PETROLIER 85000 TDW. MODELAREA ȘI SIMULAREA TRADUCTORULUI DE VIBRAȚII [301967]

ACADEMIA NAVALĂ “MIRCEA CEL BĂTRÂN”

FACULTATEA DE INGINERIE MARINĂ

PROIECT DE DIPLOMĂ

Coordonator științific:

Șef lucrări dr. ing. VASILIU PAUL

Absolvent: [anonimizat]

2017

ACADEMIA NAVALĂ “MIRCEA CEL BĂTRÂN”

FACULTATEA DE INGINERIE MARINĂ

PROIECT DE DIPLOMĂ

TEMA: PETROLIER 85000 TDW. MODELAREA ȘI SIMULAREA TRADUCTORULUI DE VIBRAȚII

Coordonator științific:

Șef lucrări dr. ing. VASILIU PAUL

Absolvent: [anonimizat]

2017

REZUMAT

O sinteză a posibilităților de intervenție în faza de proiectare pentru controlul vibrațiilor și zgomotului la bord pe cele două componente se concretizează astfel:

pentru reducerea vibrațiilor: [anonimizat], izolarea surselor vibratorii prin montarea de amortizori;

pentru reducerea zgomotului: [anonimizat].

Modificarea nivelului vibratoriu al diverselor componente ale sistemului de propulsie se traduce prin modificarea stării de funcționare normală. [anonimizat] a acestuia, [anonimizat], supravegherii și întreținerii corecte. Starea tehnica de funcționare a unei instalații de la bordul navelor poate fi apreciată pe baza “simptomelor” pe care le manifestă în timpul funcționării: vibrații, zgomote, [anonimizat], etc.

Ultimul capitol face o scurtă prezentare a mentenanței, [anonimizat]:

întreținerea datorată apariției unor defecțiuni;

întreținerea preventivă;

întreținerea predictivă;

întreținerea productivă;

întreținerea total productivă.

Pentru studiul prezentei lucrări alegem să realizăm o mentenanță predictivă a [anonimizat].

[anonimizat] a [anonimizat]. Astfel se poate urmării motorul în două direcții:

nivelul global în cadrul căreia se urmărește starea de sănătate a motorului;

analiza spectrală în cadrul căreia se acționează pentru localizarea și aflarea cauzei apariției defectului.

Pentru o [anonimizat] a condiției instalației formate de regulă din: [anonimizat] a semnalului.

SUMMARY

A synthesis of the possibilities of intervention in the design phase for the control of vibrations and noise on board on the two components is as follows:

to reduce vibration: [anonimizat], isolate vibratory sources by fitting shock absorbers;

noise reduction: [anonimizat].

Changing the vibratory level of the various components of the propulsion system translates into a change in the normal operating state. The diagnosis is made by monitoring the engine's operation, [anonimizat]. The technical state of operation of a shipboard system can be judged on the basis of the "symptoms" it exhibits during operation: vibrations, noise, [anonimizat]nge of temperature and pressure in the cooling circuit, etc.

The last chapter provides a brief overview of maintenance, according to the Japanese concept, maintenance can be grouped into:

– maintenance due to malfunctions;

– preventive maintenance;

– predictive maintenance;

– productive maintenance;

– Total productive maintenance.

For the study of this paper we choose to make predictive maintenance of the engine on board and to optimize as far as possible the processes it assumes.

In the current state of the art, which describes the state of operation of an engine in the field of vibro-gyrognosis. This way you can track the engine in two directions:

the overall level at which the engine health status is being pursued;

spectral analysis in which it is used to locate and find the cause of the defect.

For better operational efficiency, continuous monitoring and monitoring systems are usually used, consisting of: vibration, movement and signal conditioning modules

CUPRINS

CAPITOLUL 1. PREZENTAREA GENERALĂ A NAVEI TANC DE 85.000 TDW

Navele de 85.000 tdw sunt petroliere de oțel cu o singură elice de tip cu balast separat, provă cilindrică și pupa oglindă. La prova, față de peretele de coliziune sunt amplasate picul prova, diverse magazii și puțurile de lanț. Doi pereți longitudinali și șapte pereți transversal împart spațiul zonei de marfă în șapte tancuri centrale pentru marfă și zece tancuri laterale pentru balast separat. Două tancuri de decantare sunt dispuse suplimentar la extremitatea pupa a tancurilor de marfă. În pupa tancurilor de marfă este prevăzut compartimentul de pompe și compartimentul mașinii cu tancuri laterale și dublu fund pentru combustibil greu și balast, tancuri de decantare și serviciu, tancuri laterale pentru apă dulce, tancuri de ulei și motorină, etc. În pupa peretelui de coliziune sunt amplasate picul pupa, două magazii de punte și compartimentul mașinii de cârmă. Suprastructura pentru amenajări este dispusă de asemenea la pupa navei. Șahtul mașinii este separat cu suprastructura destinată amenajărilor pentru echipaj. Este prevăzut, de asemenea, un catarg combinat de semnalizare pe puntea teugii.

Figura 1.1. Prezentarea navei

Dimensiuni principale

Lungimea maximă: 242,11 m;

Lățimea de calcul: 40,06 m;

Înălțimea de construcție: 18,03 m;

Pescaj de vară: 13,61 m;

Înălțimea celorlalte etaje ale suprastructurii: 2,7 m;

Curbura transversală a punților suprastructurii: 0 m;

Selatura prova (a punții principale): 0,8 m;

Selatura pupa: 0,9 m.

Capacitatea de încărcare marfă

Capacitatea de încărcare marfă a navei este de .

Ulajele tancurilor marfă la încărcare 98 %, respectiv 100 % se prezintă astfel:

Tabelul 1.1. Capacități tancuri

Dimensiunile gurilor tancurilor: 9 994 740 mm, (cu capace pe rame etanșe). Pe punte nu se pot încărca mărfuri de nici un fel.

Capacitățile tancurilor de rezervă

Capacitățile tancurilor de combustibil greu (): 2.350 t

Capacitățile tancurilor de motorină (): 380 t;

Capacitățile tancurilor de ulei de ungere (): 150 t;

Capacitățile tancurilor de apă dulce (): 150 t;

Capacitățile tancurilor de apă potabilă (): 130 t;

Deplasament deadweight

Deplasamentul deadweight corespunzător pescajului de proiect (marfă inclusiv în tancurile de decantare cu = 0,85) în apa de mare ( = 1,025) este de 79.500 t.

Deplasamentul deadweight corespunzător pescajului de serviciu (marfă inclusiv în tancurile de decantare cu = 0,9) în apa de mare ( = 1,025) este de 85.500 t.

Deplasamentul deadweight este verificat imediat înainte de livrare, scăzând din deplasament deplasamentul navei goale, adică: nava goală (18.500 t), inventar, piese de rezervă, combustibili, ulei, apă dulce, apă alimentare mașini și sistemele de tubulaturi, apă de mare în sisteme de tubulaturi pentru răcire.

Deplasamentul deadweight include: marfa, apă de balast, combustibil, ulei, piese de rezervă, echipaj, pasageri, bagaje, provizii, etc. Corecția aplicată este determinată de greutatea utilajelor auxiliare.

Instalații navale de bord

Pentru o bună funcționare a navei la parametrii proiectați și pentru îndeplinirea funcțiilor specializate ale navei de tip petrolier, aceasta a fost dotată cu instalații navale de bord ce asigură complexitatea de funcții îndeplinite de navă.

Instalația de marfă

Nava de tip petrolier de 85.000 tdw este destinată transportului de petrol brut cu o densitate specifică de . Ambarcarea acestuia la bordul navei se face la o temperatură de maxim 45C instalația este compusă din trei magistrale. Acestea sunt deservite de către o pompă de marfă acționată de o turbină cu abur supraîncălzit la o presiune de 14 bar și o temperatură de 270C în condițiile unui vacuum de 400 mm col Hg. Debitul unei astfel de turbopompe este de 2500 la o înălțime de pompare de 140 mCA și NPSH de 4,4 mCA.

Fiecare magistrală a instalației este deservită de o pompă de marfă, după cum urmează: pompa numărul 1 pentru tancurile centrale C2 și C5, pompa numărul 2 pentru tancurile centrale C4 și C7 și tancurile de decantare D8 și D9, pompa numărul 3 pentru tancurile centrale C1, C3 și C6.

Instalația de marfă mai conține și un sistem de spălare cu petrol deservită de trei pompe de vacuum cu inel de lichid de debit 630 la 210 torr (0,29 bar abs.). sistemul de descărcare a mărfii este constituit din trei turbopompe de golire a mărfii cu debite de 2500 la 120 mCA, plus două din pompele de marfă cu H = 120 mCA. Aceasta asigură un timp de descărcare de 13 ore la capacitate maximă de încărcare.

Tancurile de marfă sunt uscate după spălare cu ajutorul unei instalații de stripping constituită din două ejectoare de stripping cu debit de 300 , înălțime de aspirație de 5 mCA și înălțime de refulare de 20 mCA și o pompă de stripping cu debit de 250 și o înălțime de pompare de 150 mCA.

Figura 1.2. Turbopompă de marfă

De obicei pompele de marfă sunt antrenate de către turbine cu abur situate în CM, prin intermediul unui arbore de antrenare care penetrează peretele etanș printr-un sistem de etanșare format din garnituri speciale, etanșe la gaze. Acest aranjament este impus de societățile de clasificare care nu permit montarea în casa pompelor a turbinelor cu abur supraîncălzit (cu t > 240 0C), fiind considerate surse potențiale de aprindere, iar turbinele care folosesc abur sub această temperatură sunt neeconomice.

Pentru a face posibilă descărcarea mărfii către instalațiile portuare este instalată pe navă o instalație de manevră a furtunurilor de transfer marfă formată dintr-o bigă acționată de o mașină de abur cu piston (consumul de abur: 2,5 t/h; presiunea nominală în cilindrul motor 14 ). Biga de manevră are unghiul de manevră cuprins între 5 și 70 la un unghi de rotire de 60. Lungimea acesteia este de 23 de metri, forța de tracțiune de 16 tone iar vitezele nominale sunt: pentru tracțiune 30 m/min și pentru înfășurare în gol 150 m/min.

Instalația de balast

Balastarea și debalastarea navei pentru asigurarea unei asiete normale se face cu ajutorul instalației de balast deservită de o pompă centrifugă verticală situată în compartimentul pompe. Caracteristicile acestor pompe sunt: debit nominal , înălțime de pompare 35 mCA, NPSH = 4 mCA, înălțime totală 35 mCA (pentru lichidul vehiculat, apa de mare, cu densitatea specifică de .

Picul prova este deservit de un ejector de balast cu: , înălțimea de aspirație 5 mCA, înălțimea de refulare 20 mCA, fiind acționat de pompa de incendiu.

Instalația de manevră-legare

Instalația de manevră-legare este împărțită astfel: la prova sunt instalate două vinciuri hidraulice, câte unul pentru fiecare ancoră, care acționează un tambur de manevră pentru sârma cu putere de tracțiune de 18 tf ( = 32 mm), parâme de relon ( = 75 mm, L = 160 m), sârmă de oțel pentru remorcă ( = 55 mm, L = 280 mm); la pupa sunt instalate trei vinciuri de manevră asemănător cu sistemul de la prova mai puțin sârmă pentru remorcă și sistemul de ancorare.

Vitezele nominale ale acestor vinciuri ating valori de serviciu, existând două ancore în borduri și una de rezervă, de tip Hall de greutate 10.400 kg fiecare. Sistemul de ancorare este deservit de vinciurile prova. Lanțurile au 12 chei fiecare, de lungimi de 330 m în tribord și 330 m în babord.

Instalații de stins incendiu

Sistemul de combatere a incendiului cu apă se compune din două pompe centrifuge cu acționare electrică cu debit de și o pompă cuplată cu motorul de avarie de , tubulatură de aducțiune, o conductă principală de refulare pentru stingerea incendiilor cu ramificații la 60 de guri de incendiu cu 60 de manice aferente cu conuri de împroșcare.

Sistemul de stropire și inundare a magaziilor este format din tubulatura care trece prin magaziile de mărfuri uscate pe care se perforează un mare număr de orificii mici sau se instalează pulverizatoare speciale de stropire: sprinklere sau drencere. Instalația este alimentată cu apă de la conducta principală de refulare de incendiu.

Sistemul fix de stingere a incendiilor cu aer și spumă este instalat pentru protecția contra incendiilor compartimentelor mașini și căldări și a rezervoarelor de combustibil lichid. Spuma aeromecanică se formează prin amestecul mecanic al apei de mare de la instalația de incendiu cu apă cu substanța spumogenă formând o emulsie ce ajunge în ajutajele stingătoarelor cu spumă.

