zeszyty naukowe - Akademia Morska w Gdyni
Transkrypt
zeszyty naukowe - Akademia Morska w Gdyni
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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 E. Baszanowska, W. Freda, Z. Otremba, K. Rudź, A. Stelmaszewski, W. Targowski, H. Toczek, Zagadnienia fotoniki... 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 E. Baszanowska, W. Freda, Z. Otremba, K. Rudź, A. Stelmaszewski, W. Targowski, H. Toczek, Zagadnienia fotoniki... 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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. E. Baszanowska, W. Freda, Z. Otremba, K. Rudź, A. Stelmaszewski, W. Targowski, H. Toczek, Zagadnienia fotoniki... 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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]. E. Baszanowska, W. Freda, Z. Otremba, K. Rudź, A. Stelmaszewski, W. Targowski, H. Toczek, Zagadnienia fotoniki... 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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]. E. Baszanowska, W. Freda, Z. Otremba, K. Rudź, A. Stelmaszewski, W. Targowski, H. Toczek, Zagadnienia fotoniki... 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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- E. Baszanowska, W. Freda, Z. Otremba, K. Rudź, A. Stelmaszewski, W. Targowski, H. Toczek, Zagadnienia fotoniki... 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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. E. Baszanowska, W. Freda, Z. Otremba, K. Rudź, A. Stelmaszewski, W. Targowski, H. Toczek, Zagadnienia fotoniki... 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 „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 Akademia Morska w Gdyni 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) M. Dereszewski, Wykorzystanie modelu dynamicznego silnika Sulzer 3AL 25/30 do symulacji wpływu zmian... 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 egi fluktuacji pręd 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 egi fluktuacji pręd 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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. M. Dereszewski, Wykorzystanie modelu dynamicznego silnika Sulzer 3AL 25/30 do symulacji wpływu zmian... 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 Akademia Morska w Gdyni 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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]: M. Frycz, P. Anioł, Temperature distribution in the gap of slide journal bearings lubricated with ferrofluids... 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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) M. Frycz, P. Anioł, Temperature distribution in the gap of slide journal bearings lubricated with ferrofluids... 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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]: M. Frycz, P. Anioł, Temperature distribution in the gap of slide journal bearings lubricated with ferrofluids... 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 M. Frycz, P. Anioł, Temperature distribution in the gap of slide journal bearings lubricated with ferrofluids... ∂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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 M. Frycz, P. Anioł, Temperature distribution in the gap of slide journal bearings lubricated with ferrofluids... 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 Fig. 5. The temperature distribution in the gap of sliding journal bearing lubricated with 1% ferro-oil for relative eccentricity λ = 0.1–0.9 M. Frycz, P. Anioł, Temperature distribution in the gap of slide journal bearings lubricated with ferrofluids... Fig. 6. The temperature distribution in the gap of sliding journal bearing lubricated with 3% ferro-oil for relative eccentricity λ = 0.1–0.9 51 52 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 Fig. 7. The temperature distribution in the gap of sliding journal bearing lubricated with 6% ferro-oil for relative eccentricity λ = 0.1-0.9 M. Frycz, P. Anioł, Temperature distribution in the gap of slide journal bearings lubricated with ferrofluids... 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 W. Labuda, A. Charchalis, Preliminary research on tribologic wear of marine pump shaft pins 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 W. Labuda, A. Charchalis, Preliminary research on tribologic wear of marine pump shaft pins 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 Akademia Morska w Gdyni 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 K. Łukaszewski, Prognozowanie zapotrzebowania energii cieplnej sieci ciepłowniczej względem określonych... 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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. K. Łukaszewski, Prognozowanie zapotrzebowania energii cieplnej sieci ciepłowniczej względem określonych... 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 and specified service conditions K. Łukaszewski, Prognozowanie zapotrzebowania energii cieplnej sieci ciepłowniczej względem określonych... 71 Rys. 5. Ogólny schemat prognozowania ilości energii cieplnej traconej przez naziemne przewody cieplne w określonym przedziale czasu w określonych warunkach eksploatacyjnych Fig. 5. General forecasting scheme of thermal energy amount lost through ground based thermal pipes of the heating network towards specified service conditions 72 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 Rys. 6. Ogólny schemat prognozowania ilości energii cieplnej traconej przez przewody cieplne ułożone bezkanałowo w określonym przedziale czasu w określonych warunkach eksploatacyjnych 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. K. Łukaszewski, Prognozowanie zapotrzebowania energii cieplnej sieci ciepłowniczej względem określonych... 73 Rys. 7. Ogólny schemat prognozowania ilości energii cieplnej traconej przez mostki cieplne oraz pozostałe elementy sieci ciepłowniczej w określonym przedziale czasu w określonych warunkach eksploatacyjnych 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 and specified service conditions 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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. K. Łukaszewski, Prognozowanie zapotrzebowania energii cieplnej sieci ciepłowniczej względem określonych... 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 Akademia Morska w Gdyni 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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. A. Młynarczak, Badania właściwości smarnych oleju silnikowego Titan Truck Plus 15W40 modyfikowanego... 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 ] A. Młynarczak, Badania właściwości smarnych oleju silnikowego Titan Truck Plus 15W40 modyfikowanego... 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 Akademia Morska w Gdyni 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 J. Molenda, Influence of lapping velocity, pressure and time on ceramic elements machining results 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 for Al2O3 elements (BC-F400/17, p = 0.038 MPa) 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 for Al2O3 elements (BC-F400/17, p = 0.038 MPa) 90 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 for Al2O3 elements (BC-F400/17, v = 49 m/min) 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 for Al2O3 elements (BC-F400/17, v = 49 m/min) As Fig. 8 presents KRa values significantly varies most of all with lapping time. The influence of lapping pressure is smaller. J. Molenda, Influence of lapping velocity, pressure and time on ceramic elements machining results 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 Akademia Morska w Gdyni 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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]. G. Skorek, Wybrane sprawności układu ze sterowaniem proporcjonalnym siłownika 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 G. Skorek, Wybrane sprawności układu ze sterowaniem proporcjonalnym siłownika 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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 G. Skorek, Wybrane sprawności układu ze sterowaniem proporcjonalnym siłownika 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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. G. Skorek, Wybrane sprawności układu ze sterowaniem proporcjonalnym siłownika 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 – 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 G. Skorek, Wybrane sprawności układu ze sterowaniem proporcjonalnym siłownika 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 ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MORSKIEJ W GDYNI, nr 81, listopad 2013 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.