3. Drift av marint maskineri

3.1 Drift av dieselmaskineri

Vi skal her se på driftsdata for diesel fremdriftsmaskineri ved normal drift og starter med simulator motoren; MAN B&W 5L90MC.

Parameter		Ref.	Syl. 1 m/feil	Avvik	Syl. u/feil	Vurdering (Stikkord)
Pi (kW)		3670	3070	- 580	3790	Sum Pi tilnærmet konstant, dvs. ytre forhold uendret
Turtall (o/min)		74	74	-	-	Regulator innstilling ok
MIP (bar)		16,0	13,4	- 0,6	16,6	Snitt MIP tilnærmet konstant (effektutjevning) ok
Indeks		56,5	58,9	+ 2,4	58,9	Økt pga. red mB til syl 1 og effektutjevning ok
pLuftrec. (barg)		2,04	2,15	+0,11	-	Økt (+0,11), pga. økt NTL (økt Gexh) ok
tLuft rec (°C)		47	47	-	-	Termostatstyrt ok
tmrom		40	40	-	-	Uendret ok
pexh rec (barg)		1,71	1,77	+0,06		Økt pga. økt spyletrykk (følger normalt pspl)
texh (etter syl) (°C)		324	327	+3	330	Marginal økning?Þ simfeil? (Se neste side)
TIGN (dgr)		3,3	6,7	+3,8	5,1	Sen syl 1 pga. slitt pumpe, sen øvrige sylindre pga. VIT regulering som følge av økt indeks.
Pmax (barg)		132,1	121,4	- 10,7	133	Red. syl 1 pga. sen TIGN
TMAX (dgr)		11	13,8	+ 2,8	12,5	Sen pga. sen TIGN ok
PCOMPR (barg)		108,3	110,8	+2,5	110,8	Økt alle syl (+ 2,5) pga. økt spyletrykk, se kontroll

Parameter		Ref.	Syl. 1 m/feil	Avvik	Syl. u/feil	Vurdering (Stikkord)
PINJO (barg)		420	420	-	420	Innstilt fjærtrykk ok
PINJM (barg)		718	647	- 71	719	Red syl 1 (–71) pga. slitt pumpe ok
TINJO (dgr)		- 1,7	+1,74	+3,9	+0,13	Sen syl 1 pga. sen trykkoppbygning i pumpe ok. Sen øvrige syl. pga. VIT pga. økt indeks
LINJ (dgr)		15,3	13,4	- 1,9	15,9	Redusert syl 1 pga. slitt pumpe ok
Tennforsinkelse		5,0	≈ 5,0		≈5,0	Uendret Þ Simfeil?, se neste side
Turbo 1	N (o/min)	7300	7400	+100		Økt pga. økt Gexh
	GEXH (t/h)	87,6	88,6	+ 1		Økt pga. økt GL + økt pådrag (økt br. olje mengde)
	t (exh. rec.) (°C)	370	377	+ 7		Liten økning ?? (Se anmerkning)
	t (etter turb) (°C)	237	241	+4		Økt pga. økt texh rec ok
	Dt (turb) (K)	133	133	0		Indikerer turbin ok
	GLuft (t/h)	85,9	86,8	+0,9		Økt litt pga. økt NTL (økt pådrag) ok
	Dt (komp) (K)	134	134	0		Uendret og ind. kompressor ok
	DpLuftkj (mmVS)	174	188	+4		Økt pga. økt GL indikerer kjøler ok
	Dp filter (mmVS)	117	125	+8		- ” - - ” - indikerer filter ok
Turbo 2	N (o/min)	7300	7400	+100		Anmerkninger som for TL nr.1
	GEXH (t/h)	87,6	88,7	+1,1
	t exh. rec. (°C)	370	377	+7
	t (etter turb) (°C)	237	241	+4
	Dt (turb) (K)	133	133	0
	GLuft (t/h)	85,9	87	+1,1
	Dt (komp)(K)	134	134	0
	DpLuftkj.(mmVS)	174	188	+4
	Dpfilter (mmVS)	117	125	+8

3.1.1 Driftsdata - MAN B&W 5L90MC

Luft- og avgass-system

Figuren over viser turboladersystemet for MAN B&W 5L90MC, ved normal drift. På figuren er det påført temperaturer, trykk og strømningsmengder. Motor belastningen tilsvarer (NCR) «Normal Continuous Rating», (ca. 90 % av MCR).

På figuren er også vist en SCR (Selective Catalytic Reactor), som kan bli brukt til å redusere NOx utslipp fra motoren ved å tilføre ammoniakk til avgassen. Når SCR reaktoren er i drift blir avgassen ført fra avgass receiver til SCR beholderen. (Ikke i drift her).

Ved normal drift tar kompressorene luft fra maskinrommet via et luftfilter med lyddemper og komprimerer luften til ønsket spylelufttrykk.

Fra hver kompressor blir luften ført gjennom en spyleluftkjøler, der den blir kjølt til ønsket temperatur, i praksis fra 5 til 10°C over duggpunktstemperaturen (35 – 40°C) for luft ved aktuelt spyletrykk. Dette for å unngå utfelling av vanndråper, som kan føre til økt sylinderslitasje.

Husk at duggpunktstemperaturen stiger med økende trykk og øker for eksempel til omkring 150°C under kompresjons slaget.

Etter spyleluftkjølerne blir luften ført gjennom en avfukterenhet for å redusere luft- fuktigheten. Vann blir drenert fra avfukter via en dråpefanger, der vi også kan avlese hvor mye vann som blir tappet av.

Avgassen fra sylinderne strømmer inn i en felles avgassreceiver. Fra receiver kan gassen enten føres direkte til turbolader turbinene og videre til eksoskjelen, eller via katalysatoren (Selective Catalytic Reduction – SCR) til turbinene. I figuren er SCR reaktoren ikke i drift.

Forklaringen på denne økningen er i prinsippet todelt:

• Gassen har stor hastighet (kinetiske energi) ved passering av temperaturføler i eksos- utløpet, mens den i receiver bremses opp til omkring null hastighet. Gassens kinetiske energi er da omdannet til økning av indre energi, som altså betyr økt temperatur.
• Videre kan vi si at gasstemperaturen varierer sterkt ved passering av temperaturføleren i eksosutløpet. Idet avgassventilen åpner er temperaturen høy, kanskje 700 - 800ºC, men synker deretter gradvis under gassvekslingen, for til slutt å nærme seg spyleluft- temperaturen når den såkalte kortslutningsluften passerer føleren. Litt forenklet betyr dette at temperatur-føleren registrerer en form for gjennomsnitts-temperatur. Dette bidrar også til at receiver temperaturen er høyere enn avgasstemperaturen ut fra sylinderne.

Luftkjølerne har til oppgave å kjøle spyleluften for derved å øke tettheten, som igjen gir økt luftmasse i sylinderen. Kjølerne må derfor holdes «rene» for å skaffe mest mulig spyleluft til motoren.

Høy spylelufttemperatur vil nemlig medføre redusert luft tetthet og luft fylling, økt eksostemperatur, og normalt økt spesifikt brennstoff-forbruk. Merk likevel at spyleluftkjølere normalt er «overdimensjonert», blant annet pga. klassekrav mht. drift i tropiske farvann. Dette betyr i praksis at spyleluftkjølere normalt har god kapasitet for kjøling av luften, men belegg er uansett uheldig da strømningsmotstanden øker, påvirker luftgjennomgangen og er derfor uheldig for drift av motoren.

Belegg på luftfiltrene fører også til redusert luftgjennomgang og er tilsvarende uheldig for driftsforholdene.

Figuren under viser normale driftstemperaturer for sylinderenheten ved drift på NCR.

Ellers er det verdt å merke seg følgende normalverdier:

• Foringstemperatur: 170°C
• Sylinderdeksel: 195°C
• Kjølevann inn/ut 70/80°C
• Stempelkjøleolje inn/ut 45/50°C

Indikatordiagram - sylindertilstand

Figuren under viser et indikatordiagram for en sylinder ved drift på NCR og alle forhold ok.

Øverste kurve viser gasstrykk i sylinderen og nederste kurve viser trykk i brennoljesystemet, begge med horisontal akse i grader veivvinkel.

• SPEED 74 RPM motorturtall
• INDEX 56.49 % pumpeindeks (%) (mål på innsprøytet brennolje volum)
• MIP 15.94 BAR indikert middeltrykk (bar) (mål på utviklet arbeid i syl.)
• IKW 3648 KW indikert effekt per sylinder (effekt utviklet i sylinder)

Sylinder - forbrenning

• TIGN 3.4 DGR tenningstidspunkt i grader veivvinkel (+ = etter ØD)
• PMAX 124.0 BAR maksimalt sylindertrykk i barg (overtrykk)
• TMAX 14.0 DGR veivvinkel for makstrykk i sylinder
• PCOMPR 109.2 BAR kompresjonstrykk i barg (overtrykk)

Innsprøyting

• PINJO 420.0 BAR dysenålens åpningstrykk (innstilt fjærtrykk)
• PINJM 728.6 BAR maksimalt innsprøytingstrykk
• TINJO - 1.5 DGR dysenålen åpner - grader VV før ØD (− før ØD, + etter ØD)
• LINJ 16.5 DGR innsprøytingens varighet i grader veivvinkel

Trykkforløp i sylinder
Av kurven for sylindertrykk ser vi at tenningen starter etter ØD og at trykket deretter stiger fra kompresjonstrykket på ca. 109 bar til maksimaltrykket på ca. 124 bar. Dette gir et tennsprang på 124 – 109 = 15 bar, som vi kan regne som normalverdi eller referanse, da forholdene her er forutsatt optimale.

Av diagrammet ser vi videre at trykkstigningen skjer i løpet av ca. 10,6 grader veivvinkel, noe som gir en trykkgradient på 15/10,6 = 1,4 bar/grad. Dette er også en nyttig parameter, idet vi har at jo større trykkgradienten er, jo raskere er trykkstigningen, som ved for høye verdier kan føre til ringkollaps og gjennomslag. Dette siste fordi for rask trykkstigning gir for liten tid til å bygge opp gassputen bak kompresjonsringene.

Innsprøytingstrykk

Trykkforløpet i innsprøytingssystemet viser at trykket stiger inntil dysenålen åpner, ved et innstilt trykk (fjærtrykk) på 420 bar. Idet dysen åpner, får trykkurven en typisk knekk (liten trykkreduksjon) for deretter å stige til et maksimaltrykk på 728,6 bar.

Av størst interesse er dysenålens åpningstrykk og veivvinkel. Åpningstrykket er som nevnt, bestemt av et innstilt fjærtrykk i brennstoffventilen, mens åpningsvinkelen vil kunne variere. En slitt pumpe vil for eksempel gi senere trykkoppbygning og dermed senere innsprøyting, samtidig som maksimaltrykket i sylinderen ofte blir noe redusert pga. senere tenning.

Grade-tall for når trykkavlastningen inntrer er bestemt av regulatoren, som altså regulerer pumpeindeksen og dermed innsprøytet brennoljevolum for hvert arbeidsslag, eller med andre ord innsprøytingens varighet.

Trykkavlastningen bør skje så raskt som mulig, blant annet for å unngå trykksvingninger, som kan føre til såkalt etter-drypp i dysen, noe som er uheldig fordi det ofte fører til beleggdannelse på dysespissen, og kan over tid, føre til dårlig forstøvning og dårlig forbrenning mv.

Tennforsinkelse

Tennforsinkelse er tiden fra dysenålen åpner til selvantenning inntrer, angitt i millisekund eller veivgrader. Fra indikatordiagrammet får vi her følgende tennforsinkelse: 1,5 + 3,4 = 4,9 grader veivvinkel. (Husk at minus (–) betyr grader før ØD og pluss (+) betyr grader etter ØD).

Dette gir informasjon om flere forhold, herunder brennoljens tennegenskaper, om forstøvningen er tilfredsstillende og om luftfylling og renspyling er ok etc.

---

3.1.2 VIT regulert innsprøyting

VIT grunnprinsipp

Fra termodynamikken har vi at energipotensialet for en bestemt varmemengde øker ved økende temperatur. Overført til en stempelmotor betyr dette (litt forenklet) at vi får omformet mer av tilført varme med brennstoffet til nyttig (indikert) arbeid i sylinderen når forbrenningen foregår i eller så nær øvre dødpunkt som mulig. Dette betyr i prinsippet at for å oppnå høy termisk virkningsgrad, bør maksimalt sylindertrykk være så høyt som mulig, men likevel innenfor grenser, fastsatt av motorfabrikken.

Figuren under viser prinsippet for variabel innsprøyting (VIT = Variable Injection Timing). Dette går i korthet ut på å justere start av innsprøytingen i forhold til belastningen (indeksen). Figuren til høyre viser virkningen på spesifikt forbruk av VIT reguleringen. Vi ser at kurven for forbruk har et minimum ved omkring 80% belastning. Årsaken til dette er i korthet at ved denne belastingen kan vi tillatte relativt høye pmax verdier uten å skade motoren.

Belastningsområde for aktivering av VIT systemet kan vi normalt forandre ved å endre start- og sluttpunktene. Nominelt justeringsområde er fra 40 % indeks til 100 %, der innsprøytingen gradvis blir justert tidligere når belastningen blir redusert fra 100% og nedover, og med størst justering (tidligst innsprøyting) ved ca. 85 %. (Break Point).

VIT systemet er som hovedregel basert på følgende prinsipp:

1. Hver enkelt brennstoffpumpe kan justeres individuelt.
2. Alle pumpene kan justeres samlet, for å kompensere for brennoljens tennegenskaper.
3. VIT systemet regulerer innsprøytingen for alle pumpene i forhold til belastningen, dvs. pumpeindeksen.

Hensikten med VIT regulering er altså å oppnå lavest mulig spesifikt brennstoff-forbruk (SFOC). En reduksjon på omkring 2-3 % blir oppgitt av motorprodusentene. Merk derfor at alle større motorfabrikanter anvender tilsvarende prinsipp for regulering av innsprøytingen.

Begrensninger - VIT regulering

Om vi ser bort fra unormale forhold, som for eksempel ekstremt stor tennforsinkelse, betyr økt p_max at forbrenningen foregår nærmere ØD, noe som i prinsippet er gunstig både med hensyn på omforming av varme til arbeid og for selve forbrenningen.

I praksis må imidlertid maksimaltrykket holdes under visse grenser, bl.a. for å begrense mekanisk belastning på kryss-, veiv- og rammelager.

Begrensninger mht. p_max er som nevnt, bestemt av motorfabrikken og tallverdier for p_max vil derfor variere fra motor til motor, avhengig av type og størrelse mv.

I praksis oppgis ofte relative verdier, der 100% tilsvarer p_max ved 100% belastning på prøvestand. For andre belastninger regner vi prosentverdier relativt til 100%.

B&W med flere oppgir vanligvis nedre grense for å opprettholde p_max lik 100 % verdien, som følger:

• Turtall : Nedre grense 85% (bestemt av tillatt lagerbelastning).
• Middeltrykk : Nedre grense 85% (bestemt av stempelring funksjonen).

For å motvirke skader, særlig på veiv-, kryss- og rammelager må vi derfor i prinsippet redusere for-innsprøytingen ved turtall og belastninger under ca. 85% belastning.

Forklaringen på denne begrensningen ser vi enklest ved å se på trykkstigningen fra kompresjons- til maksimal-trykk, idet trykkforskjellen eller det såkalte tennspranget gradvis øker ved synkende belastning og når en grenseverdi ved omkring 85% belastning, noe som betyr at vi må redusere for innsprøytingen ved lavere belastningen for å redusere faren for skade på veiv-, kryss- og rammelagre og faren for ringkollaps og gjennomslag mv.

Merk videre at lagerbelastningen på moderne motorer generelt er relativt høy, dvs. det er relativt små marginer mot overlast.

B&W oppgir for eksempel følgende grenseverdier for p_maks:

• Krysslager: maks p_maks = 105%
• Veivlager: maks p_maks = 110%

Om vi for enkelhets skyld setter p_max = 100 bar, er det altså fare for overlast og skader på krysslager dersom maksimaltrykket er 105 bar eller høyere, dvs. en verdi som lett kan forekomme i praksis.

VIT reguleringen er derfor normalt innstilt som vist i figur på foregående side, med et «knekkpunkt» (Break Point) ved 85%.

3.2 Skader, feil og driftsforstyrrelser – dieselmaskineri

Ved drift av dieselmaskineri vil det fra tid til annen oppstå ulike feil og driftsforstyrrelser. Før vi går nærmere inn på dette, skal vi kort definere typiske skader ved drift av maskineri.

3.2.1 Skadetyper - definisjoner

Skader ved drift av dieselmotorer kan inndeles i følgende hovedgrupper:

1. Slitasje
2. Korrosjon
3. Kavitasjon/erosjon
4. Deformasjon og siging
5. Sprekker og brudd
6. Høy varmebelastning

1) Slitasjeformer
Slitasjeformer inndeles i abrasiv-, adhesiv-, korrosiv- slitasje og avskalling («pitting»).

Abrasiv slitasje
Hardt materiale river et mykere. Det harde materialet kan f.eks. være ruhetstopper eller løse partikler (abrasiver, «slipepasta»). Abrasiv slitasje er tilnærmet proporsjonal med flate- belastningen og omvendt proporsjonal med flatens hardhet.

Adhesiv slitasje
Adhesiv slitasje (friksjonsslitasje, microseizure (Mz), scuffing).

Mz er karakterisert ved: Metallisk kontakt ⇒ oppvarming ⇒ sammensveising pga. molekyl- krefter (adhesjon) ⇒ avriving ⇒ avkjøling og herding ⇒ gir hard/glatt overflate på herdbare overflater. Sylinderforing og ringer er mest utsatt for Mz.

Årsaker: Smøreoljefilm ødelagt, oksidsjikt fjernet ⇒ metallisk kontakt ⇒ Mz.

Generelt gjelder at like materialer gir økt adhesjon, dvs. foring/ring bør være av forskjellig materiale.

Støpejern omvandles, får hvit farge og blir svært hardt pga. herdeprosessen.

2) Korrosjon
Nedbryting av materiale, men viktigst for dieselmaskineri er lav- og høytemperatur korrosjon.

Lavtemperaturkorrosjon: Svovelsyrenedslag på kalde flater (under 150°C). Mengde svovel og O₂ i gassen, samt innhold av vann (duggpunkts temperatur) bestemmer omfanget.

Høytemperaturkorrosjon: Avsetning av metallsalter dannet ved forbrenning av tungolje. De «farligste» stoffene er: svovel (S), vanadium (V), natrium (Na) og klor (Cl). Salter i forbrennings gassen er først i gassform, men kleber til flater med temperatur høyere enn stoffets størkne- temperatur ("stiction temperature") ≈ smeltetemperaturen, (mest utsatt er avgassventiler på 4-takts motorer, turbolader turbin og kjelerør).

Tungolje der forholdet V/Na ≈ 3 gir metallsalt med relativt lav størknetemperatur (≈ 530°C) og dermed økt fare for høytemperaturkorrosjon. Avgassventiler på 4-takts motorer er derfor mest utsatt, da disse normalt har høyere avgasstemperatur enn 2-takts langsomt gående motorer.

Andre korrosjonsformer:
Galvanisk korrosjon: Grunnet forskjellig elektrisk potensial.
Spenningskorrosjon: Skyldes en kombinasjon av belastning og korrosjon.
Selektiv korrosjon: Et metall i en legering oppløses og resten blir porøs.
Tildekningskorrosjon: Opptrer som groptæringer under avsetninger.
Turbulenskorrosjon: Lokal tæring pga. stor strømningshastighet ⇒ oksidbelegg blir fjernet kontinuerlig, noe som fører til slitasje av materialet (materialsvinn, kopper utsatt).

3) Kavitasjon/erosjon
Lokale undertrykk i strømmende væske gir undertrykksbobler og når trykket igjen øker, brister boblen, noe som medfører svært høy lokal flate belastning. Baksiden av propellblad og sugeside av pumper er mest utsatt.

4) Deformasjon og siging
Høy temperatur kombinert med vekslende strekkbelastning (spenning (σ)) kan gi varig deformasjon evt. brudd selv om spenningen er under flytegrensen.

5) Sprekker og brudd
Utmatting (materialtretthet) opptrer i hovedsak som følge av vekslende strekkbelastninger.

Typiske kjennetegn er: Mikrosprekk vokser og utvikles lik årringer i et tre. Når spenningen i restmaterialet når bruddgrensen inntrer tretthetsbruddet.

Et eksempel er torsjonssvingningsbrudd i veivaksler (bruddflate ca. 45° på senterlinjen).

Utmattingsfasthet beskrives gjerne ved såkalte ”Wøhlerdiagram”, der spenningen σ er fremstilt som funksjon av antall lastvekslinger.

Aluminium legeringer og stål plassert i korrosivt miljø (skip, plattform) har i prinsippet ingen utmattingsgrense og vi må derfor ta høyde for at brudd kan inntreffe (før eller siden), dette selv om belastningen er under bruddgrensen for materialet.

Seigt brudd: Langsom bruddutvikling og stor deformasjon pga. høy spenning ⇒ matt bruddflate.

Sprøbrudd: Typisk liten deformasjon og hurtig bruddforplantning (lydhastighet ≈ 750-5000 m/s).

Betingelser for sprøbrudd er høy tri-aksial spenning og lav temperatur. Starter ofte i kjerver, hulkiler, smøreoljeboringer eller sår i materialet.

6) Varmebelastning

Med begrepet varmebelastning forstår vi:

• Høy temperatur ⇒ svekker materialet ⇒ fare for sprekkdannelse mv.
• Stor temperaturforskjell ⇒ varmeutvidelse ⇒ fare for sprekkdannelse mv.

3.2.2 Slitasje og skade på sylinderenhet – årsaker/tiltak

Hovedårsaker til slitasje og skade på foring og ringer er:

• Høy varmebelastning pga. feil i luft-/avgass-systemet eller feil v/forbrenningen.
• Dårlig smøreoljefilm og/eller høy mekanisk belastning.
• Feil ved stempelring funksjonen.
• Abrasiver, evt. Al/Si partikler i brennoljen.

Foring-/ringslitasje – Microseizure (Mz)

Microseizure, også kalt mikroslitasje eller friksjonsslitasje skyldes i prinsippet metallisk kontakt mellom små ruhetstopper på foring/ringer. Slik kontakt gir sterk lokal varmeutvikling på grunn av friksjon, noe som kan føre til at berøringspunktet blir svært varmt og små partikler (abrasiver) blir revet løs. Når ringen har passert kontaktpunktet blir området avkjølt og dersom materialet er herdbart, blir det gradvis dannet en hard og glatt overflate som hindrer oppbygning av smøreoljefilm på foringen og resultatet blir økt slitasje på ringer og/eller foring.

Typiske kjennetegn for MZ er:

• Ny Mz: Blå/grå farge.
• Gammel Mz: Brunfarget (forkullet olje).

Mz på ringene gir ofte skarpe kanter på glideflaten, som igjen skraper bort oljefilmen og kan føre til metallisk kontakt mv.

Mottiltak mot Mz på foring og ringer er i prinsippet å øke sylinderolje mengden en periode og samtidig redusere pumpeindeks på aktuell sylinder. Problemet vil da normalt forsvinne etter kort tid (timer).

Abrasiv slitasje (pga. abrasiver) skyldes forbrenningsprodukter (aske), eller partikler fra Mz, og i noen tilfeller partikler på grunn av for høy TBN i sylinderoljen.

“Clover leafing” (kløverbladslitasje) er svovelsyrekorrosjon mellom smørehull i foringen. Årsaken er i korthet at olje som strømmer inn i sylinderen via smørehullene, sprer seg utover sylinderflaten og TBN reserven blir da gradvis brukt opp, slik at det oppstår tæring i midtpartiet mellom smørehullene.

Ringskader: Typiske årsaker er rask trykkstigning pga. lang tennforsinkelse Se: Ringkollaps.

Normal foringsslitasje er størst øverst, pga. høye trykk/temperaturer, lav stempelhastighet og «dårlig» oljefilm. Mz slitasjen er ellers relativt liten øverst i foringen, men øker tilnærmet proporsjonalt med stempelhastigheten, dvs. den er størst omkring midten av foringen.

Typisk slitasje og bruksperiode for foringer er:

• 2-takt: slitasje; 0,1 mm/1000 h og bruksperiode ≈ 10-12 år
• 4-takt: slitasje; 0,015 mm/1000 h og bruksperiode ≈ skipets levetid.

Ringkollaps – årsak og konsekvenser

For å tette fullstendig mot gasstrykket i sylinderen, må det være god kontakt mellom stempelringens tette- eller glideflate og mellom ringens underside og ringsporets bunn.

De kreftene som er nødvendige for å sikre tettingen, stammer fra gasstrykk over og bak ringen, se figur.

Gasskraften som presser ringen mot foringen, kan totalt bli inntil 30 tonn for «store» motorer.

Det vil imidlertid alltid være en viss gasslekkasje forbi kompresjonsringene (bl.a. gjennom ring-låsen), slik at det ved slutten av kompresjonsslaget er et visst trykk over og bak alle stempelringene.

Under normale driftsforhold sikrer altså gasstrykket bak ringene, en effektiv tetting. Disse stabile forholdene kan imidlertid bli endret ved forskjellige driftsforstyrrelser, noe som kan føre til at tettekraften blir for lav slik at innover-rettet kraft mot ringens glideflate vil presse ringen innover og bort fra foringen. Dersom dette skjer, kan ringen bli slått innover mot bunnen av ringsporet med stor kraft, vi får et såkalt ringkollaps.

Dersom gasstrykket bak ringen er stort nok, vil dette dempe ringens støt mot ringsporets bunn, i motsatt fall vil ringen kunne treffe ringsporets bunn med så stor kraft at ringen blir skadet eller brekker. Et tegn på ringkollaps er derfor slagmerker på ring-skjøtene.

Typiske årsaker til ringkollaps er i korthet:

• Hurtig trykkstigning i sylinder pga. stor tennforsinkelse som følge av brennoljens tenn- egenskaper eller stort tennsprang pga. for tidlig tenning.
• Liten klaring i overkant av ringspor, pga. belegg, dårlig forbrenning/dårlig sylinderolje.
• Ringens glideflate er for mye avrundet (slitt), eller har anlegg i nedre kant.
• Gasslekkasje via ringens underside, pga. dårlig rengjøring eller oppsprekking av belegg.
• Korrosiv slitasje av foring, «clover leafing» (også kalt kløverblad slitasje).
• Dårlig egenspennkraft (defekte ringer).
• Høy ringsonetemperatur (t > 220 °C).

Konsekvenser av ringkollaps er i hovedsak:

• Gasslekkasje forbi ringene som fører til bort-brenning av oljefilm på foring, noe som etter kort tid (min/timer) kan føre til stor slitasje på foring og ringer.
• Hyppige ringkollaps vil ellers svekke egenspennkraften til ringen, noe som igjen vil svekke ringens tettefunksjon, og kan i verste fall kan føre til gjennomslag og rivning mv.

Tilløp til ringkollaps må derfor stoppes snarest mulig, men tiltak for å oppnå dette, vil i stor grad avhenge av årsaken og må derfor vurderes i hvert enkelt tilfelle. Se avsnitt: Eksempel- Tilstandskontroll.

Utmattings-skader

Sylindertopp, stempelkrone og sylinderforinger blir utsatt for vekslende mekanisk belastning fra gasstrykket, samt vekslende varmebelastning under drift, særlig under manøvrering og start/stopp sykluser.

Skader som oppstår er ofte en kombinasjon av langtids- og korttids utmatting. Vi kan anta at den første mikrosprekken skyldes termiske belastninger ved start/stopp og manøvrering. Videre vil økt gasstrykk fra forbrenningen forsterke påkjenningen og føre til økt sprekkvekst. Sprekker starter gjerne i et område med kjerver, for eksempel overgangen til kjøle-ribber i stempelkronen.

Tiltak mot sylinderslitasje

Generelt gjelder at systematisk vedlikehold og dyktige maskinister vil eliminere eller redusere de fleste av ovennevnte årsaker, men hvilke tiltak som blir iverksatt i hvert enkelt tilfelle vil avhenge av flere forhold, som motortype, instrumentering, driftstid fra ny og belastning mm.

