Проектирование судовой энергетической установки

Содержание Введение

1. Основные технические сведения о судне прототипе

2. Разработка конструктивной схемы СЭУ

2.1 Определение требуемой мощности

2.1.1 Расчет ходкости

2.1.2 Расчет сопротивления судна

2.1.3 Расчет гребного винта

2.1.4 Расчет гребного винта, обеспечивающего судну заданную скорость

3. Выбор главного двигателя

4. Расчет основных параметров валопровода

5. Определение главных параметров и комплектование СЭУ вспомогательным оборудованием. Разработка систем

5.1 Топлимная система

5.2 Маслянаясистема

5.3 Система охлаждения

5.4 Система пускового воздуха

5.5 Газовыпускная система

6. Определение главных параметров и комплектование агрегатами основного оборудования СЭС

7. Котельная установка

8. Расчет энергетических запасов

9. Конструктивный узел Заключение Список используемых источников Введение Целью данного дипломного проекта является проектирование судовой энергетической установки, выбор главного двигателя, проектирование систем, входящих в состав судовой энергетической установки, и подбор оборудования систем. Определение расположения в машинном отделении подобранного оборудования судовой энергетической установки.

За прототип взят танкер-химовоз Mare Di Ravenna. Данное судно было построено в 2006 г по заказу итальянской компании на Южно-Корейской верфи SLS Shipbuilding, которая специализируется на постройке химовозов водоизмещением до 61 000 т, и предназначено для перевоза жидких химикатов и нефтепродуктов. Стоит отметить, что это одно из нескольких судов, построенных для итальянских заказчиков данной верфью.

В связи с высокими требованиями безопасности по строительству химовозов Mare Di Ravenna имеет двойной корпус, грузовое пространство разделено на шесть грузовых и два отстойных танка. Внутренние стенки танков гладкие и покрыты эпоксидной смолой, подходящей для контакта с химикатами и нефтепродуктами. Для приема и выкачки груза на судне установлены 12 насосов производительностью 600 м³/ч каждый, что позволяет работать с шестью видами груза одновременно. Судно имеет ледовый класс Ice2

ЗАДАНИЕ Исходные данные Таблица№ 1

1. Основные технические сведения о судне прототипе

«Химовоз Mare di Ravenna»

Длина (наибольшая): 185,00 м;

Длина между перпендикулярами:174.00 м;

Ширина: 32,2 м;

Высота борта: 19,1 м;

Осадка:

Конструктивная: 11.00 м;

По грузовую линию: 13,20 м;

Водоизмещение: 61 000 т;

Дедвейт: 51 000 т;

Скорость: 15 узлов;

Рис. № 2 «Чертеж судна Mare di Ravenna»

2. Разработка конструктивной схемы СЭУ Конструктивная схема — это схема, в которой показывается, как вырабатывается механическая энергия в СЭУ и способ ее передачи на движитель. В конструктивной схеме описываются:

1) Количество и тип движителей

2) Количество и тип ГД

3) Наличие или отсутствие редуктора или электропередачи мощности

4) Наличие или отсутствие дополнительных источников механической энергии (утилизационные газовые турбины, паровые турбины)

5) Способ привода генераторов электроенергии.

В связи с тем, что морские гражданские суда имеют большую осадку и высоту борта, то для них преимущественно применение ПК с МОД. Наличие значительной высоты борта у таких судов позволяет разместить МОД с грузоподъемным устройством для возможности его разборки в случае необходимости. Преимущество по энергетической эффективности и ресурсу МОД практически исключает возможность эффективного использования на таких судах ПК других типов.

Недостатки МОД

1) больший вертикальный размер, чем у других типов ДД.

2) Большая масса.

2) требуется подогрев топлива;

3) требуется очистка топлива.

Достоинства МОД

1) отсутствие редуктора приводит к передаче мощности непосредственно на гребной вал;

2) применение крейцкопфа с ползуном, снимающего боковые усилия;

3) большой моторесурс: около 120 000 часов;

4) широкое распространение МОД делает менее трудоемким поиск запасных частей;

5) высокая экономичность;

6) возможно использование дешёвых остаточных высоковязких топлив;

7) высокая надёжность, удобство в обслуживании;

Преимущество по энергетической эффективности и ресурсу МОД практически исключает возможность эффективного использования на таких судах ПК других типов.

В данном случае это одновальная установка с МОД, с расположением продольной оси ПК в ДП. В качестве движителя выбран винт фиксируемого шага (ВФШ).

Род тока выбираю трехфазный, переменный, как наиболее универсальный и надежный.

Все типы современных судовых дизелей выполняют с газотурбинным наддувом. Это позволяет обеспечить подачу воздуха в цилиндры под повышенным давлением, увеличить массовый заряд воздуха в цилиндре, сжечь больше топлива, увеличить среднее эффективное давление и мощность, вырабатываемую двигателем.

2.1 Определение требуемой мощности

2.1.1 Расчет ходкости Расчет ходкости, приведенный в дипломном проекте необходим для определения зависимости сопротивления движению от скорости движения судна и зависимость буксировочной мощности от сопротивления движению и скорости судна. В дальнейшем найденные зависимости будут использоваться для выбора оптимального двигателя работающего в составе пропульсивного комплекса.

Существующие современные методы расчета подразделяются на следующие группы:

методы расчета полного сопротивления или мощности;

методы расчета остаточного сопротивления;

методы, основанные на пересчете остаточного сопротивления с прототипа.

Методы первой группы (способ адмиралтейских коэффициентов, методы Э. Э Папмеля, Эйра, Дайсона и др.), обладающие наименьшей точностью и применяются для сугубо ориентировочной оценки величины буксировочной мощности.

