CC BY
116
ISSN 0321-2653 ИЗВЕСТИЯ ВУЗОВ. СЕВЕРО-КАВКАЗСКИЙ РЕГИОН._ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ. 2019. № 1
ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION. TECHNICAL SCIENCE. 2019. No 1
УДК 621.431.74.004.13 DOI: 10.17213/0321-2653-2019-1-66-76
ИССЛЕДОВАНИЕ НАПРАВЛЕНИЯ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ГЛАВНОГО СУДОВОГО ДИЗЕЛЯ НА ОСНОВЕ ЧИСЛЕННОГО МОДЕЛИРОВАНИЯ ДАННЫХ ИНДИЦИРОВАНИЯ
© 2019 г. Ф.А. Васькевич, С.С. Зубко
Государственный морской университет имени адмирала Ф. Ф. Ушакова, г. Новороссийск, Россия
ESTIMATION OF THE MAIN MARINE DIESEL ENGINES PARAMETERS EVOLUTION ON THE BASE OF NUMERICAL MODEL
F.A. Vaskevich, S.S. Zubko
Admiral Ushakov Maritime State University, Novorossiysk, Russia
Васькевич Федор Афанасьевич - д-р техн. наук, доцент, кафедра «Судовые тепловые двигатели», Государственный морской университет имени адмирала Ф.Ф. Ушакова, г. Новороссийск, Россия. E-mail: fvaskevich@yandex.ru
Зубко Сергей Сергеевич - инженер, Государственный морской университет имени адмирала Ф.Ф. Ушакова, г. Новороссийск, Россия. E-mail: 1992sergeyz@yandex.ru
Vaskevich Fedor Afanasievich - Doctor of Technical Sciences, Professor Assistant, Department «Ship Thermal Engines», Admiral Ushakov Maritime State University, Novorossiysk, Russia. E-mail: fvaskevich@yandex.ru
Zubko Sergey Sergeevich - Engineer, Admiral Ushakov Maritime State University, Novorossiysk, Russia. E-mail: 1992sergeyz@yandex.ru
Использование разработанной авторами модели и программы численного моделирования показателей рабочего процесса, газообмена и наддува позволило выполнить анализ изменения параметров работы главного судового дизеля по мере совершенствования его конструкции, начиная с дизелей типа K-GF 70-х годов прошлого века, включая модели L-GFCA, S-MC, S-ME, и заканчивая самой современной моделью G-ME. Так, было найдено: в двигателе K-GF коэффициент избытка воздуха на сгорание а находился в пределах а =1,704 - 2,098, максимальная температура цикла Tz =1862 - 1994 К при значении степени сжатия s =11,83. По мере совершенствования конструкций в современных моделях избыток воздуха на сгорание увеличен до а =2,6 - 2,7 при соответствующем снижении температуры сгорания до 1703 -1712 К, степень сжатия повышена до s =14,2 (и даже до s =17,1 на малых ходах). Избыток воздуха на продувку (ра сохранялся во всех моделях практически на одном уровне (на полных ходах (ра =1,3 - 1,5), лишь на последней модели снижен до (ра = 1,175 - 1,237. При анализе учтено участие преобразователя импульсов в балансировании мощности турбины и компрессора для наддува дизеля.
Ключевые слова: главный дизель; модель рабочего цикла; степень сжатия; избыток воздуха на сгорание; температура сгорания; избыток воздуха на продувку; коэффициент импульсности.
Authors have created the Numerical model of the Diesel engine duty cycle that permits research the evolution of parameters from the engines K-GF -Type (model 70-ty years) to L-GFCA, S-MC, S-ME and the most modern G-ME-Type. It has been found: engine K-GF -Type has the coefficient of excess air for combustion а =1,704 - 2,098, maximum combustion temperature Tz =1862 - 1994 К under the degree of compression s =11,83. As an evolution result the modern engines have parameters: а=2,6 - 2,7, Tz =1703 - 1712 К, the degree of compression has increased to s =14,2 (and even to s =17,1 at the low speed). The purge factor (ра for the scavenging air at the near all engines have found at range (ра =1,3 - 1,5 at full power, but G-ME, where (ра =1,175-1,237. The estimations have found the exhaust gas exchanger parts in the turbocharger for scavenging air power balancing.
Keywords: main diesel; duty cycle's model; degree of compression; the coefficient of excess air for combustion; combustion temperature; purge factor for the scavenging air; impulse coefficient.
ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION.
TECHNICAL SCIENCE. 2019. No 1
Введение
Важнейшие параметры рабочего процесса -коэффициент избытка воздуха на сгорание в цилиндре дизеля и коэффициент продувки никогда не определялись при испытаниях судовых дизелей в процессе эксплуатации, хотя эти данные представляют интерес при оценке технического состояния дизеля и его элементов. Аналогично - максимальная температура сгорания цикла, определяющая выбросы окислов азота в окружающую среду. Возможность численной оценки этих параметров в процессе эксплуатации появилась после создания алгоритма и программы расчета рабочего процесса дизеля по данным индицирования [1, 2].
В основу алгоритма расчета положен широко известный теоретический метод анализа рабочего процесса на основе физических представлений о сути процессов в цилиндре дизеля, получивший название «метод Гриневецкого -Мазинга». Использование этого достаточно старого инструмента исследований позволило впервые, насколько известно, получить качественно новый научный результат: оценить значение коэффициента избытка воздуха на сгорание и температуру сгорания в каждом рабочем цикле [3]. В свою очередь, эти данные позволили расширить информацию о параметрах системы газообмена и наддува - на основе уравнений массового и теплового баланса оценить коэффициент продувки цилиндра, повысить достоверность оценки мощности турбины и компрессора для наддува, оценить степень участия импульса давления выхлопных газов в балансировке мощностей турбины и компрессора [4].
Практический выход этой работы может использоваться не только для диагностирования состояния двигателя, но и для исследования характера изменения показателей работы судовых дизелей при совершенствовании их конструкции, удовлетворения международных требований по защите окружающей среды, обеспечения экономичной и надежной работы дизеля при его эксплуатации и обеспечения адекватности расчетных и натурных данных при решении учебных задач курсового и дипломного проектирования в процессе подготовки судовых инженеров-механиков. Цель настоящей работы - дать оценку уровня значений указанных параметров рабочего процесса в двигателях вчерашнего и сегодняшнего дня на основе разработанного алгоритма и программы расчета.