Generelt kan angis flg.:

• Forbehandling/forvarming og kontroll av brennoljen er viktig. (Ta alltid oljeprøver ved bunkring og få disse analysert snarest mulig, helst før oljen tas i bruk).
• Rutinemessig kontroll av p_max, p_comp, samt flest mulig andre driftsdata.
• Høyest mulig temperatur på sylinderkjøling (85 °C).
• Kontroll av evt. dysekjøletemperatur (bestemmer dysespisstemperatur).
• Overhaling/utskifting av brennolje pumper og dyser bør følges opp kontinuerlig.
• Regelmessig vedlikehold, kontroll og vasking av turbolader (vask 1 gang/uke).
• Kortvarig økning av sylinderoljemengden reduserer «microseizure» slitasjen.

Skader på avgassventiler (Høytemperatur korrosjon)

Ved drift på tungolje er det særlig høy-temperaturkorrosjon på eksosventiler som skaper driftsforstyrrelser.

Høytemperaturkorrosjon skyldes vanligvis avsetning av metallsalter dannet ved forbrenning av tungolje.

De «farligste» stoffene er vanadium (V), natrium (Na) og klor (Cl). Saltene er først i gassform, men kleber til flater med temperatur høyere enn størknetemperaturen ("stiction temperature") ≈ smelte-temperaturen til stoffet.

Figuren til viser eksempel på utseende av en eksosventil med gjennombrenning pga. høytemperatur-korrosjon

Tungolje der forholdet V/Na ≈ 3 gir metallsalt med relativt lav størknetemperatur (≈ 530 °C) og dermed økt fare for høytemperaturkorrosjon. Avgassventiler på 4-takts motorer er mest utsatt, mens 2-takts langsomt-gående motorer er mindre utsatt fordi avgasstemperaturene er lavere og normalt under grensen for høytemperaturkorrosjon.

Gjennomslag

Gjennomslag i en eller flere sylindre er en alvorlig feil som krever strakstiltak for å hindre skade/havari. Virkning av gjennomslag (en sylinder) er i hovedsak:

• Bort-brenning av oljefilm på foring ⇒ stor sylinderslitasje ⇒ fare for rivning og havari.
  
• Redusert kompresjonstrykk ⇒ lav kompresjonstemperatur ⇒ ufullstendig forbrenning ⇒ økt avgasstemperatur og beleggdannelse i sylinder ⇒ fare for fastbrenning av ringer ⇒ ond sirkel.
• Belegg vil også bli ført til avgass-system m/turbin ⇒ økt strømningsmotstand og redusert turboladerturtall (mulig stalling) ⇒ redusert luftgjennomgang ⇒ dårlig forbrenning ⇒ økt beleggdannelse, økt fare for fastbrenning osv. (ond sirkel).
• Gasslekkasje til spylekanal på krysshode motorer kan føre til spylebrann, mens det på trunk motorer er fare for veivroms eksplosjon

Fortsatt drift innebærer altså fare for skade/havari på aktuell sylinder etter kort tid (min/timer).

Aktuelle strakstiltak (v/gjennomslag)

Ved en slik alvorlig feil bør vi straks varsle bro om behov for å redusere belastningen, og at det kan bli nødvendig med en kort stopp for evt. utkobling av brennstoffpumpe. I praksis må vi også vurdere å inspisere ringer/stempel/foring via spyleporter. Deretter kan vi prøve følgende alternativer:

Alternativ I

• Koble ut VIT systemet.
• Redusere turtall/belastning til omkring 80 %.
• Redusere pumpeindeks på aktuell sylinder (inntil gjennomslaget forsvinner) og samtidig øke sylinderolje mengden til maksimum.
• Fastbrente ringer vil da normalt løsne etter noen få minutter/timer og normal drift kan gradvis gjenopprettes.

Alternativ II

Dersom gjennomslaget fortsetter (for eksempel på grunn av en eller flere knekte ringer):
- Stoppe snarest mulig og "henge opp" brennstoffpumpen på aktuell sylinder. (Følg prosedyre i instruksjonsboken). Nytt turtall og belastning finner vi i instruksjonsboken. (Ved utkopling av flere pumper og/eller frakopling av stempel, bør vi kontakte motorfabrikk for råd om turtall og belastning, idet dette kan fremkalle "farlige" torsjonssvingninger ved bestemte turtall).

Alternativ III

• Stoppe motor og foreta stempelsjau (langsiktig).

Aktuelle langsiktige tiltak (v/gjennomslag 1 syl)

Langsiktige tiltak vil i noen grad avhenge av årsaken til gjennomslaget, som derfor bør fastlegges før vi iverksetter andre tiltak.

Om vi antar at gjennomslaget skyldes fastbrente ringer og at ovennevnte strakstiltak var tilstrekkelige for å gjenopprette ringfunksjonen, bør vi vurdere følgende:

• Foreta stempelsjau og grundig kontroll av stempel/ringer og foring på aktuell sylinder.
• Visuell inspeksjon av alle øvrige sylindre via spyleporter. Dersom inspeksjonen viser tegn til belegg eller slitasje, bør vi vurdere å trekke alle stempler.
• Revidere/forbedre rutiner for overvåking/kontroll av sylinderenhet.
• Revidere rutiner for vedlikehold (kvalitetssikring) av komponenter i brennstoff-systemet.
• Revidere rutiner for forbehandling av brennoljen (settling, separering, filtrering og forvarming).
• Revidere rutiner for kontroll av brennoljens tennings- og forbrenningsegenskaper.
• Kontroll av sylinderoljetilførsel og TBN i forhold til svovel i brennoljen.

3.2.3 Feil i turboladersystemet – konsekvenser og tiltak

Vi skal her redegjøre kort for konsekvenser og tiltak ved typiske feil i turboladersystemet.

Belegg i luft- og avgass-system

Belegg innsugsfilter

• p₁₁ = innløpstrykk ved normal drift
• p₁₂ = innløpstrykk med tett filter
• p₂₁ = utløpstrykk ved normal drift
• p₂₂ = utløpstrykk med tett filter

Ved belegg på filteret blir innløpstrykket redusert fra p₁₁ til p₁₂, mens innsugstemperatur og trykkforhold er omtrent uendret.

Virkningen blir at utløpstrykk og dermed spyletrykket avtar, mens utløpstemperaturen normalt øker.

I tillegg til at innløpstrykket synker, må vi også regne med at indre tap i kompressoren øker, da strømningsforholdene gjennom kompressoren er endret og dermed antagelig utenfor optimalt driftsområde. Dette kan føre til ytterligere økning av utløpstemperaturen, som igjen gir redusert lufttetthet og redusert luftgjennomgang etc.

Alt i alt avtar altså luftens tetthet og dermed avtar luftgjennomgangen. Motor driften er da på vei inn i en såkalt «ond sirkel».

Belegg kompressor

Belegg på kompressorskovlene vil som regel, føre til økt friksjons- og virveltap og dermed redusert indre virkningsgrad for kompressoren. Litt forenklet kan vi si at de indre tapene forblir i systemet og medfører at utløpstemperaturen øker. Samtidig vil normalt utløps- og spyletrykk synke.

Figuren under illustrerer virkningen av belegg på kompressorskovler og/eller diffusor i et T-s diagram.

(1) : innløpstilstand
(2) : utløpstilstand ved normal drift
(2a): utløpstilstand ved belegg på kompressor/diffusor

Belegg på kompressorskovler fjernes normalt ved regelmessig vannvasking, ved å blåse en liten mengde vann (0,5 - 1 liter) inn på skovlene ved hjelp av trykkluft, ved full belastning.

Belegg turbin/dysering

Belegg på turbinskovler og dysering fører som regel, til at indre virkningsgrad (η_iT) og turtall synker. Virkning av dette er at temperaturfallet (ΔT_T) over turbinen avtar og utløpstemperaturen øker, se figur.

Redusert ΔT_T gir redusert turbineffekt og dermed synker turtallet. Redusert turtall medfører videre redusert luftgjennomgang og motoren er da inne i en «ond sirkel».

Belegg på turbin/dysering kan altså føre til:

• Redusert TL turtall ⇒ redusert luftgjennomgang.
• Redusert luftgjennomgang gir redusert luftfylling og dårlig renspyling ⇒ dårlig forbrenning ⇒ høye avgasstemperaturer (alle syl.) ⇒ økt varmebelastning.
• Dårlig forbrenning ⇒ økt beleggdannelse i avgass-systemet (turbin/avgasskjel) ⇒ redusert TL turtall og økt strømningsmotstand ⇒ redusert luftgjennomgang etc. etc. ⇒ «ond sirkel».

Ved vurdering av turbintilstanden er det praktisk å ta utgangspunkt i temperaturfallet (ΔT_T). Vi får da følgende sammenheng:

Redusert (ΔT_T) indikerer belegg på dysering og/eller turbin.

Pumping (stalling)

Pumping (Eng. Surging) er et fenomen som oppstår fra tid til annen. Det arter seg som regel, ved en svært høy «rautende» lyd og sterke vibrasjoner som kan skade turbolader lagrene.

Litt forenklet kan vi forklare stalling ved hjelp av leveringskarakteristikken for en turbo- kompressor, som vist på figuren til høyre, der det er tegnet inn kurver for synkende turtall N₁, N₂, N₃ osv. og koter for indre virknings- grad.

På figuren er også vist en ideell system- eller motstandskurve for nytt anlegg.

Virkelig systemkurve må vi bestemme ved prøving om bord (evt. på prøvetur).

Når motstanden i systemet øker, for eksempel på grunn av beleggdannelse, vil driftspunktet bli forskjøvet mot venstre langs turtallskurven.

Alle turbokompressorer har imidlertid en nedre leveringsgrense, en såkalt pumpegrense for et gitt turtall, der trykkøkningen gjennom kompressoren «bryter sammen».

Pumpegrensen (Eng. surge limit) skiller altså mellom området for stabil drift av kompressoren (til høyre for pumpegrensen) og området for ustabil drift av kompressoren (til venstre for pumpegrensen).

For å sikre stabile driftsforhold bør derfor systemkurven ha god margin til pumpegrensen når anlegget er nytt, dvs. på prøveturen.

---

Stalling (årsak/tiltak)
Figuren under viser forholdene i kompressoren ved økt strømningsmotstand, f.eks. pga. belegg i luftkjøler.

Luftgjennomgang og relativ hastighet (a) ut fra skovlene blir da redusert.

Dette medfører at absolutthastigheten (c) og (d) får "feil" retning ved innløp til diffusor slik at det dannes virvler i diffusoren.

Virvlene fører til at det "frie strømningsarealet" i diffusor blir redusert slik at hastigheten (e) i utløpet blir omtrent lik hastigheten (d) ved innløp diffusor og dermed stopper trykkøkningen opp.

Dersom (e) og (d) er like store, vil det altså ikke bygges opp trykk i diffusor.

Dermed vil det trykket som allerede er bygget opp, dvs. receiver trykket forårsake et plutselig tilbake-blaff (Blow Back) gjennom kompressoren. Dette kaller vi stalling eller pumping, se figur.

Under stallingen vil turboladerturtallet ruse opp og ned og føre til sterke vibrasjoner og svært ustabil luftlevering.

I praksis kan de fleste tilfeller av stalling tilbakeføres til:

• Beleggdannelse i luft-/avgass-systemet.
• Feil i brennoljesystemet.
• Hurtig belastningsendring (sjøgang, særlig i ballast, manøvrering mv.).

---

Tiltak på kort sikt

• Åpne en ventil på luftreceiver, dvs. slippe luft ut i maskinrommet. Virkningen av dette er i prinsippet at strømnings motstanden blir redusert og dermed skyves driftspunktet bort fra pumpegrensen og stallingen opphører.
• Redusere motor-belastningen. Dette vil også normalt stoppe stallingen, men fører selvsagt til redusert fart og er derfor uheldig på lang sikt.
• Lokalisere årsakene og iverksette nødvendige tiltak.

Hva skjer ved avblåsing?

Standard tiltak for midlertidig å stoppe stalling er som nevnt, å åpne en ventil på spyleluft receiver og slippe luft ut i maskinrommet.

Dette fører til at mot-trykket (p₂) avtar og driftspunktet flyttes fra punkt (a) til punkt (b), se figur. Dvs. noe luft blir blåst ut i maskinrommet, mens resten blir tilført motoren. Levert luftmengde fra turbolader vil dermed øke, mens levert luftmengde til motor vil avta, noe som kan føre til dårlig forbrenning, økt avgasstemperatur etc.
Å slippe ut luft fra receiver til maskinrom er som nevnt, et midlertidig, men noen ganger et nødvendig tiltak for å unngå skade på turboladeren.

I praksis er imidlertid støynivået ved stalling så høyt at besetningen uansett vil prøve å stoppe stallingen snarest mulig.

Permanente tiltak mot stalling innebærer i praksis at vi foretar en grundig økonomisk/teknisk vurdering av følgende alternativer:

• Skifte dysering på turbin (enklest og ofte billigst).
• Skifte diffusor (flere størrelser er tilgjengelig for hver TL serie).
• Skifte ut turboladeren (kostbart).

3.2.4 Feil i brennstoffsystemet - konsekvenser

Den vanligste feilen i innsprøytingssystemet er slitasje på grunn av partikler i brennoljen, særlig «slipende» er Al/Si partikler, som er rester av katalysatorpartikler fra raffinering av råoljen.

Grenseverdier for Al + Si:

• Ved bunkring: maks 60 ppm
• Før innsprøyting: maks 10 ppm

---

Pumpeslitasje

Pumpeslitasje fører til lekkasje i pumpen og dermed senere trykkoppbygning (redusert trykkgradient), noe som igjen fører til senere åpning av dysene, sen innsprøyting og redusert innsprøytingstrykk og kanskje dårlig forstøvning, avhengig av graden av slitasje.

Virkning av pumpeslitasje er i korthet:

• Sen innsprøyting fører generelt til sen tenning, dårlig eller ufullstendig forbrenning, lavt maksimaltrykk p_max, etterbrann og høye avgasstemperaturer.
• Dårlig forbrenning gir høy varmebelastning på foring, ringer og avgassventiler mv.
• Dårlig forstøvning gir økt tennforsinkelse og vanligvis dårlig forbrenning

Konsekvens av slitasje i pumpen er i korthet:

• Innsprøytingsperioden vil øke noe for å kompensere for slitasje, redusert innsprøytings- mengde og redusert effekt på aktuell sylinder. (Regulatoren bestemmer pådraget).
• Dette fører til at forbrenningen skyves lenger fra ØD, noe som igjen fører til redusert indikert termisk virkningsgrad og økt varmebelastning på sylinderenheten.
• Ufullstendig forbrenning medfører dessuten økt beleggdannelse i avgass-system med turbolader ⇒ redusert luftgjennomgang, dårlig renspyling, dårlig luftfylling (lavt p_komp) ⇒ dårlig forbrenning ⇒ «ond sirkel».

Slitasje dyse/dysenål

Slitasje på dyse/dysenål fører til økt anleggsflate og redusert tetningstrykk ⇒ økt fare for lekkasje og upresis avslutning av innsprøytingen (dårlig klipping av dusj), dårlig forstøvning (store dråper) ⇒ ufullstendig/langsom forbrenning etc.

Slitasje i dyseboringer
Slitasje i dyseboringer (større hull) fører normalt til lavere innsprøytingstrykk på grunn av redusert strømningsmotstand, noe som igjen gir store dråper som fordamper/ forbrenner sakte og som derfor teoretisk kan nå gods (topp eller foring) før forbrenningen er avsluttet, gjelder særlig dersom dusjens retning er «feil».
Forbrenning på eller nær gods kan føre til avbrenning av gods og høy varmebelastning etc.

Indikasjon på slitte dyseboringer er altså:

• Uendret innsprøytingsvinkel.
• Redusert maksimalt innsprøytingstrykk.

Andre feil i brennstoffsystemet - Stikkord

Lav viskositet
Lav viskositet skyldes normalt for høy forvarmingstemperatur, noe som kan føre til lekkasje i pumpen, sen innsprøyting og fare for rivning fordi varm olje har dårlige smøreegenskaper.

Lav viskositet gir videre fare for «gassing» i systemet, noe som kan føre til tennings-svikt i en eller flere sylindre, som medfører mye støy og vibrasjoner og må selvsagt stoppes umiddelbart.

Høy viskositet skyldes normalt lav forvarmingstemperatur. Hovedvirkning av dette er rask trykkoppbygning og høye trykk i pumpene, som kan føre til mekanisk overbelastning på pumper og rørsystem mv.

Videre vil det dannes store dråper som gir sen fordampning og fordi dråpene samtidig har høy kinetisk energi, er det en viss fare for brennolje nedslag og forbrenning på flater i sylinderen, som igjen kan føre til bort-brenning av oljefilm på foring og nedbrenning av stempelkrone.

Faren for alvorlige feil er likevel størst ved for høy forvarmingstemperatur (lav viskositet) og dersom det er tvil, velger vi lav forvarmingstemperatur fremfor høy.

Defekt fjær i pumpe/synkeventil
Defekt fjær i trykk- eller synkeventil i utløp av pumpen fører til upresis «klipping» av brennolje-dusjen, som kan føre til trykksvingninger i høytrykksrør, etter-løft av dysenål og etter-drypp som igjen fører til dårlig forbrenning, etterbrann, høye avgasstemperaturer og høy varmebelastning etc.

Etter-drypp kan også føre til forbrenning på eller nær dysespissen som igjen kan føre til belegg eller såkalte kokstrompeter på dysen, noe som fører til dårlig forstøvning etc. og vi er da inne i den «onde sirkelen».

Slitasje på pumpekam kan forekomme pga. feil ved herding av kammen. Dette fører til sen innsprøyting, dårlig forbrenning, etterbrann, høy avgasstemperatur og høy varmebelastning.

Stor tennforsinkelse
Stor tennforsinkelse pga. brennoljens tennegenskaper (Typisk for olje med høy tetthet og lav viskositet) fører til hurtig trykkstigning i sylinder, med fare for ringkollaps og gjennomslag etc., samt fare for lagerskader (kryss-/veivlager) pga. slag-lignende belastninger.

Stor tennforsinkelse pga. dårlig forstøvning er også uheldig, og fører til dårlig forbrenning etc. Men faren for ringkollaps er begrenset fordi fordampning av oljedråpene tar lengre tid slik at mindre mengder brennolje er klargjort for antenning når selvantenningen inntrer.

3.2.5 Brann- og eksplosjonsfare – konsekvenser og tiltak

Innledning - definisjoner

Flammepunkt
Flammepunkt er en viktig parameter for å karakterisere brennbare stoffer. Det er den laveste temperatur hvor en væske avgir tilstrekkelig dampmengde til å danne en tennbar gassblanding.

Tenn-temperatur
Gassene antennes også ved at de kommer i kontakt med gjenstander med høy temperatur. Tenn-temperaturen er oppgitt ved det blandingsforholdet som lettest gir antenning.

Mekanismene for antenning fra gnist og høy temperatur er forskjellige, og det er ingen direkte sammenheng mellom de to karakteristikkene. For eksempel tåler hydrogen høy temperatur (560°C), men antennes lett av gnister. Derimot antennes f.eks. acetaldehyd allerede ved 140°C, men krever kraftig gnist for å gi antenning.

Eksplosjon
Eksplosjon, i egentlig forstand, er en hurtig forløpende kjemisk reaksjon som under utvikling av sterk varme og lys fører til dannelse av store mengder gassformige reaksjons- produkter.

På grunn av den volumutvidelse som den utviklede varme forårsaker, utøver gassene et plutselig sterkt trykk, som medfører en sprengende virkning på omgivelsene.

Den kjemiske reaksjonen som foregår, er som oftest en forbrenningsreaksjon som forplanter seg med lydhastigheten, dvs. omkring 300 m/s og høyere.

Dersom hastigheten blir særlig stor, 10 - 20 ganger lydens, kaller vi eksplosjonen for en detonasjon. Oksygenet som trenges til forbrenningen, leveres som regel av de eksploderende stoffer selv.

En hel rekke gasser som for eksempel hydrogen, metan, propan etc. blir eksplosive ved bestemte blan­dingsforhold med luft. Eksplosjonsgrensene for en brennbar gass eller damp angis ved den nedre (LEL = Lower Explosion Level) og øvre grensekonsentrasjon (UEL = Upper Explosion Level), som i blanding med luft kan antennes.

Ved 1 atm trykk og 20 °C er for eksempel eksplosjonsgrensene:

Bensin	: 0,7	-	8,0	Vol %
Propan	: 1,9	-	9,5	Vol %
Karbonmonoksid	: 12,5	-	75	Vol %
Etylalkohol	: 3,9	-	13,6	Vol %
Metan	: 5,0	-	15	Vol %

Veivroms-eksplosjon

Under drift av en motor inneholder luften i veivrommet de samme gassarter (N₂, O₂ og CO₂), i omtrent samme forhold som for luften i omgivelsen.

Dersom det for eksempel oppstår varmgang i et lager, vil smøreolje som legger seg på den varme overflaten fordampe. Når oljedampen deretter blir avkjølt og kondenserer, blir det dannet mange små dråper, en såkalt melkeaktig tåke («oil mist») som ved blanding med luft kan bli i stand til å spre flammer dersom den blir antent.

Antenning av olje-/luftblandingen kan forårsakes av den samme varme overflaten («hot spot») som dannet olje-tåken.

Hvis det er utviklet store mengder oljetåke før antenningen, og blandingsforholdet mellom gass og luft samtidig er innenfor det vi kaller eksplosivt blandingsforhold, kan forbrenningen bli svært kraftig eller eksplosjonsartet.

Merk likevel at en veivroms eksplosjon normalt kun kan oppstå etter at følgende 4 delprosesser er fullført:

1. Oljedråpene må fordampe,
2. kondensere,
3. danne melkeaktig tåke, (oil mist),
4. olje-tåken må deretter få tilført tilstrekkelig mengde luft til at blandingsforholdet er innenfor eksplosivt område (LEL) for oljetåke og luft.

Først når disse 4 prosessene er fullført, oppstår det reell fare for veivroms eksplosjon.

Normal veivroms atmosfære er med andre ord ikke eksplosiv.

Alarm for «Oil mist»

De fleste skipsmotorer er som kjent, utstyrt med en oljetåkeføler (oil mist detector) i veivrommet, som gir alarm og normalt auto «slow down» ved alarm.

Ved stopp av motor på grunn av alarm for «oil mist» eller av andre årsaker, skal vi alltid vente minst 20 minutter før vi åpner veivlukene.

Dette for å hindre lufttilgang, som kan føre til at en opprinnelig «fet» olje-/luftblanding blir eksplosiv, og som i verste fall, kan utløse en eksplosjon.

Skilt med advarsel om å vente minst 20 minutter etter stopp før vi åpner veivlukene, er alltid festet på lukene.

Oil Mist – Measures to be taken
Tiltak ved alarm for «oil mist» er her beskrevet med tekst på engelsk, hentet fra; B&W INSTRUCTION, (Operation), p. 118, ED 40.

Measures to be taken when Oil Mist has occurred
Do not stand near crankcase doors or relief valves - nor in corridors near doors to the engine room.

1. Reduce speed/pitch to slow down, if not already carried out automatically.
2. Ask bridge for permission to stop.
3. When the engine stop order is received:
   • stop the engine
   • close the fuel supply
4. Switch-off the auxiliary blowers.
5. Open the skylight(s) and/or "store hatch".
6. Leave the engine room.
7. Lock the casing doors and keep away from them.
8. Prepare the firefighting equipment.
   • Do not open the crankcase until at least 20 minutes after stopping the engine. When opening up, keep clear of possible spurs of flame. Do not use naked lights and do not smoke.
9. Stop the circulating oil pump. Take off/open all the lowermost doors on one side of the crankcase. Cut off the starting air, and engage the turning gear.
10. Locate the "hot spot". Use powerful lamps.
    Feel over, by hand or with a "thermo feel", all sliding surfaces (bearings, thrust bearing, piston rods, stuffing boxes, crossheads, telescopic pipes, chains, vibration dampers, moment compensators etc.
    Look for squeezed-out bearing metal, and dislocation caused by heat (blistered paint, burnt oil, oxidized steel. Keep possible bearing metal found at bottom of tray for later analysing.
11. Prevent further "hot spots" by preferably making a permanent repair.
    Ensure that the respective sliding surfaces are in good condition.
    Take special care to check that the circulating oil supply is in order.
12. Start the circulating oil pump and turn the engine by means of the turning gear.
    Check the oil flow from bearings, spray pipes and spray nozzles in the crankcase, chain case and thrust bearing.
    Check for possible leakages from pistons or piston rods
13. Start the engine.
    After: 15-30 minutes, one hour later, and when full load is reached:
    • Stop and feel over
    • Look for oil mist
14. In cases where it has not been possible to locate the "hot spot" the procedure according to Point 10 above should be repeated and intensified until the cause of the oil mist has been found and remedied.

There is a possibility that the oil mist is due to "atomization" of the circulating oil, caused by a jet of air/gas e.g. by combination of the following:

• Stuffing box leakages (not air tight).
• Blow-by through a cracked piston crown or piston rod (with direct connection to crankcase via the cooling oil outlet pipe).
• An oil mist could also develop as a result of heat from a scavenge fire being transmitted down the piston rod or via the stuffing box. Hot air jets or flames could also have passed through the stuffing box into the crankcase.

Scavenge air box fire (causes and measures)

Vi gjengir her tekst på engelsk fra: B&W INSTRUCTION, (Operation p. 115 ED 40).

1. Cause

If flakes of burning or glowing carbon deposits drop into the oil sludge at the bottom of the scavenge air box, this sludge can be ignited and, if very combustible material is found here, serious damage can be done to the piston rod and scavenge air box walls, the latter possible causing a reduction in the tension of the stay bolts.

Ignition of carbon deposits in the scavenge air box can be caused by:

• Prolonged blow by.
• Slow combustion in the cylinder, owing to incorrect atomization, incorrect type of fuel valve nozzle, or "misaligned" fuel jets.
• "Blow back" through the scavenge air ports, owing to an incorrectly adjusted exhaust cam disc or large resistance in the exhaust system (back pressure).

To keep the exhaust resistance low, heavy deposits must not be allowed to collect on protective gratings, nozzle rings and turbine blades, and the back pressure after the turbocharger must not exceed 350 mm WC.

2. Warning of Fire

A fire in the scavenge box manifests itself by:

• an increase in the exhaust temperature of the affected cylinder
• the turbocharger may surge
• smoke from the turbocharger air inlet filters when the surging occurs
• the scavenge air box being noticeably hotter

If the fire is violent, smoky exhaust and decreasing engine revolutions will occur.

Violent blow-by will cause smoke, sparks, and even flames, to be blown out when the respective scavenge box drain cock is opened - therefore keep clear of the line of ejection.

(Monitoring devices in the scavenge air space give alarm and slow down at abnormal temperature increase).

For CPP-plants with engaged shaft generator, an auxiliary engine will be started automatically and coupled to the grid before the shaft generator is disengaged and the engine speed is reduced.

3. Measures to be taken

Owing to the possible risk of crankcase explosion, do not stand near the relief valves - flames can suddenly be violently emitted.

1. Reduce speed/pitch to SLOW, if not already carried out automatically, and ask bridge for permission to stop.
2. When the engine STOP order is received, stop the engine and switch-off the auxiliary blowers.
3. Stop the fuel supply.
4. Stop the lubrication oil supply.
5. Put the scavenge air box fire extinguishing equipment into function.
   Do not open the scavenge air box or crankcase before the site of the fire has cooled to under 100 °C. When opening, keep clear of possible fresh spurs of flame.
6. Remove dry deposits and sludge from all the scavenge air boxes.
7. Clean the respective piston rods and cylinder liners, and inspect their surface condition, alignment, and whether distorted. If in order, coat with oil.
   Repeat the checking and concentrate on piston crown and skirt, while the engine is being turned (cooling oil and water on).
   Inspect the stuffing box and bottom of scavenge box for possible cracks.
8. If a piston caused the fire, and this piston cannot be overhauled at once, take the precautions referred to in chapter 703, Item 4.2, "Supplementary comment" point 7.

