Studiul Procesului de Racire al Motoarelor Man B&w. Proiectarea Si Realizarea Circuitului de Racire
Capitolul 1
CONSIDERAȚII PRELIMINARE
În conformitate cu tema de proiectare, prezenta lucrare conține elemente referitoare la dimensionarea instalației de răcire a motorului naval auxiliar MAN W6V17.5/22A, precum și la realizarea practică a circuitului închis de răcire al acestei instalații.
Lucrarea este structurată pe 7 capitole și se încheie cu prezentarea principalelor lucrări bibliografice utilizate în întocmirea proiectului și cu 3 planșe reprezentând circuitul închis de răcire și răcitorul de apă al instalației.
Am efectuat inițial o succintă prezentare a celor mai recente realizări și a tendințelor de dezvoltare ale firmei producătoare de motoare diesel navale MAN B&W. În această parte a lucrării sunt menționate centralizat principalele caracteristici constructiv-funcționale ale familiei de motoare MC – cea mai performantă și mai recentă realizare a firmei, dar sunt evidențiate și direcțiile de dezvoltare și planurile de perspectivă ale firmei. Aceste elemente vor fi completate în ultima parte a lucrării, în care vor fi abordate o serie de aspecte referitoare la așa-numitul concept de „motor inteligent”.
Pentru a putea dimensiona componentele instalației de ungere, am efectuat inițial calculul termic al motorului impus prin precizările conducătorului științific al proiectului, domnul prof.univ.dr.ing. Anastase Pruiu. Este vorba despre motorul MAN W6V17.5/22A, utilizat vreme de circa 35 de ani la bordul navei-școală „Mircea”, ca motor auxiliar. În prezent, motorul se află în boxa nr.1 a Laboratorului „Motoare în funcțiune” din Catedra Mașini și Instalații Navale..
Calculul termic al ciclului de funcționare a fost realizat plecând atât de la valorile parametrilor funcționali și constructivi ai motorului de referință (cu valori precizate în cartea tehnică a motorului), cât și de la o serie de valori adoptate pentru unii parametri caracteristici. Am efectuat adoptarea acestor valori pe baza datelor statistice și experimentale incluse în literatura de specialitate.
Au fost astfel determinate valorile mărimilor de stare ale fluidului motor în diversele etape ale procesului de funcționare al motorului, precum și ale altor mărimi caracteristice. În final, am determinat prin calcul valorile parametrilor indicați, efectivi și constructivi ai motorului.
Atât rezultatele intermediare ale calculului termic, cât și cele finale corespund valorilor uzuale indicate în diversele lucrări de specialitate. Mai mult, o serie de parametri finali corespund și valorilor indicate în cartea tehnică a motorului, erorile procentuale de determinare fiind total nesemnificative
În cadrul celui de-al patrulea capitol al lucrării, am efectuat și bilanțul termic al funcționării motorului de referință. Am determinat astfel modul de repartizare a căldurii introduse prin arderea combustibilului în căldură utilă (corespunzătoare lucrului mecanic dezvoltat de motor) și în diversele categorii de pierderi. Scopul acestei etape a lucrării l-a constituit determinarea fluxului de căldură necesar a fi preluat de instalația de răcire a motorului – element fundamental pentru dimensionarea componentelor acestei instalații. Și în cadrul bilanțului termic, rezultatele obținute corespund valorilor uzuale indicate în literatura de specialitate.
Capitolul 5 al prezentului proiect de diplomă cuprinde elementele de dimensionare a componentelor instalației de răcire. Plecând de la datele obținute în precedentele capitole, sunt determinate prin calcul principalele caracteristici constructiv-funcționale ale pompelor de răcire și ale răcitorului de apă. Rezultatele obținute corespund specificației tehnice a motorului referitoare la parametrii constuctivi și funcționali ai acestor componente. În cadrul acestui capitol mai sunt incluse și o serie de elemente de exploatare a instalației de răcire.
În cadrul proiectului, am efectuat și realizarea practică a circuitului închis de răcire pentru motorul MAN W6V17.5/22A din boxa nr.1. Etapele acestei activități sunt descrise în cel de-al șaselea capitol al lucrării. Pe lângă schemele instalației realizate (prezentate în planșele 1/3 și 2/3), sunt incluse în acest penultim capitol și o serie de fotografii ale diverselor stadii de realizare practică a circuitului de răcire.
În ultimul capitol al lucrării, sunt prezentate o serie de elemente de noutate referitoare la cele mai performante construcții de motoare diesel navale din actuala perioadă. Este vorba de cele mai recente realizări ale firmei “MAN B&W”, care a dezvoltat proiectul de fabricare a unor motoare lente, cu cap de cruce, a căror funcționare este controlată de calculator – așa-numitele “motoare inteligente”.
Pentru realizarea unui motor diesel naval cu performanțe economice și de fiabilitate net superioare față de construcțiile clasice, este necesară utilizarea unui sistem care să protejeze motorul împotriva defecțiunilor cauzate de suprasarcini, de lipsa întreținerii, de unele reglaje defectuoase etc. S-a recurs la utilizarea unui astfel de sistem de supraveghere a condițiilor de funcționare pentru evaluarea comportamentului motorului, menținerea performanțelor acestuia în limitele prescrise și reducerea semnificativă a uzurilor.
În cadrul acestui ultim capitol al lucrării, este prezentat conceptul de „motor inteligent”, este descris noul sistem de acționare a pompelor de injecție și a supapelor de evacuare, coordonat de un sistem electronic de supraveghere și control. Sunt precizate, de asemenea, avantajele utilizării acestor noi construcții de motoare navale, precum și unele aspecte referitoare la exploatarea lor inițială.
Capitolul 2
REALIZĂRI ACTUALE ȘI DIRECȚII DE DEZVOLTARE ALE FIRMEI “MAN B&W”
2.1. Introducere
Concurența acerbă dintre firmele producătoare de motoare diesel navale conduce implicit la o continuă dezvoltare a performanțelor tehnico-economice ale motoarelor realizate. În cadrul acestei concurențe, firma B&W produce, începând cu anul 1982, motoarele din familia MC care reprezintă la ora actuală unele dintre cele mai performante motoare existente pe plan mondial. Standardul ridicat al acestor motoare este datorat unei continue evoluții și îmbunătățiri a elementelor lor de bază.
2.2. Programul motoarelor MC
Actualul program de realizare a motoarelor MC cuprinde o serie de motoare navale lente, în doi timpi, cu cap de cruce, caracterizate prin eficiență și siguranță superioare. Prin combinarea principalilor parametri constructivi-funcționali (diametrul cilindrului și cursa pistonului, viteza medie a pistonului, presiunea medie efectivă ș.a.), se asigură o gamă largă de puteri și turații, fiind astfel posibilă echiparea majorității navelor care se construiesc în prezent.
Întregul program cuprinde 20 de tipuri diferite de motoare. Motoarele originale L-MC, cu alezaje de 35, 50, 60, 70, 80 și 90 cm, la care s-a adăugat ulterior și modelul cu alezajul de 42 cm, au în totalitate raportul cursă/alezaj de circa 3,2. Modificările survenite în proiectarea navelor au dus la apariția necesității unor motoare cu puteri similare, dar cu turații mai reduse. Răspunsul a fost introducerea motoarelor S-MC, cu raportul cursă/alezaj de aproximativ 3,8. În ultimii ani, aceste motoare cu alezaje de 26, 35, 50, 60, 70 și 80 cm, au luat treptat locul motoarelor L-MC. Bineînțeles, fac excepție acele utilizări în care turația ceva mai mare a versiunilor L-MC prezintă un avantaj.
Completând programul, motoarele K-MC au un raport cursă/alezaj mai redus (în jurul valorii de 2,9), ele oferind astfel o turație ceva mai mare. Motoarele K-MC sunt realizate cu alezaje de 50, 60, 70, 80 și 90 cm. În cazul particular al marilor puteri, cum sunt, de exemplu, navele portcontainer de mare capacitate, este disponibilă versiunea K-MC-C, cu alezaje de 80 și 90 cm. Având raportul cursă/alezaj de circa 2,6, aceste motoare asigură o turație sporită față de seria K-MC.
În figura 2.1 este prezentat domeniul de turații și puteri asigurat de către aceste motoare, în timp ce în tabelul 2.1 sunt incluse valorile principalilor parametri constructivi și funcționali ai motoarelor din seria MC.
Tab. 2.1 Caracteristici constructiv-funcționale ale motoarelor din seria MC
Fig. 2.1
Viteza medie a pistonului la motoarele MC este în jur de 8 m/s, ea fiind determinată de cursa pistonului și de turația arborelui cotit. Motoarele S-MC funcționează cu o presiune medie efectivă în jur de 18 bar, în timp ce tipurile L-MC, K-MC și K-MC-C funcționează la circa 17 bar. Echilibrând termodinamica și siguranța în funcționare ale acestor motoare, se asigură la toate variantele constructive consumuri specifice de combustibil extrem de reduse.
Motoarele MC sunt caracterizate printr-un larg domeniu al regimurilor de funcționare. In figura 2.2 este prezentată diagrama de putere extinsă pentru funcționarea motoarelor din această familie, acoperind întregul lor domeniu de funcționare. În cadrul diagramei, pe baza puterii specifice maxime continue, poate fi selectată orice combinație de putere și turație.
Fig. 2.2
După ce a fost stabilită puterea necesară, se alege motorul corespunzător în concordanță cu diagrama de sarcină prezentata în figura 2.3. În cadrul acestei diagrame, punctul A reprezintă puterea maximă continuă a motorului. Pentru a se asigura o rezervă de cuplu suficientă, este recomandabilă mărirea domeniului de funcționare în așa-numita zonă a caracteristicilor de “elice ușoară”.
Fig. 2.3
Inițial, motoarele MC, respectiv tipurile L-, au fost realizate cu o presiune medie efectivă de 15 bar și o viteză medie a pistonului de 7,3 m/s. În cadrul programului de dezvoltare, performanțele au fost sensibil îmbunătățite prin creșterea valorilor celor doi parametri. În figura 2.4 este ilustrat modul în care această creștere influențează puterea dezvoltată de motor. A fost ales spre exemplificare motorul S80MC, care are o largă utilizare la tancurile petroliere de 280000 tdw.
Fig. 2.4
Cele mai recente realizări din seria motoarelor MC sunt dotate cu un sistem special de control al sarcinii. Acesta asigură prevenirea suprasarcinii motorului în condiții speciale de exploatare, cum sunt: vremea rea; carena încărcată cu depuneri de vegetație și scoici; navigația în ape neadânci; o încărcare prea mare a elicei sau sarcina exagerată a generatorului de arbore.
De la introducerea lor in 1982, principiile de bază ale proiectului familiei de motoare MC au rămas practic neschimbate. Gama largă de puteri și turații disponibile asigură o mare disponibilitate diverselor utilizări în propulsia navală, fapt ilustrat in tabelul 2.2, care prezintă stadiul realizărilor MAN B&W la mijlocul anului 1993.
Tab. 2.2 Numărul de motoare MC produse de firma MAN B&W
2.3. Noul centru de cercetări R&D
Poziția de frunte a firmei MAN B&W în proiectarea și realizarea motoarelor de propulsie navală lente, în doi timpi, va fi susținută și pe viitor prin impresionanta activitate a centrului de cercetări R&D al firmei “Teglholmen” din Copenhaga. În acest scop, a fost construit centrul R&D, pe o suprafață de 1100m2. el fiind inaugurat în octombrie 1992. Acest centru este destinat perfecționării tehnologiei și performanțelor motoarelor diesel navale, pentru a satisface cerințele tot mai ridicate ale actualelor și viitoarelor utilizări.
Principala realizare a acestui centru experimental o constituie modernul motor 4T50MX. Bazat pe seria existentă MC, el a fost astfel proiectat și echipat încât să asigure cel mai înalt grad de siguranță și satisfacerea completă a cerințelor de protecție a mediului ambiant. Motorul este caracterizat printr-o eficiență net superioară și prin prețuri scăzute de producție/exploatare.
În scopul dezvoltării programului planificat pentru următorii zece ani, motoarele 4T50MX, cu 4 pistoane de alezaj D=500 mm, au fost proiectate să funcționeze la niveluri substanțial mărite și la presiuni maxime de ardere superioare oricărui alt motor diesel în 2 timpi, cu cap de cruce, existent în prezent.
Motorul are următoarele caracteație de putere și turație.
Fig. 2.2
După ce a fost stabilită puterea necesară, se alege motorul corespunzător în concordanță cu diagrama de sarcină prezentata în figura 2.3. În cadrul acestei diagrame, punctul A reprezintă puterea maximă continuă a motorului. Pentru a se asigura o rezervă de cuplu suficientă, este recomandabilă mărirea domeniului de funcționare în așa-numita zonă a caracteristicilor de “elice ușoară”.
Fig. 2.3
Inițial, motoarele MC, respectiv tipurile L-, au fost realizate cu o presiune medie efectivă de 15 bar și o viteză medie a pistonului de 7,3 m/s. În cadrul programului de dezvoltare, performanțele au fost sensibil îmbunătățite prin creșterea valorilor celor doi parametri. În figura 2.4 este ilustrat modul în care această creștere influențează puterea dezvoltată de motor. A fost ales spre exemplificare motorul S80MC, care are o largă utilizare la tancurile petroliere de 280000 tdw.
Fig. 2.4
Cele mai recente realizări din seria motoarelor MC sunt dotate cu un sistem special de control al sarcinii. Acesta asigură prevenirea suprasarcinii motorului în condiții speciale de exploatare, cum sunt: vremea rea; carena încărcată cu depuneri de vegetație și scoici; navigația în ape neadânci; o încărcare prea mare a elicei sau sarcina exagerată a generatorului de arbore.
De la introducerea lor in 1982, principiile de bază ale proiectului familiei de motoare MC au rămas practic neschimbate. Gama largă de puteri și turații disponibile asigură o mare disponibilitate diverselor utilizări în propulsia navală, fapt ilustrat in tabelul 2.2, care prezintă stadiul realizărilor MAN B&W la mijlocul anului 1993.
Tab. 2.2 Numărul de motoare MC produse de firma MAN B&W
2.3. Noul centru de cercetări R&D
Poziția de frunte a firmei MAN B&W în proiectarea și realizarea motoarelor de propulsie navală lente, în doi timpi, va fi susținută și pe viitor prin impresionanta activitate a centrului de cercetări R&D al firmei “Teglholmen” din Copenhaga. În acest scop, a fost construit centrul R&D, pe o suprafață de 1100m2. el fiind inaugurat în octombrie 1992. Acest centru este destinat perfecționării tehnologiei și performanțelor motoarelor diesel navale, pentru a satisface cerințele tot mai ridicate ale actualelor și viitoarelor utilizări.
Principala realizare a acestui centru experimental o constituie modernul motor 4T50MX. Bazat pe seria existentă MC, el a fost astfel proiectat și echipat încât să asigure cel mai înalt grad de siguranță și satisfacerea completă a cerințelor de protecție a mediului ambiant. Motorul este caracterizat printr-o eficiență net superioară și prin prețuri scăzute de producție/exploatare.
În scopul dezvoltării programului planificat pentru următorii zece ani, motoarele 4T50MX, cu 4 pistoane de alezaj D=500 mm, au fost proiectate să funcționeze la niveluri substanțial mărite și la presiuni maxime de ardere superioare oricărui alt motor diesel în 2 timpi, cu cap de cruce, existent în prezent.
Motorul are următoarele caracteristici constructive:
diametrul cilindrului: 500 mm;
cursa pistonului: 2200 mm;
raportul cursă/alezaj: 4,4.
Puterea dezvoltată de motor în perioada inițială de testare este de 10200 CP, la 123 rotații/minut. Nivelul inițial de funcționare a fost obținut cu următoarele performanțe:
presiunea maximă de ardere: 180 bar;
presiunea medie efectivă: 21 bar;
viteza medie a pistonului: 9 m/s.
Aceste date plasează noul motor experimental în fruntea absolută a dezvoltării motoarelor în doi timpi, fără a reprezenta limitele absolute ale potențialului de construcție al centrului R&D.
Dupa funcționarea pe timpul testelor experimentale, se va trece la un sistem modern de acționare a pompelor de injecție și a supapelor de evacuare, renunțându-se la arborele cu came convențional, utilizat în prezent. Pompele de injecție individuale vor fi controlate electronic, iar acționarea supapelor de evacuare se va realiza prin intermediul unui sistem servohidraulic. Aceste elemente vor constitui o contribuție cheie în dezvoltarea așa-numitului “motor inteligent” (vezi și capitolul 7). Acest nou concept în construcția motoarelor cu ardere internă definește motorul cu modalități diferite de funcționare, corespunzătoare diverselor condiții de exploatare.
Supraalimentarea motorului este realizată printr-o unitate de supraalimentare care înglobează turbosuflanta, răcitorul intermediar de aer și pompele de baleiaj, asigurându-se introducerea în motor a unei cantități de aer corespunzătoare unui anumit regim de funcționare al motorului. De asemenea, este asigurată limitarea noxelor gazelor de evacuare, în conformitate cu cerințele cele mai severe ale reglementărilor interne și internaționale referitoare la protecția mediului ambiant.