Метод исследования - экспериментально-теоретический. В качестве исходных данных при теоретическом анализе принимаются как данные замеров и анализа индикаторных диаграмм, полученные при эксплуатационных испытаниях различных моделей главных судовых дизелей, так и данные заводских испытаний при приемке этих двигателей в эксплуатацию. Основное требование к исходному материалу - это полнота замеров и их достоверность, оцененная на экспертном уровне.
Двигатель 7ДКРН 80/160. В качестве исходных данных при анализе показателей рабочего процесса дизеля 7K80GF (7ДКРН 80/160-4) положены результаты испытаний главного двигателя танкера «Маршал Баграмян», проведенных по заказу Новороссийского морского пароходства в 1986 г. в рамках научно-исследовательской работы ([5], разделы 4.4 и 4.5).
Двигатель 7K80GF фирмы Бурмейстер и Вайн производства Брянского машиностроительного завода паспортной мощностью 16800 элс (12,365 кВт) при 122 об/мин имел импульсный газотурбинный наддув. В процессе испытаний дизеля замерялись параметры топливоподачи, показатели индикаторного процесса, фиксировались параметры продувочного воздуха и температура уходящих газов на различных режимах работы. Наличие последних показателей позволило дополнительно к общепринятым параметрам, определяемым при индицировании, рассчитать три параметра рабочего процесса в цилиндре дизеля - коэффициент избытка воздуха на сгорание а, температуру в точке «г» цикла, коэффициент продувки фа, а также мощность компрессора для наддува N и коэффициент импуль-сности Ke.
Испытания главного дизеля проводилось на топливе - Мазуте-40 топочном по ГОСТ 10585-75 плотностью р = 0,883 г/см3 при 70 °С, вязкостью и = 10,0 - 10,5 сПуаз при 106 - 108 °С. Ввиду отсутствия паспорта на топливо, его теплотворная способность в наших расчетах принималась соответствующей техническим условиям QH = 40740 кДж/кг. Режимные испытания проводились на скоростных режимах 111, 95 и 80 об/мин с распылителями форсунок диаметром сопловых отверстий 1,15 и 0,95 мм. Эффективные показателя работы дизеля рассчитывались по данным индици-рования при допущении закона изменения мощности ^ех и давления Рмех механических потерь:
^ех= 7,909«U, л.с.; Рмех = 0,632«0Д, кг/см2.
ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION.
TECHNICAL SCIENCE. 2019. No 1
Эти зависимости найдены по заданным паспортным параметрам дизеля и с учетом данных стендовых испытаний дизеля.
Поскольку на двигателе установлены два турбонагнетателя для наддува, то температура газов на входе в нагнетатель принималась как среднеарифметическое замеров температуры газов в каждый агрегат наддува. Это значение температуры полагалось равным средней расчетной температуре смеси газов на выходе из цилиндра при газообмене. Все остальные параметры рабочего процесса (давление сжатия Pc, сгорания Pz, среднее индикаторное давление Pi) принимались как среднее значение по цилиндрам. Поскольку при испытаниях фиксировались избыточное давление продувочного воздуха ps, давления сжатия Pc и сгорания Pz, то расчетные значения этих параметров принимались на 1 бар больше результатов замеров. Угол предварения газовыпуска фв принимался по данным диаграмм газораспределения также как средний по цилиндрам и равный фв=93° пкв до нижней мертвой точки (НМТ) для всех режимов эксплуатации. Длина шатуна у дизеля размерности 80/160 равна Lш= 2880 мм, что дает значение показателя Х= R/Lш = 0,28. Доля потерянного хода по продувочным окнам найдена равной ^пр=0,093 (из условия открытия продувочных окон за 39° до НМТ); эта величина принималась равной доле потерянного хода поршня: = ^пр =0,093. Потери давления по ходу продувочного воздуха принимались равными
Ps = 0,975Рк, Pa=0,925Ps,
где Ps - давление в продувочном ресивере; PK -давление в компрессоре; Pa - давление в цилиндре в начале процесса сжатия, бар.
Степень сжатия для каждого режима испытаний определялась по формуле: s = (Pc / Pa)1/n; величина показателя политропы сжатия n1 принималась неизменной для всех семи режимов испытаний и равной: «1 = 1,37 = idem. Итоги этой работы приведены в табл. 1.
Таблица 1 / Table 1
Режим, об/мин 111 95 80 109 97,49 95,15 79,64
Pk, бар 1,74 1,436 1,252 1,77 1,415 1,405 1,19
Ps = 0,975 Pk 1,7 1,4 1,22 1,73 1,38 1,37 1,16
Pa = 0,925 Ps 1,564 1,288 1,122 1,592 1,27 1,26 1,07
Pc, бар 46,6 37,7 33,07 46,14 37,8 37,2 31,8
Г P11 s = P n V Pa 11,91 11,76 11,81 11,67 11,9 11,83 11,91
Расчетное значение степени сжатия в нашем анализе было принято как среднеарифметическое семи режимов испытаний s ~ 11,83.
Настройка расчетной модели осуществлялась в основном подбором двух коэффициентов: коэффициента скругления расчетной индикаторной диаграммы ^скр и коэффициента использования теплоты в точке «z» цикла - Zz. Несколько варьировалось значение коэффициента остаточных газов - в пределах от jr = 0,05 на полных оборотах до Yr = 0,12 при 80 об/мин. При этом в первом приближении величина Z^ была найдена путем сравнения индикаторной и расчетной индикаторной диаграммы на скоростном режиме 111 об/мин; она была найдена на уровне Zaqj = 0,90 - 0,92. При настройке принимались те значения коэффициентов, которые обеспечивали совпадение значений расчетного и опытного удельного расхода топлива ge.
На первом этапе исследований в качестве исходных параметров были приняты данные паспортных испытаний дизеля фирмой-строителем на режиме длительной эксплуатационной мощности (ДЭМ). Итоги численного моделирования показали, что при полном совпадении расчетного и паспортного удельного расхода топлива (ge = 0,212 кг/кВт-ч) на режиме номинальной мощности дизеля получены расчетные параметры работы: коэффициент избытка воздуха на сгорание а = 2,098; температура сгорания Tz= 1862 К; коэффициент избытка воздуха на продувку цилиндра фа=1,307; расчетная мощность компрессора (N=2899 кВт) обеспечивается турбиной без участия импульса давления газов - коэффициент импульсности Ke = 1.