If heating of scavenge air box walls has been considerable, the stay bolts should be retightened at the first opportunity.

Before retightening, normal temperature of all engine parts must be reestablished.

3.2.6 Lavlastdrift – konsekvenser og tiltak

Innledning

Fra termodynamikken har vi at forbrenning nærmest mulig ØD gir høy termisk virkningsgrad og dermed lavt spesifikt brennstoff-forbruk. Dette følger av 2. hovedsetning: En bestemt varme- mengde tilført ved høy temperatur er mer høyverdig enn samme varmemengde tilført ved en lavere temperatur - eller sagt med andre ord; Tilgjengelig energi (exergien) øker med økende temperatur.

Om vi ser bort fra unormale forhold, som for eksempel ekstremt stor tennforsinkelse, betyr økning av p_max at forbrenningen foregår nærmere ØD, noe som i prinsippet er gunstig, både med hensyn til omforming av varme til arbeid og for selve forbrenningen.

I praksis må imidlertid maksimaltrykket holdes under visse grenser, bl.a. for å begrense mekanisk belastning på kryss-, veiv- og rammelager. Slike begrensninger er bestemt av motorfabrikken og kan avleses fra prøvestands- eller prøvetursdata for motoren.

Begrensninger og konsekvenser ved lavlastdrift

Begrensninger mht. p_max er som nevnt, bestemt av motorfabrikken og absoluttverdier for p_max vil derfor variere fra motor til motor, avhengig av type og størrelse mv.

I praksis oppgir motorfabrikanten ofte slike grenseverdier i kurveform, der 100 % p_max tilsvarer p_max ved 100 % belastning på prøvestand.

MAN B&W oppgir nedre grense for å opprettholde p_max lik 100 % verdien, som følger:

• Turtall Nedre grense: 85 %, bestemt av tillatt lagerbelastning.
• Middeltrykk Nedre grense: 85 %, bestemt av stempelring funksjonen (tennsprang).

For driftspunkt under ovennevnte grenser må vi ifølge B&W, påse at p_max/pme ≈ konstant.

Merk ellers at lagerbelastningen på moderne motorer er relativt høy, dvs. det er relativt små marginer mot overlast. B&W oppgir for eksempel følgende grenseverdier for overlast pga. p_max:

• Krysslager: maks 105 %
• Veivlager: maks 110 %

Om vi for enkelhets skyld setter normalt p_max = 100 bar, er det altså fare for overlast og skader på krysslager dersom maksimaltrykket er 105 bar eller høyere, noe som lett kan forekomme i praksis.

Mulige konsekvenser ved lavlastdrift

Lavlastdrift (under 50 %) medfører:

• Økt beleggdannelse,
• økt omfang av lavtemperatur korrosjon,
• redusert luftgjennomgang (lav turbolader virkningsgrad), som igjen fører til dårlig forbrenning og økt beleggdannelse,
• mulig tilbakeslag eksos/luftside (evt. pga. lav TL virkningsgrad).

Rask overgang til fullast er ofte mest kritisk (medfører ofte stalling).

Tiltak ved lavlastdrift

Vi skiller praktisk mellom tiltak på kort og lang sikt.

Tiltak på kort sikt (en reise)

• Redusere kjøling av spyleluft, forvarme luften om nødvendig, dette for å oppnå økt kompresjons temperatur for derved å bedre tennings- og forbrenningsforholdene.

• Stoppe evt. dysekjøling.

• Holde høyest mulig kjølevanns temperatur (ca. 85 °C).
• Justere innsprøytingen så tidlig som mulig (ifølge fabrikantens anbefalinger).
• Kjøre fullast ca. 1 time per døgn for å brenne av belegg.
• Vannvaske TL turbin og kompressor ofte (daglig).

Tiltak ved lengre intervall (flere reiser)

• Skifte til lavlastdyser (mindre hulldiameter), normalt kun aktuelt ved to eller flere planlagte reiser.
• Skifte dysering på turbolader, (aktuelt v/reisetid på 1/2 år eller mer).
• Skifte diffusor evt. turbolader, (aktuelt v/reisetid på 1 år eller mer).

3.2.7 Varmebelastning ved drift av skipsdieselmotorer

Begrepet varmebelastning

Med begrepet varmebelastning eller termisk belastning i en dieselmotor forstår vi vanligvis tilleggs-spenninger på grunn av høy metalltemperatur og/eller stor temperaturforskjell.

• Høy metalltemperatur ⇒ svekker materialet ⇒ fare for sprekkdannelse.
• Stor temperaturforskjell ⇒ varmespenninger og sprekkdannelse pga. deformasjon.

Økt gasstemperatur gir økt varmeovergang til gods i sylinder, blant annet pga. økt stråling og endret gassbevegelse. Dette fører igjen til økt temperatur på innvendige flater og dermed stor temperaturgradient gjennom godset, noe som igjen kan føre til sprekkdannelser etc.

Dårlig kjøling vil likeledes heve godstemperaturen og føre til økte temperaturspenninger og evt. redusere materialets fasthetsegenskaper, noe som igjen kan føre til sprekkdannelser, siging, utmatting og avbrenning av gods etc.

Lengre tids drift med høy varmebelastning kan altså føre til alvorlige feil, skader og i verste fall havari. Vi bør derfor stanse alle tilløp til økt varmebelastning snarest mulig.

Parameterendringer som varsler økt varmebelastning (VB)

En hovedoppgave for ansvarlig maskinvakt er som kjent, å sikre problemfri drift av fremdrifts motoren(e), herunder å begrense faren for termisk overbelastning. I praksis betyr dette at han/hun må vurdere driftstilstanden ved å holde øye med tilgjengelige driftsparametere.

Viktige parametere i denne sammenheng er middeltrykk, spyletrykk og pumpeindeks, da disse er termodynamisk koblet til varmebelastningen ved drift av dieselmotorer. I det etterfølgende skal vi til orientering, utlede grunnlaget for denne koblingen.

Det bemerkes at selve utledningen kun er ment til orientering og forventes ikke gjengitt, mens konklusjonen kan ha en viss praktisk interesse.

Indikert middeltrykk (p_mi) og VB

For å vise sammenhengen mellom indikert middeltrykket (p_mi) og varmebelastning, tar vi utgangspunkt i følgende:

Indikert effekt P_i (kW) = p_mi(MPa) ⋅ V_h(m³) ⋅ n(s^-1) ⋅ i(syl) (1)

Tilført brennoljemengde $\dot{\mathrm{m}}$_B(kg/s) = P_i (MJ/s) ⋅ b₁(kg/MJ) (2)

Av (1) og (2) får vi innsprøytet brennoljemengde per sylinder, per slag >(m_B):

m_B(kg) = $\frac{\rm{\mathop P\nolimits_{mi} \cdot \mathop V\nolimits_h \cdot n \cdot i \cdot \mathop b\nolimits_i }}{\rm{n \cdot i}}$

Faktoren (n ⋅ i) kan vi her stryke og får da:

m_B = p_mi ⋅ V_h ⋅ b_i = k₁ ⋅ p_mi (3)

Her er V_h slagvolum i m³, b_i indikert spesifikt brennstoff-forbruk i kg/MJ, som begge antas konstant og erstattes med en konstant (k₁).

Vi uttrykker tilført varme per syl, per slag (q_t):

q_t = m_B (kg) ⋅ h (kJ/kg) = k₁ ⋅ p_mi ⋅ h ⇒ q_t = k ⋅ p_mi ⇒ (4)

Varmebelastning = k ⋅ p_mi (5)

Her er innført en ny konstant k = k₁ ⋅ h, idet vi antar at brennverdien h er konstant.

Av ligning (5) følger at varmebelastningen øker proporsjonalt med p_mi. Dette er illustrert i figuren under.

Økt p_mi indikerer altså økt varmelastning.

Dersom det for oppstår feil ved f.eks. innsprøyting eller forbrenning i en eller flere sylindre, må vi vurdere situasjonen på nytt i hvert enkelt tilfelle.

Spyletrykk (p_spl) og VB

Vi har tidligere vist at masse "ren" luft innestengt i sylinderen

(m_Lf) er bestemt av:

m_Lf = $\frac{\rm{\mathop P\nolimits_1 \mathop V\nolimits_1 }}{\rm{R {T_1}}}{\rm{\gamma _R}}$ $\left( {\frac{\rm{kg\ luft}}{\rm{syl/slag}}} \right)$ [1]

Her er p₁ ≈ abs. spyletrykk, V₁(m³) = sylindervolum ved kompresjonens start, γ_R = ren spylingsgrad (γ_R ≈ 0,95 for langspyling), R = gasskonstanten for luft (0,287 kJ/kgK) og T₁ er luft-temperatur ved kompresjonens start (T₁ ≈ 350 K).

For praktisk bruk kan vi si at V₁, R, T₁ og γ_R er konstanter, mens spyletrykket (p₁) vil variere, dvs. spyletrykket gir et tilnærmet mål på mengde forbrenningsluft (m_Lf).

Vi har tidligere uttrykt tilført varme per sylinder, per slag (q_t). Denne varmemengden blir i hovedsak overført til luften i sylinderen. Vi har altså:

q_t(kJ) = m_B (kg) ⋅ h (kJ/kg) = m_Lf (kg⋅ c (kJ/kgK) ⋅ Δt (K) [2]

I [2] er m_B innsprøytet brennolje mengde per sylinder, per slag i kg, h er brennoljens brennverdi i kJ/kg, m_Lf er forbrenningsluftmengde i kg per sylinder, per slag, c er spesifikk varme for luften i kJ/kgK og Δt er temperaturstigningen i Kelvin.

Av [2] følger at dersom m_Lf minker, (spyletrykket synker), må temperaturstigningen (Δt) øke for at ligningen skal stemme.

Figuren over illustrerer sammenhengen mellom spyletrykk (p_spl) og varmebelastning.

Dersom spyletrykket avtar, kan vi anta at luftfyllingen (m_Lf) avtar og at gass-temperaturen i forbrennings-rommet øker og følgelig øker varmebelastningen.

Redusert (m_Lf) fører også ofte til ufullstendig forbrenning og forverrer forholdene (ond sirkel).

Pumpeindeks og VB

For konvensjonelle brennstoffpumper er indeksen proporsjonal med innsprøytet brennolje- volum(v), vi har at:

v = k⋅ indeks (m³) (1)

Her er v = innsprøytet brennoljevolum i m³ per sylinder, per slag, k er en passende konstant og indeks er et tall, ofte angitt i %, som sammen med k gir innsprøytet brennoljevolum i ønsket enhet. Innsprøytet brennoljemasse per slag får vi ved å multiplisere med tettheten (ρ):

m_B = ρ(kg/m³) ⋅ v(m³) = ρ ⋅ k₁⋅ indeks (2)

Tilført energi er bestemt av oljens brennverdi (h), ofte angitt i kJ/kg. (≈40 000 kJ/kg).Tilført energi per sylinder, per slag blir da:

q_t (kJ) = m_B (kg) ⋅ h (kJ/kg) = ρ ⋅ k₁⋅ indeks (3)

I (3) innfører vi en ny konstant k = ρ ⋅ k₁ ⋅ h, og får:

Varmebelastningen = k ⋅ indeks

Figuren over viser dette grafisk.

Merk imidlertid, at vi må skille mellom midlere indeks og indeks for enkeltpumper.

Konklusjon

Vi kan altså konkludere med at ved ellers normale driftsforhold er det fare for økt varme belastning ved:

• Økende middeltrykk (en eller flere syl.)
• redusert spyletrykk og/eller
• økt pumpeindeks (en eller flere syl.)

Ved store utslag må ansvarlig maskinvakt vurdere å iverksette tiltak, som vil variere avhengig av årsaken(e) til endringene. Dette kommer vi tilbake til senere.

---

3.2.8 Automatisk belastningskontroll

For å redusere faren for overbelastning, termisk og mekanisk, er alle større fremdriftsmotorer utstyrt med en form for belastningskontroll.

Belastningskontroll ved oppstart - MAN B&W L90MC motorer

Belastningskontroll ved oppstart av MAN B&W MC motorer omfatter i prinsippet en termisk monitor for overvåkning og kontroll av motoroppvarmingen per tidsenhet og en overlast monitor for overvåkning og kontroll av termisk belastning på grunn av ytre faktorer som begroning og strøm etc.

Kontrollen blir i prinsippet oppnådd ved å begrense maks tillatt pumpeindeks innenfor nærmere fastsatte grenser for henholdsvis spyletrykk og dreiemoment.

Spyletrykk kontrolleren overvåker spyletrykket og begrenser maks tilført brennolje mengde (dvs. maks pumpeindeks) i forhold til fastsatte grenser for spyletrykket. Dette for å hindre ufullstendig forbrenning, etter-brann, sot dannelse og høye forbrenningstemperaturer på grunn av redusert luftfylling mv.

Figur 1 viser sammenhengen mellom maks indeks og spyletrykket.

Når trykket er under 0,2 bar, er maks tillatt pumpeindeks 50 %.

For spyletrykk mellom 0,2 og 1 bar kan indeksen økes gradvis, deretter blir denne begrensningen opphevet, som vist på figuren.

Dreiemoment kontrolleren overvåker motorens rpm og begrenser maks tillatt pumpeindeks i forhold til fastsatte grenser for turtallet

Figur 2 viser reguleringsprinsippet.

Turtallet blir overvåket og kontrollert i forhold til pumpeindeksen.

Ved turtall under 40 % er maks tillatt pumpeindeks begrenset til 70 %.

For turtall over 40 % kan indeksen gradvis økes, såfremt grense for spyletrykket er tilfredsstilt.

Under oppkjøring av motoren gjelder altså følgende tre lastbegrensninger:

• Termisk overlast (varmebelastning) blir hindret ved å begrense maks tillatt økning av pumpeindeksen per tidsenhet.
• Spyletrykk kontrolleren begrenser pumpeindeksen innenfor fastsatte grenser for spyletrykket.
• Dreiemoment kontrolleren begrenser maks tillatt pumpeindeks i forhold til turtallet. (Forutsetter FP propell).

Grenseverdier og settpunkt for de ulike lastbegrensninger finner vi i instruksjonsmanualen for aktuell motor.

---

Alarm- og nødstoppgrenser – ved normal drift

Alle moderne fremdriftsmotorer er utstyrt med et overvåkings, alarm og nødstopp system, som skal sikre problemfri drift av motoren.

Grunnlaget for å fastsette sett punkt for alarm- og nødstopp mv. for en bestemt motor, blir fastsatt av motorfabrikken, basert på omfattende beregninger og tester, samt registrerte erfaringsdata fra motorer i drift. I praksis betyr dette at grenseverdier for alarm og nødstopp mv. vil variere fra motor til motor, også innenfor samme motorserie.

Tabellen viser noen veiledende alarm- og nødstoppgrenser for MAN B&W L90MC motorer.

Symbol	t = temperature in °C n = speed in r/min p = Gauge pressure in bar l = level Dp = dif. pressure in bar v = viscosity in cSt	Normal Service value	Alarm High	Alarm Low	Slow down	Shut down
v	Viscosity of the fuel oil, inlet engine (cSt)	15 cSt	40	7
t	Lub. oil inlet (System oil) (°C)	40-50	55	35	60
t	Lub. oil outlet (System oil) (°C)	50-60	65
t	Piston cooling oil outlet (°C)	50-65	65		70
p	Lub. oil inlet pressure (system oil)	1.8-2.2
p	Piston cooling oil inlet (bar)	2.5		1.7	1.3	1.0
p	Lub. oil inlet to main and thrust bearings (bar)	1.9		1.5	1.3	1.1
t	Main bearing metal temperature (°C)	50-70	75		80
t	Main bearing oil outlet temperature (°C)	50-60	65		70
t	Crankpin bearing metal temperature (°C)	50-60	75		80
t	Crosshead bearing metal temperature (°C)	50-60	70		80
t	Crosshead bearing oil outlet temperature (°C)	50-60	65		70
t	Thrust bearing segment (°C)	55-65	70		75	90
t	Scavenge air receiver (°C)		55		65
t	Scavenge air boxes (fire alarm) (°C)		80		80
t	Exhaust gas before turbine (°C)	380-430
t	Exhaust gas after exhaust valves (°C)	320-390	430		450

Hvorfor alarm- og nødstoppgrenser?

Vi skal her redegjøre kort for hvorfor forannevnte grenseverdier er nødvendige for sikre problemfri drift av et fremdriftsmotoren.

Høy/lav brennolje viskositet ved tungoljedrift

Høy viskositet skyldes som regel for lav forvarmings temperatur, dvs. feil ved viskosimeter. Dette er uheldig av flere grunner:

• Brennoljestrålene blir “lange”, dvs. det dannes store dråper med relativt høy kinetisk energi, som derfor kan føre til nedslag av brennolje på stempeltopp og/eller foring, som igjen gir fare for bort-brenning av sylinder-oljefilm og ekstrem sylinderslitasje, samt fare for nedbrenning av stempeltoppen mv.
• Store dråper gir videre langsom fordampning og fare for ufullstendig forbrenning, etterbrann og dermed økt varmebelastning, samt fare for økt beleggdannelse i avgass-systemet.
• Tennforsinkelsen vil også øke noe, men virkningen av dette har vanligvis begrenset betydning, idet en begrenset mengde olje er "klargjort" når antenningen starter, noe som begrenser den eksplosive delen av forbrennings prosessen.
• De mekaniske belastningene i selve innsprøytingssystemet vil øke og kan i alvorlige tilfeller resultere i sprekkdannelser i innsprøytings systemet.

Lav viskositet (under ca. 7 cSt) skyldes tilsvarende høy forvarmings temperatur. For konvensjonelle innsprøytingssystem og pumper fører dette til:

• Lekkasje i pumpene ⇒ sen trykkoppbygning og senere innsprøyting (åpning av dysenål), ⇒ fare for dårlig forbrenning og etterbrann mv.
• Redusert innsprøytingstrykk gir videre dårlig forstøvning ⇒ feil ved forbrenningen etc.
• Fare for rivning i pumpene da brennoljens smørevirkning blir dårligere.
• Fare for gassing i systemet, som gir tenningssvikt i en eller flere sylindre, noe som selvsagt er svært uheldig for videre drift.

Merk at både høy og lav viskositet er uheldig for drift av motoren, men i tvilstilfeller er det som regel bedre å velge en litt for lav temperatur enn for høy, da høy temperatur (lav viskositet) ofte medfører de mest alvorlige driftsproblemene.

Høy/lav systemsmøreolje temperatur (inn på motor)

Smøreoljens egenskaper, herunder viskositet, smøre- og lastbæreevne er som kjent, sterkt temperatur- og trykkavhengig. Smøreoljesystemet er derfor dimensjonert og tilpasset hver enkelt motor slik at temperaturen inn på motoren skal være tilnærmet konstant.

Markedskrav til økt spesifikk ytelse for fremdriftsmotorer har imidlertid ført til at marginene mot overlast er små for moderne diesel fremdriftsmotorer, for eksempel oppgir MAN B&W at det er fare for overlast (stort flate-trykk) på veiv-, ramme- og krysslager dersom maksimalt sylindertrykk er kun 10 % høyere enn nominell verdi.

For L90MC motoren er nominell smøreoljetemperatur inn oppgitt til 50°C, med alarm utløst ved 55°C, og auto «slow down» ved 60°C.

Lav smøreolje temperatur gir tilsvarende økt viskositet, noe som både gir redusert gjennomstrømning, dårlig kjølevirkning og økt væskefriksjon mv. Alarm for lav temperatur blir typisk utløst ved omkring 35°C.

Høy temperatur - stempelkjøleolje ut

Økende belastning på en eller flere sylindre vil føre til økt utløpstemperatur av kjøleoljen og er følgelig en indikasjon på overbelastning av aktuell sylinder, men kan også skyldes belegg eller andre feil i kjølesystemet. Alarm og/eller «slow down» må uansett undersøkes nærmere og korrigeres.

For L90MC motoren er sett punkt for alarm 65°C og auto «slow down» 70°C.

Høy smøreoljetemperatur ut fra ramme- og krysslager

Ved en begynnende varmgang i ovennevnte lager vil oljetemperaturen stige, og den sentrale overvåkingsenheten vil varsle høy temperatur. Videre vil høy oljetemperatur gi redusert viskositet og dermed redusere oljens bæreevne, noe som i verste fall kan føre til ytterligere økt varmgang og forsterke faren for lagerhavari.

De fleste større fremdriftsmotorer er utstyrt med automatisk pådragsreduksjon («slow down») av hovedmotoren ved høy smøreoljetemperatur ut av ramme- og krysslager.

For L90MC motoren er sett punkt for alarm på smøreolje ut fra ramme- og krysslager satt til 65°C og for «slow down» til 70°C, men disse grensene vil variere noe for ulike motorer.

Høy temperatur, ramme-, veiv-, kryss- og trykklager

Varmgang i ett eller flere av ovennevnte lager vil om det ikke stoppes, erfaringsmessig og etter svært kort tid føre til lagerskade og/eller havari. Økt lagertemperatur vil selvsagt også føre til økt smøreoljetemperatur, men mens oljetemperaturen er en indirekte indikasjon er metalltemperaturen et direkte mål på tilstanden, som krever strakstiltak for å hindre skade, eller evt. lagerhavari.

Varmgang i lagrene kan dessuten føre til dannelse av såkalt «oil mist» i veivrommet, som igjen gir fare for veivroms eksplosjon.

For L90MC motoren er sett punkt for alarm på veiv-, ramme- og krysslager satt til 75°C og auto «slow down» til 80°C.

Trykklageret er som kjent, svært høyt belastet og begynnende varmgang innebærer derfor umiddelbar fare for havari og tap av fremdrift. Varmgang i trykklageret må derfor stoppes umiddelbart.

For L90MC motoren er sett punkt for høy temperatur på trykklager satt til 75°C for «slow down» og 90°C for «shut down», som vi kan anta er øvre temperaturgrense før det oppstår havari.

Lavt smøreoljetrykk inn på ramme- og trykklager

Redusert smøreoljetrykk gir i prinsippet redusert bæreevne for oljefilmen, som kan føre til at det såkalt grensesmøring, som per definisjon gir fare ekstrem friksjon og påfølgende lagerhavari. Grenseverdi for hver enkelt motor er som nevnt, bestemt av motorfabrikken.

For L90MC motorer er normalt smøreoljetrykk satt til 1,9 bar, med «shut down» ved 1,1 bar, som vi må anta er nedre grense for å unngå lagerhavari. For andre motorer vil samme prinsipp gjelde, men grenseverdiene vil variere.

Høy spyleluft temperatur

Økt spyleluft temperatur gir som kjent, redusert luftfylling som igjen kan føre til feil ved forbrenning, etterbrann og økt varmebelastning av motoren.

For L90MC motoren er sett punkt for alarm satt til 55°C og for «slow down» 65°C. Disse grenseverdiene er imidlertid, isolert sett, ikke kritisk for drift av motoren, men vil likevel være varsel om et begynnende problem som vi i praksis bør undersøke nærmere og om mulig foreta nødvendige tiltak. Årsak til økningen kan for eksempel være feil eller skade på turbolader, feil ved spyleluft kjøler mv., eller et varsel om begynnende gasslekkasje til luftreceiver som uansett krever mottiltak pga. fare for spyleluftbrann.

Alarm for spyleluftbrann er vanligvis satt til 80°C med «slow down» ved 120°C.

Høy avgasstemperatur etter sylinder

Markert økning av eksostemperatur er alltid en indikasjon på en feiltilstand, som vi derfor må undersøke nærmere og om mulig stoppe.

For L90MC motoren er sett punkt for alarm 430°C og «slow down» 450°C. Men disse grensene vil variere ganske mye fra motor til motor.

3.2.9 Unormale driftsobservasjoner – Årsaker/tiltak i stikkordsform

Dersom det under drift blir observert unormale endringer på hovedmotorens instrumentering eller andre uvanlige endringer, må ansvarlig maskinvakt fortløpende vurdere betydningen av dette for videre drift av maskineriet, herunder mulige årsaker, konsekvenser og tiltak med sikte på å forebygge skader og sikre problemfri og økonomisk drift av maskineriet.

I slike situasjoner kan det være praktisk å bruke kunnskaper om kjente feil og årsaks-sammenhenger, som grunnlag for å lokalisere mulige årsaker og iverksette nødvendige tiltak så raskt som mulig for å motvirke eller hindre at det oppstår skade på maskineriet.

Vi skal her se på noen aktuelle unormale driftsobservasjoner, herunder mulige årsaker og tiltak i stikkordsform.

Høy/lav avgasstemperatur – årsaker

Høy avgasstemperatur (alle sylindre)

Mulige årsaker:

• Begrodd skrog eller sterk motstrøm.
• Høy innsugs temperatur (tropisk farvann).
• Belegg i luft- eller avgass-system. (Redusert luftgjennomgang, dårlig renspyling, dårlig forbrenning mv. ⇒ «Ond sirkel»).
• Feil ved brennoljen, (Feil forbehandling, dårlige tennings- og forbrennings egenskaper mv.).
• Slitte brennstoffpumper/dyser (lite trolig at alle er slitt like mye).
• Feiljustert brennstoff-kam eller feil ved drift av kam.
• Økt spylelufttemperatur pga. feil ved vannsirkulasjon i luftkjøler. (Merk at luftkjøler er dimensjonert for tropiske forhold og har normalt rikelig kjølekapasitet).

Høy avgasstemperatur (1 syl.)

Mulige årsaker:
- Defekt/slitt brennstoffventil/dyse.
- Slitt brennstoffpumpe. (NB! kan teoretisk også gi lavere temp. ved stor slitasje).
- Lekk avgassventil (NB! gir ofte svært høy avgasstemp og alarm)
- Gjennomslag (fastbrente/brukne kompresjonsringer).
- Feil ved brennstoff-kam (slitt, forskjøvet mv.).

Lav avgasstemperatur (alle syl.)

Mulige årsaker:

• Lav spylelufttemperatur (arktiske farvann).
• Tidlig tenning (gir også høyt maksimaltrykk).

Lav avgasstemperatur (1 syl.)

Mulige årsaker:

• Gassing i brennstoffsystem (redusert innsprøyting pga. for høy forvarmingstemperatur). Merk at dette også gir økt belastning på øvrige sylindre og vil ofte medføre støy og vibrasjoner mv.
• Defekt sugeventil i pumpe.
• Feil ved VIT innstilling
• Lekkasje i brennstoffpumpe (stor slitasje).

Tiltak må selvsagt tilpasses aktuell(e) årsak(er), (sløyfes her).

Mørk eksos – årsaker/tiltak

Aktuelle årsaker:

1. Utilstrekkelig spyleluftmengde (belegg turbolader, filter, kjøler eller fanggitter (hvis montert)).
2. Spyleporter innsnevret pga. belegg (følgefeil av gjennomslag).
3. Dårlig forstøvning (tette/slitte dyseboringer, slitt pumpe, feil v/forbehandling av bunkers).
4. Motor er overbelastet.
5. En eller flere sylindre får for mye brennstoff (ujevn belastningsfordeling).
6. Lavt kompresjonstrykk (lekke kompresjonsfjærer, lekk avgassventil, lavt spyletrykk).
7. Brennstoffpumpe eller kam slitt/feiljustert.
8. For høy eller lav forvarmingstemperatur av brennstoff.
9. Spyleluftbrann (gir ofte stalling av turbolader).

Tiltak, kronologisk med ovennevnte i stikkordsform:

1. Vannvaske turbin/kompressor, rengjøre/skifte luftfilter, kontrollere fanggitter (hvis installert).
2. Rengjøre porter ved første anledning.
3. Kontroll, og evt. skifte av pumper og/eller dyser (I nødsfall, henge opp pumpe).
4. Redusere belastning (turtall), kontrollere avgasstemperaturer, belastningsviser mv.
5. Kontrollere pumpeindeks på alle sylindre, samt overhalingstidspunkt for pumper.
6. Lekke/fastbrente ringer avhjelpes ved å redusere indeks og øke sylinderoljemengde.
   Ved fjærbrudd må vi foreta stempelsjau, evt. midlertidig henge opp brennoljepumpe.
   Lekk avgassventil krever stopp og utskifting (i nødsfall henge opp pumpe).
7. Kontrollere pumpe og kam-stilling.
8. Kontrollere/justere viskosimat/forvarmingstemperatur.
9. Stoppe motor snarest mulig og følge gjeldende prosedyre for spylebrann.

