WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

   Добро пожаловать!


На правах рукописи

Николаев Николай Иванович

ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ЭКСПЛУАТАЦИИ СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ НА ОСНОВЕ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ СИСТЕМЫ ВОЗДУХОСНАБЖЕНИЯ

Специальность 05.08.05 – Судовые энергетические установки и их элементы (главные и вспомогательные)

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Санкт-Петербург – 2012

Работа выполнена в ФГБОУ ВПО «Санкт-Петербургский государственный морской технический университет» и ФГБОУ ВПО «Государственный морской университет имени адмирала Ф.Ф.Ушакова» (г. Новороссийск.

Официальные оппоненты:

- Гаврилов Владимир Васильевич, д.т.н., профессор, профессор кафедры Теория и конструкция судовых двигателей внутреннего сгорания СанктПетербургский государственный университет водных коммуникаций;

- Мышинский Эрнст Леонидович, д.т.н., профессор, главный научный сотрудник ГНЦ РФ Центральный научно-исследовательский институт имени академика А.Н.Крылова:

- Рассохин Виктор Александрович, д.т.н., профессор, зав. кафедрой Турбинные двигатели и установки, Санкт-Петербургский государственный политехнический университет.

Ведущая организация: ЗАО Центральный научно-исследовательский и проектно-конструкторский институт морского флота.

Защита диссертации состоится «_26_» ___ноября__2012 года в _14__ часов на заседании диссертационного совета Д 212.228.03 при СанктПетербургском государственном морском техническом университете по адресу: 190008, г. Санкт-Петербург, ул. Лоцманская, 3, СПбГМТУ, ауд. А313.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Санкт-Петербургского государственного морского технического университета.

Отзывы на автореферат диссертации в двух экземплярах с подписями, заверенными печатью организации, направлять ученому секретарю совета.

Автореферат диссертации разослан « » 2012 года.

Ученый секретарь диссертационного совета доктор технических наук, профессор Сеньков А.П.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. В Морской доктрине на период до 2020г., Концепции судоходной политики и федеральной программе развития гражданского судостроения Российской Федерации предусматривается развитие морского флота, увеличение его эффективности и конкурентоспособности.

На судах морского и речного флота различного назначения в качестве главных и вспомогательных дизелей применяются дизели с турбонаддувом.

Для обеспечения высоких технико-экономических показателей совместной работы судовых дизелей и системы воздухоснабжения необходимо повышение эффективности, как самих дизелей, так и элементов системы воздухоснабжения. В настоящее время в качестве агрегатов наддува судовых малооборотных и среднеоборотных дизелей наибольшее распространение получили турбокомпрессоры (ТК) отечественных производителей (Брянского машиностроительного завода, специального конструкторского бюро турбонагнетателей (г. Пенза) и др.) и зарубежных производителей (АВВ, МАN Diesel&Turbo и др.).

Повышение цен на топливо и масла, эксплуатация судов на режимах, значительно отличающихся от номинальной нагрузки, наличие большого количества судов старой постройки, экологические требования, конкурентная борьба между производителями дизелей и ТК за рынки сбыта требуют дальнейшего совершенства ТК как на стадии проектирования, изготовления, так и в эксплуатации. При развитии производства дизелей и ТК за последние годы основное внимание сконцентрировано на следующих направлениях: повышение мощности, снимаемой с агрегата; уменьшение расхода топлива на установку; улучшение совместной работы дизеля и ТК при эксплуатации на частичных нагрузках; согласование характеристик дизеля и ТК; обеспечение возможности работы на тяжелом топливе все более низкого качества; увеличение КПД и степени повышения давления ТК;

улучшение экологической безопасности.

Анализ результатов эксплуатации систем воздухоснабжения судовых дизелей показывает, что работа дизеля на переменных режимах, изменение технического состояния дизеля и ТК в процессе эксплуатации, аварии ТК приводят к заметным изменениям их технико-экономических характеристик:

снижается эффективность и надежность эксплуатации как дизеля, так и ТК. В условиях, когда низкая эффективность эксплуатации ТК и, как следствие, дизеля приводит к значительным затратам судовладельцев (на топливо, ремонт ТК и дизеля, потери ходового времени судна и т.д.), проблема повышения эффективности эксплуатации судовых дизелей на основе совершенствования элементов системы воздухоснабжения актуальна.

Диссертация посвящена решению важной научно-технической проблемы повышения эффективности судовых дизелей на основе совершенствования системы воздухоснабжения.

Объект исследования – система воздухоснабжения судовых дизелей.

Предмет исследования – совершенствование системы воздухоснабжения судовых дизелей.

Цель исследования заключается в решении комплексной проблемы совершенствования эксплуатации элементов системы воздухоснабжения судовых дизелей на основе численного моделирования, экспериментальных и расчетных исследований и разработки мероприятий по повышению эффективности системы воздухоснабжения и, как следствие, дизелей.

Достижение поставленной цели осуществляется путем решения следующих задач:

- проведение анализа проблем технической эксплуатации турбокомпрессоров судовых дизелей;

- разработка: стендов для исследования элементов турбокомпрессоров и их характеристик; методов исследования элементов системы воздухоснабжения на стендах и в условиях эксплуатации; комплекса математических моделей, методов управления потоком и снижения нагрузок в элементах системы воздухоснабжения судовых дизелей, обеспечивающих повышение их КПД, надежности;

- аэродинамические исследования на экспериментальных стендах турбокомпрессоров и совершенствование их элементов;

- проверка эффективности разработанных методик и моделей путем экспериментальных исследований на морских судах в эксплуатации.

Методы решения поставленных задач. В диссертации использованы методы экспериментального (аэродинамические, теплотехнические и вибрационные) и теоретического (численное моделирование, статистический анализ) исследования. Для решения поставленной цели и задач использованы: в математических моделях- фундаментальные уравнения газодинамики, численные методы конечных элементов и объемов (программные пакеты и комплексы SolidWorks, Fluent); в экспериментальных исследованиях -установки и приборы, обеспечивающие высокую точность измерений, достаточный объем выборок, их статистический анализ и обработка данных на ЭВМ с использованием средств пакета SSPS.

Научная новизна результатов исследований заключается в комплексном подходе к решению проблем расчета и эксплуатации элементов системы воздухоснабжения, основанном на:

- создании комплекса методов управления вторичными течениями в каналах лопаточных венцов, совершенствовании входных устройств турбин ТК, разработке математической модели и расчет входных устройств сложной формы турбин ТК;

- анализе процессов течения продуктов сгорания тяжелого топлива судового среднеоборотного двигателя (СОД) и износа элементов проточной части радиально-осевых (РОС) турбин ТК на основе расчета турбулентного течения двухкомпонентной рабочей среды; оценке влияния параметров двухкомпонентной рабочей среды на протекание процесса износа элементов проточной части РОС турбин ТК;

- получении обобщенных зависимостей основных параметров работы ТК СОД и малооборотных дизелей (МОД) от их нагрузки; разработке математической модели расчета ТК и методики согласования характеристик ТК и дизеля, обеспечивающей оптимальный выбор параметров ТК с учетом эксплуатационных факторов;

- создании и реализации математической модели комплекса «ТК– фундамент ТК–воздушный трубопровод», позволяющей исследовать влияние конструктивных параметров элементов системы воздухоснабжения СОД на параметры вибрации; разработке рекомендаций по рациональному конструированию элементов системы воздухоснабжения СОД с учетом вибрационных характеристик.

Практическое значение работы заключается в следующем:

- применение разработанных математических моделей обеспечивает решение задач синтеза расчетных и экспериментальных исследований элементов системы воздухоснабжения, характеристик ТК и дизелей, оптимальных по различным критериям с учетом ограничений, отражающих условия проектирования и эксплуатации ТК;

- разработанные методы управления вторичными течениями в лопаточном аппарате и совершенствования входных устройств турбин, рекомендации и обобщения по рациональной геометрии воздействий и конструкций входных устройств позволяют повысить экономичность ступеней;

- применение разработанной математической модели ТК и методики согласования характеристик ТК и дизеля обеспечивают повышение эффективности и надежности судовой дизельной установки.

Апробация работы. Материалы диссертации докладывались на:

научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава государственного морского университета имени Ф.Ф. Ушакова, г.

Новороссийск 1985-2011гг.; ХI всесоюзной конференции по аэроупругости турбомашин, академия наук Украинской ССР, г. Киев, 1987г; Всесоюзной научно-технической конференции «Жизнь и компьютер», г. Харьков, 1990г.;

Всесоюзной межвузовской конференции по газотурбинным и комбинированным установкам, МВТУ имени Н.Э.Баумана, Москва, 1991г.;

Международной научно-технической конференции «Научно-технические разработки в решении проблем рыбопромыслового флота и транспорта», г.

Калининград, 1996г.; Международных симпозиумах «Transport Noise and Vibration», Санкт-Петербург, 1996, 1998, 2000, 2002, 2004, 2006гг.;

Международном конгрессе «МехТрибоТранс», г. Ростов-на-Дону, 2003г.;

Международной научно-технической конференции «Надежность и ремонт машин», г.Орел, 2004,2005гг.; Всероссийской научно-технической конференции «Измерения и испытания в судостроении и смежных отраслях», Санкт-Петербург, 2006г.; Семинаре «Высокие технологии в вычислительной гидрогазодинамике. Программные комплексы Fluentи Concept NREC», г.

Санкт- Петербург, 2006г.; XIII международном конгрессе двигателестроителей, Рыбачье, Украина, 2008г.; Международной научнотехнической конференции «Наука и образование 2008,2011» г. Мурманск, 2008,2011гг.; ХI международной научно-практической конференции «Теория, методы и средства измерений, контроля и диагностики», Южно-Российский государственный технический университет, г. Новочеркасск, 2010г.;

Международной конференции «The first global conference on innovation in marine technology and the future of Maritime transportation», Istanbul,2010г.; ХI международной конференции «Российское судостроение и судоходство, деятельность портов, освоение океана и шельфа», Нева-2011,г. СанктПетербург, 2011; Всероссийской межотраслевой научно-технической конференции «Актуальные проблемы морской энергетики», г. СанктПетербург, 2012.

Достоверность и обоснованность научных результатов определяются: использованием в математических моделях фундаментальных уравнений газодинамики, теории упругости, современных методов вычислительной математики и программных комплексов;

использованием в экспериментальных работах установок и приборов, обеспечивающих высокую точность измерений, достаточными объемами выборок и их статистическим анализом; получением в результате реализации математических моделей характеристик и вариантов конструкций с улучшенными значениями КПД и надежности элементов системы воздухоснабжения судовых дизелей, подтвержденных результатами испытаний и внедрения на морских судах; удовлетворительным соответствием результатов расчета данным специально проведенных экспериментов.