Sistemul de stingere a incendiilor cu este folosit pentru stingerea incendiului în compartimentul mașini și căldări, compartimentul centralei electrice și în tancurile de combustibil. El este deservit de 244 de butelii dintre care 18 sunt montate în compartimentul prova iar restul la pupa. Concentrația de în aer de 20 … 30% din volum determină imposibilitatea producerii arderii.

Sistemul de gaz inert este caracteristic protecției împotriva incendiilor pe nave petroliere. El este compus dintr-un epurator al gazelor arse de la caldarinele cu arzător, două ventilatoare de circulație cu debit de și H = 2.000 mCA, un închizător hidraulic, o valvulă de reținere, supape hidraulice (cu acționare la 0,2 bar și vacuum de 0,07 bar), armături, etc. Concentrația gazului inert refulat de sistem în atmosfera liberă a tancurilor de marfă este următoarea: 4,2% oxigen, sub 13% bioxid de carbon, sub 0,02% bioxid de sulf, 76,9% azot, umiditate 100%. Reducerea concentrației de oxigen sub 8% elimină riscul producerii unei explozii sau incendiu în zona liberă a tancurilor de marfă.

Pe lângă instalațiile de stins incendiu menționate anterior, pe navă există un complex de echipamente și inventar de incendiu care stau în permanență la îndemâna echipajului. Acesta este format din: panourile de incendiu (topor, cange, lopată), lădița cu nisip, stingătoare cu spumă chimică sau aeromecanică (tip VPS – 2,5), stingătoare cu pentru echipamente electrice, măști izolante cu oxigen; costume termostabile aluminizate, saltele de azbest, etc.

Figura 1.3. Compartimentajul navei tanc de 85000 tdw

CAPITOLUL 2. CALCULUL REZISTENȚEI LA ÎNAINTARE ȘI A PUTERII DE PROPULSIE

2.1. CALCULUL REZISTENȚEI LA ÎNAINTARE PRIN METODA SERIILOR JAPONEZE

Una dintre tendințele industriei navale actuale, caracteristică îndeosebi Japoniei, este reprezentată prin construcția navelor cu capacitate mare de încărcare (petroliere, mineraliere, vrachiere), care asigură sporirea eficienței economice, în condițiile unor viteze de deplasare relativ mici. Aceste tipuri de nave, caracterizate prin dimensiuni mari, forme geometrice pline, porțiune cilindrică prelungită, dispusă în zona centrală și viteze mici, sunt mai ușor de realizat din punct de vedere tehnologic.

Bazinele hidrodinamice japoneze au efectuat încercări sistematice cu modele de nave, aparținând categoriei menționate mai înainte. Încercările s-au făcut în următoarele condiții:

caracteristicile geometrice ale modelelor testate au fost:

rezistența principală Rm, la înaintarea modelului încercat, a fost determinată pentru

Fr = 0,14; 0,16; 0,17; 0,18; 0,19; 0,20; 0,21; 0,22

rezistența de presiune RPm, a modelului, s-a determinat cu relația:

[kN] (2.1)

în care a fost calculată cu:

[kN] (2.2)

unde pentru CFm s-a utilizat formula lui Schoenherr.

coeficientul rezistenței de presiune s-a calculat cu formula:

(2.3)

testările au fost efectuate pentru trei situații de navigație și anume: la plină încărcare, la jumătate încărcare și în balast.

Cu rezultatele obținute s-au construit trei serii de diagrame, care permit determinarea coeficientului rezistenței de presiune, pentru situațiile de încărcare amintite mai înainte. În lucrarea de față, va fi prezentată seria de diagrame corespunzătoare navigației la plină încărcare, considerând că această situație este specifică majorității cazurilor, întâlnite în practică.

Seria cuprinde :

diagramele pentru determinarea valorilor coeficientului rezistenței de presiune C'P, al navei cu BX/T = 2,46, în funcție de LCWL/BX[6,2; 1,6] si CB[0,77;0,84], corespunzătoare numerelor Fr = 0,14; 0,16; 0,17; 0,18; 0,19; 0,20; 0,21; 0,22.

diagramele pentru determinarea valorilor coeficientului rezistenței de presiune C"P, al navei cu Bx/T = 2,76, în funcție de LCWL/BX[6,2; 7,6] și CBe[0,77; 0,84], corespunzătoare numerelor Fr = 0,14; 0,16; 0,17; 0,18; 0,19; 0,20; 0,21; 0,22.

Fiecare diagramă are înscrisă valoarea raportului BX/T și respectiv a numărului Fr. Valorile coeficienților rezistenței de presiune C'P, C"P, apar sub forma unor grafice care, sunt raportate la sistemul de coordonate având: LCWL/BX, ca axă a absciselor și CB, ca ordonată.

Modul de utilizare al diagramelor din seria japoneză este:

se calculează numărul Frp, corespunzător navei de proiectat, cu formula:

(2.4)

se alege diagrama ce are înscrisă pe ea Fr = FrP;

se calculează LCWL/BX;

se fixează punctul A' pe axa absciselor diagramei alese mai înainte, astfel încât OA' = LCWL/BX (v. fig.2.1. );

Figura 2.1.Diagrama seriei Japoneze

se fixează punctul A", pe ordonată, astfel încît O A" — CB;

verticala dusă prin A' întîlnește orizontala dusă prin A", în punctul A;

valoarea înscrisă pe curba care trece prin punctul A, reprezintă coeficientul rezistenței de presiune C'P, respectiv C"P (dacă A nu este situat pe una din curbe se interpolează liniar);

Dacă Frp [0,14; 0,22], dar este diferit de: 0,14; 0,16; 0,17; 0,18; 0,19; 0,20; 0,21; 0,22, atunci C'p , respectiv C"P se determină interpolând liniar rezultatele obținute prin utilizarea celor două diagrame, care delimitează acest caz .

În continuare, se prezintă etapele ce trebuiesc parcurse pentru calculul rezistenței la înaintare principale, prin metoda seriei japoneze.

Calculul rezistenței de frecare

Coeficientul rezistenței de frecare se calculează cu relația:

CF = CF0 + CAR (2.5)

în care:

CF0 se determină, în funcție de numărul Re, cu formula lui Schoenherr,

CAR se consideră în funcție de lungimea navei, din tabelul 2.1.

Tabelul 2.1.

Considerăm CAR= – 0,29 10-3

Pentru calculul rezistenței de frecare se utilizează relația generală :

[kN] (2.6)

în care se introduce valoarea coeficientului CF, dată de relația (2.5). Aria suprafeței udate a carenei, necesară în relația (2.6), se determină cu formula:

S = 1,81 LCWLT + V/T=13529,32 [m2] (2.7)

în care:

V=102961,865 este volumul carenei în m3,

LCWL=242,11 și T=13,61 sunt lungimea și pescajul navei la plină încărcare, în m.

Determinarea rezistenței de presiune

Coeficientul rezistenței de presiune se determină astfel:

cunoscând valorile: Frp ,LCWL BX , CB, corespunzătoare navei de proiectat, se aleg diagramele potrivite și pe baza indicațiilor prezentate mai înainte se determină C'P, C”P, pentru BX /T== 2,46; 2,76;

se calculează diferența dintre coeficienții C"P și C'P :

δCP = C”P- C'P;

se determină coeficientul rezistenței de presiune corectat, pentru BX /T al navei de proiectat, utilizând în acest scop relația:

(2.8)

Rezistența de presiune se calculează cu formula:

(2.9)

în care:

CP – este cel calculat cu (2.8),

ρ – reprezintă densitatea apei în t/m3,

v – viteza navei în m/s,

V – volumul carenei în m3.

Calculul rezistenței la înaintare principale

Se utilizează relația (2.10), în care RF și RP au valorile calculate la punctele a, b din acest paragraf:

R=RF + RP (2.10)

Caracteristicile diagramelor, prezentate în paragraful de față, sugerează că metoda seriei japoneze, de determinare a rezistenței la înaintare principale, se poate aplica navelor mari cu forme pline și lente.

Tabelul 2.2. Calculul rezistenței la înaintare principale

Tabelul 2.2. Calculul rezistenței la înaintare principale(Continuare)

2.2. DETERMINAREA REZISTENȚEI LA ÎNAINTARE SUPLIMENTARE

Rezistența la înaintare principală se referă la acțiunea forțelor hidrodinamice, asupra carenei nude, pe timpul mișcării navei în apă liniștită.

În realitate, navele sunt prevăzute cu o serie de apendici, amplasați în afara suprafeței udate, care abat liniile de curent de la direcția lor obișnuită, modificând spectrul hidrodinamic din jurul corpului. De asemenea, în multe situații reale, suprafața liberă a apei prezintă valuri, care influențează rezistența la înaintare a navei.

Partea emersă a corpului se deplasează prin aer. Interacțiunea dintre aer și navă determină, atât în atmosfera calmă, cat mai ales în condiții de vânt, modificarea rezistenței la înaintare.

Factorii descriși mai înainte, conduc la apariția rezistenței la înaintare suplimentare (secundare).

Rezistența la înaintare suplimentară, Rs, reprezintă o fracțiune din rezistența la înaintare totală și este determinată de interacțiunea dintre apă și apendici, de acțiunea valurilor mării respectiv a aerului atmosferic asupra corpului navei, la deplasarea acesteia cu o anumită viteză. Pe baza acestei afirmații se poate scrie:

(2.11)

unde:

RAP reprezintă rezistența la înaintare datorată apendicilor,

RVM rezistența la înaintare generată de valurile mării,

RAA rezistența la înaintare datorată aerului.

Rezistența la înaintare datorată apendicilor

Apendicii sunt elemente constructive situate sub planul plutirii si care ies în afara suprafeței udate a corpului navei.

Printre apendicii mai importanți se menționează:

cavaleții de susținere ai axelor port – elice;

axele port – elice;

pantalonii axelor port – elice;

cârmele;

cârmele de ruliu;

aparaturile cârmelor;

chilele de ruliu;

vibratorul sondei acustice

brâiele de acostare.

În faza inițială de proiectare, neavând date suficiente referitoare la dimensiunile, formele geometrice și amplasarea apendicilor pe suprafața udată, rezistența la înaintare totală a acestora se determină cu relația:

[kN] (2.12)

în care:

S – suprafața udată a carenei în [m2],

ρ – densitatea apei în [kg/m3],

v – viteza navei în [m/s],

CAP – coeficientul rezistenței apendicilor se alege din tabele în funcție de tipul navei și are valoarea

Tabelul 2.3

Considerăm CAP = 0,0001.

Rezistența la înaintare generată de valurile mării

Din experimentele efectuate pe modele și din datele statistice, culese în timpul navigației diferitelor nave, a rezultat faptul că, în timpul marșului pe valuri, rezistența la înaintare înregistrează o creștere apreciabilă. Această creștere este datorata rezistenței suplimentare generală de valurile mării.

În majoritatea cazurilor, apariția și menținerea stării de agitație a mării se datorează vântului. Cadrul natural nu oferă posibilitatea separării rezistenței la înaintare generată de valurile mării de cea datorată aerului. Separarea celor două componente ale rezistenței la înaintare suplimentare se realizează în bazinele de încercări, unde valurile sunt create pe cale artificială.

În faza inițială de proiectare, rezistența la înaintare generată de valurile mării se poate determina cu relația:

[kN] (2.13)

Valoarea coeficientului CVM se alege din tabele în funcție de gradul de agitație al mării și este:

Tabelul 2.4

Considerăm CVM = 0,0006.

Rezistența la înaintare datorată aerului

Rezistența la înaintare datorată aerului se manifestă atât pe timpul navigației într-o atmosferă calmă cât mai ales în condiții de vânt.

În ipoteza unei atmosfere calme, rezistența la înaintare datorată aerului este mică. Ea reduce viteza navelor cu aproximativ (0,2…0,3) Nd.

Pentru aprecierea rezistenței la înaintare datorată aerului, în faza inițială de proiectare, se recomandă formula aproximativă:

(2.14)

în care: R reprezintă rezistența la înaintare principală exprimată în kN, iar kaer un coeficient adimensional.

Valoarea coeficientului kaer, corespunzătoare vântului de forța 6 pe scara Beaufort, se alege din tabele în funcție de tipul navei și este:

Tabelul 2.5

Rezultă kaer = 0,015.

Tabelul 2.6. Calculul rezistenței la înaintare suplimentare

2.3. DETERMINAREA REZISTENȚEI LA ÎNAINTARE TOTALE ȘI A PUTERII DE REMORCARE

Rezistența la înaintare totală a navei se determină în baza faptului că:

[kN] (2.15)

în care: R reprezintă rezistența la înaintare principală, iar RS reprezintă rezistența la înaintare suplimentară.

Deplasarea navei prin apă, cu o anumită viteză constantă, se realizează cu ajutorul instalației de propulsie care, prin forța ce o dezvoltă, trebuie să învingă rezistența la înaintare totală.