Synkende spyletrykk

Aktuelle årsaker:

• Redusert turbolader turtall (belegg/skade turbin/kompressor).
• Belegg luftfilter (Δp_filter økt).
• Belegg/skade kompressorskovler (Δt_K økt).
• Belegg/skade diffusor (Δt_K økt).
• Belegg/skade dysering (Δt_T redusert).
• Belegg/skade turbinskovler. (Δt_T redusert).
• Belegg avgasskjele/lyddemper (økt trykk etter TL).

Tiltak:

• Rengjøre/skifte filter.
• Vannvaske kompressor.
• Vannvaske turbin, evt. tørr vaske hvis utstyr installert.
• Sotblåse kjel/lyddemper.

Valg av tiltak må tilpasses aktuell årsak.

Motorturtallet synker

Mulige årsaker:

1. Trykk før brennstoffpumpene er for lavt (gassing i rør før pumpe).
2. Brennstoffventil(er) eller brennstoffpumpe(r) skadet/slitt.
3. Lufte skrue for brennstoff-ventil løs eller utett.
4. Spyleluftbrann (Stalling av turbolader, typisk følgefeil).
5. Varmgang i drivverksdeler (kritisk).
6. Ny brennolje, dårlige forbrenningsegenskaper, evt. lav brennverdi.
7. «Slow-down» pga. alvorlige feil.
8. Begrodd skrog, skadet propell.
9. Defekt eller tilsmusset turbolader.

Tiltak, kronologisk med ovennevnte i stikkordsform:

1. Kontroller for-pumpetrykk og forvarmingstemperatur (viskosimat).
2. Kontroller, evt. skifte ut ventiler/pumper, i nødsfall henge opp pumpe.
3. Kontroller lufteskruer.
4. Stopp motor snarest mulig og følg gjeldende prosedyre for spylebrann.
5. Stopp motor og følg gjeldende prosedyre for aktuell årsak.
6. Kontroller brennolje analyseresultat og juster pådrag om nødvendig.
7. Stopp snarest mulig, men tiltak avhenger av årsak til «slow down».
8. Grunnlag for å planlegge dokking.
9. Ved belegg ⇒ rengjør, ved skade ⇒ planlegg nødvendig reparasjon.

Økt kjølevannstemperatur, enkeltsylindre

Mulige årsaker:

• Avstengningsventiler i rør til aktuell sylinder defekt eller stengt ved en feiltagelse.
• Kjølerommene ikke tilstrekkelig utluftet.
• Kjølevannsledninger eller vannkanaler tilstoppet.
• Overbelastning av aktuell sylinder.
• Varmgang i stempel.
• Gasslekkasje i kjølesystemet.

Økt kjølevannstemperatur alle sylindre

Mulige årsaker:
- Kjøler tilsmusset eller skadet.
- Kjølevannspumpe skadet/defekt.
- Overbelastet motor.

Stalling av turbolader – årsaker/tiltak

I praksis vil de fleste feil og unormale driftsforhold føre til at turbolader kompressorens driftspunkt skyves nærmere pumpegrensen. De fleste tilfeller av stalling kan derfor tilbakeføres til:

• Feil i brennstoffsystemet.
• Feil/belegg i luft-/avgass-system.
• Hurtig belastningsendring (manøvrering, sjøgang).

Begrepet stalling er beskrevet tidligere, men her følger en sjekkliste for B&W motorer, gruppert etter system, og med engelsk tekst.

Fuel oil system
- Low circulating or supply pump pressure.
- Air/water in fuel oil.
- Low preheating temperature.
- Malfunction of de aerating valve on top of venting tank.
- Defective suction valve.
- Defective puncture valve.
- Sticking fuel pump plunger.
- Sticking fuel valve spindle.
- Damaged fuel valve nozzle.
- Defect in overflow valve in fuel return pipe.
- Camshaft timing, faulty load distribution.

Exhaust system

• Exhaust valve not opening correctly.
• Damaged or blocked protective grating before turbocharger.
• Increased back pressure after turbocharger.
• Pressure pulsations after T.ch.
• Pressure pulsations in exhaust receiver. (Mulige resonanssvingninger).
• Damaged compensator before T.ch. (Fleksibel rørforbindelse).

Turbocharger

• Fouled or damaged turbine/compressor side.
• Fouled air filter boxes.
• Damaged silencer.
• Bearing failure.

Scavenge Air System

• Fouled air cooler, water mist catcher and/or ducts.
• Stopped water circulation to cooler.
• Coke in scavenge ports.
• Too high receiver temperature.

Stalling forts.

Miscellaneous

• Hunting governor.
• Rapid changes in engine load.
• Too rapid rpm change:
  a) when running on high load
  b) during manoeuvring
  c) at shut downs/slow downs
  d) when running astern
  e) due to "propeller racing" in bad weather

Countermeasure

Continuous surging can be temporarily counteracted by "blowing off" from the valve at the top of the air receiver. However, when doing this the exhaust temperatures will increase and must not be allowed to exceed the limiting values.

Avblåsing av luft – kort forklaring

Anbefalt tiltak for å stoppe stalling på kort sikt er som nevnt, å åpne en ventil på spyleluft receiver og slippe luft ut i maskin- rommet.

Dette fører til at mot-trykket (p₂) avtar og driftspunktet flyttes fra punkt (a) til punkt (b), se figur. Dvs. noe luft blåses ut i maskinrommet mens resten blir tilført motoren. Levert luftmengde fra turbolader vil dermed øke, mens levert luftmengde til motor avtar, noe som kan føre til dårlig forbrenning og økt avgasstemperatur etc.

Avblåsing av luft er altså et midlertidig men nødvendige tiltak for å unngå skade på turboladeren. (Støynivået ved stalling er ellers så høyt at besetningen uansett vil prøve å stoppe stallingen så snart som mulig).

Ovennevnte tiltak er som nevnt, midlertidige. Permanente tiltak innebærer i praksis en grundig økonomisk/teknisk vurdering av følgende alternativ:

• Skifte dysering på turbin (enklest og billigst)
• Skifte diffusor (flere dimensjoner er tilgjengelig for hver TL serie).
• Skifte ut turboladeren (kostbart).

3.3 Simulering av feil

Innledning

Under drift vil som nevnt, endringer i motorens driftstilstand vise seg ved endringer i avleste driftsparametere. En viktig oppgave for maskinisten er derfor å analysere eller tolke slike endringer for derved å hindre eller begrense skade på maskineriet.

Det beste grunnlaget for å vurdere motortilstanden får vi normalt ved å sammenligne avleste driftsparameter med tilsvarende parameter når alt er i orden, evt. fra prøvestands-kjøring av motoren, fra prøvetur eller en tidligere tilstandskontroll av maskineriet.

I det etterfølgende skal vi se på noen eksempel med aktuelle feil-settinger på Kongsbergs simulator motor «MAN B&W 5L90MC».

Vi antar at hovedmotoren (ME) er installert om bord i et seilende skip og koplet til en fast propell.

Vi anvender følgende symbol og enheter:

• T = Temperatur i grader Celsius (°C)
• G = Strømningsmengde, normalt i tonn per time (t/h)
• P = Trykk i barg (manometertrykk)
• L = Nivå i meter (Level)
• ΔP = Trykkfall (mm vannsøyle) (10 000 mm VS = 1 bar (100 mm VS = 0,01 bar)
• MIP = Indikert middeltrykk (Mean Indicated Pressure) (bar)
• INDEX = Indirekte mål for innsprøytet brennoljevolum (%)
• TINJO = Time of Injection Opening (veiv-vinkel når dysenål åpner)
• TIGN = Time of Ignition (Tenningstidspunkt, grader veiv-vinkel)
• PMAX = Maksimaltrykk i sylinder(barg)
• PCOMPR = Kompresjonstrykk (barg)
• PINJO = Pressure Injection Opening (Brennstoff ventilens åpningstrykk i barg)
• PINJM = Pressure Injection Max (Maks innsprøytingstrykk) (barg)
• LINJ = Length of Injection (Grader veiv vinkel) (Innsprøytingens varighet)
• TMAX = Gradtall for maksimalt trykk i sylinder

---

Eksempel 1 - Slitasje i 1 av 5 brennstoffpumper

Tabellen viser driftsparameter for simulator motoren MAN B&W 5L90MC. Ref. kolonne viser gjennomsnittsdata ved normal drift: «Full ahead, loaded, fixed ship speed».

Kolonne m/feil viser data for syl. nr. 1 etter feilsetting, og kolonne u/feil viser gjennomsnitts verdier for alle øvrige sylindre etter feilsetting.

Parameter		Ref.	Syl. 1 m/feil	Avvik	Syl. u/feil	Vurdering (Stikkord)
Pi (kW)		3625	3460	- 165	3690	Sum Pi er tilnærmet konstant ok
Turtall (o/min)		74	74	-	74	Regulator innstilling ok
MIP (bar)		15,84	15,1	- 0,74	16,1	Snitt er tilnærmet konstant ok
Indeks		56	57,4	+ 1,4	57,4	Økt pga. indre tap syl 1 (dårlig forbrenning)
pLuftrec. (barg)		2,01	2,09	+0,08		Økt pga. økt NTL, se neste side
tLuft rec (°C)		46,2	47	-	47	Termostatstyrt ok
tmrom		40	40	-		Ok
pexh rec (barg)		1,66	1,72	+ 0.06		Økt pga. økt spyletrykk ok
texh (etter syl) (°C)		326	345	+ 19	326	Økt syl 1 pga. sen tign og red mLf, øvrige uendret??
TIGN (dgr)		2,6	3,9	+ 1,3	3,8	Sen syl 1 pga. sen tinjo (tF konstant??) Se anm.
Pmax (barg)		132,4	123	- 9,4	132,3	Red syl 1 pga. red pkomp og sen tign ok
TMAX (dgr)		10,25	11,5	+1,25	11,5	Sen pga. sen tign ok
PCOMPR (barg)		107,6	103,4	- 4,2	110,1	Red syl 1 pga. gjennomslag ok
PINJO (barg)		420	420	-		Fjærinnstilling ok
PINJM (barg)		716,6	720	≈ 0	720	Tilnærmet uendret ok
TINJO (dgr)		- 2,5	-1,2	+1,3	-1,2	Sen pga. VIT regulering (økt indeks)
LINJ (dgr)		15,1	15,5	+0,4	15,5	Økt pga. tap syl 1 (effektutgjevning)
Tennforsinkelse		5,1	5,1	0	5,0	Uendret?? Se anmerkning, neste side
Turbo 1	N (o/min)	7210	7310	+ 100		Økt pga. økt Gexh (Vil avta over tid, se anm.)
	GEXH (t/h)	85,3	87,8	+ 2,5		Økt pga. økt indeks, økt GL og økt br.oljemengde
	t (exh. rec.) (°C)	371	375	+ 4		Økt litt pga. økt indeks (Liten økning?, se anm)
	t (etter turb) (°C)	240	243	+ 3
	Dt (turb) (K)	131	132	≈ 0		Turbin ok, se anm.
	GLuft (t/h)	83,3	86,0	+ 2,7		Økt pga. økt NTL
	Dt (komp) (K)	133	134	≈ 0		Kompressor lite påvirket ok
	DpLuftkj (mmVS)	164	176	+ 12		Økt pga. økt GL, dvs. kjøler ok
	Dp filter (mmVS)	110	117	+ 7		- ” - - ” - , dvs. filter ok
Turbo 2	N (o/min)	7200	7315	+115		Økt pga. økt Gexh (Vil avta over tid, se anm.)
	GEXH (t/h)	85,2	87,8	+ 2,6		Økt pga. økt indeks, økt GL (økt br.oljemengde)
	t (exh. rec.) (°C)	370	375	+ 5		Økt litt pga. økt indeks (Liten økning?, se anm)
	t (etter turb) (°C)	240	243	+3
	Dt (turb) (K)	131	132	≈ 0		Turbin ok, se anm.
	GLuft (t/h)	83,3	86,3	+ 3		Økt pga. økt NTL
	Dt (komp)(K)	133	134	≈ 0		Kompressor lite påvirket ok
	DpLuftkj.(mmVS)	164	177	+ 13		Økt pga. økt GL, dvs. kjøler ok
	Dpfilter (mmVS)	110	118	+ 8		- ” - - ” - , dvs. filter ok

Anmerkninger til eksempel 1 – Slitasje i 1 av 5 brennstoffpumper

Typiske parameteravvik ved slitasje i en brennstoffpumpe:

• Redusert trykkoppbygning i pumpen ⇒ sen innsprøyting ⇒ redusert maksimalt innsprøytingstrykk og mulig dårlig forstøvning (avhengig av lekkasjens størrelse).

• Sen tenning ⇒ redusert maksimaltrykk og etterbrann ⇒ økt avgasstemperatur i aktuell sylinder.

• Redusert innsprøytings mengde ⇒ redusert MIP og effekt i aktuell sylinder ⇒ økt MIP øvrige sylindre for å kompensere for tap ⇒ økt indeks.

Vi ser nærmere på noen registrerte parametere:

T_exh (etter syl 1)

• For syl 1 er TINJO og TIGN senere enn referansen, samtidig som pmax er lav og TMAX er sen, dvs. dette er en sterk indikasjon på sen tenning og dårlig forbrenning, noe som normalt gir merkbar økning av eksostemperaturen, dvs. vi må forvente en betydelig større økning av eksostemperaturen enn den registrerte på +3°C.

• Av forhold som motvirker økt eksostemperatur er økt luftfylling (m_Lf) og mindre levert brennoljemengde (m_B) på grunn av lekkasje i pumpen. Vi kan anta at m_Lf er økt noe da G_L er økt. Dette bidrar i prinsippet til redusert avgasstemperatur.

• Mht. levert brennoljemengde (m_B) har vi at indikert effekt er relativt stor (3070 kW), samtidig som TIGN er sen. Dette sammen med dårlig forstøvning pga. lavt innsprøytingstrykk gir normalt sterk etterbrann og høy avgasstemperatur.

Konklusjonen blir at avgasstemperatur for sylinder 1 bør øke mer enn +3°C, dvs. vi har her en ”liten” simulatorfeil.

T_exh (øvrige syl)

• For de øvrige sylindrene er økningen ca. +7°C, noe som også er en relativt liten økning, idet MIP er økt med ca. + 0,6 bar. Men på kort sikt kan dette likevel antas ok, idet spyletrykk og luftgjennomgangen som nevnt, er økt.

I praksis vil en slik «feil» over tid føre til beleggdannelse i turbolader turbiner, som igjen fører til redusert TL turtall, redusert spyletrykk etc. og driftstilstanden vil etter en tid bli ført inn i en såkalt ond sirkel.

T_{exh\ receiver} (+7°C)

Økning av temperatur i avgass receiver er også relativt liten, men kan forklares med at luftgjennomgangen er økt.

Kontroll av pkomp

For enkelhets skyld setter vi barometertrykket til 1 bar og får da følgende:

$\frac{\rm{p_k}}{\rm{p_{sp}}} = { }$≈ konst. ⇒ Ref.: $\frac{{109,3}}{{3,04}}$= 36 ⇒ Målt: 36 ⋅ 3,15 =113,2 ≈ 112 barg ok

Tennforsinkelsen

Tennforsinkelsen er uendret, noe som anses tvilsomt, særlig for syl 1, der vi må forvente dårlig forstøvning og dermed økt tennforsinkelse. Kan være en liten simulatorfeil.

Øvrige parameteravvik anses ok.

---

Eksempel 2 - Belegg i TL kompressor nr. 1

Tabellen viser driftsparametere for MAN B&W 5LMC 90. Ref. kolonne viser gjennomsnitt ved normal drift: «Full ahead, loaded, fixed ship speed». Kolonne m/feil viser data etter feilsetting.

Parameter		Ref.	m/feil	Avvik	Vurdering (Stikkord)
Pi (kW)		3670	3630	≈ 0	Pi redusert noe, men innenfor praktisk toleranse
Turtall (o/min)		74	74	0	Regulator innstilling ok
MIP (bar)		15,9	15,85	≈ 0	Anmerkning som for Pi
Indeks		56,5	57,16	+0,66	Økt pga. dårlig forbrenning (tap)
pLuftrec. (barg)		2,04	1,73	-0,31	Red. pga. red. NTL, særlig TL1 (Tap i kompressor)
tLuft rec (°C)		47	45	≈ 0	Marginal endring (termostatstyrt) ok
tmrom		40	40	0	Ok
pexh rec (barg)		1,71	1,44	-0,27	Red. pga. red pLuftrec (følger tilnærmet spyletrykket)
texh (etter syl) (°C)		324	396	+ 72	Økt betydelig pga. red. mLf, sen tign og økt LINJ ok
TIGN (dgr)		3,3	4,0	+ 0,7	Sen pga. sen tinjo og økt tennforsinkelse
Pmax (barg)		132,1	118	- 14,1	Red. pga. sen tign og redusert kompresjonstrykk
TMAX (dgr)		11	11,7	+0,7	Sen pga. sen tign
PCOMPR (barg)		108,3	97,0	- 11,3	Red pga. red pLuftrec
PINJO (barg)		420	420	0	Innstilt fjærtrykk ok
PINJM (barg)		718	719	≈ 0	Uendret ok
TINJO (dgr)		- 1,7	-1,5	+0,2	Sen pga. VIT regulering som følge av økt indeks
LINJ (dgr)		15,3	15,4	+ 0,1	Økt pga. dårlig forbrenning (Tap pga. red mLf)
Tennforsinkelse		5,0	5,5	+ 0,5	Økt pga. red mLf ok (Liten økning?)
Turbo 1	N (o/min)	7300	6760	-540	Red. pga. redusert GEXH ok
	GEXH (t/h)	87,6	71,1	-16	Redusert pga. redusert GL ok
	t (exh. rec.) (°C)	370	428	+58	Økt pga. red. GL ok
	t (etter turb) (°C)	237	290	+53	Økt pga. økt innløpstemperatur (receivertemp.)
	Dt (turb) (K)	133	138	+5	Økning indikerer turbin ok, se anmerkning
	GLuft (t/h)	85,9	60,1	-25,8	Red pga. red NTL, samt redusert hiK (indre tap)
	T (etterkompr)	174	203	+29	Økt pga. indre tap (tm rom er uforandret)
	Dt (komp) (K)	134	163	+29	Økt pga. indre tap pga. belegg kompr. Þ red hiK
	DpLuftkj (mmVS)	174	86	-88	Red pga. red GL Þ luftkjøler ok
	Dp filter (mmVS)	117	57	-60	- ” - - ” - Þ filter ok
Turbo 2	N (o/min)	7300	6830	-470	Red pga. red Gexh ok
	GEXH (t/h)	87,6	71,1	-16	Red pga. redusert GL ok
	t (exh. rec.) (°C)	370	428	+58	Økt pga. red GL ok
	t (etter turb) (°C)	237	290	+53	Økt pga. økt innløpstemp.
	Dt (turb) (K)	133	138	+5	Økning indikerer turbin ok, se anmerkning
	GLuft (t/h)	85,9	78,4	-7,5	Red pga. red NTL
	T (etterkompr)	174	164	-10
	Dt (komp)(K)	134	124	-10	Red pga. red NTL og red GL ind. kompressor 2 ok
	DpLuftkj.(mmVS)	174	145	-29	Red pga. red GL Þ luftkjøler ok
	Dpfilter (mmVS)	117	97	-20	- ” - - ” - Þ filter ok

Avlesningene viser altså at belegg i 1 av 2 turboladerkompressorer har innvirkning på luft- gjennomgang og turtall for begge turboladerne. Se neste side.

Anmerkninger til eksempel 2 – Belegg i 1 av 2 TL kompressorer

TL kompressorer nr. 1

Temperaturstigning over kompressor nr.1 (Δ_tK1) er økt med +29°C, noe som er typisk for belegg i TL kompressor, dvs. dette avviket må anses ok.

Turtallet (N_TL) er redusert med ca. 540 rpm og luftgjennomgangen (G_L) redusert med 25,8 t/h (ca. 30 %), dvs. avvik fra referansedata er stor. Merk derfor at beleggdannelse i slike turbomaskiner har sterk innvirkning på luftleveringen.

Øvrige avlesninger viser ellers at luftgjennomgangen har sterk innvirkning på motorens driftsforhold.

TL kompressor nr. 2

Temperaturstigningen over kompressor nr. 2 (Δ_tK2) er redusert med ca. −10°C. Turtallet er redusert med ca. 470 rpm og luftgjennomgangen redusert med 7,5 t/h (ca. 9 %). Redusert turtall kan forklares med at avgassmengden er redusert.

Luftmengden (G_L) er også redusert, men reduksjonen er mindre enn for kompressor nr.1, samtidig som temperaturøkningen er merkbart mindre. Dette kan grovt sett forklares med at kompressorens mottrykk, relativt sett, er redusert (redusert spyletrykk), noe som medfører redusert spesifikt kompressorarbeid og dermed redusert temperaturøkning.

TL turbiner

For begge turbiner er temperaturfallet økt med ca. 5°C. Forklaringen på dette kan være at innløpstemperaturen er økt merkbart (+ 58°C), noe som innebærer at isentropisk temperatur- fall øker, og om vi antar at indre virkningsgrad er uforandret, må virkelig temperaturfall også øke.

For videre kontroll av turboladerne tar vi med en energibalanse for turbin og kompressor.

Vi velger spesifikke varme verdier: Luft: c_PL = 1,006 kJ/kgK, avgass: c_PR = 1,06 kJ/kgK.

Energibalanse turbolader nr. 1

Kompressor: P_K1 = $\frac{60,1\mathrm{(t/h)}}{3,6}$(kg/s) ⋅ 1,006(kJ/kgK) ⋅ 163(K) = 2737 kW

Turbin: P_T1 = $\frac{\mathrm{71,1(t/h)}}{3,6}$(kg/s) ⋅ 1,06(kJ/kgK) ⋅ 138(K) = 2890 kW

Energibalanse turbolader nr. 2

Kompressor: P_K2 = $\frac{\mathrm{78,4(t/h)}}{3,6}$(kg/s) ⋅ 1,006(kJ/kgK) ⋅ 124(K) = 2716 kW

Turbin: P_T2 = $\frac{\mathrm{71,1(t/h)}}{3,6}$(kg/s) ⋅ 1,06(kJ/kgK) ⋅ 138(K) = 2890 kW

Turbineffekten er altså omkring 150 kW større enn kompressoreffekten for begge turboladerne, noe som må anses ok, da turbinen jo driver kompressoren og må derfor være størst.

Eksempel 3 - Slitte kompresjonsringer i 1 av 5 sylindre

Tabellen viser driftsparameter for B&W 5LMC 90. Ref. kolonne viser gjennomsnittsdata ved normal drift: «Full ahead, loaded». Kolonne m/feil viser data for syl. nr. 1 etter feilsetting, og kolonne u/feil viser gjennomsnittsverdier for øvrige sylindre etter feilsetting.

Parameter		Ref.	Syl. 1 m/feil	Avvik	Syl. u/feil	Vurdering (Stikkord)
Pi (kW)		3625	3460	- 165	3690	Sum Pi er tilnærmet konstant ok
Turtall (o/min)		74	74	-	74	Regulator innstilling ok
MIP (bar)		15,84	15,1	- 0,74	16,1	Snitt er tilnærmet konstant ok
Indeks		56	57,4	+ 1,4	57,4	Økt pga. indre tap syl 1 (dårlig forbrenning)
pLuftrec. (barg)		2,01	2,09	+0,08		Økt pga. økt NTL, se neste side
tLuft rec (°C)		46,2	47	-	47	Termostatstyrt ok
tmrom		40	40	-		Ok
pexh rec (barg)		1,66	1,72	+ 0.06		Økt pga. økt spyletrykk ok
texh (etter syl) (°C)		326	345	+ 19	326	Økt syl 1 pga. sen tign og red mLf, øvrige uendret??
TIGN (dgr)		2,6	3,9	+ 1,3	3,8	Sen syl 1 pga. sen tinjo (tF konstant??) Se anm.
Pmax (barg)		132,4	123	- 9,4	132,3	Red syl 1 pga. red pkomp og sen tign ok
TMAX (dgr)		10,25	11,5	+1,25	11,5	Sen pga. sen tign ok
PCOMPR (barg)		107,6	103,4	- 4,2	110,1	Red syl 1 pga. gjennomslag ok
PINJO (barg)		420	420	-		Fjærinnstilling ok
PINJM (barg)		716,6	720	≈ 0	720	Tilnærmet uendret ok
TINJO (dgr)		- 2,5	-1,2	+1,3	-1,2	Sen pga. VIT regulering (økt indeks)
LINJ (dgr)		15,1	15,5	+0,4	15,5	Økt pga. tap syl 1 (effektutgjevning)
Tennforsinkelse		5,1	5,1	0	5,0	Uendret?? Se anmerkning, neste side
Turbo 1	N (o/min)	7210	7310	+ 100		Økt pga. økt Gexh (Vil avta over tid, se anm.)
	GEXH (t/h)	85,3	87,8	+ 2,5		Økt pga. økt indeks, økt GL og økt br.oljemengde
	t (exh. rec.) (°C)	371	375	+ 4		Økt litt pga. økt indeks (Liten økning?, se anm)
	t (etter turb) (°C)	240	243	+ 3
	Dt (turb) (K)	131	132	≈ 0		Turbin ok, se anm.
	GLuft (t/h)	83,3	86,0	+ 2,7		Økt pga. økt NTL
	Dt (komp) (K)	133	134	≈ 0		Kompressor lite påvirket ok
	DpLuftkj (mmVS)	164	176	+ 12		Økt pga. økt GL, dvs. kjøler ok
	Dp filter (mmVS)	110	117	+ 7		- ” - - ” - , dvs. filter ok
Turbo 2	N (o/min)	7200	7315	+115		Økt pga. økt Gexh (Vil avta over tid, se anm.)
	GEXH (t/h)	85,2	87,8	+ 2,6		Økt pga. økt indeks, økt GL (økt br.oljemengde)
	t (exh. rec.) (°C)	370	375	+ 5		Økt litt pga. økt indeks (Liten økning?, se anm)
	t (etter turb) (°C)	240	243	+3
	Dt (turb) (K)	131	132	≈ 0		Turbin ok, se anm.
	GLuft (t/h)	83,3	86,3	+ 3		Økt pga. økt NTL
	Dt (komp)(K)	133	134	≈ 0		Kompressor lite påvirket ok
	DpLuftkj.(mmVS)	164	177	+ 13		Økt pga. økt GL, dvs. kjøler ok
	Dpfilter (mmVS)	110	118	+ 8		- ” - - ” - , dvs. filter ok

Anmerkninger til eksempel 3 - Slitte ringer i 1 av 5 sylindre

Spyletrykk (p_Luftrec + 0,08 bar)

Spyletrykket er altså økt, noe vi kan forklare med at turbolader turtallet er økt. I praksis vil imidlertid dårlig forbrenning i syl. 1 over tid føre til belegg på turbinene og dermed redusert TL turtall, dvs. spyletrykket vil gradvis avta og forholdene vil da bli annerledes.

(For informasjon viste simulering av belegg i turbiner, samtidig med slitte ringer i syl 1, alarm på høy temperatur i foring, noe som i praksis krever strakstiltak).

Simuleringen viste ellers følgende typiske parameteravvik:

• Kompresjonstrykk (syl 1) redusert fra 107,6 til 103,4 bar (− 4,2 bar), samtidig som spyletrykket er økt ⇒ Typisk tegn på gjennomslag.

• Maksimaltrykk (syl 1) redusert fra 132,4 til 123 bar (− 9,4 bar), samsvarer med gjennomslag.

• Avgasstemperatur (syl 1) økt fra 326 til 345 °C (+ 19 °C).

• Temperatur avgass receiver er økt fra 371 til 375 °C (+ 4 °C).

• Pi og MIP syl 1 er redusert med hhv - 165 kW og – 0,74 bar.