При эксплуатации судов типа «Победа» их главные двигатели никогда не развивали паспортной частоты вращения на полном ходу, поскольку имели «тяжелый» винт. На полном ходу они могли дать не более 111 - 112 об/мин. Такой скоростной режим полного хода взят при анализе параметров работы дизеля на трех режимах эксплуатации. Итоги численного моделирования для каждого режима испытаний в процессе эксплуатации обобщены в табл. 2.
Здесь даны значения некоторых опытных параметров рабочего процесса и удельного расхода топлива на различных скоростных режимах, величины «настроечных» коэффициентов и расчетные значения искомых величин Tz, NK, Ke, а и фа на режимах испытаний при двух разных размерах сопловых отверстий распылителей -1,15 и 0,95 мм.
ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION.
Таблица 2 / Table 2
Режим
ДЭМ dc = 1,15 мм dc = 0,95 мм
n, об/мин 122 111,0 95,0 80,0 109,0 95,15 79,64
Рк, МПа 0,2256 0,174 0,1436 0,125 0,177 0,1405 0,119
Р, МПа 1,2 1,018 0,7417 0,57 1,071 0,837 0,623
Pz, МПа 8,3 7,07 6,02 5,14 6,49 5,87 4,94
Tz, К 1862 1966 1921 1824 1994 1975 1886
Zz 0,935 0,935 0,915 0,915 0,97 0,965 0,975
^скр 0,9 0,90 0,86 0,87 0,935 0,92 0,93
Yr 0,05 0,05 0,08 0,12 0,05 0,08 0,12
Tr, К 753 755 693 635 775 677 629
Nk, кВт 2899 1396 751 403 1426 729 322
Ke 1,0 1,0 1,71 4,6 1,0 1,8 11,3
г/кВт-ч 212 229 249 251 217 215 219
а 2,098 1,801 1,864 2,041 1,704 1,841 2,013
фа 1,307 1,339 1,409 1,462 1,354 1,475 1,518
Результаты. 1. Впервые полученные нами данные позволяют оценить численную величину избытка воздуха на сгорание и на продувку главного судового дизеля; можно отметить различия в численном значении коэффициента избытка воздуха на сгорание на «паспортном» режиме полной мощности 122 об/мин дизеля 7ДКРН 80/160 (а = 2,098) и на эксплуатационном режиме полого хода 111 и 109 об/мин (а = 1,801 и 1,704). Такие отличия скорее всего определяются влиянием «тяжелого» винта, установленного на танкерах типа «Победа».
2. Снижение коэффициента а на режимах полного эксплуатационного хода по сравнению с паспортным значением на режиме ДЭМ сказалось на уровне максимальной температуры цикла Tz; эта температура возросла более чем на 100 градусов - от 1862 до 1966 и 1994 К. Как известно, возрастание максимальной температуры цикла приводит к росту выбросов NOx с выхлопными газами в атмосферу.
3. Обращает на себя внимание отличие экономичности работы дизеля при использовании распылителей форсунок с сопловыми отверстиями 1,15 и 0,95 мм - при уменьшении диаметра сопел расход топлива снижался на 5 - 13 %, что реально зафиксировано при испытаниях. Это можно объяснить улучшением качества распы-ливания топлива и изменением регулировки ТНВД - увеличением угла опережения подачи топлива перед заменой распылителей. Такое изменение экономичности потребовало изменения настроечного коэффициента Zz - от 0,915 - 0,935 до 0,965 - 0,975 при сравнительно небольших отличиях значений коэффициента скругления.
TECHNICAL SCIENCE. 2019. No 1
4. Замена распылителей не сказалась на значениях расчетных значений как коэффициента избытка воздуха на сгорание, так и коэффициента продувки примерно на тех же скоростных режимах:
- при dc = 1,15 мм величина а найдена равной 1,801, 1,86 и 2,041; при dc = 0,95 мм - соответственно 1,794, 1,841 и 2,013, разница небольшая;
- значения коэффициента продувки составили фа = 1,339, 1,409, 1,462 при dc =1,15 мм и фа = 1,354, 1,475, 1,518 при dc = 0,95 мм.
Такие расхождения косвенно подтверждают корректность численного анализа.
5. Как на паспортном режиме ДЭМ, так и на эксплуатационных режимах полной частоты вращения 111 и 109 об/мин при распылителях разных проходных сечений обеспечивается баланс мощности турбины и компрессора для наддува без энергии импульса давления (Ke=1). Однако при снижении нагрузки доля использования энергии импульса возрастает; так, на режиме 79,64 об/мин расчетная мощность компрессора N = 322 кВт балансируется мощностью турбины только при значении коэффициента импульсности Ke = 11.3.
Двигатель 6ДКРН 67/170. Главные двигатели 6L67GFCA фирмы Бурмейстер и Вайн (6ДКРН 67/170-7) имели паспортную мощность 12000 элс (8830 кВт) при 122 об/мин, устанавливались на танкерах-продуктовозах типа «Новороссийск» греческой постройки 1982 - 1983 гг., а также на отечественных танкерах аналогичного класса Херсонской постройки. Материалы эксплуатационных испытаний главного дизеля одного из них (танкера «В. Чкалов») использованы в настоящей работе.
Во всех случаях анализа принималось падение давления в точке «а» цикла из соотношения: Pa=0,975Ps, показатель политропы сжатия в цилиндре полагался равным щ = 1,37. При этих условиях степень сжатия в цилиндре по данным паспортных испытаний дизеля на режиме MCR оказалась равной в = 10,8, по данным эксплуатационных испытаний среднее значение степени сжатия оказалось несколько ниже и равным в = 10,06. Механический КПД на режиме MCR указан в паспорте дизеля равным ^м= 0,917. На произвольном скоростном режиме механический КПД принимался из условия неизменности давления механических потерь на всех режимах, равным Рм = 0,109 МПа. Согласно эксплуатационным испытаниям, выполненным в 1988 г., моменты газораспределения оказались равными: предва-
ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION.
TECHNICAL SCIENCE. 2019. No 1
рение газовыхлопа - 87° пкв до НМТ, закрытие клапана - 73° пкв за НМТ [6]. Коэффициент остаточных газов на всех режимах моделирования принимался неизменным и равным уг = 0,05. Ввиду отсутствия данных по топливу принималось «стандартное» топливо теплотворной способностью 10,000 ккал/кг или 41868 кДж/кг. Настройка теоретической модели выполнена по известному удельному расходу топлива на режиме MCR. Итоги моделирования приведены в табл. 3.
