SZCZELINIE POPRZECZNEGO
ŁOŻYSKA ŚLIZGOWEGO SMAROWANEGO FERROCIECZĄ
O RÓŻNYM STĘŻENIU CZĄSTEK MAGNETYCZNYCH
Streszczenie
W pracy autor przedstawia wyniki obliczeń numerycznych rozkładu temperatury, siły nośnej, siły
tarcia i współczynnika tarcia w szczelinie poprzecznego łożyska ślizgowego smarowanego ferrocieczą
o różnym stężeniu cząstek. W analityczno-numerycznym modelu przyjęto równania typu Reynoldsa
wyprowadzone z równań pędu i ciągłości strugi dla przepływu laminarnego, ustalonego i izotermicznego oraz lepkosprężysty model cieczy smarującej typu Rivlina-Ericksena. Przyjęto również, iż
lepkość dynamiczna zależy głównie od pola magnetycznego. Równanie typu Reynoldsa, na podstawie
którego można wyznaczyć rozkłady ciśnienia hydrodynamicznego, rozwiązano numerycznie przy
wykorzystaniu programu Mathcad 14 Professional. Na podstawie tych obliczeń wyznaczono wartości
siły nośnej i tarcia oraz współczynnika tarcia, a także rozkłady temperatur w szczelinie łożyska
ślizgowego, które przedstawiono w formie wykresów.
Słowa kluczowe: rozkład temperatury, ferrociecz, pole magnetyczne, obliczenia numeryczne.
Wojciech Labuda, Adam Charchalis
Gdynia Maritime University
PRELIMINARY RESEARCH ON TRIBOLOGIC WEAR
OF MARINE PUMP SHAFT PINS
Centrifugal angular momentum pumps are utilized in the cooling system of high and medium speed
engines, for supplying boilers, in bilge systems, ballast systems and in firefighting installations. Such
an extensive use of angular momentum pumps on board is connected with their numerous advantages.
However during operation the wear of marine hull, the rotor and shaft seals takes place.
The research aimed at examining the improvement of operating durability of marine pumps in place
of seals mounting. The service properties are related to contact wear tests, tribologic wear and
electrochemical corrosion that are to be carried out.
The paper presents the first stage of tribologic wear tests which dealt with the selection of counter
sample material and of the lubricating agent for the tribosystem.
A roller made of stainless X5CrNi18-10 steel was used for the research. The process of sample
surface finish lathing was performed by a cutting tool provided with super finish plates Wiper type by
Sandvik Coromant. On the basis of the results obtained the counter sample material was defined
(C45 steel) for performing appropriate tribologic tests. The lubricant for the matched tribologic
couple was chosen to be the machine oil enriched with an improver.
Keywords: angular momentum pump, surface layer, friction wear, stainless steel.
INTRODUCTION
Sea water pumps belong to a group of centrifugal angular momentum pumps.
Their wide application on board vessels is related to their numerous advantages
which comprise simple construction, good performance characteristic, easy
adjustment, quiet work and the possibility of applying direct electric motor drive.
Angular momentum pumps are utilized in the cooling system of high and medium
speed engines, for supplying boilers, in bilge systems, ballast systems and in
firefighting installations. During their service the wear of pump body, rotor, sealing
and shaft takes place. One of the greatest problems of modern production
techniques is the achievement of an appropriate quality at minimal costs and
accompanied by the production efficiency increase. Therefore while designing the
production process, the technology used should have a considerable influence on
the durability and reliability of machine parts to be produced. During finish
treatment the final dimensions as well as functional properties are imparted to
a given element by application of proper treatment type. The process engineer has
a range of production techniques to choose for the proper surface layer formation.
It is crucial to find a suitable solution which will meet the requirements as well as
56
the work conditions of a given machine part. The traditional finish treatment
methods of marine pump shafts include grinding and finish turning. Industrial
requirements make it necessary to reach the surface of high precision (3–5
accuracy class) simultaneously ensuring the roughness of Ra = 0,16÷0,01 µm. Such
an effect can be obtained by proper treatment methods of high accuracy.
The traditional method of finish machining of marine pump shaft pins include
finish lathing and grinding. The finish lathing that makes use of traditional plates
makes it possible to reach the Ra parameter value from 0,32 to 1,25 µm. A very
precise turning is usually performed by tools resistant to abrasion, on machines
which are characterized by high rigidity, high machining speed and slow feed.
The replaceable plates of turning cutting tools are made of diamond and regular
boron nitrogen for these working conditions. The turning tools producers also offer
cutting tools with replaceable super finish plates which cause machining at
simultaneous super finishing of the roughness peaks.
The grinding of shaft pins on grinding machine can generate high costs which
are related to the purchase of a grinding wheel. An additional drawback during
grinding shafts is the necessity to ensure proper dimensions control and perform
the so called honing process which aims at keeping the appropriate geometry of
a grinding wheel. As a result of grinding only a suitable surface roughness is
obtained without surface roughness consolidation. It is possible to achieve the
value of Ra parameter in the range from 0,63÷0,32 µm while with the proper choice
of method as well as traditional grinding parameters it is possible to reach Ra value
of 0,16 µm. It is worth stressing that the correct choice of a machine, a tool,
process parameters and the treatment fluid have a direct influence on the final
result.
The above mentioned shaft machining methods do not cause the surface
roughness increase which has a considerable influence of their service properties.
The grinding wheels used in the production process or lathe tools can lead to
contamination of the surface being machined by tool material. Within the
intrusions , some areas may be created where the local corrosion can develop. That
is why both mechanical and chemical surface turning is used more often as it
improves alloy steel resistance to local corrosion.
The process of burnishing shafts proposed here aims at increasing the service
durability of marine pump shafts of sea water installations, which should give
economic benefits in comparison with traditional methods. Burnishing process
enables the achievement of high smoothness of machined surface together with the
surface layer hardening. This process has been performed in industrial experience
on universal machine tools and on CNC machines but it is regarded as plastic
tooling. Therefore the final formation of dimensions and service properties with the
use of burnishing constitutes a chipless and dustless treatment, which allows for
ranking burnishing among ecological tooling methods. The review of literature
pointed out three fundamental purposes of the application of burnishing in the
machine elements production process:
• smoothness tooling – which results in the reduction of the surface roughness
after machining that precedes burnishing,
W. Labuda, A. Charchalis, Preliminary research on tribologic wear of marine pump shaft pins
57
• strengthening tooling – which increases service properties (i.e. resistance to
fatigue wear, abrasive wear and corrosive wear) by change of material properties
in the surface layer,
• dimension-smoothness tooling – which increases the dimension accuracy with
simultaneous reduction of surface roughness to its required value.
Burnishing process enables surface working at high dimensional precision
(accuracy class 7 and 6), which makes it possible to achieve such advantages as
[10]:
• ability to reach high surface smoothness (Ra = 0.32–0.04 µm),
• increase of the surface hardness,
• increase of resistance to surface as well as volumetric fatigue,
• increase of resistance to abrasive and scuffing,
• lack of abrasive grain, chips, sharp and hard built-up edge fragments and on
burnished surface,
• ability to use burnish tools on universal lathes,
• elimination or reduction of the time consuming operations such as: honing,
lapping, grinding and polishing,
• ability to eliminate heat treatment in specific cases,
• high process efficiency (one pass of a tool),
• high durability of burnishes,
• reduction of expenses related to machine parts production.
Many scientific centres all over the world deal with burnishing treatment.
Research programs usually cover issues related to burnishing of cast iron, some
heat resisting alloys, stainless steel [7, 8], copper and aluminium alloys, titanium
and its alloys, composite and intermetallic coatings [3, 5, 6, 9] as well as parts
produced by sintering metal powders.
The analysis of the influence of particular finish treatment methods on the
surface of marine pump shafts and defining their resistance to tribologic wear was
preceded by the research on the choice of counter sample material and the lubricant
of a tribosystem. The paper presents the first stage of research referring to the
determination of conditions of the experiment performed on T-05 block-on-ring
wear tester.
1. SAMPLES PREPARATION
The process of finishing turning of shaft pins φ 39 mm in diameter, made of
X5CrNi 18-10 stainless steel was carried out on a universal CDS 6250 BX-1000
centre lathe. The preliminary lathing process was conducted by a cutting tool with
WNMG 080408 WF removable plates by Sandvik Coromant. The super finishing
Wiper plates ensure high efficiency of finishing and semi – finishing treatment.
Properly designed geometry made it possible to apply two times more feed at the
same surface finishing quality in comparison with traditional plates. Therefore
58
during the preliminary lathing (Fig. 1) the following machining parameters were
used: machining speed Vc = 112 m/min, feed f = 0.27 mm/rev, machining depth
ap = 0.5 mm.
Fig. 1. General view of OUPN tooling system (machine, grip, object, tool)
2. RESEARCH METHODOLOGY
The tribologic research was conducted on T-05 block-on-ring wear tester
(Fig. 2) during the conditions of changeable load and various feed speed. T-05
tester is designed to examine the tribologic properties of lubricating media such as
plastic oil, oil and solid oil as well as resistance to wear of the materials used
during metals and plastic friction. It is also designed to examine the resistance to
abrasion of coatings applied to loaded machine elements. The machine allows to
conduct tests according to the following standards: ASTM D 2714, ASTM D 2981,
ASTM D 3704, ASTM G 77 [1, 2, 3, 4]. The experiment consisted in holding down
an immobile counter sample (block) with a given P force to a roll rotating at
a given speed in one direction (Fig. 3a) which constitutes a sample made of
stainless steel that underwent proper production technology. The actual tribosystem
is shown in Figure 3b.
Fig. 2. T-05 block-on-ring wear tester
a)
59
b)
Fig. 3. The diagram of sample load (a) and actual tribological system (b)
The research on the material selection for the counter sample was conducted at
the sample rotational speed of n = 450 rev/min and at the load of G = 500 N.
Machine oil type ARTEfol AN-68 was used as lubricating medium for the
tribosystem.
3. RESEARCH RESULTS
During the experiment the first counter sample made of CuZn10 brass showed
a stable work of a tester which was characterized by minimal vibration. During the
experiment which lasted correspondingly 10 min (Fig. 4a) and 20 min (Fig. 4b)
a very high wear of a counter sample material took place, which was caused by
lower material hardness compared to sample material.
a)
b)
c)
Fig. 4. View of counter sample surface: a) after 10 minutes,
b) after 20 minutes of work, c) general view
In order to ensure the tests performance in 60 minutes it was necessary to
apply other material to the counter sample, which would be characterized by
a hardness higher than that of the sample material. For this purpose the counter
60
sample was made of tool N9 steel which was heat treated (hardened, tempered
in low temperature) while the lubrication for the cooperating pair was provided by
dosing machine oil. Figure 5 presents the surface of the sample and the counter
sample after 5 min work. High vibrations in the T-05 machine assembly were
noticed during the experiment. Intensive abrasive wear was observed on the
surfaces of both the sample and the counter sample. An additional test on
examining the abrasive wear was conducted for the counter sample made of C45
steel for heat improvement. Machine oil was used as lubricating medium. (Fig. 6).
The experiment that was carried out did not show the improvement during the
test and a clear surface wear was observed on the sample surface as well as on the
counter sample surface at an instable tester work.
a)
b)
Fig. 5. Surface view of (a) sample and (b) N9 counter sample lubricated by machine oil
a)
b)
Fig. 6. Sample surface view of (a) and counter sample (b) C45 lubricated by machine oil
In the next stage of selecting the counter sample the N9 tool steel was used
again and the machine oil enriched with a Motor Life improver was used for
lubricating the cooperating pair. Motor Life, according to its producer, is designed
for machines and devices working in extreme conditions. Figure 7 presents the
surface of the sample and the counter sample after 20 min work on N9 steel.
a)
b)
Fig. 7. Surface view of (a) sample and (b) N9 counter sample lubricated by machine oil
enriched with an improved
During the experiment the set vibrations decreased considerably and lower
wear of surface layer was observed on the surface of the sample and the counter
sample. Similarly for C45 steel, the application of an improver in the lubricating
medium enabled to carry out the experiment for 20 min without a significant
surface wear of the sample and the counter sample (Fig. 8). Moreover, when
61
conducting the test T-05 machine showed a stable work, without visible vibrations
of the set.
a)
b)
Fig. 8. The surface view of sample and C45 counter sample lubricated by machine oil
enriched with an improver
CONCLUSION
Comparing the surfaces of samples and counter samples for particular
materials, the most stable one with the lowest abrasive wear of the surface layer
of the analyzed tribological system seems to be the C45 counter sample lubricated
by machine oil enriched with an improver. The samples surface did not undergo
a quick wear process of the surface layer in the form of abrasion, which could be
observed on the surface of the samples where clean machine oil was used.
Therefore the counter sample made of C45 steel with the hardness of 52 HRC
will be utilized during the proper research on tribologic wear, whereas the machine
oil enriched with an improver will be used as the lubricating agent of a matched
tribosystem.
REFERENCES
1. ASTM D2714 – 94 (2009): Test Method for Calibration and Operation of the Falex Block-onRing Friction and Wear Testing Machine.
2. ASTM D2981 – 94 (2009): Standard Test Method for Wear Life of Solid Film Lubricants in
Oscillating Motion.
3. ASTM D3704 – 96 (2012): Standard Test Method for Wear Preventive Properties of Lubricating
Greases Using the (Falex) Block-on-Ring Test Machine in Oscillating Motion.
4. ASTM G77 – 05 (2010): Standard Test Method for Ranking Resistance of Materials to Sliding
Wear Using Block-on-Ring Wear Test.
5. Dyl T., Skoblik R., Starosta R., The Effect of the Ceramic Dispersion on the Nickel Matrix
Composite Coating Properties after Plastic Working, Solid State Phenomena, Vol. 147–149,
p. 813–818, Switzerland 2009.
6. Dyl T., Starosta R., Skoblik R., The effect of the unit pressure on the NiAl and Ni3Al intermetallic
coatings selection parameters after plastic working. Solid State Phenomena, Vol. 165, p. 19–24,
Switzerland 2010.
7. Labuda W., Starosta R., Estimation of the influence of burnishing parameters on X5CrNi18-10
steel, Solid State Phenomena, Trans Tech Publication, Vol. 165, p. 300–305, Switzerland 2010.
62
8. Labuda W., Starosta R., Dyl T., Estimation of the influence of burnishing parameters on steel
X5CrNi1810 surface layers strengthening and roughness changes, Journal of KONES Powertrain
and Transport, Vol. 15, No. 3, p. 259–267, Warszawa 2008.
9. Starosta, R., The influence of plastic strain on the corrosive properties of plasma sprayed
intermetallic NiAl and Ni3Al coatings, Solid State Phenomena, Vol. 165, p. 165–177,
Switzerland 2010.
10. Przybylski W., Współczesne problemy w technologii obróbki przez nagniatanie, Wydawnictwo
Politechniki Gdańskiej, Gdańsk 2005.
11. Przybylski W., Współczesne problemy w technologii obróbki przez nagniatanie, t. 2, Wydawnictwo Politechniki Gdańskiej, Gdańsk 2008.
BADANIA WSTĘPNE ZUŻYCIA TRIBOLOGICZNEGO
CZOPÓW WAŁÓW POMP OKRĘTOWYCH
Streszczenie
Odśrodkowe pompy krętne są stosowane w obiegach chłodzenia silników średniej i dużej mocy, do
zasilania kotłów oraz w instalacjach zęzowych, balastowych i przeciwpożarowych. Powszechne
stosowanie pomp krętnych na statkach wiąże się z ich licznymi korzyściami. Jednakże podczas
eksploatacji występuje zużycie kadłuba, wirnika, wału oraz uszczelnień.