Практическая значимость работы: результаты аэродинамических экспериментальных исследований и расчетов элементов проточной части турбин используются при проектировании и изготовлении турбин турбокомпрессоров; модель расчета ТК, элементов системы воздухоснабжения и методика согласования характеристик ТК и судовых дизелей применяются для повышения эффективности эксплуатации дизельной установки; реализация метода анализа течения продуктов сгорания судовых дизелей, работающих на тяжелых сортах топлива, в проточной части РОС турбин ТК позволяет получить необходимую информацию о влиянии различных эксплуатационных факторов на характер движения двухкомпонентной среды и, как следствие, на процесс износа.

Результаты выполненных исследований внедрены в судоходных компаниях ОАО «СКФ-Новошип» и ООО «Морское транспортное бюро», ОАО СКБТ (г. Пенза) и учебный процесс ГМУ имени адмирала Ф.Ф.

Ушакова.

Публикации. Основные теоретические и практические результаты диссертации опубликованы в 83 научных работах, все по теме диссертации.

Из них 55 статей, 2 монографии, 16 тезисов докладов, 9 отчетов по НИР, авторское свидетельство на изобретение. 5 работ, выполнены без соавторов, авторская доля в остальных от 40% до 70%. В рецензируемых научных журналах и изданиях опубликовано 20 работ. Из них 1 работа без соавторов, авторская доля в остальных от 40% до 70%.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения, списка литературы и приложений. Работа изложена на 300 страницах основного теста, включающего 180 рисунков, 8 таблиц и списка литературы из 208 источников. Объем приложений 150 страниц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы диссертации, излагается е целевое назначение.

Первая глава посвящена современному состоянию и проблемам эксплуатации системы воздухоснабжения судовых дизелей и е элементов, анализу экспериментальных и расчетных методов исследования турбокомпрессоров. Сформулированы цели и задачи исследования.

Разработкой теории и расчетами турбин и компрессоров в составе ТК, решением проблем создания ТК, изучением вопросов совместной работы ТК и дизелей, совершенствованием технической эксплуатации ТК занимались и внесли значительный вклад Байков Б.П., Ваншейдт В.А., Бордуков В.Г., Дейч Р.С., Дехович Д.А., Камкин С.В., Межерицкий А.Д., Иванченко Н.Н., Олесевич К.В., Круглов М.Г., Орлин А.С., Петровский Н.В., Розенберг Г.Ш., Симпсон А.Э., Самсонов Л.А., Эпштейн А.С., Ханзен С. и др. В основном рассматривались задачи, связанные с проектированием и повышением КПД ТК, не затрагивая проблем определяющих эффективность и надежность эксплуатации ТК и, как следствие, в целом дизеля. Испытаниями, расчетами и проектированием ТК транспортных дизелей занимается множество организаций и ВУЗов: ЦНИДИ, МГТУ им. Н.Э. Баумана, ЦНИИ им.

академика А.Н. Крылова, ЦНИИМФ, ГМА им. адмирала С.О. Макарова, ГМУ им. адмирала Ф.Ф.Ушакова, СКБТ, СПбГМТУ и т.д. в нашей стране и за рубежом ABB, MAN Diesel&Turbo и т.д.

Анализ литературных источников, современного состояния и условий эксплуатации элементов системы воздухоснабжения судовых дизелей показывает, что в н.в. полностью не решена рассмотренная проблема, и есть еще резервы повышения КПД ТК; часто возникает необходимость модернизации ТК или его замены; необходимо проводить исследования износа элементов турбины ТК СОД, работающих на тяжелых сортах топлива, исследовать проблемы повышенной вибрации ТК и в целом системы воздухоснабжения, являющиеся нередко причиной серьезных аварий и значительных затрат судовладельцев и т.д.

Результаты исследований и работы, связанные с созданием и эксплуатацией ТК, показывают, что проблема совершенствования технической эксплуатации судовых дизелей за счет улучшения техникоэкономических характеристик системы воздухоснабжения является актуальной. Решение такого рода проблемы технической эксплуатации судовых дизелей является важной задачей, стоящей перед судовладельцами, т.к. увеличиваются по сравнению с планируемыми затраты, связанные с повышенным расходом топлива и закупкой сменно-запасных частей, потерей ходового времени судна в связи с тем, что ГД не развивал необходимую мощность, а судно - скорость хода, ремонтом ТК специалистами сервисной станции.

Во второй главе рассмотрены вопросы аэродинамического совершенствования входных устройств (ВУ) и турбин ТК судовых дизелей на основе результатов расчетных и экспериментальных методов исследования. Снижение потерь энергии от вторичных течений в лопаточном аппарате и совершенствование ВУ турбин – основные резервы повышения КПД ТК судовых дизелей.

Развитие вторичных течений и явления, происходящие при использовании конструктивных воздействий в решетках, отличаются чрезвычайной сложностью. Для рассматриваемого типа ступеней турбин с относительно широкими лопатками, которые применяются в ТК, величина потерь энергии от вторичных течений определяется, главным образом, интенсивностью вторичных перетеканий в пограничном слое на торцевых стенках межлопаточных каналов.

Совершенствование ВУ и лопаточного аппарата турбины путем рационального профилирования и использования способов управления вторичными течениями выполнялось на специально разработанных и изготовленных экспериментальных стендах (для статических продувок ВУ и решеток, для исследования ступеней турбин вместе с ВУ на стенде с воздушным тормозом). Методика обработки опытных данных включает определение: поля скоростей и давлений; степени реактивности и внутреннего КПД ступени. Для оценки точности сравнительных экспериментов, выполненных с одной и той же системой замеров, определяющее значение имеет случайная погрешность. В выполненных исследованиях доверительный интервал определения КПД ступени при аппроксимации зависимости полиномом третьей степени составляет ± 0,0при степени надежности оценки 0,95. Все экспериментальные исследования производились на воздухе при практически постоянном полном давлении на входе для каждой группы опытов. Для проведения экспериментов в качестве объектов исследования были приняты ступени (натурные I,III,IV и модель II), наиболее характерные для турбин ТК; М=0,40,83; Re=5·105.

Предварительная качественная оценка влияния конструктивных воздействий на структуру потока получена по данным исследования прямых решеток, а затем на турбинных ступенях.

Перегородки на ограничивающей поверхности (выступы, уступы - выступы, дополнительные лопатки (ДЛ), рис. 1) создают преграду поперечному перетеканию подторможенной рабочей среды в пограничном слое от корытца к спинке. Расположение в канале линии углового перехода профилированного выступа и ДЛ выбиралось вдоль средней линии межлопаточного канала. Пограничный слой у поверхности выступа (ДЛ) скапливается и сносится основным потоком. Вязкая зона у спинки профиля и интенсивность вторичного течения уменьшается, что, в основном, и обусловливает снижение потерь энергии.

На рис. 1 приведены зависимости относительного увеличения КПД oiпер oiисх h ступеней oi от относительной высоты выступа (ДЛ h ) oiисх l l u при. При этом внутренний КПД oiисх, например, в ступени II co opt составляет 0,84. В ступенях с относительно широкими лопатками профилированный выступ служит менее эффективным воздействием на вторичные течения, чем ДЛ. Высота выступа ограничена - необходимо обеспечить плавное сопряжение с торцевой поверхностью; при отсутствии такого сопряжения возможны местные отрывы потока. Использование профилированных выступов предпочтительно по условиям прочности и надежности работы турбинных ступеней, так как в проточной части не появляются новые детали (выступ выполняется заодно с ограничивающей поверхностью), как при установке ДЛ.

Рис. 1. Схема расположения и зависимость относительного увеличения КПД ступени от относительной высоты выступа Специальное отверстие (рис. 2,а) соединяет зону большего (у носика лопатки) и меньшего (в области диффузорного течения в канале) давления со стороны спинки профиля лопатки. В результате исследований на прямой решетке была найдена наиболее рациональная форма отверстия – канал с увеличенным диаметром входного участка (рис. 2,а). Такая форма отверстия способствует уменьшению потери энергии в самом отверстии; одновременно входная кромка отверстия большего диаметра служит турбулизатором профильного пограничного слоя.

На рис.2,а приведена зависимость относительного увеличения КПД oiотн oiисх ступени I oi от относительного изменения выходной площади oiисх f f отверстия (отнесено к площади горла межлопаточного канала FГ u соплового аппарата) при.

co opt Рис.2. Схема и зависимость относительного увеличения КПД ступени от размеров расходного воздействия На рис. 2,б показаны результаты исследования ступени со щелями у периферии необандаженных рабочих лопаток в виде зависимости oiиз oi мех относительного увеличения КПД ступени oi от относительной oi мех u h высоты h щели при. Введение щели уменьшает градиент co l opt статического давления между корытцем и спинкой лопатки; снижаются вторичные перетекания в радиальном зазоре и в межлопаточном канале и улучшаются, таким образом, условия обтекания концов рабочих лопаток.

Увеличение высоты щели до h h приводит к снижению положительного opt эффекта. Турбинные решетки, как правило, спроектированы на безотрывное обтекание средних сечений лопаток и имеют малые профильные потери.

Поэтому использование щели в ядре потока нецелесообразно.

Исследование и улучшение аэродинамических характеристик ВУ сложной формы осевых турбин выполнено совместно с сопловым аппаратом и без него при различных дозвуковых числах Маха. Аэродинамическое совершенствование ВУ турбин особенно актуально в тех случаях, когда по условиям компоновки агрегата наддува на дизеле ВУ газовой турбины имеет сложную форму (рис.3), отличающуюся от ВУ улиточного типа. Поворот из осевого направления в тангенциальное, а потом в радиальное и снова в осевое придает потоку трехмерную структуру. Трансформация потока и, как следствие, наличие неоднородности потока при входе в сопловые лопатки приводит к большим потерям (в том числе и вторичным).

Рис. 3. Входное устройство с односторонним подводом рабочей среды Анализ распределения поля скоростей в различных сечениях ВУ позволит определить структуру потока, влияние на не СА с различными углами входа потока на лопатки, с помощью разработанной методики расчета трехмерного потока невязкой несжимаемой жидкости определить пути совершенствования ВУ. В основу метода расчета положена вариационная формулировка МКЭ. Рассмотрено трехмерное стационарное течение невязкой несжимаемой среды в неподвижной системе координат.

Для таких течений уравнение неразрывности может быть выражено c через потенциал скорости: с 0, где — вектор абсолютной скорости;

с . В результате получаем:. Граничными условиями являются:

а) условия Неймана в виде распределенной нагрузки на грани элементов, расположенных на входной границе: / n сnS1; б) условия Дирихле в виде сосредоточенных сил в узлах, расположенных на выходной границе S1: ; в) на стенках задается условие непротекания S2: / n 0.

