Syllabus - Lucie Bonvalet

Machines à fluides
Exercices
Cécile Wailliez
Année académique 2010-2011
Table des matières
I
Enoncés des exercices
3
1 Turbines hydrauliques
1.1
4
Turbine Pelton . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2 Compresseurs
6
2.1
Compresseur centrifuge adiabatique - Influence de l’énergie cinétique . . . .
6
2.2
Compresseur centrifuge - Courbes caractéristiques . . . . . . . . . . . . . .
6
2.3
Compresseur à pistons étagé - Condensation . . . . . . . . . . . . . . . . .
7
2.4
Compresseur à piston avec espace mort . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
9
3 Régularisation - Equilibrage
10
3.1
Calcul des réactions d’inertie d’une bielle . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10
3.2
Equilibrage - Cylindres en ligne . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10
3.3
Coefficient de régularité . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11
3.4
Diesel marin - Régularité du couple . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11
3.5
Vilebrequin du moteur V6 Alfa Romeo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11
4 Suralimentation
4.1
II
4
16
Groupe de suralimentation . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 16
Copie des transparents - Illustrations
5 Turbines hydrauliques
5.1
17
18
Turbine Pelton . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 18
6 Compresseurs
23
6.1
Compresseur centrifuge adiabatique - Influence de l’énergie cinétique . . . . 23
6.2
Compresseur centrifuge - Courbes caractéristiques . . . . . . . . . . . . . . 23
6.3
Compresseur à pistons étagé - Condensation . . . . . . . . . . . . . . . . . 23
6.4
Compresseur à piston avec espace mort . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23
1
7 Régularisation - Equilibrage
24
7.1
Calcul des réactions d’inertie d’une bielle . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24
7.2
Equilibrage - Cylindres en ligne . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 26
7.3
Diesel marin - Régularité du couple . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32
7.4
Vilebrequin du moteur V6 Alfa Romeo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 35
III
Annexes
40
A Diesel marin - Régularité du couple
2
41
Première partie
Enoncés des exercices
3
Chapitre 1
Turbines hydrauliques
1.1
Turbine Pelton
La centrale de Jostedal en Norvège prélève de l’eau dans un lac artificiel et des lacs
naturels situés à 1200 m d’altitude pour produire de l’énergie électrique à partir d’une
turbine Pelton. Cette turbine peut être caractérisée par les données suivantes (valeurs
pour le point de fonctionnement nominal) :
Energie massique hydraulique mise à la disposition de la turbine
J/kg
11081
Débit volumique
3
m /s
28,5
Puissance mécanique à la sortie de la turbine
MW
288
Diamètre tangent au jet (diamètre de la roue)
m
3,175
Diamètre de sortie des tuyères
m
0,283
Diamètre du jet
m
0,222
Largeur des augets
m
0,726
Nombre d’augets de la roue
22
Nombre de jets
5
Vitesse de rotation de la roue
tr/min
428,6
NQE
0,035
nq
11,7
ν
0,074
Angle de l’auget β2
ψ
˚
165
0,99
Déterminer les grandeurs suivantes :
– rendement effectif
– vitesse absolue à l’entrée de la roue
– énergie massique indiquée
4
– rendement d’auget
– rendement de tuyère
– rendement indiqué
– couple indiqué
– couple au démarrage
– vitesse d’emballement
5
Chapitre 2
Compresseurs
2.1
Compresseur centrifuge adiabatique - Influence de
l’énergie cinétique
Un compresseur centrifuge adiabatique aspire de l’air (R = 288 J/kg.K et k = 1,4)
à une pression de 1,01 bar et une température de 20◦ C. L’air est comprimé jusqu’à la
pression de 2,2 bar. Les vitesses d’entrée et de sortie de l’air dans le compresseur sont
respectivement de 40 m/s et 190 m/s.
En supposant que la compression suit une loi polytropique (rendement polytropique =
0,84), on demande :
1. de calculer le rendement effectif interne du compresseur sans tenir compte de la
variation d’énergie cinétique entre l’entrée et la sortie ;
2. de calculer le rendement effectif interne du compresseur en tenant compte de la
variation d’énergie cinétique entre l’entrée et la sortie ;
3. de calculer le rendement polytropique de l’installation en faisant appel aux valeurs
totales ;
4. de comparer le rendement effectif interne de la question (2) et le rendement polytropique de la question (3). Quelles conclusions peut-on en tirer ?
2.2
Compresseur centrifuge - Courbes caractéristiques
Un compresseur centrifuge présente les caractéristiques ci-jointes (figure 2.2) pour des
essais réalisés avec une température d’entrée de 15◦ C, une pression d’entrée de 1,013 bar
et lorsqu’il aspire de l’air (k=1,4 ; R=288 J/kgK). Remarque : l’échelle des ordonnées du
graphique est tronquée ; se méfier du point (0,0).
On place ce compresseur, entraîné à une vitesse de 10830 tr/min, dans une installation
6
(figure 2.1) où il refoule de l’air dans le réservoir à une pression absolue de 1,4 bar. On
a placé une vanne de régulation à l’amont du compresseur, l’entrée de cette vanne se
trouvant à l’ambiance (l’air ambiant est à 15◦ C et une pression de 1013 mbar).