Alimentarea cu combustibil a motorului este asigurată prin intermediul unui sector de tratare a combustibilului, care realizează stocarea, amestecarea și centrifugarea diverselor tipuri de combustibil, precum și comutarea rapidă de la un combustibil la altul, pe timpul testelor motorului. Sistemul de ungere al cilindrului înglobează un tanc de serviciu obișnuit, precum și câte un tanc de serviciu mai mic pentru fiecare cilindru al motorului, permițând astfel testarea diferitelor tipuri de uleiuri în timpul experimentărilor.
Motorul de cercetare 4T50MX și sistemele sale auxiliare sunt deservite de o multitudine de senzori pentru măsurarea și înregistrarea diverșilor parametri funcționali ai motorului: presiuni, temperaturi, deplasări, debite, cantități de fluide în tancuri etc. De exemplu, înregistrarea detaliată a temperaturilor componentelor motorului este asigurată de peste 200 de termocupluri.
Investitia în noul centru de cercetări subliniază intenția firmei MAN B&W Diesel de a furniza clienților săi, la cele mai scăzute prețuri, soluții sigure și nepoluante pentru instalațiile de propulsie navală ale viitorului secol.
Imediat dupa optimizarea parametrilor de bază ai motorului 4T50MX, programul de cercetare al centrului R&D cuprinde următoarele teme principale:
investigații detaliate privind performanțele motorului, temperaturile în zona camerei de ardere, eforturile în componentele principale, caracteristicile procesului de ardere și compoziția gazelor de evacuare;
teste de reducere a noxelor gazelor de evacuare prin intermediul metodelor primare, cum sunt asigurarea unei desfășurări optime a procesului de ardere și recircularea gazelor de evacuare;
testarea completă a injecției de combustibil controlată electronic și a sistemelor hidraulice de acționare a supapelor de evacuare, pentru dezvoltarea “motorului inteligent”.
Pentru asigurarea unei siguranțe funcționale ridicate, va fi utilizat un sistem monitorizat de control pentru supravegherea condițiilor generale de funcționare ale motorului și pentru menținerea parametrilor de exploatare între limitele prescrise. Independent de acest sistem, există intenția dezvoltării viitoare a unor sisteme pentru prevenirea unor defecțiuni grave, cum sunt: neetanșeitatea segmenților de piston, uzura abrazivă a cămășilor de cilindru, desfășurarea anormală a arderii etc.
În scopul măririi flexibilității exploatării, sistemele electronice de control al injecției și evacuării vor fi extinse și asupra sistemului de supraalimentare. Se va asigura controlul presiunii și debitului aerului de baleiaj prin utilizarea geometriei variabile a ajutajelor turbinei de gaze, a controlului valvulelor by-pass și a sistemelor de valvule turbocompound. Sistemul de ungere al cilindrului va asigura controlul cantității de lubrifiant în concordanță cu sarcina motorului și cu cerințele impuse de asigurarea etanșeității și de evitarea uzurii prin frecare. Asemenea sisteme sunt deja disponibile pentru motoarele existente.
2.4. Concluzii
Evoluția continuă a construcției și echipării navelor maritime și fluviale determină exigențe tot mai ridicate și în domeniul dezvoltării motoarelor diesel. Așa cum a fost prezentat anterior, firma MAN B&W Diesel vine în întâmpinarea acestor cerințe, adaptându-și permanent propriile programe de cercetare și producție. Viitoarele produse ale firmei se vor baza pe experiența acumulată de la toate motoarele aflate în exploatare și pe o valorificare superioară a rezultatelor studiilor experimentale efectuate în propriul centru de cercetări. În aceste condiții, este aproape sigură prezența și pe viitor a acestei firme în primplanul producătorilor de motoare diesel navale pe plan mondial.
Capitolul 3
CALCULUL TERMIC
AL MOTORULUI MAN W6V 17.5/22 A
3.1. Parametrii constructiv – funcționali ai motorului de referință
Calculul urmează a fi efectuat pentru un motor auxiliar, cu admisie naturală, în 4 timpi. Motorul este produs de firma MAN, având următoarele caracteristici:
tipul motorului: W6V 17.5/22 A;
diametrul cilindrului : D = 175 mm;
cursa pistonului: S = 220 mm;
puterea efectivă: P = 117,68 KW (160CP);
turația nominală: n = 750 rot/min;
număr cilindri: i = 6;
presiunea medie efectivă: pe = 5,93 bar (6,04 kgf/cm2);
raportul de comprimare: = 15;
presiunea de ungere: 3 5 kgf/cm2;
consumul de ulei la puterea nominală: 0,85 kg/cil. zi;
temperatura apei de răcire cilindri:
intrare: 550 C;
ieșire: 700 C;
presiunea de injecție: 1.200 kgf/cm2;
consumul specific de combustibil la funcționarea cu motorină: 285 g/kWh (210g/CPh);
cilindreea totală: 31,74dm3;
ordinea de aprindere: 1 – 2 – 4 – 6 – 5 – 3.
3.2. Ipotezele de calcul
Prin calculul termic al motoarelor diesel navale se urmărește determinarea mărimilor de stare ale fluidului motor în evoluția sa în cadrul ciclului de funcționare. Cu ajutorul acestor mărimi se poate trasa diagrama indicată a ciclului de funcționare, pe baza căreia se pot determina principalele mărimi caracteristice ale unui motor: parametrii indicați și efectivi, principalele dimensiuni constructive, puterea și economicitatea motorului, precum și forțele care acționează asupra pieselor motorului.
După procedeul de calcul utilizat, se deosebesc metode analitice și metode grafice, bazate pe diagrame termodinamice.
În cadrul prezentului proiect va fi utilizată metoda analitică bazată pe determinarea variațiilor energiilor interne și ale entalpiilor fluidului motor pe parcursul ciclului de funcționare. Calculul se desfășoară utilizând următoarele ipoteze simplificatoare (fig.3.1):
fluidul motor este alcătuit dintr-un amestec de gaze semiideale, care respectă ecuația universală de stare a gazelor: pV=mRT;
ciclul de funcționare este format din evoluții cunoscute din punct de vedere termodinamic;
în fiecare ciclu de funcționare arde complet cantitatea de un kilogram de combustibil – diagrama indicată astfel obținută este similară cu cea reală, pe baza acestei similitudini rezultând și parametrii reali ai motorului;
arderea combustibilului se desfășoară parțial izocor, parțial izobar (procesele „c-y” și, respectiv, „y-z”); Fig. 3.1
comprimarea și destinderea reprezintă transformări politropice cu exponenți constanți (procesele „c-y” si „z-b”);
modificarea compoziției chimice a fluidului motor prin arderea combustibilui se realizează instantaneu la începutul arderilor izocoră și, respectiv, izobară;
procesul de admisie a fluidului proaspăt lipsește din cadrul ciclului de funcționare, considerându-se că admisia se realizează instantaneu la începutul comprimării;
evacuarea gazelor arse reprezintă un proces izocor de cedare de căldură mediului înconjurător.
Cu ajutorul acestor ipoteze simplificatoare, calculul termic se desfășoară în următoarele etape:
alegerea parametrilor inițiali de calcul;
calculul procesului de admisie;
calculul procesului de comprimare;
calculul procesului de ardere izocoră;
calculul procesului de ardere izobară;
calculul procesului de destindere;
determinarea parametrilor indicați, efectivi și constructivi ai motorului.
Alegerea parametrilor inițiali de calcul se face în funcție de caracteristicile tehnice ale motorului de referință și de proprietățile fizico-chimice ale combustibilului utilizat. O parte însemnată din parametrii inițiali de calcul nu este indicată însă în documentația tehnică a motorului de referință. De aceea, în funcție de caracteristicile de bază ale motorului, acești parametri vor fi adoptați în funcție de valorile experimentale indicate în literatura de specialitate.
În cadrul calculelor proceselor ciclului de funcționare se va urmări determinarea mărimilor de stare ale fluidului motor în punctele caracteristice ale ciclului, precum și a altor mărimi specifice proceselor respective.
În final, se vor determina parametrii indicați și efectivi, trasându-se diagrama indicata a ciclului de funcționare. Trasarea se realizează pe baza similitudinii dintre ciclul teoretic de funcționare (în care se arde un kilogram de combustibil) și ciclul real de funcționare. De asemenea, se vor stabili și principalele dimensiuni constructive ale motorului.
3.3. Alegerea parametrilor inițiali de calcul
Pentru determinarea mărimilor de stare ale fluidului motor pe parcursul ciclului de funcționare, este necesară adoptarea inițială a valorilor unor parametri specifici. Această alegere se efectuează în funcție de caracteristicile motorului, pe baza valorilor experimentale indicate în literatura de specialitate.
În conformitate cu datele prezentate anterior, în cadrul calculului termic vor fi utilizați următorii parametri inițiali:
– Puterea efectivă (necesar a fi dezvoltată) Pec = 117,68 kW;
Motorul cu ardere internă consumă o parte din lucrul mecanic dezvoltat în cilindri pentru învingerea rezistențelor interne, determinate de antrenarea sistemelor auxiliare, de frecarea mecanică dintre suprafețele în mișcare relativă și de frecarea gazodinamică dintre fluidul motor și organele de distribuție, camera de ardere, piston, cilindru și chiulasă. De aceea, puterea efectivă este mai mică decât cea dezvoltată prin arderea combustibilului.
– Numărul de timpi = 4;
Partea din ciclu motor care se efectuează într-o cursă a pistonului se numeste timp. Un motor care efectuează un ciclu complet în patru curse (două rotații complete ale arborelui cotit), el se numește în patru timpi; dacă ciclul se execută în doua curse (o rotație completă a arborelui cotit), se numește motor în doi timpi.
Numărul de timpi reprezintă, astfel, unul dintre criteriile importante de clasificare a m.a.i. Cele două clase în care se grupează motoarele conform acestui criteriu sunt caracterizate la rândul lor de deosebiri esențiale sub aspect constructiv (motoare cu sau fără mecanism de distribuție cu supape, supraalimentate sau cu admisie naturală, cu sau fără cap de cruce etc.), funcțional (particularitățile schimbului de gaze, nivelul termic al pieselor în contact cu gazele fierbinți etc.), precum și al indicilor de performanță (putere litrică, masa raportată etc.).
– Turația nominală n = 750 rot/min
Numărul de rotații efectuate de arborele cotit într-un minut se numește viteză de rotație, turația arborelui cotit sau turația motorului. Se notează cu n și se măsoară în rotații pe minut.
Alături de puterea efectivă, turația n este un parametru foarte important al motorului pentru consumatori. De exemplu, pentru motoarele care acționează generatoare de curent alternativ, cu o frecvență de 50 Hz, turația trebuie să corespundă valorilor indicate în tabelul 3.1.
Tab. 3.1 Turația diesel-generatoarelor în funcție de numărul de poli
Turația n, împreună cu cursa pistonului S, determină viteza medie a pistonului:
vmp=S·n/30 [m/s].
– Numărul de cilindri i = 6;
Alegerea numărului de cilindri i depinde de puterea efectivă a motorului. De obicei, pentru motoarele cu aprindere prin comprimare, se înregistrează valorile:
pentru motoarele de putere redusă: i=1…6;
pentru motoarele de putere medie: i=4…8;
pentru motoarele de putere ridicată: i=6…18.
Foarte rar, pentru obținerea unor puteri mari și în cazul unor prescripții severe în privința greutății și gabaritului, se utilizează și valori i mai mari. În cazul numărului mare de cilindri se rezolvă mai ușor problemele de echilibrare și de uniformizare a vitezei de rotație. Trebuie menționat însă că așezarea în linie a mai mult de zece cilindri nu este indicată din cauza echilibrării „interioare” defectuoase (rigiditatea insuficientă a carterului sau a ramei de fundație în plan longitudinal) și din cauza vibrațiilor torsionale ale arborelui cotit. De regulă, în cazul unui număr mai mare de șase cilindri, se utilizează dispuneri speciale ale cilindrilor (în stea, în V, în evantai, cu cilindrii opuși, etc.).
– Compoziția procentuală a combustibilului
Combustibilii utilizați în motoarele cu ardere internă sunt exclusiv de origine petrolieră. Ei reprezintă amestecuri complexe de hidrocarburi, care conțin și cantități variabile, dar reduse, de compuși cu oxigen, azot și sulf, precum și urme de compuși cu sodiu, potasiu, fier, nichel și vanadiu.
Proprietățile combustibililor se definesc printr-un număr de caracteristici standardizate care se grupează în trei clase:
caracteristici care definesc proprietățile combustibilului determinante pentru procesele de pulverizare, vaporizare, autoaprindere și ardere (compoziția fracționată, presiunea de vapori, densitatea, tensiunea superficială, cifra octanică, cifra cetanică, indicele diesel, indicele de cocs, puterea calorifică);
caracteristici care definesc proprietățile combustibilului determinante pentru uzura motorului (aciditate minerală și alcalinitate, aciditatea organică, conținutul de sulf, efectul de coroziune asupra lamei de cupru, impuritățile mecanice, conținutul de apă, conținutul de cenușă);
caracteristici determinante pentru transportul, depozitarea și distribuția combustibilului (gume conținute, perioada de inducție, cifra de iod, punctul de congelare, temperatura de tulburare, punctul de inflamabilitate, culoarea).
Am adoptat pentru combustibilul utilizat următoarea comopziție procentuală:
carbon, c=87%;
hidrogen, h=12,4%;
oxigen, o=0,6%.
– Puterea calorifică inferioară a combustibilului
Prin ardere se degajă enrgia chimică conținută în combustibil. Căldura degajată în exterior prin arderea completă a unității de cantitate (kg, kmol, m3) de substanță combustibilă se numește căldura de reacție. Aceasta depinde de natura combustibilului și de condițiile de presiune, temperatură și volum în care s-a desfășurat reacția. Căldura de reacție precizată de presiunea constantă de 760 torri și temperatura constantă de 0 grade Celsius se numește putere calorifică.
Valorile uzuale ale acestui parametru pentru motorină sunt situate în domeniul: Qi=38850…42275 kJ/kg.
Puterile calorifice inferioare se determină experimental sau prin formule de calcul care țin seama de compoziția chimică a combustibilului. Pentru calculele termice, formula lui D.I. Mendeleev dă valori satisfacatoare:
Qi=340,13·c+1256·h-109· (o-s)-25,19·(9h+w) [kJ/kg],
unde c, h, o și w sunt fractiunile masice de carbon, hidrogen, oxigen, sulf și apă din combustibil (în procente).
Am adoptat
Qi=39762,2 kJ/kg.
– Presiunea mediului ambiant
În cazul motoarelor navale, presiunea mediului ambiant este presiunea atmosferică la nivelul mării:
po = 1 atm = 1,01325·105 Pa.
– Temperatura mediului ambiant
Pentru motoarele de la bordul navelor maritime, temperatura mediului ambiant To depinde de anotimp, zona de navigație, momentul zilei, condițiile de ventilație ale compartimentului mașini etc. În funcție de aceste date, temperatura To se poate adopta in limitele: To=288…323 K.
Am adoptat valoarea
To = 308 K.
– Coeficientul de scădere a presiunii de admisie
Datorită rezistențelor gazodinamice ale sistemului de admisie, presiunea fluidului proaspăt la intrarea în cilindru pa este mai mică decât presiunea avută inițial. Raportul dintre cele două presiuni reprezintă coeficientul de scădere a presiunii de admisie.
În cazul motoarelor în 4 timpi, cu admisie naturală, raportul dintre presiunea de admisie (presiunea la intrarea în cilindru) și cea atmosferică ia valori cuprinse în domeniul: a = 0,75…0,90.
Am adoptat valoarea
a = 0,85.
– Temperatura gazelor arse reziduale
Temperatura gazelor arse reziduale Tr depinde de următorii factori: raportul de comprimare, sarcina și turația motorului. Cu cât este mai mare, cu atât gradul de destindere a gazelor va fi mai mare, ceea ce conduce la reducerea temperaturii Tr. Creșterea sarcinii și turației provoacă creșterea temperaturii cilindrilor, ceea ce conduce la mărirea temperaturii Tr.
Temperatura gazelor arse reziduale Tr, pentru calculele preliminare, se poate considera: Tr=600……900 K, urmând ca ea să fie verificată la sfârșitul destinderii.
Am adoptat valoarea
Tr = 825 K.
– Încălzirea aerului în contact cu motorul
La sfârșitul procesului de admisie, temperatura încărcăturii proaspete este mai mare decât temperatura mediului înconjurator, datorită următoarelor cauze:
transferul de căldură de la pereții galeriei de admisie la încărcătura proaspătă;
încălzirea încărcăturii proaspete datorită contactului cu suprafețele fierbinți din interiorul cilindrului: supape, piston, cămașa cilindrului și chiulasă;
încălzirea încărcăturii proaspete prin amestecarea cu gazele arse reziduale;
transformarea energiei cinetice a aerului proaspăt în căldură, prin reducerea vitezei sale la pătrunderea în cilindru.
Preîncălzirea ΔT depinde de sarcină, de turație și de condițiile de răcire ale motorului, luând valori cuprinse în domeniul: T = 5…20 grd.
Am adoptat valoarea
ΔT = 15K.