Puterea instalației de propulsie reprezintă lucrul mecanic realizat de aceasta, în unitatea de timp, pentru a învinge rezistența la înaintare totală.

Puterea de remorcare este produsă de elice și are relația de definiție:

[kW] (2.16)

[CP] (2.17)

în care :

RT – rezistența la înaintare totală în kN,

v – viteza navei în m/s.

Tabelul 2.7. Calculul rezistenței la înaintare totale și a puterii de remorcare

Figura 2.2. Reprezentarea grafică a rezistenței la înaintare

Figura 2.3. Reprezentarea grafică a puterii de remorcare

2.4. CALCUL PUTERII NECESARE MAȘINII DE PROPULSIE

Puterea de remorcare (de împingere) este puterea realizată la nivelul propulsorului; pentru a determina puterea necesară la nivelul flanșei mașinii termice de propulsie, se efectuează un calcul în care se ține seama de randamentul mecanic al propulsorului, al cuplajelor și mecanismelor care alcătuiesc instalația după cum urmează:

randamentul propulsorului: ηp ≈ 65 %;

randamentul transmisiilor mecanice/linia de arbori: ηla ≈ 97 %;

Se determină următoarele valori:

puterea necesară la nivelul propulsorului:

[kW] (2.18)

puterea necesară la nivelul transmisiilor mecanice:

[kW] (2.19)

La nivelul mașinii termice de propulsie se ia în calcul și o rezervă de putere de 10% pentru a acoperi necesarul de putere la funcționarea în suprasarcină, pentru a evita suprasolicitarea acesteia.

Din cele de mai sus, rezultă:

[kW] (2.20)

Tabelul 2.8. Calculul rezistenței la înaintare totale și a puterii de remorcare

Figura 2.4. Reprezentarea grafică a puterilor la nivelul elementelor sistemului de propulsie

Figura 2.5. Reprezentarea grafică a puterilor de remorcare și a motorului principal

Pentru limitarea consumului la navă se alege un motor principal de tip Wartsila 7 RT-flex60C de producție nouă, cuplat prin intermediul liniei de arbori direct cu elicea cu pas fix, care are următoarele caracteristici constructiv funcționale astfel:

diametru cilindru (alezaj), D = 600 [mm];

cursa pistonului S = 2250 [mm];

numărul de timpi ai ciclului de funcționare, τ = 2;

numărul de cilindrii, i = 7 în linie;

presiunea medie efectivă la R1 pe = 19,5 [bar];

consumul specific efectiv, ce = 168 g/kWh

greutatea în tone, G = 377 tone.

Tabelul 2.9. Puterile livrate la turațiile extreme

CAPITOLUL 3. NORME DE VIBRAȚII LA BORDUL NAVELOR

3.1. GENERALITĂȚI

Sistemele de propulsie, în afara criteriilor economice care determină performanțele navei, trebuie să fie exploatate sigur în situațiile specifice de la bord, unde condițiile de lucru sunt influențate pe de o parte de mediul marin, pe de alta, de nivelul zgomotelor și vibrațiilor generate de funcționarea instalațiilor navei. Acestea pot afecta performanțele fizico-psihice ale personalului de exploatare ambarcat, mărind riscurile unor avarii datorate erorilor umane.

Din acest motiv organizațiile internaționale care reglementează navigația (IMO, ISO) precum și Societățile de Supraveghere și Clasificare impun norme sanitare care cuantifică parametrii vibro-acustici admiși, pentru exploatarea fără risc a navei și instalațiilor ei.

Normele sanitare (fig.3.1) elaborate pentru activități pe mare sunt echivalente normelor de protecția muncii pentru activități terestre și sunt necesare pentru a menține capacitățile personalului de exploatare, știut fiind faptul că erorile umane generate de alterarea capacității de reacție ca urmare a zgomotului, vibrațiilor sau dispozițiilor fiziologice care pot duce la catastrofe cu pierderi umane și materiale foarte mari.

Având în vedere impactul condițiilor de navigație asupra personalului de exploatare, organizațiile sindicale naționale ale marinarilor au elaborat norme sanitare care, în unele cazuri, sunt mai complete și mai exigente decât cele ale organismelor internaționale (exemplu normele S.B.G. ale sindicatului marinarilor germani).

Normele sanitare asigură condiții normale de lucru pentru tot personalul de exploatare de la bord. Pentru conducerea navelor și a instalației de propulsie se impun cerințe suplimentare determinate de cantitatea mare de informații pe care trebuie să o prelucreze operatorul uman în procesul de conducere a navei sau a instalației de propulsie. În acest sens, se impune o contabilizare între exigențele procesului de conducere și posibilitățile de preluare și prelucrare a informațiilor în vederea luării deciziilor corecte.

Îndeplinirea cerințelor cerute prin ISM (International Safety Management) asigură minimizarea erorilor de exploatare din cauza erorii umane. Sistemele de comandă computerizată ale instalației de propulsie tind să fie extinse și la nave cu instalații de propulsie obișnuite întrucât :

cresc performanțele comenzii instalației de propulsie din punct de vedere al siguranței și eficienței;

permit evidențierea și înregistrarea parametrilor funcționali în varianta numerică sau prin mărimi analogice, ceea ce ușurează mult exploatarea;

permit introducerea unor programe de exploatare care se pot actualiza funcție de particularitățile instalației de propulsie, de situația de încărcare a navei și de condițiile de navigație;

pot fi integrate în sistemul de exploatare al navei și al parcului de nave;

sunt accesibile din punct de vedere al costului și se exploatează ușor.

În afara normelor de exploatare impuse navelor comerciale, în ultimul timp au apărut norme pentru navele de pasageri maritime. Transportul maritim de pasageri a fost preluat integral de cel aerian, așa că navele de pasageri s-au orientat către transportul turiștilor, ale căror exigențe privind condițiile de transport sunt mai ridicate decât la pasagerii obișnuiți.

Pentru a pune de acord cererea în privința confortului cu ofertele societăților de turism astfel încât sa nu apară litigii, au fost elaborate de către Societățile de Clasificare (D.N.V., B.V. etc.) norme de confort pe baza cărora se acordă clasa de confort navelor de pasageri, prin care se garantează parametrii de confort .

Structura acestor norme (fig.3.2) este mai extinsă decât a normelor sanitare, iar valorile parametrilor care asigură confortul se apropie de valorile optime stabilite pentru condițiile terestre. O parte din componentele care determină confortul la bord trebuie considerată la proiectarea și construcția navei, o alta poate fi introdusă de societatea care exploatează nava printr-un management corespunzător. După datele din literatură rezultă că aducerea unui parametru de confort în limite normale, prin modificări ulterioare ale proiectului navei, implică costuri mari.

Parametrii de confort umedo-termic sunt foarte importanți în ansamblul criteriilor de confort, mai ales la nave unde alternanța anotimpurilor este determinată de zonele de navigație atinse.

Confortul termic este definit prin trei parametri: temperatură, umiditate și viteza aerului. Menținerea parametrilor umedo-termici în domeniul de confort se realizează în mod automat prin reglarea instalației de condiționare, instalație care este obligatorie în cazul navelor de pasageri (fig.3.3).

3.2. PREZENTAREA NORMELOR DE VIBRAȚII

Parametrii de confort vibratoriu

Mișcările navei sau a elementelor ei sunt recepționate de personalul navigant sau pasageri.

Acestea se pot diferenția prin:

mișcări date de oscilațiile navei care apar ca răspuns al navigației pe mare reală și au o frecvență joasă;

vibrații ale corpului navei și elementelor de structură, care se transmit direct personalului pe direcție verticală sau orizontală, cu frecvențe înalte.

Aceasta, pe lângă alterarea senzației de confort, pot influența capacitățile de reacție ale personalului, ceea ce poate conduce la reducerea siguranței ca urmare a unor posibile manevre sau comenzi eronate. Acest aspect privește atât operatorii de punte care controlează nava în ansamblu, cât și pe cei de la comanda instalației de propulsie.

De aceea este importantă cunoașterea comportării omului la mișcările navei și la vibrații, pentru a determina parametrii limită admiși ai acestora în vederea personalului de exploatare sau a normelor de confort (în cazul pasagerelor care obțin clasa de confort).

Pentru mișcările date de oscilațiile navei, sunt impuse valori limită pentru parametrii principali: accelerația și frecvența. Având în vedere că ambii parametri alterează condițiile de lucru ale personalului, se utilizează un criteriu subiectiv care îi consideră împreună, notat cu SM (subiective magnitude) definit prin relația:

SM=A(f)a1.43

în care:

f – frecvența [Hz];

A(f) = 30 + 13,53 (loge f)2;

a – procentul din “g” al accelerației efective.

Influența mișcărilor navei asupra personalului este dată si de poziția acestuia pe navă. Nu sunt elaborate încă valori limită pentru SM diferențiate pe tipuri de navă. Se acceptă ca valoare maxim admisă SM = 15

Pentru a diminua efectul mișcărilor navei asupra personalului se pot lua următoarele măsuri încă din faza de proiectare :

Localizarea activităților personalului în apropierea centrului de rotire al navei;

Minimizarea oscilațiilor verticale;

Amplasarea încăperilor semnificative pe axele principale de rotație.

Un efect nedorit al mișcărilor navei îl reprezintă “răul de mare” care este determinat atât de parametrii mișcării navei, cât si de caracteristicile fiziologice ale personalului. În figura 3.4. este reprezentat un grafic care permite evaluarea „incidenței răului de mare” (IRM, engl. Motion Siknes Incidance – MSI) cauzat de mișcarea navei. Folosind accelerația și frecvența se poate determina valoarea lui IRM dată prin probabilitatea de a avea rău de mare, la o expunere de 2 ore, în procente.

Unele Registre de clasificare care acordă clasa de confort navelor de pasageri, consideră influența sea-keeping asupra confortului dinamic, printr-un parametru care ține seama de efectul mișcărilor navei (ca răspuns la acțiunea mării reale), asupra confortului pasagerilor. Acest parametru numit Indice de Confort al Rutei (ICR) este cuprins între 0 și 1 și se calculează după proceduri elaborate de Societățile de Clasificare ținând cont de:

starea mării pe termen lung în zona rutei alese (înălțimea și direcția valurilor etc.);

cerințele de navigație;

distanța și viteza navei pe ruta considerată etc.

La acestea se adaugă răspunsul navei concretizat prin mișcări definite statistic, determinat dintr-un program de sea-keeping. Adoptând procedura de calcul a ICR, conform Registrelor de clasificație care dau clasa de confort (exemplu DNV), se poate realiza o apreciere obiectivă a confortului dinamic și se poate face o ierarhizare după acest criteriu, a navelor tip pasager, foarte importantă pentru accesul acestora pe piața turismului maritim.

Îmbunătățirea condițiilor de confort, în acest caz, se face prin:

dotarea navei cu stabilizatoare de ruliu, soluție care implică investiții inițiale mari;

adoptarea rutei pe care starea mării nu creează disconfort dinamic major, variantă care presupune ocolirea zonelor cu mare montată (ușor de depistat în meteorologia modernă), însă aceste abateri de la rută măresc costurile de exploatare.

Efectul vibrațiilor se consideră din punct de vedere al condițiilor sanitare și din punct de vedere al condițiilor de confort.

Din punct de vedere al confortului, societățile care asigură clasa de confort au elaborat norme pentru vibrațiile limită verticale și orizontale care corespund tipurilor de încăperi de pe nave.

Conform normelor de confort BV sunt admise curbele limită C1 … C9, pentru vibrații verticale și orizontale, iar fiecărei încăperi i se atașează o curbă a valorilor limită. Stabilirea nivelului limită admis pentru vibrațiile din încăperi din condiția de îndeplinire a normelor de confort se face atribuind conform tabelului 3.1. fiecărei încăperi curbe limită C1 … C9 prezentate în figura 3.5, care dau vibrațiile admisibile orizontale și verticale pentru fiecare încăpere, clasă de confort și tip de navă.

Curbele C 1,5; C 2,5; C 3,5 , rezultă din diagramele din figura 3.5. b prin interpolare. Informații suplimentare sunt date în Regulile Suplimentare elaborate de Societățile care acordă clasa de confort.

Sursele de vibrații și de zgomote sunt, în principiu, comune, și anume:

excitațiile induse în elementele corpului de presiunile induse pe bolta pupa, care acționează structura din exterior;

forțele și momentele neechilibrate ale mașinilor, transmise structurii din interior.

Răspunsul de joasă frecvență la excitațiile externe și interne reprezintă vibrații ale corpului și ale elementelor sale structurale, iar răspunsul în frecvențe înalte (în domeniul audibil) se manifestă prin zgomotul transmis prin structură, ce se suprapune peste cel transmis prin aer de la sursele de zgomot amplasate pe navă.