W pracy badawczej podjęto próbę zwiększenia trwałości eksploatacyjnej wałów pomp wody morskiej
w miejscu osadzenia uszczelnień. Właściwości eksploatacyjne związane są z wykonaniem badań
zmęczenia stykowego, zużycia tribologicznego oraz korozji elektrochemicznej
W artykule przedstawiono pierwszy etap badań tribologicznych, który dotyczył doboru materiału
przeciwpróbki oraz środka smarującego parę tribologiczną. Do badań wykorzystano wałek wykonany
ze stali odpornej na korozję X5CrNi18-10. Proces toczenia wykończeniowego powierzchni próbki
wykonano nożem z wymiennymi płytkami dogładzającymi typu Wiper firmy Sandvik Coromant.
Na podstawie uzyskanych wyników badań określono materiał przeciwpróbki (stal C45) do przeprowadzenia właściwych badań tribologicznych. Środkiem smarującym skojarzonej pary tribologicznej będzie olej maszynowy uzupełniony dodatkiem uszlachetniającym.
Słowa kluczowe: pompy krętne, warstwa wierzchnia, zużycie tribologiczne, stal nierdzewna.
Krzysztof Łukaszewski
PROGNOZOWANIE ZAPOTRZEBOWANIA ENERGII CIEPLNEJ
SIECI CIEPŁOWNICZEJ WZGLĘDEM OKREŚLONYCH
WARUNKÓW EKSPLOATACYJNYCH TEJ SIECI –
MODEL MATEMATYCZNY
W artykule przedstawiono system działań prognozowania zapotrzebowania energii cieplnej sieci
ciepłowniczej wodnej względem określonych warunków eksploatacyjnych. Wskazano ogólne działania
tego prognozowania, a także sposób dekomponowania sieci ciepłowniczej na jej charakterystyczne
elementy oraz określono wielkości charakteryzujące warunki eksploatacyjne dla tych elementów.
Następnie wskazano na potrzebę wykonywania okresowych weryfikacji wartości określonych prognozowanych wielkości. Całość, tzn. działania odnoszące się do ww. prognozowania, określanie warunków eksploatacyjnych dla zdekomponowanych elementów sieci ciepłowniczej i okresowa weryfikacja
wartości określonych wielkości prognozowanych, stanowi system działań ww. prognozowania.
Słowa kluczowe: energetyka cieplna, prognozowanie, sieci ciepłownicze, badania eksploatacyjne.
WSTĘP
Utrzymywanie wysokiej sprawności energetycznej systemu cieplnego w czasie jego długotrwałej eksploatacji jest zagadnieniem ważnym i aktualnym dla energetyki cieplnej z punktu widzenia ponoszonych kosztów eksploatacji tego systemu
związanych bezpośrednio z kosztami paliwa, ilością jego zużycia, a dalej emisją
CO2 do środowiska przyrodniczego. Z tak postrzeganego zagadnienia wynikają
następujące problemy techniki odnośnie do sieci ciepłowniczych: jak minimalizować różnicę pomiędzy aktualnym zapotrzebowaniem na energię cieplną jej odbiorców w określonym czasie a ilością tej energii cieplnej dostarczaną przez sieć ciepłowniczą w tym czasie? Jak prognozować zapotrzebowanie energii cieplnej sieci
ciepłowniczej względem określonych warunków eksploatacyjnych tej sieci? Z tak
postawionych problemów techniki wynika następujący problem naukowy: jak tworzyć system modeli relacji między wyróżnionymi wielkościami w rozważanym
prognozowaniu?
W opracowaniu modelu prognozowania zużycia ciepła uwzględnia się prognozowanie zużycia ciepła u odbiorców końcowych [15]. Natomiast w metodach
doświadczalnych dla wcześniej założonego modelu układu wyznacza się jedynie
parametry tego modelu na podstawie doświadczalnej identyfikacji modelu. Zaproponowano tu zastosowanie sieci neuronowych do prognozowania zapotrzebowania
64
na moc cieplną zespołu budynków Politechniki Warszawskiej z wyprzedzeniem od
1 do 4 godzin w zależności od występujących warunków meteorologicznych, tzn.
temperatury otoczenia, promieniowania słonecznego oraz siły i kierunku wiatru.
Wskazano również, że rozważane prognozowanie jest tym trudniejsze, im dłuższy
będzie okres prognozowania.
Firma Transition [7] wdrożyła system prognozujący wartości następujących
wielkości: mocy cieplnej dostarczonej do sieci, przepływu pary technologicznej
i gorącej wody oraz ich temperatur na zasilaniu, powrocie. W prognozowaniu tym
wykorzystuje się wartości historyczne m.in. tych wielkości oraz uwzględnia się
prognozy meteorologiczne.
Z użyciem systemu informatycznego TERMIS [6] wykonuje się symulację
prognostyczną opartą na zbudowanym modelu odwzorowującym sieć cieplną dla
określonego okresu prognozowania na podstawie prognozy pogody, tzn. temperatury zewnętrznej i siły wiatru.
Zapotrzebowanie strumienia ciepła do ogrzewania pomieszczeń wynika z różnicy między strumieniem ciepła traconego do otoczenia a strumieniem ciepła wydzielanego w tych pomieszczeniach przez m.in. funkcjonujące urządzenia, oświetlenie, ludzi [3].
W publikacji [4] wskazano, że zachowania odbiorców ciepła mają istotny
wpływ na pobór ilości ciepła, a następnie – również na prognozowanie jego zużycia [15].
W celu określenia rzeczywistych, wynikających z zastosowanych rozwiązań
technicznych oraz ze sposobu eksploatacji, potrzeb cieplnych budynku przeprowadza się monitoring energetyczny, polegający na pomiarze i rejestracji wielkości
fizycznych, które pozwalają określić ilość energii elektrycznej, ciepła i/lub paliwa
dostarczanych do budynku w określonych przedziałach czasowych [8].
System eGain forecastingTM [5] do regulacji ogrzewania budynków wykorzystuje dane:
• dotyczące m.in. właściwości fizycznych budynku oraz istniejących instalacji,
• lokalną prognozę pogody, w tym: temperaturę powietrza, opady, kierunek
i prędkość wiatru, nasłonecznienie, kąt padania i odbicia promieni słonecznych.
W artykule [11] przedstawiono zależność „intensywności przebiegu strat ciepła” systemów ciepłowniczych od ich obciążenia cieplnego. Straty ciepła w miejskich systemach ciepłowniczych według [10] wynoszą około 10–20% w sezonie
grzewczym i 25–40% w sezonie letnim.
Z rozpoznania stanu wiedzy wynika, że opracowanie systemu działań, a dalej
tworzenie systemu stosownych modeli prognozowania zapotrzebowania energii
cieplnej sieci ciepłowniczych w określonym czasie ich eksploatacji z uwzględnieniem zmiennych warunków eksploatacyjnych tych sieci, powinno brać pod uwagę
zarówno intensywność generowania, przez odbiorców tej energii cieplnej,
wewnętrznych źródeł ciepła obniżających realne zapotrzebowanie energii cieplnej
z sieci ciepłowniczej w okresie zimowym, jak i prognozowanie strat ciepła sieci
ciepłowniczej względem określonych warunków eksploatacyjnych oraz okresową
weryfikację ww. prognozowania w określonym czasie eksploatacji tej sieci ciepłowniczej.
K. Łukaszewski, Prognozowanie zapotrzebowania energii cieplnej sieci ciepłowniczej względem określonych...
65
1. SPOSÓB UTWORZENIA MATEMATYCZNEGO MODELU
PROGNOZOWANIA ZAPOTRZEBOWANIA NA ENERGIĘ CIEPLNĄ
DLA OKREŚLONEJ SIECI CIEPŁOWNICZEJ
W celu minimalizowania różnicy pomiędzy aktualnym zapotrzebowaniem na
energię cieplną jej odbiorców w określonym czasie a ilością tej energii cieplnej
dostarczaną przez sieć ciepłowniczą w tym czasie w określonych różnych warunkach eksploatacyjnych tej sieci ciepłowniczej należy wyróżnić następujące główne
działania, które odnoszą się do:
• prognozowania poboru energii cieplnej z sieci ciepłowniczej do ogrzewania
istniejących budynków (mieszkalnych, administracji i użyteczności publicznej,
zakładów pracy) i do ogrzewania ciepłej wody użytkowej na podstawie pomiarów poboru tej energii w rzeczywistych warunkach eksploatacyjnych,
• prognozowania strat ciepła do otoczenia z sieci ciepłowniczej podczas dystrybucji energii cieplnej do odbiorców na podstawie pomiarów tej energii
w rzeczywistych warunkach eksploatacyjnych.
Tworzony system działań, a dalej system modeli relacji między wyróżnionymi
wielkościami, wynika z następujących relacji:
• między warunkami atmosferycznymi a poborem energii cieplnej z sieci ciepłowniczej do ogrzewania określonych budynków,
• między zachowaniami ludzi przebywających w określonych budynkach a generowaniem wewnętrznych źródeł ciepła, które obniżają pobór energii cieplnej
z sieci ciepłowniczej do ogrzewania tych budynków,
• między zachowaniami ludzi przebywających w określonych budynkach
a ilością energii cieplnej pobranej z sieci ciepłowniczej do podgrzania zużywanej ilości wody użytkowej w tych budynkach,
• między warunkami otoczenia a ilością energii cieplnej traconej do tego otoczenia od zdekomponowanych i określonych elementów sieci ciepłowniczej
w określonych warunkach eksploatacyjnych tej sieci.
Rysunek 1 przedstawia ogólny schemat prognozowania zapotrzebowania
energii cieplnej sieci ciepłowniczej względem określonych warunków eksploatacyjnych tej sieci.
Przedstawiony na rysunku 2 algorytm stanowi przykład predykcyjnego oszacowania ilości ciepła Qco,j,i pobieranego przez określony j-ty budynek do jego
ogrzewania w określonych warunkach eksploatacyjnych We,j,i tego budynku
i w określonym przedziale czasu τi. Należy tu zwrócić uwagę, że przedział czasu
predykcji oszacowuje się na podstawie przeprowadzonych badań empirycznych,
które charakteryzują czas transportu energii cieplnej do najdalej zlokalizowanych
odbiorców tej energii, możliwości regulacyjne zarówno źródła ciepła określonej
sieci ciepłowniczej, jak i samej sieci ciepłowniczej.
66
Rys. 1. Ogólny schemat prognozowania zapotrzebowania energii cieplnej
sieci ciepłowniczej względem określonych warunków eksploatacyjnych tej sieci
Fig. 1. General forecasting scheme of heating energy amount in thermal distribution network
towards specified service conditions of this network
Rys. 2. Ogólny schemat prognozowania zapotrzebowania energii cieplnej j-tego budynku
na potrzeby jego ogrzewania w określonym przedziale czasu
w określonych warunkach eksploatacyjnych
Fig. 2. General forecasting scheme of heating energy demand necessary for heating
purpose of a given building in a definite time interval and in specified service conditions
67
Oszacowanie i-tej funkcji strumienia ciepła pobieranego przez określony budynek na potrzeby jego ogrzewania wynika z relacji między czasem τi a strumieniem Q co ,i pobieranego ciepła z sieci ciepłowniczej do ogrzania tego budynku
w określonych warunkach eksploatacyjnych We,i:
Q co ,i = f (τ i ){We ,i } ,
(1)
gdzie czas τi należy do i-tych przedziałów czasu 0 ≤ τ i ≤ τ i ,max , a warunki eksploatacyjne wyraża następujący zbiór wielkości We,i:
We,i = {Watm ,i } ∧ {We,b ,i } ,
(2)
w którym warunki atmosferyczne Watm,i charakteryzują następujące wielkości:
Watm,i = {Tot , ϕ , ϑd , ϑs , patm , ww , ww, sr , ww,max , wk , e ps } ,
(3)
gdzie:
– temperatura otoczenia (powietrza atmosferycznego) [K],
– wilgotność względna powietrza [%],
ϑd , ϑ s − opad deszczu, śniegu [(kg/m2)/h],
patm
− ciśnienie atmosferyczne zredukowane do poziomu morza [Pa],
ww, ww,sr, ww,max, wk − prędkość wiatru: chwilowa, średnia, maksymalna, w określonym kierunku [m/s],
e ps
– energia promieniowania słonecznego (wartość średnia dla określonego
przedziału czasu τi) [kW/m2].
Tot
ϕ
Warunki eksploatacyjne We,b,i określonego budynku w czasie τi determinuje
całkowity strumień ciepła Q wew,i od źródeł ciepła wygenerowanych wewnątrz tego
budynku. Wartość Q wew,i zależy od zachowań ludzi przebywających w danym
budynku w określonym czasie, co w bezpośredni sposób przekłada się na wygenerowanie wewnętrznych źródeł ciepła, np. liczbę włączonych żarówek, włączonego
sprzętu RTV AGD. Wartość Q wew,i jest bardzo trudna do oszacowania ze względu
na to, że w budynkach znajduje się znaczna liczba różnego rodzaju urządzeń elektrycznych, dlatego do wielkości charakteryzujących warunki eksploatacyjne budynku należą następujące wielkości:
We ,b ,i = { Eel , Vg } ,
(4)
gdzie:
Eel – całkowita ilość energii elektrycznej zużywana przez ludzi przebywających
w określonym j-tym budynku [kWh],
Vg – całkowite objętościowe natężenie przepływu gazu zużywanego przez osoby
przebywające w j-tym budynku, jeśli gaz jest doprowadzany do budynku
(wartość średnia dla określonego przedziału czasu τi) [m3/h].
68
Funkcję (1) oszacowuje się na podstawie przeprowadzonych badań empirycznych, które odnoszą się do pomiarów całkowitego strumienia ciepła pobieranego
z sieci ciepłowniczej przez określony budynek do jego ogrzewania w określonych
warunkach eksploatacyjnych i w określonym czasie. Takie badania charakteryzują
zarówno właściwości fizyczne określonego budynku, jak i zachowania osób w nim
przebywających, które mają wpływ na generowanie wewnętrznych źródeł ciepła.
W praktyce inżynierskiej standardowo wykonuje się pomiary pobieranej energii
cieplnej, w określonym czasie (np. z użyciem MULTICAL 601, firmy Kamstrup),
przez budynki podłączone do sieci ciepłowniczej.
Okresowej weryfikacji wyznaczonych i-tych funkcji Q co ,i dokonuje się poprzez sprawdzenie, czy różnica między wartościami ilości ciepła Qco, j ,i , p pozyskanymi z pomiarów (indeks p) rzeczywistego poboru ilości ciepła w określonym
przedziale czasu τi eksploatacji j-tych budynków w określonych warunkach We,j,i
a wartościami ilości ciepła Qco, j ,i prognozowanych w tych warunkach, nie przekracza wartości dopuszczalnych ΔQdop , tzn.
Qco , j ,i , p − Qco , j ,i ≤ ΔQdop ,
(5)
które wynikają z zastosowanych metod pomiarowych i dokładności pomiarów
określonych wielkości. Okresową ww. weryfikację należy wykonywać, ponieważ
w długim okresie eksploatacji j-tych budynków mogą występować znaczące zmiany ich warunków eksploatacyjnych We,b,i, m.in. mogą się zmieniać właściwości
fizyczne budynków, np. z powodu wykonywanych ich modernizacji albo występujących degradacji tych budynków, następnie wskutek występującej okresowej migracji osób zamieszkujących w określonych budynkach albo zwiększającej się
liczby pustostanów.
Analogiczne jest postępowanie odnoszące się do predykcyjnego oszacowania
ilości ciepła Qcw,j,i, pobieranego przez osoby przebywające w określonym j-tym
budynku do ogrzewania ciepłej wody użytkowej w określonych warunkach eksploatacyjnych We,j,i tego budynku i w określonym przedziale czasu τi − rysunek 3.