– Coeficientul de exces de aer
Pentru asigurarea unei arderi de bună calitate a combustibilului, această ardere se realizează cu o cantitate de aer în exces. Raportul dintre cantitatea reală de aer L, care revine la un kilogram de combustibil, și cantitatea de aer teoretic necesară arderii complete Lt se numește coeficient de exces de aer: α=L/Lt.
Micșorarea valorii α este una dintre măsurile eficiente pentru forțarea ciclului motor. Posibilitățile de micșorare a valorii acestui parametru depind însă de gradul de perfecțiune a formării amestecului carburant și de dirijarea fluidului proaspăt și a combustibilului în această incintă. La micșorarea valorii α trebuie să se țină seama de urmările creșterii solicitărilor termice ale ciclului.
Valoarea coeficientului de exces de aer depinde de tipul motorului, în cazul motoarelor rapide, cu admisie naturală, ea fiind: = 1,3…1,7.
Am adoptat valoarea
= 1,5.
– Coeficientul gazelor arse reziduale
În momentul închiderii organelor de evacuare, în cilindru mai rămân gaze de ardere provenite din ciclul precedent, numite gaze arse reziduale. Raportul dintre cantitatea acestora și cantitatea de aer introdusă în cilindru se numește coeficient al gazelor arse reziduale: γ=υg.a.r./L.
Cantitatea de gaze arse reziduale depinde de raportul de comprimare, de presiunea și temperatura lor, de particularitățile sistemului de distribuție, de turație.
În cazul motoarelor în 4 timpi, cu admisie naturală, se asigură următoarele valori ale coeficientului gazelor arse reziduale: γr = 0,03….0,06.
Am adoptat valoarea
γr = 0,04.
– Coeficienții de utilizare a căldurii
Arderea combustibilului în cilindrul motor este însoțită de pierderi de căldură în fluidul de răcire, prin arderea incompletă, prin radiație etc. Se utilizează noțiunea de coeficient de utilizare a căldurii , care reprezintă raportul dintre cantitatea de căldură utilizată pentru producerea de lucru mecanic exterior și pentru mărirea energiei interne a fluidului motor și cantitatea de căldură degajată prin arderea combustibilului: =Qu/Qdisp .
Din cantitatea de căldură dezvoltată prin arderea combustibilului, numai o anumită fracțiune este utilizată pentru producerea de lucru mecanic exterior și pentru mărirea energiei interne a fluidului motor. Coeficienții de utilizare a căldurii în cele două faze ale arderii înregistrează valorile uzuale: v = 0,75….0,85 și p = 0,65….0,75.
Pentru motoarele cu o bună formare a amestecului carburant și cu condiții superioare de desfășurare a arderii, valorile celor doi coeficienți pot crește până la 0,9.
Am adoptat valorile
v = 0,81 și p = 0,71.
– Coeficientul de rotunjire a diagramei indicate
Diagrama indicată reală a ciclului de funcționare se deosebește de cea teoretică prin:
aria corespunzătoare procesului de schimb de gaze;
ariile „pierdute” prin racordările care se fac la diagrama indicată reală;
abaterile proceselor reale de comprimare și destindere față de procesele politropice cu exponenți constanți.
Coeficientul de rotunjire a diagramei indicate reprezintă parametrul care ține seama de deosebirile dintre diagramele indicate reală și teoretică ale ciclului de funcționare. Valorile sale uzuale sunt: r = 0,96….0,99.
Am adoptat valoarea
r = 0,98.
– Randamentul mecanic
Randamentul mecanic al unui motor diesel naval depinde, în primul rând, de tipul și de construcția acestuia. El este influențat și de alți factori, cum ar fi: turația și sarcina motorului; calitatea materialului de construcție al pieselor cu suprafețe de frecare; calitatea uleiului de ungere și procesul de lubificație. Pentru motoarele cu admisie naturală, în 4 timpi, valorile experimentale ale acestui parametru sunt: m = = 0,75…0,82.
Am adoptat valoarea
m = 0,816.
– Coeficientul de compactitate
Raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei poartă denumirea de coeficient de compactitate. El are o influență redusă asupra proceselor termice din cilindrul motor. Raportul d = R/L ia valori cuprinse între 1/5,5 și 1/3.
Am adoptat valoarea
d = 0,25.
– Unghiul de avans la injecție
Pentru a se asigura o mai bună desfășurare a procesului de ardere, combustibilul este injectat înainte ca pistonul să ajungă în poziția pmi, în cursa sa de comprimare. Unghiul de avans la injecție se notează cu β (fig.3.2) și valoarea sa se adoptă în funcție de:
turația motorului;
arhitectura camerei de ardere;
caracteristicile chimice ale combustibilului;
perfecțiunea sistemului de injecție.
Avansul la injecție optim se stabilește pe cale experimentală, când prototipul motorului se află pe bancul de probe. Pentru motoarele navale, = 6…40RAC, la sarcina nominală.
Am adoptat valoarea
= 18RAC.
Fig. 3.2
– Unghiul de corecție a duratei arderii
Durata totală a arderii se consideră drept suma algebrică a avansului la injecție, a unghiului de întârziere la autoaprinderea combustibilului și a unui unghi de corecție cu valori de: = 3…+3RAC. Valoarea acestui unghi este utilizată în calculul unghiului de rotație θ, corespunzător duratei totale a procesului de injecție (fig.3.2).
Am adoptat valoarea
= 1,78 RAC.
– Presiunea de evacuare
Presiunea din colectorul de evacuare pev poate fi determinată prin calcul, plecând de la rezistențele gazodinamice ale traseului de evacuare. Pentru calculele termice, la motoarele în 4 timpi cu admisie naturală, se consideră valorile: pev = =(1,02…1,15)105 Pa.
Am adoptat valoarea
pev = 0,104MPa.
– Raportul de comprimare
Raportul dintre volumul maxim al camerei de ardere Va (corespunzãtor poziției pme a pistonului) și volumul minim al acesteia Vc (corespunzãtor poziției pmi) se numește raport de comprimare: = Va/Vc.
Alegerea valorii depinde de tipul motorului, de turația lui, de felul formãrii amestecului carburant, de particularitãțile constructive, precum și de o serie de alți factori. Potrivit datelor experimentale, în cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare, raportul de comprimare ia urmãtoarele valori:
la motoarele lente, cu admisie naturalã: = 13…14;
la motoarele semirapide, cu admisie naturalã: = 14…15;
la motoarele rapide, cu admisie naturalã: = 15…20;
la motoarele supraalimentate: = 12…16.
Am adoptat valoarea
ε=15.
– Raportul cursă/alezaj
Raportul dintre cursa pistonului S și diametrul cilindrului (alezajul) D caracterizeazã construcția generalã a motorului. În funcție de valoarea raportului cursã/alezaj, d = S/D, motoarele se clasificã în:
motoare cu cursã scurtã: d = 0,9…1,2;
motoare cu cursã medie: d = 1,2…1,5;
motoare cu cursã lungã: d = 1,5…1,8;
motoare cu cursã superlungã: d = 1,8…4,2.
Valorile mai ridicate ale acestui raport sunt caracteristice motoarelor lente, iar cele mai scãzute motoarelor rapide și semirapide.
Am utilzat valoarea
Ψd = 220/175 = 1,2571428.
3.4. Calculul procesului de admisie
Procesul de admisie (admisia) reprezintă procesul în decursul căruia fluidul proaspăt pătrunde în cilindrul motorului. Procesul de admisie este de două feluri: normal sau forțat (supraalimentare). Admisia normală are loc atunci când fluidul proaspăt pătrunde în cilindru sub acțiunea mediului ambiant, asociată cu efctul de depresiune creat de deplasarea pistonului de la pmi la pme. În acest caz, aerul, înainte de a pătrunde în sistemul de admisie are presiunea po și temperatura mediului ambient To. Admisia forțată are loc atunci când fluidul proaspăt pătrunde în cilindru sub acțiunea unei suflante care îl comprimă în prealabil, acțiunea fiind și ea asociată cu deplasarea pistonului. În cazul admisiei forțate, înaintea pătrunderii în sistemul de admisie, fluidul proaspăt are presiunea și temperatura care se stabilesc la ieșirea din organul de refulare al suflantei.
În aceste condiții, arderea completă a combustibilului este asigurată în prezența cantității de oxigen , participațiile gravimetrice ale combustibilului c, h, s, o, n fiind exprimate în procente. Se pot astfel determina, în funcție de coeficientul de exces de aer și de compoziția volumetrică procentuală a aerului (21% oxigen și 79% azot) cantitatea teoretică și reală L de aer .
Pe lângă aer, în compoziția fluidului motor vor intra și cantitățile de gaze arse reziduale, în funcție de coeficientul gazelor arse reziduale . Conform celor prezentate inițial, fluidul proaspăt intră în sistemul de admisie cu temperatura mediului ambient To. Pe baza preîncălzirii T, rezultă și temperature Taer .
Pentru determinarea temperaturii fluidului motor (amestecul de fluid proaspăt și gaze arse reziduale) la sfârșitul procesului de admisie, se utilizează două metode. O primă metodă se bazează pe valoarea entalpiei fluidului motor . Pentru această determinare, entalpiile specifice și, respectiv, se calculează prin interpolare. Cea de-a doua metodã de determinare este bazatã pe temperaturile și componența fluidului motor.
Pe baza ecuației generale de stare a gazelor, rezultã și volumul Va ocupat de fluidul motor la sfârșitul admisiei (în starea “a”). În cadrul relației de calcul este utilizatã și presiunea fluidului motor pa, care a fost determinatã după adoptarea coeficientului de scãdere a presiunii de admisie a. În finalul calculului acestui proces, a fost determinat coeficientul de umplere v.
Valorile obținute prin calcul sunt prezentate centralizat în următorul tabel:
Tab. 3.2 Parametrii procesului de admisie
Tab. 3.2 (continuare)
Se remarcă faptul că valorile obținute prin calcul corespund datelor experimentale indicate în literatura de specialitate pentru motoarele în 4 timpi, cu admisie naturală:
presiunea: pa = (0,760…0,912) 105Pa;
temperatura: Ta = 300…400K;
coeficientul de umplere: v = 0,80…0,96.
3.5. Calculul procesului de comprimare
Prin comprimare se realizează creșterea parametrilor amestecului proaspăt existent în cilindru la sfârșitul umplerii de la la , cu următoarele implicații asupra funcționării motorului:
la m.a.c.-uri, obținerea temperaturii de autoaprindere a combustibilului;
realizarea condițiilor de formare a amestecului dintre combustibil și aer;
creșterea energiei obținută prin arderea combustibilului transformată în lucru mecanic.
Procesul de comprimare se realizează prin deplasarea pistonului de la pme la pmi. Comprimarea începe efectiv din momentul în care comunicația cilindrului cu colectorul de umplere la motoarele în patru timpi, respectiv de baleiaj și evacuare la cele în doi timpi, a fost întreruptă. Deoarece pentru desfășurarea procesului de ardere este necesar un anumit interval de timp, se impune ca arderea să înceapă în apropierea pmi. Astfel, după tipul motorului, momentul de început al injecției combustibilului sau al declanșării scânteii electrice se va produce cu un anumit avans față de pmi.
Elementul predominant al procesului de comprimare îl constituie schimbul de căldură dintre fluidul proaspăt și mediul din interiorul cilindrului. La începutul comprimării, temperatura amestecului proaspăt este inferioară temperaturii medii a pereților cilindrului, de aceea transferul de căldură se face de la pereții cilindrului la amestecul supus comprimării. Datorită acestui fapt, curba presiunii din cilindru este situată peste curba de variație a presiunii în cazul unui proces adiabatic de comprimare, iar exponentul politropic este mai mare decât exponentul adiabatic . Comprimând amestecul, temperatura acestuia crește, iar transferul de căldură de la pereți la fluidul proaspăt se reduce și apoi încetează. În acest moment se consideră că procesul devine instantaneu adiabatic, respectiv .
În a doua parte a procesului, datorită comprimării, temperatura amestecului devine mai mare decât temperatura medie a pereților; de aceea, transferul de căldură se inversează și amestecul proaspăt cedează căldură pereților cilindrului. Datorită acestei schimbări, curba de evoluție a presiunii devine mai puțin înclinată decât curba de variație a presiunii corespunzătoare procesului adiabatic, iar exponentul devine mai mic decât exponentul adiabatic . În consecință, presiunea la sfârșitul cursei de comprimare, când pistonul a ajuns la pmi, este mai scăzută decât presiunea care s-ar obține în cazul când comprimarea ar decurge după un proces adiabatic. Prin urmare, comprimarea se realizează politropic, având exponentul variabil pe întreaga cursă de comprimare.
În calcule, se considerã o valoare constantã a exponentului politropic nc. Aceastã valoare asigurã realizarea aceluiași lucru mecanic ca și în cazul procesului real, de exponent variabil. Valoarea exponentului mediu politropic al comprimãrii nc a fost obținută din ecuația de bilanț energetic din tabelul 3.3, care include toate calculele efectuate pentru acest proces și rezultatele astfel obținute.
Tab. 3.3 Parametrii procesului de comprimare
Cu ajutorul acestei valori a exponentului mediu politropic, au fost determinate valorile mãrimilor de stare ale fluidului motor la sfârșitul comprimãrii (presiunea pc, temperatura Tc și volumul Vc). Valorile obținute corespund limitelor experimentale. Astfel, presiunea la sfârșitul comprimãrii ia valori cuprinse în domeniile:
la m.a.s.-uri: pc=(7…16)105Pa;
la m.a.c.-uri lente, cu admisie naturalã: pc=(30…35)105Pa;
la m.a.c.-uri rapide, cu admisie naturalã: pc=(35…50)105Pa;
la m.a.c.-uri lente, supraalimentate: pc=(40…50)105Pa;
la m.a.c.-uri rapide, supraalimentate: pc=(50…75)105Pa.
La rândul ei, temperatura la sfârșitul comprimãrii Tc trebuie sã asigure condițiile pentru o autoaprindere sigurã a combustibilului. De aceea, la m.a.c.-uri, ea trebuie sã fie cu 200…300grade mai mare decât temperatura de autoaprindere a combustibilului. Prin urmare, aceste valori sunt Tc=700…950K. În cazul m.a.s.-urilor, valorile sunt mai scãzute (540…760K).
3.6. Calculul procesului de ardere
Procesul de ardere poate fi studiat atât sub aspect termodinamic, cât și din punct de vedere cinetic. Prin analiza termodinamică se obțin informații asupra stării inițiale și finale ale transformării, se constată dacă arderea este sau nu posibilă, se specifică sensul în care va decurge procesul și se determină condițiile de presiune, temperatură și concentrație în care arderea eventual se va opri. Prin studiul cinetic se poate cunoaște dacă reacția posibilă se va produce în realitate, se determină viteza de desfășurare a arderii, se descifrează mecanismul intern al reacției, se evidențiază fazele intermediare și se lămurește specificația fizică a aspectelor particulare ale fenomenelor care se produc în decursul arderii. Studiul procesului de ardere permite să se stabilească evoluția parametrilor fluidului de lucru din cilindru și să se determine elementele asupra cărora trebuie acționat astfel ca motorul să realizeze parametrii scontați.
În studiul arderii se pleacă de la ecuațiile chimice, stoichiomerice, de oxidare a elementelor componente ale combustibilului. Prin aceste ecuații se stabilesc atât compoziția produșilor rezultați în urma arderii precum și proporția stoichiometrică dintre aceștia și elementele ce intră în reacție. Se determină astfel cantitatea de oxigen necesară procesului de oxidare.
Ecuațiile chimice de oxidare permit, de asemenea, să se împartă procesele de ardere în funcție de cantitatea de oxigen de care dispune cantitatea dată de combustibil în arderea completă și incompletă. Arderea completă sau teoretică este reacția în care produșii de ardere sunt stabili și nu mai pot reacționa cu oxigenul. Se înțelege că pentru îndeplinirea acestor condiții substanțele inițiale combustibile trebuie să dispună de o cantitate de oxigen cel puțin egală cu cantitatea necesară oxidării integrale, numită cantitate teoretică.
Arderea incompletă este reacția în care unii dintre produșii de ardere nu sunt stabili, putând reacționa mai departe cu oxigenul, cedând energie termică și transformându-se în produși stabili. Arderea incompletă se produce atunci când substanțele inițiale combustibile nu dispun de cantitatea teoretică de oxigen.
În cadrul calculului termic se consideră că procesul de ardere se desfășoară inițial izocor și apoi izobar. În cadrul arderii izocore, se consideră de asemenea convențional, că este arsă cantitatea de combustibil injectată în cilindru pe durata de întărziere la autoaprindere , injecția decurgând după o lege liniară. Pentru determinarea acestei întârzieri, se calculează inițial mărimile de stare ale fluidului motor în momentul declanșării injecției de combustibil.