Si on souhaite obtenir un débit massique dans l’installation de 9,5 kg/s, quelle devra être
la pression à la sortie de la vanne ? Quelle sera alors la puissance effective du compresseur ?
Fig. 2.1 –
2.3
Compresseur à pistons étagé - Condensation
Un compresseur à pistons, deux étages à simple effet, possède les caractéristiques
suivantes :
course commune aux deux étages
280 mm
alésage du premier étage
400 mm
alésage du second étage
280 mm
espace mort du premier étage
3000 cm3
espace mort du second étage
1400 cm3
vitesse de rotation
725 tr/min
Ce compresseur aspire de l’air à l’atmosphère (pression absolue : 1020 mbar ; température : 23◦ C ; humidité relative : 90 %) et refoule dans un réservoir où règnent une pression
effective de 9,9 bar et une température de 46◦ C.
Le compresseur est supposé parfait, ses compressions et détentes obéissent à des lois polytropiques d’exposant 1,23.
La machine possède un réfrigérant intermédiaire dont la température de sortie est de 32◦ C
et où la chute de pression est de 0,55 bar.
On demande de déterminer :
1. la pression à la sortie du premier étage (bar) ;
7
Fig. 2.2 –
8
2. le rendement volumétrique de chacun des étages ;
3. la température de l’air à la sortie de chacun des étages (◦ C) ;
4. les titres en vapeur d’eau à l’entrée de chaque étage et au réservoir ;
5. la puissance indiquée du compresseur ;
6. la puissance volumique absorbée et le rendement théorique isothermique indiqué ;
7. le débit masse refoulé à la sortie du réservoir (kg/s) ainsi que les débits d’eau.
La tension de vapeur saturante de l’eau (en bar) peut se calculer en fonction de la tem3841,195
pérature (en ◦ C) par la relation e11,723766− t+228,01
2.4
Compresseur à piston avec espace mort
Un compresseur à piston (monocylindre, parfait) aspire de l’air (R = 288 J/kg.K) à
l’ambiance (p = 1000 mbar, t◦ = 20◦ C) et refoule dans un réservoir où règne une pression
de 5 bars. Il est entraîné par un moteur électrique à 1500 tr/min. Ses caractéristiques sont
les suivantes :
diamètre d’alésage
50 mm
course
100 mm
espace mort relatif
0,05
On considère que la compression suit une loi polytropique d’exposant 1,2.
1. Quel est le débit masse fourni par le compresseur ? Calculez la puissance indiquée,
l’énergie volumique indiquée et le rendement théorique isothermique correspondants.
2. Quel est le rapport de compression limite de ce compresseur ? Doit-on prévoir un
clapet de sécurité ?
3. Pour quel rapport de compression la puissance indiquée passe-t-elle par un maximum ? Pour quelle puissance le moteur d’entraînement devra-t-il être dimensionné ?
4. Supposons que l’espace mort de ce compresseur soit réglable et que l’on souhaite
profiter de ce réglage pour régler le débit. Quel volume d’espace mort faut-il imposer pour obtenir un débit de 0.004 kg/s ? Calculez la puissance indiquée, l’énergie
volumique indiquée et le rendement théorique isothermique correspondants.
9
Chapitre 3
Régularisation - Equilibrage
3.1
Calcul des réactions d’inertie d’une bielle
Un cylindre de moteur à combustion interne est accouplé au vilebrequin par un système
bielle-manivelle présentant les caractéristiques suivantes :
longueur de la manivelle
45 mm
longueur de la bielle
150 mm
masse de la bielle
0,5 kg
masse du piston
0,5 kg
IP,bielle
0, 01kg.m2
centre de gravité de la bielle
à 40 mm du point M
vitesse de rotation
dω
dt = 0
5000 tr/min
On demande, pour α = 45◦ ,
1. de calculer toutes les réactions d’inertie (forces et moments) dues à la bielle ;
2. de calculer les couples à l’arbre et au bâti qui en résultent ;
3. de comparer ces résultats avec ceux de la formule simplifiée.
3.2
Equilibrage - Cylindres en ligne
Considérons un moteur 4 temps à cylindres en ligne, ses cylindres étant espacés régulièrement. On demande d’étudier l’équilibrage pour 4, 6 et 5 cylindres (on ira jusqu’aux
termes en cos 2α).
10
3.3
Coefficient de régularité
Si un moteur à pistons a une vitesse de rotation moyenne de 3000 tr/min et un travail
perturbateur à cette vitesse de 100 J, quelle doit être l’inertie du volant d’inertie pour
obtenir un coefficient de régularité de 250 ?
Que devient ce coefficient de régularité à 800 tr/min si le travail perturbateur varie proportionnellement à la vitesse ?
3.4
Diesel marin - Régularité du couple
Considérons le moteur Diesel marin 2 temps Sulzer RTA84C de 1993 dont certaines
caractéristiques sont données en annexes (annexe A).
1. Calculez le rendement thermique effectif du moteur (au point R1).
2. Calculez le couple moyen par cylindre et celui pour un 4 et un 12 cylindres (au point
R1).