Таблица 3 / Table 3
Параметр Режим
MCR ПХ -18.09-92 ПХ-12.09-92 ПХ -04.09-92
n, об/мин 122 116 111,7 112,7
Рк, МПа 0,251 0,202 0,183 0,177
Pi, МПа 1,315 1,117 1,048 1,053
Pz, МПа 8,82 7,37 6,87 7,2
Tz, К 1792 2003 2076 2048
Zz 0,98 0,98 0,98 0,98
^скр 0,93 0,93 0,93 0,93
Yr 0,05 0,05 0,05 0,05
Tr, К 693 803 803 803
N„, кВт 2520 1294 978 915
Ke 1,0 1,0 1,0 1,0
ge, г/кВт-ч 198 212 216 212
а 2,341 1,977 1,858 1,896
фа 1,36 1,308 1,347 1,308
Результаты. 1. Расчетное значение коэффициента избытка воздуха на сгорание на паспортном режиме эксплуатации дизеля Ь670РСЛ оказалось существенно больше, чем у дизеля предыдущего поколения (а = 2,341 по сравнению с а = 2,098 у двигателя K80GF), что оказало свое влияние на снижение максимальной температуры цикла на 70° (с 1862 до 1792 К).
2. Расчетные значения коэффициента а у двигателя на режимах полного хода в условиях эксплуатации найдены значительно меньшими (а = 1,858 - 1,977), чем на «паспортном» режиме; в то же время, максимальная температура цикла превысила 2000 К (Гг= 2003 - 2076 К). Такая ситуация может быть объяснена низким техническим состоянием силовой установки танкера «В. Чкалов»; подтверждением такого состояния служит температура продувочного воздуха в ресивере - при испытаниях температура продувочного воздуха на двигателе достигала 70 °С.
3. Избыток воздуха на продувку цилиндра найден стабильным на уровне, несколько большим фа = 1,3 как на «паспортном» режиме, так и на полном ходу в эксплуатации. По этому пара-
метру между двигателями K80GF и L67GFCA большого различия практически нет.
4. На всех режимах моделирования обеспечен баланс мощности турбины и компрессора для наддува без использования импульса энергии газов (Ke=1).
Двигатель 6S60MC. Главный двигатель танкера «NS Concept» типа 6S60MC (6ДКРН 60/229.2) производства Hyundai Heavy Industries Co. Ltd имеет паспортную мощность MCR 15400 элс (11,330 кВт) при частоте вращения 97 об/мин. Газо- и топливораспределение двигателя - от распределительного вала. На двигателе установлен один турбокомпрессор для наддува. Численное моделирование выполнено по данным официальных заводских испытаний дизеля от 15 ноября 2004 г. в режиме нагрузок от 110 до 25 % от паспортной [7]. Следует заметить, что режим 25 % нагрузки является предельным, когда воздухоснабжение дизеля обеспечивается еще турбокомпрессором для наддува без включения электровоздуходувок. Соотношение давлений продувочного воздуха принималось одинаковым для всех скоростных режимов и равным (по аналогии с более ранними моделями главных судовых дизелей)
Ps = 0,975PK, Pa = 0,925Ps.
Степень сжатия рассчитывалась для каждого режима по аналогии с двигателем 7ДКРН
80/160 по формуле: s = (Pc /Pa)1/n, где показатель П1 принимался равным: nt = 1,37. Среднеарифметическое значение степени сжатия по всем шести режимам испытаний оказалось равным в = 13,9. При моделировании рабочего процесса принималось «стандартное» топливо с теплотворной способностью 41,868 кДж/кг. На всех режимах испытаний оказалось возможным одинаковое значения коэффициента использования теплоты в точке «г», равное С^ = 0,99. Поскольку в исходных данных отсутствовали индикаторные диаграммы и не было возможности оценить величину коэффициента скругления ^скр, то этот коэффициент принимался исходя из совпадения расчетного и экспериментального значений удельного расхода топлива, т.е. коэффициент Сскр выполнял роль основного настроечного параметра расчетной модели. Его значение изменялось достаточно в узких пределах - от Сскр= 0,945 до ^скр = 0,96, что примерно соответствовало значению этого коэффициента в двигателях аналогичного класса. Вспомогательным
ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION.
параметром, использовавшимся для «подстройки» модели, был коэффициент остаточных газов (у г = 0,04 - 0,06).
Результаты численного моделирования на режимах испытаний двигателя на стенде завода-строителя обобщенны в табл. 4.
Таблица 4 / Table 4
Параметр Режим, %
25 50 75 90 100 110
n, об/мин 61,11 76,99 88,13 93,65 97,0 100,13
Рк, МПа 0,138 0,215 0,304 0,346 0,377 0,404
Pi, МПа 0,819 1,241 1,593 1,783 1,906 2,024
Pz, МПа 6,83 9,33 12,42 14,02 13,93 13,95
Tz, К 1835 1806 1737 1744 1725 1733
Zz 0,98 0,98 0,98 0,98 0,98 0,98
^скр 0,96 0,96 0,95 0,94 0,945 0,94
Yr 0,08 0,07 0,06 0,06 0,05 0,05
Tr, К 545 583 613 626 653 681
Nk, кВт 478 1560 3054 4011 4715 5326
Ke 4,735 1,578 1,155 1,095 1,036 1,0
ge, г/кВт-ч 183 178 174 175 176 180
а 2,323 2,349 2,587 2,576 2,608 2,547
фа 1,569 1,535 1,410 1,394 1,352 1,325
Результаты. Как видно из табл. 4:
1. Основной предмет исследования - коэффициент избытка воздуха на сгорание а - на всем возможном диапазоне режимов испытания дизеля без включения электровоздуходувок различается в нешироких пределах, имея максимум на 100 %-ной нагрузке (а = 2,608) и минимум -на 25 %-ной нагрузке (а = 2,323); численные значения коэффициента а для данного дизеля существенно выше, чем у более ранних моделей двигателей фирмы.
2. Увеличение избытка воздуха на сгорание сказалось на снижении максимальной температуры цикла - на паспортном режиме расчетная температура Т в двигателе £60МС оказалась примерно на 100 градусов ниже, чем в модели Z67GFCA.
3. Коэффициент продувки двигателя 6Б60МС находится на том же уровне, что и у двигателей более ранних моделей; фа имеет минимальное значение на максимальной нагрузке (фа = 1,325), практически линейно возрастает при снижении нагрузки и достигает своего максимума на 25 %-ной нагрузке (фа = 1,569).