Pentru controlul vibrațiilor și zgomotului la bord trebuie intervenit încă din faza de proiectare cu măsuri și soluții pentru încadrarea nivelului vibrațiilor și zgomotului în normele sanitare sau de confort care asigură calitățile de exploatare ale navei.

O sinteză a posibilităților de intervenție în faza de proiectare pentru controlul vibrațiilor și zgomotului la bord pe cele două componente se concretizează astfel :

pentru reducerea vibrațiilor: evitarea rezonanțelor, micșorarea forțelor de excitație, izolarea surselor vibratorii prin montarea de amortizori;

pentru reducerea zgomotului: atenuarea zgomotului transmis prin structură și aer, controlul surselor de zgomot.

Tabelul 3.1. Norme de confort pentru nave de pasageri

Tabelul 3.2. Norme de confort pentru nave cargo

CAPITOLUL 4. MĂSURĂTORI EXPERIMENTALE PRIVIND NIVELUL ZGOMOTULUI ȘI A VIBRAȚIILOR.

ANALIZA TRADUCTORULUI DE VIBRAȚII

4.1. APRECIEREA STĂRII TEHNICE DUPĂ ZGOMOTE ȘI VIBRAȚII

Modificarea nivelului vibratoriu al diverselor componente ale sistemului de propulsie se traduce prin modificarea stării de funcționare normală. Diagnosticarea se face prin monitorizarea funcționării motorului, adică prin obținerea de informații referitoare la starea de funcționare a acestuia, prin intermediul unor aparate de măsura, în vederea asigurării controlului, supravegherii și întreținerii corecte.

Un sistem de monitorizare a funcționării motorului poate îndeplini mai multe funcții :

funcția de protecție (sau preventivă), cu cele trei aspecte ale sale: supraveghere, alarmare și oprire automată a funcționării, dacă starea sistemului tehnic o impune;

analiza și diagnosticarea, care conduc la depistarea cauzelor generatoare de defecte;

predicție.

Astfel, informațiile prelevate pot fi canalizate de la simpla supraveghere la predicție, adică stabilirea unei soluții de intervenție care poate preveni și elimina defecțiunile.

Întrucât monitorizarea reprezintă un nivel superior în evoluția sistemelor de control și supraveghere, distingem următoarea ierarhizare a acestor sisteme:

funcționarea până la defectare

monitorizare preventivă

monitorizare predictivă

Funcționarea până la defectare

Este specifică sistemelor tehnice cu un preț redus și care sunt, de obicei, dublate. Întreruperile în funcționare sunt insignifiante, iar timpul afectat este scurt. În acest caz, măsurarea vibrațiilor reprezintă un mod de verificare a calității reparației.

Figura 4.1. prezintă un asemenea lanț de măsură, cuprinzând un accelerometru și un vibrometru, conectate printr-un cablu.

În acest tip de monitorizare, se indică apariția unei defecțiuni prin semnalizarea post-factum (după apariția defecțiunii).

Figura 4.1. Lanț de măsură

Monitorizare preventivă

Este indicată sistemelor tehnice complexe, a căror întreținere se caracterizează prin efectuarea periodică de revizii, la intervale de timp stabilite prelucrând statistic evoluția unui eșantion de sisteme tehnice identice. Monitorizarea, periodică sau continuă, va fi dirijată către elementele componente a căror defectare are consecințe asupra funcționării întregului sistem. În această categorie, monitorizarea presupune urmărirea fenomenului în două etape:

se utilizează întâi un vibrometru pentru evidențierea modificărilor majore ale nivelului vibrațiilor,

în faza următoare acesta este înlocuit de un analizor. Conectat la captor direct sau printr-un înregistrator, acesta va analiza spectrul curent ce va fi comparat apoi cu un spectru de referință, ridicat în același punct, în condiții normale de funcționare;

Figura 4.2. Modulele sistemului de monitorizare predictivă

Monitorizarea predictivă

Se recomandă sistemelor tehnice cu funcționare continuă, pentru care întreruperile accidentale au caracteristici economice sau tehnice grave; urmărirea intermitentă, periodică sau continuă, a informațiilor referitoare la starea de funcționare permite predicția evoluției ulterioare a sistemului.

În figura 4.3. este reprezentată atât modulizarea sistemului, cât și funcțiile principale ale sistemului, controlul permanent al vibrațiilor, respectiv predicția întreținerii on-line. Astfel, modulul sau regia de control local explorează punctele de monitorizare din ansamblul de agregate, informațiile obținute fiind transferate prin intermediul unor interfețe stației de control de la distanță, unde ele sunt prelucrate de un personal computer PC. Modulul de control asigură intervenția imediată asupra motorului și alarmarea în caz de apariție a unor defecte. Stația de control de la distanță permite, în schimb, sinteza unui diagnostic preventiv sau post avarie.

Semnalele captate pot fi:

semnale tacho, care asigură compensarea variațiilor de viteză ale diferitelor mașini;

semnale de vibrații, provenite de la accelerometre industriale tip 8310 sau 8324 (toate instrumente Bruel & Kjaer);

semnale proporționale cu alți parametri decât cei cinematici ai unei mișcări vibratorii (de ex. temperatură, debit etc.).

Figura 4.3. Schema bloc a sistemului de monitorizare

Semnalele de vibrații, după o condiționare realizată de cutia de joncțiune WB 0464 (sau 0564) și multiplexorul 2514, care permite investigarea a opt puncte de măsură, sunt preluate de monitorul 2505. Acesta oferă indicații referitoare la nivelul vibrației și, în cazul depășirii limitelor admisibile, are posibilitatea stopării motorului și alarmare prin intermediul cutiei WB 0376.

De asemenea, semnalelor tacho, de vibrații și parametrice care nu sunt de natură cinematică, li se permite accesul în modulul de control local prin interfețele tacho WB 0915, pentru vibrații WB 0503 și, respectiv, WB 0990 pentru prelucrarea parametrilor anterior menționați. Conectarea acestora la sistemul de control de la distanță, ce asigură întreținerea on-line, se realizează prin transceptorul WB 0788. Deci, se asigură legarea buclei de semnal de control permanent la un sistem preventiv de întreținere.

Acest ultim sistem conține un analizor dinamic 2515 și un PC IBM, permițând accesul datelor la un computer ori via analizor. Pachetele de programe utilizate sunt 7616, ce facilitează un control semiautomat și BZ7027, pentru un control automat.

Dintre performanțele analizorului 7027 se amintesc :

măsurări automate ale condițiilor de lucru;

comparații de spectre pentru detectarea defectelor;

alarmare automată a vitezei;

posibilitatea acționării de la distanță a sistemului via modem.

Acest program include și alte facilități, permițând deci achiziția și stocarea datelor, precum și reprezentările tridimensionale pentru predicția evoluției defectelor.

Înregistrarea datelor se poate face pe dischetă sau grafic, prin intermediul unei imprimante.

Figura 4.4. Posibilitatea formării unui sistem de achiziții date

O schemă bloc a acestui sistem, cu unele extinderi specifice firmei DU PONT DE NEMOURS este vizualizată în figura 4.4. Deci, fața de sistemele anterioare prezentate, acesta este mult mai performant, întrucât el asigură dialogul de la distanță cu experți via modem, dar și intervenția lor directă asupra funcțiunilor sistemului monitorizat prin modulul de control.

Suplimentar, se observă că sistemul oferă posibilitatea creării unei bănci de date, care înmagazinează practic istoria motorului, indispensabilă în exploatare. Toate sistemele de monitorizare menționate prezintă și un sistem de achiziții de date, practic încorporat. Figura 4.4. prezintă posibilitatea formării unui asemenea sistem de achiziții de date la bordul navei, iar figura 4.5 redă sistemul integrat de management a motorului naval.

Figura 4.5. Sistemul integrat de management al motorului naval

4.2. SISTEMUL DE MENTENENȚĂ PREVENTIVĂ ȘI PREDICTIVĂ

Starea tehnica de funcționare a unei instalații de la bordul navelor poate fi apreciată pe baza “simptomelor” pe care le manifestă în timpul funcționării: vibrații, zgomote, creșterea temperaturii lagărelor, variația temperaturii și presiunii în circuitul de răcire, etc.

Dintre toate acestea, nivelul de vibrații și nivelul de zgomot sunt principalele criterii (principalii parametri) de evaluare a stării tehnice de funcționare a unei instalații.

În continuare, sunt prezentate cel mai des întâlnite defecte la instalațiile dinamice de la bordul navelor în procente din ponderea totală a defecțiunilor apărute .

Figura 4.6. Repartizarea defecțiunilor în procente

Mentenanța preventivă presupune măsurarea periodică a vibrațiilor și zgomotelor de pe lagăre și compararea valorilor măsurate cu cele prescrise de producătorul instalației sau cu standardele în vigoare (fig.4.7).

Figura 4.7. Interpretarea măsurătorilor

În momentul în care se constată ca nivelul vibrațiilor a ajuns în domeniul “satisfăcător” este avertizată echipa de mentenanță să fie gata de intervenție în orice moment.

Când nivelul vibrațiilor a depășit valoarea maximă admisibilă este necesară oprirea instalației, demontarea acesteia pentru a determina cauzele vibrațiilor și apoi, repararea defecțiunilor.

Mentenanța predictivă reprezintă un salt calitativ superior într-un sistem de mentenanță modern, indiferent de ramura industriei navale sau de specificul de producție, deoarece oferă toate informațiile necesare pentru:

depistarea din timp a apariției defecțiunilor;

localizarea acestora;

diagnosticarea defecțiunilor;

calculul duratei de funcționare în condiții de siguranță a instalației.

Toate acestea sunt posibile prin analiza în frecvență a vibrațiilor (analiza FFT).

În realitate, nici o instalație/motor nu funcționează fără să vibreze. Totul este ca nivelul de vibrații sa se fie în limite admisibile.

Studiul vibrațiilor a arătat ca fiecare defect în parte are propria sa frecvență caracteristică. În timpul funcționării, toate sursele de vibrații transmit energia lor, prin lagăre, la batiu, fundație și corpul navei.

Principalele cauze ale apariției vibrațiilor la bordul navelor sunt:

defectarea lagărelor (liniilor de arbori, arborilor pompelor);

dezechilibrul dinamic;

descentrarea (liniilor de arbori);

temperatura ridicată pe lagăre dată de răcirea defectuoasă a acestora;

angrenaje defecte (în cadrul reductoarelor/inversoarelor);

cuplaje defecte (între motoare electrice și pompe, în cadrul liniilor de arbori);

rezonanța apărută fie din cauza proiectării greșite (nerespectarea condițiilor de proiectare a instalației de propulsie specificată în registrele de clasificare, alegerea elicei cu numărul de pale care să dividă numărul de cilindrii ai motorului principal), fie din nerespectarea tehnologiilor de lucru;

diverse defecte electrice apărute în sistemele de comandă ale instalațiilor;

curgerea fluidelor prin conductele instalațiilor;

vibrații apărute prin funcționarea elicei în regimuri nestaționare.

O problemă majoră o constituie captarea vibrațiilor cu un aparat adecvat și desfacerea lor în semnale componente, fiecare semnal cu frecvența lui, în funcție de sursa care l-a produs, așa cum se poate vedea în figura 4.8.

Figura 4.8. Reprezentarea frecvenței vibrațiilor pentru diferite defecțiuni

Pentru constituirea băncii de date, personalul de întreținere și reparație trebuie să pună la dispoziție datele tehnice ale instalațiilor din liste, aflate în sectorul lor de activitate cum ar fi: turație de lucru, puterea motorului de antrenare, seriile rulmenților folosiți, tipul lubrifiantului, tipul cuplajelor, alte informații cerute de softul cu care au fost achiziționate aparatele de măsură.

Avantajele studiul vibrațiilor în scopul întreținerii predictive, sunt:

reduce costurile legate de timpul de oprire a instalațiilor și creste profitul prin creșterea timpilor de producție;

reduce sau elimina costurile datorate incidentelor tehnice sau avarierea gravă a instalațiilor;

reduce costurile de întreținere a instalațiilor;

reduce sau elimina costurile cu întreținerea neplanificată, reparațiile putând fi efectuate cu pierderi minime pentru producție;

disponibilizarea personalului pentru alte activități de la bordul navelor;

reduce stocul de piese de schimb, multe piese putând fi comandate chiar în timpul efectuării reparației;

elimina costurile cu reparațiile non-necesare, instalațiile urmând a fi reparate doar la nevoie;

optimizează performanțele instalațiilor și sistemelor de la bord care de multe ori funcționează fără specificații tehnice;

reduce consumul excesiv de energie electrică;

reduce necesarul de echipament și costurile legate de faza de “standby”;

reduce capitalul de investiții, instalațiile pot fi utilizate timp mai îndelungat;

reduce riscul unor reparații nereușite;

reduce sau elimina numărul clienților nemulțumiți de întârzierea transportului de marfă;

elimina timpul suplimentar și costurile determinate de refacerea aspectului și condițiilor necesare repornirii și funcționării în condiții optime;

reduce posibilitatea vânzării instalațiilor cu defecte;

crește siguranța în funcționare a instalațiilor;

reduce costurile de asigurare;

poate creste regimul de exploatare a instalațiilor de la bordul navelor;

îmbunătățește performanțele tehnologice și de exploatare ale instalațiilor de la bord.