3. L’évolution du couple instantané d’un monocylindre en fonction de la position du
vilebrequin est représentée à la figure 3.1. Cette fonction peut être décomposée en
séries de Fourier dont les coefficients sont repris au tableau 3.1 (en [Nm]). Déterminez, pour un moteur 4 cylindres, le couple instantané à α = −158, 7˚et, pour un 12
cylindres, le couple instantané à α = −163, 5˚.
3.5
Vilebrequin du moteur V6 Alfa Romeo
On considère le moteur Alfa Romeo 2.5 V6. La documentation constructeur (figure 3.2)
nous donne une vue 2D du vilebrequin et l’ordre d’allumage. On demande de déterminer
la forme 3D du vilebrequin et de regarder l’équilibrage.
Le sens de rotation est le sens horlogique quand on regarde du côté de la courroie de
distribution.
Remarque : on trouvera à la figure 3.3 un extrait des normes ISO concernant la désignation
des cylindres. Ce n’est de toute évidence pas celle suivie par Alfa Romeo.
11
c1
455904
d1
908026
c2
104991
d2
41625
c3
-34464
d3
376810
c4
-136799
d4
442544
c5
-156045
d5
319574
c6
-156604
d6
197021
c7
-144473
d7
114168
c8
-117734
d8
51262
c9
-96346
d9
18994
c10
-65339
d10
-792
c11
-44412
d11
-11834
c12
-29545
d12
-7992
c13
-21308
d13
-15527
c14
-10539
d14
-9708
c15
-6409
d15
-8452
c16
-3336
d16
-5069
c17
-641
d17
-2821
c18
-1481
d18
-905
c19
138
d19
-648
c20
-933
d20
517
c21
-153
d21
-218
c22
-390
d22
496
c23
-101
d23
181
c24
-168
d24
201
Tab. 3.1 – Coefficients de la série de Fourier du monocylindre
12
Fig. 3.1 – Couple instantané du monocylindre
13
Fig. 3.2 – [3]
14
Fig. 3.3 – [4]
15
Chapitre 4
Suralimentation
4.1
Groupe de suralimentation
On considère un groupe de suralimentation de moteur à combustion interne. Il est
composé d’un compresseur (rendement : 78 %) et d’une turbine (rendement : 83 %). La
transmission entre les deux a un rendement mécanique de 80 %.
Le compresseur aspire de l’air (R = 288 J/kgK et k = 1,4) à l’ambiance (pression : 1005
mbar ; température : 10˚C). Les gaz brûlés (k = 1,3) entrent dans la turbine à une pression
de 1,45 bar et une température de 750˚C pour ressortir à une pression de 1020 mbar.
Quelle est la pression à la sortie du compresseur ?
Remarques : on considère l’air et les gaz brûlés comme des gaz parfaits à chaleurs massiques constantes, que le débit masse se conserve entre le compresseur et la turbine et que
les compression et détente suivent des lois polytropiques.
16
Deuxième partie
Copie des transparents - Illustrations
17
Chapitre 5
Turbines hydrauliques
5.1
Turbine Pelton
Références : [2]
18
19
20
21
22
Chapitre 6
Compresseurs
6.1
Compresseur centrifuge adiabatique - Influence de
l’énergie cinétique
6.2
Compresseur centrifuge - Courbes caractéristiques
6.3
Compresseur à pistons étagé - Condensation
6.4
Compresseur à piston avec espace mort
23
Chapitre 7
Régularisation - Equilibrage
7.1
Calcul des réactions d’inertie d’une bielle
24
Machines à pistons. Système bielle-manivelle
Formulaire
OM = R = rayon de manivelle
L = course du piston
B = longueur de bielle
B
b=
R
S = surface du piston
xP = R · f (α)
——————————————————————————————————————
f = cos α + b cos β
0 = sin α − b sin β
s
2
sin α
f (α) = cos α + b 1 −
b
fmax = b + 1
df
= − (sin α + cos α tan β)
dα
"
#
2
2
df
1 (cos α)
= − cos α − sin α tan β +
2
dα
b (cos β)3
——————————————————————————————————————
df
vP = R ω
dα
2
df dω
2 d f
φP = R ω
+
dα2 dα dt
−−→
v~M = jω OM
−
→
dω
2
φM = j
− ω Rejα
dt
25
7.2
Equilibrage - Cylindres en ligne
26
Réactions d’inertie : équations
Efforts
X
→
−
2
F inr = mr Rω
ejαi
i
X
−
→
2
F ina = maRω
(cosαi + B2cos2αi + B4cos4αi + B6cos6αi + ...)
i
Moments X
→
−
jα
2
i
µ Oinr = jmr Rω
li e
i
X
−
→
µ Oina = jmaRω 2
(li (cosαi + B2cos2αi + B4cos4αi + B6cos6αi + ...))