S2 Функционал, соответствующий уравнению для потенциала скорости интегрируется по объему V и поверхности S и определяется в виде:

2 2 1 / x / y / z ] dV dS n [ 1 C.

2 2 v s Минимизируя функционал для всей расчетной области, получаем:

e / KF 0, где,.

K Kie F Fi e e j Суммирование производится по всем элементам, при этом сначала вычисляется значение потенциала скорости, а затем – скорость. Для расчета пространственных задач со сложной геометрией границ выбран кубический криволинейный изопараметрический конечный элемент. Формирование и решение системы уравнений МКЭ реализуются в программе с помощью фронтальной техники, особенно эффективной при использовании изопараметрических элементов; сборка коэффициентов системы уравнений из матрицы жесткости и векторов правых частей отдельных элементов (перебор их с первого до последнего) с одновременным исключением неизвестных осуществляется по методу Гаусса. В результате решения системы уравнений находятся и выводятся на печать неизвестные в узловых точках модели.

Сравнение экспериментальных (ВУ без СА) и расчетных распределений расходной составляющей скорости по длине лопатки в выходном сечении ВУ представлено на рис. 4. Результаты численного моделирования и эксперимента показывают, что по разработанной модели расчета можно с удовлетворительной точностью определять аэродинамические характеристики потока в ВУ.

а) б) Рис. 4. Распределение параметров потока в его выходном сечении а) угла выхода потока на среднем диаметре;

б) расходной составляющей скорости с по длине лопатки СА:

а I-IV – номера сечений: 1 — 30°; 2 — 90°; 3 — 180°; 4 — 270°;

— эксперимент; — расчет.

На основании разработанной математической модели и численного моделирования определены пути повышения эффективности ВУ сложных форм. В одном из вариантов совершенствования ВУ принята схема с симметричным подводом рабочей среды к СА (рис.5).

Рис. 5. Сравнение результатов расчета входного устройства с односторонним и симметричным подводом газа а) схема с симметричным подводом газа; б) результаты расчета;

полуулитка по направлению вращения РК турбины;

полуулитка против направления вращения РК турбины.

В расчете рассматривалась половина ВУ из-за симметрии как геометрии, так и граничных условий. На рис. 5 приведены результаты расчета ВУ с симметричным подводом газа и сравнение распределений расходной составляющей скорости, углов потока, взятых на среднем радиусе, и площадей поперечного сечения для ВУ с односторонним и симметричным подводом рабочей среды. Видно, что при тех же габаритных ограничениях симметричный подвод позволяет существенно снизить неравномерность поля скорости в сечении перед СА. По результатам численного моделирования были изготовлены ВУ с симметричным подводом рабочей среды, одним подводящим патрубком и несимметричной конфигурацией профиля для двух полуулиток и выполнены аэродинамические исследования. Коэффициент неравномерности поля скорости составил для ВУ с односторонним подводом и симметричным соответственно 2,1 и 0,8.

Третья глава посвящена анализу процессов износа элементов проточной части турбин ТК СОД, работающих на тяжелом топливе, с использованием разработанной математической модели, которая описывает процессы течения вязкой сжимаемой двухкомпонентной рабочей среды в РОС турбине.

Модель включает в себя осредненные по Рейнольдсу уравнения баланса массы, количества движения и энергии:

;

v t R ;

(v) + (vv) = -p + (2 v I) + Fmass ( ) t R.

(E) (v(E p)) keff T (v ) (v ) Fmassv t Используется линейная связь тензора турбулентных напряжений и тензора скоростей деформации осредненного движения:

R = 2t [K t v ]I.

Для определения параметров пульсационного движения используется K модель турбулентности. Турбулентная вязкость определяется по параметрам пульсационного течения:

.

t C K .

Турбулентная кинетическая энергия К определяется по следующему уравнению переноса:

t .

(K) + (Kv) = + t (K) GK Gb YM.

K Уравнение для переноса скорости диссипации турбулентной кинетической энергии имеет структуру, аналогичную уравнению для переноса K :

t 2 () + (v) = + ) C1 C3Gb C1S C2 (K ).

t ( K .

Движение дискретных частиц описывается в системе координат, связанной с частицей. Уравнение баланса сил, действующих на частицу, отнесенное к dup gx (p ) единице массы:

FD (u up ) Fx.

dt p Приняты наиболее вероятные значения эмпирических констант в модели турбулентности, которые установлены в программе Fluent. Для уменьшения размеров расчетной сетки вблизи стенок использованы стандартные пристеночные функции. Термодинамические свойства продуктов сгорания описываются моделью совершенного газа. Геометрическая модель турбины построена по данным измерений натурных объектов. Конечно-объемная модель ВУ и рабочего колеса (рис.6) полностью выполнена в препроцессоре пакета Fluent – Gambit. Так как геометрическая модель ВУ имеет сложную трехмерную конфигурацию, то для создания хорошей расчетной конечнообъемной модели патрубка необходимо было произвести разбиение твердотельной модели на подобласти. Подобласти представляют собой конечные объемы, полученные путем разделения исходной твердотельной модели радиальными плоскостями.

Рис. 6. Общий вид полной конечно-объемной модели ВУ и РК Расчет течения в РК производился в предположении выполнения условий периодичности. Поэтому для сокращения объема вычислений рассматривается расчетная область только в одном межлопаточном канале.

Расчетная область включает в себя одну лопатку и ограничена входным, выходным сечениями, а также двумя эквидистантными периодическими поверхностями, смещенными в окружном направлении на угол 360/(лопаток) =30 градусов. Конечно-объемная модель РК полностью выполнена по схеме mapmeshing (включает в себя только гексаэдральные элементы).

Для построения гексаэдральной сетки понадобилось произвести разбиение расчетной области на примитивы. При этом были выделены две основные зоны: зона пограничного слоя 2 мм от поверхности пера лопатки (отличается более густой сеткой), и зона основного потока с более редкой сеткой. Также в расчетную модель добавлен участок на выходе из РК с целью стабилизации параметров потока для обеспечения лучшей сходимости в процессе расчета.

Расчет течения в проточной части турбины выполнялся методом конечных объемов на расчетной сетке, которая имела следующие параметры.

В ВУ с безлопаточным направляющим аппаратом (БНА) использовалась сетка смешанного типа (состоящая из восьмигранников, призм и, локально, пирамид) с 781837 конечными объемами; в области РК и выходного участка использована сетка, состоящая из восьмигранников, с 90452 конечными объемами. Безразмерный параметр сетки, характеризующий относительное расстояние от стенки до центра первой ячейки, составлял y+=30 – 150, что вполне допустимо при использовании пристеночных функций.

Для соединения вращающейся области РК с неподвижной областью ВУ использована модель плоскости смешения с сохранением момента количества движения, статического давления и полной энтальпии.

Определялось осредненное стационарное решение.

Были сформулированы следующие начальные и граничные условия:

- на твердых стенках - условия прилипания потока. Принято допущение, что зазоры в проточной части отсутствуют. Поэтому в области РК втулочная ограничивающая поверхность и рабочие лопатки вращаются с угловой скоростью вращения ротора, а периферийная ограничивающая поверхность неподвижна в пространстве. Естественно, все твердые стенки ВУ также неподвижны;

- во входном сечении - задано однородное распределение полного давления и полной температуры. Входная скорость ортогональна входному сечению. Для улучшения устойчивости итерационного процесса численного решения задачи задаваемые режимные параметры постепенно изменялись в процессе последовательных приближений. Значение полного давления на входе изменялось в процессе начальных итераций от величины 0,15 МПа до 0,2 МПа. Угловая скорость вращения ротора изменялась от 500 до 3037 с-1.

Полная температура была принята неизменной и равной 630 К. Во входном сечении также заданы параметры турбулентности;

- в выходном сечении - задано распределение статического давления по радиусу, определенное по уравнению радиального равновесия. Статическое давление на среднем радиусе принято равным 0,1015 МПа.

Течение в РК приближенно моделировалось как периодическое (с периодом, определяемым числом каналов). Поэтому по поверхностям, ограничивающим межлопаточный канал в окружном направлении, заданы условия периодичности. Расчет течения в ВУ выполнялся в двух вариантах:

при работе ВУ в составе РОС ступени (с РК); при работе ВУ без РК.

Для анализа выделена область ВУ от входного сечения до цилиндрической поверхности на входе в РК. На рис. 7 показаны распределение статического давления в РОС турбине (а) и линии тока в ВУ, раскрашенные по величине абсолютной скорости (б). Достаточно равномерное распределение статического давления по спиральной камере ВУ и на входе в РК показывает в целом правильно выбранное распределение площадей проходных сечений ВУ. На рис. 7,б хорошо видны скошенные (синего цвета) линии тока в трехмерном пограничном слое на боковых поверхностях спиральной камеры. Это вторичные течения, которые участвуют в формировании картины переноса мелких твердых частиц в спиральной камере.

По результатам анализа распределения статического давления и скоростей в ВУ можно отметить следующее. На входе в РК абсолютная скорость распределена в окружном направлении достаточно равномерно, что подтверждает удачное профилирование поперечных сечений спиральной камеры. Из-за малых радиусов скругления при выходе потока из спиральной камеры в части ее поперечных сечений (рис. 8) образуется заметная отрывная зона потока. В результате расчета были получены также распределения параметров турбулентности в ВУ.

Па м/с а) б) Рис.7. Распределение статического давления (а) и скорости (б) в проточной части радиально-осевой турбины Как было отмечено ранее, расчет течения в ВУ выполнялся в двух вариантах (ВУ с РК и без). Сравнение результатов анализа параметров потока выполнялось по цилиндрической поверхности на выходе из ВУ, на которой осуществляется сшивка решений для областей ВУ и РК (по поверхности «смешения»).

м/с Рис. 8. Пример распределения векторов проекций абсолютной скорости на плоскость поперечного сечения спиральной камеры (векторы раскрашены в масштабе величины абсолютной скорости) Для анализируемой конструкции из сопоставления распределения относительного статического давления в выходном сечении ВУ в случаях расчета с РК и без него, но с ограничивающими поверхностями, следует:

неравномерность статического давления в окружном направлении в расчете без РК составляет около 2%, что приблизительно на 1% больше по сравнению со случаем расчета с РК; неравномерность статического давления в осевом направлении, наоборот, выше для случая расчета с РК и составляет около 6%, что на 3% больше по сравнению с вариантом без РК. Учитывая, что основное влияние на перенос твердых частиц в ВУ может оказывать окружная неравномерность статического давления, а также, что разница в степени неравномерности при статических и динамических испытаниях не превышает 1%, можно рекомендовать проводить экспериментальные исследования по изучению движения частиц в ВУ РОС турбинах подобной конструкции на более дешевых статических установках.