• Økt pumpeindeks for å utjevne effekttap syl 1.

Videre drift vil normalt gi følgende (typiske) alarmer:

• Exhaust temperature outlet high, cyl. 1.

• Liner temp high, cyl. 1.

Om bord vil vi dessuten kunne høre en "hveselyd" ved aktuell sylinder. Merk derfor at ved åpning av drenering kan det sprute gnister.

Konsekvenser av fortsatt drift (uten mottiltak):

• Bort-brenning av oljefilm på foring ⇒ stor sylinderslitasje ⇒ fare for rivning og havari.
• Redusert kompresjonstrykk ⇒ lav kompresjons temperatur ⇒ ufullstendig forbrenning ⇒ økt avgasstemperatur og beleggdannelse i sylinder ⇒ fare for fastbrenning av ringer ⇒ ond sirkel.

• Belegg vil også føres videre til avgass-system m/turbin ⇒ økt strømningsmotstand og redusert turboladerturtall (mulig stalling) ⇒ redusert luftgjennomgang ⇒ dårlig forbrenning ⇒ økt beleggdannelse, økt fare for fastbrenning osv. (ond sirkel). (Merk at dette siste normalt ikke skjer på en simulator, men kan selvsagt legges inn som sekvensfeil).

• Gasslekkasje til spylekanal kan videre føre til spylebrann.

Eksempel 4 - Slitte ringer syl. 1 + belegg turbin 1

Tabellen viser driftsparameter for B&W 5L90MC. Ref. kolonne viser gjennomsnittsdata ved normal drift: «Full ahead, loaded, fixed ship speed». Kolonne m/feil viser data for syl. nr. 1 etter feilsetting, og kolonne u/feil viser gjennomsnittsverdier for øvrige sylindre etter feilsetting.

Parameter		Ref.	Syl. 1 m/feil	Avvik	Syl. u/feil	Vurdering (Stikkord)
Pi (kW)		3625	3430		3660	Sum Pi tilnærmet konstant ok
Turtall (o/min)		74	74		74	Regulatorinnstilling ok
MIP (bar)		15,84	15		16	Snitt tilnærmet konstant ok
Indeks		56	58,6	+ 2,6	58,6	Økt pga. indre tap syl 1 (dårlig forbrenning)
pLuftrec. (barg)		2,01	1,96	-0,06		Redusert pga. red NTL (TL1), se neste side
tLuft rec (°C)		46,2	47	-	47	Termostatstyrt ok
tmrom		40	40	-		Ingen endring ok
pexh rec (barg)		1,66	1,63	- 0.03		Redusert pga. redusert spyletrykk ok
texh (etter syl) (°C)		326	391	+ 65	366	Økt syl 1 pga. sen tign og red mLf
TIGN (dgr)		2,6	5,15	+ 1,3	5,0	Sen syl 1 pga. sen tinjo. Se anmerkning
Pmax (barg)		132,4	116	- 9,4	125,1	Red syl 1 pga. redusert pkomp og sen tign
TMAX (dgr)		10,25	11,5	+1,25	11,5	Sen pga. sen tign
PCOMPR (barg)		107,6	99	- 4,2	105,4	Red syl 1 pga. gjennomslag
PINJO (barg)		420	420	-		Fjærinnstilling ok
PINJM (barg)		716,6	723	≈ 0	723	Tilnærmet uendret ok
TINJO (dgr)		- 2,5	-0,14	+1,3	-0,14	Sen pga. VIT (økt indeks)
LINJ (dgr)		15,1	15,8	+0,4	15,8	Økt pga. tap syl 1
Tennforsinkelse (tF)		5,1	5,29	+0,19	5,14	Økt pga. red mLf
Turbo 1	N (o/min)	7210	6920	- 290		Red pga. tap i turbin
	GEXH (t/h)	85,3	75,5	- 9,8		Red pga. redusert GL
	t (exh. rec.) (°C)	371	410	+ 39		Økt pga. økt indeks og dårlig forbr. (red mLf)
	t (etter turb) (°C)	240	281,5	+41,5		Økt pga. økt receiver temperatur ok
	Dt (turb) (K)	131	128,5	- 2,5		Red pga. indre tap pga. belegg, se anm.
	GLuft (t/h)	83,3	66,7	-16,6		Red pga. red NTL
	Dt (komp) (K)	133	145,5	+12,5		Økt pga. drift utenfor optimalt driftsområde
	DpLuftkj (mmVS)	164	106	- 58		Red pga. redusert GLÞ kjøler ok
	Dp filter (mmVS)	110	70	- 40		- ” - - ” - Þ filter ok
Turbo 2	N (o/min)	7200	7210	≈ 0
	GEXH (t/h)	85,2	81,4	-3,6		Red pga. red GL (totalt)
	t (exh. rec.) (°C)	370	410	+ 40		Økt pga. økt indeks og dårlig forbr. (red mLf)
	t (etter turb) (°C)	240	271	+ 31		Økt pga. økt receiver temp.
	Dt (turb) (K)	131	139	+ 8		Økning ind. Turbin 2 ok
	GLuft (t/h)	83,3	86,5	+3,2		Økt pga. red mottrykk (red. spyletrykk) ok
	Dt (komp)(K)	133	130	- 3		Red. pga. redusert mottrykk (dvs. hiKendret)
	DpLuftkj.(mmVS)	164	177	+ 13		Økt pga. økt GL Þ kjøler ok
	Dpfilter (mmVS)	110	118	+ 8		- ” - - ” - Þ filter ok

Anmerkninger til eksempel 4 – Slitte ringer 1 syl. + belegg TL turbin

Parameteravvik ved slitte ringer er omtalt i foregående eksempel 3

Typiske parameteravvik ved belegg i turbolader turbin er:

• Redusert temperaturfall over turbin ⇒

• Redusert effektoverføring ⇒

• Redusert turtall ⇒

• Redusert luftgjennomgang (G_L)

Straks-virkningen av redusert (G_L) er:

• Redusert luftfylling i sylinder ⇒

• Økt tennforsinkelse ⇒

• Dårlig forbrenning, etterbrann ⇒

• Økt avgasstemperatur.

Av tabell 4 får vi bekreftet ovennevnte virkning, dvs. så langt er alle data i tråd med teorien.

Beleggdannelsen er her lokalisert til turbin nr. 1, der temperaturfallet (Δt_T1) er redusert, mens temperaturfallet over turbin 2 er økt noe. Dette stemmer med teorien, idet belegg i turbin gir økte indre friksjons-/virveltap og dermed høyere utløpstemperatur enn ved normal drift.

For turbin 2 er temperaturfallet økt, noe vi kan forklare med at innløpstemperaturen er økt.

Teoretisk gjelder ellers at tilgjengelig energi eller energipotensiale øker ved økende temperaturnivå og dersom vi antar at indre virkningsgrad er uendret, må følgelig virkelig temperaturfall øke.

For informasjon nevnes at dette siste følger av andre hovedsetning og egenskaper til gasser.

Eksempel 5 - Belegg i begge TL turbiner

Tabellen viser driftsparameter for B&W 5L90MC. Ref. kolonne viser gjennomsnittsdata ved normal drift: «Full ahead, loaded, fixed ship speed». Kolonne m/feil viser data etter feilsetting.

Parameter		Ref.	Syl. m/feil	Avvik	Vurdering (Stikkord)
Pi (kW)		3670	3600	-70	Pi redusert noe, men innenfor praktisk toleranse
Turtall (o/min)		74	74	0	Regulator innstilling ok
MIP (bar)		15,9	15,7	- 0,2	Anmerkning som for Pi
Indeks		56,5	58,5	+ 2	Økt pga. redusert luftfylling og dårlig forbr. (tap)
pLuftrec. (barg)		2,04	1,8	-0,24	Red. pga. red. NTL, (belegg turbiner)
tLuft rec (°C)		47	44	≈ 0	Marginal endring (termostatstyrt) ok
tmrom		40	40	0	Ok
pexh rec (barg)		1,71	1,32	- 0,39	Red. pga. redusert pLuftrec
texh (etter syl) (°C)		324	441	+ 117	Økt betydelig pga. red. mLf, sen tign og økt LINJ ok
TIGN (dgr)		3,3	5,1	+ 0,7	Sen pga. sen tinjo og økt tennforsinkelse
Pmax (barg)		132,1	118	- 14,1	Red. pga. sen tign og redusert PCOMPR
TMAX (dgr)		11	12,7	+1,7	Sen pga. sen tign
PCOMPR (barg)		108,3	99,6	- 8,7	Red pga. red pLuftrec
PINJO (barg)		420	420	0	Innstilt fjærtrykk ok
PINJM (barg)		718	722	+4	Marginal økning pga. økt indeks ok
TINJO (dgr)		- 1,7	-0,26	+1,44	Sen pga. VIT regulering ok
LINJ (dgr)		15,3	15,8	+ 0,5	Økt pga. dårlig forbrenning (effekttap)
Tennforsinkelse		5,0	5,36	+0,36	Økt pga. redusert mLf ok
Turbo 1	N (o/min)	7300	6710	-590	Red. pga. belegg TL turbin ok
	GEXH (t/h)	87,6	68,5	-19,1	Red. pga. red GL ok
	t (exh. rec.) (°C)	370	441	+71	Økt pga. red. GL mv. ok
	t (etter turb) (°C)	237	308	+53	Økt pga. økt innløpstemperatur (receiver)
	Dt (turb) (K)	133	133	0	Konstant?? (Vil normalt avta pga. belegg)
	GLuft (t/h)	85,9	67	-18,9	Red pga. red NTL
	T (etterkompr)	174	175	≈ 0
	Dt (komp) (K)	134	135	≈ 0	Ind. kompressor ok
	DpLuftkj (mmVS)	174	106	-68	Red pga. red GL Þindikerer kjøler ok
	Dp filter (mmVS)	117	71	-46	- ” - - ” - Þ filter ok
Turbo 2	N (o/min)	7300	6715	-485	Anmerkninger som for TL nr. 1
	GEXH (t/h)	87,6	68,6	-19
	t (exh. rec.) (°C)	370	441	+58
	t (etter turb) (°C)	237	308	+53
	Dt (turb) (K)	133	133	0
	GLuft (t/h)	85,9	66,7	-19,2
	T (etterkompr)	174	175	≈ 0
	Dt (komp)(K)	134	135	≈ 0
	DpLuftkj.(mmVS)	174	106	-68
	Dpfilter (mmVS)	117	71	-46

Eksempel 6 - Lekk avgassventil syl nr. 1

Tabellen viser driftsparameter for B&W 5L90MC. Ref. kolonne viser gjennomsnittsdata ved normal drift: «full ahead, loaded, fixed ship speed». Kolonne m/feil viser data for syl. nr. 1 etter feilsetting, og kolonne u/feil viser gjennomsnittsverdier for øvrige sylindre etter feilsetting.

Parameter		Ref.	Syl. 1 m/feil	Avvik	Syl. u/feil	Vurdering (Stikkord)
Pi (kW)		3670	3270	- 400	3770	Sum Pi ≈ konstant ok
Turtall (o/min)		74	74	0	74	Regulator innstilling ok
MIP (bar)		16	14,3	- 1,7	16,5	Red. ind. dårlig forbr. syl. 1. Snitt MIP ≈ konstant ok
Indeks		56,9	62	+ 5,1	62	Økt pga. tap syl 1 (Effektutjevning)
pLuftrec. (barg)		2,07	2,31	+0,24	-	Økt pga. økt NTL begge TL
tLuft rec (°C)		47	49	+ 2	-	Termostatstyrt ok
tmrom		40	40	-	-	Uendret ok
pexh rec (barg)		1,71	1,89	+0,18	-	Økt pga. økt spyletrykk ok
texh (etter syl) (°C)		324	357	+ 33	316	Økt syl 1 pga. sen tign Þetterbrann. Reduksjon øvrige syl er mer tvilsom, da indeks er økt. Kan skyldes feiltolkning av økt GL Þ dvs. mulig simfeil
TIGN (dgr)		3,4	6,9	+ 3,4	6,65	Sen syl 1 pga. sen tinjo (tF red??) Se anm.
Pmax (barg)		132,8	112,4	- 20,4	132,5	Red syl 1 pga. red pkomp og sen tign ok
TMAX (dgr)		11,2	14,5	+3,3	13,5	Sen, særlig syl.1 pga. sen tign ok
PCOMPR (barg)		109,6	(102,8)	(- 15)	(118)	Lav syl 1 pga. lekkasje. (Stor lekkasje?, se anm.)
PINJO (barg)		420	420	-		Fjærinnstilling ok
PINJM (barg)		719	730	+ 11	730	Økt noe pga. økt indeks ok
TINJO (dgr)		- 1,6	+ 2,0	+3,6	+ 2,0	Sen pga. VIT (økt indeks) ok
LINJ (dgr)		15,4	16,75	+1,35	16,75	Økt pga. tap syl 1 ok
Tennforsinkelse (tF)		5,0	4,9	- 0,1	4,65	Red tF Þtvilsom virkning, feil retning?
Turbo 1	N (o/min)	7300	7670	+370		Økt pga. økt Gexh, men tvilsom virkning??
	GEXH (t/h)	87,7	99,8	+12,1		Økt pga. økt GL og økt mB
	t (exh. rec.) (°C)	370	378	+ 8		Økt pga. økt indeks, men liten økning??, se anm.
	t (etter turb) (°C)	238	244	+ 6		Økt pga. økt receiver temp.
	Dt (turb) (K)	132	134	+2		Ind. turbin ok, se anm.
	GLuft (t/h)	85,9	98	+12,1		Samme økning som Gexh?, økt mB?
	Dt (komp) (K)	134	135	-		Liten økning (GLer økt mye) Þ tvilsom??
	DpLuftkj (mmVS)	176	227	+51		Økt pga. økt GL Þ kjøler ok
	Dp filter (mmVS)	117	151	+34		- ” - - ” - Þ filter ok
Turbo 2	N (o/min)	7300	7670	+370		Anmerkninger som for TL1
	GEXH (t/h)	87,5	99,5	+ 12
	t (exh. rec.) (°C)	370	378	+ 8
	t (etter turb) (°C)	238	244	+ 6
	Dt (turb) (K)	132	134	+ 2
	GLuft (t/h)	85,7	97,4	+11,7
	Dt (komp)(K)	134	136	+ 2
	DpLuftkj.(mmVS)	175	225	+ 50
	Dpfilter (mmVS)	116	150	+ 34

Av tabellen fremgår at flere parameteravvik er litt tvilsomme og krever nærmere analyse, se neste side.

Avgasstemperatur syl 1

Etter feilsetting er avgasstemperaturen økt med + 33°C. Denne økningen anses liten, sett i forhold til følgende forhold:

• Kompresjonstrykket er redusert med 15 bar, noe som indikerer svært stor lekkasje, og som i praksis vil medføre redusert luftfylling (m_Lf).

• Sylindereffekten er redusert med 400 kW (12 %), men er altså fortsatt relativt høy (3270 kW), dvs. det foregår fortsatt en betydelig forbrenning i sylinderen, samtidig som TIGN er merkbart senere enn for referansen (+3,4 dgr) og brennstoffmengden jo er økt (økt indeks med pumper ok). Alt i alt innebærer dette at forbrenningen er sen og ufullstendig, dvs. vi kan anta at det foregår sterk etterbrann under store deler av ekspansjonen. Men med en så vidt stor lekkasje, vil det uansett lekke ut forbrenningsgass og muligens flammer (sveiseflamme) under ekspansjonen, noe som erfaringsmessig gir svært høy avgasstemperatur. (Kanskje ”Slow Down”).

---

Tennforsinkelsen

Tennforsinkelsen er redusert i alle sylindrene. For sylindre uten feil kan dette forklares med at både kompresjonstemperatur og luftfylling er økt.

For syl 1 er imidlertid forholdene annerledes. Kompresjonstrykket er lavere (- 4,2 bar) enn for referansen, noe som normalt gir dårligere blandingsdannelse og økt tennforsinkelse, som altså er den mest sannsynlige virkningen.

Eksempel 7 - Begrodd skrog

Tabellen viser driftsparameter for B&W 5L90MC. Ref. kolonne viser gjennomsnittsdata ved normal drift: «full ahead, loaded» og kolonne m/feil viser data etter feilsetting.

Parameter		Ref.	Syl. m/feil	Avvik	Vurdering (Stikkord)
Pi (kW)		3680	3900	+220	Pi økt (+1100 kW) pga. begroning (+ ca. 6%) 1)
Turtall (o/min)		74	73,8	-	Liten reduksjon pga. økt skipsmotstand ok
MIP (bar)		16	17,1	+1,1	Økt pga. økt skipsmotstand ok
Indeks		56,9	64,8	+7,9	Økt pga. økt skipsmotstand ok
be (g/kWh)		187	196	+ 9	Økt (+4,8 %) pga. økt effekt (red he) ok
pLuftrec. (barg)		2,08	2,35	+0,27	Økt pga. økt NTL (økt pådrag, økt Gexh)
tLuft rec (°C)		47	50	+3	Termostatstyrt, økt pga. økt GL
tmrom		40	40	-
pexh rec (barg)		1,71	1,92	+0,21	Økt tilsvarende spyletrykk ok
texh (etter syl) (°C)		324	328	+4	Økt pga. økt pådrag (liten økning??)
TIGN (dgr)		3,2	6,6	+3,4	Sen pga. sen tinjo
Pmax (barg)		133	135	+2	Økt pga. økt indeks
TMAX (dgr)		10,5	14	+3,5	Sen pga. sen tign
PCOMPR (barg)		110	120	+10	Økt pga. økt spyletrykk
PINJO (barg)		420	420	-	Fjærtrykk ok
PINJM (barg)		719	736	+17	Økt pga. økt indeks
TINJO (dgr)		- 1,6	2	+3,6	Sen pga. VIT regulering
LINJ (dgr)		15,4	17,5	+2,1	Økt pga. økt pådrag
Tennforsinkelse		4,8	4,2	-0,6	Redusert pga. økt pkomp og (antatt økt t(komp))
Turbo 1	N (o/min)	7300	7740	+440	Økt pga. økt Gexh
	GEXH (t/h)	88	102	+14	- ” -
	t (exh. rec.) (°C)	370	381	+11	- ” -
	t (etter turb) (°C)	238	247	+ 9	Økt pga. økt receiver temp. (Liten økning??)
	Dt (turb) (K)	132	134	+ 2	Marginal økning, ind. turbin ok (hiT »konstant)
	GLuft (t/h)	86,2	100	+13,8	Økt pga. økt NTL
	T (etter kompr)	174	177	+ 3	Avhenger av tmrom, hiK og GL
	Dt (komp) (K)	134	137	+ 3	Økt pga. økt NTL og GL, ind. kompressor ok
	DpLuftkj (mmVS)	177	237	+60	Økt pga. økt GL, indikerer kjøler ok
	Dp filter (mmVS)	117	158	+41	- « - - « - , indikerer filter ok
Turbo 2	N (o/min)	7300	7730	+430	Samme anmerkninger som for Turbo 1
	GEXH (t/h)	88	102	+14
	t (exh. rec.) (°C)	370	381	+11
	t (etter turb) (°C)	238	247	+ 9
	Dt (turb) (K)	132	134	+ 2
	GLuft (t/h)	86,2	100	+13,8
	T (etter kompr)	174	177	+ 3
	Dt (komp)(K)	134	137	+ 3
	DpLuftkj.(mmVS)	177	238	+60
	Dpfilter (mmVS)	117	158	+41

1) Skipets fart er redusert med ca. 0,2 knop, samtidig som fremdriftseffekten er økt med i størrelse 1000 kW, noe som må anses normalt ved økt skrogbegroning.

Innledning

Når skroget begror øker fremdriftsmotstanden og for å holde samme fart må nødvendigvis akseleffekten øke, alternativt vil farten avta.

Økt skipsmotstand medfører derfor økt termisk og mekanisk belastning på maskineriet, samt økte bunkersutgifter. I praksis må vi derfor rengjøre og bunn-smøre skroget med jevne mellomrom, noe som normalt innebærer dokking, rengjøring og bunnsmøring omtrent hvert 2. år, ofte tilpasset klassing av skrog og maskineri.

Merk imidlertid at skroget aldri blir like glatt som ved sjøsetting, dvs. skipsmotstanden vil gradvis øke over tid, noe vi også bør ta hensyn til ved valg av maskineri. I praksis skjer dette ved å innføre en såkalt ”Sea Margin” på inntil 15 %, dvs. det blir i prinsippet lagt inn en margin på ca. 15 % mot overlast av maskineriet i forhold til prøveturen.

I eksempelet er skipsmotstanden økt med omkring 6 %, noe som tilsvarer en normal økning av skipsmotstanden etter noen års drift.

Typiske parameteravvik ved begroning er:

• Økt effekt (ved tilnærmet konstant turtall, alternativt redusert fart.
• Økt MIP (ved tilnærmet konstant turtall, alternativt redusert rpm).
• Økt indeks (pga. økt effektbehov).
• Økt avgasstemperatur (etter sylindere og avgassreceiver).
• Økt spyle- og avgasstrykk pga. økt pådrag.

Avleste parametere

Av tabellen fremgår at de fleste parameteravvik er omtrent som forventet, men vi skal likevel kommentere noen avvik.

Avgasstemperaturen

Avgasstemperaturen etter syl er økt med + 4°C og receiver temperaturen er økt med +11°C, noe som i begge tilfeller antas for lite, sett i forhold til at effekten er økt, tenningen er senere (+3,4 grader vv), noe som i begge tilfeller gir økt avgasstemperatur. Videre er spesifikt forbruk økt med 4,8%, noe som teoretisk kan skyldes senere forbrenning (varme tilført lengre fra ØD).

Alt i alt kan vi derfor anta at avgasstemperaturen ville økt noe mer i et virkelig maskineri under tilsvarende forhold.

I praksis kan vi videre anta at en tilsvarende økning av skipsmotstanden gradvis vil føre til belegg-dannelse i avgass-systemet og dermed redusert luftgjennomgang, noe som gradvis vil føre til høyere avgasstemperaturer.

Tennforsinkelsen er redusert, noe som kan forklares med at spylelufttemperaturen er økt noe (+3°C) og kompresjonstrykket er økt med 10 bar, dvs. kompresjonstemperatur og luftfylling er også økt, noe som normalt fører til redusert tennforsinkelse.

Konklusjon – simulering av feil

Av ovennevnte eksempel med feil-settinger på Kongsbergs maskinroms simulator MAN B&W 5L90MC, rev nr. 5, kan vi kort konkludere som følger:

• Simulering av feil viser grovt sett realistiske parameteravvik og gir god oversikt over maskineriets driftstilstand etter en feil-setting.
• Simulatorøvinger med feilsetting gir derfor et godt grunnlag for økt kunnskap og forståelse om sikker og økonomisk drift av hovedmotor.
• Ved simulering av feil, må vi imidlertid alltid ta høyde for at virkningen på enkelt- parametere kan være feil eller misvisende, særlig dersom vi setter flere feil (følgefeil) samtidig.
• Merk videre at simulatoren kun viser straks-virkningen av en feil, dvs. for å få frem følgefeil eller langsiktig konsekvens av en feil må vi sette nye feil (følgefeil) fortløpende.

---

3.4 Tilstandskontroll - dieselmaskineri

Innledning

Tilstandskontrollen omfatter den delen av driftskontrollen som går ut på å oppdage en skadeutvikling på et tidlig tidspunkt og bruke denne informasjonen ved vurdering av videre drift, justeringer, nødvendig vedlikehold og reparasjoner.

Drifts- og tilstandsparametere

Under drift vil endringer i motorens driftstilstand vise seg ved endringer i avleste data, ofte kalt drifts- eller tilstandsparametere.

Tilstandskontrollen går i korthet ut på å sammenligne registrerte tilstandsparametere med tilsvarende parametere når alle forhold var i orden (referanse) og deretter vurdere betydningen av eventuelle avvik.

Fremgangsmåten ved en slik tilstandsvurdering vil i stor grad avhenge av hvilke data vi har tilgang på, hvor sikre disse dataene er og sist men ikke minst kompetansen til utøveren. Men dette er forhold som vil variere fra skip til skip.

Vi skal her kort beskrive aktuelle parametere.

Aktuelle parametere og symboler:

Skipets dypgående (D)	Spylelufttemperatur
Effekt (Pi eller Pe)	Trykkfall over kjølere (ΔpLkj)
Motorens omdreiningstall	Trykkfall over luftfilter (Δpfilter)
Middeltrykk (MIP eller pmi)	Temperaturendring, luft/vann, luftkjøler
Brennstoffpumpeindeks (Bosch)	Turboladerturtall (NTL)
Load indicator (Sulzer)	Temperaturendring - turbolader
Kompresjonstrykk (pkomp)	Maskinroms temperatur
Maksimaltrykk (pmax)	Avgasstemperaturer (etter syl)
Spylelufttrykk (psp)	Avgasstemperatur (receiver)
Eksostrykk etter	TL Barometertrykk

En del nyere skip har også utstyr for målinger i innsprøytingssystemet:

• Dysenålens åpningstrykk (PINJO)
• Maks innsprøytingstrykk (PINJM)
• Innsprøytingens start (grader veivvinkel) (TINJO)
• Innsprøytingslengde (grader veivvinkel) (LINJ)

Ovennevnte parametere gir enkeltvis og til sammen informasjon om maskineriets tilstand og danner dermed grunnlag for å vurdere tilstanden, samt konsekvenser og tiltak for videre drift.

Dypgående (D)
Økt D gir økt fremdriftsmotstand og krever økt akseleffekt (Pe) og økt indikert middeltrykk (MIP) for å opprettholde samme hastighet eller turtall (ved FP propell). Men merk at begroning av skrog, motstrøm, forlig trim og grunt vann også gir økt skipsmotstand og dermed noe økt effektbehov.

Effekt (Pe eller Pi)
Nødvendig effekt for framdrift av et gitt skip og gitt fart blir normalt bestemt basert på en referanseverdi og bruk av propellerloven, se del I.

Vi har altså at økt (Pe eller Pi) for et bestemt turtall indikerer økt skipsmotstand, med fast propell betyr dette normalt tung propell. Om vi ser bort fra ytre forhold som nedlasting, strøm og vind mv., er for eksempel økt effekt en indikasjon på at skroget er begrodd.

Rotasjonsfrekvens (n)
Redusert (n) kan indikere «tung» propell, pga. begroning av skrog eller motstrøm, men kan selvsagt også skyldes feil ved motoren, som f.eks. feil ved forbrenning, tenningssvikt på en eller flere sylindre pga. feil ved pumper/dyser mv. og/eller feil ved brennoljen (egenskaper, brennverdi, forbehandling og forvarming mv.).

Indikert middeltrykk (MIP)
Under normale driftsforhold gjelder at MIP gir et mål på utviklet arbeid i sylinderen og samtidig et mål på motorens varmebelastning.

Middelverdien av MIP gir videre et mål på skipsmotstanden. Dersom middelverdien er økt i forhold til referansen, kan vi normalt anta at skipsmotstanden er økt, mens en reduksjon indikerer at skipsmotstanden er redusert, enten fordi skipet seiler i sterk medstrøm eller fordi det er feil ved registrerte data.

Pumpeindeks (Bosch)
Generelt gjelder at pumpeindeksen gir et mål på innsprøytet brennoljemengde og dermed motorbelastningen.

Videre forutsetter vi normalt at indeksen er proporsjonal med indikert middeltrykk, noe vi gjerne skriver slik: MIP = k⋅indeks, der k er en passende konstant. Herav følger at økt indeks for et gitt MIP, indikerer en eller flere feil, f.eks. slitt pumpe (lekkasje) eller lav viskositet mv.

Kompresjonstrykk (p_komp)
Kompresjonstrykket (p_{komp~) for en motor er i hovedsak bestemt av spyletrykket og kompresjons- graden (pk/p1=εⁿ ≈ konstant). Basert på dette kan vi beregne (p~komp~) ved referansen og deretter sammenligne svaret med målt (p~komp}).