Fiind determinată cantitatea de combustibil care arde izocor, se calculează în continuare mărimile ce caracterizează compoziția fluidului motor. Având în vedere faptul că energia obținută prin arderea izocoră servește exclusive la creșterea energiei interne, se calculează în final valorile mărimilor de stare ale fluidului motor (presiunea py, temperatura Ty și volumul Vy). Valorile obținute prin calcul sunt incluse în următorul tabel:
Tab. 3.4 Parametrii procesului de ardere izocoră
Tab. 3.4 (continuare)
În cadrul celei de-a doua faze a arderii – arderea izobară – este arsă cantitatea de combustibil. Prin urmare, la sfârșitul procesului, întreaga cantitate de combustibil este arsă, astfel incăt în compoziția fluidului motor intră cantitățile de gaze rezultate în urma arderii și cele de gaze arse reziduale. Pe lângă producerea de lucru mecanic, arderea izobară produce creșterea entalpiei fluidului motor. Pe această bază este posibilă determinarea mărimilor de stare ale fluidului motor la sfârșitul acestei a doua etape a arderii (presiunea pz, temperatura Tz și volumul Vz). Rezultatele tuturor calculelor effectuate sunt prezentate centralizat în următorul tabel:
Tab. 3.5 Parametrii procesului de ardere izobară
Tab. 3.5 (continuare)
În literatura de specialitate sunt indicate valorile uzuale pe care le înregistreazã parametrii caracteristici procesului de ardere. Astfel, întârzierea la autoaprindere a combustibilului ia valori situate în jurul a aa=0,001…0,005s. În cazul arderii mixte, cantitatea de combustibil arsã izocor reprezintã, de obicei, 10…50% din cantitatea totalã (gv=0,1…0,5kg), iar temperatura în starea “y” este Ty=1000…1500K. În cazul arderii violente, temperatura poate atinge valori mai ridicate, pânã la 1800K.
La rândul ei, presiunea maximã de ardere înregistreazã urmãtoarele valori uzuale:
la motoarele cu admisie naturalã: py=pz=(50…85)105Pa;
la motoarele supraalimentate: py=pz=(80…140)105Pa.
În sfârșit, pentru temperatura maximă de ardere, în literatura de specialitate este indicat intervalul Tz=1500…2100K. Creșterea temperaturii maxime de ardere peste 2150K nu este de dorit, din cauza apariþiei fenomenului de disociere a gazelor. Reducerea temperaturii Tz se obþine prin scãderea temperaturii Ta și mai puțin prin creșterea excesului de aer.
Se remarcă și în acest caz faptul că valorile obținute prin calcul corespund limitelor experimentale.
3.7. Calculul procesului de destindere
Prin destinderea gazelor în cilindrii motorului se produce transformarea energiei potențiale conținută în gazele de ardere în energie mecanică care se obține prin deplasarea pistonului de la pmi la pme.
Începutul destinderii este considerat momentul scăderii presiunii gazelor după ce s-a atins presiunea maximă. S-a arătat că la începutul destinderii, pe o durată oarecare, continuă arderea posterioară. Aceasta provoacă modificarea compoziției chimice a gazelor și degajarea unor cantități de căldură care descresc până la anulare în momentul terminării reacțiilor chimice.
Sfârșitul procesului de destindere este considerat momentul deschiderii supapei sau a orificiilor de evacuare. Destinderea în continuare a gazelor este considerată ca aparținând procesului următor, evacuarea. Ținând seama că poziția punctului „z” survine, în general, cu 10…20 grd după pmi, iar avansul la deschiderea supapei de evacuare este, în general, de 20…50 grd înaintea pme, durata în grade RAC a procesului de destindere este de 110…150 grd.
În decursul procesului de destindere diferența variabilă dintre temperatura gazelor de ardere și temperatura pereților cilindrului provoacă schimb de căldură de la gaze la pereți. La începutul destinderii diferența între temperatura gazelor și temperatura pereților este mai mare, însă suprafața de schimb de căldură este minimă. Pe măsură ce pistonul se deplasează spre pme, suprafața de schimb de căldură crește, dar temperatura gazelor scade.
Destinderea gazelor se consideră ca fiind un proces politropic având exponentul nd variabil pe întreaga durată a destinderii. Mărimea exponentului politropic nd este influențată de următorii factori:
prin arderea posterioară se realizează o alimentare suplimentară cu căldură, care produce creșterea sensibilă a temperaturii gazelor, datorită cărui fapt exponentul politropic nd, în prima parte a procesului de destindere, este mai mic decât exponentul adiabatic (nd <kd), în cazul unei arderi posterioare puternice nd =1,1…1,2;
o influență principală asupra exponentului politropic nd o are transferul de căldură de la gaze la pereții răciți ai cilindrului, ceea ce provoacă creșterea exponentului politropic nd, care către sfârșitul acestui proces atinge valoarea nd=1,4…1,5.
În calculul destinderii, la construirea diagramei indicate teoretice, se adoptă pentru exponentul politropic nd o mărime medie constantă nd, din condiția ca lucrul mecanic obținut prin destinderea gazelor având exponentul nd variabil pe întreaga cursă, să fie egal cu lucrul mecanic obținut prin destindere cu exponent mediu constant.
Rezultatele calculelor efectuate pentru acest proces sunt prezentate centralizat în cadrul tabelului 3.6.
Tab. 3.6 Parametrii procesului de destindere
Valorile uzuale ale presiunii și temperaturii la sfârșitul destinderii sunt pb=(2…8)105Pa și, respectiv, Tb=900…1300K. La motoarele lente și semirapide, comparativ cu cele rapide, se înregistreazã valori mai scãzute ale acestor parametri, datoritã gradului de destindere mai mare și temperaturii Tz mai reduse. Valorile obținute prin calcul corespund acestor limite experimentale. De asemenea, valoarea adoptată inițial pentru temperature gazelor arse reziduale (Tr=825K) este apropiată de cea rezultată din calcule.
3.8. Calculul parametrilor indicați, efectivi și constructivi
Parametrii indicați ai motorului sunt folosiți pentru aprecierea performanțelor tehnice și economice ale acestuia. Ei se mai numesc parametrii caracteristici de funcționare.
Prin parametrii indicați (sau interiori) sunt luate în considerare numai pierderile termice (spre deosebire de parametrii efectivi la care se iau în considerare atât pierderile termice, cât și cele mecanice.
Parametrii indicați ai motorului cu ardere internă sunt:
Presiunea medie indicată – presiunea convențională constantă care acționând asupra pistonului în decursul cursei de destindere produce un lucru mecanic egal cu lucrul mecanic indicat al ciclului închis.
Puterea indicată – puterea motorului corespunzătoare lucrului mecanic indicat (interior) al ciclului de funcționare.
Consumul specific indicat de combustibil. Cantitatea de combustibil consumată de motor în unitatea de timp se numește consum de combustibil. Pentru un anumit motor interesează în special consumul orar de combustibil. Raportul dintre consumul orar de combustibil și puterea indicată a motorului se numește consum specific indicat de combustibil.
Consumul specific indicat de energie. Pentru a se elimina influența tipului de combustibil asupra consumului de combustibil indicat, în special când se compară economicitatea unui motor cu a altuia, se folosește consumul specificat indicat de energie.
Randamentul indicat. Eficacitatea transformării energiei din căldură în lucru mecanic în cilindrul motoarelor cu ardere internă se apreciază prin randamentul termic indicat care reprezintă raportul dintre lucrul mecanic real indicat al ciclului și cantitatea de căldură dezvoltată prin arderea combustibilului consumat pe ciclu.
Drept parametri efectivi se consideră: presiunea medie efectivă, puterea efectivă, consumul specific efectiv de combustibil și randamentul efectiv.
Presiune medie efectivă, prin care se iau în considerare atât pierderile termice cât și cele mecanice, reprezintă diferența între presiunea medie indicată și presiunea medie corespunzătoare pierderilor mecanice.
Randamentul mecanic. Pierderile mecanice care apar în timpul funcționării motorului sunt considerate prin randamentul mecanic care reprezintă raportul dintre energia obținută în mod efectiv și lucrul mecanic indicat.
Randamentul efectiv este cel mai complex indice prin care se caracterizează economicitatea funcționării motorului. Acesta reprezintă raportul dintre energia obținută în mod efectiv de la motor și energia introdusă prin arderea combustibilului.
Puterea efectivă dezvoltată de motor este obținută prin raportarea lucrului mecanic efectiv realizat în unitatea de timp.
În tabelul 3.7 sunt prezentate rezultatele obținute prin calcul pentru acești parametri (valorile unor parametri sunt exprimate atât în unități SI, cât și în unități ST), la care se adaugă și parametrii constructivi ai motorului de referință.
Tab. 3.7 Parametrii indicați, efectivi și constructive ai motorului
Tab. 3.7 (continuare)
Pentru trasarea diagramei indicate a ciclului de funcționare este necesară determinarea curbelor de comprimare și de destindere. Presiunile corespunzătoare diferitelor valori Vj ale volumului ocupat de fluidul motor se calculează cu relațiile:
pentru comprimare:
;
pentru destindere:
.
Rezultatele calculelor efectuate sunt centralizate în tabelul 3.8.
Tab. 3.8 Valorile instantanee ale volumului și presiunii în procesaele de comprimare și de destindere
Pe baza datelor din tabelul 3.8, în figura 3.3 este reprezentată grafic diagrama indicată a ciclului de funcționare.
Fig.3.3
Capitolul 4
BILANȚUL TERMIC
AL MOTORULUI MAN W6V 17.5/22 A
Distribuția energiei disponibile, obținută prin arderea combustibilului, în energia utilă și energie pierdută prin diferite căi, reprezintă bilanțul energetic al motorului termic, bilanț care se determină pe cale experimentală.
Bilanțul energetic poate fi exprimat în unități absolute, Q [kJ/h], în mărimi specifice q [kJ/Kwh] sau în procente din energia introdusă. Dat fiind faptul că, în cazul motorului termic, se lucrează cu energie termică, bilanțul energetic al motorului termic se obișnuiește a fi denumit bilanț termic. Expresiile bilanțului termic absolut, specific și relativ sunt
Qintr = Qu + Qrac + Qg.ev. + Qrez [kJ/h];
qintr = qu + qrac + qg.ev. + qrez [kJ/kWh];
100% = q’u + q’rac + q’g.ev. + q’rez [%],
în care:
Qintr – căldura obținută prin arderea combustibilului;
Qu – căldura utilă, respectiv cantitatea de căldură transformată în lucru mecanic util;
Qrac – căldura preluată de fluidul de răcire a motorului;
Qg.ev. – căldura pierdută prin gazele de evacuare;
Qrez – înglobează toate celelalte pierderi de căldură.
Bilanțul termic este folosit când se pune problema analizei modului de utilizare a energiei termice la un anumit motor, în timp ce bilanțul termic specific, ca și cel relativ sunt utilizate atât pentru a analiza modul de folosire a energiei termice, cât și pentru a se compara, din punct de vedere al randamentului efectiv, un motor cu altul.
Cantitatea de căldură introdusă prin arderea combustibilului se determină în funcție de consumul orar de combustibil al motorului și de puterea calorică inferioară a combustibilului:
Qintr. = ch ∙ QI = ce ∙ Pe ∙ QI = 0,2850259 ∙117,68 ∙ 39762,2 = 1.333.697,6 kJ/h;
Cantitatea de căldură utilă se determină în funcție de puterea efectivă a motorului, având în vedere echivalentul caloric al lucrului mecanic sau în funcție de cantitatea de căldură introdusă, având în vedere randamentul efectiv al motorului:
Qu = 3.600 ∙ Pe = e ∙ Qintr. = 3600 ∙ 117,68 = 423.648 kJ/h.
Pierderea de căldură prin fluidul de răcire se determină având în vedere debitul de fluid, căldura specifică a acestuia și diferența de temperatură existentă între ieșirea și intrarea fluidului din și în motor:
Qrac = Grac ∙ crac ∙ T = ∙ Vrac ∙ (ties – tintr) ∙ crac [kJ/h],
unde:
= 1.000 kg/m3 este densitatea fluidului de răcire;
Vrac = 6,8 m3/h – debitul pompei de răcire;
ties = 70C – temperatura de ieșire a apei de răcire;
tintr = 55C – temperatura de intrare a apei de răcire.
ca = 4,2 kJ/kggrd – căldura specifică a apei de răcire.
Rezultă astfel:
Qrac = 1.000 ∙ 6,8 ∙ (70 – 55) ∙ 4,2 = 428.400 kJ/h.
La rândul ei, pierderea de energie corespunzătoare gazelor de evacuare se determină având în vedere faptul ca ea este compensată de aportul energetic adus de aerul de admisie:
Qg.ev. = ce ∙ Pe ∙ (g.a.” ∙ cam' ∙ Tev – L ∙ caer ∙ Taer) [kg/h].
Cu ajutorul valorilor din precedentul capitol, temperatura gazelor de evacuare poate fi determinată cu ajutorul relației:
Utilizând și alte date determinate prin calcul în precedentul capitol, cele două călduri specifice vor avea valorile
cam' = aam’ + bam’∙Tev = 22,925535 + 2,021∙10-3∙846,0775 = 24,635457 kJ/kmolgrd;
caer’ = aam + bam ∙ Taer = 20,283126 + 2,617∙10-3∙308 = 21,089162 kJ/kmolgrd.
Prin urmare, fluxul de căldură pierdut prin gazele de evacuare va avea valoarea
Qg.ev.=0,2850259∙117,68∙(0,7998993∙24,635457∙846,0775 – 0,7379463∙21,089162∙308) = 398.457,11 kJ/h.
Termenul rezidual se determină scazând din căldura obținută prin arderea combustibilului celelalte pierderi:
Qrez = Qintr.– (Qu + Qrac + Qg.ev.) =
= 1.333.697,6 – (423.648+428.400+398.457,11) = 83.192,49 kJ/h.
Se pot determina acum și componentele bilanțului termic relativ:
Se observă că valorile acestor componente se încadreaza în limitele uzuale indicate în literatura de specialitate:
qu = 30…45%; qrac. = 20…35%; qg.ev. = 25…50%; qrez. = 2,5…8,0%.
Ponderea acestor componente depinde, în principal, de următorii factori:
perfecțiunea proceselor de lucru din motor;
caracteristicile constructiv-funcționale ale motorului și ale instalațiilor aferente;
regimul de funcționare al motorului;
gradul de recuperare a energiei termice pierdute.
Capitolul 5
CALCULUL DE DIMENSIONARE A INSTALAȚIEI DE RĂCIRE A MOTORULUI MAN W6V 17.5/22 A
5.1. Caracteristicile constructiv-funcționale ale instalației
Pompa de răcire a circuitului deschis aspiră apa de mare din magistrala care unește prizele de fund Kingstone. Tubulatura magistrală se conectează cu fiecare priză de ambarcare prin intermediul valvulei de separație, a filtrului și a valvulei Kingstone. În cazul de față, conectarea răcitorului de apă la magistrala de apă sărată se face prin intermediul a două ventile cuplate pe tubulatura de tur și, respectiv, de retur a instalației de răcire în ciruit deschis a motoarelor din Laboratorul „Motoare în funcțiune”.
Circuitul deschis este format din valvula de izolare, pompa de circulație apă de mare, răcitorul de apă și cealalta valvulă de izolare. Răcitorul a fost amplasat în partea stânga spate a motorului termic (partea din față este partea dinspre distribuție). Instalația de răcire este realizată din tubulaturi și coturi din oțel laminat la cald. Pentru îmbinarea părților componente s-au folosit manșoane de cauciuc, filete și flanșe.
Răcitorul este un schimbător de caldură, multitubular, destinat răcirii apei tehnice din circuitul inchis de racire al motorului termic naval. Acesta îndeplinește o serie de condiții constructiv-funcționale specifice: este dotat cu aparatură de masură și control, cu dispozitive de siguranță și purjare (aerisire), este supus tratamentului termic, este rezistent la vibrațiile existente pe navă. Caracteristica principală a răcitorului este circulația în contracurent, în raport cu fluidul răcit.
În calculele de dimensionare a componentelor instalației de răcire se recomandă unele aspecte specifice motoarelor cu ardere internă, aspecte ce vor fi prezentate în cele ce urmează.
5.2. Calculul pompei de răcire
În instalațiile de răcire, pentru ambele tipuri de circuite (închis și deschis), se utilizează pompe centrifuge, antrenate direct de la arborele cotit (la motoarele rapide și semirapide) sau antrenate electric (la motoarele lente). A doua variantă este mai des utilizată, fiind caracterizată prin:
siguranță mare în funcționare;
posibilitatea de răcire a mai multor agregate cu aceeași pompă;
trecerea rapidă la funcționarea cu pompe de rezervă sau pompe ale unor instalații cu care este interconectat circuitul de racire.
Ca neajunsuri, se pot menționa: dependența funcționării lor de alimentarea cu energie electrică și consumul specific de energie relativ mai mare, pentru unitatea de masă de lichid transvazată.
Calculul debitului unei pompe de răcire se efectuează în funcție de:
debitul de căldură care trebuie preluat;
diferența dintre temperaturile de intrare și de ieșire a lichidului de răcire în schimbătorul de căldură (răcitorul de apă);
proprietățile fizice ale lichidului de răcire.
Debitul de căldură care trebuie preluat se admite ca reprezentând o fracțiune din căldura obținută prin arderea combustibilului:
Q= ar.ce.Pe.Qi [kJ/h],
unde ar este debitul relativ de căldură preluat de către fluidul de răcire și ale cărui valori uzuale sunt incluse în tabelul următor:
Tab. 5.1 Debitul relativ de căldură preluat prin răcire
Debitul pompei de racire va fi
Qv = Cd [m3/h],
în care: Cd= 1,5….2,2 este un coeficient de mărire a debitului pentru acoperirea regimurilor de suprasarcină, inclusiv reducerea debitului datorită creșterii rezistențelor hidraulice ale traseului de răcire; [kg/m3] – densitatea fluidului de răcire; c [kJ/kg·grd] – căldura specifică a fluidului de răcire și T2 – T1 [grd] – diferența dintre temperaturile fluidului la ieșirea și, respectiv, intrarea din/în motor. În tabelele următoare sunt prezentate valorile uzuale ale parametrilor menționați anterior.