i
1
Equilibrage
Efforts
→
−
F inr
α
X
Moments
→
−
µ
X
ejδi = 0
i
i
−
→
F inaf ond
X
i
2α
X
i
cosαi = 0 ⇐
X
−
→
F ina2α
cos (2αi) = 0 ⇐
−
→
µ Oinaf ond
ejδi = 0
X
i
i
cos (4αi) = 0 ⇐
liejδi
=0
i
−
→
µ Oina2α
X
ej2δi = 0
X
(licos (2αi)) = 0 ⇐
X
i
−
→
F ina4α
X
(licosαi) = 0 ⇐
X
i
i
2kβperiode
ou non nuls
= xπ
2n
4α
Oinr
jδ
i
li e
=0
liej2δi
=0
liej4δi
=0
i
−
→
µ Oina4α
X
ej4δi = 0
i
2kβperiode
ou non nuls
= xπ
2n
X
i
(licos (4αi)) = 0 ⇐
X
i
29
30
Fig. 7.1 – [5]
31
7.3
Diesel marin - Régularité du couple
32
33
34
7.4
Vilebrequin du moteur V6 Alfa Romeo
35
Fig. 7.2 – [6]
Fig. 7.3 – [6]
36
Fig. 7.4 – [6]
37
Fig. 7.5 – [6]
38
Bibliographie
[1] J. Hanton, Compléments de cinématique, dynamique et thermodynamique des machines, notes de cours, FPMs, 1999
[2] P. Henry, Turbomachines hydrauliques - Choix illustré de réalisations
marquantes, Presses polytechniques et universitaires romandes, 1992
[3] Documentation technique Alfa Romeo 156
[4] Norme ISO 1205 :1972 - Reciprocating internal combustion engines Designation of the cylinders
[5] Bosch, Automotive Handbook, Robert Bosch GmbH, 2007
[6] Auto Pratique, Editions Atlas
39
Troisième partie
Annexes
40
Annexe A
Diesel marin - Régularité du couple
41
Table II: Main parameters for RTA-series containership engines
Engine type
Year introduced
RTA84
RTA84
RTA84C
RTA84C
RTA96C
1981
1988
1988
1993
1994
Cylinder bore
mm
840
840
840
840
960
Piston stroke
mm
2400
2400
2400
2400
2500
–
2.86
2.86
2.86
2.86
2.6
bhp
4030
4760
5200
5510
7470
kW
2960
3500
3820
4050
5490
rev/min
87
95
100
102
100
m/sec
6.96
7.6
8.0
8.16
8.33
Brake mean effective pressure
bar
15.35
16.6
17.2
17.91
18.2
Max. cylinder pressure, Pmax
bar
125
130
135
140
142
g/bhph
127
126
126
126
126
g/kWh
173
171
171
171
171
Stroke/bore ratio
Power/cylinder, MCR
Speed
Mean piston speed
Brake specific fuel consumption,
at full load, MCR:
11
Two-Stroke
Marine Diesel Engines
Main Data
RTA96C
960 x 2500
Bore x Stroke mm
Speed rev/min
Cyl.
4
5
Power
RTA84C
840 x 2400
100
100
90
90
102
102
73
73
R1
R2
R3
R4
R1
R2
R3
R4
kW
16 200
8 920
11 600
8 920
bhp
22 040
12 120
15 760
12 120
kW
20 250
11 150
14 500
11 150
27 550
15 150
19 700
15 150
kW
32 940
23 040
29 640
23 040
24 300
13 380
17 400
13 380
bhp
44 820
31 320
40 320
31 320
33 060
18 180
23 640
18 180
kW
38 430
26 880
34 580
26 880
28 350
15 610
20 300
15 610
bhp
52 290
36 540
47 040
36 540
38 570
21 210
27 580
21 210
bhp
6
7
8
Power
R1 Engine-MCR
9
Engine
layout field
10
R3
11
R4
R2
12
Speed
Definitions to all Sulzer diesel engines:
• R1, R2, R3, R4 = power/speed ratings
at the four corners of the RTA engine
layout field (see diagram).
• R1 = engine Maximum Continuous
Rating (MCR).
• Contract-MCR (CMCR) = selected
rating point for particular installation.
Any CMCR point can be selected
within the RTA layout field.
• BSFC = brake specific fuel consumption. All figures are quoted for fuel of
net calorific value 42.7 MJ/kg
(10 200 kcal/kg) and ISO standard
reference conditions (ISO 3046-1),
with +3% allowance and without
engine-driven pumps.
• The values of power in kilowatts and
fuel consumption in g/kWh are the
official figures and discrepancies
occur between these and the
corresponding bhp values owing to
the rounding of numbers.