Dersom målt verdi er lavere enn beregnet verdi, indikerer dette lekkasje i sylinderen, f.eks. pga. gjennomslag, lekke eksosventiler eller nedbrent topp mv., mens tilnærmet like verdier indikerer at ventiler og kompresjonsringer fungerer ok.

Når vi skal vurdere p_komp, er det ofte praktisk å starte med å se på innbyrdes avvik for alle sylindrene. Men merk at vi da egentlig forutsetter at gjennomslag og/eller lekk eksosventil mv. normalt kun oppstår i enkeltsylindre.

Dersom p_komp er merkbart lavere i en enkelt sylinder i forhold til snittverdien, indikerer dette lekkasje i denne sylinderen. Grensen for tillatt avvik vil variere fra person til person, men en tommelregel er at ved avvik større enn 2-3 bar bør vi undersøke forholdene nærmere.

Maks sylindertrykk (p_max)
Redusert p_max i en sylinder indikerer som regel, sen tenning. Men merk også at økt tennsprang (p_max−pkomp) også er viktig, da dette har betydning for ringfunksjon og lagerbelastning, idet stort tennsprang gjerne betyr raskere trykkstigning i sylinderen, som igjen kan føre til ringkollaps mv.

Nominell verdi for tennspranget finner vi i prøvestands- eller prøvetursdata for aktuell motor.

Maks tillatt sylindertrykk er bestemt av motorfabrikanten, blant annet basert på beregning av flate-trykk på kryss-, veiv og rammelager og vi bør derfor alltid sjekke at p_max er innenfor oppgitte grenseverdier.

Spyletrykk (p_sp)
Spyletrykket (p_sp) gir som kjent, et tilnærmet mål på luftgjennomgangen i en motor. Redusert (p_sp) indikerer altså redusert luftgjennomgang, noe som både direkte og indirekte påvirker motorens driftstilstand og varmebelastning mv.

Dersom spyletrykker synker, bør vi derfor alltid prøve å lokalisere årsaken(e) og foreta nødvendige tiltak snarest mulig.

Eksos receiver trykk p_exh og trykk etter TL
Receiver trykket (p_exh) sammenholder vi gjerne med spyletrykket. Krav: p_sp > p_exh, dette for unngå tilbakeslag. Normalt vil (p_exh) variere omtrent i samme forhold som spyletrykket.

Trykk etter turbolader turbin er i hovedsak bestemt av strømningsmotstanden i avgass-systemet etter turbinen, dvs. lyddemper og/eller avgasskjelen. Økt trykk etter TL turbinen indikerer derfor belegg i avgasskjelen.

Trykkfall - filter/kjøler
Generelt gjelder at filter og kjølere mv. bør rengjøres når trykkfallet har økt med omkring 50 % i forhold til ny-verdien (fra prøvetur).

Forsøk har vist at trykkfall over kjøler og filter mv. er tilnærmet proporsjonalt med spyletrykket, (eller egentlig proporsjonalt med luftgjennomgangen). For å få en rask kontroll av et målt trykkfall kan vi derfor bruke dette, som følger:

Vi lager et «tenkt diagram» med en rettlinjet referansekurve, som vist på figuren til høyre.

Dersom målt trykkfall (ved redusert spyletrykk) er større enn trykkfallet ved samme spyletrykk, kan vi herav anta at det er belegg på kjøler/filter. (Se figur).

Ovennevnte fremgangsmåte gir altså en indikasjon på om det er belegg på enheten. Merk imidlertid at vi i normalt ikke tegner opp slike diagram, men bruker diagrammet som et «bilde» på forholdene.

Turbolader turtall (N_TL)
Redusert (N_TL) indikerer normalt belegg på turbolader turbin og/eller kompressor, men vi må også ta med virkningen av motorbelastningen. En tommelregel er at N_TL er tilnærmet proporsjonal med akseleffekten (Pe), idet vi forutsetter at mengde avgass øker når effekten øker.

Virkningen av redusert (N_TL) er som kjent, redusert luftlevering, som igjen kan føre til mange ulike driftsproblemer, og årsaken(e) bør derfor bli klarlagt og korrigert snarest mulig.

Temperaturstigning - turbolader kompressor (Δt_K)
Basert på effektformel for turbolader kompressoren (P_K = ${\dot{\mathrm{m}}}_{\mathrm{L}}$⋅ c_p ⋅ Δt_K), kan vi litt forenklet si at temperatur økningen (Δt_K) gir et tilnærmet mål på kompressorens tilstand.

Dersom (Δt_K) øker, indikerer dette altså belegg på kompresser og/eller diffusor-skovler.

Virkningen av belegg på skovlene er i korthet at det oppstår virvler og annen friksjonsvarme som blir overført til luften, som igjen gir økt utløpstemperatur og normalt redusert utløpstrykk, dvs. redusert spyletrykk.

Temperaturfall – turbolader turbin (Δt_T)
Generelt gjelder at belegg på turboladerens dysering og/eller turbinhjul fører til økte friksjons- og virveltap.

Basert på effektformel for turbinen; (P_T = $\dot{\mathrm{m}}$_RG ⋅ c_p ⋅ Δt_T) kan vi også her, litt forenklet, utlede at:

Avgasstemperatur etter syl (t_exh)
De fleste feil i luft-, avgass- og brennstoffsystemet gir økt avgasstemperatur. For å finne årsaken(e) til økningen må vi som regel, foreta en grundig tilstandsvurdering. Dette kommer vi tilbake til senere.

Avgasstemperatur i receiver (før turbin)
Merk at avgasstemperaturen i receiver normalt er omkring 40 – 50°C høyere enn temperaturen ut fra sylinderne.

Forklaringen på denne økningen er i prinsippet todelt:

1. Gassen har stor hastighet (kinetiske energi) ved passering av temperaturføler i eksos- utløpet, mens den i receiver bremses opp til omkring null. Gassens kinetiske energi er da omdannet til økning av indre energi, som igjen betyr økt temperatur.
2. Videre gjelder at temperatur av gassen som passerer temperaturføleren varierer sterkt. Idet ventilen åpner, er temperaturen høy, kanskje 700 - 800ºC, men avtar gradvis under gassvekslingen, for til slutt å nærme seg spylelufttemperaturen når den såkalte kortslutningsluften passerer føleren. Det kan vises (sløyfes her) at dette også bidrar til at receiver temperaturen er høyere enn temperaturen etter sylinderne.

Merk at det også for 4-takts motorer med støtdrift av turbolader, oppstår en tilsvarende temperatur-økning av gasstemperaturen før turbinen.

Andre aktuelle parametere (stikkord):

Maskinroms temperatur: Økt temp. ⇒ redusert ρ_Luft ⇒redusert luftgjennomgang.
Barometertrykk: Lavt p_bar ⇒ redusert ρ_Luft ⇒ redusert luftgjennomgang.
Spylelufttemperatur: Termostatstyrt og regulert til ca. 5 - 10°C over duggpunkt.

En del nyere motorer har tilleggsutstyr for målinger i brennstoffsystemet:

• Dysenålens åpningstrykk (PINJO) ⇒ Innstilt fjærtrykk og er normalt konstant.
• Maks innsprøytingstrykk (PINJM) ⇒ Reduksjon indikerer slitt pumpe eller lav viskositet, (pga. høy temperatur), eller slitte dysehull som igjen gir redusert strømningsmotstand.
• Innsprøyting start (TINJO) ⇒ Sen åpning indikerer slitt pumpe, lav viskositet etc.
• Innsprøytingens varighet (LINJ) ⇒ Økning indikerer feil v/forbrenning (slitt pumpe, dårlig olje mv.).

Ovennevnte utstyr og målinger gir enkeltvis og til sammen et godt grunnlag for å vurdere brennstoffsystemets tilstand og til å lokalisere mulige feil.

Andre instrument (som viser tilstanden mer direkte) er for eksempel:

• Temperatur-følere på rammelager, foring og ventilseter.
• Ringfunksjons-følere (måler avstand mellom foring og ring, evt. ringbrudd).
• «Scuffing» følere (måler temperaturflash i foring, og varsler gjennomslag).
• Oil mist detector (Varsler fare for veivroms eksplosjon).

3.4.2 Enkle parameter-vurderinger

Ved å koble sammen de parametere som er mest avhengig av hverandre, kan vi med litt erfaring få god informasjon om motortilstanden. For maskineri med begrenset instrumentering er dette ofte nødvendig for å få en viss oversikt over tilstanden. I det følgende skal vi se på noen eksempel.

Middeltrykk og turtall

På figuren under er vist skisse av to antatt normale propeller-kurver for et skip, henholdsvis fullastet og ballastet. Kurvene kan være tegnet opp basert på tidligere observasjoner, evt. fra prøvetur[^9].

Observasjon (1) indikerer at motoren arbeider "tungt". Det vil normalt si at skroget er begrodd, noe som kan danne grunnlag for å vurdere tidspunkt for dokking. (Kan også skyldes sterk motstrøm).

Observasjon (2) indikerer lett propell, som kan skyldes redusert propellstigning, eller sterk med-strøm.

Sylindertrykk (p_{maks~ og p~komp})

Av diagrammet til venstre kan vi avlese:

Kompresjonstrykk (p_komp)
Maksimaltrykk (p_max)
Tenningsvinkel (justerbar)
Tennsprang
p_exp (høyt trykk indikerer etterbrann)

Tennsprang (p_{maks>/sub< − pkomp)}
Tennspranget (p_{maks~ − p~komp}) har betydning for ringfunksjonen; Jo større tennsprang jo raskere trykkstigning og jo raskere må «gassputen» bak ringene bygges opp for å hindre gasslekkasje og mulig ringkollaps.

For stort tennsprang (rask trykkstigning) kan altså føre til gasslekkasje og gjennomslag, særlig dersom det er mye belegg i ringsporene, da dette hindrer fri passasje av gass til baksiden av ringene.

Konvensjonelt indikator- og trekkdiagram

Figuren under viser eksempel på et konvensjonelt indikator-/trekkdiagram for en to-takts langsomt gående dieselmotor. For medium speed motorer ble det kun tatt trekkdiagram, fordi mekaniske indikatorer er for «trege» til dette formålet.

2-3 : kompresjon
3-4 : forbrenning
5-6-ND-2 :	eksosperioden
4-5 :	ekspansjon
6-ND-1:	spyle perioden

Slike indikator- og trekkdiagram ble tidligere tatt av maskinsjefen med jevne mellomrom, for deretter å analysere disse og rapportere resultatet til hovedkontoret.

Diagrammet ble skrevet ut på millimeter papir, som gjør det mulig å bestemme arealet av pV diagrammet ved å telle antall mm² eller bruke et såkalt planimeter (mekanisk integrasjon) til å finne arealet.

I «gamle dager» var dette ofte del av ukentlig rutine for «chiefen» og det var utrolig hvor mye informasjon[^10] maskinsjefen kunne hente ut ved å analysere slike diagram.

Slike analyser blir ikke beskrevet i detalj her, da bruk av indikatordiagram og planimeter mv. antas lite brukt i dag.

Vi beregner indikert middeltrykk (p_mi) som følger:

p_mi = $\frac{\text{flate av pV diagram i }\text{mm}^{2}}{\text{lengde av diagram i mm}}$ x skala-faktor for trykkaksen

Her følger eksempel på feil vi kan påvise direkte ved hjelp av indikator-/trekkdiagram.

P_max lavt, men p_komp normalt.

Dette skyldes vanligvis for sen innsprøyting (sen tenning). Mulige årsaker er:

• Slitt pumpe (sen innsprøyting),
• lavt bro. trykk, lav visk. (lekkasje),
• defekt brennstoffventil/dyse,
• defekt sugeventil i pumpe,
• VIT indeks feiljustert.

Merk at mange nyere motorer har trykkforløp som ligner litt på ovennevnte feiltilstand, dette som følge av justeringer for å redusere utslipp av NOx, sjekk derfor instruksjonsboken for aktuell motor.

p_maks høyt, men p_komp normalt

Dette skyldes vanligvis for tidlig innsprøyting.

Mulige årsaker er:

• Tidlig innsprøyting.
• VIT feiljustert.

p_max og p_komp er lave

Mulige årsaker:

• Gjennomslag,
• lekk avgassventil,
• nedbrent stempelkrone,
• lavt spyletrykk,
• belegg i avgass-/luftsystem.

Innsprøytingstrykk og veivvinkel

Ovennevnte parametere gir et mål på brennstoffsystemets tilstand. En slitt pumpe, eller lav viskositet, gir for eksempel senere trykkoppbygning (redusert trykkgradient), senere innsprøyting og lavere maks innsprøytingstrykk, mens en slitt dyse gir dårlig forstøvning, men uendret innsprøytings tidspunkt. Virkningen blir i begge tilfeller dårligere forbrenning og normalt økt avgasstemperatur.

Merk at feil ved trykkventil (synkeventil) i pumpen kan føre til etter-løft og etter-drypp som illustrert på figuren under. Slik etter-drypp fører ofte til feil v/forbrenningen og belegg på dysene, som igjen gir dårligere forstøvning etc., dvs. vi er inne i en såkalt «ond sirkel».

Trykk i innsprøytings systemet

Figuren overemphasized text viser trykk- og veivvinkel forløpet i innsprøytings systemet, skjematisk.

Merk imidlertid at slike diagram normalt ikke er tilgjengelige om bord, men er tatt med for å vise forholdene.

Pumpeindeks og MIP

Vi har som nevnt, at pumpeindeksen er tilnærmet proporsjonal med middeltrykket (MIP), og videre at indeksen gir et mål på innsprøytet oljemengde (slagvolum i pumpen).

En høy indeks for samme MIP betyr derfor at pumpeslaget har økt for samme leverte oljemengde, se figur.

Dette er et typisk tegn på slitasje i brennstoff- pumpen, men kan også skyldes lav viskositet på grunn av høy forvarmingstemperatur.

Merk at ledende motorfabrikker tilbyr det såkalte «common rail» prinsippet for sine to- og firetakts skipsmotorer.

Systemet går i korthet ut på at brennstoff blir pumpet inn i «kraftige» akkumulatorer til trykk på omkring 1000 til 1500 bar. Fra akkumulatoren blir brennoljen sprøytet inn i sylinderen ved hjelp av elektronisk styrte dyser.

Fordeler med dette systemet er at innsprøytingstrykket er tilnærmet konstant under innsprøytingen, forstøvningen blir da bedre og innsprøytingen skjer raskere, samtidig som elektronikken gjør det enkelt å justere og optimalisere innsprøytingen for hver enkelt sylinder og hele motoren.

3.4.3 Eksempel – Tilstandskontroll av krysshodemotorer

Vi skal her vise eksempler på tilstandsvurdering av krysshodemotorer. Men merk at løsningene er ment brukt i undervisning og er derfor noe mer utdypende enn hva som blir forventet av en student til eksamen.

Eksempel 1 – Tilstandskontroll MAN B&W 5L90MC

Vi antar at motoren er installert i et seilende skip med «fixed pitch» (FP) propell. Hovedmotor går med normal full belastning (NCR = Normal Continuous Rating).

Vi får oppgitt at 4 døgn etter avgang lastehavn blir det konstatert uregelmessigheter ved HM og det blir derfor foretatt en tilstandskontroll. Vedlegg 1 og 2 viser referansedata, og vedlegg 3 viser data fra tilstandskontrollen.

a) Vurder motorens driftstilstand med sikte på å finne årsaken(e) til uregelmessighetene.

b) Gi din anbefaling for tiltak og videre drift av HM.

Vedlegg 1 – «ME Cylinder Indication» for sylinder nr. 1 på simulator maskineriet - MAN B&W 5LMC90. Vi antar at data for de øvrige 4 sylindrene er lik sylinder nr. 1.

Vedlegg 2 - ME Turbocharger System (barometertrykk = 1 bar)

Tilstandskontroll: Vedlegg 3

Barometric pressure:	1 bar
ME speed:	74 RPM
Index:	57.7 % (antas lik for alle sylindre)

Mean indicated pressures (bar):

1	2	3	4	5
14.6	16.5	16.4	16.4	16.5

Maximum pressures (bar):

1	2	3	4	5
117	125	124	125	124

Compression pressures: (bar)

1	2	3	4	5
100	104	103	104	104

Time of ignition:

1	2	3	4	5
5.4	4.6	4.7	4.6	4.7

Maximum injection pressures (bar):

1	2	3	4	5
715	716	715	717	716

Pressure injection opening (bar):

1	2	3	4	5
420	420	420	420	420

Time of injection:

1	2	3	4	5
- 1.4	- 1.3	- 1.4	- 1.4	- 1.3

Exhaust gas temperatures (°C):

1	2	3	4	5
365	348	345	348	349

Turbine inlet 1:	404°C	2: 405°C
Turbine outlet 1:	283°C	2: 284°C

Exhaust gas pressures:

Receiver :	1.58 bar
Turbine outlet 1:	253 mmWC	2: 258 mmWC

Turbochargers

Speed 1:	6700 RPM	2: 6750 RPM
Pressure drop filter	1: 112 mmWC	2: 115 mmWC
Pressure drop cooler	1: 175 mmWC	2: 171 mmWC
Scav. air pressure receiver	1.91 bar
Scav. air temp.	47 °C
Compressor inlet	1: 38 °C	2: 39 °C
Before cooler	1: 178 °C	2: 179 °C
After cooler	1: 46 °C	2: 47 °C

Løsning – Eksempel 1

a)

Tabellen viser parmeteravvik ved tilstandskontrollen med en kort vurdering.

Parameter		Ref.	syl. 1 m/feil	Avvik	snitt øvr. syl	Vurdering (stikkord)
Motorturt. (o/min)		74	74	0	-	Regulator innstilling OK
MIP (bar)		15,94	14,6	- 1,44	16,08	Red syl 1, indikerer feil v/forbr. Snitt økt (+0,12) Þ litt økt skipsmotstand og økt varmebelastning (alle syl.)
Pumpeindeks (%)		56,49	57,7	+1,21	-	Økt pga. effektutjevning og noe økt skipsmotstand
tm rom (°C)		40	38,5	0	-	Marginal forskjell
tluft receiver (°C)		47	47	-	-	Termostatstyrt ok
pluft receiver (bar)		2,04	1,91	- 0,13		Red pga. red NTL, indikerer redusert luftmengde (GL)
pexh receiver (bar)		1,68	1,58	- 0,1		pluftrec > pexhrec OK (krav for å unngå tilbakeslag)
prec - pexh		0,36	0,33	- 0,03		Differanse økt litt Þ ok for renspyling og luftfylling
texh receiver (°C)		372	401	+ 29		Økt pga. dårlig forbr., etterbrann syl.1 og økt pådrag
texh (etter syl) (°C)		327	365	+ 88	(347)	Økt syl 1 pga. sen tenning (feil v/forbr.), økt øvrige syl pga. økt pådrag og redusert luftfylling (mLf) etc.
TIGN (dgr)		3,04	5,4	+2,36	(4,6)	Sen syl 1 pga. sen innsprøyting og økt tf (red mLf, og feil v/innsprøyting?). Sen øvrige syl.  pga. sen innsprøyting og økt tennforsinkelse mv.
Pmax (barg)		132,1	117	- 7	(124)	Lavest syl 1 pga. lavt pkomp og sen tenning
PCOMPR (barg)		108,3	100	- 3,6	103,6	Lav syl 1, (- 3,6 bar) ind. gjennomslag (se kontroll)
Tennsprang		23,8	17	- 8,9	20,4	Red syl 1 pga. sen tenning. Red. øvrige syl pga. sen tenning (VIT regulering)
PINJO (barg)		420	420	0	420	Uforandret OK (innstilt fjærtrykk)
PINJM (barg)		717,8	715		715	Marginal endring – indikerer pumper ok
TINJO (dgr)		- 2,0	- 1,4	+ 0,6	-1,35	Sen alle pga. VIT regulering, pga. økt indeks
Tennforsinkelse (dgr)		5,04	6,8	+1,76	5,95	Økt syl 1 pga. lavt tK (red pkomp) og redusert mLf,), økt øvrige syl pga. redusert luftfylling (mLf)
Turbo   1	N (o/min)	7250	6700	- 550		Indikerer belegg/feil i luft/exh system nr 1
	Dt (turb) (K)	131	121	- 10		Indikerer belegg turbin 1   (Merk at Dt is øker ved økt innløpstemperatur)
	Dt (TLkomp) (K)	133	140	+ 7		Indikerer redusert hiK og belegg TL kompressor 1
	Dp L.kjøler (mmVS)	169	175	+ 6		Liten økning (v/red GL) Þ noe belegg, men kjøler 1 ok
	Dp luft filt (mmVS)	112	112	-		Filter 1 ok
	pexh turb ut (mm VS)	200	253	+ 53		Økt v/red Gexh og indikerer belegg avgasskjele Þsotblåse kjel ved en passende anledning.
Turbo   2	N (o/min)	7240	6750	- 500		Samme som turbo 1
	Dt (turbin) (K)	131	120	- 11		Indikerer belegg turbin 2
	Dt (TL komp)(K)	133	140	+ 7		Som TL nr. 1
	Dp L.kjøler (mmVS)	169	171	+ 2		Marginal økning v/red GL indikerer kjøler 2 ok
	Dpluft filt  (mmVS)	112	115	+ 3		Indikerer filter 2 ok
	pexh turb.ut(mmVS)	200	258	+ 58		Som TL nr. 1

Løsning eksempel 1a) forts.

Vi ser nærmere på parameteravvik for syl 1:

• Pkomp er ca. 3,6 bar lavere enn snitt for de øvrige 4 sylindrene, noe som indikerer gjennomslag. Dette kan teoretisk også skyldes lekk avgassventil, men en så vidt stor reduksjon betyr stor lekkasje, og ville trolig føre til større økning (+ 28) av eksos- temperaturen. Vi kan derfor praktisk utelukke lekk avgassventil.

• Pmax er ca. 7 bar lavere for syl 1 enn snitt for øvrige sylindre, dette som følge av redusert pkomp, senere tenning og økt tennforsinkelse. (Her kan vi imidlertid anta at økning av tennforsinkelsen skyldes feil ved forstøvning og evt. redusert luftfylling, noe som normalt ikke medfører rask trykkstigning og fare for ringkollaps).

• Tennspranget er lavest for syl. 1 og indikerer altså sen tenning, men reduksjonen må for øvrig anses normal. (Ref. ovennevnte data).
• Maks innsprøytingstrykk er redusert marginalt (- 2,8 bar) for alle syl, noe som indikerer at brennstoff pumpene er OK. Innsprøytings tidspunkt er videre omtrent lik for alle og bekrefter at pumpene er ok. Vi kan imidlertid ikke utelukke at viskositeten er litt lav, sett i forhold til referansedataene.
• MIP i syl 1 er ca. 1,5 bar lavere enn snittverdien, noe som indikerer energitap og feil v/forbrenningen i denne sylinderen.
• Pumpeindeks er økt (alle syl), dette for å utjevne effekttap i sylinder 1.
• Tennforsinkelsen er økt, mest for sylinder 1 (+ 1,76), noe som indikerer feil v/forstøvning og/eller redusert luftfylling (redusert pkomp).

Konklusjon - syl 1:
1. Fastbrente/brukne kompresjonsringer.
2. Mulig feil/skade på brennstoffventil.

Begge alternativer gir altså symptomer i tråd med observerte driftsparametere og må derfor anses som mulige feil på sylinder nr. 1.

Andre parameteravvik/feil:
- Snitt MIP er økt (marginalt), og indikerer noe økt skipsmotstand (evt. motstrøm) ⇒ økt varmebelastning for alle sylindre. For syl 1 pga. dårlig forbrenning (redusert luftfylling) og øvrige sylindre pga. økt pådrag, dvs. økt MIP pga. effektutjevning.
- Spyletrykk er redusert, noe som følger av redusert turtall (N_TL), begge ladere. Dette er en indikasjon på redusert luftgjennomgang G_L
- Avgasstemperatur i receiver er økt fra 372 til 401°C (+29°C), noe vi kan anta skyldes dårlig forbrenning syl 1, samt redusert luftgjennomgang og økt pådrag for de øvrige sylinderne.
- Temperaturfall over turbin (Δt_T) er redusert for begge ladere og indikerer belegg på begge turbiner og/eller dyseringer.
- N_TL er redusert for begge TL, og omtrent like mye for begge turboladere, noe som tilsier omtrent lik massestrøm gass gjennom begge turbiner og omtrent like mye belegg på begge.
- Δt_K1 er økt (+ 7) for begge kompressorer, samtidig som trykkforhold (p₂/p₁) er redusert. Dette kan forklares, dels med at kompressorene arbeider utenfor optimalt driftsområde (gir redusert η_iK) og dels med belegg på begge TL kompressorer.
- Δp_kjøler 1 og 2 er økt litt, men økningen anses marginal, dvs. begge kjølerne anses OK.
- p_exh utløp turbiner er økt ved redusert G_exh ⇒ indikerer belegg i avgasskjel.
- Δp luftfilter 1 og 2 er økt litt, men økningen anses marginal ⇒ indikerer luftfiltre ok.
- Pkomp, kontroll:

$\frac{\rm{p_k}}{\rm{p_{sp}}} = {\rm{\varepsilon ^n}}$≈ konst ⇒ Ref: $\frac{{109,3}}{{3,04}} = 35,95$ ⇒ 35,95 ⋅ 2,91 = 104,6 dvs. 103,6 barg

Kontrollen indikerer altså at kompresjonsringer og ventiler sylinder 2, 3, 4 og 5 fungerer ok, mens det altså er tegn til begynnende gjennomslag i sylinder 1.

Anmerkning

Gjennomslag i syl. 1 kan teoretisk også knyttes til feil ved sylinderoljetilførsel, evt. pga. tette rør i lubrikator og mengde mv. Dette bør derfor også kontrolleres ved første anledning.

1b) Tiltak

Tiltak - gjennomslag

Begynnende gjennomslag er en så vidt alvorlig feil at denne bør rettes opp straks for å unngå skader på sylinderenheten.

Vi bør derfor iverksette følgende tiltak:

• Varsle bro om behov for en kort stopp for inspeksjon av ringer, foring og stempel via spyleporter, samt at det kan bli nødvendig å stoppe HM for å henge opp en brennstoff- pumpe og/eller redusere motorbelastningen (redusere indeks syl. nr. 1).
• Da gjennomslaget her anses begrenset, kan vi anta at det skyldes fastbrente ringer og jeg foreslår derfor følgende tiltak:
• Kople ut VIT reguleringen.
• Redusere turtall/belastning til omkring 80%.
• Redusere pumpeindeks på sylinder 1 inntil gjennomslaget forsvinner og samtidig øke sylinderoljemengden til maks på denne sylinderen.

Fastbrente ringer vil da normalt løsne etter noen få minutter/timer og normal drift kan deretter gradvis gjenopprettes.

Andre tiltak

Antar at årsaken til gjennomslaget var fastbrente ringer og at ovennevnte tiltak var tilstrekkelige for å gjenopprette ringfunksjonen.

Deretter vil jeg iverksette følgende strakstiltak:

• Vannvaske begge TL kompressor («full ahead»).
• Vannvaske begge TL turbiner («slow ahead»).
• Sotblåse avgasskjel.

Etter at ovennevnte tiltak er gjennomført vil jeg ta en ny tilstandskontroll og en ny tilstands- vurdering.

Dersom alt er ok, kan vi fortsette normal drift.

Eksempel 2 – Tilstandskontroll MAN B&W 5L90MC

Her følger et eksempel på tilstandskontroll basert på følgende scenario:

• Maskineriet er installert i et seilende skip med "fixed pitch" propell.

• Skipet er underveis på en lastereise, med beregnet reisetid ca. 15 døgn og etter 5 døgns drift oppstår det uregelmessigheter ved HM. Det blir derfor foretatt en tilstandskontroll.

• Det er lite vind og strøm i området under tilstandskontrollen.

Vedlegg 1 viser data fra tilstandskontrollen og vedlegg 2 viser tilsvarende referanse data.

Introduksjon til løsning

Når vi skal foreta en slik tilstandskontroll, er det ofte praktisk å starte med en rask vurdering av alle registrerte parametere (vedlegg 1):

RPM
Turtallet er uendret i forhold til referanse. Merk at vi normalt alltid kjører motoren opp til samme turtall som aktuell referanse, fordi dette forenkler vurderingen.