Tab.5.2 Limitele uzuale de temperaturi și presiuni pentru răcire
Tab.5.3 Caracteristicile fluidelor de răcire
Conform datelor experimentale, debitul specific al apei din circuitul închis se situează în domeniul 45…60 1/kW.h, la o presiune de refulare de 2…3 bar și la o depresiune pe traseul de aspirație sub 0,5…0,6 bar.
Pentru stabilirea debitului pompei din circuitul deschis, trebuie calculat debitul total de căldură ce va fi preluat, debit a cărui expresie generală este
=(Qcil+Qaer+Qulei+Qinj)MP+
+j.(Qcil+Qaer+Qulei)MA+Qred+Qcomp+Qlag+….[kJ/h].
Debitul pompei va fi
Vrac=Cd . [m3/h].
În cadrul capitolului 4 al prezentei lucrări (bilanțul termic al motorului de referință), au fost utilizate următoarele valori ale parametrilor caracterstici:
Qrac = 428.400 kJ/h – debitul de căldură preluat de fluidul de răcire;
= 1.000 kg/m3 – densitatea fluidului de răcire;
Vrac = 6,8 m3/h – debitul pompei de răcire;
ties = 70C – temperatura de ieșire a apei de răcire;
tintr = 55C – temperatura de intrare a apei de răcire.
ca = 4,2 kJ/kggrd – căldura specifică a apei de răcire.
Debitul pompei de apă de răcire Vrac = 6,8 m3/h corespunde valorilor uzuale indicate în literatura de specialitate: debitul specific de lichid de răcire pentru preluarea debitului total de caldura se află în limitele 60…75 1/kWh, la o presiune de 2…3 bar.
5.3. Calculul răcitorului de apă
Pentru determinarea principalelor dimensiuni ale răcitoarelor de apă din sistemul de răcire, sunt necesare o serie de date inițiale. Cunoașterea atât a datelor inițiale, cât și a dimensiunilor răcitoarelor montate deja în sistem oferă posibilitatea eventualei verificări a suficienței suprafeței de schimb de căldură a răcitoarelor, în condiții normale de exploatare.
De cea mai mare importanță pentru calculul răcitorului, este informația privind cantitatea de căldură care trebuie evacuată orar prin sistemul de răcire.
Executarea bilanțurilor termice ale motorului deci, cunoașterea unor date privind repartizarea procentuală a căldurii orar introduse în motor prin arderea combustibilului, împreună cu parametrii agentului de răcire, oferă posibilitatea determinării cantității de căldură care trebuie preluată de agentul de răcire. Se pot astfel realiza calculele de dimensionare a răcitoarelor, cunoscându-se o serie de date inițiale.
5.3.1. Datele inițiale de calcul
Conform rezultatelor obținute în precedentul capitol (bilanțul termic al motorului de referință), s-au calculat:
• Cantitatea de căldură introdusă orar în motor:
Qt = Ch . Qi [kJ/h],
unde Ch – consumul orar de combustibil [kg/h];
Qi – puterea calorifică inferioară a motorinei [kJ/kg].
S-a obținut valoarea
Qt = 1333697,6 [kJ/kg].
• Cantitatea de căldură evacuată orar prin sistemul de răcire:
Qrac = Qt . δ [kJ/h],
unde δ= 0,12 – 0,25. Alegând δ= 0.21, rezultă
Qrac= 1333697,6 . 0,21= 280076,5 [kJ/h].
Atunci când se cunoaște debitul specific de răcire, fluxul de căldură evacuată prin sistemul de răcire este
Qrac = ma rac . ca . Δt rac [kJ/h],
unde: ma rac = Pe . ρ . Vrac [kg/h] este debitul masic de agent de răcire;
Vrac [l/kW·h] – debitul specific;
ρ [kg/m3] – densitatea agentului de răcire la temperatura de regim;
ca [kJ/kg·grd] – căldura specifică a agentului de răcire;
Pe [kW] – puterea efectivă.
• Temperatura de intrare în motor a apei de răcire:
t iar = 55 0C = 328 K.
• Temperatura de ieșire din motor a apei de răcire:
t ear = 70 oC = 443 K.
Considerăm cele două temperaturi, precum și temperaturile de la intrarea și, respectiv, ieșirea în/din răcitor.
• Presiunea apei de răcire:
p ar = 2 bar.
• Temperatura medie a apei de răcire:
t mar = (t iar + t ear) / 2 = (328+443) / 2 = 335,5 K = 62,5 0C.
• Densitatea apei de răcire la temperatura medie:
ρ ar = 1000 kg/m3.
• Conductivitatea termică a apei de răcire:
λ ar = 0, 651 W/ m·K.
• Viscozitatea cinematică medie a apei de răcire:
υ ar = (0,35…0,45) . 10 -6 [m2/s].
Am considerat υ ar = 0,40 . 10-6 m2/s.
• Numărul Prandtl la temperatura medie a apei de răcire:
P ar = = = 0,258 · 10-2.
• Temperatura de intrare a apei de mare:
t iam = 17 0C = 290 K.
• Temperatura de ieșire a apei de mare:
t eam = 28 0C = 301 K.
• Temperatura medie a apei de mare:
t mam = (t iam+ t eam) / 2 = (290+301) / 2 = 295,5 K = 22,5 0C.
• Densitatea medie a apei de mare la temperatura medie:
ρ am = 1025 kg/m3.
• Caldura specifică medie a apei de mare (din diagramă):
c am = 4,2 kJ/kg·grd.
• Conductivitatea termică medie la temperatura medie:
λ am = 0,55…0,75 W/mK.
Am ales λam = 0,16 J/mK.
• Numărul Pandtl al apei de mare:
Pr am = = = 0,1025·10-2.
5.3.2. Elemente de calcul dimensional
• Coeficientul global de transfer de căldură :
K = .
– se alege viteza apei de mare prin răcitor în domeniul
Wam =0.5…1,5 m/s.
Am ales Wam= 0,5 m/s.
– se calculează numărul Reynolds, pentru aprecierea timpului de curgere:
Re===125.
Pentru curgera turbulentă, se calculează numărul Nuselt cu relația
Nu= 0,24[ 1- ()0.66] Re0.8 Pr0.33 ()0.14 ,
unde di [m] este diametrul interior al țevilor fascicolului;
L [m] – lungimea țevii;
, [m/s] – viscozitatea dinamică a apei de răcire.
– se determină coeficientul de convecție:
αam = Nu.
– se determină coeficientul de convecție a apei de răcire αr.
• Calculul diferenței medii logaritmice a temperaturilor:
Δtm= ==38,23 0C.
• Din relația Qrac= Sr .Δtm.K, rezultă suprafața calculată pentru transferul de căldură :
Sr = = = 28,14 m2.
Se alege numărul de fascicule și se adoptă suprafețe de construcție mai mari cu 20% față de valoarea rezultată din calcule :
Srf = 1,2 . Sr = 1,2 . 28,14 = 33,76 m2.
– cunoscându-se lungimea țevilor L= 0,6 m și diametrul unei țevi dm= 0,01 m, se determină suprafața de schimb de căldură a unei țevi:
S = dmL = 3,14 . 0.01 . 0.6= 1,884 m2.
– se determină numărul de țevi ale fascicolului:
n = = = 259,754
rezultând prin aproximare:
n = 260 țevi.
• Calculul hidraulic al răcitorului:
– se calculează inițial căderea de presiune pe partea apei de răcire
,
unde:
= 5,4 + 34Re- 0,28 = 1,5.
5.3.3. Caracteristicile constructiv-funcționale și tehnologice
– diametrul: D = 340 mm = 0,34 m;
– suprafața de schimb de căldură : S = 33,76 m2 ;
– presiunea de regim:
– pentru fluidul răcit: p1 = 10 bar;
– pentru fluidul de răcire: p2 =3 bar;
– presiunea de probă hidraulică:
– pentru fluidul răcit: ph1 = 12 bar;
– pentru fluidul de răcire: ph2 = 4,5 bar;
– temperatura maximă de lucru: Tmax = 400 K;
– poziția de montaj: verticală;
– mod de racordare: cu manșoane de cauciuc;
– mod de circulație: fluidul de răcire circulă prin exteriorul țevilor;
– fixarea țevilor: prin mandrinare în două plăci tubulare.
5.3.4. Construcția răcitorului
Principalele părți componente ale răcitorului sunt:
corpul răcitorului;
camera de curățire;
fascicolul de țevi;
camera posterioară;
armăturile termometrelor;
robineți (ștuțuri) de golire, purjare și aerisire;
zincuri de protectie.
Corpul răcitorului este o construcție sudată formată din următoarele părți componente:
– virola cilindrică – executată prin roluire din tablă navală. La capetele virolei, se montează mufe înfiletate în care se asamblează dopuri;
ștuțuri – în număr de două, se montează la extremitățile virolei în două poziții diferite, în funcție de caracteristicile dimensionale ale răcitorului;
suportul – are rolul de a sprijini răcitorul; se montează prin sudare de suportul motorului. Pentru a nu se mișca de la poziția verticală, se prinde cu o platbandă tot de suportul motorului termic, la jumătatea lungimii răcitorului.
Fascicolul de țevi se montează în două plăci tubulare, una fixă și cealaltă mobilă (pentru a prelua variațiile de dilatare). Aceste plăci se realizează prin turnare și forjare dintr-un aliaj de tipul CuZn40Mn3Fe. Găurirea plăcilor se face simultan. Tuburile de răcire sunt țevi laminate din CuZn28Sn1. Se prind de plăcile tubulare prin mandrinare și tot ansamblul se montează în interiorul corpului răcitorului.
Ștuțurile de golire și aerisire sunt niște orificii înfiletate în capacele răcitorului și sunt astupate cu niște șuruburi care servesc la golirea, respectiv, aerisirea răcitorului.
5.3.5. Funcționarea răcitorului
Principiul de funcționare al răcitorului nu este diferit față de celelalte schimbătoare de căldură. Fluidul de răcire (apa de mare) circulă prin interiorul tubulaturilor de răcire, iar fluidul răcit (apa tehnică) printre tubulaturile de răcire, între cele doua fluide realizându-se schimbul de căldură. Fluidul de răcire este introdus la o presiune maximă de exploatare de 3 bar, prin capacul inferior al răcitorului (camera de curățare), prin intermediul unui ștuț. Acesta trece prin interiorul fasciculului de țevi și iese prin partea superioară a răcitorului prin intermediul celuilalt ștuț, montat pe capac.
Schimbul de căldură între cele două lichide se face în contracurent. Verificarea eficientă a schimbului de căldură se poate face prin interpretarea valorilor temperaturilor ambelor fluide, atât la intrarea, cât și la ieșirea din răcitor.
5.4. Elemente de exploatare a instalației
5.4.1. Pregătirea pentru funcționare
În vederea conectării răcitorului la sursele de fluide, se vor avea în vedere următoarele:
verificarea funcționării normale a valvulelor, robineților și cepurilor;
verificarea ansamblului răcitorului;
verificarea existenței aparaturii de măsură.
Ordinea conectării va fi:
la sursa de alimentare cu apă de mare;
la sursa de alimentare cu apă tehnică.
Deconectarea se va face în ordine inversî. Parametrii de funcționare (temperatura și presiunea) nu vor depăși valorile impuse de proiectant.
5.4.2. Reguli de exploatare și întreținere
Răcitorul este un schimbător termic care nu prezintă probleme speciale în exploatare. Punerea în funcțiune odată cu instalația de răcire din care face parte se realizează prin:
controlul valvulelor de intrare și ieșire a agenților termici;
controlul robineților (ștuțurilor) de aerisire și purjare;
poziționarea valvulelor în funcție de secvența de funcționare.
În timpul funcționării, personalul de exploatare va urmări:
modul de lucru (zgomote, vibrații etc.) ;
etanșeitatea;
realizarea parametrilor de regim ;
reacția la manevrele de reglare a parametrilor funcționali.
Punerea în repaus a răcitorului se realizează prin:
închiderea valvulei de intrare apă tehnică;
închiderea valvulei de ieșire apă tehnică;
închiderea valvulei de intrare și apoi de ieșire apă de mare;
deschiderea robineților (ștuțurilor) de golire a răcitorului și de evacuare a apei de mare;
deschiderea robineților (ștuțurilor) de golire a apei tehnice din răcitor.
După aceste manevre, răcitorul se verifică dacă:
prezintă deformări remanente;
există semne de uzură a armăturilor;
prezintă scăpări de lichid;
șuruburile de la îmbinările demontabile sunt strânse.
Exploatarea și întreținerea conform prescripțiilor impuse de firma constructoare a schimbătorului de căldură garantează buna funcționare a acestuia, dar și eficiența procesului termic.
După o perioadă de timp de funcționare, recomandată de firma constructoare, se va face o revizie generală a răcitorului, verificându-se starea fiecărei componente.
În urma verificării se vor înlocui componentele defecte și se vor remedia deficiențele funcțional-constructive constatate.
5.4.3. Operațiuni de probare și reglare
Probarea răcitorului comportă următoarele faze:
– proba de etanșeitate se executa la presiunea pe=1,25·pr, adică pe circuitul de apă de mare, presiunea de probă va fi 3,75bar, iar pe circuitul de apă tehnică, presiunea de probă va fi de 8.43bar. Această probă se va face cel puțin 5 minute.
– proba de funcționare se execută pentru un ciclu complet de răcire, cu înregistrarea și compararea parametrilor funcționali: temperatura de intrare și ieșire a fluidului răcit, temperatura de intrare și ieșire a fluidului de răcire, căderile de presiune între intrare și ieșire, coeficientul global de schimb de caldură;
– proba hidraulică se realizează cu valoarea cunoscută de 1,5·pr, adică pentru apa de mare cu presiunea de 4,5bar, iar pentru apa tehnică la presiunea de 13,5bar. Proba hidraulică durează cel puțin 5 minute, urmărindu-se etanșeitațile prin garnituri, modificări de formă ale corpului răcitorului, aparatele de măsură.
Pe timpul probelor, se vor observa îmbinările prin garnituri, aparatele de măsură, eventualele modificări de formă ale corpului răcitorului. Proba se va face prin creșterea treptată a presiunii, fără șocuri, la o temperatură a apei și a mediului mai mari de 5oC.
Capitolul 6
REALIZAREA PRACTICĂ A CIRCUITULUI ÎNCHIS DE RĂCIRE AL MOTORULUI
MAN W6V 17,5/22 A
În conformitate cu tema de proiectare, după efectuarea calculului de dimensionare a principalelor componente ale instalației de răcire a motorului MAN W6V 17,5/22 A, am realizat practic circuitul închis al acestei instalații. Motorul al cărui circuit de răcire l-am realizat practic, a funcționat în perioada 1965-2002 la bordul navei-școală “Mircea”, ca motor auxiliar. În cadrul reparațiilor capitale efectuate în Șantierul Naval Brăila, au fost înlocuite toate motoarele auxiliare ale navei cu performantele motoare auxiliare DEMP D2866 E/UCM 274F. Vechile motoare auxiliare (un MAN și două SKL-uri) au fost aduse în cadrul Catedrei Mașini și Instalații Navale din Academia Navală “Mircea cel Batrân”.
Pe lângă motoarele propriu-zise, au fost dezafectate și instalațiile aferente (combustibil, răcire, ungere și lansare), componentele acestora fiind, de asemenea, aduse în cadrul catedrei. Plecând de la datele incluse în cartea tehnică a motorului MAN W16V 17,5/22 A, de la rezultatele obținute în urma calculelor efectuate și a dimensiunilor concrete de montaj al motorului din boxa nr.1 a Laboratorului “Motoare în funcțiune”, am întocmit inițial schema circuitului închis al instalației de răcire (planșele nr. 1/3 și 3/3).
Singurul element component al circuitului care a fost menținut în noua echipare a motorului l-a reprezentat răcitorul de apă (fig.6.1 și planșa nr.2/3).
Fig. 6.1
Acesta a fost verificat prin efectuarea de probe de presiune la o valoare de 7,5 bar (față de valoarea nominală de 3 bar), cu presa hidraulică din cadrul laboratoarelor. Pe timpul probelor, am urmărit eventualele scăpări de lichid sau deformări ale corpului răcitorului. Nu au fost probleme, răcitorul s-a comportat normal.
Toate celelalte elemente componente ale circuitului de răcire sunt noi, ele fiind procurate și montate în instalație de către mine personal. În conformitate cu reprezentarea schematică a circuitului din planșa 3/3, componentele circuitului realizat sunt prezentate centralizat în tabelul 7.1.
Tab. 7.1 Elementele componente ale circuitului închis de răcire al motorului MAN W16V17,5/22A
Pentru conectarea răcitorului cu pompa de circulație apă tehnică, am folosit țeavă neagră laminată cu diametrul ø = 1¼ inch (31,75 mm). Am măsurat dimensiunile aproximative, am stabilit traseul tubulaturilor și am tăiat țevile la dimensiunile necesare.