• ISO standard reference conditions
Total barometric pressure 1.0 bar
Suction air temperature 25 °C
Charge air cooling-water
temperature
25 °C
Relative humidity
60%
kW
43 920
30 720
39 520
30 720
32 400
17 840
23 200
17 840
bhp
59 760
41 760
53 760
41 760
44 080
24 240
31 520
24 240
kW
49 410
34 560
44 460
34 560
36 450
20 070
26 100
20 070
bhp
67 230
46 980
60 480
46 980
49 590
27 270
35 460
27 270
kW
54 900
38 400
49 400
38 400
40 500
22 300
29 000
22 300
bhp
74 700
52 200
67 200
52 200
55 100
30 300
39 400
30 300
kW
60 390
42 240
54 340
42 240
44 550
24 530
31 900
24 530
bhp
82 170
57 420
73 920
57 420
60 610
33 330
43 340
33 330
kW
65 880
46 080
59 280
46 080
48 600
26 760
34 800
26 760
bhp
89 640
62 640
80 640
62 640
66 120
36 360
47 280
36 360
BSFC
85%
g/kWh
166
161
166
161
168
160
167
161
Load
g/bhph
122
118
122
118
124
118
123
118
100%
g/kWh
171
163
171
164
171
160
170
163
Load
g/bhph
126
120
126
121
126
118
125
120
18.2
12.7
18.2
14.1
17.9
9.9
17.9
13.8
BMEP, bar
Output
kW
80 000
Output
bhp
100 000
RTA96C
80 000
RTA84M
60 000
60 000
50 000
40 000
RTA84C
RTA84T
30 000
40 000
RTA72U
20 000
RTA62U
20 000
RTA52U
10 000
RTA48
10 000
RTA38
RTA68T
8 000
8 000
6 000
RTA58T
6 000
4 000
RTA48T
4 000
2 000
2 000
50
60
70
80 90 100
120
Engine speed
140 160 180 200
rev/min
Power and speed ranges of
Sulzer RTA-series engines
Engine Selection and Project Manual
RTAĆC
A.
A1
Introduction
Primary engine data
Engine
RTA96C
Bore x stroke [mm]
Speed [rpm]
RTA84C
960 x 2 500
100
100
840 x 2 400
90
90
102
102
82
82
Engine power (MCR)
Cylinder
Power
R1
R2
R3
R4
R1
R2
R3
R4
4
[kW]
[bhp]
–
–
–
–
16 200
22 040
11 340
15 440
12 960
17 640
11 340
15 440
5
[kW]
[bhp]
–
–
–
–
20 250
27 550
14 175
19 300
16 200
22 050
14 175
19 300
6
[kW]
[bhp]
32 940
44 820
23 040
31 320
29 640
40 320
23 040
31 320
24 300
33 060
17 010
23 160
19 440
26 460
17 010
23 160
7
[kW]
[bhp]
38 430
52 290
26 880
36 540
34 580
47 040
26 880
36 540
28 350
38 570
19 845
27 020
22 680
30 870
19 845
27 020
8
[kW]
[bhp]
43 920
59 760
30 720
41 760
39 520
53 760
30 720
41 760
32 400
44 080
22 680
30 880
25 920
35 280
22 680
30 880
9
[kW]
[bhp]
49 410
67 230
34 560
46 980
44 460
60 480
34 560
46 980
36 450
49 590
25 515
34 740
29 160
39 690
25 515
34 740
10
[kW]
[bhp]
54 900
74 700
38 400
52 200
49 400
67 200
38 400
52 200
40 500
55 100
28 350
38 600
32 400
44 100
28 350
38 600
11
[kW]
[bhp]
60 390
82 170
42 240
57 420
54 340
73 920
42 240
57 420
44 550
60 610
31 185
42 460
35 640
48 510
31 185
42 460
12
[kW]
[bhp]
65 880
89 640
46 080
62 640
59 280
80 640
46 080
62 640
48 600
66 120
34 020
46 320
38 880
52 920
34 020
46 320
Brake specific fuel consumption (BSFC)
Load
85 %
[g/kWh]
[g/bhph]
166
122
161
118
166
122
161
118
168
124
161
119
167
123
164
121
100 %
[g/kWh]
[g/bhph]
171
126
163
120
171
126
164
121
171
126
163
120
170
125
166
122
mep
[bar]
18.2
12.7
18.2
14.1
17.9
12.5
17.8
15.6
Lubricating oil consumption *1)
System oil
approximately 12 kg/cyl per day
Cylinder oil *2)
Remark:
approximately 10 kg/cyl per day
0.9 –1.3 g/kWh
*1) For fully run-in engines and under normal operating conditions.
*2) This data is for guidance only, it may have to be increased as the actual cylinder lubricating oil consumption in
service is dependent on a number of operational factors.
Table A1 Primary engine data of Sulzer RTA96C and RTA84C
25.41.07.40 – Issue VII.98 – Rev. 0
A–2
T10.3499
Wärtsilä NSD Switzerland Ltd
RTAĆC
Engine Selection and Project Manual
C1. RTA84C engine
C1
RTA84C engine
C1.1
Engine description
The Sulzer RTA84C type engine is a low-speed,
direct-reversible, single-acting, two-stroke engine, comprising crosshead-guided running gear,
hydraulically operated poppet-type exhaust
valves, turbocharged uniflow scavenging system
and oil-cooled pistons.
The Sulzer RTA84C is designed for running on a
wide range of fuels from marine diesel oil (MDO)
to heavy fuel oils (HFO) of different qualities.
Main parameters:
Bore
Stroke
Power (MCR)
Speed (MCR)
Mean effect. press.
Mean piston speed
Number of cylinders
840 mm
2400 mm
4050 kW/cyl
102 rpm
17.9 bar
8.2 m/s
4 to 12
It is available with four to twelve cylinders rated at
4050 kW/cyl to provide a maximum output for the
twelve-cylinder engine of 48 600 kW. Overall sizes
range from 9.6 m in length to 12.9 m in height for
the four-cylinder engine and 23.4 m in length to
12.9 m in height for the twelve-cylinder engine.