4.3. PREZENTAREA APARATULUI DE MĂSURĂ MC 1100

Avantaje

Măsurarea tuturor valorilor importante cu un singur aparat;

Senzor integrat de viteza;

Este portabil și ușor de manevrat;

Funcționare și operare facila;

Aplicații universal;

Raport cost / performanta excelent.

Aplicații

Verificare nivelului de vibrații la mașini;

Evaluarea condițiilor rulmenților;

Verificarea vitezei de rotație;

Măsurarea temperaturii;

Verificarea tensiunii din curea;

Identificarea zonelor critice de funcționare;

Detectarea timpurie a avariilor.

Figura 4.9. Aspectul aparatului de măsură MC 1100

Descriere

Vibrometrul MC1100 este proiectat pentru a efectua măsurători simple și rapide ale vitezei și vibrației VRMS. Aceasta valoare este folosita pentru aprecierea condițiilor vibrațiilor mașinilor rotative, în conformitate cu standardul ISO 10816 (De la 1 la 6).

În mod alternativ, poate fi măsurată și accelerația. Aceasta valoare este folosita, de exemplu pentru măsurarea vibrațiilor umane.

Aparatul de măsura MC 1100 evaluează valorile vibrațiilor pentru trei nivele de frecvente ce pot fi selectate de utilizator. Așadar, pot fi analizate și mașinile rotative care funcționează la viteze foarte mici.

Spectrul de vibrații al rulmenților este analizat de către aparatul de măsura MC1100 folosindu-se gSP-ul în conformitate cu metoda de impact de moment. Modificările de stare a elementului rotativ devin evidente prin monitorizarea gSP-ului și a trendului sau de valori.

Funcțiile aparatului de măsura MC1100 sunt extinse cu funcțiile de “măsurare a temperaturii” și “măsurarea tensiunii din curea” aplicându-se pe senzorii corespunzători. MC1100 devine un aparat de măsura multifuncțional pentru monitorizarea stării și pentru a menține starea de funcționare a mașinii.

Figura 4.10. Butoanele aparatului de măsura permite selecția simplă a sarcinii

ce trebuie măsurată

Datele tehnice

Accesoriile aparatului de măsură

Unitatea de măsurare MC 1100;

Accelerometru HMA 1140;

Cablu lung de 1,5 metri;

Proba;

Baza magnetica;

Încărcător de acumulator;

Manual de utilizare;

Cutie de transport;

Senzor de frecventa

Senzor de temperatura

CAPITOLUL 5. ANALIZA VIBRAȚIILOR DE LA BORDUL NAVEI. MODELAREA TRADUCTORULUI DE VIBRAȚII

5.1. CONSIDERAȚII GENERALE

Vibrația mecanică, fenomen fizic

Un sistem mecanic se poate găsi în repaus sau în mișcare de regim, stări numite de referință. Vibrațiile sunt mișcări alternative efectuate de sistemul, mecanic în raport cu starea de referință, fiind provocate de forțe perturbatoare (excitații) ale căror mărimi, direcții sau puncte de aplicație variază în timp.

Funcție de existența și natura forței perturbatoare, sistemele mecanice pot executa vibrații libere, (fără forțe perturbatoare) sau vibrații forțate, care sunt întreținute de o forță perturbatoare. La rândul lor, vibrațiile forțate pot fi deterministe, când forța perturbatoare este cunoscută analitic, sau aleatorii, când forța perturbatoare este de asemenea aleatorie. Vibrațiile deterministe pot fi periodice (armonice și nearmonice) sau neperiodice. După numărul gradelor de libertate, sistemele mecanice pot fi cu un grad de libertate, cu un număr finit de grade de libertate și sisteme continue, cu o infinitate de grade de libertate.

În cele ce urmează se vor prezenta mărimile fizice prin care poate fi caracterizat fiecare tip de mișcare vibratorie.

Vibrații periodice

Cea mai simplă formă de vibrație periodică este mișcarea armonică pură, reprezentată în domeniul timpului de o curbă sinusoidală (fig. 5.1).

Figura 5.1.

Prin x(t) s-a notat poziția instantanee a sistemului mecanic în raport cu starea de referință, poziție precizată matematic prin ecuația

(5.1)

unde

este pulsația mișcării, legată de frecvența f și perioada T prin relația ;

este amplitudinea mișcării, apreciată ca deplasarea maximă față de poziția de echilibru (referință).

Viteza și accelerația mișcării sunt:

(5.2)

(5.3)

în care prin Vv și Av au fost notate, amplitudinile vitezei și, respectiv, accelerației.

Pentru cazul vibrației armonice, viteza și accelerația mișcării rezultă de asemenea armonice, cu aceeași pulsație (perioadă, frecvență) ca și deplasarea, dar defazate cu radiani și, respectiv, cu radiani.

Deși multe din vibrațiile sistemelor fizice reale sunt periodice, foarte puține sunt armonice pure. Caracterizarea unei astfel de mișcări numai prin intermediul amplitudinii și a pulsației nu este suficientă, impunîndu-se considerarea și a unor mărimi legate de desfășurarea procesului pe parcursul unei perioade. Au fost astfel introduse două mărimi medii: valoarea medie absolută (aritmetică) XA și valoarea eficace Xef (valoarea mediei pătratice Xbms), definite prin relațiile:

(5.4)

(5.5)

Considerând un sistem elastic cu un grad de libertate, liniar, cu rigiditatea k, energia elastică acumulată sub formă de energie potențială de deformație, într-o perioadă, este:

(5.6)

integrala fiind deci o mărime proporțională cu energia acumulată într-o perioadă; prin raportare la valoarea perioadei se obține puterea medie pentru o perioadă.

Valoarea medie aritmetică XA, neavând o semnificație fizică deosebită, este puțin utilizată practic, în timp ce valoarea eficace Xef, fiind proporțională cu puterea vibrației, capătă o importanță majoră, fiind un parametru de largă utilizare.

Pentru aprecierea formei mișcării vibratorii periodice se utilizează factorul | de formă Ff și factorul de vârf Fv , definite prin relațiile:

Pentru cazul mișcării armonice pure și .

Pentru a aprecia atât efectul vibrației periodice asupra ansamblului sistemului mecanic, cât și măsurile care se impun pentru atenuarea fenomenului, pe lângă cunoașterea parametrilor definiți anterior (perioada, amplitudinea, factorul de formă și factorul de vârf) este în mod deosebit necesară precizarea conținutului în frecvențe, care se realizează prin metoda analizei în frecvență.

În baza teoremei lui Fourier și în condițiile respectării condițiilor lui Dirichlet [77], vibrațiile deterministe periodice pot fi privite ca o sumă (finită sau infinită) de mișcări armonice, cu pulsațiile multipli ai unei pulsații fundamentale , unde T este perioada mișcării:

(5.7)

Practic, în sumele din relația (5.7) se consideră numai un număr finit de termeni, funcție de precizia dorită. Astfel, înregistrând accelerația mișcării unui piston de la un mecanism bielă-manivelă, se obține diagrama reprezentată cu linie plină în figura 5.2.

Analizând mișcarea pistonului (fig. 5.3), se obține:

(5.8)

Deoarece practic X < 0,3, se pot considera numai primii doi termeni ai sumei, obținându-se pentru accelerație ecuația

(5.9)

Vibrații aleatorii

În cazul vibrațiilor aleatorii mișcarea este ciclică, neregulată, fără a se repeta în timp (fig. 5.4).

Figura 5.4

Pentru a obține o reprezentare completă a vibrației aleatorie, aceasta trebuie urmărită pe toată durata desfășurării fenomenului, teoretic un timp infinit, ceea ce evident este imposibil. Practic se lucrează cu perioade de înregistrare finite, datele obținute în cursul unei înregistrări formând o realizare a procesului aleatoriu. Totalitatea realizărilor fenomenului, obținute în condiții identice, formează procesul aleatoriu. Deoarece acest mod de a descrie procesul aleatoriu necesită un timp extrem de lung, pentru caracterizarea vibrațiilor aleatorii se utilizează o serie de mărimi probabiliste.

5.2. ANALIZA VIBRAȚIILOR EMISE DE CĂTRE ELICE

Funcționarea elicei în curent neuniform este însoțită de apariția unor forțe hidrodinamice pe pală, variabile în timp odată cu rotirea ei. Reducerea acestora la axa de rotație a elicei, determină momentul de torsiune nestaționar preluat de motor, care excită linia de arbori la vibrații torsionate; reducându-le în raport cu axa verticală, rezultă un moment încovoietor care excită linia de arbori la vibrații de încovoiere în plan orizontal (vibrații laterale orizontale), iar reducerea lor la o axă orizontală din planul elicei determină momentul încovoietor care excită vibrațiile de încovoiere în plan vertical (vibrații laterale verticale) ale liniei de arbori.

Reacțiunile introduse în lagăre de momentele încovoietoare excitatoare vor fi nestaționare și, preluate de structura navei, constituie excitații numite forțe de lagăr, care amorsează vibrații generale sau locale.

În plus, diferența de presiune de pe palele elicei, variabilă în timp, odată cu rotirea palei în siaj, induce pe suprafața corpului navei, în zona în care este amplasată elicea (bolta pupa), presiuni fluctuante care însumate pe suprafața corpului produc forțe hidrodinamice nestaționare numite forțe de suprafață. Ele amorsează vibrația corpului, sau, transmise prin structură, constituie excitații secundare pentru elementele corpului, generând vibrații locale.

Pentru calculul răspunsului elementelor elastice sub acțiunea excitațiilor induse de funcționarea elicei, trebuie determinați parametrii (amplitudine, frecvență, fază), ce definesc variația în timp a mărimilor considerate excitatoare pentru sistemul navă – instalație de propulsie. În acest sens, se pornește de la definirea, prin siaj, a curentului neuniform din pupa, determinant pentru regimul nestaționar de funcționare a elicei. Siajul poate fi modelat prin funcții trigonometrice rezultând din dezvoltarea funcțiilor armonice ale coeficienților de siaj axial, wa și tangențial wt , înregistrați în urma măsurătorilor făcute pe modelul navei, în bazin. Rezultă că forțele hidrodinamice de excitație vor fi tot funcții armonice și ele trebuie determinate pentru calculul răspunsului sistemului elastic excitat.

Modul în care apar și se transmit forțele de excitație generate de elice este prezentat în figura 5.5, unde forțele F1 și F2 sunt forțe de suprafață, iar F3 și F4 apar din încărcarea hidrodinamică nestaționară a palelor și se transmit corpului sub formă de forțe de lagăr, nestaționare.

Figura 5.5 Forțele nestaționare generate de funcționarea elicei în siaj

Analiza vibrațiilor induse de funcționarea propulsorului implică două faze:

Determinarea forțelor hidrodinamice nestaționare care constituie excitații pentru navă sau elementele ei, forțe induse de funcționarea elicei în siaj, aceasta fiind o problemă de hidrodinamică;

Analiza dinamicii structurii mecanice (corp, linie de arbori) excitate, în vederea determinării răspunsului dinamic, care se compară cu valori admisibile prevăzute de norme, problema fiind de analiză structurală.

În condițiile în care la navele moderne specializate (pasagere, tancuri, port-containere rapide) cresc puterile instalate, crește și amplitudinea excitațiilor introduse de funcționarea elicei și, ca urmare, nivelul vibrațiilor și zgomotului la bord poate depăși limitele admise. Măsurători făcute în cadrul Societății Det Norske Veritas (D.N.V.), au arătat că cca. 50% din navele construite au vibrații al căror nivel depășește limitele admise pentru asigurarea confortului personalului navigant (amplitudinea vitezei vibrațiilor v >7 mm/s), pe 15% din ele apar vibrații excesive la pupa și la suprastructură, iar pe restul navelor s-au constatat vibrații locale ale elementelor corpului sau ale mașinilor și aparatelor fixate pe corp. În urma analizei făcute s-a ajuns la concluzia că pentru peste 80% din nave s-au constatat probleme de vibrații, generate de funcționarea elicei prin forțele de excitație introduse, care sunt:

Forțe de lagăr produse de reacțiuni nestaționare induse de linia de arbori sub acțiunea forțelor hidrodinamice nestaționare din palele elicei.

Forțe de suprafață transmise învelișului navei prin presiunile fluctuante radiate în lichid de funcționarea elicei.