4. Баланс мощности турбины и компрессора для наддува обеспечивается схемой постоянного наддува лишь на 110 %-ной нагрузке, где Ке = 1,0. На остальных режимах мощность балан-
TECHNICAL SCIENCE. 2019. No 1
сируется за счет преобразователя импульсов -коэффициент Ke возрастает от значения Ke =1,036 при 100 %-ной нагрузке до Ke = 4,735 при нагрузке 25 %.
Двигатель 6S70ME-C8. Главный двигатель танкера «Nordic Breeze» 6S70ME-C8 (6ДКРН 70/280) производства Doosan Engine Co.Ltd имеет паспортную мощность 18,280 кВт при частоте вращения 91 об/мин. Двигатель - электронно управляемый, с одним турбокомпрессором для наддува типа MET83MAZ3. Для численного анализа были взяты результаты испытаний дизеля при его приемке в эксплуатацию [8] на режимах испытаний от MCR (110 % нагрузки) до 25 % нагрузки, когда воздухоснабжение двигателя обеспечивается еще без включения вспомогательных электровоздуходувок, а также имевшиеся в наличии данные эксплуатационных испытаний дизеля от 31.07.2013 г. на режимах примерно 50 % нагрузки. Следует заметить:
- степень сжатия, найденная по результатам приемных испытаний дизеля на режимах полных нагрузок, была на уровне в = 14,0, в то время как по данным испытаний на частичных нагрузках эта величина оказалась несколько больше (в « 14,5), что можно объяснить погрешностью замеров или изменением моментов газораспределения. При моделировании принималось во всех случаях неизменная степень сжатия, равная в = 14,0;
- имевшиеся в наличии индикаторные диаграммы, снятые в процессе эксплуатации на режимах половинной нагрузки, позволили оценить величину коэффициента скругления теоретической индикаторной диаграммы; коэффициент скругления оказался на уровне ^скр= 0,97 - 0,985. При настройке теоретической модели по показателю удельного расхода топлива значение коэффициента скругления не выходило за указанные границы, совпадение расчетного и экспериментального значения удельного расхода топлива в основном обеспечивалось варьированием коэффициента использования теплоты в точке «z»;
- в процессе оценки давления в цилиндре в момент начала сжатия учтены особенности работы системы газообмена, а именно - значительное снижение фазы открытия выпускного клапана по сравнению с традиционным газообменом. Как было найдено из диаграмм газораспределения дизеля ([9], рис. 7), газораспределение практически симметрично относительно НМТ, на полном ходу угол предварения открытия выхлопного клапана равен 61° пкв до НМТ, при частоте вращения
ISSN 0321-2653 ИЗВЕСТИЯ ВУЗОВ. СЕВЕРО-КАВКАЗСКИМ РЕГИОН._ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ. 2019. № 1
ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION. TECHNICAL SCIENCE. 2019. No 1
57 об/мин этот угол уменьшается до 53° пкв до НМТ. При моделировании это должно результиро-ваться в снижении перепада давления между продувочным ресивером и цилиндром. Если при традиционном газообмене принималось: Pa = 0,925 Ps, то для электронно-управляемого дизеля принято: Pa = 0,96Ps; перепад давления продувочного воздуха на холодильнике во всех случаях принимался неизменным и равным Ps/P= 0,975. Обобщенные итоги расчетов на каждом режиме приведены в табл. 5.
Таблица 5 / Table 5
Параметр Заводские испытания, % Экспл. испытания
25 50 75 90 100 110 31.07.13 31.07.13
n, об/мин 57,3 70,3 82,7 87,9 91,0 93,9 73,3 72,7
Рк, МПа 0,137 0,2 0,298 0,345 0,384 0,411 0,197 0,197
Pi, МПа 0,819 1,15 1,644 1,865 1,993 2,128 1,2 1,17
Pz, МПа 9,13 11,22 14,31 16,14 15,98 16,0 11,41 11,12
Tz, К 1877 1788 1729 1713 1674 1676 1945 1912
Zz 0,98 0,98 0,98 0,98 0,98 0,97 0,98 0,98
^скр 0,97 0,97 0,97 0,97 0,97 0,97 0,97 0,97
Yr 0,08 0,07 0,07 0,07 0,07 0,07 0,07 0,07
Tr, K 527 610 622 637 659 683 682 682
Nk, кВт 606 1558 4390 6424 7337 8358 1439 1495
Ke 3,45 1,112 1,084 1,064 1,041 1,015 1,00 1,00
ge, г/кВт-ч 0,199 0,179 0,173 0,171 0,173 0,177 0,185 0,184
а 2,35 2,557 2,624 2,67 2,728 2,645 2,211 2,288
фа 1,521 1,378 1,355 1,400 1,265 1,237 1,336 1,400
Результаты. 1. Коэффициент избытка воздуха на сгорание при заводских испытаниях электронно-управляемого дизеля 6Б60МЕ находится незначительно выше, чем при традиционном распределении, достигая максимального значения на 100 %-ной нагрузке (а = 2,728); минимальное значение а найдено при 25 %-ной нагрузке - а = 2,35.
2. При испытаниях в процессе эксплуатации на примерно 50 % нагрузки величина а значительно снижена (до а = 2,211 и 2,288), что свидетельствует об ухудшении технического состояния двигателя.
3. При заводских испытаниях электронно-управляемого дизеля максимальная температура цикла оказалась несколько ниже, чем при традиционном распределении - максимальное снижение температуры достигало 50°; однако снижение а в процессе эксплуатации привело к росту максимальной температуры на той же нагрузке примерно на 124 - 157°, что должно сказаться на возрастании выбросов N0* в окружающую среду.
4. Величина коэффициента продувки фа для режима 90 %-ной нагрузки при заводских испытаниях оказалась практически такой, как и при традиционном распределении; однако на всех остальных режимах большей и меньшей нагрузки при электронном управлении избыток воздуха на продувку снизился примерно на 10 %. Ухудшение технического состояния двигателя в процессе эксплуатации не сказалось на изменении коэффициента продувки.