Tubulaturile au fost pozate pe lateralele postamentului motorului, iar la schimbările de direcție am folosit coturi înfiletate de tip II (coturi de ø= =1¼ inch, cu filet interior la ambele capete). Capetele țevilor au fost prelucrate la strung (făcut filet la dimensiunea filetului coturilor), pentru a putea fi îmbinate cu coturile (fig. 6.2 și 6.3).
Fig. 6.2
Fig. 6.3
Conectarea răcitorului cu țevile s-a făcut prin intermediul unor manșoane de cauciuc, iar etanșarea am facut-o cu coliere de oțel.
Intrarea și ieșirea apei tehnice în/din răcitor este de dimensiunea ø= =2’’: reducerea dimensiunii am făcut-o cu ajutorul a două ștuțuri sudate de țeava propriu-zisă. Aceste ștuțuri au fost și ele prelucrate la strung pentru manșoane (con de brad), așa cum se observă în fotografia de mai jos:
Fig. 6.4
Îmbinarile le-am realizat prin înfiletare, iar etanșările acestora le-am facut cu câlți de cânepă impregnați cu vopsea (fig. 6.5 și 6.6)
Fig. 6.5
Fig. 6.6
Ieșirea apei de răcire din motor se face prin ștuțul de ieșire de pe galeria de evacuare, iar intrarea în motor se face prin partea de jos a blocului motor. Refularea pompei de apă este cuplată rigid pe blocul motor (fig. 6.7).
Fig. 6.7
Toată instalația a fost înfiletată bucată cu bucată la poziție și am făcut inerentele retușuri dimensionale, acolo unde a fost cazul.
Tancul de expansiune-compensă (cel de pe calorifer, conform fotografiilor din fig. 6.8 și 6.9) are dimensiunile 500x400x200 mm.
Fig. 6.8
Foto nr. 9
Am curățat tancul și i-am aplicat atât în interior, cât și în exterior un strat de vopsea anticorozivă (grund). L-am montat pe peretele alăturat, în dreapta motorului, la o înălțime de 1 m peste nivelul cel mai înalt al motorului. Conectarea acestuia în instalație am făcut-o cu țevi din pexal. Aerisirea instalației am conectat-o cu stuțul de la partea superioară a tancului de expansiune-compensă (fig. 6.10).
Fig. 6.10
Răcitorul de apă l-am poziționat pe un suport sudat de postament, confecționat din tablă striată de grosime 8 mm, sprijinit pe 2 picioare din profil pătrat 15X15 mm (fig. 6.11).
Fig. 6.11
Prinderea tubulaturii de postament am efectuat-o prin intermediul unor suporți sudați de acesta, din cornier ambutisat 15X15 mm, pe care am atașat coliere din tablă zincată, de grosime 0.5 mm, cu cauciuc. Colierele au fost prinse cu șuruburi M6x20mm pentru rigidizare și evitarea vibrațiilor (fig.6.12).
Fig. 6.12
După asamblarea întregii instalații, am aplicat un strat de vopsea anticorozivă, după care am vopsit toate componentele circuitului cu vopsea verde deschis (culoare cu care se vopsesc tubulaturile de apă tehnică la bordul navelor). În figurile 6.11, 6.12 și 6.13 se poate observa aspectul final
al realizării practice din boxa nr.1 a Laboratorului „Motoare în funcțiune”.
Fig. 6.13
Capitolul 7
NOUL CONCEPT AL “MOTORULUI INTELIGENT “
Introducere
În ultimii ani, firma “MAN B&W” a dezvoltat proiectul de realizare a unor motoare lente, cu cap de cruce, a căror funcționare este controlata de calculator- așa numitele “motoare inteligente”. În domeniul naval există deja sisteme computerizate pentru managementul încărcăturii, navigația prin satelit, comunicațiile prin satelit, ș. a. Cu toate acestea, integrarea electronicii în parțile esențiale ale motorului principal s-a limitat până acum câtiva ani doar la regulatoarele electronice de turatie.
Așa cum s-a întâmplat în industria de automobile în ultimii 10-15 ani, situația se va schimba și în domeniul motoarelor navale. Nevoia ca flexibilitatea motoarelor navale să asigure limitarea emisiilor de noxe simultan cu creșterea performanțelor va conduce cu siguranța la utilizarea platformelor electronice fixe și logice (“hardware” și “software”) și în domeniul motoarelor navale.
În cadrul acestui departament s-a urmărit atât proiectarea și realizarea “motorului inteligent”, cât și realizarea unor sisteme hardware și software care sa fie utilizate la motoarele navale aflate în exploatare.
Principalul obiectiv al studiilor efectuate l-a constituit reducerea costurilor totale în exploatare și asigurarea unui înalt grad de flexibilitate în modurile de operare. În acest context, au fost abordate trei mari domenii:
creșterea fiabilitatii motorului:
monitorizarea on-line a funcționarii, asigură distribuția uniformă a sarcinii între cilindrii motorului;
protecția activă on-line previne suprasolicitările termice;
avertizarea promptă a defecțiunilor care apar în funcționare și declanșarea automata a măsurilor de remediere;
îmbunătățirea semnificativa a funcționării la sarcini reduse
creșterea flexibilitații controlului emisiilor poluante
optimizarea performanțelor de limitare a emisiilor, în context cu reglementările specifice zonei de navigație;
actualizarea sistemului de control al emisiilor poluante cu noile reglementări ce pot apărea în domeniu
reducerea consumurilor de combustibil și de ulei de ungere
optimizarea consumurilor de combustibil la toate regimurile de funcționare;
utilizarea lubrificatoarelor mecatronice pentru ungerea cilindrilor, cu un control avansat al dozării uleiului.
Conceptul “motorului inteligent”
Pentru a îndeplini obiectivul flexibilitații operaționale a motorului, este necesar să se asigure o flexibilitate ridicată cel puțin pentru sistemul de injecție și pentru cel de evacuare. Realizarea acestui obiectiv in condițiile acționării prin came a pompelor de injecție și supapelor de evacuare nu ar reduce complexitatea construcției motorului, contribuind prea puțin la creșterea flexibilitații motorului.
Pentru atingerea obiectivului propus, este necesară utilizarea unui sistem care să protejeze motorul împotriva defecțiunilor cauzate de suprasarcini, lipsa întreținerii, reglajele defectuoase, etc. Este necesară utilizarea unui sistem de supraveghere a condițiilor de funcționare pentru evaluarea comportamentului motorului, menținerea performanțelor acestuia în limitele prescrise si reducerea semnificativă a uzurilor.
În consecința, rezultă necesitatea stringentă a utilizării unui nou sistem de acționare a pompelor de injecție și a supapelor de evacuare, precum și a unui sistem electronic de supraveghere si control. Rezultă astfel conceptul “motorului inteligent”, prezentat sistematic în figura 1.
Figura 1. Conceptul “motorului inteligent”
În partea superioară a schemei sunt prezentate modulele de operare care pot fi selectate de pe puntea de comandă sau din propriul sistem de control al “motorului inteligent”. Sistemul de control conține date privind funcționarea optimă la diversele regimuri de funcționare și la diverse prescripții privind limitarea emisiilor de noxe.
Modulul de consum economic de combustibil si modulul de control al emisiilor (care poate încorpora și un reactor catalitic de reducerea noxelor) sunt selectate de pe puntea de comandă. Modulul de optimizare a operațiunilor de oprire/inversare este selectat de însuși sistemul de control electronic, atunci cand se execută aceste operațiuni.
În schimb, modulul de protecție a motorului este selectat în exclusivitate de sistemul de supraveghere și control al condițiilor de funcționare, indiferent de regimul de exploatare al motorului. Dacă, de exemplu, în anumite situații reducerea puterii nu este permisă din rațiuni de asigurare a securitații navei, acest modul de protecție poate fi anulat de pe punte.
În partea centrală a figurii 1, este prezentat “creierul” motorului: sistemul electronic de control. Acesta analizează comportamentul general al motorului si controlează urmatoarele componente ale motorului (incluse în partea de jos a schemei): aparatura de injecție, supapele de evacuare, sistemul de ungere a cilindrilor și sistemul de supraalimentare.
Câteva din funcțiile de control al acestor componente sunt prestabilite (preoptimizate) și pot fi selectate de pe puntea de comandă. Alte funcții de control sunt selectate de sistemul de supraveghere a motorului, pe baza analizării diverselor semnale primite de la elementele prezentate în partea stânga și partea dreaptă a schemei. Informații despre comportamentul general al motorului, presiunea din cilindrii, monitorizarea starii camașilor de cilindru și semnalele de ieșire ale unitații de control al sarcinii motorului.
Sistemul de supraveghere și evaluare a condițiilor de funcționare este un sistem on-line, cu sesizarea automată a tuturor parametrilor funcționali, inclusiv valorile presiunilor din cilindrii. Când acest sistem de supraveghere-evaluare indică funcționarea în condiții normale, el va interveni asupra modulelor de exploatare prestabilite. Însa, dacă analiza informațiilor primite indică funcționarea motorului în condiții deficitare, vor fi inițiate măsuri de restabilire a funcționării optime. De exemplu, dacă temperatura gazelor de evacuare este prea ridicată, se poate reduce avansul la injecția combustibilului și/sau se poate mări avansul la deschiderea supapelor de evacuare, asigurându-se un surplus de energie turbosuflantei, care va mări debitul de aer de admisie și va determina, astfel, reducerea temperaturii gazelor de evacuare.
În toate situațiile, sistemul sesizeaza personalul de exploatare despre funcționarea deficitară a motorului împreună cu diagnosticarea completă a deficiențelor, specificarea modurilor de remediere utilizate sau propuse, precum și recomandarile privind exploatarea motorului pâna la revenirea la condițiile normale de funcționare sau pâna când pot fi efectuate lucrările de reparație/reglare necesare.
Primul motor de tip “inteligent” a fost motorul 4T50MX, cu care s-au efectuat cercetari experimentale în Centrul R&D din Copenhaga, în perioada 1993-1997. Cele 1990 de ore de funcționare ale acestui motor au oferit numeroase si utile informații, asigurând acumularea unei bogate experiențe în dezvoltarea proiectului de “motor inteligent”
În 1997 s-a trecut la cea de-a doua generație de “motoare inteligente” prin modificarea sistemelor de acționare a pompelor de injecție și a supapelor de evacuare. Obiectivele sistemelor din a doua generatie au constat în:
simplificarea echipamentelor și adaptarea lor la particularitațile și cerințele motorului
facilitarea producției și reducerea costurilor de fabricație
simplificarea sistemelor de supraveghere-control și evitarea necesitații unor alte echipamente speciale.
Pe partea de hardware și software a fost folosit sistemul original al primei generații. În continuare, au fost depuse eforturi substanțiale pentru transformarea componentei electronice a “motorului inteligent” într-un sistem modular, ale carui elemente componente sa poata fi utilizate și la motoarele convenționale. Acest lucru a impus dezvoltarea unei noi unitați de calcul și dezvoltarea pachetelor de software. Ambele ameliorări au fost realizate în conformitate cu standardele societăților de clasificare în domeniul naval.
Descrierea caracteristicilor “motoarelor inteligente” din cea de-a doua generație
Descrierea generală
Principiul noului sistem care înlocuiește sistemul clasic de acționare cu ajutorul unui arbore cu came este prezentat în figura 2. Sistemul conține un mecanism cu ulei de înalta presiune, care asigură puterea necesară acționarii hidraulice a pompelor de injecție și a supapelor de evacuare pentru toți cilindrii motorului. Înainte de pornirea motorului, sistemul hidraulic de acționare este prezentat prin intermediul unei mici pompe de înalta presiune, acționată electric
Figura 2. Diagarama sistemului hidraulic de funcționare
Mai mult, sistemul pneumatic de lansare a motorului și sistemul de ungere a cilindrilor au fost modificate față de motoarele convenționale. Un calculator separat controleaza aceste sisteme.
3.2. Sistemul de furnizare a energiei
Energia necesară acționarii pompelor de injecție si supapelor de evacuare este furnizată de pompe cu pistoane de înaltă presiune, înlocuid sistemul clasic de acționare cu arbori cu came. Pompele cu piston fac parte din producția de mare serie, fiabilitatea lor fiind certificată de diversele lor utilizări.
Utilizarea acestui sistem hidraulic de acționare cu uleiul de ungere al motorului înseamnă că nu sunt necesare tancuri, pompe, racitoare si multe alte tubulaturi și valvule suplimentare.Totuși, uleiul de ungere al motorului nu este suficient de curat pentru a fi folosit în sistemele de acționare de înaltă presiune, existând riscul ca filtrul care asigură reținerea impurităților mecanice mai mari de 6µm sa se înfunde rapid.
În aceste condiții, au fost dezvoltate relațiile de colaborare cu furnizorul de filtre (firma B&K) în scopul utilizării uleiului din sistemul de ungere al motorului în echipamentul de acționare a injecției și evacuării. Faptul că uleiul necesar sistemului de acționare este furnizat de servosistemele de ungere a cilindrilor constituie un alt avantaj al soluției adoptate.
Descrierea sistemului de acționare a pompelor de injecție
Prezentarea generală a sistemului de actionare a pompelor de injecție este ilustrată în figura 3. Pompa de injecție este acționata cu ulei sub presiune, răcit și curat, prin intermediul unei tubulaturi comune pentru toți cilindrii motorului. Fiecare pompa de injecție este prevazută cu un acumulator hidraulic de ulei, în scopul evitării oscilațiilor de înaltă presiune și a interferării cu curenții de curgere a uleiului în sistem.
Figura 3 Schemele generale ale sistemelor de acționare a pompelor de injecție și a supapelor de evacuare
Mișcarea pistonului-sertar al pompei de injecție este controlată printr-o valvulă de acționare rapidă proporțională (denumită valvula NC), realizată în cooperare cu firma elvețiana Curtiss Wright Drive Technology GmbH (cunoscută și sub denumirea de SIG Antriebstechnik). Valvula NC este controlată, la rândul ei, de un motor electric liniar care este acționat de sistemul individual de ungere a cilindrilor.
Acest concept a fost adoptat pentru a mări fiabilitatea și funcționalitatea pompelor de injecție, având în vedere faptul că acestea constituie “inima” motorului, iar functionarea lor este determinantă pentru economicitatea motorului, reducerea nivelului de emisii poluante și performanțele generale ale motorului.
Așa cum se observă în figura 4, pompele din cea de-a 2-a si a 3-a generație au o configurație mult mai simplă față de cele din prima generație, componentele au dimensiuni mai reduse și sunt foarte ușor de produs. Până la mijlocul anului 2000, cea de-a 2-a generație de pompe a fost utilizată la motorul experimental 4T50MX pe parcursul a mai mult de 1400 ore, în timp ce pompele din cea de-a 3-a generație au început sa fie testate pe motorul 6L60MC.
Figura 4. Evoluția construcției pompelor de injecție
Cea mai importantă caracteristică a celei de-a 3-a generație de pompe de injecție o reprezintă posibilitatea acestora de a funcționa cu combustibil rezidual greu. Pistonul plonjor este prevăzut cu o evazare care împiedica patrunderea combustibilului greu în sistemul de ungere. Pistonul conducător și pistonul plonjor au o constructie simplă și sunt menținute în contact de presiunea combustibilului care acționează asupra plonjorului și presiunea hidraulică a uleiului care acționează asupra pistonului conducător.
Începutul și sfârșitul cursei pistonului plonjor sunt controlate de valvula hidraulică de acționare rapidă (valvula NC), care este, la rândul ei, acționata prin intermediul calculatorului.
3.4. Legea injecției
Desfașurarea optimă a combustiei (implicit asupra eficienței termice maxime) impune asigurarea unei legi de injecție optime, determinată la motoarele convenționale de profilul camei de acționare.
La motoarele moderne, durata optimă a injecției este de 18-20o RAC, la sarcina nominală, presiunea maximă de ardere înregistrându-se în a doua parte a acestei perioade. În scopul eficienței termice maxime, combustibilul injectat după atingerea presiunii maxime trebuie introdus în cilindru (și ars) cât mai rapid posibil.
Se poate concluziona ca legea de injecție optimă trebuie să asigure debite mari de combustibil spre sfârsitul procesului. Acest deziderat a fost asigurat dupa ani și ani de perfecționare a echipamentelor de injecție ale motoarelor diesel navale în 2 timpi, prin profilarea adegvata a camei de acționare. Sistemul de injecție al “motorului inteligent” este proiectat să realizeze același lucru, dar, în contrast cu cel acționat prin came, asigură optimizarea legii de injecție pentru toate regimurile de sarcină.
Sistemele de injecție cu rampa comună (common rail), dotate cu valvule de control on/off, au tot mai largă utilizare la motoarele diesel moderne. Aceste sisteme sunt relativ simple și asigură o mai mare flexibilitate faăa de echipamentele de injecție clasice, acționate cu came. Asemenea sisteme cu rampa comune sunt cu succes utilizate la motoarele MAN B&W din seria MC, motoare ce pot functiona atât cu combustibil diesel marin (motorină), cât și cu combustibil greu (pacură).