Este foarte important de a avea posibilitatea prognozării nivelului vibrațiilor și zgomotelor la bord în faza inițială de proiectare a navei, deoarece după definitivarea proiectului și validarea performanțelor navei prin probe de bazin, corectarea soluțiilor adoptate în vederea diminuării vibrațiilor se face cu riscul alterării altor performanțe ale navei. În acest sens, rezultatele cercetărilor teoretice și experimentale, susținute de măsurători efectuate pe modele și la natură au permis elaborarea unor metode practice, utile proiectantului, pentru prognoza nivelului de vibrații înaintea finalizării proiectului navei.

Excitațiile introduse de funcționarea mașinilor principale pot fi cunoscute prin informațiile date de constructor și se pot controla prin măsuri adecvate de echilibrare, realizate tot de constructorul mașinii, arhitectul naval având de ales mașina cu forțe și momente dezechilibrate minime (indice PRUminim) pe care trebuie să o amplaseze astfel încât efectul forțelor sau momentelor care au rămas neechilibrate să fie redus (mașina se va amplasa în nod dacă motorul are o forță excitatoare neechilibrată și în ventru dacă există moment excitator neechilibrat).

Excitațiile de natură hidrodinamică introduse de impactul corpului cu valurile sau de pulsațiile de presiune transmise pe bolta pupa de elice sunt mai greu de determinat, ele necesitând metode hidrodinamice complexe care modelează interacțiunea între mișcarea corpului și a valurilor în cazul whipping-ului sau definirea câmpului de presiuni indus de funcționarea elicei în siaj.

5.3. NOȚIUNI FUNDAMENTALE PRIVIND TRADUCTOARELE DE VIBRAȚII

Vibrațiile sunt fenomene dinamice care iau naștere în medii elastice sau cvasielastice, datorită unei excitații locale, care se manifestă prin propagarea acesteia în interiorul mediului sub forma unor oscilații (unde) elastice.

Oscilația reprezintă fenomenul în cursul căruia se transformă periodic, revesibil sau parțial reversibil, o energie dintr-o formă în alta.

Unda este rezultatul propagării oscilaților într-un mediu elastic, adică evoluția în timp și repartiția în spațiu a mărimilor ce caracterizează oscilația.

Excitația inițială se consideră locală dacă cel puțin una dintre dimensiunile geometrice ale mediului este suficient de mare.

În funcție de dinamica fenomenului vibratoriu, vibrațiile pot fi:

Vibrații cu frecvențe de variație scăzute (mici) întâlnite în structuri mecanice, structuri din construcții și în cazul undelor seismice (cutremure).

Vibrații cu frecvențe mari de variație întâlnite în medii fluidice (aer, apă, soluții chimice etc).

Natura fizică a mediului determină modul în care se propagă oscilațiile. Într-un mediu solid se propagă atât undele longitudinale cât și cele transversale, iar într-un mediu fluid se propagă numai undele longitudinale. Ca urmare măsurarea vibrațiilor din mediile solide se face cu traductoare pentru mărimi cinematice vectoriale (deplasări, viteze, accelerații), iar pentru măsurarea vibrațiilor în medii fluide (unde sonore în aer) sunt necesare traductoare de presiune acustică, care este o mărime scalară.

În funcție de natura excitației pot fi nedorite (considerate perturbații funcționale) și perturbații dorite – cu parametrii bine determinați.

Din categoria perturbațiilor nedorite fac parte vibrațiile cu efecte nocive asupra echipamentelor industriale, iar evaluarea lor cantitativă constituie o condiție de funcționare sau nefuncționare a instalațiilor respective.

Vibrațiile dorite sunt generate pentru a fi utilizate în două scopuri:

pentru acționarea unor dispozitive cu funcționare vibratorie în industrie sau în aparatele electrocasnice;

pentru crearea condițiilor de încercare la vibrații a echipamentelor mecanice și electrice (în special a celor utilizate pe navele aeriene sau maritime).

Din cele prezentate rezultă că pentru punerea în evidență a efectelor vibrațiilor se utilizează traductoare în scopul următoarelor tipuri de măsurări:

măsurarea nivelelor de vibrații la ieșirea unui sistem, pentru a le compara cu nivelele standard admisibile;

măsurarea mărimilor de intrare în sistem (mărimi vibratorii de excitație) necesare întocmirii programelor de încărcări mecanice;

măsurarea simultană a ambelor mărimi vibratorii, de la intrarea și ieșirea sistemului în scopul determinării caracteristicilor acestuia.

În cele ce urmează se prezintă câteva aspecte referitoare la vibrațiile mecanice care au loc în echipamente și instalații industriale.

Aceste vibrații pot fi:

cu unul sau două grade de libertate, figura 5.6. (a și b);

de translație (verticale și orizontale) și de torsiune cu un singur grad de libertate (figura 5.6.c, 5.6.d, respectiv figura 5.6.e).

Figura 5.6. Sisteme oscilante

a) cu un grad de libertate; b) cu două grade de libertate; c) translație pe orizontală;

d) translație pe verticală; e) torsiune.

5.4. MĂRIMILE CARACTERISTICE ȘI UNITĂȚILE DE MĂSURĂ SPECIFICE

VIBRAȚIILOR

Indiferent de natura vibrațiilor, mărimile specifice acestora sunt: deplasarea liniară sau unghiulară, viteza, accelerația și frecvența. Se consideră, ca exemplu, sistemul oscilant cu un grad de libertate, din figura 5.6.a asupra căruia acționează o forță externă F(t). Legea de mișcare a masei m este dată de ecuația:

(5.10)

O ecuație de mișcare similară poate fi scrisă și în cazul vibrațiilor de torsiune (figura 5.6-e) la care deplasarea liniară x este înlocuită cu unghiul de rotație :

(5.11)

Mărimile și unitățile de măsură ce caracterizează sistemele oscilante, descrise prin cele două ecuații, sunt:

M – cuplul activ [N m];

J – moment de inerție a discului [Kg m2]

m – masă în mișcare [Kg]

c – coeficient de amortizare [N ∙ s/m]

k – coeficient de rigiditate (constanta elastică) [N∕m]

F – forța externă (de excitație) [N]

y – deplasare liniară [m]

φ – deplasare unghiulară [rad]

– viteză unghiulară [s-1]

– accelerație unghiulară [s-2]

ky – forța elastică [N]

– forța rezistentă (vâscoasă) [N]

– forța de inerție [N]

k – cuplul forțelor elastice [N∙m]

– cuplul forțelor rezistente [N∙m]

– cuplul forțelor de inerție [N∙m]

Ecuația (5.11) definește vibrațiile de torsiune. Vom arăta cum pot fi modelate și simulate vibrațiile de torsiune utilizând Matlab.

Modelarea și simularea poate fi făcută în Matlab în două moduri:

Utilizând limbajul de programare Matlab;

Utilizând mediul de modelare și simulare Simulink pe care îl pune la dispoziție Matlab.

Pentru studiul ecuației (5.11) am folosit ambele metode și am obținut rezultate identice. Am redenumit funcția necunoscută cu y.

Folosind limbajul de programare Matlab, am scris funcția cu semnătura:

function grafic(J,c,k,M,tmin,tmax,numef).

Funcția grafic:

– determină soluția ecuației diferențiale (5.11) cu condițiile inițiale y'(0)=2, y(0)=1;

– reprezintă graficul soluției pe intervalul ;

– scrie în fișierul numef și afișează în fereastra Command Window valorile soluției în punctele echidistante , în care .

Argumente de intrare:

J

c

k

M

[tmin,tmax] intervalul pe care se reprezinta graficul solutiei

numef: numele fisierului in care se memoreaza valorile solutiei ecuatiei (5.11) în punctele din intervalul .

Ecuația (5.11) este integrată cu condițiile inițiale: și .

Functia nu are argumente de ieșire.

Codul funcției este prezentat mai jos

% Functia grafic

% – determina solutia ecuatiei diferentiale 5.11

% cu conditiile initiale y'(0)=2, y(0)=1

% – reprezinta graficul solutiei pe intervalul [tmin,tmax]

% – scrie in fisierul numef valorile solutiei in punctele

% echidistante tk=tmin+k*0.1

%

% Argumente de intrare:

% J

% c

% k

% M

% [tmin,tmax] intervalul pe care se reprezinta graficul solutiei

% numef: numele fisierului in care se memoreaza valorile

% solutiei ecuatiei 5.11 in punctele tk din [tmin,tmax]

%

% Functia nu are argumente de iesire

%

function grafic(J,c,k,M,tmin,tmax,numef)

fprintf(' J = %f kg*m^2 \n',J);

fprintf(' c = %f N*S/m \n',c);

fprintf(' k = %f N/m \n',k);

fprintf(' M = %f N*m \n',M);

syms y

y=k*y-M;

Dy=c*diff(y);

D2y=J*diff(y,2);

y(t)=dsolve('D2y+Dy+y=0','Dy(0)=2','y(0)=1');

mesaj=[' Solutia ecuatiei este : '];

disp(mesaj);

disp(y);

pause;

hold on;

axis([tmin,tmax,-50,50]);

ezplot(y(t),[tmin,tmax]);

grid on;

df=fopen(numef,'wt');

if df ~= -1

mesaj=[' Fisierul ',numef,' a fost creat '];

disp(mesaj);

for tk=tmin:0.1:tmax

yt=subs(y(t),{t},{tk});

fprintf(' y(%f) = %f \n',tk,yt);

fprintf(df,' y(%f) = %f \n',tk,yt);

end

fclose(df);

else

mesaj=[' Eroare creare fisier ',numef];

disp(mesaj);

end

end

Un exemplu de rulare pentru valorile , , , , , și identificatorul fișierului date, este prezentat mai jos:

>> grafic(1,1,1,1,0,5,'date')

J = 1527.0000 kg*m^2

c = 50.000000 N*S/m

k = 10.000000 N/m

M = 11530000.000000 N*m

Solutia ecuatiei este :

exp(-t/2)*cos((3^(1/2)*t)/2) + (5*3^(1/2)*exp(-t/2)*sin((3^(1/2)*t)/2))/3

symbolic function inputs: t

Fisierul date a fost creat

y(0.000000) = 1.000000

y(0.100000) = 1.185175

y(0.200000) = 1.341459

y(0.300000) = 1.470115

y(0.400000) = 1.572550

y(0.500000) = 1.650285

y(0.600000) = 1.704931

y(0.700000) = 1.738165

y(0.800000) = 1.751710

y(0.900000) = 1.747310

y(1.000000) = 1.726715

y(1.100000) = 1.691661

y(1.200000) = 1.643858

y(1.300000) = 1.584974

y(1.400000) = 1.516623

y(1.500000) = 1.440356

y(1.600000) = 1.357652

y(1.700000) = 1.269908

y(1.800000) = 1.178440

y(1.900000) = 1.084472

y(2.000000) = 0.989134

y(2.100000) = 0.893463

y(2.200000) = 0.798402

y(2.300000) = 0.704795

y(2.400000) = 0.613395

y(2.500000) = 0.524860

y(2.600000) = 0.439760

y(2.700000) = 0.358577

y(2.800000) = 0.281710

y(2.900000) = 0.209479

y(3.000000) = 0.142131

y(3.100000) = 0.079839

y(3.200000) = 0.022717

y(3.300000) = -0.029186

y(3.400000) = -0.075872

y(3.500000) = -0.117393

y(3.600000) = -0.153848

y(3.700000) = -0.185370

y(3.800000) = -0.212130

y(3.900000) = -0.234326

y(4.000000) = -0.252183

y(4.100000) = -0.265942

y(4.200000) = -0.275863

y(4.300000) = -0.282217

y(4.400000) = -0.285282

y(4.500000) = -0.285344

y(4.600000) = -0.282687

y(4.700000) = -0.277594

y(4.800000) = -0.270347

y(4.900000) = -0.261219

y(5.000000) = -0.250475

Graficul soluției ecuației (5.11) este prezentat în figura (5.7):

Figura 5.7. Reprezentarea grafică a soluției ecuației (5.11)

Conținutul fișierului date este:

>> type date

y(0.000000) = 1.000000

y(0.100000) = 1.185175

y(0.200000) = 1.341459

y(0.300000) = 1.470115

y(0.400000) = 1.572550

y(0.500000) = 1.650285

y(0.600000) = 1.704931

y(0.700000) = 1.738165

y(0.800000) = 1.751710

y(0.900000) = 1.747310

y(1.000000) = 1.726715

y(1.100000) = 1.691661

y(1.200000) = 1.643858

y(1.300000) = 1.584974

y(1.400000) = 1.516623

y(1.500000) = 1.440356

y(1.600000) = 1.357652

y(1.700000) = 1.269908

y(1.800000) = 1.178440

y(1.900000) = 1.084472

y(2.000000) = 0.989134

y(2.100000) = 0.893463

y(2.200000) = 0.798402

y(2.300000) = 0.704795

y(2.400000) = 0.613395

y(2.500000) = 0.524860

y(2.600000) = 0.439760

y(2.700000) = 0.358577

y(2.800000) = 0.281710

y(2.900000) = 0.209479

y(3.000000) = 0.142131

y(3.100000) = 0.079839

y(3.200000) = 0.022717

y(3.300000) = -0.029186

y(3.400000) = -0.075872

y(3.500000) = -0.117393

y(3.600000) = -0.153848

y(3.700000) = -0.185370

y(3.800000) = -0.212130

y(3.900000) = -0.234326

y(4.000000) = -0.252183

y(4.100000) = -0.265942

y(4.200000) = -0.275863

y(4.300000) = -0.282217

y(4.400000) = -0.285282

y(4.500000) = -0.285344

y(4.600000) = -0.282687

y(4.700000) = -0.277594

y(4.800000) = -0.270347

y(4.900000) = -0.261219

y(5.000000) = -0.250475

Utilizând mediul de modelare și simulare Simulink pe care îl pune la dispoziție Matlab am construit modelul asociat ecuației (5.11) pentru valorile: , , , , , . Ecuația (5.11) este integrată cu condițiile inițiale: și .