Для расчета движения твердых частиц в проточной части ВУ необходимо задать начальные и граничные условия. В качестве начальных условий задаются параметры твердых частиц во входном сечении: начальное положение, скорость, размер, температура и параметр, определяющий форму отдельных частиц. В качестве граничных условий на твердых стенках проточной части необходимо задать условия соударения частицы со стенкой, определяющие степень упругости удара. Поэтому, для выяснения определяющих начальных параметров движения частиц на входе в ВУ ТК дизеля и задания граничных условий необходимо провести специальные расчетные исследования влияния этих параметров на характеристики движения частиц внутри ВУ.

Из результатов выполненных испытаний на судне и анализа условий эксплуатации ТК СОД был определен приближенный диапазон изменения параметров твердых частиц, необходимых для задания начальных и граничных условий. Размеры частиц могут изменяться в пределах от 0,01 до 0,5 мм. Форма частиц отличается от сферической. Поверхность ВУ в процессе эксплуатации покрывается сажистым налетом и соударение частиц с такой поверхностью нельзя считать абсолютно упругим. Остальные параметры можно оценить только очень приближенно.

Исследование влияния степени упругости соударения частиц с поверхностью стенок канала и влияние формы частиц на параметры их движения выполнено для наиболее крупных частиц, которые должны вызывать наибольший износ ВУ. Размер крупных частиц принят равным 0,мм. Плотность материала частиц принята равной 3500 кг/м3. Частицы распределялись равномерно по входному сечению и выпускались из девяти точек. Начальная скорость частиц принята равной нулю. Исследование выполнено для диапазона изменения коэффициентов восстановления и формы дискретных частиц от 0,6 до 1,0. В результате выполненного исследования установлено, что наибольшая концентрация частиц в зоне износа («языка» спиральной камеры) достигается для частиц с коэффициентом формы 0,6 - 0,7, при нормальной и тангенциальной степени упругости удара (коэффициентах восстановления), лежащей в диапазоне 0,– 0,9. Из проведенного расчета следует, что в районе «языка» частицы концентрируются в наиболее удаленной от оси вращения зоне. Часть частиц накапливается в ВУ, совершая в нем несколько оборотов перед тем, как попасть в РК. Скорость частиц в районе «языка» близка к скорости потока газа.

Распределение частиц во входном сечении ВУ может изменяться в зависимости от конструкции устройств, подводящих газ к ТК. Изгиб подводящей трубы перед входным фланцем приведет к смещению облака крупных частиц к одной из стенок ВУ. Для анализа возможного влияния этого фактора на параметры движения частиц в зоне износа варьировалась зона входного сечения, из которой осуществлялся выпуск частиц. При этом общий расход частиц оставался неизменным. Остальные параметры начальных и граничных условий для расчета движения частиц в этом исследовании оставались постоянными и принимали следующие значения:

размер частиц равен 0,5 мм, коэффициент формы частиц =0,7, нормальный коэффициент восстановления en =0,8 и тангенциальный коэффициент восстановления et =0,9. На рис.9, в качестве примера, приведены траектории и скорости движения частиц для одного из вариантов выпуска.

На величину скорости могут влиять различные факторы (режим работы дизеля, качество топлива, конструкция газовыхлопных коллекторов и т.д.), и поэтому она может колебаться в широких пределах.Начальная скорость движения твердых частиц задавалась в долях от скорости движения потока газа и варьировалась в пределах cpart /cflow = 0-0,87. Рассмотрены варианты для относительной начальной скорости равной cpart /cflow =0,33; 0,65; 0,87.

Остальные параметры начальных и граничных условий для расчета движения частиц в этом исследовании оставались постоянными и принимали значения, описанные выше. Было принято равномерное распределение частиц во входном сечении. Из анализа полученных результатов следует, что начальная скорость твердых частиц на входе в ВУ оказывает влияние на характеристики движения частиц в начальной и средней части спиральной камеры. Чем больше начальная скорость, тем больше начальный импульс частицы, поэтому при первых соударениях со стенкой происходит более интенсивный отскок. Однако по мере продвижения по спиральной камере крупные твердые частицы, имеющие различные начальные скорости, концентрируются в периферийной области спиральной камеры, наиболее удаленной от оси вращения турбины.

Рис. 9. Трехмерные траектории и скорости движения частиц для варианта в левой зоне входного сечения патрубка В этом же месте они достигают наибольших скоростей, близких по величине к скорости газового потока. Таким образом, изменение места расположения впуска частиц во входном сечении и начальной скорости несколько изменяет вид траекторий движения частиц в начальной и средней части спиральной камеры. Однако параметры движения крупных частиц в зоне износа (вблизи «языка») слабо зависят от величины начальной скорости и места расположения впуска частиц во входном сечении; во всех случаях твердые частицы концентрируются в периферийной области спиральной камеры, наиболее удаленной от оси вращения турбины; в этом же месте они достигают наибольших скоростей, близких по величине к скорости газового потока.

Для определения характеристик абразивно-опасных потоков было выполнено исследование влияния размеров твердых частиц в диапазоне 0,- 0,5 мм на параметры их движения. Для случая мелких частиц, имеющих размер 0,01 мм, исследовано также влияние относительной начальной скорости во входном сечении (рассмотрены варианты cpart /cflow = 0 и 0,87).

Остальные начальные условия оставались неизменными. Результаты этого исследования показали, что размер частиц сильно влияет на параметры движения частиц во всей спиральной камере. Относительно крупные частицы с размерами более 0,05 мм концентрируются в периферийной области спиральной камеры и участвуют в износе. Особенно характерна концентрация частиц с размерами порядка 0,1 мм. Крупные частицы имеют тенденцию к накапливанию в ВУ, совершая несколько оборотов в спиральной камере, перед тем как попасть в РК. В зоне износа крупные частицы приобретают наибольшую скорость движения. При соударении со стенками камеры в этой области крупные частицы имеют большую тангенциальную составляющую импульса, что должно способствовать абразивному износу стенок. Многие относительно мелкие частицы с размерами порядка 0,05 мм и менее, по крайней мере, для случая малых начальных скоростей во входном сечении, не обладают достаточным импульсом. Частицы с размерами менее 0,05мм и низкими начальными скоростями не достигают области «языка» и практически не участвуют в износе стенок спиральной камеры.

Результаты исследования по определению длительности нахождения крупных частиц (с размерами 0,1 и 0,5мм) в ВУ для случая нулевых начальных скоростей показали, что 70-80% частиц с размерами 0,1мм и 0,5мм совершают два-три оборота в спиральной камере, а затем, измельчаясь, уходят в РК. Таким образом, происходит дополнительное локальное увеличение концентрации крупных частиц в зоне износа.

По результатам исследования влияния размеров частиц на параметры их движения сделаны следующие выводы: в зоне износа концентрируются твердые частицы с размерами более 0,05 мм; с увеличением размера частицы сверх 0,05 мм их скорости в районе языка приближаются к скорости потока;

наиболее компактно в районе языка концентрируются твердые частицы с размерами около 0,1 мм; твердые частицы с размерами более 0,05 мм могут накапливаться в спиральной камере, совершая в процессе движения более одного оборота.

В четвертой главе рассматриваются вопросы совершенствования эксплуатации судовых дизелей на основе разработки математической модели ТК, позволяющей рассчитывать характеристики ТК с учетом эксплуатационных факторов; приводятся результаты обобщения эксплуатационных параметров ТК судовых МОД и СОД и апробации разработанной математической модели, внедрения результатов работы в практику эксплуатации судоходных компаний.

Методика теплотехнических исследований в эксплуатации комплекса «дизель – турбокомпрессор» предусматривает измерение параметров на различных режимах работы дизеля с помощью штатных и дополнительно установленных приборов и устройств. Например, измерение температуры и давления газового потока осуществлялось контактным способом с помощью малоинерционных термометра сопротивления и комбинированного зонда, устанавливаемого непосредственно в исследуемую зону или полость объекта;

расход воздуха (производительность компрессора) определялся способом траверсирования поперечного сечения воздушного патрубка (улитки) на выходе их компрессора с определением в каждой точке параметров:

скорости, давления, плотности. Опыт траверсирования показывает, что распределение скорости по сечению патрубка на выходе из компрессора ТК всегда неравномерно. Поэтому, для вычисления расхода воздуха требуется осреднение скорости, а затем определяется расход воздуха: G=срссрF, кг/с, где ср – средняя плотность, кг/м3; сср – средняя скорость воздуха по поперечному сечению патрубка F (м2).

Для сравнительного анализа параметров работы дизелей, отличающихся габаритными и мощностными характеристиками, собраны, систематизированы и обобщены в относительных величинах теплотехнические параметры различных судовых дизелей: 10 крейцкопфных МОД фирмы MAN Diesel&Turbo различных поколений мощностью от 85до 26000 кВт и 13 современных СОД фирм MAN Diesel&Turbo,Wartsila и Himsen и др. мощностью от 700 до 1200 кВт. В качестве аргумента для построения зависимостей в диссертации принята относительная мощность Ne=Ne/Neном. Была произведена аппроксимация экспериментальных данных различными методами нелинейной регрессии (наименьших квадратов, криволинейного приближения и т.д.) в среде SSPS (Statistical Productand Service Solutions). Полученные уравнения используются в расчетах турбины и компрессора ТК на разных режимах эксплуатации, при анализе условий эксплуатации ТК и дизелей.

Математическая модель турбокомпрессоров судовых дизелей реализована в виде поверочных расчетов турбины и компрессора: периодически повторяющаяся группа уравнений, которые в общей форме выражают законы сохранения энергии, массы, уравнения процесса и состояния. Математическая модель реализует одномерное установившееся течение рабочей среды. В сечениях проточной части ТК, где поток имеет сложное движение (присутствует переносное и относительное движение), рабочая среда взаимодействует с подвижным лопаточным аппаратом турбины и компрессора. В связи с этим в группу уравнений включаются кинематические соотношения.

Применительно к каждому сечению меняется лишь форма записи уравнений, вызванная особенностью преобразования энергии в элементах ТК.