Przewody cieplne sieci ciepłowniczej dekomponuje się względem określonych rodzajów przewodów (izolacji) cieplnych, a dalej określony rodzaj przewodu
dekomponuje się na odcinki względem występujących charakterystycznych warunków otoczenia dla danej sieci ciepłowniczej, np. naziemne przewody cieplne
dekomponuje się na odcinki przechodzące przez obszar zabudowany, otwartą przestrzeń, przez las. Przykłady oszacowania ilości ciepła Qm1,i, Qm2,i, Qm3,i traconego
przez określone m-te odcinki określonych 1, 2, 3 rodzajów przewodów cieplnych
w określonych warunkach eksploatacyjnych We,i i w określonym przedziale czasu τi
przedstawiono na rysunkach 4, 5, 6.
Rys. 3. Ogólny schemat prognozowania zapotrzebowania energii cieplnej
dla j-tego budynku na potrzeby ogrzewania ciepłej wody użytkowej
w określonym przedziale czasu w określonych warunkach eksploatacyjnych
Fig. 3. General forecasting scheme of thermal energy demand for a given building
for the purpose of heating daily use water in a definite time interval
and specified service conditions
69
70
Rys. 4. Ogólny schemat prognozowania ilości energii cieplnej traconej przez przewody
cieplne ułożone w kanałach
w określonym przedziale czasu i w określonych warunkach eksploatacyjnych
Fig. 4. General forecasting scheme of thermal energy amount lost through thermal pipes
arranged in channels of definite time interval
71
Rys. 5. Ogólny schemat prognozowania ilości energii cieplnej traconej
przez naziemne przewody cieplne w określonym przedziale czasu
Fig. 5. General forecasting scheme of thermal energy amount lost through ground based
thermal pipes of the heating network towards specified service conditions
72
Rys. 6. Ogólny schemat prognozowania ilości energii cieplnej traconej
przez przewody cieplne ułożone bezkanałowo w określonym przedziale czasu
Fig. 6. General forecasting scheme of heating energy amount lost through thermal pipes
arranged in non-channel sequence in a definite time interval and specified service conditions
Osobno należy traktować działanie oszacowania ilości ciepła Qmc,i traconego
przez mostki cieplne (konstrukcyjne, montażowe, eksploatacyjne, technologiczne
[2]) oraz te elementy sieci ciepłowniczej, które nie były brane pod rozwagę jako
elementy charakteryzujące sieć ciepłowniczą, np. rurociągi przechodzące tranzytem przez budynki, komory ciepłownicze, przepompownie.
Przykład ww. oszacowania przedstawiono na rysunku 7.
73
Rys. 7. Ogólny schemat prognozowania ilości energii cieplnej traconej przez mostki cieplne
oraz pozostałe elementy sieci ciepłowniczej w określonym przedziale czasu
Fig. 7. General forecasting scheme of thermal energy amount lost through thermal bonds
and the remaining elements of heating network in a definite time interval
Oszacowanie funkcji
Q mc ,i = f (τ i ){We ,i } ,
(6)
wynika z relacji między czasem τi a strumieniem ciepła Q mc,i pobieranego z sieci
ciepłowniczej i traconej do otoczenia przez mostki cieplne w określonych warunkach eksploatacyjnych We,i:
We,i = {Watm ,r ,i } ∧ {We,i }.
(7)
Warunki atmosferyczne Watm,r,i, są średnimi wartościami wyróżnionych wielkości
dla całego regionu sieci ciepłowniczej:
Watm ,r ,i = {Tot , φ , ϑd , ϑs , patm , ww , ww, sr , ww,max , wk , e ps } ,
(8)
gdzie oznaczenia jak w (3),
natomiast warunki eksploatacyjne We,i odnoszą się do głównych przewodów cieplnych sieci ciepłowniczej:
74
We,i = {Twz , Twp , m p , mn,i } ,
(9)
gdzie:
Twp, Twz – temperatura wody sieciowej w przewodzie cieplnym na powrocie, na zasilaniu [K],
m p
– masowe natężenie przepływu wody sieciowej [t/h],
mn,i
– masa ubytków wody sieciowej w określonym przedziale czasu τi [kg].
Okresowej weryfikacji i-tych funkcji Q mc,i dokonuje się poprzez sprawdzenie,
czy różnica między wartościami ilości ciepła Qmc ,i , p oszacowanymi na podstawie pomiarów (indeks p) określonych wielkości (11) w określonym przedziale
czasu τi eksploatacji i w określonych warunkach We,i a wartościami ilości ciepła
Qmc,i prognozowanymi w tych warunkach, nie przekracza wartości dopuszczalnych ΔQdop, tzn.
Qmc ,i , p − Qmc ,i ≤ ΔQdop .
(10)
Należy tu podkreślić, że wartość Qmc ,i , p oblicza się z następującej zależności:
⎛
Qmc ,i , p = Qzc ,i , p − ⎜
⎜
⎝
J
∑
j =1
Qco, j ,i , p +
J
∑
j =1
Qcw, j ,i , p +
M
∑
m =1
Qm1,i , p +
M
∑
m =1
Qm 2,i , p +
M
∑Q
m 3,i , p
m =1
⎞
+ Qn,i , p ⎟ ,
⎟
⎠
(11)
gdzie:
Qmc,i,p – oszacowana ilość ciepła traconego przez mostki cieplne sieci ciepłowniczej
oraz przez pozostałe przewody cieplne i nieszczelności tej sieci na podstawie pomiarów określonych wielkości w określonych warunkach eksploatacyjnych We,i i w określonym przedziale czasu τi [J],
Qzc,i,p – zmierzona ilość ciepła pobieranego przez określoną sieć ciepłowniczą ze
źródła ciepła w określonych warunkach eksploatacyjnych We,i i w określonym przedziale czasu τi [J],
Qco,j,i,p – zmierzona ilość ciepła pobieranego przez określony j-ty budynek do jego
ogrzewania w określonych warunkach eksploatacyjnych We,j,i tego budynku i w określonym przedziale czasu τi [J],
Qcw,j,i,p – zmierzona ilość ciepła pobieranego przez osoby przebywające w określonym j-tym budynku do ogrzewania ciepłej wody użytkowej w określonych
warunkach eksploatacyjnych We,j,i tego budynku i w określonym przedziale
czasu τi [J],
Qm1,i,p, Qm2,i,p, Qm3,i,p – zmierzona ilość ciepła traconego przez określone m-te odcinki
określonych przewodów cieplnych (odpowiednio indeksy 1, 2, 3) w określonych warunkach eksploatacyjnych We,i i w określonym przedziale czasu
τi [J],
Qn,i,p – oszacowana ilość ciepła pobieranego do podgrzania zmierzonej ilości masy
ubytków wody sieciowej mn,i,p w określonych warunkach eksploatacyjnych
We,i i w określonym przedziale czasu τi [J].
Należy tu zwrócić jeszcze uwagę, że funkcja (6) (albo jej parametry) może
ulegać częstym zmianom ze względu na zwiększanie się (zmniejszanie po okresowych pracach remontowych) w czasie liczby mostków cieplnych eksploatacyjnych.
75
Podsumowując, prognozowane i-te zapotrzebowanie energii cieplnej Qsc,i sieci
ciepłowniczej z określonym wyprzedzeniem τpr i w określonym przedziale czasu τi
predykcji względem określonych warunków eksploatacyjnych We,i tej sieci oszacowuje się z zależności:
Qsc ,i =
J
∑
j =1
Qco, j ,i +
J
∑
Qcw, j ,i +
j =1
M
∑
Qm1,i +
m =1
M
∑
Qm 2,i +
m =1
M
∑Q
m 3,i
+ Qmc ,i ,
(12)
m =1
gdzie oznaczenia są analogiczne j.w.
Okresowej weryfikacji prognozowanych poborów energii cieplnej Qsc,i z sieci
ciepłowniczej dokonuje się poprzez sprawdzenie, czy różnica między wartościami
ilości ciepła Qsc,i,p pozyskanymi z pomiarów rzeczywistych poborów ilości ciepła
w określonym przedziale czasu τi eksploatacji sieci ciepłowniczej oraz w określonych warunkach eksploatacyjnych We,i a wartościami ilości ciepła Qsc,i prognozowanymi w tych warunkach, nie przekracza wartości dopuszczalnych ΔQdop,i, tzn.
Qsc ,i , p − Qsc ,i ≤ ΔQdop ,i ,
(13)
które wynikają z zastosowanych metod pomiarowych, dokładności pomiarów
określonych wielkości oraz możliwości regulacyjnych źródła ciepła.
WNIOSKI
1. Przedstawiony system działań prognozowania zapotrzebowania energii cieplnej
sieci ciepłowniczej w zadanym czasie umożliwia oszacowanie zapotrzebowania
energii źródłowej sieci ciepłowniczej względem aktualnego w czasie zapotrzebowania odbiorców na tę energię oraz wobec rzeczywistych strat tej energii
cieplnej w czasie jej dystrybucji w różnych warunkach eksploatacyjnych
tej sieci.
2. Prognozowanie zapotrzebowania energii cieplnej sieci ciepłowniczej z uwzględnieniem określonych warunków eksploatacyjnych jest istotnym działaniem
w celu efektywnego dostarczania energii cieplnej do jej odbiorców, tzn. minimalizującego różnicę pomiędzy aktualnym zapotrzebowaniem na energię cieplną a jej dostarczaniem.
LITERATURA
1. Falba Ł, Pietrzyk Z., Smyk A., Twarowski A., Wykorzystanie metody numerycznej MES oraz
pomiarów strumienia ciepła do obliczania strat ciepła w miejskiej sieci ciepłowniczej, I Międzynarodowa Konferencja Naukowo-Techniczna HYPOCAUSTUM, Warszawa, 12–13.05.2009.
2. Gargula M, Analiza strat ciepła przez mostki termiczne w izolacjach rurociągów, rozprawa doktorska, Kraków 2011.
76
3. Górecki J., Sieci cieplne, WPW, Wrocław 1997.
4. Hoes P., Hensen J.L., Loomans M.G.L.C, de Vries B., Bourgeois D., User behavior in whole
building simulation, Energy and Buildings, 2009, 41, p. 295–302.
5. http://www.egain.se/pl-pl/, 2013.
6. http://www.terno.kelvin.pl, 2013.
7. http://www.tt.com.pl, 2013.
8. Kasperkiewicz K., Metoda oceny zapotrzebowania na ciepło do ogrzewania istniejących budynków mieszkalnych, Prace Instytutu Techniki Budowlanej, R. 34, 2005, nr 3, s. 15–29.
9. Krygier K., Sieci ciepłownicze, WPW, Warszawa 2001.
10. Narowski P., Wiszniewski A., Konsekwencje wprowadzenia termicznej dezynfekcji instalacji
ciepłej wody zasilanych z miejskich systemów ciepłowniczych, Ciepłownictwo, Ogrzewnictwo,
Wentylacja, 2005, nr 11, s. 5–9.
11. Niemyjski O., Straty ciepła sieci ciepłowniczych przy zmiennym obciążeniu systemów ciepłowniczych, INSTAL, 2003, 12, s. 25–28.
12. Popescu D., Simulation of space heat demand, 6th International Conference on Electromechanical
and Power Systems, Chisinau (Moldova), October 4–6, 2007, s. 243–246.
13. Popescu D., Serban E., Simulation of domestic hot-water consumption using tme-series models,
6th International Conference on Heat Transfer, Thermal Engineering and Environment (HTE’08)
Rhodes (Greece), August 20–22, 2008, s. 277–282.
14. Popescu D., Ungureanu F., Serban E., Simulation of consumption in district heating systems,
WSEAS International Conference on Urban Rehabilitation and Sustainability, Environmental
Problems and Development, 2008, s. 50–55.
15. Wojdyga K., Prognozowanie zapotrzebowania na ciepło w miejskich systemach ciepłowniczych,
OWPW, Warszawa 2007.
FORECASTING THE DEMAND FOR THERMAL ENERGY
OF THE HEATING DISTRIBUTION NETWORK WITH REGARD
TO THE SPECIFIED OPERATIONAL CONDITIONS
OF THIS NETWORK – MATHEMATICAL MODEL
Summary
This paper presents the system of activities that aim at forecasting the demand for thermal energy of
the heating distribution network with regard to its operational conditions. First, general aspects of
these forecasting activities are identified, then the way of decomposing the heating network into its
characteristic elements is viewed and quantities characterizing the operational conditions of these
elements are determined. Finally, the need to verify periodically the determined values of the forecasted quantities is emphasized. All these activities related to forecasting, identification of the operational conditions for decomposed elements of the heating network and verification of the values of the
forecasted quantities constitute the above mentioned system of forecasting activities.
Keywords: thermal energetics, forecasting, heating network, operating research.
Andrzej Młynarczak
BADANIA WŁAŚCIWOŚCI SMARNYCH OLEJU SILNIKOWEGO
TITAN TRUCK PLUS 15W40 MODYFIKOWANEGO PREPARATEM
EKSPLOATACYJNYM O DZIAŁANIU CHEMICZNYM
W artykule przedstawiono wyniki badań właściwości smarnych oleju silnikowego Titan Truck Plus
15W40 stosowanego w bezwodzikowych silnikach okrętowych oraz modyfikowanego preparatem
eksploatacyjnym o działaniu chemicznym Mind M. Badania wykonano na aparacie czterokulowym
T-02 zgodnie z PN-76/C-04147. Wyznaczono następujące wskaźniki właściwości smarnych: obciążenie zespawania Pz, obciążenie zacierające Pt, największe obciążenie niezacierające Pn, wskaźnik
zużycia pod obciążeniem Ih oraz graniczne obciążenie zużycia Goz.
Uzyskane wyniki są zgodne z wcześniejszymi badaniami autora dotyczącymi innego preparatu eksploatacyjnego o działaniu chemicznym Motor Life Professional. Badania wykazały, że preparat eksploatacyjny Mind M dodany do oleju smarowego spowodował poprawę jego właściwości przeciwzużyciowych i przeciwzatarciowych, a w szczególności znaczący wzrost odporności na zużycie
współpracujących elementów węzła tarcia. Zdaniem autora modyfikacja olejów silnikowych (wyposażonych przez producenta w dodatki przeciwzużyciowe i przeciwzatarciowe) preparatami eksploatacyjnymi może być korzystna w trudnych warunkach pracy urządzenia, np. częste starty i zmiany obciążenia, przeciążenia, praca w zanieczyszczonym środowisku (np. transport, górnictwo,
budownictwo). W przypadku silników okrętowych preparaty eksploatacyjne mogą uchronić silnik
przed zatarciem w sytuacji braku smarowania.
Słowa kluczowe: bezwodzikowy silnik okrętowy, olej smarowy, preparat eksploatacyjny, właściwości
smarne.
WSTĘP
Zapewnienie właściwego smarowania współpracujących elementów węzłów
tarcia jest jednym z najważniejszych problemów na etapie konstrukcji i eksploatacji maszyn. Główną przyczyną utraty zdolności produkcyjnej maszyn i urządzeń
(85–90%) jest zużycie wywołane tarciem [4]. Według [2] 50% paliwa spalanego
przez środki transportu jest zużywane na straty tarcia w ruchomych węzłach.
Oleje smarowe charakteryzują się coraz lepszą jakością. Poprawę jakości
uzyskuje się dzięki dodatkom uszlachetniającym, będącym ich integralną częścią.
Mimo to w ekstremalnych warunkach pracy systemów tribologicznych (wysokie
naciski, prędkości względne, temperatury, chwilowy brak smarowania, np. podczas
rozruchu) elementy tych systemów nie są dostatecznie chronione. W związku
z tym pojawiła się idea wprowadzenia do węzła tarcia wraz z olejem dodatkowej
substancji – preparatu eksploatacyjnego.