Modelul obținut este cel din figura (5.8.):

Figura 5.8. Modelul asociat ecuației (5.11)

Rezultatul simulării este reprezentarea grafică a soluției ecuației (5.11) din figura (5.9.):

Figura 5.9. Rezultatul simulării modelului asociat ecuației (5.11)

Din analiza reprezentărilor grafice din figurile (5.8) și (5.9.) rezultă că cele două metode de modelare și simulare conduc la aceleași rezultate.

Pentru o vibrație sinusoidală ecuația ce descrie mișcarea punctului material este:

(5.12)

unde:

Xv este valoarea maximă (de vârf) a deplasării x,

= 2f – pulsația.

Viteza și accelerația se pot exprima prin relațiile:

; (5.13)

; (5.14)

în care:

Vv și Av reprezintă valorile de vârf ale vitezei și accelerației

Observație:

Vibrațiile nearmonice (complexe) întâlnite cel mai des în practică se pot analiza prin înregistrarea spectrelor care pun în evidență frecvențele și amplitudinile componentelor.

În funcție de tipul vibrației și scopul urmărit, traductoarele pot converti: valori instantanee ; valori de vârf ; valori medii sau valori eficace.

Dacă vibrația este armonică, este suficient să se măsoare frecvența și una din mărimile menționate (mai sus), iar celelalte mărimi rezultă prin calcul utilizând relațiile (5.13) și (5.14).

Amplitudinea vibrației dă informații asupra jocurilor (radiale, axiale) existente în mașini în special asupra jocurilor din piesele care vibrează (jocuri în lagăre, articulații etc). Traductoarele de deplasare sunt preferate numai pentru măsurarea amplitudinilor mari specifice vibrațiilor de joasă frecvență.

Accelerația vibrației dă informații asupra forțelor care solicită mașina (instalația) sau materialul. Măsurarea accelerațiilor se face în special atunci când este necesară evidențierea vibrațiilor de înaltă frecvență.

Viteza este factorul fizic de care depinde zgomotul produs de mediul care vibrează și se măsoară cu traductoare de presiune acustică.

O informație globală privind nivelul semnalului se obține prin determinarea valorii medii absolute xm și a valorii eficace xef utilizând relațiile:

; ; (5.15)

5.6. PRINCIPII DE REALIZARE A TRADUCTOARELOR DE VIBRAȚII

Structura unui traductor de vibrații este prezentată în figura 5.10., unde se observă că elementul sensibil la vibrații (ESV) generează la ieșire tot o mărime de natură mecanică (deplasarea sau forță). Ca urmare, pentru obținerea unui semnal electric care să fie prelucrat (calibrat) de adaptor, este necesar un convertor intermediar care să transforme mărimea mecanică într-o mărime electrică.

Figura 5.10. Structura unui traductor de vibrații

Aceste convertoare au caracteristici similare elementelor sensibile ale traductoarelor de deplasare sau de forță. Separarea ESV de convertorul intermediar (CI) are numai un caracter funcțional, deoarece sub raport constructiv cele două elemente formează o singură unitate constructivă.

Elemente sensibile pentru traductoare de vibrații (ESV)

Elementele sensibile pentru detectarea vibrațiilor liniare sunt de tip inerțial (cu masă seismică) prezentate în figura 5.11. Un ESV are în componență un sistem oscilant cu un singur grad de libertate, montat în interiorul unei carcase. Mișcarea este amortizată proporțional cu viteza. Având în vedere că vibrațiile sunt caracteristice corpurilor în mișcare, analiza funcționării elementului sensibil este atribuită regimului dinamic.

Figura 5.11. ESV de tip inerțial pentru vibrații liniare

La apariția deplasării x(t) a carcasei (fixată rigid pe suportul ale cărui caracteristici vibratorii doresc a fi analizate) generată de forța de inerție F aplicată corpului mobil de masă m, aceasta se va deplasa pe o direcție y paralelă cu axa x, după o lege exprimată prin ecuația:

(5.16)

În carcasa se află convertorul intermediar (C.I.), care transformă deplasarea y(t) sau forța dinamică într-un semnal electric. Convertorul intermediar poate fi de tip parametric sau de tip generator.

În cazul vibrațiilor de torsiune ecuația de funcționare este:

(5.17)

în care

J – momentul de inerție al masei față de centrul său de greutate;

c și k – factor de amortizare, respectiv de rigiditate unghiulară;

r – distanța între centrul de greutate și punctul de aplicare al forței F care generează cuplul de torsiune (Fr),

– unghiul de rotație al arborelui.

Din ecuațiile (5.16) și (5.17) se observă că vibrațiile liniare sunt descrise prin ecuații de forțe, iar vibrațiile de torsiune sunt descrise prin ecuații de momente. Pentru analiza comportării dinamice a elementului sensibil, destinat vibrațiilor liniare, este necesară rezolvarea ecuației (5.16). În rezolvarea acestei ecuații se pot distinge trei situații specifice:

Se consideră m – foarte mare, c și k fiind neglijabile (amortizare și resort slab).

În aceste condiții ecuația (5.16) devine:

, deci: y = – x (5.18)

În acest caz, masa m nu urmărește mișcarea carcasei, ci rămâne fixă în spațiul din interiorul carcasei, carcasa deplasându-se față de m. Deci elementul sensibil la vibrații este utilizabil pentru măsurarea deplasării x(t).

Amortizarea este puternică (c – foarte mare), m și k fiind neglijabile. În această situație ecuația (5.16) devine:

, deci: (5.19)

Rezultă că deplasarea y este proporțională cu viteza de măsurat, adică ESV este utilizat la măsurarea vitezei .

Resortul este foarte rigid (k – foarte mare), iar m și c fiind neglijabile.

Similar se obține:

; deci: (5.20)

În această situație rezultă că deplasarea masei este proporțională cu accelerația de măsurat, ESV fiind utilizat la măsurarea accelerației imprimate carcasei.

Analiza făcută asupra modului de rezolvare în domeniul timp a ecuației (5.6) este doar calitativă, deoarece ea nu arată dependența soluțiilor obținute de caracterul excitației (de natura vibrațiilor).

Pentru a pune în evidență comportarea sistemului inerțial în funcție de excitația la care este supus, trebuie făcută analiza în domeniul frecvenței, determinând funcția de transfer H(s) și tipul de excitație. Pentru deducerea funcției de transfer se aplică ecuației (5.6) transformata directă Laplace și rezultă:

(5.21)

Utilizând notațiile:

; și ; (5.22)

din (5.21) se obține:

(5.23)

Considerând excitația armonică: și trecând în domeniul frecvenței (cu transformata Fourier) reultă răspunsul la frecvență:

; (5.24)

cu notația:

, răspunsul la frecvență devine:

(5.25)

Exprimând răspunsul la frecvență prin modulul și argumentul său se obțin relațiile:

(5.26)

unde:

și (5.27)

Se reprezintă grafic relațiile (5.27) astfel: modulul răspunsului la frecvență (amplificarea: în figura 5.12.a, iar faza: în figura 5.12.b .

Figura 5.12 Reprezentarea răspunsului la frecvență prin amplificare și fază

a) – dependența ; b) – dependența

Concluziile care se pot trage din reprezentările grafice ale răspunsului la frecvență sunt:

Pentru excitații cu pulsații mari, 0 (corespunzătoare zonei III din figura 5.12.a) se observă că X Y, iar 180, adică masa și suportul vibrează în opoziție de fază. Dacă C.I. este utilizat ca traductor de deplasare, sistemul seismic funcționează ca vibrometru. Condiția 0 se realizează printr-o suspensie moale, care determină o deplasare relativă mare a masei seismice la frecvențe joase. Deci elementele sensibile seismice de deplasare trebuie să aibă gabarit și dimensiuni relativ mari.

Pentru excitații cu pulsații 0 (corespunzătoare zonei I), relația (5.24) devine:

, adică: (5.28)

Se observă că amplitudinea Y este proporțională cu accelerația vibrației. În acest caz elementul sensibil (ESV) lucrează în regim de accelerometru seismic. Ca urmare, suspensia este rigidă și greutatea totală mică.

Observație:

Dacă mișcarea vibratorie nu este sinusoidală (caz foarte des întâlnit) răspunsul elementului sensibil la diferite componente spectrale este diferit, apărând distorsiuni. Ca urmare, se limitează zonele de frecvență în care poate lucra ESV, astfel încât distorsiunile să nu depășească un prag admisibil.

O concluzie generală arată că distorsiunile de amplitudine impun o frecvență limită inferioară de lucru a ESV pentru vibrații, cât și o frecvență limită superioară a ESV pentru accelerații.

La măsurarea șocurilor se impune a atenție deosebită deoarece spectrul de frecvență este foarte larg și se impune efectuarea unor corecții.

Amortizarea optimă la un ESV se obține pentru ξ = 0.7, situație în care distorsiunile de fază sunt foarte mici, iar cele de amplitudine sunt sub 5% – pentru pulsații mergând până la ω = 0,58 0.

Convertoare intermediare asociate elementelor sensibile pentru conversia în semnal electric

Convertoarele intermediare pot fi de tip parametric sau de tip generator. În cele ce urmează se prezintă câteva tipuri de convertoarele intermediare parametrice.

Convertoarele intermediare rezistive

Sunt realizate cu mărci tensiometrice (MT) fixate pe arcul elastic sau pe alt element elastic influențat de masa vibrantă, figura 5.13. Pe lamelă elastică (L), prinsă rigid de carcasă și de masa m, este fixată marca tensiometrică (MT) care își modifică rezistența prin deformarea generată de mișcarea vibratorie.

Convertoarele intermediare capacitive

Au structura funcțională prezentată în figura 5.14. Datorită preciziei reduse, acestea se utilizează mai ales pentru măsurări relative. Prin deplasarea masei m se deplasează și armătura mobilă (AM) față de armătura fixă (AF) a condensatorului C. Utilizând o schemă de măsurare adecvată, capacitatea C(y) se determină comod, obținându-se informații utile referitoare la caracteristicile vibrației.

Convertoarele intermediare inductive

Funcționează pe principiul modificării inductanței unei bobine prin deplasarea unui miez mobil (Fig. 5.15.a) sau modificarea întrefierului între masa seismică și bobină, (Fig. 5.15.b).

Fig. 5.15. Convertoare intermediare inductive:

a) cu miez mobil; b) cu întrefier variabil

Convertoare intermediare electromagnetice.

Acest tip de convertoare sunt folosite pentru măsurarea vibrațiilor liniare. Funcționarea acestora se bazează pe fenomenul de generare a t.e.m. într-un conductor care se deplasează cu viteza v perpendicular pe liniile de câmp magnetic de inducție B:

u = – Blv; (5.29)

unde u(t) este proporțională cu viteza de vibrație și este suficient de mare, astfel încât nu sunt necesare amplificatoare performante (figura 5.16.a ).

Figura 5.16.

a) Convertor intermediar electromagnetic

b) Schema de principiu a unui convertor intermediar piezoelectric

Convertoare intermediare piezoelectrice.

Fenomenul de piezoelectricitate constă în apariția unei polarizări electrice (sarcini electrice) pe suprafețele unui cristal, atunci când asupra acestuia acționează o forță F. Polarizarea este proporțională cu mărimea forței aplicate și își schimbă semnul (polaritatea) după sensul forței. Efectul piezoelectric se explică prin deformarea rețelei cristaline, fapt ce atrage după sine deteriorarea echilibrului electric stabilit între atomii care constituie rețeaua.