Indeks
Indeksen er som vi ser økt (+ 1,9 %). Dette indikerer at vi har en feil på motoren, men årsaken til feilen krever videre analyse.

MIP (Mean Indicated Pressure)
MIP er økt i 4 av 5 sylindre, men er lav på sylinder 3. Dette indikerer at vi har en feil ved forbrenningen i sylinder 3.

Vi beregner gjennomsnitt for MIP, som her er økt (+ 0,3 bar) i forhold til referansen, noe som indikerer at skipsmotstanden er økt. Dette siste basert på effektformelen:

Pi (kW) = MIP(kPa) ⋅ V_h(m³) ⋅ n(s^-1) ⋅ i(syl), (merk at MIP her er snittverdien)

P_komp
Kompresjonstrykket er tilnærmet likt på alle sylindre og indikerer at kompresjonsringer og eksosventiler funger ok.

P_maks
Maksimaltrykket i sylinder 3 er lavere enn i de øvrige sylindrene, noe som indikerer sen tenning og feil ved forbrenningen i denne sylinderen.

Innsprøyting
Innsprøytingen starter senest på sylinder 3 og indikerer slitasje (lekkasje) i pumpen. Redusert maks innsprøytingstrykk er også et tegn på slitasje. Vi kan altså anta at pumpe 3 er slitt.

Neste trinn i tilstandsvurderingen vil normalt være å sammenligne alle avleste data med tilsvarende referansedata. Dette kan bli gjort på flere måter, for eksempel ved hjelp av en tabell som vist i etterfølgende løsningsforslag.

Tilstandskontroll: Vedlegg 1 (eksempel 2)

ME speed: 74 rpm

Index: 58.4 % (antas lik for alle sylindre)

Mean indicated pressures (bar):

1	2	3	4	5
16.7	16.6	15.1	16.5	16.6

Maximum pressures (bar):

1	2	3	4	5
123 123 118 123 122

Compression pressures:

1	2	3	4	5
102	103	103	102	103

Time of ignition:

1	2	3	4	5
4.5	4.6	5.7	4.6	4.7

Maximum injection pressures (bar):

1	2	3	4	5
718	717	690	718	717

Time of injection:

1	2	3	4	5
- 1.2	- 1.1	- 0.5	- 1.2	- 1.1

PINJO:

1	2	3	4	5
420	420	420	420	420

Exhaust gas temperatures (°C):

1	2	3	4	5
355	348	375	358	357

Turbine inlet 1: 410 °C 2: 412 °C

Turbine outlet 1: 291 °C 2: 292 °C

Exhaust gas pressures:

Receiver : 1.64 bar

Turbine outlet 1: 254 mmWC 2: 255 mmWC

Turbochargers

Speed 1: 6700 RPM 2: 6650 RPM

Pressure drop filter 1: 120 mmWC 2: 115 mmWC

Pressure drop cooler 1: 172 mmWC 2: 169 mmWC

Scav. air pressure receiver 1,91 bar

Scav. air temp. 47 °C

Compressor inlet 1: 39 °C 2: 39 °C

Before cooler 1: 183 °C 2: 184 °C

After cooler 1: 46°C 2: 47°C

Referansedata: Vedlegg 2 (eksempel 2)

ME speed: 74 rpm

Index: 56.5 % (antas lik for alle sylindre)

Mean indicated pressures (bar):

1	2	3	4	5
16	16	16	16	16

Maximum pressures (bar):

1	2	3	4	5
132	132	132	132	132

Compression pressures:

1	2	3	4	5
108	107.5	108	107.5	108

Time of ignition:

1	2	3	4	5
3.1	3.1	3.1	3.1	3.1

Maximum injection pressures (bar):

1	2	3	4	5
717	717	717	717	717

Time of injection:

1	2	3	4	5
- 2.0	- 2.0	- 2.0	- 2.0	- 2.0

PINJO

1	2	3	4	5
420	420	420	420	420

Exhaust gas temperatures (°C):

1	2	3	4	5
325	327	326	328	327

Turbine inlet 1: 372 °C 2: 372 °C

Turbine outlet 1: 241 °C 2: 241 °C

Exhaust gas pressures:

Receiver : 1.68 bar

Turbine outlet 1: 200 mmWC 2: 200 mmWC

Turbochargers

Speed 1: 7250 RPM 2: 7250 RPM

Pressure drop filter 1: 112 mmWC 2: 112 mmWC

Pressure drop cooler 1: 169 mmWC 2: 169 mmWC

Scav. air pressure receiver 2.04 bar

Scav. air temp. 47 °C

Compressor inlet 1: 40 °C 2: 40 °C

Before cooler 1: 173 °C 2: 173 °C

After cooler 1: 47 °C 2: 47 °C

Løsning, eksempel 2 a)

Tabellen viser parmeteravvik ved tilstandskontrollen med vurdering i stikkordsform.

Parameter		Ref.	syl. 3 m/feil	Avvik	snitt	Vurdering (stikkord)
Motorturt. (o/min)		74			74	Regulator innstilling OK
MIP (bar)		16	15,1	- 0,9	16,3	Ind. dårlig forbrenning syl 3 (snitt økt + 0,3) Þøkt skipsmotstand Þ økt varmebelastning alle syl.
Pumpeindeks		56,5	58,4	+1,9	58,4	Økt pga effektutjevning og økt skipsmotstand
tm rom (°C)		40	39		-	Marginal forskjell ok
tluft receiver (°C)		47	47		47	Termostatstyrt ok
pluft receiver (bar)		2,04	1,91	- 0,13	-	Red pga red NTL, ind. redusert luftgjennomgang GL
pexh receiver (bar)		1,68	1,64	- 0,04	-	pluftrec > pexhrec OK (krav for å unngå tilbakeslag), men differanse redusert Þdårligere spyling
texh receiver (°C)		372	411	+ 39		Økt pga dårlig forbr. syl 3 + økt pådrag, økt motst.
texh (etter syl) (°C)		327	375	+ 48	354	Økt syl 3 pga sen tenning, økt øvrige syl (+ 27) pga økt pådrag (økt MIP) og red mLf etc.
TIGN (dgr)		3,04	5,5	+2,46	4,6	Sen syl 3 pga sen tinjo og økt tf (red mLf).  Sen øvrige syl. pga sen tinjo og noe økt tf
Pmax (barg)		132,1	118		122,5	Lav syl 3 pga. sen tenning (tign), (pga sen tinjo)
PCOMPR (barg)		108,3	103	- 5,3	102	Red pga. red spyletrykk ok (tilnærmet lik pkomp alle syl indikerer fjærer etc. ok)
Tennsprang		23,9	15	(-8,9)	20,5	Lavt syl 3 pga. sen tign. (dårlig forstøvn., lav mLf). Reduksjon øvrige syl pga. sen tign.
PINJO (barg)		420	420		420	Uforandret OK (innstilt fjærtrykk)
PINJM (barg)		717	690	-27	717	Red syl 3 indikerer slitt pumpe og/eller dyse.
TINJO (dgr)		- 2,0	- 0,5		-1,2	Sen alle pga VIT, senest syl 3, samt redusert PINJM Þ indikerer slitt pumpe syl 3
Tennforsinkelse (dgr)		5,04	6,2	+1,16	5,8	Økt syl 3 ind. feil v/forstøvning, økt øvrige syl pga red mLf, (red pkomp).
Turbo   1	N (o/min)	7300	6700	- 600		Red. indikerer belegg/feil i luft/exh system nr. 1
	Dt (turb) (K)	131	119	- 12		Indikerer noe belegg turbin 1
	Dt (TLkomp) (K)	133	144	+ 11		Indikerer noe belegg TL kompressor 1
	Dp L.kjøler (mmVS)	169	172	+ 3		Økt ved red GL, indikerer litt belegg
	Dp luft filt (mmVS)	112	120	+ 8		Økt noe, men filter fortsatt ok
Turbo   2	N (o/min)	7300	6650	- 650		Red. indikerer belegg/feil i luft/exh system nr 2
	Dt (turbin) (K)	131	119	- 12		Indikerer noe belegg turbin 2
	Dt (TL komp)(K)	133	145	+ 12		Økn indikerer noe belegg kompressor 2
	Dp L.kjøler (mmVS)	169	171	+ 2		Marginal økning indikerer kjøler 2 ok
	Dpluft filt  (mmVS)	112	115	+ 3		Marginal økning indikerer filter 2 ok
	pexh turb.ut(mmVS)	200	255	+ 55		Økt v/redusert Gexh ind. belegg i avgasskjele

Eksempel 2 a) forts.

Driftstilstand HM

Driftstilstanden er ikke tilfredsstillende, med for høy varmebelastning på alle sylinder- enheter, særlig sylinder nr. 3.

Feiltilstander:

• Slitt pumpe sylinder nr. 3. Dette basert på at maks innsprøytingstrykk (PINJM) er redusert og innsprøytingens start (TINJO) er sen.

Anm!: Slitt pumpe gir innen visse grenser, tilnærmet ok forstøvning, men sen innsprøyting bidrar til sen/dårlig og ufullstendig forbrenning⇒ etterbrann og høy avgass- temperatur, noe som bekreftes av observasjonene.

• MIP syl 3

En slitt pumpe medfører redusert brennoljemengde, som igjen gir redusert MIP og forklarer noe av reduksjonen av MIP. I tillegg kommer at tenningen er sen, dvs. deler av forbrenningen skjer langt fra ØD, og bidrar til redusert indikert termisk virkningsgrad.

• Redusert Δt begge TL turbiner indikerer belegg på begge og forklarer redusert TL turtall, som igjen gir redusert luftgjennomgang ⇒ redusert luftfylling ⇒ forsterker virkningen av sen innsprøyting og bidrar til økt varmebelastning på alle sylindrene.
• Økt Δt_K begge TL kompressorer indikerer belegg på begge, men noe av økningen kan skyldes at kompressorens driftspunkt er utenfor optimalt driftsområde. (N_TL og spyletrykk redusert).
• Belegg avgasskjele basert på økt mottrykk ved antatt redusert gassmengde. Dette bidrar også til økt strømningsmotstand il luft/eksossystemet, og videre til redusert luftgjennomgang og dårligere forbrenning etc.

Konklusjon:

• Slitt pumpe sylinder 3 (Redusert maks innsprøytingstrykk og sen innsprøyting).
• Belegg begge TL turbiner (Redusert Δt turbin).
• Belegg begge TL kompressorer (Økt Δt kompressor).
• Belegg avgasskjele (Økt trykk etter turbin).

b) Tiltak (stikkord)

• Justere (VIT), dvs. sette innsprøytingen tidligere og øke indeks noe (f.eks. +1%) på sylinder 3, dette for å kompensere for lekkasje og sen innsprøyting.
• Vannvaske begge TL turbiner ved første anledning («Slow ahead») (merk at utstyr for bruk av nøtteskall er ikke installert i simulator anlegget).
• Sotblåse avgasskjel ved første anledning.
• Vannvaske begge TL kompressorer (enkel og rask operasjon, “full ahead”).
• Brennstoffpumpe nr. 3 noteres i vedlikeholdsplan.

Etter gjennomføring av ovennevnte tiltak må vi anta at HM kan kjøres normalt, uten spesielle forholdsregler, men rutiner for overvåking og kontroll bør gjennomgås og om nødvendig forbedres.

For kontroll bør det tas en ny tilstandskontroll ved første anledning.

Eksempel 3 - M/T Millennium (Eksamen TF 2001)

Situasjonsbeskrivelse

M/T Millennium er underveis fra Curacao til Rotterdam. Omdreiningene på hovedmotoren er 79,0 rpm, og turbogeneratoren er i drift. Hovedmotoren har vært kjørt med redusert belastning de to siste reisene.

Vi har bunkret på Curacao og 2 døgn etter avgang mottas analyseresultatene av bunkersoljen.

Analysen viser at oljen har dårlig tenn-kvalitet.

3 døgn etter avgang fra Curacao skal vi stoppe for å utføre planlagt stempelsjau på sylinder 4.

På reisen utføres også rutinemessig tilstandskontroll av hovedmotoren. Under en slik tilstandskontroll viser det seg at trykkfallet over ladeluftkjølerne er unormalt stort.

---

Oppgave
Etter avgang fra Curacao og full belastning på hovedmotoren får vi problemer med stalling (pumping) på turbinene.

a. Gi en vurdering av hva som kan være de opprinnelige årsakene til stallingen og de innvirkninger dette kan ha på driften.

Vi har stoppet for å utføre stempelsjau. Etter at stempelet er trukket, registreres at:

• Stempelkronen er lett nedbrent,
• det er unormal stor slitasje på ringspor,
• øverste stempelring sitter delvis fast i ringsporet,

• stempelkronen har et svart skinnende belegg.

  a. Gi en vurdering av hva som kan være de opprinnelige årsakene til feiltilstandene.

  Sju døgn etter avgang fra Curacao må den nye bunkersoljen tas i bruk

  a. Vurder eventuelle konsekvenser for driften.

Data for HM i Ressurshefte for Millennium. (Medbrakt på aktuell eksamen).

Innledning - Vurderingsgrunnlag

Merk at i spørsmål a) skal vi vurdere opprinnelige årsaker til stallingen og innvirkningen dette har på driften av hovedmotoren, dvs. oppgaven er egentlig to-delt.

Vurderingsgrunnlag:

• Opplysninger om maskineri og reise (ressurshefte, forberedelse).
• Motor har gått med redusert belastning de to siste reiser. (Tiltak ikke oppgitt).
• Etter oppkjøring til full belastning begynner turboladerne å stalle.
• Like før stallingen startet er det målt unormalt stort trykkfall over luftkjølerne.
• Etterfølgende stempelsjau indikerer feil ved forbrenning på minst en sylinder.

Mulige årsaksforhold:

1. Belegg/økt strømningsmotstand i luftsystemet (filter, porter, kjøler, kompr./diffusor).
2. Belegg/økt strømningsmotstand i avgass-systemet (dysering, turbin, lyddemper/ avgasskjel). En mulig basisårsak er redusert belastning.
3. Feil i brennstoffsystemet (pumper, dyser, forbehandling etc.).
4. Hurtig belastningsendring (sjøgang, manøver). (Situasjon: steady gange, ukjent vær).
5. Pkt. 4 kan vi her utelukke da motoren oppgis å gå med full belastning og værforholdene er ukjente. Min vurdering vil derfor bygge på årsaksforhold nevnt under pkt. 1 til 3.

---

1. Belegg/økt strømningsmotstand i luftsystemet

Stort trykkfall over luftkjølerne er den eneste oppgitte indikasjon på beleggdannelse og/eller økt strømningsmotstand i luftsystemet. Jeg antar derfor at dette er en sterkt medvirkende eller utløsende årsak til at turboladerne begynner å stalle.

På figur 1 er virkningen av belegg i luft-/avgass-systemet vist skjematisk.

På figuren er vist en typisk kompressor- karakteristikk, der (2) tilsvarer prøvetur. Ved synkende turtall vil driftspunktet flyttes langs driftslinjen, fra (2) og videre til skjæring med turtallskurven N₃ (observert).

Dersom motstanden i systemet øker, f. eks. på grunn av beleggdannelse i luftkjøler, vil driftspunktet forskyves mot venstre langs turtallskurven. Dvs. luftgjennomgangen avtar, mens mottrykket øker, som vist på figuren. Figur 1 - Kompressorkarakteristikk

Dersom driftspunktet når pumpegrensen, vil trykkøkningen i diffusor kollapse, og luftstrømmen får et plutselig tilbake blaff. Deretter starter trykkoppbygningen på nytt inntil driftspunktet igjen når pumpegrensen og slik vil det fortsette i sykluser med en viss frekvens, som i hovedsak er bestemt av størrelsen på receiver. Stallingen blir ledsaget av sterk støy (minner om rauting) og sterke vibrasjoner som over tid kan skade skovler og lagre mv.

Her kan vi anta at driftspunktet, på grunn av belegg i avgass-systemet som beskrevet nedenfor, er forskjøvet mot venstre, til punkt (3) i figur 1, og at det økte trykkfallet i kjølerne så har utløst stallingen etter oppkjøring til full belastning.

Vi kan imidlertid ikke helt utelukke at driftspunktet lå for nær pumpegrensen på prøveturen, men vi mangler data for å vurdere dette.

Trykkfall over luftkjølerne kan i prinsippet skyldes:

• Begroning på vann-siden eller feil ved kjølevannspumper.
• Belegg på luftsiden.

Redusert vannmengde pga. belegg på vann-siden eller feil ved pumpene fører til redusert varmeoverføring, og dermed lavere tetthet på luften, noe som igjen gir økt strømnings- motstand på luftsiden av kjøleren. Her mangler vi imidlertid data for å kunne vurdere om trykkfallet skyldes belegg eller andre feil på vann- eller luftsiden av kjøleren.

Løsning eksempel 3 a) forts.

Fra ressursheftet vet vi imidlertid at luftkjølerne er delt i tre trinn, der trinn 1 er fødevanns- forvarmer for hjelpekjel, og de to andre trinnene er kjølt av LT ferskvann, dvs. alle tre trinn er ferskvannskjølte. Ved korrekt vannbehandling skal det da normalt ikke oppstå beleggdannelse av betydning på vann-siden.

Om vi også tar med at feil på vann siden har forholdsvis liten innvirkning på trykkfallet over kjølerne, antar jeg at det unormalt store trykkfallet over kjølerne her skyldes belegg på luftsiden.

Belegget på luftsiden av kjølerne antas å komme fra vasking av kompressorene.

2. Belegg/økt strømningsmotstand i avgass-systemet

Drift på lav belastning fører ofte til dårlig/ufullstendig forbrenning og økt beleggdannelse på dysering, turbin og avgasskjel mv. Dette bl.a. fordi turboladeren vil arbeide utenfor optimalt driftsområde og luftleveringen reduseres samtidig som innsprøytingstrykket er redusert pga. lavere motorturtall (gjelder fast propell).

Belegg på dysering og turbin fører typisk til redusert turbinturtall og dermed redusert luftgjennomgang. (Merk at belegg på dysering kan i spesielle tilfeller føre til økt turtall).

Belegg i avgasskjel fører også til redusert luftgjennomgang. Dette fordi belegg i avgass-systemet krever økt kompressorarbeid for å presse luft gjennom systemet. Men tilført kompressorarbeid er bestemt av tilgjengelig avgassenergi og dersom tilført energi til turbinen er uendret, må følgelig luftmengden gå ned. Spyletrykket holdes imidlertid oppe eller kan til og med øke forutsatt at turboladerens virkningsgrad er uendret.

Alt i alt vil dette føre til at driftspunktet forskyves nærmere pumpegrensen, slik at marginen mot pumping blir redusert.

3. Feil i brennstoffsystemet

Feil i brennstoffsystemet er som nevnt, en annen mulig (opprinnelig) årsak til stalling, men vi mangler også her indikasjoner på slike feil. Vi vet imidlertid at motoren har gått med redusert belastning de to siste reisene. Dette fører ofte til at det dannes belegg på dysene, noe som igjen kan føre til feil ved forstøvningen. Opplysningen i oppgave b) om nedbrenning av stempeltoppen indikerer dessuten at det er feil ved forstøvningen på minst en sylinder.

Feil ved forstøvningen vil altså forsterke tendensen til beleggdannelse i avgass-systemet m/turbin og avgasskjel. Dette fører til redusert TL turtall, noe som alt i alt vil skyve driftspunktet for turbolader kompressoren nærmere pumpegrensen.

Konklusjon

Mulige opprinnelige årsaker til stallingen er:

• Drift på lav belastning har ført til beleggdannelse i avgass-system, og mulig feil på brennstoffdyser, som ved oppkjøring til full belastning har ført til enda mer belegg- dannelse.
• Belegg fra vannvasking av kompressorene har ført til økt trykkfall over luftkjølerne og dermed redusert luftgjennomgang, som til slutt har utløst stallingen.

Konsekvens og mottiltak

Stalling innebærer ustabil luftlevering og sterke vibrasjoner som kan medføre skade på turboladernes skovler og/eller lagre. Vedvarende stalling må derfor stoppes snarest mulig.

Som midlertidig løsning kan vi stoppe stallingen på to måter:

• Redusere belastningen inntil stallingen stopper. Dette innebærer redusert motorturtall og dermed redusert fart. (Fartsreduksjonen vil variere etter forholdene, men må klareres med bro).
• Blåse av luft fra spyleluft receiver. Motorbelastning og fart kan da i stor grad opprett- holdes. Dette gjelder særlig fordi skipet nå går i ballast der motorbelastningen ved fullt turtall er relativt lav (kanskje ca. 80 % av MCR). Ved å blåse av luft blir mottrykket redusert og driftspunktet forskyves mot høyre i figur 1, men samtidig avtar luft- leveringen til motoren, noe som gir redusert luftfylling, dårligere renspyling og øker faren for dårlig/ufullstendig forbrenning og økt beleggdannelse i sylinder og eksossystem og vi kan derfor risikere at stallingen starter på nytt etter en viss tid.

Begge alternativ er aktuelle som midlertidige tiltak, men dersom vi får tillatelse fra bro, ville jeg valgt å redusere belastningen, da dette antagelig gir færrest driftsproblemer, forutsatt at vi samtidig foretar nødvendige justeringer på motor og overvåker utviklingen av trykk og temperaturer mv. systematisk. Da det kun er tale om et par døgns drift før den planlagte stempelsjauen, bør dette gå greit.

For en mer permanent løsning av problemet, må vi lokalisere årsaken til stallingen, dvs. mulige årsaker utover det oppgitte trykkfallet over luftkjølerne. I praksis betyr dette at vi må foreta en grundig tilstandskontroll av maskineriet med etterfølgende analyse av alle viktige driftsparametere. Deretter må vi gjennomføre nødvendige tiltak.

Nødvendige tiltak vil bl.a. innebære vasking av turbolader turbin og kompressor, kontroll/ rengjøring av innsugsfilter, blåsing av eksoskjel, samt rengjøring av luftkjølerne. Dette siste krever imidlertid stoppet motor for å unngå at vann og evt. kjemikalier blåses inn i motoren og kan om nødvendig utsettes til vi likevel må stoppe for den planlagte stempelsjauen.

Hvilke andre tiltak som bør iverksettes, må vi i praksis vurdere om bord, da vi her mangler opplysninger om driftsforholdene.

Løsning eksempel 3b) (eks. 2001)

Gi en vurdering av hva som kan være de opprinnelige årsakene til følgende feiltilstander:

• Stempelkronen er lett nedbrent,
• det er unormalt stor slitasje på ringspor,
• øverste stempelringen sitter delvis faust i ringsporet,
• stempelkronen har et svart skinnende belegg.

Disse feiltilstandene må nødvendigvis stamme fra ufullstendig forbrenning, som generelt gir

3 hovedtyper belegg:

1. Det blir dannet salt og oksid fra forurensninger i tungoljen (V, Na og S). Dersom temperaturen på metalloverflaten er lik eller høyere enn hefttemperaturen til saltsmelten, kleber stoffet til overflaten og danner belegg.

2. Det blir dannet oljekoks når oljedråpene brenner så sakte at de blir avkjølte, slik at forbrenningen stanser. Kokspartikler inneholder salt og oksid fra mineral i brennoljen. Det kan også dannes oljekoks ved krakking av smøreoljer.

3. Det blir dannet sot (tørr eller fuktig). Vi får tørr sot når oljedamp forbrenner med lokalt luftunderskudd. Sot blander seg med kondensert svovelsyre eller smøreoljerester når den kommer i "kald sone" (for eksempel avgasskjel) og belegget er da både isolerende og brannfarlig.

I praksis er belegget ofte en blanding av disse tre hovedtypene. Da slike belegg vanligvis er korrosive, inneholder de dessuten korrosjonsprodukt, for eksempel jernoksid.

Vi ser litt nærmere på hver enkelt feiltilstand.

Stempelkronen er lett nedbrent

Nedbrenning av stempelkronen er ofte et resultat av materialutmatting (high cycle fatigue) kombinert med høy termisk belastning, høytemperaturkorrosjon og en generell svekking av materialets fasthet pga. de høye temperaturene.

For høyt temperaturnivå på selve stempelmaterialet skyldes ofte avvik i forbrenningen, særlig dersom brennoljedusjen treffer stempelet, med etterfølgende forbrenning på selve stempelet.

Slike forhold oppstår typisk ved feil på dysene eller ved større avvik i spyleluftens bevegelse, som i begge tilfeller kan tilbakeføres til de to reisene med redusert belastning.

Lav forvarmingstemperatur (høy viskositet) store dråper (høy kinetisk energi) er en annen mulig årsak til brennoljenedslag på stempeltoppen. Men vi mangler her indikasjoner på dette.

Særlig langsomt-brennende tungolje vil også gi omtrent samme uheldige virkning, men her mangler vi opplysninger om oljen for å kunne vurdere dette.

Unormal stor slitasje på ringspor

Slitasje i ringsporene forårsakes i hovedsak av partikler og forbrenningsrester som finner veien inn i sporene og gir partikkelslitasje. Nedslag og avleiringer av sure forbrennings- produkter kan også føre til korrosjon. Men vi mangler her opplysninger om brennoljen og kan bare gjette på dette som en mulig årsak til slitasjen.

Det er heller ikke opplyst om slitasjen er jevnt fordelt. En begrenset og jevn slitasje vil nemlig sjelden forårsake problemer, mens ujevn slitasje på nedre anleggsflate av ringsporet, medfører økt fare for gasslekkasjer, ringkollaps og gjennomslag mv.

Løsning eksempel 3b) forts. (eks. 2001)

Unormal stor slitasje i vertikal retning er videre uheldig fordi det gir ringene spillerom for større bevegelse og muligheter for “vipping” i ringsporet. Dette fører ofte til kraftig ring slitasje men vil særlig gi store mekaniske belastninger (slag-lignende) og derved en akselerert slitasje av ringsporet.

Øverste stempelring sitter delvis fast i ringsporet

Belegg i ringsonen er ofte et resultat av ufullstendig forbrenning. Belegget som dannes, blir over tid til en hard blanding av koks, metalloksid og salt fra forbrenningen. I tillegg kommer tilsetningsstoff fra sylinder oljen.

Belegg i ringsonen vil over tid presses inn i klaringen mellom ringsporet og selve ringen og påvirker derved ringens bevegelse i ringsporet. På grunn av stempelets tverrbevegelser ("hiving") i sylinderen, vil stempelringene i perioder presses innover mot ringsporets bunn og dersom det er belegg i dette området, vil det kunne føre til at ringen setter seg fast. Dette skjer som regel over deler av ringenes omkrets, og oftest ved en stempel ringende. (Savner informasjon om dette).

Slik fastbrenning opptrer typisk på de øverste ringene, fordi disse arbeider i områder med høy temperatur og ligger nærmest forbrenningsrommet. Øvrige opplysninger i oppgaven tyder på at temperaturen har vært spesielt høy i dette tilfellet.

Stempelkronen har et svart skinnende belegg

Et svart skinnende belegg oppstår typisk ved krakking av oljerester, smøreolje og tyngre brennolje molekyler, slik som nevnt under pkt. 3 over. Når de «detergente» tilsetningene til sylinder oljen forbrenner og temperaturen samtidig er relativt høy, dannes det typisk en speilglatt overflate.

Konklusjon

Opprinnelige årsaker til feiltilstandene har i hovedsak sammenheng med at motoren gått lenge på redusert belastning. Dette har så ført til:

Beleggdannelse i avgass-system ⇒ redusert luftgjennomgang ved oppkjøring til full belastning ⇒ ufullstendig forbrenning ⇒ ond sirkel.

Ufullstendig forbrenning ⇒ belegg på dyser ⇒ feil forstøvning ⇒ brennoljenedslag på stempeltopp, ufullstendig forbrenning etc. ⇒ ond sirkel.

Tilsvarende feil ved innsprøytingen kan også oppstå dersom fjæren i trykkreduksjonsventilen ("synkeventil på Bosch pumper") på brennstoffpumpen er defekt, slik at dysenålen gjenåpner (etter drypp) og olje forbrenner på dysespissen.