78
W literaturze przedmiotowej oraz informacjach producentów prezentowane są
skrajne opinie dotyczące działania preparatów eksploatacyjnych – od szkodliwości,
poprzez znikomą skuteczność do efektywności i dużego znaczenia technicznoekonomicznego oraz ekologicznego [1, 4–5, 7, 9–11]. Tak odmienne opinie wynikają z dużej różnorodności preparatów eksploatacyjnych i różnych mechanizmów
ich działania.
Obecnie najszersze zastosowanie znajdują preparaty o działaniu chemicznym.
Łączą się one trwale z olejem, nie osadzają się zatem na filtrach i nie tworzą
warstw termoizolacyjnych, czego nie można powiedzieć o preparatach zawierających w swym składzie cząstki środków smarnych stałych.
Autorzy prac [3, 6, 8] nie uzyskali zdecydowanej poprawy wskaźników właściwości smarnych, oprócz obciążenia zespawania Pz i granicznego obciążenia
zużycia Goz, które świadczą o pozytywnym wpływie preparatu eksploatacyjnego
w ekstremalnych warunkach pracy. Z tego powodu można sądzić, iż w przypadku
olejów silnikowych wyposażonych przez producenta w pakiety dodatków przeciwzużyciowych (AW) i przeciwzatarciowych (EP) może budzić wątpliwość stosowanie preparatów eksploatacyjnych.
W niniejszej pracy podjęto próbę oceny wpływu preparatu eksploatacyjnego
o działaniu chemicznym Mind M na właściwości smarne oleju obiegowego Titan
Truck Plus 15W40, stosowanego w bezwodzikowych silnikach okrętowych. Badania przeprowadzono przy użyciu aparatu czterokulowego T-02 zgodnie z normą
PN-76/C-04147 [14].
1. METODYKA BADAŃ
Do przeprowadzenia badań tribologicznych użyto aparatu czterokulowego
T-02, wyposażonego we wspomagane komputerowo systemy sterowania i pomiarów. Urządzenie zostało zaprojektowane i wykonane w Instytucie Technologii
Eksploatacji w Radomiu. Metodologię pomiarów opisano w pozycjach [13–16].
Węzeł tarcia przedstawiony na rysunku 1 składał się z czterech kulek ze stali
100 Cr6 o średnicy 12,7 mm, chropowatości powierzchni wyrażonej parametrem
Ra = 0,032 μm i twardości według Rockwella 60 HRC. Trzy nieruchome dolne
kulki 2, osadzone nieruchomo w uchwycie 4, dociskane są siłą P do obracającej się
z prędkością n kulki górnej 1. Dolne kulki zanurzone są całkowicie w badanym
oleju [16].
Badania przeprowadzono dla oleju silnikowego Titan Truck Plus 15W40 stosowanego do smarowania łożysk oraz tulei cylindrowych bezwodzikowych silników okrętowych. Jest to olej silnikowy typu SHPD (Super High Performance
Diesel), oparty na bazie mineralnej z pakietem dodatków uszlachetniających zapewniającym (wg producenta oleju) bardzo dobre właściwości smarne. Olej ten
modyfikowano 5% (w stosunku objętościowym) preparatem eksploatacyjnym
o działaniu chemicznym – Mind M. Składy chemiczne preparatów eksploatacyj-
A. Młynarczak, Badania właściwości smarnych oleju silnikowego Titan Truck Plus 15W40 modyfikowanego...
79
nych o działaniu chemicznym objęte są tajemnicą producentów. Według [10]
Mind M jest kompleksem węglowodorowym, który łączy się chemicznie z metalem, tworząc na powierzchni mikroskopijną, odporną na ścieranie powłokę samosmarną.
Rys. 1. Schemat węzła tarcia: 1 – kulka górna, 2 – kulki dolne,
3 – uchwyt kulki, 4 – gniazdo kulek
Fig. 1. Scheme of the friction pair: 1 – top ball, 2 – lower balls,
3 – top ball holder, 4 – lower balls seat
Zgodnie z normą [14] wyznaczono następujące wskaźniki określające właściwości smarne: obciążenie zespawania Pz, wskaźnik zużycia pod obciążeniem Ih,
największe obciążenie niezacierające Pn, obciążenie zacierające Pt i graniczne obciążenie zużycia Goz.
Obciążenie zespawania Pz i wskaźnik zużycia pod obciążeniem Ih charakteryzują przeciwzatarciowe działanie środków smarnych, natomiast największe obciążenie niezacierające Pn i obciążenie zacierające Pt cechują trwałość warstwy smarowej.
Wyznaczenie wskaźników Pn, Ih, Pz odbywało się zgodnie z normą [14] przy
narastającym skokowo obciążeniu aż do zatarcia kulek. Wyznaczenie wskaźnika Pt
następowało pod wzrastającym w sposób ciągły obciążeniem (zaczynającym się od
obciążenia równego zeru), aż do uzyskania gwałtownego wzrostu oporów ruchu
definiowanego jako przerwanie warstwy smarowej i rozpoczęcie zacierania.
Sposób wyznaczenia wskaźnika Pt przedstawiono na rysunku 2. Miejsce, które
wskazuje strzałka, jest obciążeniem, przy którym następuje gwałtowny wzrost
oporów ruchu (gwałtowny wzrost momentu tarcia), wskazujący na rozpoczęcie
zacierania. Za wynik oznaczenia obciążenia zacierającego Pt przyjmuje się średnią
arytmetyczną wyników co najmniej trzech oznaczeń nieróżniących się od jej średniej arytmetycznej więcej niż o 10%.
Oznaczenie Goz polegało zgodnie z normą [14] na przeprowadzeniu
60-sekundowych biegów zespołu czterech kulek stalowych w obecności badanych
80
środków smarowych, pod stałym obciążeniem, a następnie obliczeniu nacisków
jednostkowych w węźle tarcia na podstawie średniej średnicy skaz powstałych na
nieruchomych kulkach.
Rys. 2. Przebieg momentu tarcia i temperatury przy narastającym obciążeniu węzła tarcia
smarowanego olejem Titan Truck Plus 15W40 modyfikowanym
preparatem eksploatacyjnym Mind M
Fig. 2. The moment of friction and temperature for an increasing load of the friction pair
lubricated by Titan Truck Plus 15W40 engine oil modified by Mind M chemical interaction
aftermarket additive
2. WYNIKI BADAŃ
Wyniki badań oleju silnikowego Titan Truck Plus 15W40 oraz modyfikowanego preparatem eksploatacyjnym Mind M przedstawiono w tabeli 1 oraz na rysunkach 3–5.
Na rysunku 3 przedstawiono porównanie wyznaczonych wskaźników: Pz, Pn,
Pt i Ih dla badanych środków smarnych. Obciążenie zespawania Pz nie zmieniło się,
natomiast pozostałe wskaźniki, tj. największe obciążenie niezacierające Pn, obciążenie zacierające Pt oraz wskaźnik zużycia pod obciążeniem Ih, wzrosły.
Wartość wskaźnika zużycia pod obciążeniem Ih oblicza się według [14] i jego
wzrost wynika z mniejszej średnicy skaz zmierzonej na dolnych kulkach. Mniejsza
średnica skaz jest efektem lepszych właściwości przeciwzużyciowych oleju modyfikowanego preparatem eksploatacyjnym.
81
wskaźniki Pn, Pz, Ih, Pt [N]
3500
TTP 15W40
3000
TTP 15W40 + MIND
2500
2000
1500
1000
500
0
P1n
P2
z
Ih3
P4t
Rys. 3. Właściwości smarne oleju silnikowego Titan Truck Plus 15W40 oraz modyfikowanego
preparatem eksploatacyjnym Mind M: Pn – największe obciążenie niezacierające,
Pz – obciążenie zespawania, Ih – wskaźnik zużycia pod obciążeniem,
Pt – obciążenie zacierające
Fig. 3. Lubricating properties of Titan Truck Plus 15W40 engine oil and modified
by Mind M aftermarket additive: Pn – maximum non-seizure point, Pz – weld point,
Ih – load wear index, Pt – seizure point
Zależność średnicy skaz od obciążenia dla oleju Titan Truck Plus 15W40
oraz modyfikowanego preparatem eksploatacyjnym Mind M przedstawiono na
rysunku 4. Tylko dla obciążenia wynoszącego 784,8 N średnice skaz są zbliżone.
Dla wyższych obciążeń węzła tarcia niższe średnice uzyskuje się w przypadku
oleju modyfikowanego preparatem eksploatacyjnym. Dodanie zatem preparatu
eksploatacyjnego Mind M do badanego oleju smarowego powoduje zwiększenie
odporności na zużycie współpracujących elementów węzła tarcia.
4,0
TTP 15W40
średnica skaz [mm]
3,5
TTP 15W40 + MIND
3,0
2,5
2,0
1,5
1,0
0,5
0,0
0
500
1000
1500
2000
2500
3000
obciążenie [N]
Rys. 4. Średnice skaz w funkcji obciążenia dla badanych środków smarowych
Fig. 4. Scar diameters in load function for tested lubricants
82
2
graniczne obciążenie zużycia [N/mm ]
Z rysunku 5 wynika, że preparat eksploatacyjny w znaczący sposób poprawia
odporność na zużycie współpracujących elementów. Dodanie preparatu eksploatacyjnego Mind M (w ilości 5% objętościowo) do oleju Titan Truck Plus 15W40
spowodowało wzrost granicznego obciążenia zużycia Goz aż o 370% (z wartości
830 N/mm2 do 3061 N/mm2). Wynik ten może sugerować, iż preparat eksploatacyjny tworzy na powierzchni współpracujących elementów dodatkową warstwę
graniczną (niezależnie od warstwy granicznej utworzonej przez olej smarowy),
która uaktywnia się w ekstremalnych warunkach pracy elementów węzła tarcia.
Warstwa ta może stanowić dodatkową ochronę przed zatarciem.
Uzyskane wyniki zgodne są z wcześniejszymi badaniami dotyczącymi innego
preparatu eksploatacyjnego o działaniu chemicznym i opublikowanymi w [12].
3500
TTP 15W40
3000
TTP 15W40 + MIND
2500
2000
1500
1000
500
0
1
2
Rys. 5. Graniczne obciążenie zużycia badanych środków smarowych
Fig. 5. The load limit of wear for tested lubricants
Tabela 1. Właściwości smarne oleju Titan Truck Plus 15W40 modyfikowanego preparatem
eksploatacyjnym Mind M
Table 1. Lubricating properties of Titan Truck Plus 15W40 engine oil and modified
by Mind M aftermarket additive
Wskaźniki właściwości
smarnych
Titan Truck Plus 15W40
Titan Truck Plus 15W40
+ 5% Mind M
Pn [N]
784,8
981
Pz [N]
3090
3090
Ih [N]
468
628
Pt [N]
2200
2416
830
3061
2
Goz [N/mm ]
83
PODSUMOWANIE
1. Preparat eksploatacyjny Mind M dodany do oleju smarowego Titan Truck Plus
15W40 w stosunku 5% (objętościowo) poprawia właściwości przeciwzużyciowe i przeciwzatarciowe.
2. Spośród badanych wskaźników obciążenie zespawania Pz nie zmieniło się, natomiast wzrosły pozostałe, tj. największe obciążenie niezacierające Pn, obciążenie zacierające Pt i wskaźnik zużycia pod obciążeniem Ih.
3. Preparat eksploatacyjny w znaczący sposób poprawia odporność na zużycie
współpracujących elementów charakteryzowaną parametrem Goz – graniczne
obciążenie zużycia. Parametr ten wzrósł aż o 370% (z wartości 830 N/mm2 do
3061 N/mm2), co może sugerować, iż preparat eksploatacyjny tworzy na powierzchni współpracujących elementów dodatkową warstwę graniczną (niezależnie od warstwy granicznej utworzonej przez olej smarowy), która uaktywnia
się w ekstremalnych warunkach pracy elementów węzła tarcia. Warstwa ta może stanowić dodatkową ochronę przed zatarciem.
4. Modyfikowanie olejów silnikowych preparatami eksploatacyjnymi o działaniu
chemicznym może być uzasadnione w trudnych warunkach pracy urządzenia,
np. częste rozruchy i zmiany obciążenia, przeciążenia, praca w zanieczyszczonym środowisku (transport, górnictwo, budownictwo). W przypadku silników
okrętowych preparaty eksploatacyjne mogą uchronić silnik przed zatarciem
w sytuacji braku smarowania.
LITERATURA
1. Capanidis D., Wieleba W., Kowalewski P., Wpływ wybranych smarowych preparatów eksploatacyjnych na właściwości tribologiczne materiałów polimerowych podczas tarcia ze stalą, Tribologia, 2010, nr 6, s. 11–23.
2. Krawiec S., Wpływ synergizmu wybranych napełniaczy w smarze na zwiększenie trwałości ślizgowych węzłów maszyn, Oficyna Wydawnicza Politechniki Wrocławskiej, Wrocław 1998.
3. Laber A., Analiza możliwości wykorzystania preparatu eksploatacyjnego Motor Life Professional
w modyfikowaniu warunków pracy węzłów tarcia pojazdów samochodowych, Tribologia, 2009,
nr 5, s. 99–108.
4. Laber A., Modyfikowanie warunków pracy węzła tarcia olejami z dodatkami eksploatacyjnymi na
bazie środków smarnych stałych, Tribologia, 2011, nr 5, s. 137–145.
5. Laber S., Badania własności eksploatacyjnych i smarnych uszlachetniacza metalu, Uniwersytet
Zielonogórski, Zielona Góra 2003.
6. Laber S., Adamczuk K., Właściwości tribologiczne węzła tarcia z wykorzystaniem wybranych
gatunków brązów, Tribologia, 2010, nr 6, s. 49–57.
7. Laber S., Jenek M., Badania wpływu preparatów eksploatacyjnych na zmianę własności smarnych olejów oraz właściwości tribologiczne żeliwa, Tribologia, 2010, nr 6, s. 25–38.
8. Laber S., Laber, A., Ocena własności smarnych wybranych środków smarowych stosowanych
w eksploatacji urządzeń dźwigowych, Tribologia, 2010, nr 4, s. 275–281.
84
9. Łuksa A., Witkoś A., Dodatki uszlachetniające do olejów smarowych, Paliwa, Oleje i Smary
w Eksploatacji, 1995, nr 19, s. 24–26.
10. Materiały informacyjne dotyczące preparatu eksploatacyjnego Mind.
11. Mc Fall D., Dwugłos na temat dodatków wspomagających do olejów, Paliwa, Oleje i Smary
w Eksploatacji, 2000, nr 69, s. 19–23.
12. Młynarczak A., Badania wpływu preparatu eksploatacyjnego o działaniu chemicznym na własności smarne oleju Titan Truck Plus 15W40 stosowanego w silnikach okrętowych, Zeszyty Naukowe Akademii Morskiej w Gdyni, Gdynia 2012.
13. Piekoszewski W., Szczerek M., Tuszyński W., The action of lubricants under extreme pressure
conditions in a modified four-ball tester, Wear, Vol. 240, 2001, p. 183–193.
14. PN-76/C-04147, Badanie własności smarnych olejów i smarów.
15. Szczerek, M., Tuszyński, W., Tribological Tests, Scuffing, Instytut Technologii Eksploatacji,
Radom 2000.
16. T-02U Aparat czterokulowy, Instrukcja obsługi, Instytut Technologii Eksploatacji, Radom 2011.
INVESTIGATION OF THE LUBRICATING PROPERTIES OF TITAN TRUCK
PLUS 15W40 ENGINE OIL MODIFIED BY CHEMICAL INTERACTION
AFTERMARKET ADDITIVE
Summary
The paper presents the results of lubricating properties tests of Titan Truck Plus 15W40 motor oil
used in trunk piston marine diesel engines and modified by the Mind M aftermarket additive. The test
results were collected by means of a four-ball extreme pressure tester T-02 according to Polish Norm
PN-76/C-04147. The following lubricating properties parameters were determined: weld point Pz,
maximum non-seizure point Pn, seizure point Pt, load wear index Ih and load limit of wear Goz.