5. При всех заводских испытаниях двигателя баланс мощности турбины и компрессора для наддува частично восполнялся благодаря преобразователю импульсов в выхлопном коллекторе; за счет этого элемента восполнялось до 1,5 - 11 % недостающей мощности (Ke =1,015 - 1,112). Так, для режима 100 %-ной нагрузки расчетная мощность компрессора найдена NK= 7407 кВт, турбины Nt= 7112 кВт, коэффициент импульсности (степень участия преобразователя импульса в системе постоянного наддува в балансировке мощностей) - Ke = 1,041.
6. При эксплуатационных испытаниях с ухудшенным техническим состоянием дизеля баланс мощности турбины и компрессора обеспечивается без участия преобразователя импульсов (Ke = 1,0).
Двигатель 6G60ME-C9.5. Двигатель Hyundai-MAN B&W 6G60ME-C9.5 (6ДКРН 60/279) с электронным управлением и сниженными вредными выбросами в окружающую среду производства Hyundai Heavy Industries Co.LTD, установленный на танкере «Endurance NCR», имеет паспортную мощность MCR 14,280 кВт при 86,2 об/мин. Двигатель относится к классу ультрадлинноходовых - отношение хода поршня к диаметру цилиндра равно: S/D = 4,65. Моделирование рабочего процесса дизеля проведено на основе «Shop test result», выполненных 16 ноября 2016 г. в широком диапазоне нагрузок - от 25 до 110 % от MCR [10].
Особенности конструкции и газораспределения дизеля проявились сразу же на первом этапе исследования - при оценке степени сжатия в цилиндре. Как и в более ранних моделях, падение давления продувочного воздуха на воздушном холодильнике было принято в соответствии с зависимостью: Ps= 0,975Pk. Однако электронное управление работой выхлопного клапана и его более раннее закрытие определили необходимость при настройке модели уменьшить перепад давления при наполнении цилиндра и принять Pa= 0,96Ps. При этом, как видно из табл. 6, степень
ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION. TECHNICAL SCIENCE. 2019. No 1
сжатия на различных режимах испытаний оказалась разной: на малых нагрузках (в = 17,1 и 17,4) оказалась существенно выше этого параметра на режимах полных нагрузок (в « 14,2). В двигателях с традиционным распределением этого не может быть принципиально - начало сжатия (точка «а») не изменяет своего положения по ходу поршня, степень сжатия одинакова для всех скоростных режимов. В двигателях с электронным управлением степень сжатия может быть разной в том случае, если на малых нагрузках выхлопной клапан закрывается много раньше по углу поворота коленчатого вала и по ходу поршня, чем на режимах полных нагрузок, что реально наблюдается при электронном распределении. Поэтому при дальнейшем анализе в качестве исходных параметров для разных режимов принималась степень сжатия, найденная для каждого режима испытаний.
Таблица 6 / Table 6
Нагрузка, % 25 50 73,4 75 100 100 110
Рк, бар 1,53 2,43 3,52 3,59 4,46 4,49 4,83
Р=0,975Рк 1,49 2,37 3,43 3,5 4,35 4,38 4,71
Pa=0,96Ps 1,43 2,275 3,29 3,36 4,176 4,20 4,52
Рс, бар 70 114 132 134 159 159 172
e=(Pc/Pa)1/n1 17,1 17,4 14,8 14,74 14,25 14,20 14,25
В имевшихся в нашем распоряжении данных официальных испытаний дизеля 6G60ME,-C9.5 в качестве параметра нагрузки была приведена эффективная мощность, однако ни параметров механических потерь, ни параметров индициро-вания приведено не было. Механические потери были найдены нами по данным эксплуатационных испытаний дизеля от 10.04.2017 г., когда при частоте вращения п = 89,76 об/мин и эффективной мощности Ые= 13,482 кВт среднее индикаторное давление по всем цилиндрам найдено равным Рг= 2,0 МПа. При указанной мощности среднее эффективное давление составляет: Ре= (0,06 т Ыс /V. п г)=1,905 МПа, давление механических потерь равно: Рмех= Рг - Рс= 0,095 МПа.
При расчете индикаторных показателей дизеля и его механического КПД давление механических потерь принималось, как это допускается большинством исследователей, одинаковым для всех режимов испытаний и равным найденному значению Рмех. Итоги этой работы приведены в табл. 7.
Таблица 7 / Table 7
Нагрузка, % 25 50 73,4 75 100 100 110
Ne, кВт 3,570 7,140 10,482 10,710 14,280 14,280 15,708
n, об/мин 54,3 68,4 77,8 78,3 86,2 86,2 89,0
Pe, МПа 0,8334 1,3232 1,7079 1,7339 2,1 2,1 2,2373
Pi, МПа 0,9284 1,4182 1,8029 1,8289 2,195 2,195 2,3323
^мех 0,8977 0,933 0,9473 0,9481 0,9567 0,9567 0,9593
При настройке расчетных моделей рабочего цикла на каждом режиме испытаний потребовалось использование несколько большего количества настроечных параметров, чем это было в предыдущих моделях, что определялось увеличением хода поршня, изменением параметров регулирования топливоподачи и газораспределения. Так, увеличение хода поршня привело к увеличению теплоотвода в процессах сжатия и расширения, что потребовало незначительной корректировки показателей политроп сжатия и расширения. Смещение угла опережения топли-воподачи по ходу вращения в целях снижения давления сгорания увеличило значение коэффициента скругления индикаторной диаграммы. Уменьшение потерь продувочного воздуха из-за уменьшения угла открытия выхлопного клапана сказалось на необходимости увеличения расчетного значения коэффициента остаточных газов. Варьированием настроечных параметров достигалось основное условие - адекватность расчетного и опытного значений удельного расхода топлива.
Основные итоги моделирования на семи режимах испытаний даны в табл. 8.
Таблица 8 / Table 8
Параметр Режим испытания, %
25 50 73,4 75 100 100 110
n, об/мин 54,3 68,4 77,8 78,3 86,2 86,2 89,0
Рк, МПа 0,153 0,243 0,352 0,359 0,446 0,449 0,483
Pi, МПа 0,9284 1,4182 1,8029 1,8289 2,1950 2,1950 2,3323
Pz, МПа 11,0 15,2 17,2 17,3 17,4 17,2 18,4
Tz, К 1957 1857 1708 1712 1703 1706 1749
Zz 0,98 0,98 0,98 0,98 0,97 0,97 0,96
^скр 0,94 0,94 0,95 0,95 0,95 0,95 0,095
Yr 0,11 0,08 0,05 0,05 0,05 0,05 0,07
Tr, К 573 613 648 653 722 723 753
Nk, кВт 953 2289 4290 4413 6035 6088 6575
Ke 7,58 2,02 1,283 1,26 1,00 1,00 1,00
ge, г/кВт-ч 182,63 175,35 172,11 173,30 179,83 - 183,35
а 2,107 2,303 2,757 2,746 2,632 2,624 2,473
фа 1,475 1,359 1,249 1,237 1,175 1,178 1,139
ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION.