Количество параметров, входящих в исходные данные расчета, определяется путем рассмотрения системы уравнений для определения степени неопределенности. В расчете осевой турбины используется одномерная модель течения, оперирующая действительными параметрами потока на среднем радиусе. Расчет турбины производится от входного сечения к выходному. Граничные условия - равенство расходов по сечениям, отсутствие теплообмена между лопаточным аппаратом и потоком, корпусом ТК с окружающей средой. В качестве примера в автореферате представлена система уравнений расчета турбины:

(9); (15);

(1);

G F c ho co T 1 ( p2 / po )11/ k с2 w2 2u wcos u n Di (2);

p / RT (10);

ui (16);

w= 2 hар +h вхi (3);T T c2 / 2c p h cp T hi* hi* (17);

(11);

hас ср (hвх hо) hо Ti1 T1 2 (4); cр wi sin i (18);

(5); i arcsin p p (c2 / 2) w2 c2 2u ccos u2 (12);

ci (6);

Gi Gi1 const k h*-hi+1 k-i (19);

сi1 2(hi* hi1) (13);

рi+1=рi (Ti*- )/Ti сp (7);

hap hap hw * h1 h0-h2 cp +hW (8); (14); (20), hap ap ho T2= -2 hвхi ci2 / сcp сcp где G – расход газа; F – площадь проходного сечения; – плотность газа;

с – абсолютная скорость газа; р – абсолютное давление газа; T – температура газа;

ср - изобарная теплоемкость; T*, р* - температура и давление торможения;

h – энтальпия газа; hо- полный изоэнтропийный перепад энтальпий в ступени;

h*ар - полный изоэнтропийный перепад энтальпий в рабочем колесе (РК);

hвхi - входная энергия газа; hар - изоэнтропийный перепад энтальпий в РК;

ср – степень реактивности ступени; w – относительная скорость;

h*ас - полный изоэнтропийный перепад энтальпий в сопловом аппарате (СА);

u – окружная скорость; nтк – секундная частота вращения ТК;

- угол выхода потока в абсолютном движении; – коэффициент скорости СА;

- угол выхода потока в относительном движении; – коэффициент скорости РК.

Для решения системы уравнений необходимо задаться четырьмя независимыми параметрами, которые будут исходными данными для выполнения расчета. Шесть параметров, входящих в систему уравнений, определяют режим работы дизеля – po,To, Т2, p2, nтк, Gг. Эти параметры в условиях эксплуатации определяются путем их измерения, используя штатные судовые приборы и специальную измерительную аппаратуру.

При отсутствии некоторых параметров часть из них может задаваться с помощью обобщенных характеристик. Таким образом, в зависимости от исходных данных имеем различные варианты расчета, исходный вариант: Р0, Т0, nтк, Р3 определяет базовый алгоритм поверочного расчета. Для расчета других вариантов следует определять значение отсутствующего параметра в исходных данных путм сравнения результатов имеющегося и получаемого в расчете дополнительного параметра исходных данных.

Для определения действительных, с учетом внутренних потерь энергии, параметров газа в алгоритм расчта вводятся поправочные коэффициенты. В расчете используется метод последовательных приближений. Итерации производятся до достижения заданной величины невязки по начальной скорости, по плотности газа на выходе из рабочего колеса (РК), по степени реактивности ступени. Величина начальной скорости на первом этапе расчета принимается с0=4G0/0 (D2-D1 ), где D1, D2 – корневой и периферийный диаметры СА. При расчете турбины очень важно обеспечить массовый баланс рабочей среды в СА и РК. В первом приближении величину степени реактивности определяем по формуле, где F1, F2 – площадь в горле СА и РК. Вычисленный расход газа в зависимости от степени реактивности отдельно для СА и РК может быть представлен в виде графических зависимостей (рис. 10). При значении ист будет обеспечено равенство расходов газа через СА и РК. Определение истинного значения степени реактивности будет производиться до тех пор, пока не будет обеспечена заданная сходимость результатов расчета.

1 – расход газа через СА; 2 – расход газа через РК Рис. 10. Зависимость расхода газа от степени реактивности Также достигается заданная величина невязки по плотности газа на * выходе из РК, определяемая по формуле: = (2 2) / 2, где 2=р2/RT2 ;* =Gг/W2 F2. Затем определяются потери и мощность турбины по известным из теории турбин зависимостям. В случае расчета турбины с диффузором добавляется еще одно сечение на выходе из диффузора, а в алгоритм расчета добавляется модуль расчета диффузора.

В основе алгоритма расчета центробежного компрессора лежит поэлементный метод, который заключается в определении действительных значений параметров потока после каждого элементарного сечения. В расчете используется одномерная модель течения. Граничные условия для расчета – равенство расходов по сечениям, отсутствие теплообмена между лопаточным аппаратом и потоком, корпусом ТК и окружающей средой.

Для решения системы уравнений, приведенной в диссертации и описывающей движение воздуха в компрессоре, задаемся исходными данными - четырьмя независимыми параметрами из шести, определяющих режим работы ТК (po,To, Тs, pн, nтк, Gв). Общее количество возможных вариантов расчта, полученное как сочетание по четыре из шести, равно 15.

Расчет идет по достижению невязок по плотности воздуха в разных сечениях.

Расчт ТК состоит из поверочных расчтов осевой газовой турбины и центробежного компрессора, которые согласовываются между собой по условиям устойчивой работы ТК: обеспечением баланса мощностей Nт=Nк;

равенством числа оборотов nт= nк = nтк; уравнением сохранения расхода Gг = Gв + Втопл или GгGв; уравнением сети трубопроводов (гидравлическое сопротивление дизеля) pг=вгтpн, где pг – давление газа перед газовой турбиной ТК, pн–давление воздуха после компрессора ТК, вгт - коэффициент сопротивления воздушно-газового тракта дизеля (определяется в результате экспериментальных исследований или по приведенной в диссертации обобщенной зависимости).

Данная математическая модель позволяет рассчитать и получить различные характеристики ТК. Так, например, на рис. 11 приведены некоторые результаты расчета для ТК TCA55: зависимость внутреннего относительного КПД турбины от скоростной характеристики, из которой видно, что максимальное значение oi=0,78 может быть достигнуто при (u/c1)opt0,9 и основных характеристик турбины (степени реактивности, внутреннего относительного КПД и мощности) от расхода газа Gг. На рис.приведено сравнение нормальных характеристик компрессора ТК ТСА55, полученных расчетным методом и по результатам стендовых испытаний компрессора.

Для примера, на рис. 13 представлены результаты расчета ТК VTR 3дизеля 12V40/54A на эксплуатационном режиме, соответствующем частоте вращения дизеля - 300 мин-1 (50 % номинальной нагрузки дизеля).

F =F / F F Относительная площадь СА турбины:, где - значение САi САi САисх САисх F площади СА, установленного на ТК с постройки; - значение площади САi СА, принимаемое в расчете. Анализ результатов расчета показывает, что на заданной нагрузке дизеля при значении площади СА F 0,84 КПД ТК, САi производительность и давление наддува компрессора принимают максимальные значения.

Р ис. 11. Расчетные характеристики турбины турбокомпрессора ТСАРис. 12. Нормальная характеристика Рис. 13. Зависимость расчетных компрессора турбокомпрессора параметров работы TCA55 турбокомпрессора VTR 321 дизеля 12V40/54A от относительной площади соплового аппарата Разработанная математическая модель позволила предложить и реализовать различные варианты повышения эффективности эксплуатации судовых дизелей:

— повышение экономичности работы дизеля 8ЧН25/34-3 путм замены штатного ТК-23Н на VTR200N: снижение удельного расхода топлива на дизель порядка 15%;

— повышение надежности эксплуатации дизеля 6PC-6/2L400E посредством замены штатного ТК VTR304-11, имеющего низкую надежность, на ТК-35B-08M с сохранением технико-экономических показателей дизеля (давление наддува, температура выхлопных газов, расход топлива);

— улучшение технических показателей работы дизель-генератора ДГР 400/500 за счет изменения геометрических характеристик СА турбины ТК PDH 25 (давление наддува, частота вращения, максимальное давление сгорания увеличились);

— повышение эффективности ГД (9TMS410 и 12V40/54A) балкеров при назначении в качестве основного режима эксплуатации режим частичной нагрузки путем согласования характеристик ТК и дизеля (максимальное давления сгорания возросло, температура уходящих газов дизеля снизилась, расхода топлива уменьшился на 5-7 %);

— даны рекомендации по согласованию совместной работы ТК TCA 55 и дизеля 6S50MC для приведения технико-экономических показателей дизеля к нормальным значениям работы дизеля с агрегатом наддува (штатным) NA 48.

В пятой главе рассматривается обеспечение эффективной эксплуатации судовых дизелей на основе моделирования и исследования характеристик вибрации системы воздухоснабжения на примере энергетической установки танкеров, которая состоит из двух ГД типа 6PC 2 – 6/2L400E (S.E.M.T.Pielstick, нереверсивные, четырехтактные) мощностью 2870 кВт каждый, работающих через редуктор типа ASL2150q (R.Е.N.K.) на один гребной вал и ВРШ. От редуктора осуществляется отбор мощности на два валогенератора, которые обеспечивают потребности судна в электроэнергии на ходу. Каждый дизель оборудован ТК VTR 304 – 11, установленным жестко на платформе с торца дизеля в корму (в районе первого цилиндра) и соединенным с дизелем по воздуху и газу трубопроводам и посредством компенсаторов. Ось вращения ротора ТК перпендикулярна продольной оси дизеля. Суммарная мощность ГД на длительном ходовом режиме составляет от 3200 до 4000 кВт. Статистические данные по отказам и неисправностям ТК VTR 304 СОД данной серии судов показали низкую надежность, что вызвало значительные затраты судовладельца, связанные с ремонтом, потерей ходового времени судна и т.п.

Измерение уровня вибрации в различных точках системы воздухоснабжения ГД по трем направлениям осей координат (ТК, фундамент ТК, ГД, воздушный трубопровод) производилось прямым методом.

Измерительный тракт состоял из приборов и устройств фирмы Брюль и Къер: акселерометров (типа 4369, 4371), усилителя (типа 2626, 2635), 1/3 – октавного анализатора (типа 2034, 42131),измерительного магнитофона (типа 7006 с блоками ZM 0060); для соединительных линий использовались малошумные коаксиальные кабели (типа AG 0010, AG 005). Измерения производились на различных стационарных режимах работы ГД (холостом ходу, штатном эксплуатационном режиме). Обработка и анализ результатов измерения вибрации производился в лабораторных условиях при использовании измерительного магнитофона, анализатора спектра и ПВЭМ.

Идентификация спектрального состава ТК и его фундамента производилась с использованием когерентного анализа, который позволяет определить вклад источников в вибрацию. Учитывая, что ТК через фундамент жестко крепится к корпусу ГД, вибрация ТК и его фундамента определяются в основном двумя источниками: собственно работой ТК и наведенной вибрацией, обусловленной работой ГД. При синхронной обработке сигналов с датчиков на ГД и на ТК (и его фундаменте) определялись частотные зависимости когерентных и некогерентных спектров. Динамические характеристики объектов исследования (частотные зависимости комплексных соотношений между величиной силового воздействия и величиной возбуждаемых колебаний) определялись на базе двухканального анализатора для измерения механического сопротивления (податливости) объекта при импульсном возбуждении. Возбуждение осуществлялось измерительным молотком, оснащенным для регистрации ударного импульса датчиком силы или вибропреобразователем (акселерометром).