Obtained results agree with previous authors investigations concerning different chemical interaction
aftermarket additive Motor Life Professional. Investigations showed that modification of lubricating
oil by Mind M aftermarket additive improves antiwear and antiseizure properties of the tested oil and
especially the wear resistance of the friction node elements. In authors opinion, modifying of motor
oils (provided by antwear and antiseizure additives by the manufacturer) by the aftermarket additives
can bring some advantages rather only in hard working condition of the machine for example
frequent starts and load changes, overloads, operation in polluted atmosphere (transport, mining,
building engineering). In case of marine diesel engines aftermarket additives can protect engine
against seizing in the event of lubrication lack.
Keywords: trunk piston diesel engine, lubricating oil, aftermarket additive, lubricating properties.
Justyna Molenda
INFLUENCE OF LAPPING VELOCITY, PRESSURE AND TIME
ON CERAMIC ELEMENTS MACHINING RESULTS
Ceramics in recent years have been sought in many applications due to their improved properties like
low density, high fracture toughness, high hardness and wear resistance, good high temperature
strength and others. On the negative side, they are far less ductile than metals and tend to fracture
immediately when any attempt is made to deform them by mechanical work. This is why machining of
ceramic materials is a big challenge and quite expensive affair. Primarily they are finished by
abrasive machining processes such as grinding, lapping and polishing.
Lapping is used for achieving ultra-high finishes and close tolerances between mating pieces. It has
been found very useful in the manufacture of optical mirrors and lenses, ceramics, hard disk drive,
semiconductor wafers, valve seats, ball bearings, and many more parts. Lapping process on ceramics
usually produces the surface finish as about 1÷0.01 µm of Ra.
Aluminium oxide is one of the hardest materials known. Its high hardness promotes a series of
applications in mechanical engineering, such as bearings and seals. During research Al2O3 sealing
elements were lapping. The main goal was to check the results of machining for different process
parameters. The experiments were conduct during flat lapping with use of ABRALAP 380 lapping
machine. The lapping machine executory system consists of three conditioning rings. The process
results were surface roughness Ra and material removal rate.
Keywords: one side lapping, Al2O3 lapping, lapping process results, material removal rate.
INTRODUCTION
The finishing processes are an important perspective to be considered today to
meet the goals like parallelism, tolerances, flatness, and smooth surface of
workpieces. These processes are high-precision abrasive processes used to generate
surfaces of desired characteristic such as geometry, form, tolerances, surface
integrity, and roughness characteristics. A leading importance in this perspective
has the lapping process. It leads to a surface with low roughness and high
precision. The topographical structure resulting from lapping is very advantageous
in sliding joints, because of the high ability of lubricant retention, as well as in
nonsliding joints because of the high load-carrying ability. Lapping process is used
in a wide range of applications and industries. Typical examples of the processed
components are pump parts, transmission equipment, cutting tools, hydraulic and
pneumatic, aerospace parts, inspections equipment, stamping and forging [3, 4, 6].
86
The most extensively used type of lapping process is flat lapping. Its goal is to
achieve extremely high flatness of the workpiece and/or close parallelism of
double-lapped faces. The other applications include removal of damaged surface
and sub-surface layers and, enhancement of the surface finish on workpieces [2, 4, 8].
1. CERAMIC MATERIALS LAPPING
Modern-day products are characterised by high-precision components.
Ceramic materials have been widely adapted as functional materials as well as
structural materials in various industrial fields and their application to precision
parts also increased. However, the high dimensional accuracy and good surface
quality required for precision parts are not necessarily obtained by the conventional
forming and sintering process of ceramic powders. Thus finishing processes of the
ceramics after forming and sintering are an important perspective to be considered
to meet the goals like parallelism, tolerances, flatness, and smooth surface. These
processes are high-precision abrasive processes used to generate surfaces of desired
characteristics such as geometry, form, tolerances, surface integrity, and roughness
characteristics. Abrasive finishing processes are used in a wide range of material
applications and industries. Grinding, lapping, and polishing have a leading
importance in these perspective [4, 5, 7].
To obtain closer tolerances, ceramic materials demand a very highly
sophisticated equipment and skilled labor, which will obviously lead to high
manufacturing costs. Surface and subsurface damage (after grinding process) is one
of the problems that is seriously affecting the performance of ceramic components.
Hence to obtain all necessary machining qualities without much investment, design
engineers have suggested the lapping process, used especially after grinding. The
relative speed in lapping is much lower than in grinding. Consequently, the
concentration of energy in the contact area is much lower.
Polishing usually is used after lapping. Lapping tends to decrease the original
surface roughness but it’s main purpose is to remove material and modify the
shape, whereas polishing implies better finish with little attention for form
accuracy [4, 5, 7].
2. EXPERIMENTS PROCEDURE
Aluminium oxide is one of the hardest materials known. Its high hardness
promotes a series of applications in mechanical engineering, such as bearings and
seals. A slurry composed of diamond grains mixed with liquid or paste carrier is
generally used for that material machining. Due to diamond price this is the
expensive solution, especially when considering continuous supplying.
J. Molenda, Influence of lapping velocity, pressure and time on ceramic elements machining results
87
This paper reports the observations of Al2O3 lapping process results received
with use of different abrasive material, cheaper than diamond – boron carbide.
Specifically, the material removal rate (MRR) and surface characteristic are studied
in the light of varying lapping parameters, like lapping velocity, pressure, and time.
Each workpiece was weighed before and after lapping using a precision weighing
scale precise to within 1×10–4 g to determine the material removal rate in gram per
minute. In addition, the initial thickness of each sample was determined with
a digital micrometer precise to within 1×10–3 mm. The difference between the
initial thickness and final thickness was used to obtain the material removal rate in
mm per minute. Equation (1) was used to calculate the MRR [1]:
MRR =
where:
W1
W2
T1
T2
H1
H2
–
–
–
–
–
–
ΔW W1 − W2
ΔH H 1 − H 2
=
or
=
,
ΔT
T2 − T1
ΔT
T2 − T1
(1)
initial weight of sample,
final weight of sample,
time at onset of lapping,
time at the end of lapping,
initial thickness of sample,
final thickness of sample.
A Hommeltester T8000-R60 profilometer with a resolution of 0.01 µm was
used to determine the surface roughness before and after lapping. The radius of the
stylus used was 2 µm.
Percentage Ra improvement was determined using [1]:
KRa =
(Average initial Ra − Average final Ra ) × 100
Average initial Ra
(2)
The experiments were carried out on a one-plate lapping machine ABRALAP
380 with a grooved cast-iron lapping plate and three conditioning rings (Fig. 1).
The machine kinematics allows for direct adjusting wheel velocity in range up to
65 rev/min. It is also equipped with a four-channel tachometer built with optical
reflectance sensors SCOO-1002P, and a programmable tachometer 7760 Trumeter
Company, which enables to read the value of rings and plate rotational speed.
During experiments three values of lapping speed: 49, 38, and 27 m/min were
executed.
Workpieces were commercially available valve sealing elements placed in the
conditioning rings with use of workholdings (Fig. 2). Samples were lapped during
15 and 20 minutes.
ABRALAP 380 is also equipped with liquid slurry dispensing system,
enabling constant supplying of fresh abrasive grains into the work zone. The
supply of the slurry was maintained at 19·10–8 m3/s. It was composed of boron
carbide grains mixed with kerosene and machine oil. Abrasive grains size used was
F400/17.
88
Fig. 1. One-plate lapping machine ABRALAP 380
Fig. 2. Samples location in the conditioning ring
Abrasive concentration which is defined as:
m=
Mass of the abrasive
,
Mass of the lapping liquid
(3)
was m = 0.25.
The lapping pressure was provided by dead weights. During experiments three
values were executed: 0.025 and 0.038 and 0.051 MPa.
3. TESTS RESULTS
Figures 3–8 presents some results obtained during the tests. There are
presented dependencies of ΔW, ΔH, MRR, in mg/min and mm/min, and surface
roughness parameter Ra and KRa on lapping velocity, pressure and time.
89
ΔW [g]
MRR [g/min] [g]
0,20
0, 010
0,15
0,008
0,006
0,10
0,004
0,05
0,00
15 min
20 min
v = 27 m/min
v = 38 m/min
v = 49 m/min
0,002
0,000
15 min
20 min
Fig. 3. Test results of ΔW and MRR depending on lapping time and velocity obtained
for Al2O3 elements (BC-F400/17, p = 0.038 MPa)
MRR [mm/min]
ΔH [mm]
0,40
0,020
0,30
0,015
0,20
0,010
v = 27 m/min
0,10
v = 38 m/min
v = 49 m/min
0,00
15 min
0,005
0,000
20 min
15 min
20 min
Fig. 4. Test results of ΔH and MRR depending on lapping time and velocity obtained
It can be seen that both ΔW and ΔH are dependent on lapping time and
velocity. The smallest values were obtained for v = 27 m/min and for 15 minutes of
lapping. Achieved values are consistent with others published works. Fig. 5 shows
that also Ra parameter varies with lapping time and velocity. The smallest value of
Ra was achieved after lapping with maximum plate speed and time, but the
differences as can be seen on Fig. 5, are slight. The best surface improvement (KRa
about 10%) was obtained during lapping with highest value of v = 49 m/min and
lasting 20 minutes. This value was about 3 times bigger than after 15 minutes.
Ra [μm]
KRa [%]
10
0,8
8
0,6
6
0,4
4
v = 27 m/min
0,2
v = 38 m/min
v = 49 m/min
0,0
15 min
20 min
2
0
15 min
20 min
Fig. 5. Test results of Ra and KRa depending on lapping time and velocity obtained
90
MRR [g/min]
ΔW [g]
0,012
0,30
0,009
0,20
0,006
p = 0,025 MPa
0,10
p = 0,038 MPa
0,00
15 min
20 min
p = 0,051 MPa
0,003
0,000
15 min
20 min
Fig. 6. Test results of ΔW and MRR depending on lapping time and pressure obtained
for Al2O3 elements (BC-F400/17, v = 49 m/min)
Fig. 6–8 presents the changes of examined parameters with lapping time and
pressure. It can be seen that both ΔW and ΔH are dependent on those two
parameters. The biggest values were obtained for p = 0.051 MPa and for 20
minutes of lapping. As can be seen also MRR varies with lapping time and
pressure. Its changes are similar to ΔW and ΔH.
ΔH [mm]
MRR [mm/min]
0,80
0,04
0,60
0,03
0,40
v = 0,025 MPa
0,20
v = 0,038 MPa
0,02
0,01
v = 0,051 MPa
0,00
15 min
0,00
20 min
15 min
20 min
Fig. 7. Test results of ΔH and MRR depending on lapping time and pressure obtained
KRa [%]
Ra [μm]
0,8
15
0,6
12
9
0,4
0,2
v = 0,025 MPa
6
v = 0,038 MPa
3
v = 0,051 MPa
0,0
15 min
20 min
0
15 min
20 min
Fig. 8. Test results of Ra and KRa depending on lapping time and pressure obtained
As Fig. 8 presents KRa values significantly varies most of all with lapping
time. The influence of lapping pressure is smaller.
91
CONCLUSIONS
Lapping process is commonly used for ultra-precision machining of various
materials, especially when they are difficult to machine. This group includes
ceramic materials. Among them widely used is Al2O3. Because of its applications
requiring extreme dimensional accuracy, straightness and concentricity, lapping
process is used. Because of the lack of its complex model there is a need to
empirically find optimal parameters. The results are partially presented in this
paper. The material removal rate and specimens surface characteristic are studied
in the light of used lapping parameters, like pressure, velocity, and time. Achieved
values of total ΔW, ΔH, and MRR per minute are similar to those presented in
others authors works what can prove their correctness. Here were presented results
for rough lapping conditions (F400/17). Others parameters, like abrasive grains
size influence will be studied and the results will be presented in future works.
REFERENCES
1. Agbaraji C., Raman S., Basic observations in the flat lapping of aluminum and steels using
standard abrasives, International Journal of Advanced Manufacturing Technology, 2009, No. 44.
2. Crichigno Filho J.M., Teixeira C.R., Valentina L.V.O.D., An investigation of acoustic emission to
monitoring flat lapping with non-replenished slurry, International Journal of Advanced
Manufacturing Technology, 2007, No. 33.
3. Horng J.H., Jeng Y.R., Chen C.L., A model for temperature rise of polishing process considering
effects of polishing pad and abrasive, Transactions of ASME, Vol. 126, 2004.
4. Marinescu I.D., Uhlmann E., Doi T.K., Handbook of lapping and polishing, CRC Press Taylor &
Francis Group, Boca Raton 2007.
5. Molenda J., Barylski A., Al2O3 sealing elements lapping, Journal of KONES Powertrain and
Transport, Vol. 19, 2012, No. 3.
6. Molenda J., Barylski A., Analysis of mathematical model describing a problem of temperature
rise during one-sided surface lapping, Journal of KONES Powertrain and Transport, Vol. 16,
2009, No. 4.
7. Sreejith P.S., Ngoi B.K.A., Material removal mechanism in precision machining of new
materials, International Journal of Machine Tools & Manufacture, 2001, No. 41.
8. www.engis.com.
92
WPŁYW NACISKU JEDNOSTKOWEGO, PRĘDKOŚCI
I CZASU DOCIERANIA NA EFEKTY OBRÓBKI ELEMENTÓW
Z CERAMIKI TECHNICZNEJ
Streszczenie
Zakres zastosowań ceramiki technicznej obejmuje współcześnie prawie wszystkie dziedziny techniki.
Tak szerokie wykorzystywanie wynika z jej licznych zalet, jak korzystny stosunek masy do objętości,
wysoka twardość, odporność na ścieranie, odporność na korozję, mechaniczną wytrzymałość
w wysokiej temperaturze, trwałość kształtu i inne. Istotną cechą prawie wszystkich materiałów
ceramicznych jest ponadto ich kruchość. Te szczególne cechy ceramiki, w połączeniu z wysokimi
wymaganiami pod względem jakości powierzchni obrobionej oraz dokładności wymiarowokształtowej wyrobu, sprawiają, że należy ona do grupy najtrudniej obrabianych materiałów
konstrukcyjnych i należy przywiązywać szczególną uwagę do wyboru metody obróbki i doboru jej
parametrów. Zastosowanie znajdują tylko niektóre metody wytwarzania. Szeroko wykorzystywane są
przede wszystkim szlifowanie, docieranie i polerowanie.
Docieranie stosuje się najczęściej wtedy, gdy wymagana jest jednocześnie wysoka dokładność
kształtu, dokładność wymiarowa oraz określona mikrostereometria powierzchni obrobionej. Jako
rodzaj obróbki wykończeniowej docieranie ma obecnie wiele zastosowań, między innymi w przemyśle
kosmicznym, samochodowym, narzędziowym, medycznym, elektrooptyce, wytwarzaniu elementów
urządzeń do archiwizacji danych, elementów pomp i zaworów. Pozwala ono na uzyskanie
chropowatości powierzchni elementów ceramicznych Ra = 1–0.01 µm.
Tlenek glinu jest jednym z najtwardszych materiałów konstrukcyjnych, co umożliwia jego szerokie
zastosowanie w budowie maszyn, między innymi na elementy łożysk i uszczelnień. W pracy
przedstawiono wyniki docierania elementów wykonanych z tego materiału. Głównym celem było
sprawdzenie efektów obróbki przy zastosowaniu różnych parametrów procesu. Badania prowadzono
w czasie docierania jednotarczowego na docierarce ABRALAP 380 o podstawowym układzie wykonawczym, składającym się z trzech pierścieni prowadzących. Analizowano chropowatość powierzchni
opisaną parametrem Ra i ubytek materiałowy, liniowy i masowy.