Dintre materialele cele mai utilizate (cu proprietăți piezoelectrice) două sunt reprezentative:

cuarțul – material natural piezoelectric;

titanatul de bariu – material ceramic cu proprietăți piezoelectrice;

Cristalul de cuarț prezintă din punct de vedere al fenomenului piezoelectric 3 axe (Fig. 5.17.a):

Ox – axa electrică, care la solicitare dă un efect piezoelectric longitudinal (Fig. 5.17.b);

Oy – axa mecanică, care generează un efect piezoelectric transversal (Fig. 5.17.c);

Oz – axa neutră (solicitările după axa z nu produc sarcini electrice).

În cazul solicitării cristalului pe direcția axei Ox, valoarea sarcinii totale este direct proporțională cu valoarea forței Fx și nu depinde de dimensiunile cristalului:

; (5.30)

Dacă cristalul de cuarț este solicitat cu forțele pe direcția axei Oy sarcina electrică totală depinde atât de valoarea forței cât și de dimensiunile cristalului:

; (5.31)

Aceste fenomene sunt ilustrate în figura 5.17 (b și c)

Figura 5.17. Structura cristalului de cuarț și efectele piezoelectrice:

a) Structura cristalului de cuarț; b) efect piezoelectric longitudinal;

c) efect piezoelectric transversal

Schema de principiu a unui convertor intermediar realizat cu element sensibil piezoelectric este prezentată în figura 5.17.b. Elementele piezoelectrice sunt rondele realizate din materiale piezoelectrice. Acestea sunt pretensionate între masa seismică (m) și corpul elementului sensibil. Mișcarea vibratorie x(t) deplasează masa seismică, dând naștere unei forțe F ce presează intermitent rondele piezoelectrice, care generează sarcina electrică proporțională cu accelerația.

Adaptoarele pentru traductoarele de vibrații se diferențiază în funcție de tipul convertorului intermediar, în adaptoare pentru convertoare parametrice și adaptoare pentru convertoare generatoare.

Adaptorul pentru elemente sensibile parametrice conține o schemă de măsurare de tip Wheatstone, dacă ES sunt rezistive (mărci tensometrice, mărci piezorezistive etc.) sau o schemă de tip punte Wien, Maxwell, dacă elementele sensibile sunt inductive sau capacitive. Tensiunile de dezechilibru din punte sunt amplificate și prelucrate ulterior în scopul obținerii semnalelor unificate.

Adaptoarele pentru convertoare intermediare generatoare (piezoelectrice) conțin preamplificatoare pentru a transforma impedanța de ieșire (de valoare mare) a convertorului intermediar într-o impedanță mai mică, convenabilă operației de măsurare, cât și pentru a amplifica semnalul de nivel mic generat de către detectorul piezoelectric.

5.6. PREZENTAREA MĂSURĂTORILOR LA BORDUL NAVEI

CONDIȚIE DE SARCINĂ 50%

ROTAȚIILE MOTORULUI PRINCIPAL 60 rot/min

CONDIȚIE DE SARCINĂ 75%

ROTAȚIILE MOTORULUI PRINCIPAL 90 rot/min

CONDIȚIE DE SARCINĂ 90%

ROTAȚIILE MOTORULUI PRINCIPAL 100 rot/min

CONDIȚIE DE SARCINĂ 100%

ROTAȚIILE MOTORULUI PRINCIPAL 114 rot/min

CAPITOLUL 6. CONCLUZII FINALE

Pentru buna funcționare a instalației trebuie avut în vedere ca instalația să fie exploatată corespunzător iar întreținerea să se facă conform normelor și la timp. Primul capitol face o scurtă trecere în revistă a principalelor norme fonice, umedo-termice și de vibrații. Măsurarea nivelului de zgomot se face în condiții normale de navigație în conformitate cu cerințele normelor, cu aparatură specială care măsoară fie nivelul mediu al presiunii acustice după curbele de pondere A, B, C, (fie spectrul presiunilor acustice în benzi de 1/1 octave sau mai înguste).

O sinteză a posibilităților de intervenție în faza de proiectare pentru controlul vibrațiilor și zgomotului la bord pe cele două componente se concretizează astfel:

pentru reducerea vibrațiilor: evitarea rezonanțelor, micșorarea forțelor de excitație, izolarea surselor vibratorii prin montarea de amortizori;

pentru reducerea zgomotului: atenuarea zgomotului transmis prin structură și aer, controlul surselor de zgomot.

Modificarea nivelului vibratoriu al diverselor componente ale sistemului de propulsie se traduce prin modificarea stării de funcționare normală. Diagnosticarea se face prin monitorizarea funcționării motorului, adică prin obținerea de informații referitoare la starea de funcționare a acestuia, prin intermediul unor aparate de măsura, în vederea asigurării controlului, supravegherii și întreținerii corecte. Starea tehnica de funcționare a unei instalații de la bordul navelor poate fi apreciată pe baza “simptomelor” pe care le manifestă în timpul funcționării: vibrații, zgomote, creșterea temperaturii lagărelor, variația temperaturii și presiunii în circuitul de răcire, etc.

Mentenanța predictivă reprezintă un salt calitativ superior intr-un sistem de mentenanță modern, indiferent de ramura industriei navale sau de specificul de producție, deoarece oferă toate informațiile necesare pentru:

depistarea din timp a apariției defecțiunilor;

localizarea acestora;

diagnosticarea defecțiunilor;

calculul duratei de funcționare în condiții de siguranță a instalației.

Principalele cauze ale apariției vibrațiilor la bordul navelor sunt:

defectarea lagărelor (liniilor de arbori, arborilor pompelor);

dezechilibrul dinamic;

descentrarea (liniilor de arbori);

temperatura ridicată pe lagăre dată de răcirea defectuoasă a acestora;

angrenaje defecte (în cadrul reductoarelor/inversoarelor);

cuplaje defecte(între motoare electrice și pompe, în cadrul liniilor de arbori);

rezonanța apărută fie din cauza proiectării greșite (nerespectarea condițiilor de proiectare a instalației de propulsie specificată în registrele de clasificație alegerea elicei cu numărul de pale care să dividă numărul de cilindrii ai motorului principal) fie nerespectarea tehnologiilor de lucru;

diverse defecte electrice apărute în sistemele de comandă ale instalațiilor;

curgerea fluidelor prin conductele instalațiilor;

vibrații apărute prin funcționarea elicei în regimuri nestaționare.

Ultimul capitol face o scurtă prezentare a mentenanței, conform accepțiunii japoneze, întreținerea poate fi grupată în:

întreținerea datorată apariției unor defecțiuni;

întreținerea preventivă;

întreținerea predictivă;

întreținerea productivă;

întreținerea total productivă.

Pentru studiul prezentei lucrări alegem să realizăm o mentenanță predictivă a motorului de la bord, și să optimizăm pe cât posibil procedeele pe care aceasta le presupune.

Întreținerea predictivă se bazează pe controlarea activă sau la intervale de timp date a unor moduri de manifestare a funcționării motoarelor în procesul de exploatare sau a unor parametri de lucru. Aceasta include:

măsurarea vibrațiilor;

măsurarea temperaturii;

controlul presiunilor și sarcinilor de lucru;

măsurarea uzării și dereglării subansamblelor componente;

gradul de corodare și erodare;

analize chimice (ulei);

ultrasunete.

Avantajele acestui tip de mentenanță sunt următoarele:

întreținerea se face doar în caz de necesitate.

stocuri mai mici de piese de schimb.

opririle sunt de durată mai mică decât la preventive și mai rare.

crește durata de utilizare a pieselor de schimb.

necesită personal de întreținere mai mic.

costuri mici după instalarea aparaturii.

prin măsurători se garantează precizia funcționării mașinii.

Dezavantajele acestui tip de mentenanță sunt următoarele:

necesită aparatură foarte scumpă (ex. analiza spectral de vibrații).

necesită personal cu înaltă calificare, pentru măsurători și implementare rezultatelor.

În cadrul capitolului patru am prezentat un sistem de monitorizare a funcționării motorului poate îndeplini mai multe funcții:

funcția de protecție (sau preventivă), cu cele trei aspecte ale sale: supraveghere, alarmare și oprire automată a funcționării, dacă starea sistemului tehnic o impune;

analiza și diagnosticarea, care conduc la depistarea cauzelor generatoare de defecte;

predicție.

Astfel, informațiile prelevate pot fi canalizate de la simpla supraveghere la predicție, adică stabilirea unei soluții de intervenție care poate preveni și elimina defecțiunile.

Întrucât monitorizarea reprezintă un nivel superior în evoluția sistemelor de control și supraveghere, distingem următoarea ierarhizare a acestor sisteme:

funcționarea până la defectare: este specifică sistemelor tehnice cu un preț redus și care sunt, de obicei dublate; întreruperile în funcționare sunt insignifiante, iar timpul afectat este scurt; în acest caz, măsurarea vibrațiilor reprezintă un mod de verificare a calității reparației; în acest tip de monitorizare, se indică apariția unei defecțiuni prin semnalizarea post-factum (după apariția defecțiunii);

monitorizare preventivă: este indicată sistemelor tehnice complexe, a căror întreținere se caracterizează prin efectuarea periodică de revizii, la intervale de timp stabilite prelucrând statistic evoluția unui eșantion de sisteme tehnice identice; monitorizarea, periodică sau continuă, va fi va fi dirijată către elementele componente a căror defectare are consecințe asupra funcționării întregului sistem;

monitorizarea predictivă: se recomandă sistemelor tehnice cu funcționare continuă, pentru care întreruperile accidentale au caracteristici economice sau tehnice grave; urmărirea intermitentă, periodică sau continuă, a informațiilor referitoare la starea de funcționare permite predicția evoluției ulterioare a sistemului.

La nivelul tehnicii actuale, care descrie starea de funcționare a unui motor, în domeniul vibrodiagnozei. Astfel se poate urmării motorul în două direcții:

nivelul global în cadrul căreia se urmărește starea de sănătate a motorului;

analiza spectrală în cadrul căreia se acționează pentru localizarea și aflarea cauzei apariției defectului.

Pentru o mai bună eficiență în exploatare se folosesc și sistemele de monitorizare-supraveghere continuă a condiției instalației formate de regulă din: senzori de vibrație, de deplasare și module de condiționare a semnalului.

BIBLIOGRAFIE

Ceangă, V., Mocanu, C., Teodorescu C., Dinamica sistemelor de propulsie, Editura Didactică și Pedagogică, 2003;

Dragalina Alexandru – Motoare cu ardere internă , vol I, II și III, Ed. Academiei navale „Mircea cel Bătrân”, Constanța, 2003, 2004;

Popa Ionel, Instalații mecanice și hidropneumatice navale, Editura Muntenia 2005;

Popa Ionel, Popa Adrian, Dinamica sistemelor de propulsie, Editura Academiei Navale Mircea cel Bătrân, 2010;

Pruiu A., Uzunov Ghe. s.a., Manualul ofițerului mecanic maritim, vol I și II, Ed.Tehnică, Bucuresti, 1998;

Pruiu A. Instalații Energetice Navale, Editura “Muntenia & Leda“,Constanța, 2001;

Rusu D., Popa I. – Exploatarea și întreținerea instalației de propulsie a navei, Editura Militară, București, 1995;

Vasiliu Paul., Modelare și simulare, Ed. ANMB, Constanța 2013;

Viorel Maier – Mecanica și Construcția Navei vol I,II,III, Editura Tenică , București,1985;

*** – Documentația de la bordul navei tanc de 20.000 tdw ;

UNCTAD Review of Maritime Transport, various issues, anii 2006-2013, apariția 2013;

Tankers – Propulsion Trends in Tankers, anul 2013, Firma MAN B&W;

SEMME 3103 – Maintaining marine propulsion systems;

Guangzhou Wenchong Shipyard Contracts Deltamarin to Design 28k DWT Bulk Carrier

http://www.marinetraffic.com/

http://cadcam.autoship.com/cadproductsservices/autopower/autopower.htm;

http://www.mandieselturbo.com/0000722/Products/Power-Plant-Engines.html

http://www.fornaes.dk/english/gearboxes.php;

www.iacs.org.uk;

http://www.targettrainingcentre.nl/news/special/

http://www.ngship.com/en/project/maritime-traffic-and-economic-analysis

http://hyperphysics.phy-astr.gsu.edu/hbase/thermo/

www.wartsila.com

http://www.lngworldnews.com/wartsila-secures-lng-propulsion-order-for-two-harvey-gulf-osvs-usa/

http://www.shiplink.info;

http://www.contabilizat.ro/file/cursuri_de_perfectionare;

http://www.omtr.pub.ro/didactic/fsm/fsm07.pdf;

http://users.utcluj.ro/~csmartis/MSI/curs_MSI_2.pdf;

https://www.anmb.ro/buletinstiintific/buletine/2015_Issue1/NMS/13-17.pdf

https://www.anmb.ro/buletinstiintific/buletine/2014_Issue2/FCS/112-114.pdf

https://www.anmb.ro/buletinstiintific/buletine/2015_Issue1/MES/249-257.pdf