Результаты. 1. Наиболее неожиданным результатом моделирования рабочего цикла дизеля 6060МЕ-С9 является установленное различие степени сжатия на малых нагрузках (в = 17,1) и на режимах полных нагрузок (в = 14,2). Такое различие можно объяснить только изменением момента начала сжатия из-за более раннего закрытия выхлопного клапана при электронном управлении газораспределением.
2. Коэффициент избытка воздуха на сгорание, найденный по результатам заводских испытаний двигателя 6G60ME-C9, оказался на том же уровне, что и у дизеля 6Б60МЕ. Максимальное значение коэффициента - на режимах 73,4 - 75 % нагрузки (а = 2,757 и 2,746); при 100 %-ной нагрузке а несколько снижается до а = 2,632; при нагрузке 25 % избыток воздуха - минимальный (а = 2,107), что даже несколько меньше по сравнению с 6Б60МЕ, у которого а = 2,35.
3. На режиме 100 %-ной нагрузки максимальная расчетная температура цикла двигателя 6G60ME-C9 на 25 К выше, чем у двигателя 6Б60МЕ, что можно объяснить как погрешностью измерений, так и реальным отличием условий сгорания; на режиме 110 % эта разница достигает ~70 К.
4. Максимальное значение коэффициента продувки наблюдается на режиме 25 %-ной нагрузки (фа = 1,475) - как и у 6Б60МЕ. Однако начиная с 75 %-ной нагрузки у дизеля 6G60ME-C9 коэффициент фа оказался примерно на 0,1 меньше, а по сравнению с традиционным газораспределением -на 0,2 меньше. На режиме 110 %-ной нагрузки коэффициент фа оказался равным фа = 1,139 - такого низкого значения коэффициента продувки не фиксировалось ни в одной более ранней модели судовых малооборотных дизелей.
5. На режимах нагрузки 100 и 110 % баланс мощности компрессора для наддува и турбины обеспечен схемой постоянного наддува без участия преобразователя импульсов (на режиме 100 % Ыт= N = 6088 кВт, Ке = 1,0). Однако при снижении нагрузки этот баланс может быть обеспечен только за счет преобразователя импульсов: Ке >1. При 25 %-ной нагрузке расчетная мощность компрессора N = 953 кВт обеспечивается за счет преобразователя импульсов при Ке = 7,58.
Обсуждение
В работе поставлена основная цель - оценить тенденции изменения параметров рабочего процесса главного судового дизеля, которые ранее никогда не измерялись при испытаниях в
TECHNICAL SCIENCE. 2019. No 1
процессе эксплуатации, оценить возможность использования этих параметров в качестве диагностических. Для этого была использована простейшая теоретическая модель рабочего процесса, разработан алгоритм и программа счета. Один из основных исходных параметров - степень сжатия - определялся нетрадиционным способом - по соотношению давления в точках «а» и «с» цикла. Для настройки модели необходимо задаться рядом настроечных параметров и коэффициентов. При этом оценка численной величины одного из основных параметров - коэффициента скругления - может быть дана достаточно корректно путем сравнения расчетной и экспериментальной индикаторной диаграммы. Другие настроечные параметры (коэффициент остаточных газов, показатель политропы сжатия и расширения, коэффициент использования теплоты в точке «z» цикла) принимаются на основе экспертной оценки, их конечная численная величина должна обеспечить адекватность расчетной и опытной величины удельного расхода топлива. Удельный расход топлива - вот основной критерий адекватности расчетной модели.
Казалось бы, возможные погрешности при оценке удельного расхода топлива, использование достаточно широкого набора настроечных параметров модели могут привести к значительным погрешностям искомых параметров рабочего процесса. Однако этого не произошло. Результаты моделирования для каждого типа главных судовых дизелей дают вполне определенные численные значения искомых параметров, в полной мере повторяемые при использовании данных других индицирований дизеля, что свидетельствует о незначительном влиянии погрешности исходных величин на конечный результат. Полагаем, что этот результат может быть использован для оценки направлений совершенствования рабочего процесса, а также в качестве диагностического параметра, характерного для того или иного технического состояния дизеля.
Заключение
1. По мере совершенствования конструкций главных судовых дизелей существенно возрос коэффициент избытка воздуха на сгорание в цилиндре дизеля. По данным паспортных испытаний, этот коэффициент для двигателя 7K80GF имел значение а = 2,0, L67GFCA - а = 2,3, у современных дизелей типов SMC-C, GME-С этот коэффициент достиг величины а = 2,6 - 2,7.
ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION.
2. Основная цель увеличения избытка воздуха на сгорание - это снижение температуры сгорания (Т снижено с 1862 - 1798 до 1703 - 1674 К), определяющей содержание вредных выбросов окислов азота N0* в атмосферу.
3. Поскольку снижение температуры сгорания приводит к снижению экономичности рабочего процесса, для компенсации этого фактора в современных дизелях увеличена степень сжатия - с в = 11,83 - 10,8 до 14,0 - 14,2. Мало того, электронное распределение позволило на малых нагрузках дизеля увеличить степень сжатия до в = 17,1 - 17,4, что благоприятно не только с точки зрения экономичности, но и улучшает пусковые качества дизеля.
4. Избыток воздуха на продувку цилиндров как в старых, так и в новейших моделях находился примерно на одном уровне (фа = 1,3 - 1,4). Лишь в супердлинноходовом дизеле 6G60ME-C9 коэффициент продувки на полной нагрузке достиг минимальной величины фа = 1,175, что можно объяснить только снижением потерь заряда из цилиндра в конце газообмена (выхлопной клапан закрывается раньше по углу поворота, чем в более ранних моделях). Во всех моделях коэффициент фа растет при снижении нагрузки.
5. Во всех моделях главных судовых дизелей полные нагрузки практически обеспечиваются схемой наддува при постоянном давлении (в моделях S-MC, Б-МЕ есть небольшой небаланс мощности турбины в 3 - 9 %). Однако во всех случаях при снижении нагрузки баланс мощности турбины и компрессора для наддува обеспечивается только за счет использования энергии импульса давления газов: в двигателе 7K80GF -за счет конструкции импульсной системы наддува, в современных дизелях - за счет преобразователей импульса.