Słowa kluczowe: docieranie jednotarczowe, docieranie ceramiki Al2O3, efekty docierania, ubytek
materiałowy.
Dariusz Nanowski
Gdynia Maritime University
CARGO LOADING RATE ASSESSMENT FOR CC4 MIXTURES
CARRIED ON BOARD LPG SHIPS
This paper presents a method of calculations in order to assess possible cargo loading rate for CC4
cargo when its composition is taken into account.
Cargo loading rate is essential in use of LPG carriers. After short description of C4-Crude (CC4)
cargoes, composition of sample cargo is shown. Example of LPG carrier loading log is discussed and
explained. Reliquefaction system used on board ship is taken into account and its refrigeration
capacity is discussed.
Microsoft Excel is used to calculate total cargo loading rate for CC4 cargoes. Assumptions for
preparing its formulas are explained, final result as a diagram is shown. Conclusions are discussed.
Keywords: LPG carrier, cargo process, cargo loading rate, C4-Crude cargo.
INTRODUCTION
LPG – liquefied petroleum gas is the general name given for propane, butane
and mixtures of the two. The main production of LPG is found within petroleum
producing countries. LPG is extracted from natural gas or crude oil streams
coming from underground reservoirs. Of course, these products are obtained as
a by-product [3].
Table 1. An example of composition of C4-Crude cargo [7]
Characteristics
Units
Value
Test Method
1,3-Butadiene
% wt
min. 32
GC
C3 and Lighter
% wt
max. 0.6
GC
C4 Acethylenes
% wt
max. 2.0
GC
Propadiene & Methylacethylene
% wt
max. 0.4
GC
Isobutene
% wt
min. 17
GC
Saturated C4
% wt
max. 24
GC
C5 and Higher
% wt
max. 0.4
GC
Total Sulphur
ppm wt
max. 1
ASTM D3246
Carbonyls (as acetaldehyde)
max. 200
GC
Water
no free
Visual
Other C4 components present but not specified in this specification are:
1-Butene, 2-Butenes, 1,2-Butadiene
94
C4-Crude cargoes are mixtures of various liquefied gases and are not listed in
the IGC Code. In this paper, based on some ships owner practice, four components
are taken into account: Butylene (C4H8), 1,3 – Butadiene (C4H6), Isobutane (C4H10)
and nButane (C4H10). Below in Table is shown an example of composition of
cargo.
Because of different compositions of CC4, which depends on supplier, the
biggest problem facing LPG carrier before loading is to determine the cargo
loading rate. There are no similar trials like described below in available literature
[3, 8, 9].
1. THE CARGO LOADING RATE OF LPG CARRIER
There are many factors which determine how fast cargo could be loaded on
board the ship. Below in Table 2 cargo loading rate is shown during loading
operation on board one LPG carrier. Excluding CC4 composition, which impact
during loading is constant, ship`s cargo manifold temperature is the main factor
from supplier side which influences on the loading rate. Of course, lower
temperature – higher rate. On the other hand reliquefaction plant on board the ship
determine its total refrigeration capacity, which causes how fast already loaded
CC4 is cooled down and if pressure in the cargo tanks is kept in proper range.
Table 2. An example of loading sheet of C4-Crude cargo [7]
Pump Log
Vessel: „XXXXX”
Voyage: 2013-01
Date:
23.04.2013
Date
Time
24-Apr-13
24-Apr-13
Port:
XXXXXX
Terminal: xxxxxxx
Berth:
xxxxxxx
Grade:
Connection:
Operation:
ConnecUon Vap:
Ship's Manifold
CC4
8"x300ASA
Loading
N/A
Liqid Syftems: No 2
Before:
59
To Load
9300
Cargo (mt)
Rate
Remarks
Temp. C
Pres. Bg
OBQ(mt)
Loaded
To Load
0:00
0.0
0.2
74
15
9286
1:00
0.0
0.0
74
15
9285
0
0025 Loadlng suspended
24-Apr-13
10:00
4.0
0.2
102
43
9257
28
0942 Loadlng resumed
24-Apr-13
11:00
4.0
0.2
176
117
9183
74
24-Apr-13
12:00
4.0
0.2
269
210
9090
93
24-Apr-13
13:00
6.0
0.2
354
295
9005
85
24-Apr-13
14:00
8.0
0.5
438
379
8921
84
24-Apr-13
15:00
6.0
0.5
517
458
8842
79
24-Apr-13
16:00
8.0
1.0
615
556
8744
98
24-Apr-13
17:00
8.0
1.0
708
649
8651
93
24-Apr-13
18:00
9.0
1.1
793
734
8566
85
24-Apr-13
19:00
8.0
1.0
869
810
8490
76
24-Apr-13
20:00
8.0
0.8
947
888
8413
77
24-Apr-13
21:00
8.0
0.5
1029
970
8330
82
24-Apr-13
22:00
8.0
0.5
1114
1055
8245
85
2312 Commenced loading CC4
95
D. Nanowski, Cargo loading rate assessment for CC4 mixtures carried on board LPG ships
In Table 3 are shown parameters of Burckhardt compressors 2K 160 type,
which are operating during loading CC4. After short analysis these parameters it is
clear, that compressors are operating with one-stage cycle without cargo
economizer [4]. Of course used cycle of compressors, which may operate as one or
two stages machine with or without interstage cooling of vapour, is essential.
Appropriate thermodynamic properties of processes [5, 6] shall be followed
by general good condition of reliquefaction plant, especially compressors where
mass flow capacity influence on final refrigeration capacity (for example
theoretical and real volume capacity of compressor essential [1, 2]) and for some
cargoes discharge temperature is limited by polymerization hazard.
Refrigeration capacity of reliquefaction plant enables to keep pressure in cargo
tanks in proper range. According to cargo requirements, appropriate temperature
should be obtained and kept before, during and after loading in order to not exceed
allowed pressures in cargo tanks. It is strongly related with loading rate, where
required lower temperatures in cargo tanks mean lower loading rate.
Table 3. Compressors parameters during loading C4-Crude cargo [7]
COMPRESSOR
Vessel xxxxxxx
Load Port : xxxxx
Product : CC4
Date
Time
Load 100% / 50%
Gas Cargo Voyage Report
Machinery Section
Voyage Number : 01-2013
Discharge Port
P
C
S
2013-04-27
100
C
S
2013-04-28
1800Hrs
100
P
100
100
C
S
P
2013-04-28
0900Hrs.
100
Voyage Unladen
P
1800Hrs
100
100
100
C
S
P
C
S
2013-04-29
0900Hrs.
100
100
100
100
Motor Hours Run
Volts
450
450
450
450
450
450
450
450
450
450
450
450
Amperes
260
260
260
250
250
250
260
260
260
270
270
270
Motor Room Temp
18
13
20
14
Pressure PI Suction
0.05
0.1
0.1 0.05 0.05
0.1
0.1 0,15
0.1 0,15
PI Stg 1 Discharge
5.2
5.3
5.4
5.5
5.4
5.5
5.1
5.6
5.0
5.1
0,2
5.1
PI Stg 2 Discharge
5.3
5.4
5.5
5.6
5.5
5.6
5
5.7
5.1
5.2
5.2
Temp TI Stg 1 Suction
10
13
10
9
11
11
12 11.5
TI Stg 1 Disch
89
90
90
89
90
87
88
TI Stg 2 Suction
11
10
10
10
10
10
8
9
8
8
7
Ti Stg 2 Disch
89
90
90
88
91
87
91
88
89
84
81
84
8
10
6
84
79
76
2. THE CARGO LOADING RATE DIAGRAM
Because of CC4 cargoes are quite different depends of supplier, and their
composition change very often, it is necessary on board LPG ships and in owners`
offices to have some tools for quick assessing expected cargo loading rate
especially when some grade is being loaded first time.
96
Microsoft Excel is common used in offices and also on board ships
worldwide, so it was chosen to be employed for this task. Detailed parameters of
pure components e.g.: Butylene (C4H8), 1,3 – Butadiene (C4H6), Isobutane (C4H10)
and nButane (C4H10) was taken from the gas plant manufacturer. Based on this data
loading rate curves were created for each component and some formulas were
written in Excel to calculate total loading rate when the percentage composition a
mixture changes. Logarithmic scale is used for more convenient reading values of
loading rate.
Final result is shown in Fig. 1. There is the diagram which generated curves of
loading rate for mixture: 20% Butylene (C4H8), 60% 1,3 – Butadiene (C4H6), 20%
Isobutane (C4H10) and 0% nButane (C4H10).
Fig. 1. Cargo loading curves for mixture: 20% Butylene, 60%1,3 – Butadiene,
20% Isobutane
Depend on both: manifold and required cargo tanks temperature, the diagram
shows appropriate loading rates, which are possible to be reached. There are two
assumptions which has to be taken into account:
• resultant curves are based on data prepared by manufacturer for specific type of
ship;
• resultant curves are based on specific type of reliquefaction plant.
It means that the diagram is useful for one type of LPG carrier and closely depend
on technical condition of ship.
D. Nanowski, Cargo loading rate assessment for CC4 mixtures carried on board LPG ships
97
CONCLUSIONS
The diagram described above is currently checked in practice. As it was
mentioned before, theoretical curves created by producer and transferred by Excel
formulas have to stand comparison with real condition of operation of LPG carrier.
Each time when the percentage composition of a mixture is changed,
immediately new cargo loading rate curves are created on the diagram.
REFERENCES
1. Bohdal T., Charun H., Czapp M., Urządzenia chłodnicze sprężarkowe parowe, Wydawnictwo
Naukowo-Techniczne, Warszawa 2003.
2. Królicki Z., Termodynamiczne podstawy obniżania temperatury, Oficyna Wydawnicza Politechniki Wrocławskiej, Wrocław 2006.
3. Mc Guire J.J., White B., Liquefied gas handling principles on ships and in terminals,
Witherby&Co, London 2000.
4. Nanowski D., Gas plant of Ethylene gas carrier and two stages compression optimization of
Ethylene as a cargo based on thermodynamic analysis, Journal of Polish CIMAC, 2012, Vol. 7,
p. 183–190.
5. Nanowski D., Regulacja wydajności chłodniczej systemu etylenowego z kaskadą dla mieszaniny
propan-etan, cz. 1, Technika Chłodnicza i Klimatyzacyjna, 2011, nr 9, s. 451–454.
6. Nanowski D., Regulacja wydajności chłodniczej systemu etylenowego z kaskadą dla mieszaniny
propan-etan, cz. 2, Technika Chłodnicza i Klimatyzacyjna, 2011, nr 12, s. 574–575.
7. Ships owner data.
8. Vauldon A., Liquefied gases. Marine transportation and storage, Witherby&Co, London 2000.
9. Włodarski J.K., Bezpieczeństwo transportu gazów skroplonych na zbiornikowcach, SDK Wyższej
Szkoły Morskiej, Gdynia 1993.
OKREŚLANIE RATY ZAŁADUNKOWEJ DLA MIESZANIN CC4
TRANSPORTOWANYCH NA GAZOWCACH LPG
Streszczenie
W publikacji zaprezentowano metodę obliczeniową służącą do określania raty załadunkowej dla
ładunku CC4, kiedy jego skład chemiczny jest brany pod uwagę.
Rata załadunkowa jest istotną wielkością przy eksploatacji gazowców LPG. Po krótkim opisie
ładunków C4-Crude czyli CC4 przedstawiono jego przykładowy skład chemiczny. Przedyskutowano
i wyjaśniono okrętowe parametry załadunkowe istotne przy tej operacji. Przeanalizowano wpływ
instalacji skraplania ładunku statku.
Wyjaśniono założenia przyjęte w arkuszu kalkulacyjnym Excel, dzięki któremu oblicza się raty
załadunkowe, do budowy zastosowanych formuł obliczeniowych. Przedstawiono wykresy możliwe do
wykorzystania w praktyce. We wnioskach przedyskutowano uzyskane rezultaty.
Słowa kluczowe: gazowiec LPG, proces ładunkowy, rata załadunkowa, ładunek C4-Crude.
Grzegorz Skorek
WYBRANE SPRAWNOŚCI UKŁADU
ZE STEROWANIEM PROPORCJONALNYM SIŁOWNIKA
Istnieją obszary nierozpoznane, związane z zachowaniem się elementów w układach hydraulicznych
o różnych strukturach. Brak często świadomości dotyczącej proporcji strat energetycznych, objętościowych, ciśnieniowych i mechanicznych występujących w elementach. Zagadnienia związane ze
sprawnością energetyczną są istotne dla poprawy funkcjonalności i podniesienia jakości hydrostatycznych układów napędowych, charakteryzujących się, obok niewątpliwych zalet, stosunkowo niską
sprawnością w porównaniu z innego rodzaju napędami. Sprawność energetyczna przekładni hydrostatycznych zwłaszcza ze sterowaniem dławieniowym prędkości silnika, a także sprawność układów
serwomechanizmów hydraulicznych, może być w rzeczywistości wyższa od wartości najczęściej podawanych w literaturze przedmiotu. Możliwość obliczania rzeczywistej sprawności całkowitej układu
hydraulicznego jako funkcji wielu parametrów o niej decydujących staje się narzędziem całościowej
oceny jakości projektowanego układu. W artykule porównano sprawności układów o sterowaniu
proporcjonalnym siłownika ze sprawnością układu o sterowaniu objętościowym pompą o zmiennej
wydajności. Pokazano również dwa schematy badanych układów hydrostatycznych, przedstawiono
ich zasadę działania oraz problematykę badań strat w elementach i sprawności energetycznej układów składających się z zespołu zasilającego, zespołu sterowania i siłownika.
Słowa kluczowe: układ hydrostatyczny, laboratoryjne stanowisko badawcze, struktury sterowania,
rozdzielacz proporcjonalny, siłownik, sprawność, straty energetyczne.
WSTĘP
W poszukiwaniu rozwiązań energooszczędnych opracowuje się i doskonali
metody obliczeniowe sprawności energetycznej układów wykorzystujące wspomaganie komputerowe.
Układy hydrostatyczne odgrywają w nowoczesnych maszynach bardzo ważną
rolę. Duża liczba obecnie budowanych maszyn ma mniej lub bardziej rozbudowane
układy napędowe hydrostatyczne lub elektrohydrostatyczne, a w wielu z nich układy te stanowią najważniejszą ich część. Elementy wykonawcze, jakimi są silniki
hydrauliczne liniowe – siłowniki, znalazły między innymi szerokie zastosowanie
w maszynach i urządzeniach lądowych oraz okrętowych. Niezaprzeczalnymi zaletami siłowników są: możliwość realizacji ruchu postępowego, niezawodność, prostota konstrukcji, stosunek siły użytecznej do masy elementu [1].
G. Skorek, Wybrane sprawności układu ze sterowaniem proporcjonalnym siłownika
99
Rys. 1. Schemat badanego układu zasilanego przy stałym ciśnieniu – struktura p = cte
Fig. 1. Diagram of the tested system supplied at a constant pressure – the structure of p = cte
Najczęściej spotykanym układem sterowania proporcjonalnego silnika hydraulicznego liniowego jest system (rys. 1), w którym rozdzielacz proporcjonalny
zasilany jest pompą o stałej wydajności współpracującą z zaworem przelewowym
stabilizującym stały poziom ciśnienia zasilania p = cte. Układ ten uzyskuje wysoką
sprawność energetyczną, bliską sprawności układu bez sterowania dławieniowego,
jedynie w punkcie o maksymalnych wartościach współczynnika M M obciążenia
i współczynnika ωM prędkości silnika. Przy obniżającym się obciążeniu silnika,
a szczególnie przy jednoczesnym obniżaniu się prędkości silnika, sprawność η
układu gwałtownie maleje [9, 10, 11].