Dry weights range from 630 tonnes for the fourcylinder to 1570 tonnes for the twelve-cylinder
model. Refer to table A1 for primary engine data.
The development of the RTA84C range to provide
an engine for medium to large size container
vessels concentrated around providing power and
reliability at the required service speeds. The wellproven bore-cooling principle for pistons, liners,
cylinder covers and exhaust valve seats is incorporated with variable injection timing (VIT) which
maintains the nominal maximum combustion
pressure within the power range 100 per cent to 85
per cent.
Refer to figure C1 and the following text for the
characteristic design features:
Wärtsilä NSD Switzerland Ltd
C–1
Remark:
* The direction of rotation looking always
from the propeller towards the engine is
clockwise as standard.
F10.0352
Fig. C1
Sulzer RTA84C cross section
1. Welded bedplate with integrated thrust
bearings and large surface main bearing
shells.
2. Sturdy engine structure with low stresses and
high stiffness comprising A-shaped fabricated
double-wall columns and cylinder blocks
attached to the bedplate by pre-tensioned
vertical tie rods.
3. Fully built-up camshaft driven by gear wheels
housed in a double column located at the
driving end, or in the centre of the engine.
4. A combined injection pump and exhaust valve
actuator unit for two cylinders each. Camshaft
driven fuel pump with double spill valves for
timing fuel delivery to uncooled injectors.
Camshaft-driven actuator for hydraulic drive
of poppet-type exhaust valve working against
an air spring.
25.41.07.40 – Issue VII.98 – Rev. 0
The trend to higher unit outputs is demonstrated
by the increasing number of 12-cylinder RTA84C
engines ordered (Fig. 7). They are in ships with capacities in the range of 4112-5365 TEU (Fig. 8). The first
12RTA84C engine to enter service is in the 4112 TEU
‘Post-Panamax’ containership Nedlloyd Hongkong
of P&O Nedlloyd delivered in February 1994, to
which a sistership Nedlloyd Honshu was added in
the following year. Most notably, Evergreen will have
23 ships powered by 12-cylinder RTA84C engines
when their current newbuilding programme is
completed in 1999. These include 13 U-class vessels
of the 5365 TEU capacity and ten of the faster,
25-knot D-class Panamax ships of 4211 TEU. The
first U-class vessel is the Ever Ultra which entered
service in June 1996 (Fig. 9), while the first in the
D class, Ever Dainty, was handed over in July 1997.
Fig. 7
Sulzer 12RTA84C engine on
test
[7796-3014]
Fig. 8
NYK Procyon powered by a
12RTA84C engine
[7796-3027]
8
Fig. 1
The first 12-cylinder Sulzer RTA96C engine on test at Diesel United Ltd, Aioi, Japan
[7797-3038]
Summary
Containerships continue to be a most interesting sector of the newbuilding market. Not only is it still a
strong market in terms of overall volume but it also puts continual demands on engine development. Larger,
faster containerships require high-output propulsion engines which must operate most reliably with the least
time out of service. Sulzer diesel engines have proved to be particularly successful in this market sector. To
the RTA84C type which was introduced in 1988, and upgraded in 1993, has been added the RTA96C to
extend the power range up to 89 640 bhp (65 880 kW) for the new generation of large ‘Post-Panamax’
containerships that load 6000 TEU or more.
The Sulzer RTA84C is the leader in this market sector, with 155 engines delivered or on order. Orders
have already been received for eight RTA96C engines, including ten-, 11- and 12-cylinder models, and the
first engine completed its shop trials in May 1997. A major landmark was the starting of the first 12-cylinder
RTA96C in September 1997 as the world’s most powerful diesel engine.
This paper presents the development of both RTA-C engine types, together with accounts of the service
experience of the RTA84C and test results from the first RTA96C engine, with 11 cylinders started in March
1997.
Key Points
Summaries of key points are given in boxes throughout the paper.
2
RTAĆC
Engine Selection and Project Manual
C1. RTA84C engine
C1.2.5
C1.2.5.2
Vibration aspects
As a leading designer and licensor we are concerned that satisfactory vibration levels are obtained with our engine installations. The assessment and reduction of vibration is subject to
continuous research and we have developed extensive computer software, analytical procedures
and measuring techniques to deal with the subject.
For successful design the vibration behaviour
needs to be calculated over the whole operating
range of the engine and propulsion system.
C1.2.5.1
Torsional vibration
This involves the whole shafting system comprising crankshaft, propulsion shafting, propeller, engine running gear, flexible couplings and power
take off. It is caused by gas and inertia forces as
well as by the irregularities of the propeller torque.
It is vitally important to limit torsional vibration in
order to avoid damage to the shafting. If the vibration at a critical speed reaches dangerous stress
levels, the corresponding speed range has to be
passed through rapidly (barred-speed range).
However, barred-speed ranges can be reduced,
shifted, and in some cases avoided by installing a
heavy flywheel at the driving end and/or a tuning
wheel at the free end or a torsional vibration
damper at the free end of the crankshaft.
Torsional vibration dampers of various designs are
available to reduce energy on different levels of
vibration.
Lower energy vibrations are absorbed by viscous
dampers.