Результаты проведенных исследований для определения когерентных и некогерентных спектров вибрации, например, в точке, распложенной на корпусе подшипника ТК, приведены на рис. 14.

0 200 400 600 8Частота F, Гц Рис. 14. Спектры вибрации в точке измерения на корпусе подшипника.

Частота F,Гц – автоспектр; – когерентный спектр;

– некогерентный спектр Из рис. 14 видно, что такой подход наглядно демонстрирует значимость источников. На низких частотах вибрация, обусловленная работой ГД, определяет суммарный уровень вибрации не только фундамента ТК, но и его корпуса. Только в высокочастотной части спектра (выше 400 Гц) вибрация корпуса ТК обусловлена его работой: некогерентный спектр отделяется от когерентного и уходит вверх.

Причиной повышенной вибрации механизмов и конструкций может быть не только значительная вибрационная интенсивность рабочих процессов механизмов, но и наличие резонансных явлений, обусловленных повышенной податливостью конструкций силовым воздействиям. При совпадении частот возмущающих сил механизмов с собственными частотами конструкций возникают резонансные режимы колебаний оборудования – наиболее неблагоприятные с точки зрения виброактивности. Исследование динамических характеристик позволяет принять решение о внесении конструктивных изменений в исследуемый объект с целью отстройки ряда собственных частот от частот возмущающих сил и т.д.

Уровень вибрации, дБ В районе подшипниковых узлов следует отметить повышенное низкочастотное воздействие в диапазоне частот до 50 Гц. Это воздействие, обусловленное работой ГД, может приводить к преждевременному износу подшипниковых узлов. В связи с этим исследовались динамические характеристики в низкочастотном диапазоне. Полученные экспериментальные частотные зависимости модулей передаточных податливостей подшипникового узла ТК в точке на корпусе подшипника при искусственном возбуждении трубы подачи продувочного воздуха на воздухоохладитель ГД, ее подвески и фундамента ТК показали, что на частоте ~(25-27) Гц наблюдается первый резонанс конструкции. При плотном спектре возмущающих сил ГД это приводит к повышенной вибрации подшипниковых узлов.

Для уменьшения низкочастотного воздействия необходимо ужесточить конструкцию крепления трубопровода подачи продувочного воздуха на воздухоохладитель ГД с целью повышения первой резонансной частоты системы до частоты порядка 70 Гц.

На рис. 15 приведены места установки акселерометров и распределение виброскорости ТК ГД №2. Наиболее интенсивные низкочастотные вибрации ТК регистрируются на подшипнике во всех трех направлениях и в осевом направлении для агрегата в целом.

мм/с 7f4 9 y 11f0 x 8 6 4 7fРис. 15. Распределение уровней виброскорости турбокомпрессора главного двигателя в осевом и горизонтальном направлениях, nТК=19500 мин-–––––– – до модернизации; – после модернизации 1 - ТК; 2 – фундамент; 3 – ГД; 4 – воздушный трубопровод; 5 – стойка.

Особенность этих колебаний состоит в том, что их частоты значительно ниже частоты вращения турбины и совпадают с гармониками рабочего процесса мм/с дизеля f0, а уровни существенно зависят от режима работы ТК. Можно предположить, что высокий уровень низкочастотных колебаний ТК обусловлен вибрациями воздушного трубопровода, например, от действия пульсаций давления. В свою очередь, характер пульсаций давления может быть связан с расстройкой (неоптимальным сочетанием) параметров работы дизеля с характеристиками системы воздухоснабжения. Интенсивные колебания воздушного трубопровода передаются корпусу подшипниковых узлов ТК и создают нештатные условия работы подшипников. На момент проведения измерений, как показывают изменения мгновенной амплитуды колебаний на частоте fвт, ротор ТК со стороны рабочего колеса компрессора (в т. 1) в процессе вращения хаотически колеблется, а в отдельные моменты наблюдается сбой фазы, что может вызвать касание частей ротора о статор ТК. В целом, уровни виброускорений ТК на подшипнике (в т. 1) определяются детерминированными составляющими на частотах k fвт.

Таким образом, на основании полученной информации можно предположить, что причиной повышенных колебаний исследуемого ТК является низкочастотная наводимая от дизеля вибрация и интенсивные пульсации давления в ресивере.

Для исследования влияния конструктивных параметров элементов системы воздухоснабжения ГД на их виброакустические характеристики была разработана математическая модель вынужденных колебаний комплекса «ТК-фундамент ТК – воздушный трубопровод», которую рассматриваем как пространственную линейную колебательную систему с распределенными параметрами. Для расчетов ее вынужденных колебаний использован МКЭ. При моделировании учтено, что колебания могут распространяться как по конструктивным элементам системы (балочным и пластинчатым элементам фундамента, стенкам трубопроводов, виброизоляторам и так далее), так и по рабочей среде трубопроводов. Кроме того, пульсации давления в рабочей среде могут привести к возникновению вибрации в трубопроводах. Поэтому в общем случае в трубопроводах системы учтено взаимодействие колебаний в стенках и рабочей среде трубопроводов. В рассматриваемой задаче внешние колебательные силы, действующие на конструкцию, складываются из сил вибрационного (механического) происхождения QSS и сил от звукового давления в среде QSF QS QSS QSF.

Матрицы акустических жсткостей и обобщенных масс среды определяются по соответствующим матрицам отдельных объемных элементов. Объединяя уравнения колебаний конструкций, получим систему разрешающих уравнений, связанных упруго-акустических колебаний системы «ТК– фундамент ТК – воздушный трубопровод»:

CS CSH () MS 0 qS QSS, где – нулевая матрица.

0 CF CFH () 2 t MF P 0 Порядок системы уравнений равен числу учитываемых степеней свободы в конструкции и среде. Исследования выполнялись в два этапа:

отработка расчетной модели для исходного варианта системы воздухоснабжения трубопровода (с наклоном оси выходной улитки компрессора 15° и подкреплением трубопровода наклонной балкой) по экспериментальным данным (рис.15); расчеты вариантов трубопровода с наклоном оси выходной улитки компрессора 30°, 45°, 60° и 90° с необходимыми мероприятиями по ужесточению системы ТК — фундамент ТК — воздушный трубопровод.

Для того, чтобы сравнить виброактивность различных вариантов исполнения системы воздухоснабжения при разных углах наклона оси улитки компрессора ТК, была построена зависимость уровней вибрации ТК в направлениях осей Z, У и Х на частоте f=27 Гц от угла наклона оси улитки (рис.16). Все варианты приведены для одинаковой конструкции фундамента.

Частота 27 Гц это частота, на которой происходит интенсивное возбуждение конструкции. Из рис. 16 видно, что в целом с увеличением угла наклона оси улитки вибрация ТК уменьшается. Отдельные нарушения гладкости линий на рис.16 связаны с конкретными особенностями расположения и конструкции трубопровода. Некоторое возрастание Z-й составляющей вибрации ТК при =45° относительно варианта с =30 обусловлено тем, что при =45° положение участка трубопровода, параллельного торцу фундамента ближе к горизонтальному, и этот участок интенсивнее возбуждается Z-й составляющей возмущающей силы, а возрастание У-й составляющей вибрации ТК при =60° связано с наличием в этом варианте участка трубопровода с уменьшенным диаметром. Преобладание У-й составляющей вибрации ТК в целом связано с тем, что именно в направлении У система ТК — фундамент ТК — воздушный трубопровод при возбуждении ТК имеет минимальное входное механическое сопротивление. Такая система при малой относительной длине легче поддается кручению, чем изгибу.

L, дБ Y X Z , град.

15 30 45 60 75 Рис. 16. Зависимость уровня вибрации ТК от наклона оси улитки Для практической реализации разработанных ранее рекомендаций, проверки адекватности разработанной модели (расчет характеристик вибрации) в период ремонтов была выполнены работы по модернизации системы воздухоснабжения ГД на серии судов И. Эренбург.

Конструктивные изменения системы воздухоснабжения ГД были направлены на отстройку резонансных частот системы от частот возмущающих сил. В соответствии с полученными рекомендациями, а также учитывая расположение элементов СЭУ на судне (ГД, редуктор, фундамент ТК, муфта и т.п.) и затраты на конструктивные изменения системы воздухоснабжения, было принято решение повернуть улитку компрессора ТК на 60° и изменить крепление и трассировку воздушного трубопровода.

На рис. 17 показано расположение ТК, воздушного трубопровода, креплений после проведенных конструктивных изменений системы воздухоснабжения. Для экспериментальной проверки технических решений были выполнены вибрационные испытания системы воздухоснабжения по методике, изложенной выше на различных режимах эксплуатации ГД.

На рис. 15 показано распределение уровней виброскорости в характерных точках ТК VTR 304-11 ГД в исходном варианте (до конструктивных изменений) и после выполненных конструктивных изменений системы воздухоснабжения. Уровень виброскорости существенно снизился и удовлетворяет требованиям ISO и РС. Результаты дальнейшей (после модернизации) эксплуатации дизельной установки показали высокую надежность работы ТК при угле наклона улитки компрессора ТК равном 60 0.

Рис.17. Вид на воздушный трубопровод VTR-304 после модернизации (вид со стороны компрессора турбокомпрессора) ЗАКЛЮЧЕНИЕ Решение научно-технической проблемы повышения эффективности дизелей путем совершенствования системы воздухоснабжения в диссертации проведено комплексно в нескольких направлениях.

Направление 1. Совершенствование элементов осевых турбин турбокомпрессоров, включающее в себя решение двух задач: управление вторичными течениями в лопаточных аппаратах турбин; совершенствование входных устройств сложной формы осевых турбин.

В результате исследований:

- Конструктивных воздействий на вторичные течения в лопаточном аппарате и ступенях турбин с относительно широкими лопатками определены особенности и качественная картина течения рабочей среды у концов лопаток.

- Применение перегородок (профилированных выступов, уступоввыступов и дополнительных лопаток) в межлопаточных каналах ступеней турбин с относительно широкими лопатками позволяет на основании экспериментальных исследований повысить КПД ступени на 1,5-2 %.

Установлено, что в ступенях с относительно широкими лопатками профилированный выступ менее эффективен, чем дополнительная лопатка.

Однако, по соображениям прочности, технологичности и надежности в ряде случаев выступы более предпочтительны.

- Экспериментально установлено увеличение на 1,5-2 % относительного КПД благодаря специальным отверстиям, соединяющим зону большего (у носика лопатки) и меньшего (в области диффузорного течения) давления со столоны спинки лопатки. Аналогичные результаты достигаются применением щелей у периферии необандаженных рабочих лопаток.