100
Rys. 2. Schemat badanego układu z rozdzielaczem proporcjonalnym zasilanym pompą
o stałej wydajności współpracującą z zaworem przelewowym sterowanym
w systemie zmiennego ciśnienia – p = var [10]
Fig. 2. Diagram of the tested system with proportional valve fed by a constant capacity
pump cooperating with the controlled overflow valve
in a variable pressure system – p = var [10]
Istnieją możliwości zmniejszania strat energetycznych w elementach układu
o sterowaniu proporcjonalnym (w pompie, w zespole sterowania dławieniowego
i w silniku hydraulicznym, szczególnie w silniku liniowym), a więc możliwości
podwyższania sprawności energetycznej układu z rozdzielaczem dławiącym.
Układ hydrostatyczny napędu i sterowania proporcjonalnego silnika hydraulicznego liniowego może być zasilany pompą o stałej wydajności współpracującą
z zaworem przelewowym stabilizującym ciśnienie zasilania rozdzielacza proporcjonalnego na poziomie ciśnienia nominalnego (rys. 1), bądź pompą współpracującą z zaworem przelewowym sterowanym ciśnieniem na dopływie do odbiornika.
Układ zmiennociśnieniowy p = var (rys. 2) umożliwia obniżenie strat w pompie,
w zespole sterowania i w silniku hydraulicznym liniowym [9, 10, 11].
101
W układzie zmiennociśnieniowym p = var można poważnie obniżyć strukturalne straty ciśnieniowe i objętościowe w zespole sterowania dławieniowego, straty
mechaniczne w siłowniku i pompie oraz straty objętościowe w pompie. Opis matematyczny strat i sprawności przedstawiony został w pracach [9, 10, 11].
Zasadniczy wpływ na sprawność układu hydrostatycznego ma jego struktura.
Jej wpływ jest rozważany najczęściej przy założeniu idealnej pompy i silnika oraz
przypuszczeniu, że występujące w rzeczywistości w pompie i silniku straty energetyczne spowodują dalsze proporcjonalne obniżenie sprawności całkowitej układu.
Obraz wzajemnego wpływu strat wszystkich elementów układu hydrostatycznego
okazuje się jednak dużo bardziej złożony [7].
ZNACZENIE BADAŃ
Zagadnienia związane ze sprawnością energetyczną są istotne dla poprawy
funkcjonalności i podniesienia jakości hydrostatycznych układów napędowych,
charakteryzujących się, obok niewątpliwych zalet, stosunkowo niską sprawnością
w porównaniu z innego rodzaju napędami. Prace poświęcone opisaniu wpływu
poszczególnych parametrów konstrukcyjnych i eksploatacyjnych na sprawność
układu hydrostatycznego są cenne. Pozwalają, między innymi, skonfigurować
układ zapewniający minimum strat. Poruszany temat jest ważny oraz istotny
w dyskusji i opisywaniu rozwoju napędów hydrostatycznych.
Sprawność energetyczna przekładni hydrostatycznych zwłaszcza ze sterowaniem dławieniowym prędkości silnika, a także sprawność układów serwomechanizmów hydraulicznych, może być w rzeczywistości wyższa od wartości najczęściej
podawanych w literaturze przedmiotu. Możliwość obliczania rzeczywistej sprawności całkowitej układu hydraulicznego w funkcji wielu parametrów o niej decydujących staje się narzędziem całościowej oceny jakości projektowanego układu.
Możliwość takiej oceny jest istotna również ze względu na stosowanie hydrostatycznych układów sterowania i regulacji w różnorodnych maszynach i urządzeniach, a także ze względu na wzrastającą moc napędu hydrostatycznego w dobie
rosnących wciąż kosztów wytwarzania energii [2–8].
W układzie o zbyt niskiej sprawności wzrasta obciążenie, przede wszystkim
pompy, co prowadzi do zwiększonego ryzyka jej awarii i konieczności naprawy
lub wymiany, a także do krótszego okresu eksploatacji. Zbyt niska sprawność
układu, wynikająca najczęściej z intensywnego dławienia strumienia cieczy, stanowi też źródło szybkiego pogarszania się cech eksploatacyjnych, zwłaszcza właściwości smarnych oleju hydraulicznego, co jest wynikiem zbyt wysokiej temperatury pracy czynnika roboczego – nośnika mocy w przekładni hydrostatycznej.
Porównanie mocy strat występujących w elementach stanowi informację ułatwiającą projektowanie nowego układu.
Porównanie bilansów energetycznych pod kątem wielkości mocy strat występujących w różnych układach pozwala na szersze spojrzenie przy wyborze optymalnego rozwiązania.
102
Do zakresu podstawowych badań w napędach i sterowaniach hydrostatycznych można zaliczyć badanie sprawności elementów i układów, z uwzględnieniem
szczegółowej analizy źródeł powstawania poszczególnych strat energetycznych.
Sprawność energetyczną, będącą jedną z najważniejszych cech charakteryzujących układ, definiuje się jako stosunek aktualnej, wymaganej przez napędzane
urządzenie, mocy użytecznej PMu silnika hydraulicznego do, odpowiadającej tej
wartości PMu, mocy PPc pobieranej przez pompę na jej wale od napędzającego ją
silnika (elektrycznego, spalinowego). W przypadku niewłaściwego doboru typu
układu może to skutkować wzrostem temperatury oleju hydraulicznego, a co za
tym idzie, spadkiem jego lepkości, co z kolei powoduje spadek sprawności poszczególnych elementów, jak i wpływa na charakterystyki ruchowe układu.
W związku z tym sprawność energetyczna może być czynnikiem decydującym
o możliwości zastosowania układu w konkretnym przypadku. Natomiast jej szczegółowa analiza nierzadko prowadzi do udoskonaleń konstrukcyjnych różnych elementów układu. Jednak podnoszenie jakości układów hydrostatycznych nie może
następować wyłącznie przez ulepszanie elementów [10].
Przykładowo, na rysunku 3 zilustrowano wykresy sprawności strukturalnych
ηst przy wybranych współczynnikach ωM prędkości siłownika. Sprawność strukturalna ηst, czyli sprawność zespołu sterowania dławieniowego, jest iloczynem
sprawności ηstp strukturalnej ciśnieniowej (związanej z rozdzielaczem proporcjonalnym) i sprawności ηstv strukturalnej objętościowej (związanej z zaworem przelewowym):
(1)
ηst = ηstp · ηstv.
Sprawność ηst dwóch badanych układów może dojść do wysokich wartości
przy granicznych wartościach współczynnika ωM prędkości i współczynnika M M
obciążenia siłownika (rys. 3). W punkcie szczytowym straty związane z przelewem
cieczy do zbiornika zbliżają się do zera (czyli sprawność strukturalna objętościowa
ηstv zbliża się do jedności), straty związane ze spadkiem ciśnienia w rozdzielaczu
także zbliżają się do zera (sprawność strukturalna ciśnieniowa ηstp zbliża się do
jedności). Wykorzystuje się w tym zakresie prawie całkowicie moc dostarczaną
przez pompę [10].
W przypadku zmniejszania obciążenia siłownika, sprawność układu stałociśnieniowego p = cte maleje liniowo, także sprawność układu zmiennociśnieniowego p = var maleje, ale dużo wolniej.
Sprawność strukturalna ηst układu p = cte, przy współczynniku M M obciążenia siłownika równym M M = 0,10 i przy współczynniku ωM jego prędkości równym ωM = 0,875 (vM = 0,350 m/s), przyjmuje wartość ηst = 0,10. Natomiast sprawność strukturalna ηst układu p = var, przy tych samych współczynnikach obciążenia
i prędkości siłownika, wynosi ηst = 0,44. Z kolei sprawność ηst układu p = cte, przy
współczynniku M M obciążenia siłownika równym M M = 0,80 i przy współczynniku ωM jego prędkości równym ωM = 0,875 (vM = 0,350 m/s), przyjmuje wartość
ηst = 0,82. Natomiast sprawność strukturalna ηst układu p = var, przy tych samych
współczynnikach obciążenia i prędkości siłownika, wynosi ηst = 0,87 [10].
103
Sprawność strukturalna ηst zespołu sterowania dławieniowego
w układzie stałociśnieniowym (p=cte) i zmiennociśnieniowym (p=var)
- określona symulacyjnie w oparciu o współczynniki k i strat wyznaczone laboratoryjnie
1.0
ηst (p =var) =
p=cte
p=var
p
Δp
pP 2 = pP 2 = k7.1+ (1 + k 7.2 ) MM + k 6.1 QM + rS⎛rS k 6.2QM + pDE2 ⎞ + k5 + k10 , ωM = QM
⎝
n ⎠
n
0.9
0.8
k 7.1 +(1 + k 7.2 ) MM + (k 6.1 + rS k 6.2) QM
QM
pP2 − k 5QM
1− pP 2 ( k1 + k 2 )
2
QM
ηst (p =cte) = k 7.1 + (1 + k 7.2 ) MM + k 6 QM + k8QM
, ωM = QM
1 + a [(1 − k1 ) (1 − k2 ) − QM ] − k 5QM (1 − k1) (1 − k 2 )
p = cte :
p = var :
a = 0.023
k 5 = 0.022
k 1 = 0.057
k6.1 = 0.017
k 2 = 0.004
k 6.2= 0.017
k 7.1= 0.009
k 5 = 0.022
k7.2 = 0.002
k 6 = 0.034
rs = 1
k 7.1 = 0.031
k7.2 = -0.022
sprawność strukturalna ηst
0.7
k8 = 0
0.6
ω =0.875 (v =0.350m/s)
M
M
ω =0.750 (v =0.300m/s)
M
0.5
M
ω =0.625 (v =0.250m/s)
M
0.4
M
ω =0.500 (v =0.200m/s)
M
M
ω =0.375 (v =0.150m/s)
M
0.3
M
ω =0.250 (v =0.100m/s)
M
0.2
M
ω =0.188 (v =0.075m/s)
M
M
ω =0.125 (v =0.050m/s)
M
M
0.1
ω =0.063 (v =0.025m/s)
M
M
0
0
0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
0.9
1.0
współczynnik obciążenia M M
Rys. 3. Zależność sprawności strukturalnej ηst układu stałociśnieniowego (p = cte)
i zmiennociśnieniowego (p = var) od współczynnika MM obciążenia
przy różnych współczynnikach ωM prędkości siłownika [10]
Fig. 3. Dependence of structural energy efficiency ηst of the constant pressure system
(p = cte) and variable pressure system (p = var) from the load coefficient MM
at the different linear motor speed coefficient ωM [10]
Reasumując, znakomite podwyższenie sprawności ηst strukturalnej układu
p = var widoczne jest przy większych współczynnikach ωM prędkości i przy
mniejszych współczynnikach M M obciążenia siłownika. Natomiast przy największych współczynnikach M M obciążenia siłownika sprawności ηst strukturalne dwu
porównywanych struktur są sobie równe.
Na rysunkach 4 i 5 przedstawiono sprawność całkowitą η układu stałociśnieniowego (p = cte) i zmiennociśnieniowego (p = var) oraz układu z pompą
o zmiennej wydajności (QP = var) w funkcji współczynnika M M obciążenia przy
różnych współczynnikach ωM prędkości siłownika.
104
Sprawność całkowita η układu
stałociśnieniowego (p=cte) i zmiennociśnieniowego (p=var) oraz układu z pompą o zmiennej wydajności (QP=var)
- określona symulacyjnie w oparciu o współczynniki k i strat wyznaczone laboratoryjnie
1.0
η( p=var)=
QM
1 − k 2 p P2
MM
2
k 4.1 + (1 + k 4.2 ){ pP2 + k 3 [1 − ( k1+ k 2 ) p P2 ] }
η( p=cte) =
X = 1 + a [(1 − k1)(1 − k 2) − QM ], ωM = QM
p
Δp
pP2= pP2 = k7.1+ (1+ k7.2 )MM+k 6.1QM+ rS ⎛rS k 6.2QM+ pDE 2⎞ +k 5+ k10
n ⎠
n
⎝
0.9
ΔpDE2
pn
0.8
QM
MM
1 − k2 k 4.1 + (1 + k 4.2 ) [X + k 3 (1 − k1 ) 2 (1 − k 2 ) 2 ]
= r2S [k5 (1 − Q M) + k10 ], ωM = QM
p = cte :
a = 0.023
k 1 = 0.057
k 2 = 0.004
k 3 = 0.002
k 4. 1 = 0.039
k 4. 2 = 0.015
p=cte
p=var
QP=var
0.7
ω =0.875 (v =0.350m/s)
sprawność całkowita η
p = var :
k 1 = 0.057
k 2 = 0.004
k 3 = 0.002
k4.1 = 0.039
k4.2 = 0.015
k 5 = 0.022
k6.1 = 0.017
k 6.2 = 0.017
k 7.1 = 0.009
k7.2 = 0.002
k10 = 0.065
rs = 1
M
M
0.6
0.5
0.4
η(Q =var)={
0.3
P
(X − k1 p P2 ) Y
2
k 4.1+[(1 + k 4.2 ) p P2 + k3 QM ] X } QM
Q P = var :
k 1 = 0.057
k 2 = 0.004
k 3 = 0.002
k4.1 = 0.039
k4.2 = 0.015
k 5 = 0.022
k 6 = 0.034
k 7.1 = 0.009
k7.2 = 0.002
k8 = 0
k9 = 0
2
pP2= k7.1+ (1+ k7.2 )MM + (k 5+ k 6 ) QM + k 8QM
QM = ωM + k9 [ k7.1+ (1+ k7.2)MM ]
0.2
Y = {Q M −k9 [ k7.1+ (1+ k7.2 )MM ]} MM
X=
0.1
ω =0.063 (v =0.025m/s)
2
k
1
1 ⎛ 1
1 ⎞
1 1 Q
− 1 −
2 k 2 p P2 ⎝ 2 k 2 p P2 ⎠
k 2 p P2 M
k2
0.5
M
M
0
0
0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
0.9
1.0
współczynnik obciążenia MM
Rys. 4. Zależność sprawności całkowitej η układu stałociśnieniowego (p = cte)
i zmiennociśnieniowego (p = var) oraz układu o sterowaniu objętościowym pompą
o zmiennej wydajności (QP = var) od współczynnika MM obciążenia
przy różnych współczynnikach ωM prędkości siłownika (sprawność określona symulacyjnie
na podstawie współczynników ki wyznaczonych laboratoryjnie; prędkość vM = 0,350 m/s
( ωM = 0,875) była najwyższą prędkością siłownika zrealizowaną w trakcie badań) [10]
Fig. 4. Dependence of total energy efficiency η of the constant pressure system (p = cte)
and variable pressure system (p = var) and volume control system for variable displacement
pump (QP = var) at the various load coefficient of cylinder speed (efficiency defined
by simulation based on laboratory received coefficients set ki; speed vM = 0,350 m/s
( ωM = 0,875) was the highest hydraulic cylinder speed realized during researches) [10]
W przypadku układu o sterowaniu objętościowym pompą o zmiennej wydajności (QP = var) powiększenie współczynnika M M obciążenia siłownika powoduje
gwałtowny wzrost sprawności całkowitej η układu (rys. 4). Natomiast sprawność
struktur o sterowaniu dławieniowym zasilanych pompą o stałej wydajności jest
przy małym współczynniku ωM wyraźnie niższa od sprawności sterowania objętościowego o tym samym ωM , ponieważ straty strukturalne są tak duże.
105
Wzrost prędkości siłownika powoduje proporcjonalny wzrost sprawności
układów p = cte i p = var, natomiast, przy powiększaniu prędkości vM siłownika,
względny przyrost sprawności układu zasilanego pompą o zmiennej wydajności
jest mniejszy (rys. 4).