Higher energy vibrations are absorbed by a spring
loaded damper type. In this case the damper is
supplied with oil from the engine’s lubricating system and the heat dissipated can range from 20 kW
to 80 kW depending on the size of the damper.
Axial vibration
The shafting system is also able to vibrate in the
axial direction. This vibration is due to the axial excitations coming from the engine and the propeller.
In order to limit the influence of these excitations,
and limit the level of vibration, an integrated axial
detuner/damper is fitted to the crankshaft of all Sulzer RTA engines. In rare cases (e.g. five-cylinder
engines and very stiff intermediate and propeller
shafts) the influence of axial vibration may be apparent at the engine top. This can be reduced by
longitudinal friction stays attached to the ship’s
structure.
C1.2.5.3
Hull vibration
The hull and accommodation are susceptible to
vibration caused by the propeller, machinery and
sea conditions. Controlling hull vibration is
achieved by a number of different means and may
require fitting longitudinal and lateral stays to the
main engine and installing second order balancers
on each end of the main engine. These balancers
are available for our engines and involve counterweights rotating at twice the engine speed. There
are also electrically driven secondary balancers
available for mounting at the aft end of the ship and
which are tuned to the engine’s operating speed
and controlled in accordance with it.
Eliminating hull vibration requires co-operation between the propeller manufacturer, naval architect,
shipyard and engine builder.
C1.2.5.4
Estimation of engine vibration
data
The RTA84C engine has been designed to eliminate free forces and minimize unbalanced external
couples of first and second order.
However, different numbers of cylinders, rating
point and engine tuning affect the magnitude of
these couples and if unchecked, result in vibration.
Wärtsilä NSD Switzerland Ltd
C–7
25.41.07.40 – Issue VII.98 – Rev. 0
Engine Selection and Project Manual
RTAĆC
C1. RTA84C engine
Figure C5 is a representation of the engine showing the free couples of mass forces and the torque
variation about the centre lines of the engine and
crankshaft.
M1V is the first order couple having a vertical component.
M1H is the first order couple having a horizontal
component.
M2V is the second order couple having a vertical
component.
∆M is the reaction to variations in the nominal
torque.
Reducing the first order couples is achieved by
counterweights installed at both ends of the crankshaft.
The second order couple is larger on 4, 5 and 6 cylinder engines than it is on engines of 7 to 12 cylinders, however it is reduced to acceptable levels by
fitting second order balancers.
F10.1931
Fig. C5
External couples and forces
It is important to establish at the design stage what
the ship’s vibration form is likely to be. Table C1 will
assist in assessing the effects of fitting the chosen
RTA84C.
2nd order
with
with
standard
counterweights
non-standard
counterweights
without
with
2nd-order
balancer
R2
R3
R4
2nd order
with
with
standard
counterweights
non-standard
counterweights
without
with
2nd-order
balancer
M1V
M1H
M1V
M1H
M2V
M2V
∆M
∆M
∆M
∆M
[±kNm]
[±kNm]
[±kNm]
[±kNm]
[±kNm]
[±kNm]
[±kNm]
[±kNm]
[±kNm]
692
908
1534
154
2597
2404
447
2756
2587
2842
2924
955
293
483
–
–
2993
617
2422
2413
2402
2540
3221
234
0
0
–
–
2082
151
1759
1931
1762
1998
–
935
–
178
284
–
–
604
–
1384
1560
1389
1611
–
–
0
–
149
231
–
–
0
–
985
1208
991
1210
799
–
–
1581
–
333
516
–
–
1022
–
631
952
639
896
242
370
–
–
1112
–
156
239
–
–
719
–
446
719
454
649
284
306
–
–
1559
–
184
198
–
–
1008
–
304
506
311
409
0
0
–
–
0
–
0
0
–
–
0
–
224
357
230
280
M1H
M1V
M1H
M2V
M2V
[±kNm]
[±kNm]
[±kNm]
[±kNm]
[±kNm]
4
1405
2374
239
4018
3719
5
453
747
–
–
4631
6
0
0
–
–
7
276
439
–
230
358
9
516
10
11
12
102
R1
1st order
[±kNm]
M1V
[rpm]
En
ngine sp
peed
ed
R3 / R4
1st order
[±kNm]
8
Torque variation
R1 / R2
En
ngine sp
peed
ed
Nu
umb
ber of cylin
cy nder
ers
Free couples of mass forces
[rpm]
82
Table C1 Free couples of mass forces and torque variations
25.41.07.40 – Issue VII.98 – Rev. 0
C–8
T10.3587
Wärtsilä NSD Switzerland Ltd
RTAĆC
Engine Selection and Project Manual
C1. RTA84C engine
As mentioned earlier the results of vibration analysis may lead to fitting engine stays. The lateral
components of the forces acting on the crossheads may induce lateral rocking, depending on
the number of cylinders and the firing sequence.
These forces may be transmitted to the engine
seating structure, and induce local vibrations.
These vibrations are difficult to predict and strongly
depend on the engine foundation, frame stiffness
and pipe connections. For this reason, we recommend consideration of lateral stays (please refer to
table C3 ‘Countermeasures for dynamic effects’),
either of the hydraulic or friction type early in the
design stage.