Totuși, sistemele cu rampă comună asigură legi de injecție diferite de cele optime. Presiunea în rampă este cea furnizată de pompe la începutul injecției și descrește continuu pe timpul injecției datorită curgerii mult mai rapide (spre injectoare) față de debitul de combustibil care pătrunde în rampă (de la pompele de înaltă presiune care au un debit constant de refulare)
Spre exemplificare, un motor cu 8 cilindrii va avea o “durată totală” a injecției de 160o RAC (8X20o RAC), perioadă în care prin injectoare se înregistrează același debit de combustibil cu cel asigurat de pompele de înaltă presiune în 360o RAC. Prin urmare, perioada curgerii prin injectoare este de 2,25 (360/160) mai mică decât cea a introducerii combustibilului în rampă. Acest lucru determină scăderea presiunii în rampă pe timpul injecției, ceea ce contravine cerințelor legii optime de injecție. Pentru evitarea acestui neajuns, s-a recurs la utilizarea rampei comune etajate (“staged common rail”), la care curgerea combustibilului în perioada inițiala a injecției este incetinită prin deschiderea pe rând a injectoarelor.
Figura 5 Comparație între caracteristicile procesului de injecție la “motoarele inteligente”(ME) și la cele cu rampă comună etajată.
În figura 5 sunt prezentate caracteristicile legilor de injecție la un motor inteligent” (care utilizează valvule de control proporționale) și la un motor convențional prevăzut cu rampă comună etajată. Sunt prezentate variațiile presiunii de injecție, ale debitului masic de combustibil și, respectiv, ale debitului specific de combustibil (raportat la cursă) pentru cele două sisteme de injecție. Rezultatele prezentate sunt obținute prin simulare pentru motoarele de mari dimensiuni K98MC, prevăzute cu câte trei injectoare pe cilindru. Se poate remarca faptul că sistemul cu rampă comună etajată este caracterizat prin diferențe semnificative ale dozelor de combustibil ale celor trei injectoare (fig 5.c).
Cu toate că sistemul cu rampă comună etajată asigură legi de injecție apropiate de cele optime, procesul de ardere nu se desfașoara în cele mai bune condiții întrucât combustibilul este distribiut neuniform în volumul camerei de ardere în care aerul de baleiaj este uniform distribuit. Acest lucru este ilustrat (puțin exagerat, pentru a sublinia acest neajuns) în figura 6: injectorul care se deschide primul va debita o cantitate mai mare de combustibil care va avea o penetrație mai mare, “îmbogațind” doza de combustibil furnizată de următorul injector. Experiența acumulată prin exploatarea motoarelor dotate cu asemenea sisteme a scos în evidența și neajunsuri legate de coroziunea orificiilor de pulverizare a combustibilului.
Figura 6 Distribuția dozelor de combustibil în interiorul camerei de ardere la sistemele de injecție din figura 5
Distribuția neuniformă a combustibilului face ca jetul de combustibil al primului injector să nu aibă suficient aer pentru ardere, în timp ce ultimul jet de combustibil să dispună de prea mult aer. Valoarea medie a coeficientului de dozaj este cea optimă, dar distribuția neuniformă determină scăderea randamentului termodinamic și creșterea emisiilor de noxe.
Prin urmare, sistemul de injecție al “motorului inteligent” este superior oricărui alt sistem cu rampă comună- simplu sau etajată. Cercetări experimentale amanunțite au confirmat pe deplin faptul că sistemul de injecție al “motorului inteligent” poate asigura orice legi de injecție solicitate de particularitațile functionării motoarelor diesel. Sistemul poate asigura atât injecție unitară, cât și preinjecție, cu un grad înalt de libertate a modificării procesului de injecție privind legea de injecție, durata și avansul la declanșarea acesteia, presiune de refulare, simplă sau dublă injecție etc.
Concret, un anumit număr de modele de injecție pot fi stocate în memoria calculatorului și selectate de sistemul de control al “motorului de injecție” pentru asigurarea legii de injecție optime pentru orice regim de funcționare a motorului, de la funcționarea în gol pană la suprasarcină. Trecerea de la un model de injecție la altul poate fi efectuată de la un ciclu de injecție la altul.
Figura 7 Patru exemple de variații ale presiunii de injecție și ale cursei acului pulverizatorului
Câteva exemple de modele de injecție sunt prezentate în figura 7. Pentru fiecare dintre cele 4 modele, sunt ilustrate variațiile presiunii în interiorul injectorului, simultan cu graficul de variație a deplasării acului pulverizatorului. Testele efectuate pe motoarele experimentale funcționând cu astfel de sisteme de injecție au confirmat faptul că modelul “injecției progresive” (corespunzător modelului de injectie asigurat de sistemul clasic cu profil optimizat al camei de acționare) este superior în ceeace privește consumul specific de combustibil. Modelul “dublei injecții” asigură un consum specific de combustibil ceva mai ridicat, dar asigură o diminuare cu circa 20% a cantitații de oxizi de azot din gazele de ardere- un foarte interesant schimb între reducerea oxizilor de azot și creșterea consumului specific de combustibil.
Figura 8. Efectele modelului injecției asupra legii de injecție, emisiei de oxizi de azot și consumului specific de combustibil (test al motorului experimental 4T50MX la 75% sarcină)
3.5. Sistemul de acționare a supapei de evacuare
Supapa de evacuare este acționată de același servosistem hidraulic utilizat pentru sistemul de injecție, utilizând ulei sub presiune, răcit si curat, ca mediu de lucru. Cu toate acestea, funcționalitatea supapei de evacuare include doar controlul momentelor de deschidere și închidere. Aceasta poate fi obținuta prin utilizarea unei simple valvule de control, cu acțiune rapidă on/off.
Realizarea sistemului este posibilă cu tehnologia utilizată la motoarele aflate în producție de serie. Pistonul de acționare a supapei de evacuare are o construcție simplă, cu 2 diametre, conform reprezentării grafice din figura 9. Prima treaptă a pistonului este prevazută cu un manson de amortizare în ambele sensuri de deplasare. Cea de-a doua treapta a pistonului nu este prevazută cu amortizor fiind în contact direct cu pistonul hidraulic. Acesta, la rândul său, are un manșon de amortizare care devine activ la sfârșitul cursei de deschidere a supapei.
Figura 9. Sistemul hidraulic de acționare a pompei de injecție și a supapei de evacuare.
3.6. Sistemul de control
Două calculatoare conectate în rețea asigură funcțiile de control ale arborelui cu came referitoare la momentul de declanșare, durata și legea de mișcare ale elementelor comandate (figura 10). Acest sistem de control este parte integrantă a “motorului inteligent”, care conferă noi caracteristici ale motorului. Sistemul cuprinde două unitați de control ale motorului, câte o unitate de control pentru fiecare cilindru, un terminal de control local și o interfață pentru un sistem extern de control. Primele doua categorii de componente au fost realizate pentru optimizarea controlului în raport cu particularitațile motorului deservit.
Figura 10. Sistemul de control al “motorului inteligent”
Unitatea de control a motorului actionează în funcție de ansamblul condițiilor de funcționare ale motorului. Este conectată cu sistemul de control al instalațiilor auxiliare, cu sistemul de siguranță și cu sistemul de supraveghere și alarmare. De asemenea, este direct conectata cu senzori și actuatoare. Unitatea asigură controlul funcționării următoarelor componente și sisteme:
turația motorului în funcție de o valoare de referința aplicată (de exemplu, de la regulatorul integrat de turație);
protecția motorului (protecția la suprasarcină și împotriva apariției unor defecțiuni);
optimizarea combustiei în funcție de condițiile de funcționare;
pornirea, oprirea și schimbarea sensului de rotație a motorului;
furnizarea uleiului de ungere și a uleiului pentru sistemele servohidraulice.
turbosuflanta și suflantele auxiliare
Unitațile de control ale cilindrilor sunt conectate cu toate echipamentele de control funcțional al cilindrilor și controleaza acționarea unor componente precum:
aparatura de injecție
supapa de evacuare
supapa de lansare
lubrificatoarele cilindrilor
Cum defecțiunile nu pot fi niciodată excluse, chiar și în cazul utilizării celor mai performante componente mecanice sau electronice, conceptul “motor inteligent” a fost dezvoltat cu o grija deosebită privind prevenirea defecțiunilor și usoara lor remediere, în scopul asigurării continuitații și siguranței exploatării navei. În condițiile în care fiecare cilindru este prevăzut cu propriul sistem de control, rezultă faptul ca cea mai gravă consecința a defectării unei asemenea unitați o constituie pierderea temporară a energiei furnizate de cilindrul respectiv (similar defectarii unei pompe de injecție la motoarele convenționale). Unitatea de control a motorului este dublată în sistem stand-by de o a doua unitate care, în eventualitatea unei defecțiuni, poate prelua imediat funcțiile de control, asigurând astfel funcționarea motorului fără modificarea parametrilor de lucru (cu excepția scăderii siguranței funcționale până la remedierea defecțiunii la cealaltă unitate de control).
Întrucât ambele unitați de control (pentru motor, și respectiv, pentru cilindru) utilizeaza același modul hardware, rezultă că sunt necesare doar câteva unitați de rezervă identice, care pot înlocui elementele defecte. Dacă apar defecțiuni ale componentelor de achiziție și transmiterea datelor (senzori, actuatoare, cabluri, etc), sistemul localizează aria defecțiunii și, prin ghidul implementat și facilitațile de testare, asistă personalul de exploatare în identificarea componentei defecte și modul de remediere adecvat.
3.7. Sistemul de măsurare a presiunii în cilindrii
Măsurarea eficientă a presiunii din cilindru este esențiala pentru a asigura menținerea în timp a performanțelor unui motor. Un dispozitiv mecanic de ridicat diagrame, utilizat corespunzător de personalul de exploatare, poate furniza informații rezonabile în această direcție. Cu toate acestea, operațiunea de ridicare a diagramelor indicate necesita timp, iar informațiile obținute în acest mod nu sunt disponibile pentru efectuarea unor analize computerizate, ceeace înseamnă că anumite informații de valoare pot fi pierdute în analizele ulterioare ale modului de funcționare al motorului. Acest lucru poate fi asigurat cu ajutorul unui sistem computerizat de măsurare a presiunii, prevăzut cu un detector de înalta fidelitate conectat la dispozitivul de ridicat diagrame. Firma MAN B&W a realizat astfel de sisteme, multe dintre ele fiind utilizate și în cazul motoarelor convenționale.
Pentru “motorul inteligent”, este însă necesară măsurarea “on-line” a presiunii din cilindrii. Acest lucru nu poate fi asigurat de sistemul menționat anterior, întrucât orificiul de admisie al aparatului indicator se va înfunda și bloca dupa numai câteva zile de funcționare normală a motorului.
Plecând de la acest inconvenient, s-a urmărit realizarea unui sistem fiabil pentru măsurarea pe termen îndelungat a presiunii din cilindrii. Prima încercare de succes în acest sens s-a bazat pe măsurarea deformațiilor a câte două suruburi de chiulasă pentru fiecare cilindru, utilizând astfel chiulasa drept un “traductor de presiune”. Un test de lungă durată a fost realizat cu acest sistem la motorul principal al unui ferry-boat danez în urmă cu circa 15 ani. Sistemul a furnizat informații prețioase, prin efectuarea de măsurători stabile pe parcursul a mai mult de 10 000 de ore de exploatare a motorului.
Cu toate acestea, sistemul era caracterizat prin anumite perturbații (așa numitul “zgomot electric”) ale semnalelor, ceeace a condus la experimentarea unui alt sistem de măsurare a presiunii, bazat pe utilizarea unui senzor de presiune, care sesizeaza deformațiile longitudinale. Senzorul este montat într-un orificiu practicat în chiulasă, foarte aproape de camera de ardere (figura 11). Astfel senzorul măsoara deformația chiulasei determinată de presiunea gazelor din cilindru, fără a veni în contact direct cu acesta și fară a avea elemente care se pot înfunda și bloca. Poziția senzorului previne totodată perturbarea semnalului furnizat.
Figura 11. Montarea senzorului de presiune în chiulasă, fără a veni în contact cu gazele de ardere din cilindru.
Traductorul de presiune al sistemului “off-line” este utilizat pentru a efectua masuri simultane pentru calibrarea sistemului “on-line”. Prin introducerea în computer a două semnale calibrate, se determină curba de calibrare pentru fiecare cilindru. Faptul ca același traductor de presiune este utilizat și pentru a calibra toți cilindrii motorului, evită diferențele care ar putea fi induse de senzorii de presiune individuala.
Sistemul “on-line”, asemenea celui “off-line”, asigură personalului de exploatare asistență pentru menținerea în timp a performanțelor motorului și pentru simplificarea operațiunilor de mentenanță. Sistemul identifică automat cilindrul la care urmează a fi efectuată măsurarea presiunii fără nicio intervenție din partea persoanei care efectuează măsuratoarea (întucât sistemul conține informații referitoare la ordinea de aprindere a motorului). Mai mult, utilizând datele tehnice ale motorului, sistemul asigură și compensarea automată pentru deformațiile de răsucire ale arborelui cotit. Fără această indicație, presiunea medie indicată ar fi masurată eronat, iar când acest parametru este utilizat pentru reglarea pompelor de injecție, cilindrii motorului vor avea încărcări inegale. Fără această compensare, răsucirea arborelui cotit poate conduce la erori de circa 5% în valoarea masurată pentru presiunea medie indicată.
Calculatorul asigură evaluarea informațiilor și compararea lor cu datele din propriile fișiere, valorile presiunii din cilindrii fiind transferate direct sistemului de diagnosticare a motorului pentru includerea lor în monitorizarea performanțelor generale ale motorului. Mai mult, informațiile oferite personalului de exploatare sunt mult mai ample, incluzând și recomandări privind unele reglaje sau ajustări necesar a fi efectuate.
Figura 12. Exemplu de informații oferite de sistemul de măsurare a presiunii din cilindrii; tabel comparativ cu parametrii funcționali ai cilindrilor, incluzând reglaje recomandate
3.8. Lubrificatorul electronic al cilindrilor
Conceptul noului lubrificator electronic de cilindru este prezentat în figura 13. O stație de pompare furnizeaza uleiul de ungere lubrificatoarelor, la o presiune de 45 bar. Lubrificatoarele sunt prevăzute cu pistonașe pentru fiecare pulverizator al camașii de cilindru. Energia pentru introducerea sub presiune a uleiului este furnizată de presiunea hidraulică de 45 bar care acționeaza asupra pistonului de comandă, de diametru ridicat (figura 15).
Prin urmare, partea de comandă reprezintă un sistem convențional, cu rampă comună, în timp ce partea de refulare este un sistem de deplasare pozitivă de înaltă presiune, care asigură doze egale de ulei de ungere pentru fiecare pulverizator, precum și cea mai mare siguranță împotriva înfundării și blocării orificiilor de pulverizare ale uleiului în interiorul cilindrului.
Figura 13. Schema de principiu a lubrificatorului electronic al cilindrului
Figura 14. Configurația lubrificatorului cilindrului, controlat prin intermediul calculatorului și acționat hidraulic cu ulei la o presiune de 45 bar.
La motoarele cu alezaj ridicat, fiecare cilindru este prevăzut cu câte 2 lubrificatoare (fiecare furnizand uleiul de ungere pentru jumătate din numărul total de pulverizatoare ale cilindrului) și un acumulator de presiune, în timp ce motoarele cu alezaj redus (implicit cu un numar mai mic de pulverizatoare pe cilindru) sunt prevăzute cu câte un singur lubrificator pentru fiecare cilindru. Stația de pompare include doua pompe (una în funcțiune și cealaltă în sistem “stand-by”, cu pornire automată), un filtru și racitoare.
Astfel lubrificatoarele pot echipa și motoarele convenționale, situație în care ele sunt controlate de unitate de calcul separată, alcătuită dintr-un calculator principal (care controlează exploatarea normală), o unitate de comutare și o unitate de rezervă. Un codificator (care poate fi comun și pentru sistemul de măsurare a presiunii) furnizează semnalul de timp necesar în acest caz. Când lubrificatoarele sunt utilizate la “motoarele inteligente”, aceste funcțiuni sunt integrate în computerul de control al motorului și în codificatoarele acestora.
Conceptul de lubrificare constă în introducerea intermitentă a uleiului de ungere în interiorul cilindrului- o cantitate relativ mare de ulei este “injectata” la fiecare a patra (sau a cincea, a sasea etc) rotație a arborelui cotit, secvența aleasă fiind determinată în funcție de dozajul dorit de ulei de ungere, în g/CPh. Perioada “injecției” de ulei este precis controlată și – datorită sistemului de distribuție de înaltă presiune- uleiul de ungere este introdus în interiorul cilindrului exact în perioada în care segmentii pistonului trec prin dreptul pulverizatoarelor. Se asigură astfel utilizarea optimă a uleiului de ungere, situatia fiind ilustrată în figura 15.
Figura 15. Variația presiunii uleiului în pulverizatoare
În urma testărilor efectuate, calculatoarele de control au primit avizele finale ale mai multor societați de clasificare în aprilie 2000, la Copenhaga. Producția de serie a sistemelor hardware a debutat prin echiparea motoarelor K90MC/MC-C/MC-S și S90MC-C, aflate deja în exploatare la bordul navelor.