Найдены наиболее рациональные формы отверстий и размеры щелей у периферии.

- Адаптирован МКЭ для расчета трехмерного потока невязкой несжимаемой жидкости во входном устройстве турбины. Использование метода позволяет определить структуру потока, провести анализ полей скорости в различных сечениях ВУ любой конфигурации, выявить влияние на распределение скоростей СА с различными углами входа потока на лопатки. Работоспособность комплекса и адекватность математической модели проверены и подтверждены. Рекомендованы возможные пути повышения эффективности входных устройств, вытекающие из результатов расчетов с помощью разработанного комплекса, главными из которых являются: оптимизация площадей входного и последующих сечений устройства вдоль движения потока и применение симметричного подвода рабочей среды к рабочим лопаткам. Критерием повышения эффективности принято снижение коэффициента неравномерности поля скорости на входе в рабочее колесо турбины.

Направление 2. Получение физической картины процессов износа элементов проточной части РОС турбин ТК судовых дизелей, работающих на тяжелом топливе.

В процессе исследований:

- Разработана математическая модель, описывающая процесс течения вязкой сплошной двухкомпонентной рабочей среды. Реализована модель на расчете спиральной камеры входного устройства РОС турбины.

Потенциально разработанная модель может быть применена для расчета двухкомпонентных потоков в каналах любой формы.

- Экспериментально в процессе эксплуатации судовых дизелей установлено, что размеры твердых частиц в выхлопных газах при работе дизеля на различных режимах изменяются в пределах от 0,01 до 0,5 мм.

Форма частиц отличается от сферической. Выполнены специальные расчетные исследования по выявлению степени упругости соударения частиц с поверхностью стенок канала и влияния величины начальной скорости, места расположения выпуска частиц во входном сечении ВУ и формы частиц на параметры их движения. Оказалось, что наибольшая концентрация частиц в зоне износа достигается для частиц с коэффициентом формы 0,6-0,7 при номинальной и тангенциальной степени упругости удара 0,8-0,9.

- Твердые частицы с размерами более 0,05 мм могут накапливаться в спиральной камере, совершая в процессе движения более одного оборота вокруг оси вращения турбины. При этом их скорость приближается к максимальной скорости потока газа во входном патрубке. Твердые частицы с размерами 0,05 - 0,5 мм имеют значительную величину тангенциальной составляющей импульса при соударении со стенкой в зоне износа. Поэтому разрушение материала спиральной камеры происходит из-за совместного действия эрозии и абразивного износа. При этом абразивный износ играет существенную роль в процессе разрушения. Полученные результаты расчета процессов течения вязкой сплошной двухкомпонентной рабочей среды в РОС турбине ТК хорошо согласуются с наблюдаемой в процессе эксплуатации картиной износа ВУ и лопаточного аппарата.

Направление 3. Повышение эффективности судовых дизелей путем согласования характеристик комплекса дизель-ТК.

- Разработаны математические модели турбины и компрессора, позволяющие производить поверочный расчет (прямая задача) ТК. Они согласуются с теорией и позволяют определить влияние геометрических, кинематических и термодинамических параметров (типоразмер ТК, площадь СА турбины и лопаточного диффузора компрессора, частота вращения ТК, давление и температура рабочей среды и т.д.) на характеристики ТК с учетом эксплуатационных факторов. Эффективность и адекватность разработанных моделей подтверждены эксплуатационными испытаниями на судах морского флота.

- С целью объективного назначения четырех параметров, определяющих работу комплекса дизель-ТК и недостающих для решения заложенной в основу математических моделей системы уравнений, собраны и обобщены данные эксплуатационных параметров характеризующих работу ТК и судовых СОД и МОД, произведена их статистическая обработка, получены обобщающие характеристики. Установлено, что при аппроксимировании параметров работы ТК судовых дизелей целесообразно применение полиномов не выше третьей степени.

- Использование разработанной математической модели ТК позволяет производить расчеты по согласованию работы ТК и дизеля с учетом эксплуатационных факторов. По результатам расчетов назначаются мероприятия, которые в итоге должны привести к согласованию характеристик комплекса. Наиболее эффективные из них: замена штатного ТК на другой с более подходящими для данного дизеля характеристиками, изменение геометрических параметров СА турбины или лопаточного диффузора компрессора. Метод согласования характеристик ТК и дизелей был внедрен в практику технической эксплуатации судоходных компаний ОАО Новошип, ООО Морское транспортное бюро (г. Новороссийск) и др. в виде модернизации 11 ТК и замены 14 ТК, что позволило снизить расходы судовладельцев.

Направление 4. Совершенствование эксплуатации судовых дизелей на основе моделирования и исследования характеристик вибрации системы воздухоснабжения.

- Разработана математическая модель вынужденных колебаний комплекса «ТК–фундамент ТК–воздушный трубопровод» СОД, позволившая исследовать влияние конструктивных параметров системы воздухоснабжения на уровень вибрации ТК и разработать мероприятия по снижению вибрации ТК.

- Установлено, что причиной повышенной вибрации агрегатов и конструкций может быть не только значительная вибрационная интенсивность рабочих процессов агрегата, но и наличие резонансных явлений, обусловленных повышенной податливостью конструкции силовым воздействиям. Исследование когерентных и динамических характеристик комплекса позволяет принимать решения о внесении конструктивных изменений в исследуемый объект с целью отстройки ряда собственных частот от частот возмущающих сил.

- Изменение конструкции системы воздухоснабжения на рассмотренном в диссертации, в качестве примера, объекте привело к снижению уровня виброскорости ТК в 3-4 раза и, как следствие, к уменьшению отказов ТК.

Основные публикации по теме диссертации Научные статьи в рецензируемых журналах 1. Николаев Н.И. Исследование механизма износа деталей радиальноосевых турбин турбокомпрессоров на основании физического эксперимента /Николаев Н.И., Герасиди В.В.// Эксплуатация морского транспорта. – СПб.:

ГМУ им. адм. С.О. Макарова, №1 2012, - сс. 44-45 (авт. 50%).

2. Николаев Н.И. Контроль состава отработавших газов судового малооборотного двигателя MAN S МС-С в эксплуатации /Николаев Н.И., Зиненко Н.Н.// Журнал университета водных коммуникаций. - ФГОУ ВПО СПГУВК, № 4. 2011, - сс. 52-57 (авт.50%).

3. Николаев Н.И. Исследование влияния давления открытия иглы форсунки на теплотехнические характеристики судового среднеоборотного главного двигателя в зоне частичных нагрузок / Николаев Н.И., Гинда О.П.// «Речной транспорт (XXI век) № 2, М.: ООО «ОМ Паблишинг», 2009, - сс.6769 (авт50%).

4. Николаев Н.И. Влияние площади соплового аппарата газотурбонагнетателя на эффективность главного двигателя в условиях эксплуатации / Николаев Н.И., Гинда О.П., Жук А.Н.// «Двигателестроение», № 1, СПб: ООО «ЦНИДИ – Экосервис», 2009, - сс. 45-48 (авт. 50%).

5. Николаев Н.И. Исследование теплотехнических характеристик турбонаддувочного агрегата VTR 304-11 / Николаев Н.И.// «Известия высших учебных заведений». Сев.-Кавк. Регион. Технические науки, г. Ростов-наДону, 2008 (авт.100%).

6. Николаев Н.И. Эксплуатационные параметры работы среднеоборотного двигателя на различных видах топлива / Николаев Н.И., Гинда О.П., Жук А.Н.// «Морской флот» - № 5, М.: СОРОСС, 2007 (авт.50%).

7. Николаев Н.И. Влияние топлива различной вязкости на техникоэкономические характеристики работы среднеоборотного двигателя балкера / Николаев Н.И., Гинда О.П., Жук А.Н.// «Речной транспорт (XXI век) № 4, М.:

ООО «ОМ Паблишинг», 2007, - сс. 66-68 (авт. 50%).

8. Николаев Н.И. Повышение эффективности эксплуатации судового теплоэнергетического комплекса с дизельной установкой / Николаев Н.И., Гинда О.П., Жук А.Н.// «Речной транспорт (XXI век) № 3, М.: ООО «ОМ Паблишинг», 2007, - сс. 69-71(авт. 40%).

9. Николаев Н.И. Исследование влияния распределения дискретных частиц по входному сечению и начальной скорости на параметры их движения во входном устройстве с безлопаточным направляющим аппаратом радиально-осевой турбины / Николаев Н.И., Епихин А.И., Погодин. Ю.М., Лебедев Д.// «Известия ВУЗов. Сев.-Кавк. Регион. Техн. Науки».г. Ростов-наДону, Ростовский гос. университет, 2006, - сс. 57-62 (авт. 40%).

10. Николаев Н.И. Математическое моделирование виброакустических характеристик комплекса «турбонаддувочный агрегат– фундамент–воздушный трубопровод» судового среднеоборотного дизеля / Николаев Н.И., Кузнецов Н.А.// «Известия ВУЗов. Сев.-Кавк. Регион. Техн.

Науки». г. Ростов-на-Дону, Ростовский гос. университет, 2006, - сс. 11-(авт. 60%).

11. Николаев Н.И. Исследование влияния некоторых параметров двухкомпонентной рабочей среды на движение дискретных частиц во входном устройстве радиально-осевой турбины турбонаддувочного агрегата / Николаев Н.И., Епихин А.И., Погодин. М., Лебедев Д.// «Известия ВУЗов.

Сев.-Кавк. Регион. Техн. Науки» №3, г. Ростов-на-Дону, Ростовский гос.

университет, 2006, - сс. 52-57 (авт. 40%).

12. Николаев Н.И. Пути повышения износостойкости материала входных устройств турбонаддувочных агрегатов судовых дизелей, работающих на тяжлых сортах топлива / Николаев Н.И., Епихин А.И.

Березовский Ф.М.// «Известия ВУЗов. Сев.-Кавк. Регион. Техн. Науки».г.

Ростов-на-Дону, Ростовский гос. университет, 2006, - сс. 6-8 (авт. 60%).

13. Николаев Н.И. Исследование химических, металлографических и механических свойств газопримных корпусов и сопловых аппаратов турбонаддувочных агрегатов с радиально-осевой турбиной / Николаев Н.И., Епихин А.И., Березовский Ф.М.// «Двигателестроение» № 3, СПб.: ООО «ЦНИДИ-Экосервис», 2005, - сс. 36-39 (авт.60%).

14. Николаев Н.И. Основные положения методики когерентной обработки вибрационных измерений системы воздухоснабжения двигателей внутреннего сгорания / Николаев Н.И., Савченко В.А., Якимов В.А., Петренко М.В// Известия ВУЗов Сев. –Кавк. Регион. Технические науки.