Figure C6 illustrates typical attachment points for
lateral stays. Friction stays are installed on the engine exhaust side only.
F10.3588
Fig. C6
Wärtsilä NSD Switzerland Ltd
C–9
Typical attachment points for lateral stays
25.41.07.40 – Issue VII.98 – Rev. 0
Engine Selection and Project Manual
RTAĆC
C1. RTA84C engine
Engine ratings
Lateral forces
and moments
No. of cyl.
Rating
R1: 102 rpm
4050 kW/cyl
R2: 102 rpm
2835 kW/cyl
R3: 82 rpm
3240 kW/cyl
R4: 82 rpm
2835 kW/cyl
FL
[kN]
Harmonic orders
4
4
–
–
R2
585
0
150
0
–
–
–
–
R3
659
0
117
0
–
–
–
–
R4
648
0
138
0
–
–
–
5
10
–
–
–
R1
574
0
58
0
–
–
–
–
R2
541
0
91
0
–
–
–
–
R3
565
0
59
0
–
–
–
–
R4
569
0
79
0
–
–
–
3
4
6
–
–
R1
0
1570
0
924
405
0
–
–
R2
0
990
0
811
456
0
–
–
R3
0
2104
0
913
405
0
–
–
R4
0
1952
0
898
469
0
–
3
4
7
–
–
R1
0
1717
0
2627
342
0
–
–
R2
0
1083
0
2304
393
0
–
–
R3
0
2301
0
2596
342
0
–
–
R4
0
2135
0
2551
398
0
–
3
4
5
–
8
R1
0
2485
0
1067
0
2619
232
0
R2
0
1567
0
936
0
2467
299
0
R3
0
3331
0
1055
0
2577
233
0
R4
0
3091
0
1037
0
2597
276
3
4
6
R1
0
3003
0
1478
0
R2
0
1893
0
1296
R3
0
4024
0
1460
R4
0
3734
0
1435
3
0
9
137
0
0
959
242
0
0
1001
139
0
0
1009
209
4
7
0
0
3764
0
1317
0
1685
116
0
0
2374
0
1155
0
1939
182
0
R3
0
5045
0
1301
0
1689
118
0
R4
0
4681
0
1279
0
1961
157
5
8
0
11
R1
0
4603
0
643
0
1224
83
0
R2
0
2902
0
605
0
1579
123
0
R3
0
6168
0
632
0
1230
84
0
R4
0
5723
0
637
0
1457
89
3
4
9
0
12
R1
0
5382
0
1849
0
753
53
0
R2
0
3393
0
1622
0
1329
93
0
R3
0
7212
0
1827
0
762
54
0
R4
0
6692
0
1795
0
1146
69
0
Table C2 Guide forces and moments
25.41.07.40 – Issue VII.98 – Rev. 0
‘H-type’ and ‘X-type’
modes of engine vibration
10
R2
3
F10.1935
Fig. C7
1018
R1
Harmonic orders
12
–
–
Harmonic orders
11
–
ML
[kNm]
–
Harmonic orders
10
FL
[kN]
0
Harmonic orders
9
8
ML
[kNm]
116
Harmonic orders
8
FL
[kN]
0
Harmonic orders
7
ML
[kNm]
667
Harmonic orders
6
FL
[kN]
R1
Harmonic orders
5
ML
[kNm]
The value of lateral forces and
moments of other engine rating
and orders are available on
request.
T10.3589
C–10
Wärtsilä NSD Switzerland Ltd
RTAĆC
Engine Selection and Project Manual
C1. RTA84C engine
C1.2.5.5
Summary
The following table C3 indicates where special
attention is to be given to dynamic effects and the
countermeasures required to reduce them. Where
Number of cylinders
External couples
installations incorporate PTO arrangements
further investigation is required and Wärtsilä NSD
Switzerland Ltd, Winterthur, should be contacted.
Torsional
vibration
Axial
vibration
2nd order balancer
Lateral
rocking
Longitudinal
rocking
side-stays
longitudinal-stays
B
4
A
*1)
*2)
A
5
A
*1)
*2)
A
B
6
A
*1)
*2)
B
C
7
C
*1)
*2)
C
C
8
C
*1)
*2)
A
C
9
C
*1)
*2)
B
C
10
C
*1)
*2)
B
C
11
C
*1)
*2)
A
C
12
C
*1)
*2)
A
C
Remarks: *1) Detailed calculations have to be carried out for every installation, countermeasures to be selected accordingly
(shaft diameter, critical or barred speed range, damper).
*2) An integrated axial detuner is fitted as standard.
A: The countermeasure indicated is needed.
B: The countermeasure indicated may be needed and provision for the corresponding countermeasure
is recommended.
C: The countermeasure indicated is not needed.
Table C3 Countermeasures for dynamic effects
Wärtsilä NSD Switzerland Ltd
T10.3590
C–11
25.41.07.40 – Issue VII.98 – Rev. 0
Engine Selection and Project Manual
RTAĆC
C1. RTA84C engine
C1.3.2.9
Engine outline 12RTA84C
’
F10.3643
Fig. C18 12RTA84C engine outline
25.41.07.40 – Issue VII.98 – Rev. 0
C–26
Wärtsilä NSD Switzerland Ltd