M/T Millennium er imidlertid utstyrt med måleutstyr for innsprøytingssystemet og slike forhold bør derfor kunne oppdages ved de nevnte rutinemessige tilstandskontroller. (Er fristet til å bemerke at dette gjelder også de øvrige aktuelle feiltilstander).

De til dels alvorlige feil som ble registrert ved stempelsjauen tilsier ellers at alle øvrige stempler bør kontrolleres, i første omgang ved inspeksjon gjennom spyleportene.

Løsning eksempel 3c) (eks. 2001)

Sju døgn etter avgangen fra Curacao må den nye bunkersoljen tas i bruk. Vurder eventuelle konsekvenser for driften.

Vurderingsgrunnlag:

• Ny olje har dårlig tenn-kvalitet,
• skipet går i ballast med full belastning på hovedmotor,
• antar at driftsproblemene angitt i spørsmål a og b nå er rettet opp.

Med tenn-kvalitet forstår vi brennoljens evne til å selvantenne uttrykt i tenningsforsinkelse, dvs. den tiden det tar fra brennoljen kommer inn i forbrenningsrommet til selvantenning inntreffer.

Dårlig tenn-kvalitet betyr altså lang tennforsinkelse. I løpet av tennforsinkelsen sprøytes fortsatt brennolje inn i forbrenningsrommet som gjennomgår alle prosessene som skal til for å få tenning og når tenningen så inntreffer vil all innsprøytet olje delta i eksplosjonsartet forbrenning.

Dette fører til en rask trykkstigning i sylinder, som først og fremst medfører fare for ringkollaps, ringbrudd og gjennomslag, fordi det blir for kort tid til å bygge opp en gasspute på baksiden av ringene. Innover-rettet kraft på ringenes tetteflate vil da presse ringen innover i sporet og det oppstår gass lekkasje forbi ringene. Tilløp til gjennomslag er da på gang.

Dersom gasstrykket bak ringene er for lavt vil ringen bli slått inn i sporet med så stor kraft at ringen kan brekke og derved øker faren for fullt gjennomslag.

En annen uheldig virkning av økt tennforsinkelse er økt mekanisk belastning på kryss-, veiv- og rammelager. Krysslagrene er mest utsatt fordi lagerets pendelbevegelse gjør det vanskelig å bygge opp en bærende smøreoljefilm mellom lagerflaten og tappen.

Videre må vi regne med økt termisk og mekanisk belastning på sylinderdeksel og stempel mv. pga. den kraftige forbrenningen dette medfører.

Driftsmessig virkning av ovennevnte forhold:

• Bort-brenning av oljefilm på foring ⇒ stor sylinderslitasje og fare for gjennomslag, rivning og havari.

• Fare for skade på krysslager.

• Redusert kompresjons trykk ⇒ lav kompresjonstemperatur ⇒ ufullstendig forbrenning ⇒ økt avgasstemperatur og beleggdannelse i sylinder ⇒ fare for fastbrenning av ringer og gjennomslag ⇒ ond sirkel.
• Belegg vil også føres til avgass-system m/turbin ⇒ økt strømningsmotstand og redusert turboladerturtall (mulig stalling) ⇒ redusert luftgjennomgang ⇒ dårlig forbrenning ⇒ økt beleggdannelse gir økt fare for fastbrenning osv. ⇒ ond sirkel.
• Gasslekkasje til spylekanal som også kan føre til spylebrann.

Løsning eksempel 3c) (eks. 2001)

Aktuelle tiltak
De mest alvorlige følgefeil pga. ny brennolje kan vi i stor grad unngå eller i hvert fall begrense ved hjelp av ulike tiltak, som følger:

• VIT mekanismen kobles ut. Dette for å unngå for tidlig innsprøyting og samtidig redusere trykkgradienten under den eksplosive forbrenningen og redusere maksimaltrykkene.
• Redusere motorbelastningen noe, kanskje til omkring 70 - 75 rpm, som vil tilsvare ca. 60 - 70 % av MCR (vurderes på stedet). Belastningen bør likevel holdes så høy som mulig for å opprettholde en forholdsvis høy temperatur i sylinderen, noe som bidrar til å redusere tennforsinkelsen.
• Justere FQSL - mekanismen slik at innsprøytingen starter noe senere enn normalt. (1– 2°). Dette også for å begrense maksimaltrykkene. Ulempen med dette, er økt fare for ufullstendig forbrenning, etterbrann og høy termisk belastning på sylinderkomponentene.
• Redusere spyleluftkjølingen gradvis for derved å øke kompresjonstemperaturen, noe som bidrar til å minske tennforsinkelsen. Men dette fører også til høy forbrennings- temperatur, mulig etterbrann og høy avgasstemperatur, som igjen gir økt termisk belastning på sylinderenheten. Årsaken er i korthet at lufttetthet og luftfylling avtar proporsjonalt med økningen av lufttemperaturen.
• Øke forvarmingstemperaturen på brennoljen (gradvis) og kanskje justere opp åpnings- trykkene. Dette for å bedre forstøvningen (mindre dråper) og derved redusere tennforsinkelsen. Vi må samtidig ta hensyn til at for høy forvarmingstemperatur er mer skadelig enn for lav temperatur, idet for høy temperatur gir økt lekkasje i pumpen, sen innsprøyting og lavt innsprøytingstrykk mv., samt fare for rivning i pumpene fordi brennoljens smørevirkning reduseres.
• Vaske turbolader turbin og kompressor regelmessig og ofte (1 g/dag om nødvendig). Dette for å sikre best mulig luftgjennomgang.
• Regelmessig kontroll av trykkfall over innsugsfilter og luftkjøler og rengjøre disse etter behov, samt blåse avgasskjel regelmessig og ofte. Dette også for å sikre best mulig luftgjennomgang og dermed minske faren for ufullstendig forbrenning, beleggdannelse og høy varmebelastning etc.
• Litt avhengig av hvor dårlig tenn-kvalitet til oljen egentlig er, bør ovennevnte tiltak kombinert med jevnlig tilstandskontroll av maskineriet være tilstrekkelige for rimelig problemfri drift med den nye brennoljen. (Savner ellers analysedata for brennoljen for en mer fullstendig vurdering av forholdene).

3.5 Drift av gassmotorer

Gassdrevne stempelmotorer kan grovt sett inndeles i to hovedtyper; «Lean Burn» (LB) og «Dual Fuel» (DF). Hovedforskjellen er at LB motoren har gnisttenning, mens DF motoren har selvantenning ved hjelp av en liten «dusj» dieselolje. Ved gassdrift fungerer begge motortyper etter LB prinsippet, dvs. mager blanding mellom gass og luft.

3.5.1 Lean Burn (LB) - motoren

Navnet «Lean Burn» (LB) står for mager blanding mellom gass og luft, dvs. at sylinder- ladningen inneholder mer luft enn det som er nødvendig for selve forbrenningen, eller med andre ord at luftfaktoren λ_f er relativt høy, i størrelse omkring 2,1 ved full belastning.

Figuren viser gass-/luftsystemet for Rolls Royce LB motorer, skjematisk.

Luft fra turbolader kompressor strømmer inn i sylinderen fra luftreceiver via en spyle-luftkjøler (ikke vist på figur). Det er også installert et luftreguleringsspjeld ved innløp til hver sylinder, dette for å begrense lufttilførselen ved start og lav belastning.

Gasstilførsel til motoren blir styrt av en trykkreduksjonsventil (GAS INLET).

Spylelufttrykket og dermed levert luftmengde til sylinderen blir regulert ved å variere turboladerturtallet, enten ved hjelp av vribare skovler på dyseringen (VTG = Variable Turbine Geometry) eller ved hjelp av det såkalte «waste gate» prinsippet.

Gassmengden til hver sylinder blir styrt av en mekanisk reguleringsventil i innløpet til sylinderen.

Gassmengden til forkammeret (Pre chamber) blir styrt av en trykkreguleringsventil.

Når trykket i sylinderen er lavt, blir gass tilført forkammeret og under kompresjonen blir blandingen komprimert, samtidig som noe luft strømmer inn i forkammeret og blandes med gass slik at blandingen i kammeret blir relativt «rik», noe som er nødvendig for å oppnå en sikker gnisttenning.

En gnist antenner altså blandingen i forkammeret og en kraftig gassflamme blåser deretter ut fra forkammeret og sikrer dermed antenning og fullstendig forbrenning av hoved blandingen i sylinderen.

Luftfaktor og tenningsforhold ved gassdrift

Figuren over viser sammenhengen mellom luftfaktor og tenningsforhold ved gassdrift av «Lean Burn» og «Dual Fuel» motorer.

Vertikalaksen viser effektivt middeltrykk (BMEP) og horisontalaksen luftfaktoren under forbrenningen (λ_f). (Air/fuel ratio).

Grønn kurve på figuren angir NOx utslipp i g/kWh som funksjon av luftfaktoren (λ_f). Merk at NOx utslippene er svært lave ved normal full belastning av motoren (luftfaktor λ_f ≈ 2,1).

Av figuren ser vi videre at ved det oppstår fare for banking («knocking») dersom λ_f er mindre enn ca. 1,9 og fare for feiltenning når λ_f er større enn ca. 2.2. Det kreves med andre ord presis regulering av luft- og gassmengde for å unngå driftsproblemer.

Blå kurve viser effektiv termisk virkningsgrad, som altså er høyest ved full belastning.

Merk at ovennevnte prinsipp for luftfaktor og tenningsforhold gjelder for både LB og DF motorer ved gassdrift.

Test-bed Rolls-Royce Engines

Figuren under viser Test-bed data for en RR gassmotor. Som vi ser av figuren, er dataene sammenlignbare med tilsvarende data for dieselmotorer. En typisk forskjell er at effektiv termisk virkningsgrad (η_e) stiger jevnt fra ca. 0,36 ved 20% belastning til maks 0,45 ved 100%, mens η_e for dieselmotorer normalt har et maksimum ved omkring 80% belastning. Merk ellers at spesifikt forbruk oppgis i kJ/kWh, ofte kalt SEC, se neste avsnitt.

Begrepet Specific Energy Consumption (SEC)

Begrepet SEC (kJ/kWh) blir ofte brukt for å utrykke spesifikt forbruk for gassmotorer, mens vi for dieselmotorer vanligvis oppgir spesifikt forbruk (b_e) i g/MJ eller g/kWh.

En årsak til denne praksisen er i korthet at egenskapene for anvendte gasser varierer sterkt, også under bruk.

Begrepet SEC gir i prinsippet et mål på hvor stor del av tilført varme som utnyttes til nyttig arbeid og er altså praktisk til bruk for gassmotorer.

For å forklare denne sammenhengen mellom begrepene, kan vi ta utgangspunkt i definisjonen av effektiv termisk virkningsgrad(η_e):

η_e = $\frac{\mathrm{P}_{\mathrm{\text{e}}}\mathrm{(kW)}}{\dot{\mathrm{V(}}\mathrm{m}^{\mathrm{3}}\mathrm{/s) }\mathrm{\cdot}\mathrm{\ h\ (kJ/}\mathrm{m}^{\mathrm{3}}\mathrm{)}}$

I nevneren kan vi forkorte m³ og står da igjen med enheten kW/kW.

Vi har videre at:

kW = $\frac{\mathrm{\text{kJ}}}{\mathrm{s}}$ og at 1 time = 3600 s

Ved å «trikse» litt med enhetene, kan vi da sette opp følgende:

η_e = $\frac{\mathrm{3600\ (}\frac{\mathrm{s}}{\mathrm{h}}\mathrm{)}}{\mathrm{SEC\ (}\frac{\mathrm{\text{kJ}}}{\mathrm{\text{kWh}}}\mathrm{)}}$ ⇒ SEC = $\frac{\mathrm{3600}}{\mathrm{}{\rm{ηe}}}$

Vi tar eksempel fra en RR brosjyre, der det er oppgitt: SEC = 8730 kJ/kWh og η_e = 41,5 %.

Som altså stemmer med formelen:

η_e = $\frac{\mathrm{3600}}{\mathrm{8730}}$ = 0,415

Dersom vi kjenner spesifikasjonen for anvendt gass, kan vi selvsagt regne om enheten til for eksempel g/kWh for å sammenligne direkte med andre brennstoffer. (Sløyfes her).

3.5.2 Dual Fuel (DF) motorer

Navnet «Dual Fuel» (DF) betyr i prinsippet at motoren kan gå vekselvis på vanlig brennolje (diesel eller tungolje) og på gass, eller en blanding av gass og olje med varierende mengde- forhold.

Ved gassdrift av DF motoren er forbrenningsforholdene som nevnt, de samme som i «Lean Burn» motoren. Ved drift på diesel eller tungolje fungerer DF motoren som en konvensjonell dieselmotor.

Brennstoff tilførsel i DF motor

Figuren under viser brennstoffsystemet for en Wärtsilä 50DF motor. Brennstoff til pilot- innsprøyting blir tilført sylinderne via et såkalt «Common Rail» system og mengde olje til hver sylinder blir styrt elektronisk. Innsprøytingstrykket er ca. 900 bar.

Figuren over viser en brennstoff -ventilen for en Wärtsilä 50DF motor.

Den minste dysen leverer pilotolje, mens den største leverer diesel (eller tungolje) ved oljedrift.

Ved drift på gass utgjør pilotoljen ca. 1 % av forbruket ved fullast.

Regulering av gass- og lufttilførsel

Figuren under viser system for gass- regulering på Wärtsilä DF motoren. Systemet består av en trykkreguleringsventil, et gassfilter, instrumenter og nødvendige avstengningsventiler.

Gasstrykk inn på systemet er i størrelse 5 bar, men dette kan variere med type gass og gassens brennverdi.

På hver sylinder er det montert en elektronisk styrt gass tilførselsventil («GAS ADMISSION VALVES»), som leverer optimal gassmengde til hver sylinder.

Luftregulering Wärtsilä DF motorer

På Wärtsilä DF motorer blir luft gjennomgangen regulert ved å endre turbolader-turtallet i forhold til behovet, ved at noe avgass blir ført utenom turbinen. Mengde gass som blir ført utenom blir styrt av en P&I reguleringsventil (Exhaust waste-gate), se figur. På denne måten blir luftmengden kontinuerlig tilpasset optimal blanding av luft og gass i sylinderen under forbrenningen, innenfor grenseverdier for λ_f mht. til banking og/eller feiltenning.

---

3.6 Effekt- og bunkersbehov ved sjøreiser

For å bestemme nødvendig bunkersmengde for et gitt skip og en gitt reise, er det viktig å ha så gode inngangsdata som mulig, gjerne data fra tidligere reiser. Særlig viktig er det å stipulere effektbehov og spesifikt forbruk (b_e).

Effektbehovet blir normalt fastlagt basert på en tidligere reise med samme ned-lasting, eller basert på prøvetursdata, korrigert for endrede ytre forhold, begroning mv.

Spesifikt forbruk bør fortrinnsvis bygge på registrerte data fra målinger om bord.

For å belyse ovennevnte problemstillinger skal vi se på noen eksempler.

3.6.1 Regneeksempel - Bunkers- og smøreoljebehov

Eksempel 1 – Bunkers- og smøreoljebehov – MAN B&W 5L90MC

Oppgaven gjelder drift av MAN B&W 5L90MC (S = 2,9 m og D = 0,9 m). Vi antar at motoren er installert i et seilende skip med «Fixed Pitch» propell.

Videre er gitt:

• Effektivt spesifikt brennoljeforbruk = 169 g/kWh for h = 42700 kJ/kg
• System- smøreoljeforbruket er 9 kg/syl/døgn
• Sylinderoljeforbruket er 1 g/kWh
• Brennverdi for anvendt bunkers h = 40 MJ/kg
• Akseleffekt fra prøvetur er oppgitt til 16600 kW ved 14,1 knop

Skipet skal foreta en ballastreise på 1000 nautiske mil med fart12 knop og en lastreise på 3000 nautiske mil med fart14,1 knop.

Bestem samlet bunkers- og smøreoljeforbruk for reisene.

Bunkers for ballastreise (1000 n.mil v/12 knop)

Reisetid: t_B = $\frac{\mathrm{1000\ nmil}}{\mathrm{12\ knop}}$ = 83,3 timer

Vi beregner akseleffekt for ballastreisen (Pe_B) på grunnlag av propellerloven:

Propellerloven for 12 knop gir ny effekt (Pe₂):

Pe₂ = Pe₁ ⋅ $\left( \frac{\mathrm{v}_{\mathrm{2}}}{\mathrm{v}_{\mathrm{1}}} \right)^{\mathrm{3}}$ = 16600 ⋅ ${\left( {\frac{{12}}{{14,1}}} \right)^3}$= 10230 kW

Da skipet går i ballast er nødvendig akseleffekt mindre enn ved fullast. Reduksjonen settes til 10 %, idet det også tas hensyn til at skroget antas noe begrodd i forhold til prøveturen.

Dette gir følgende effektbehov:

Pe_B = 10230 ⋅ 0,90 ≈ 9200 kW

Spesifikt brennstoff-forbruk settes lik oppgitt verdi (169 g/kWh), korrigert for lavere brennverdi for anvendt bunkers (h = 40 MJ/kg). Dette gir:

be = 169 g/kWh ⋅ $\frac{{42,7}}{{40}}$ ≈ 180 g/kWh

Med 10 % tillegg (sikkerhetskrav) får vi bunkersbehov for ballastreisen (B_B):

B_B = Pe_B ⋅ be_B ⋅ t_B ⋅ 1.1⋅10⁻³

B_B = 9200(kW) ⋅ 0,180(kg/kWh) ⋅ 83,3(h) ⋅ 1.1⋅10⁻³ ≈ 152 tonn

For ballastreisen får vi følgende smøreoljeforbruk:

Systemolje: 9 (kg/syl) ⋅ 5 syl ⋅ 83,3/24 ≈ 156 kg

Sylinderolje: 0,001(kg/kWh) ⋅ 9200(kW) ⋅ 83,3(h) ≈ 766 kg

Lastreise (3000 n.mil v/14,1 knop):

Reisetid t_L = $\frac{\mathrm{3000\ n.mil}}{\mathrm{14,1\ knop}}\ $= 212,8 timer

Akseleffekt for lastreise (Pe_L ) avrundes opp til 17000 kW, idet vi regner med noe økt skrogmotstand pga. begroning etc.

Med 10 % sikkerhetsmargin får vi bunkersforbruk for lastreisen:

B_L = Pe_L ⋅ be_L⋅ t_L⋅1,1⋅10⁻³ = 17 000 kW ⋅ 0,180 kg/kWh ⋅ 212,8 h⋅1,1⋅10⁻³ ≈ 716 tonn

Smøreoljeforbruk - lastreise:

Systemolje: 9 kg/syl ⋅ 5 syl ⋅ 212,8/24 ≈ 400 kg

Sylinderolje: 0,001 kg/kWh ⋅ 17 000 kW ⋅ 212,8 h ≈ 3620 kg

Velger å se bort fra forbruk til hjelpekjel.

Samlet forbruk av bunkers og smøreolje blir:

Bunkers: 152 tonn + 716 tonn = 872 tonn

Systemolje: 156 kg + 400 kg = 556 kg

Sylinderolje: 766 kg + 3620 kg = 4386 kg

Resultat av beregningen må selvsagt koordineres med beholdning før avreise.

Eksempel 2 – Bunkers- og smøreoljebehov – MT Millennium

MT "Millennium" skal bunkre og deretter foreta følgende reiser: Ballastreise på 4000 n. mil med 12 knops fart og deretter en lastreise på 6000 n. mil med 14,7 knops fart.

Akseleffekt fra prøvetur er oppgitt til 22570 kW ved 15,4 knop (79,6 rpm).

Smøreoljeforbruk er oppgitt til:

Systemolje: 9 kg/syl. per 24 h og sylinderolje: 1 g/kWh

Beholdning av bunkers, diesel og smøreolje ved ankomst bunkershavn:

Bunkers	500 m3
Diesel	500 m3
Syl. olje	50 m3
Systemolje	60 m3

Bestem/vurder bestilling av nødvendig bunkers, diesel og smøreolje for hele reisen.

Ballastreise (4000 n.mil v/12 knop)

Reisetid: t_B = $\frac{\mathrm{4000\ mil}}{\mathrm{12\ knop}}$ = 333,3 timer

Akseleffekt for ballastreise (Pe_B) beregner vi på grunnlag av effekt på prøveturen og bruk av propellerloven.

For 12 knop får vi ny effekt (Pe₂):

Pe₂ = Pe₁ ⋅ ${\left( {\frac{\rm{v_2}}{\rm{v_1}}} \right)^3}$= 22570 ⋅ ${\left( {\frac{{12}}{{15,4}}} \right)^3}$= 10680 kW

Da skipet går i ballast er nødvendig akseleffekt mindre enn ved prøveturen, der skipet var fullastet. Reduksjonen setter vi til 10 %, idet vi også tar hensyn til at skroget nå må antas noe begrodd i forhold til prøveturen. Dette gir:

Pe = 10680 ⋅ 0,90 ≈ 9600 kW

Spesifikt brennstoff-forbruk velger vi lik motorfabrikkens oppgitte verdi, korrigert for antatt lavere brennverdi for anvendt bunkers, dvs. vi setter h = 40 MJ/kg og får:

be = 164,5 g/kWh ⋅ $\frac{{42,7}}{{40}}$ ≈ 176 g/kWh

Denne verdien avrundes opp til 180 g/kWh, idet vi tar hensyn til at normal slitasje og beleggdannelse over tid har ført til økt spesifikt brennstoff-forbruk.

Med 10 % sikkerhetsmargin får vi bunkersbehovet for ballastreisen (B_B):

B_B = Pe_B ⋅ be_B ⋅ t_B ⋅1.1⋅10⁻³

B_B = 9600(kW) ⋅ 0,180(kg/kWh) ⋅ 333,3(h) ⋅1.1⋅10⁻³ ≈ 635 tonn

Smøreoljeforbruk for ballastreisen:

Systemolje: 9(kg/syl) ⋅ 7(syl) ⋅ 333/24 ≈ 875 kg

Sylinderolje: 0,001(kg/kWh) ⋅ 9600(kW) ⋅ 333,3(h) ≈ 3200 kg

Lastreise (6000 n.mil v/14,7 knop)

Reisetid t_L = $\frac{\mathrm{6000\ mil}}{\mathrm{14,7\ knop}}$ = 408,2 timer

Akseleffekt for lastreise (Pe) bestemmer vi på grunnlag av effekt på prøvetur og bruk av propeller loven:

Pe = 22570 ⋅ ${\left( {\frac{{14,7}}{{15,4}}} \right)^3}$= 19630 kW

Beregnet akseleffekt avrundes opp til Pe_L = 20 000 kW, idet vi regner med noe økt skrogmotstand pga. begroing.

Med 10 % sikkerhetsmargin får vi bunkersforbruk på lastreisen:

B_L = Pe_L⋅ be_L⋅ t_L ⋅ 1.1⋅10⁻³ = 20 000 kW ⋅ 0,180 kg/kWh ⋅ 408,2 h ⋅ 1,1 ⋅ 10⁻³ ≈ 1620 tonn

Smøreoljeforbruk - lastreise:

Systemolje: 9 kg/cyl ⋅ 7 syl ⋅ 408,2/24 ≈ 1070 kg

Sylinderolje: 0,001 kg/kWh ⋅ 20 000 kW ⋅ 408,2 h ≈ 8160 kg

Oljeforbruk - hjelpekjeler

Brennoljeforbruk på hjelpekjeler for lossing av lasten og "cowing" anslås til ca. 60 tonn. Videre må vi ta høyde for noe bruk av kjelen på ballastreisen, anslås til maks 40 tonn. Totalt forbruk på kjelen blir da ca. 100 tonn. Samlet forbruk av bunkers og smøreolje for hele reisen blir:

Bunkers: 635 t + 100 t + 1620 t = 2355 tonn
Systemolje: 875 kg + 1070 kg = 1945 kg (≈ 2,5 m³)
Sylinderolje: 3200 kg + 8160 kg = 11360 kg (≈ 14 m³)
Beholdning om bord er 500 m³ (ca. 495 t) bunkers, 50 m³ sylinderolje og 60 m³ systemolje

Bestilling av bunkersolje:
Beregnet forbruk (2355 t) minus beholdning (495 t) gir flg. bestilling av bunkersolje:

2355 t − 495 t = 1860 tonn (bestilles)

Bestilling av smøreolje
Beregnet systemoljeforbruk er ca. 2,5 m³ og beholdningen er 60 m³. Det er derfor ikke nødvendig å bestille systemolje for reisen.

Beregnet sylinderoljeforbruk er ca. 14 m³ og beholdningen er 50 m³. Det er derfor heller ikke nødvendig å bestille sylinderolje for reisen.

Eksempel 3 - Kontroll av brennstoff-forbruk – MT Millennium

MT Millennium er på reise og vi skal foreta en kontroll av hovedmotorens effektive spesifikke brennoljeforbruk. Følgende avlesninger er oppgitt:

ENVIRONMENT AND SPEED
Barometric pressure	:	1012	mbar
Draught fore	:	20.0	m
Log speed	:	15.07	knop
Wind velocity	:	2	m/s
Wave height	:	0.50	m

Hovedmotorens turtall er 78 rpm

Olje urets avlesning ved prøvens start	25640 liter
Olje urets avlesning ved prøvens slutt	31320 liter
Brennoljens tetthet ved 15 °C	989 kg/m3
Brennoljens brennverdi	40900 kJ/kg
Brennoljens volumutvidelseskoeffisient	0,00065 K-1
Prøvens varighet	90 minutter
Oljeuret er plassert etter lavtrykks for-pumpe og temperaturen er 83°C

Alle ytre forhold som ned-lasting, vær og vind mv. er lik prøvetursforholdene. Akseleffekten under prøven kan derfor tas fra prøveturskurven v/78 rpm:

Akseleffekt Pe = 21100 kW og prøvens varighet er 90 minutter = 5400 s.

Brennoljeforbruk fra måleur:

slutt:	31 320 liter
Start:	− 25 640 liter
Forbruk: =	5 680 liter

Korrigert brennoljetetthet:

$= {\rm{}}\frac{\rho_{\rm{1}}}{{{\rm{1}} + \gamma \cdot \nabla {\rm{t}}}}$ = $\frac{\rm{989(kg/m^3)}}{1+0,00065\cdot(83-15)}$ = 947,14 kg/m³

Beregner brennoljeforbruk under prøven i g/s:

$\dot{m}$_B = $\frac{\rm{5,68(m^3)\cdot947,14(kg/m^3)\cdot10^3(g/kg)}}{\rm{5400\,(s)}}$ = 996,25 g/s

Målt effektivt spesifikt brennoljeforbruk (b_e):

b_e = $\frac{\rm{m_B(g/s)}}{\rm{P_e(MW)}}$ = $\frac{\mathrm{996,25}}{\mathrm{21,1}}$ = 47,2 g/MJ

For å kunne sammenligne målt forbruk med motorfabrikkens oppgitte forbruk må vi korrigere for endret brennverdi. Det er da vanlig praksis å forutsette at η_e er konstant. Vi får da følgende sammenheng:

η_e = $\frac{1}{\rm{{b_e} \cdot h}}$= konstant ⇒ b_e1 ⋅ h₁ = b_e2 ⋅ h₂

Beregner korrigert effektivt spesifikt forbruk:

b_e2 = b_e ⋅ $\frac{\rm{h_1}}{\rm{h_2}}$ = 47,2 ⋅ $\frac{{40900}}{{42707}}$ = 45,2 g/MJ

Omregning av oppgitt forbruk: $\frac{\rm{164,5(g/kWh)}}{3,6}$ = 45,69 g/MJ

Målt effektivt spesifikt forbruk (45,2 g/MJ) er altså lavere enn motorfabrikkens garanterte forbruk på 164,5 g/kWh = 45,7 g/MJ.

Ved å avlese effektivt spesifikt forbruk (b_e) fra "testbed" kurven ved samme effekt som for prøven (P_e = 21,1 MW) får vi:

b_e = 119 g/BHPh = 44,9 g/MJ, som er ubetydelig lavere enn det målte forbruket.

[9]: I "gamle dager" hadde chiefen ofte tegnet opp slike kurver i sin notisbok.