Проблемы водного транспорта. г. Ростов-на-Дону, Ростовский государственный университет, 2003 (авт.60%).

15. Николаев Н.И. Анализ условий эксплуатации газотурбонагнетателей типа ТК 23Н судовых двигателей 8ЧН 25/34-3 / Николаев Н.И., Петренко М.В// Транспортное дело России. Проблемы водного транспорта РФ, М.: 2003, - сс. 47-48 (авт. 70%).

16. Николаев Н.И. Анализ вибрационных характеристик системы воздухоснабжения среднеоборотного двигателя 6РС2-6/L 400Е т/х «Владимир Высоцкий» / Николаев Н.И., Петренко М.В., Якимов В.А.// Транспортное дело России. Проблемы водного транспорта РФ, М.: 2003, - сс.

37-40 (авт. 60%).

17. Николаев Н.И. Результаты исследования динамических характеристик системы воздухоснабжения среднеоборотного дизеля при искусственном возбуждении / Николаев Н.И., Савченко В.А., Якимов В.А., Петренко М.В.// Транспортное дело России. Проблемы водного транспорта РФ, М.: 2003, - сс. 27-28 (авт. 50%).

18. Николаев Н.И. Численное и экспериментальное исследование входного устройства турбины агрегатов наддува дизелей / Николаев Н.И., Тихормиров Б.А., Кериди П.Г., Савченко В.А., Шмелв С.Х.// «Двигателестроение», г. Санкт-Петербург, № 3-4, 1996 (авт. 40%).

19. Николаев Н.И. Исследование вибрационного состояния газотурбонагнетателей главных двигателей 6ЧН 40/46-1 т/х типа «Илья Эренбург»)/ Николаев Н.И., Марков С.В., Савченко В.А., Темежников В.К.// «Двигателестроение», № 3-4, СПб, 1996 (авт.40%).

20. Николаев Н.И. Совершенствование конгруэнтных реактивных ступеней / Николаев Н.И., Топунов А.М., Родионов Н.Г.// «Теплоэнергетика» № 2, издательство «Энергия», М., 1978, - сс. 73-76 (авт.50%).

Монографии 21. Николаев Н.И. Повышение эффективности и наджности турбокомпрессоров судовых дизелей в эксплуатации: монография / Николаев Н.И.// СПб.: «Судостроение», 2009, 230 с. (авт. 100%) 22. Николаев Н.И. Современное состояние и техническая эксплуатация турбонаддувочных агрегатов: монография / Николаев Н.И., Савченко В.А.// СПб.: «Судостроение», 2005, 113 с. (авт. 70%) Авторское свидетельство 23. А.с. 770591 СССР, М.Кn3.F01Д5/20, FO4Д29/32. Рабочее колесо турбомашины /А.М. Топунов, Н.И. Николаев, А.А. Черныш (СССР). - №2697334/24-06; заявл. 14.12.78; опубл. 15.11.80, Бюл. №46. – 2с (авт. -40%) Другие публикации 24. Николаев Н.И. Математическая модель турбокомпрессора и е реализация для повышения эффективности эксплуатации судовых дизелей / Николаев Н.И// Актуальные проблемы морской энергетики материалы Всероссийской межотраслевой научно-технической конференции. – СПб.:

Изд-во СПб ГМТУ, 2012 - сс. 129-133 (авт. 100%).

25. Николаев Н.И. Исследование влияния тврдых частиц отработавших газов судового среднеоборотного двигателя на износ деталей проточной части турбин турбокомпрессора / Николаев Н.И., Герасиди В.В., Жук А.Н.// Актуальные проблемы морской энергетики материалы Всероссийской межотраслевой научно-технической конференции. – СПб.:

Изд-во СПб ГМТУ, 2012 - сс. 134-136 (авт.40%).

26. Николаев Н.И. Контроль состава отработавших газов судовых двигателей и котлов в эксплуатации / Николаев Н.И., Зиненко Н.Н., Панамарв В.Е.// «Нева – 2011», 11-я Международная выставка и конференция по судостроению, судоходству, деятельности портов и освоению Океана и шельфа. СПб.: Издательско-полиграфический комплекс „ Ленэкспо, 2011. – сс. 96-98 (авт.40%).

27. Николаев Н.И. Повышение эффективности работы главного двигателя и турбокомпрессора на основе согласования их характеристик с учетом эксплуатационных факторов / Николаев Н.И., Зиненко Н.Н., Жук А.Н.// The First Global Conference in Innovation in Marine Technology and the Future of Maritime Transportation. – Conference proceeding book. – Istanbul.

2010, - рр. 269-372 (авт.40%).

28. Николаев Н.И. Влияние геометрических характеристик входных устройств осевой газовой турбины на параметры потока перед сопловым аппаратом / Николаев Н.И., Кериди П.Г., Шмелв С.Х.// Материалы четвртой региональной конференции. Проблемы безопасности морского судоходства, технической и коммерческой эксплуатации морского транспорта. г. Новороссийск: РИО МГА им. адм. Ф.Ф. Ушакова, 2005 (авт.

40%).

29. Николаев Н.И. Аппроксимация экспериментальных характеристик турбокомпрессора VTR 631 судового двигателя полиномами различных степеней / Николаев Н.И., Савченко В.А., Кучменко В.В.// Материалы четвртой региональной конференции. Проблемы безопасности морского судоходства, технической и коммерческой эксплуатации морского транспорта. Новороссийск: РИО МГА им. адм. Ф.Ф. Ушакова, г.

Новороссийск, 2005 (авт.40%).

30. Николаев Н.И. Повышение наджности эксплуатации судового среднеоборотного двигателя 8ЧН 25/34-3 на основе оптимального выбора характеристик турбонаддувочного агрегата / Николаев Н.И., Гончаров В.А., Антонов С.П.// Сборник материалов Международной научно-технической конференции «Наджность и ремонт машин», том 3, г. Орл: издательство Орл ГАУ, 2004 (авт.40%).

31. Николаев Н.И. Повышение эксплуатационной наджности газотурбонагнетателей VTR 304-11 судового среднеоборотного двигателя / Николаев Н.И., Савченко В.А., Якимов В.А., Петренко М.В.// Сборник докладов международного конгресса «Механика и трибология транспортных систем – 2003». Том 2. г. Ростов-на-Дону, Ростовский государственный университет путей сообщений, 2003, - сс. 178-182 (авт. 30%).

32. Николаев Н.И. Замена штатного газотурбонагнетателя VTR 304-главного двигателя теплохода «Хирург Вишневский» на газотурбонагнетатель ТК 35В-08М / Николаев Н.И., Савченко В.А., Петренко М.В.// Морской транспорт. Серия «Техническая эксплуатация флота и судоремонт». Экспресс информация. Выпуск 1 (913) – 2 (914), М.:

Мортехинформреклама, 2002 (авт.40%).

33. Николаев Н.И. Анализ отказов и повреждений ГТН 304-11 главных двигателей всех судов серии «Илья Эренбург» / Николаев Н.И., Савченко В.А., Петренко М.В.// Морской транспорт. Серия «Техническая эксплуатация флота и судоремонт». Экспресс информация. Выпуск 11-12, М.:

Мортехинформреклама 2001 (авт.40%).

34. Николаев Н.И. Характерные неисправности и отказы газотурбонагнетателей судовых дизель-генераторов с радиальной турбиной / Николаев Н.И., Башкатов А.А., Шмелв С.Х., Марков С.В.// Материалы всероссийской научной конференции. Новая Россия – транспорт и земная ноосфера. г. Новороссийск. РИО НГМА, 2000 (авт. 30%).

35. Николаев Н.И. Исследование вибрационного состояния газотурбонагнетателей главных двигателей 6ЧН 40/46-1 т/х «Илья Эренбург» / Николаев Н.И., Марков С.В., Савченко В.А.// Сборник научных трудов НГМА, г. Новороссийск. 1996, - сс. 226-233 (авт.40%).

36. Николаев Н.И. Исследование вибрации ГТН типа VTR-304 судовых дизелей 6РС 2,6/2LE-400 / Николаев Н.И., Петров Ю.М., Марков С.В.// Морской транспорт, серия «Техническая эксплуатация флота» Экспрессинформация вып. № 7 (795), М.,1993 (авт.40%).

37. Николаев Н.И. Исследование структуры потока во входном устройстве осевой газовой турбины агрегата наддува дизеля / Николаев Н.И., Тихомиров Б.А., Шмелв С.Х., Кериди П.Г., Савченко В.А.// Труды ВНТО им. акад. А.Н. Крылова. Материалы по обмену опытом, выпуск 520. Л., 19(авт.30%).

38. Николаев Н.И. Виброакустическая оценка состояния элементов судового парового турбопривода / Николаев Н.И., Марков С.В., Петров Ю.И.// Сборник научных трудов АН СССР, ЦНИИ ВТ. М., Транспорт, 19(авт.40%).

39. Николаев Н.И. Определение показателей наджности судовых турбин / Николаев Н.И., Савченко В.А.// Сборник научных трудов АН СССР, ЦНИИ ВТ М., Транспорт, 1990 (авт.50%).

40. Николаев Н.И. Эффективность утилизации тепла выпускных газов главного двигателя танкеров типа «Победа» на эксплуатационных режимах / Николаев Н.И., Трусов А.С., Николаев М.И., Нечитайленко В.П., Савченко В.А.// «Морской транспорт». серия «Техническая эксплуатация флота», выпуск 2 (665), М., В/о «Мортехинформреклама», 1987, - сс. 1-8 (авт. 30%).

41. Николаев Н.И. Исследование способов управления вторичными течениями в прямых турбинных рештках / Николаев Н.И./ «Известия ВУЗов.

Энергетика», издание Белорусского политехнического института, г. Минск, № 9, 1983, - сс. 98-100 (авт.100%) 42. Николаев Н.И. Приближнный метод исследования эффективности перегородок в прямой рештке на основе модели вязкой жидкости / Николаев Н.И., Топунов А.М., Измайлович В.В.// Труды ЛКИ. Типография ЛКИ, Л., Вып. 121, 1977, - сс. 104-110 (авт.50%).

43. Николаев Н.И. Увеличение эффективности газовой турбины с широкими лопатками путм микровоздействий на вторичные течения / Николаев Н.И., Топунов А.М., Тихомиров Б.А.// «Энергомашиностроение» № 6, издательство «Машиностроение», Л.1975, - сс. 8-10 (авт.40%).

44. Николаев Н.И. Снижение потерь энергии у концов рабочих лопаток турбинной ступени / Николаев Н.И./ Труды, ЛКИ вып. 93, Типография ЛКИ 1974, - сс. 79-82. (авт. 100%).







© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.