1.0
Sprawność całkowita η układu
stałociśnieniowego (p=cte) i zmiennociśnieniowego (p=var) przy współczynniku k10 równym 0.065 i 0.010
oraz układu z pompą o zmiennej wydajności (QP=var)
- określona symulacyjnie
p=cte
p=var
QP=var
ω =0.939 (v =0.380m/s)
0.9
M
M
ω =0.939 (v =0.380m/s)
k10 = 0.010
M
M
0.8
sprawność całkowita η
0.7
0.6
0.5
ω =0.939 (v =0.380m/s)
k10 = 0.065
M
M
0.4
0.3
0.2
0.1
0
0
0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
0.9
1.0
współczynnik obciążenia MM
Rys. 5. Zależność sprawności η układu stałociśnieniowego (p = cte) i zmiennociśnieniowego
(p = var) przy współczynniku k10 = 0,065 rozdzielacza proporcjonalnego zastosowanego
w badaniach i w przypadku ewentualnego zastosowania rozdzielacza większego –
z k10 = 0,010 oraz układu o sterowaniu objętościowym pompą o zmiennej wydajności
(QP = var) od współczynnika MM obciążenia przy współczynniku prędkości siłownika
ωM = 0,939 (vM = 0,380 m/s) wynikającym z maksymalnej wydajności QPmax pompy.
Maksymalne wartości ηmax trzech rozpatrywanych układów zbliżają się [10]
Fig. 5. Dependence of the energy efficiency η of constant pressure system (p = cte)
and variable pressure system (p = var) with a proportional valve coefficient k10 = 0,065 used
in the researches and the possible application of proportional valve more – with k10 = 0,010
and volume control system for variable displacement pump (QP = var) by the load factor
of motor speed coefficient ωM = 0,939 (vM = 0,380 m/s), resulting in maximum efficiency
pump QPmax. The maximum value ηmax of three considered systems approach [10]
106
Na rysunku 4 można zauważyć, że 14-krotny wzrost prędkości siłownika
w badanych strukturach powoduje około 14-krotny wzrost ich sprawności.
Dla porównania, 14-krotny wzrost prędkości siłownika w strukturze QP = var
powoduje około 2-krotny wzrost jej sprawności (od η = 0,39 przy ωM = 0,063
i M M = 0,875 do η = 0,78 przy ωM = 0,875 i M M = 0,875).
Na rysunku 5 przedstawiono sprawność η układu stałociśnieniowego (p = cte)
i zmiennociśnieniowego (p = var) przy współczynniku k10 = 0,065 rozdzielacza
proporcjonalnego zastosowanego w badaniach i w przypadku ewentualnego zastosowania rozdzielacza większego – z k10 = 0,010 oraz układu o sterowaniu objętościowym pompą o zmiennej wydajności (QP = var) w funkcji współczynnika M M
obciążenia przy współczynniku prędkości siłownika ωM = 0,939 (vM = 0,380 m/s)
wynikającym z maksymalnej wydajności QPmax pompy.
W strefie maksymalnej prędkości siłownika, czyli w strefie wykorzystania
wydajności pompy, sprawność układu ze sterowaniem dławieniowym p = cte
i p = var zbliża się do sprawności układu QP = var.
PODSUMOWANIE
Zasadniczy wniosek wynikający z podanych przykładów jest następujący:
maksymalne możliwe do osiągnięcia wartości sprawności energetycznej są w układach, o różniących się strukturach, zbliżone. Sprawność strukturalna ηst układów
p = cte i p = var (rys. 3) wynosi ηst = 0,907 przy współczynniku M M obciążenia
równym M M = 0,875 i przy współczynniku prędkości siłownika ωM = 0,875.
Znakomite podwyższenie sprawności ηst strukturalnej układu p = var widoczne jest
przy większych współczynnikach ωM prędkości i przy mniejszych współczynnikach M M obciążenia siłownika. Natomiast przy największych współczynnikach
M M obciążenia siłownika sprawności ηst strukturalne dwu porównywanych struktur są sobie równe. Dzięki zastosowaniu układu zmiennociśnieniowego p = var
uzyskuje się, przy mniejszych obciążeniach siłownika, znaczny wzrost sprawności
ηst. Przy małych wartościach współczynnika ωM prędkości siłownika zysk związany z zastosowaniem układu p = var jest niewielki, głównie z powodu strat objętościowych, związanych z odprowadzaniem nadmiaru cieczy do zbiornika.
Na podstawie przytoczonych przykładów można stwierdzić, że dzięki zastosowaniu układu zmiennociśnieniowego p = var uzyskuje się przy mniejszych
obciążeniach siłownika znaczny wzrost sprawności ηst.
Istnieją obszary nierozpoznane, związane z zachowaniem się elementów
w układach hydraulicznych o różnych strukturach. Brak często świadomości dotyczącej proporcji strat energetycznych, objętościowych, ciśnieniowych i mechanicznych występujących w elementach.
107
Optymalizacja układów hydrostatycznych to między innymi możliwość przewidywania zachowania energetycznego układu w różnych warunkach jego pracy,
w funkcji prędkości i obciążenia silnika hydraulicznego, lepkości cieczy roboczej
oraz strat w elementach.
Zastosowanie i upowszechnienie obiektywnych, sprawdzonych laboratoryjnie,
metod określania sprawności energetycznej układów, spojrzenie na sprawność
całego układu, w którego skład wchodzą, wyjaśniłoby wiele nieporozumień, np.
dotyczących problemu maksymalnej sprawności określonych struktur, takich, jak
odpowiedź na pytanie: czy układ z regulatorem przepływu ma inną sprawność od
układu ze zwykłym zaworem dławiącym.
WYKAZ OZNACZEŃ
cte – stały (constant)
f DE1 – pole przekroju dopływowej szczeliny dławiącej rozdzielacza
f DE 2 – pole przekroju odpływowej szczeliny dławiącej rozdzielacza
FM – obciążenie zewnętrzne siłownika
FMi – siła indykowana na tłoku siłownika
FMm – siła strat mechanicznych w siłowniku – siła strat tarcia w siłowniku pracującym z ustaloną prędkością
FSP – napięcie (siła) sprężyny
k 4.1
–
–
–
–
k 4.2
–
k5
–
k 6.1
–
k 6.2
–
k 7.1
–
–
k1
k2
k3
k 7.2
współczynnik strat objętościowych w pompie
współczynnik spadku prędkości obrotowej silnika napędzającego pompę
współczynnik strat ciśnieniowych w kanałach pompy
współczynnik strat mechanicznych w pompie nieobciążonej (przy przyroście ΔpPi = 0)
współczynnik przyrostu strat mechanicznych w pompie wynikającego
z przyrostu ΔpPi
współczynnik strat ciśnieniowych w przewodzie dopływowym do zespołu sterowania dławieniowego
współczynnik strat ciśnieniowych w przewodzie łączącym zespół sterowania dławieniowego z siłownikiem
współczynnik strat ciśnieniowych w przewodach odpływowych siłownika
współczynnik strat mechanicznych w siłowniku nieobciążonym
współczynnik przyrostu (+ lub –) strat mechanicznych w siłowniku wynikający z obciążenia siłownika
108
k8
k9
k10
k11
– współczynnik strat ciśnienia w kanałach siłownika
– współczynnik strat objętościowych w siłowniku
– współczynnik minimalnego spadku ΔpDE min ciśnienia w regulatorze
przepływu dwudrogowym, który gwarantuje jeszcze stabilizację natężenia przepływu, odniesionego do ciśnienia nominalnego pn układu. k10
może oznaczać także współczynnik spadku ΔpDE ciśnienia w regulatorze przepływu trójdrogowego odniesionego do ciśnienia nominalnego pn
układu
– współczynnik spadku ΔpDE ciśnienia w rozdzielaczu dławiącym (serwozaworze, rozdzielaczu proporcjonalnym), wymagany przez maksymalną
szczelinę dławiącą f DE max w celu otrzymania natężenia przepływu w
rozdzielaczu równego wydajności teoretycznej QPt pompy, odniesionego
do ciśnienia nominalnego pn układu
M M – współczynnik obciążenia silnika hydraulicznego; w przypadku siłownika
M M = FM FMn
p0
– ciśnienie odniesienia panujące w zbiorniku
p1
– ciśnienie na dopływie do rozdzielacza
p2
– ciśnienie na odpływie z rozdzielacza do siłownika
p1'
– ciśnienie na dopływie do rozdzielacza od siłownika
p 2'
– ciśnienie na odpływie z rozdzielacza do zbiornika
pn
– ciśnienie nominalne pracy układu
pM 1 – ciśnienie w przewodzie dopływowym siłownika
pM 2 – ciśnienie w przewodzie odpływowym siłownika
pM 1i – ciśnienie indykowane w komorze dopływowej siłownika
p M 2 i – ciśnienie w komorze odpływowej siłownika
p P1
– ciśnienie w przewodzie dopływowym pompy
pP 2
– ciśnienie w przewodzie tłocznym pompy
pSP
– ciśnienie pracy zaworu przelewowego
pSP 0 – ciśnienie otwarcia zaworu przelewowego dla (Q0 = 0)
pSPS – ciśnienie pracy zaworu przelewowego sterowanego
ΔpC 0 – strata ciśnienia w przewodzie ssawnym pompy
ΔpC1 – strata ciśnienia w przewodzie na dopływie do zespołu sterowania
ΔpC 2 – strata ciśnienia w przewodzie łączącym zespół sterowania z siłownikiem
ΔpC 3'
Δ pC 3"
Δ pDE1
Δ pDE 2
Δ pM
Δ p Mi
Δ pP
ΔpPp1
ΔpPp 2
Q0
QM
QM 2
QP
η
SM 1
SM 2
SP
SPS
var
vM
ωM
109
– strata ciśnienia w przewodzie odpływowym siłownika przed rozdzielaczem
– strata ciśnienia w przewodzie odpływowym siłownika za rozdzielaczem
– spadek ciśnienia w szczelinie dopływowej rozdzielacza dławiącego
– spadek ciśnienia w szczelinie odpływowej rozdzielacza dławiącego
– spadek ciśnienia w siłowniku
– indykowany spadek ciśnienia między komorami roboczymi siłownika
– przyrost ciśnienia w pompie
– strata ciśnienia w kanale dopływowym pompy (i w rozdzielaczu, jeśli
istnieje)
– strata ciśnienia w kanale odpływowym pompy (i w rozdzielaczu, jeśli
istnieje)
– natężenie strumienia skierowanego przez zawór przelewowy do zbiornika
– natężenie strumienia dopływającego siłownika (chłonność siłownika)
– natężenie strumienia odpływającego siłownika
– wydajność pompy
– sprawność układu
– pole powierzchni czynnej tłoka siłownika po stronie dopływowej
– pole powierzchni czynnej tłoka siłownika po stronie odpływowej
– zawór przelewowy
– zawór przelewowy sterowany
– zmienny (variable)
– prędkość liniowa tłoczyska siłownika
– współczynnik prędkości silnika hydraulicznego; w przypadku siłownika
ωM = vM vMn
LITERATURA
1. Balawender A., Paszota Z., Napęd hydrostatyczny – badania prowadzone w Politechnice Gdańskiej, materiały Jubileuszowej Konferencji Naukowej „Badania i rozwój szansą polskiego przemysłu okrętowego”, Centrum Techniki Okrętowej, Gdańsk – Jurata, wrzesień 2001.
2. Paszota Z., Energy Saving in a Hydraulic Servomechanism System – Theory and Examples of
Laboratory Verification, Brodogradnja, Journal of Naval Architecture and Shipbuilding Industry,
Vol. 58, No. 2, Zagreb, June 2007.
3. Paszota Z., Hydrauliczny układ indywidualny z pompą o stałej wydajności i ze sterowaniem proporcjonalnym siłownika – model strat i sprawności energetycznej, materiały VI Seminarium
„Napędy i sterowanie’2000”, Politechnika Gdańska, Gdańsk, 23–25 lutego 2000.
110
4. Paszota Z., Losses and energy efficiency of drive motors and systems. Replacement of the Sankey
diagram of power decrease in the direction of power flow by a diagram of power increase opposite to the direction of power flow opens a new perspective of research of drive motors and systems, Polish Maritime Research, Vol. 20, 2013, 1(77).
5. Paszota Z., Metoda oceny sprawności energetycznej układów z silnikiem hydraulicznym liniowym
– siłownikiem, Politechnika Gdańska, Wydział Oceanotechniki i Okrętownictwa, Badania Własne, 1995, nr 611, Gdańsk 1995.
6. Paszota Z., Model strat i sprawności energetycznej układu hydraulicznego o sterowaniu proporcjonalnym siłownika zasilanego pompą o stałej wydajności w systemie zmiennego ciśnienia, [w:]
Badanie, konstrukcja, wytwarzanie i eksploatacja układów hydraulicznych, Biblioteka „Cylinder” pod red. E. Palczaka, Centrum Mechanizacji Górnictwa Komag, Gliwice 2005.
7. Paszota Z., Opis pompy wyporowej jako element modelu sprawności energetycznej napędu hydrostatycznego, materiały II Seminarium „Napędy i sterowanie’96”, Politechnika Gdańska,
Gdańsk, 27–29 lutego 1996.
8. Paszota Z., Podwyższanie sprawności energetycznej kierunkiem rozwoju napędu hydrostatycznego, Hydraulika i Pneumatyka, 1998, nr 5.
9. Skorek G., Badania laboratoryjne zachowania energetycznego wybranych elementów układu
hydraulicznego o sterowaniu proporcjonalnym siłownika zasilanego pompą o stałej wydajności,
XV Ogólnopolska Konferencja Naukowo-Techniczna – Cylinder 2005, „Badanie, konstrukcja
i eksploatacja układów hydraulicznych”, Zakopane-Kościelisko, 19–21 września 2005.
10. Skorek G., Charakterystyki energetyczne układu hydraulicznego o sterowaniu proporcjonalnym
siłownika zasilanego pompą o stałej wydajności w systemie stałego i zmiennego ciśnienia, praca
doktorska, Politechnika Gdańska, Gdańsk 2008.
11. Skorek G., Zachowanie energetyczne układów hydraulicznych o sterowaniu proporcjonalnym
liniowego silnika hydraulicznego, X Jubileuszowe Seminarium „Napędy i sterowanie 2004”,
Gdańsk, 18 lutego 2004.
PRESENTATION SELECTED ENERGY EFFICIENCY THE SYSTEM
WITH THROTTLING STEERING OF LINEAR MOTOR
Summary
There are areas unrecognized, concerning the behavior of components in hydraulic systems with
different structures. No common awareness of the energy loss ratio, volume, pressure and mechanical
occurring in parts. Issues related to energy efficiency are important to improve the functionality and
improve the quality hydrostatic drive systems, characterized by, in addition to obvious advantages,
the relatively low efficiency in comparison with other types of drives. Energy efficiency hydrostatic
especially throttling control engine speed and efficiency of the hydraulic servo systems may actually
be higher than that of the most frequently used in the literature. The possibility of calculating the
overall efficiency of the hydraulic system as a function of various parameters of it becomes a tool for
determining the overall assessment of the quality of the proposed system. This paper compares the
performance of control systems commensurate with the efficiency of the motor by controlling the
volume pump with variable displacement. Also shown are the two regimens studied hydrostatic shows
the principle of action and research issues of losses in the elements and the energy efficiency of systems consisting of a power supply unit, control unit and actuator.
Keywords: electrohydrostatic system, laboratory test stand, control structures, proportional distributor,
motor, efficiency, energy loss.

zeszyty naukowe - Akademia Morska w Gdyni

Transkrypt

Podobne dokumenty

Żeglarska miłość Gdyni Fotoreportaż Morski

manieryzm - Zespół Szkół Plastycznych w Gdyni