6. Изменение технического состояния судна и его силовой установки приводит к изменению расчетных показателей рабочего процесса. Так, работа дизеля 7K80GF на тяжелый винт привела к снижению избытка воздуха на сгорание на полном ходу до а = 1,7 - 1,8 и к повышению температуры сгорания до 1994 - 1966 К.
TECHNICAL SCIENCE. 2019. No 1
Аналогично изменение технического состояния дизеля 6S70ME-C8 в условиях эксплуатации привело к снижению а до а = 2,211 и к повышению Tz до величины Tz = 1945 К (вместо а = 2,728 и Tz = 1674 К при паспортных испытаниях). Следовательно, найденные по данным каждого ин-дицирования дизеля параметры могут быть использованы для оценки текущего технического состояния дизеля.
Литература
1. Васькевич Ф.А. Расчеты судовых дизелей: 2-е изд., Новороссийск: ГМУ им. адм. Ф.Ф. Ушакова, 2011. 100 с.
2. Васькевич Ф.А., Конева И.Н. Анализ параметров индици-рования главного судового дизеля методом численного моделирования: учеб.-метод. пособие по курсовому и дипломному проектированию специальности 050805 «Судовые энергетические установки и их элементы (главные и вспомогательные)», Новороссийск: ГМУ им. адм. Ф.Ф. Ушакова, 2017. 20 с.
3. Васькевич Ф.А., Зубко С.С. Оценка параметров рабочего процесса главного судового дизеля по данным эксплуатационных испытаний // Изв. вузов. Сев.-Кавк. регион. Техн. науки. 2018. № 3. С. 89 - 94.
4. Васькевич Ф.А., Зубко С.С. Расчет коэффициента продувки и параметров турбокомпрессора для наддува по данным индицирования главного судового дизеля / Изв. вузов. Сев.-Кавк. регион. Техн. науки. 2018. № 4. С. 56 - 60.
5. Повышение надежности и экономичности главных двигателей судов типа «Победа» на основе исследования рабочих процессов / Промежуточный отчет по теме 097. Новороссийск: НВИМУ, 1986. 159 с.
6. Повышение надежности и экономичности главных двигателей судов типа Новороссийск на основе исследования рабочих процессов / Промежуточный отчет по теме 097, Новороссийск: НВИМУ, 1988. 104 с.
7. Officiai shop test result for Main Engine AA1912 type 6S60MC Hull No1635 "NS Concept", Quality Management Department, 2004.12.08. 21 p.
8. Calculated Values Engine No.ML5096 type 6S70ME-C PMI-System, vessel "Nordic Breeze". Doosan Engine Co., Ltd. 7.31.2010.
9. Васькевич Ф.А., Зубко С.С. Исследование моментов газораспределения современных 2-тактных судовых дизелей. Эксплуатация морского транспорта // Сб. науч. статей / ГМУ им. адм. Ф.Ф. Ушакова. 2016. № 4. С. 74 - 79.
10. Official shop test result for Main Engine KAA006217 type 6G60ME-C9.5 Hull No.SN21641635 «Endurance NCR», Quality Management Department, 2016.12.07, 16 p.
References
1. Vas'kevich F.A. Raschety sudovykh dizelei [Diesel engine calculations]. Novorossiisk, 2011, 100 p.
2. Vas'kevich F.A., Koneva I.N. Analizparametrov inditsirovaniya glavnogo sudovogo dizelya metodom chislennogo modelirovani-ya [Main marine Diesel engine indicating parameters research with the digital simulation]. Novorossiisk, GMU im. adm. F.F. Ushakova, 2017, 20 p.
ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION. TECHNICAL SCIENCE. 2019. No 1
3. Vas'kevich F.A., Zubko S.S. Otsenka parametrov rabochego protsessa glavnogo sudovogo dizelya po dannym ekspluatatsionnykh ispytanii [Main Diesel engine cycle parameters estimation according to the engine indicating]. Izv. vuzov. Sev.-Kavk. region. Tech. nauki, 2018, no. 3, pp. 89 - 94. (In Russ.)
4. Vas'kevich F.A., Zubko S.S. Raschet koeffitsienta produvki i parametrov turbokompressora dlya nadduva po dannym inditsiro-vaniya glavnogo sudovogo dizelya [Calculation of the blowdown factor and turbocharger parameters for pressurization according to the data of the main ship's diesel]. Izv. vuzov. Sev.-Kavk. region. Tech. nauki, 2018, no. 4, pp. 56 - 60. (In Russ.)
5. Povyshenie nadezhnosti i ekonomichnosti glavnykh dvigatelei sudov tipa «Pobeda» na osnove issledovaniya rabochikh protsessov. Promezhutochnyi otchet po teme 097 [Main Engines of the ships type "Pobeda" reliability and efficiency have increased on the base of the working process researching. Tema 097 Progress report]. Novorossiisk, NVIMU, 1986, 159 p.
6. Povyshenie nadezhnosti i ekonomichnosti glavnykh dvigatelei sudov tipa Novorossiisk na osnove issledovaniya rabochikh protsessov. Promezhutochnyi otchet po teme 097 [Main Engines of the ships type "Novorossiysk" reliability and efficiency have increased on the base of the working process researching. Tema 097 Progress report]. Novorossiisk, NVIMU, 1988, 104 p.
7. Official shop test result for Main Engine AA1912 type 6S60MC Hull No1635 "NS Concept", Quality Management Department, 2004.12.08, 21 p.
8. Calculated Values Engine No.ML5096 type 6S70ME-C PMI-System, vessel "Nordic Breeze". Doosan Engine Co., Ltd. 07.31.2010.
9. Vas'kevich F.A., Zubko S.S. Issledovanie momentov gazoraspredeleniya sovremennykh 2-taktnykh sudovykh dizelei [Main two-stroke marine engine gas-exchange timing research]. Ekspluatatsiya morskogo transporta. Sbornik nauchnykh statei, 2016, no. 4, pp. 74 - 79. (In Russ.)
10. Official shop test result for Main Engine KAA006217 type 6G60ME-C9.5 Hull No.SN21641635 "Endurance NCR", Quality Management Department, 2016.12.07, 16 p.
Поступила в редакцию /Received 15 мая 2018 г. /May 15, 2018