Înaintea acestor prime utilizari, sistemul a fost testat în exploatarea unui motor 7S35MC pe o durata mai mare de 2 ani, obținându-se rezultate satisfăcătoare. De asemenea, au fost efectuate testări pentru un cilindru al unui motor K90MC, pe parcursul a circa 12 000 ore de funcționare, cu un dozaj scăzut al uleiului de ungere.
Sistemul pneumatic de lansare. La “motoarele inteligente”, sistemul pneumatic de control al valvulelor de lansare a fost înlocuit cu un sistem electronic de control cu valvule de lansare solenoidale, ceeace asigură un control mai precis și o mai largă flexibilitate pentru operațiunea de lansare. Este menținută și funcțiunea de virare a motorului.
AVANTAJELE CONCEPTULUI DE “MOTOR INTELIGENT”
Controlul electonic al sistemului de injecție a combustibilului și al sistemului de acționare a supapelor de evacuare asigură o serie de avantaje, care pot fi grupate în 3 mari categorii:
Consumul redus de combustibil:
caracteristicile injecției de combustibil (legea de injecție) pot fi optimizate pentru fiecare din diversele sarcini ale motorului, în timp ce la motoarele convenționale legea de injecție optimă corespunde unei sarcini de 90-100% din valoarea nominală (regimul MCR).
valori constante ale presiunii maxime de ardere pot fi asigurate prin combinarea dintre perioada injectiei de combustibil și variația raportului efectiv de comprimare (variație obținută prin modificarea momentului de închidere a supapei de evacuare). În consecință, presiunea maximă poate fi mentinută la valori constante pe un domeniu larg de sarcini ale motorului, fără supraîncărcarea acestuia și cu reduceri semnificative ale consumului specific de combustibil la sarcini parțiale.
monitorizarea “on-line” a proceselor funcționale din cilindrii motorului asigură o distribuție uniformă a sarcinii la toți cilindrii, iar presiunea maximă de ardere din fiecare cilindru poate fi menținută la valoarea prescrisă, menținându-se performanțele standard ale motorului pe întreaga sa durată de exploatare.
Flexibilitatea și siguranța exploatării
performanțele operațiunilor de oprire și schimbare a sensului de rotație ale motorului sunt îmbunatatite, întrucât sincronizarea supapelor de evacuare și a injecției de combustibil poate fi optimizată și în aceste situații.
se poate realiza “frânarea motorului”, ceeace asigură reducerea distanței de oprire a navei.
accelerarea mai rapidă a motorului, datorită faptului că presiunea aerului de baleiaj poate fi mărita mai repede decât în condiții normale, prin cresterea avansului de deschidere a supapei de evacuare pe timpul accelerării.
funcționarea în gol sau la turație minimă este semnificativ îmbunătățită: turația minimă de funcționare stabilă este considerabil mai mică decât la motoarele convenționale, funcționarea este stabilă si uniformă, în timp ce arderea combustibilului este îmbunătățită datorită controlului electronic al procesului de injecție.
monitorizarea electronică a funcționării motorului asigură identificarea situațiilor care pot conduce la apariția unor anomalii sau diminuări ale parametrilor de performanța ai motorului. Deficiențele datorate proastei aprinderi a combustibilului pot fi și ele evitate prin controlul injecției de combustibil (asigurarea pre-injecției)
sistemul de control al motorului include și subsistemul de protecție la suprasarcină, care asigură menținerea punctului de funcționare în interiorul diagramei de sarcină și evitarea supraâncărcării motorului (produsă frecvent de exemplu pe timpul navigării în ape puțin adânci sau al funcționării cu “elice grea”)
costurile de intreținere vor fi mai scăzute (iar operațiunile de exploatare mai ușoare) ca rezultat al protecției motorului împotriva suprasarcinii, ca și al protejării fiecărui cilindru la supraâncărcare
se asigură mentinerea în timp a performanțelor standard ale motorului, datorită dotării acestuia cu sistemul de diagnosticare, care asigură avertizarea rapidă a apariției unor anomalii sau defecțiuni, precum și declanșarea în timp util a contramăsurilor necesare.
Flexibilitatea referitoare la emisiile de noxe ale gazelor de evacuare
posibilitatea funcționării motorului la diverse “regimuri cu emisii reduse”, care asigură scăderea emisiilor de oxizi de azot sub cele impuse de IMO, atunci când se navigă cu reglementări “locale” mai stricte.
prin selectarea adegvată a regimurilor de exploatare, navele pot naviga în “zone speciale” cu niveluri scăzute ale emisiilor de noxe, fără efecte negative în ceace privește consumul specific efectiv de combustibil.
EXPLOATAREA EXPERIMENTALĂ A “MOTORULUI INTELIGENT”
Primul “motor inteligent” utilizat la bordul unei nave, ca motor de propulsie a fost un motor de tip 6L60MC. Motorul a echipat nava de transport produse chimice M/T Bow Cecil , care a fost livrată în octombrie 1998 proprietarului norvegian Odfjell ASA de către șantierul Kvarner Flor tot din norvegia.
5.1. Proiectul sistemului de ”motor inteligent“ al M/T “Bow Cecil“
Motorul de propulsie a fost pregătit ca un “motor inteligent“ pe timpul procesului de fabricație. Componentele mecanice și hidrauliuce ale sistemelor “motorului inteligent” au fost atașate motorului pe timpul instalării acestuia pe navă, în șantierul naval. Aceste sisteme sunt instalate pe platforma superioară a motorului, în paralel cu sistemele conventionale, acționate de un arbore cu came. (figura 16).
Figura 16. Instalarea sistemelor de control al injecției de combustibil și al supapei de evacuare (specifice “motorului inteligent”), în paralel cu sistemele convenționale (acționate de arbore cu came) ale motorului principal 6L60MC al navei “Bow Cecil”
Cu această dispunere a echipamentelor, este posibilă schimbarea completă a sistemului motorului convențional în cel al “motorului inteligent”(sau invers) în circa 3 ore.
Puterea necesară acționării sistemului de injecție și supapei de evacuare este furnizată de o statie hidraulica. Aceasta cuprinde pompe cu pistoane axiale de inalta presiune (antrenate de motor) si pompe electrice de actionare, care asigura presiunea de ulei inainte de lansarea motorului si care controleaza debitul de ulei pe timpul functionarii. Agentul de lucru il constituie uleiul de ungere a motorului supus unui proces de filtrare fina.
5.2. Experimentarea “motorului inteligent” la bordul navei “ Bow Cecil”
Siatemul conventional actionat de un arbore cu came a fost utilizat pe timpul probelor de mare (conform contractului de achiziții a navei) si in prima perioada de exploatare a navei. In aceasta etapa, au fost puse in funcțiune sistemele auxiliare, care au fost atent testate. Testarea a continuat și în condițiile utilizării sistemelor în cadrul “motorului inteligent”.
Sistemul hidraulic de ulei. Agentul de lucru utilizat pentru acționarea pompelor de injecție și a supapelor de evacuare este uleiul de ungere al motorului, bine filtrat. S-a evitat astfel utilizarea unui sistem suplimentar de ulei cu rezervoare (tancuri), pompe, răcitoare etc. Sistemul de comandă utilizează ulei de ungere la o presiune relativ moderată (160-200 bar), dar și în aceste condiții este esențială menținerea curată a uleiului pentru a asigura o viață cât mai îndelungată a acestor sisteme hidraulice, conform prescripțiilor ISO x/16/13.
Cu toate acestea, prescripțiile impuse uleiului pentru asigurarea ungerii motorului nu sunt atât de stricte; din acest motiv, uleiul de ungere utilizat la “motoarele inteligente” necesită o filtrare suplimentară. În acest scop, se utilizeaza un filtru automat cu finețea de filtrare de 6µm, amplasat în tubulatura de alimentare a magistralei de ungere a motorului. Din punct de vedere al sistemului, acesta funcționeaza ca o filtrare “by-pass” și astfel, în timp, întrega cantitate de ulei de ungere va fi filtrata fin-desigur, și cu riscul înfundării filtrului.
Înainte de adoptarea acestui sistem, el a fost testat pe motorul experimental 4T50MX, confirmându-se faptul că înfundarea filtrului nu constituie o problemă reală și că utilizarea înaltei presiuni în unitatea de alimentare cu energie hidraulică (pompele cu piston axiale acționate de motor), reprezintă, într-adevăr, un avantaj pentru aceste pompe.
Ulterior, sistemul de filtrare a fost testat timp de un an la bordul unei nave din seria “Bow Cecil”. Rezultatele au fost din nou foarte satisfăcătoare, confirmându-se că înfundarea filtrului este neglijabilă și că asigurarea unei curățiri suplimentare a întregii cantițati de ulei de ungere a motorului constituie un avantaj suplimentar în exploatarea motorului.
Sistemul de filtrare fină a fost, astfel, utilizat la bordul navei “Bow Cecil” încă de la începutul testelor. Caracteristicile principale ale procesului de filtrare fină pe timpul probelor de mare sunt prezentate în figura 17. Pe timpul primelor ore ale probelor de mare se constată reținerea unor cantitați de particule destul de însemnate. Cu toate acestea, se poate remarca faptul că spălarea filtrului nu este declanșată de depașirea valorii limita a diferenței de presiune la intrare/ieșire în și din filtru (diferențele de presiune nu depașesc valoarea acceptabilă de 0,6 bar). Spălarea filtrului se realizează automat, din oră în oră.
Figura 17. Comportarea sistemului de filtrare fină pe timpul probelor de mare ale M/T “Bow Cecil”.
Sistemul de măsurare a presiunii din cilindrii și sistemul de monitorizare electronica a motorului. Aceste două sisteme au fost instalate pe motorul navei “Bow Cecil” în august 1999 și sunt în prezent utilizate în mod curent de echipajul navei. Dupa rezolvarea unor probleme minore, sistemul de măsurare a presiunii din cilindrii este acum funcțional, stabil și fiabil, furnizând informații “on-line” către sistemul de supraveghere și diagnosticare a motorului.
Componentele electronice fizice (hardware) și logice (software). Dezvoltarea sistemelor electronice de control al injecției de combustibil și al acționării supapei de evacuare a fost oarecum întârziată datorită complexității ridicate a părții software. Aprobarea software-ului este o procedură ce include doua etape: întâi, este necesar avizul societății de clasificare pentru dezvoltarea proiectului, după care se efectuează o demonstrație a funcționalitații sistemului. Sistemul software al “motorului inteligent” de la bordul M/T “Bow Cecil” a fost avizat de societatea de clasificare “Det Norske Veritas”, după demonstrația efectuată în septembrie 2000 pe motorul experimental 4T50MX.
Panoul de selectare a modului de lucru al interfeței om-masină (HMI-Human Machine Interface) este prezentat în figura 18. Folosind acest panou, operatorul are posibilitatea de a schimba atât regimul de funcționare al motorului (“Consum economic al combustibilului” sau “Control al emisiilor de noxe”), cât și modul de control al propulsiei (“Turație constantă” sau “Moment motor constant”)
Figura 18. Tabloul de selectare a modului de lucru.
O imagine de ansamblu a comenzilor ce pot fi date sistemului este prezentată în figura 19. În partea de sus se poate selecta regimul de funcționare al motorului, iar în partea mediana modul de control al propulsiei. Mai sunt indicate, în tabloul de selectare, elementele legate de locul în care se execută operațiunile de supraveghere (puntea de comandă a navei în acest caz), principalii parametrii funcționali, inclusiv unghiul de înclinare a palelor elicei cu pas reglabil. (figura 18)
Figura 19. Tabloul de comenzi principale.
Controlul furnizării de energie hidraulică. Sistemul software de control al furnizării de energie hidraulică (pompele hidraulice acționate de motor și electric) a fost testat și experimentat, fiind cu succes instalat la bordul M/T ”Bow Cecil” în aprilie 2000.
Testările experimentale ale “ motorului inteligent “ la bordul M/T “Bow Cecil”. După demonstrațiile complete ale funcționalitații sistemelor, s-a trecut la exploatarea primelor “ motoare inteligente “ din istorie, în prezenta specialiștilor societații de clasificare “ Det Norske Veritas”
În conformitate cu programul de încercări, prima probă a constituit-o un “test de cheu” efectuat pe 1 și 2 octombrie 2000, în apropiere de Hamburg, Germania. Pe timpul testului, au fost testate cu rezultate foarte bune toate sistemele, inclusiv funcționarea în gol a motorului la o turație de 15 rot/min.
Ultima etapă înainte ca nava să-și reia programul cu “motorul inteligent” (fără arbore cu came), a constat în efectuarea unor probe de mare, în prezenta supervizorilor de la “Det Norske Veritas” (DNV).
Aceste probe s-au efectuat în zona Borneo pe 7 si 8 noiembrie 2000. Documentul final de certificare DNV spune: “Toate testele au fost indeplinite și s-a decis că motorul și sistemele auxiliare își îndeplinesc funcțiunile la fel de bine sau chiar mai bine decât motorul convențional, echipat cu arbore cu came”.
Astfel, sfârșitul reușit al probelor de mare a marcat debutul probelor de lunga durată (circa 10 000 de ore de funcționare) care au confirmat pe deplin eficiența și fiabilitatea exploatării ambelor sisteme de “motor inteligent” și motor convențional. Ulterior, s-a renunțat definitiv la utilizarea arborelui cu came, lagărele sale fiind transformate în colectoare de ulei pentru “motorul inteligent”.
6.CONCLUZII
Pentru a îndeplini cerințele tot mai stringente ale propulsiei navale, firma ”MAN B&W” a asigurat îmbunătătirea continuă a performanțelor motoarelor de serie fabricate, în primul rând în domeniul cunoscutelor serii ale motoarelor MC. Astfel, firma oferă cele mai versatile și mai cuprinzătoare programe de dezvoltare-realizare de motoare pentru toate tipurile de nave comerciale, acoperind întreaga gamă de tipuri și de mărimi de motoare diesel navale.
Grija sporită fată de mediul înconjurător și fiabilitatea impecabilă constituie obiectivele dominante ale firmei “MAN B&W” în prezent și în viitor. Pentru îndeplinirea acestor obiective, la un preț de producție acceptabil, se prevede o creștere a utilizării componentelor electronice și implementarea conceptului de “motor inteligent” la viitoarele construcții de motoare navale- asa cum s-a întâmplat, de altfel, în ultimii ani în domeniul motoarelor de autovehicule rutiere.
Bibliografie
Bobescu Gh. ș.a. – TEHNICI SPECIALE PENTRU REDUCEREA CONSUMULUI DE COMBUSTIBIL ȘI REDUCEREA NOXELOR LA AUTOVEHICULE, Editura Universității „Transilvania”, Brașov, 1996;
Buzbuchi N., Sabău A. – MOTOARE DIESEL NAVALE. PROCESE, CARACTERISTICI, EXPLOATARE, Editura „Bren”, București, 2001;
Costică Al. – MAȘINI ȘI INSTALAȚII NAVALE DE PROPULSIE, Editura Tehnică, București, 1991;
Dragalina Al. – MOTOARE CU ARDERE INTERNĂ, vol I, II și III, Editura Academiei Navale „Mircea cel Bătrân”, Constanța, 2002-2003;
Dragalina Al. – CALCULUL TERMIC AL MOTOARELOR DIESEL NAVALE, Editura „Muntenia & Leda”, Constanța, 2002;
Grünwald B. – TEORIA, CALCULUL ȘI CONSTRUCȚIA MOTOARELOR PENTRU AUTOVEHICULE RUTIERE, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1980;
Nayler G.M.F. – DICTIONARY OF MECHANICAL ENGINEERING, Society of Automotive Engineers, Warrendale, 2002;
Pruiu A ș.a. – MANUALUL OFIȚERULUI MARITIM , vol I-II, Editura tehnică, București, 1997-1998;
Pruiu A. – INSTALAȚII ENERGETICE NAVALE, Editura “Muntenia & Leda”, Constanța, 2000;
Roman C. – MOTOARE NAVALE. INSTALATII DE RACIRE. Editura Ex-Ponto, Constanța, 2000 ;
Sǿrensen P. & Sunn Pedersen P. – THE INTELLIGENT ENGINE AND ELECTRONIC PRODUCTS – A DEVELOPMENT STATUS, Proceedings of the CIMAC International Congress on Combustion Engines, Copenhagen, 18-21 May 1998, pp. 551-564;
Sunn Pedersen P. – DEVELOPEMENT TOWARDS THE INTELLIGENT ENGINE, 16th International Marine Propulsion Conference, London, 10-11 March 1994, Proceedings pp. 77-88;
Sunn Pedersen P. & Sǿrensen P. – COMPUTER CONTROLLED SYSTEM FOR TWO – STROKE MACHINERY (A PROGRESS REPORT), 22nd Marine Propulsion Conference, Amsterdam, 29-30 March 2000, Conference Proceedings, pp. 17-33;
* * * – UTILISATION OF VOC IN SHUTTLE TANKERS, MAN B&W diesel A/S, company publication p.342-98.11, 1998 (25 pages);
* * * – THE INTELLIGENT ENGINE: DEVELOPMENT STATUS AND PROSPECTS, MAN B&W Diesel A/S, company publication p.375-00.11, 2000 (20 pages);
* * * – Documentațiile tehnice ale motoarelor MAN B&W.
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Studiul Procesului de Racire al Motoarelor Man B&w. Proiectarea Si Realizarea Circuitului de Racire (ID: 161585)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.