Методы второй группы позволяют производить расчеты буксировочных сопротивления и мощности с более высокой точностью, поскольку возникающие в этом случае погрешности связаны только с определением остаточного или волнового сопротивления при достаточной точности расчета сопротивления трения судна. Основой для разработки методов этой группы являются результаты анализа буксировочных испытаний систематических серий моделей типов судов.

Методы третьей группы позволяют рассчитать буксировочное сопротивление и мощность с достаточно высокой степенью точности при условии достаточно близких значений относительных геометрических характеристик и общего характера обводов судна-прототипа.

В данном дипломном проекте, расчет ходкости будет производиться методом второй группы, так как, из выше изложенного, методы второй группы являются самыми оптимальными (методы первой группы не обеспечивают необходимой точности значений величины буксировочной мощности; расчет буксировочного сопротивления методами третьей группы не представляется возможным в виду отсутствия сведений по судну-прототипа).

2.1.2 Расчет сопротивления судна Сопротивление движению судна представляет собой проекцию главного вектора сил давления м касательных напряжений трения, действующих на корпус судна и выступающие части со стороны воды и воздуха, на направление движения судна. Расчетным режимом при оценки ходкости будет являться продольное установившееся движения, которое совпадает с направлением ДП судна. Величины сопротивления зависят от главных размерений и коэффициента полноты судна, от состояния наружной обшивки, скорости и режима движения, от параметров осадки и условий эксплуатации.

Определение величин необходимых для расчета:

Объемное водоизмещение, м², составляет:

;

где: — полное водоизмещение, т; - плотность морской воды стандартная, т/м³.

Коэффициент полноты, составляет:

;

где: -длина судна по КВЛ, м; Вширина на миделе, м; Т — осадка судна на миделе, м.

Соотношения размеров судна (геометрические характеристики):

;;

;

Расчет площади смоченной поверхности определяем по формуле Семеки для тихоходных и среднескоростных судов с коэффициентом общей полноты больше 0,65) [1]:

;

В рассматриваемом методе применяется традиционное разделение сопротивления на составляющие:

=

где: — скорость судна, м/с.

Коэффициенты дополнительных составляющих сопротивления С_А и С_АР определятся в соответствии с рекомендациями отраслевого стандарта и составляют :

Коэффициент надбавки на шероховатость С_А при длине судна 185 м. составляет 0,2· 10^-3;

Коэффициент сопротивления выступающих частей С_АР для одновинтового судна с двумя рулями составляет 0,1· 10³;

Коэффициент остаточного сопротивления составляет:

где: (д, Fr) — снимается с графика (рис. 1); коэффициент влияния по графику (рис.3).

Коэффициент влияния находится в виде:

где: определятся по графику (, рис.2) в функции от относительной длины L/B рассчитываемого судна и стандартного в данной серии для которого L/B =5,73.

Коэффициент сопротивления трения эквивалентной пластины определяем из формулы Прандтля — Шлихтинга:

=

где: — критерий Рейнольдса.

=

где: v — кинематическая вязкость воды (при t= 4⁰С), м²/с.

Число Фруда находится из выражения:

=

где: g — ускорение свободного падения, м/с².

Значение буксировочной мощности, кВт, находится из выражения:

где: — сопротивление движению судна, кН; - скорость судна, м/с.

Рис. 3 Зависимость C_R (д; Fr)

Рис. 4 Зависимость С_R (L/B; Fr)

Рис. 5 Зависимость k_В/Т (В/Т; Fr)

2.1.3 Расчет гребного винта

1. Выбор геометрических характеристик и определение коэффициента взаимодействия Судно одновинтовое, число лопастей =4.

Максимальный диаметр гребного винта:

Коэффициент попутного потока:

Коэффициент засасывания:

Коэффициент влияния неравномерности потока на момент и упор принимаем

Определим минимально допустимое дисковое отношение.

— из условия обеспечения прочности:

гдеотносительный диаметр ступицы винта;

— относительная толщина сечения лопасти на радиусе 0,6 м;

— допускаемые напряжения материала лопасти для углеродистой стали и марганцовистой латуни;

m= 1,15- коэффициент, учитывающий условие работы винта (для транспортных судов равен 1,15);

В качестве расчетного берем сопротивление, на 15% превышающее таковое на тихой воде:

— Величина значения дискового отношения из условия из условия отсутствия вредных последствий кавитации:

где, — статическое давление на оси гребного винта,

— удельный вес воды ,

— заглубление оси винта,

— атмосферное давление,

— давление насыщенных паров воды,

— число гребных винтов (в данном случае 1).

Таким образом, более жесткие требования к дисковому отношению предъявляет условие отсутствия кавитации. Это типично для гребных винтов транспортных судов.

Принимаем ближайшее значение дискового отношения .

2.1.4 Расчет гребного винта, обеспечивающего судну заданную скорость Скорость потока:

где vскорость движении судна.

Упор гребного винта:

— упор гребного винта.

— машинное отделение в корме.

Задаваясь частотой вращения гребного винта в диапазоне n=80−140 об/мин, дальнейшие расчеты ведем в таблице.

Таблица № 2 «Расчет гребного винта, обеспечивающего заданную скорость»

Коэффициент задания:

Оптимальный диаметр гребного винта:

где jзначение относительной поступи Пропульсивный КПД:

где — коэффициент влияния корпуса;

— пропульсивный коэффициент Необходимая мощность двигателя:

где — расчетное сопротивление.

Рис. 6 Диаграмма для расчета гребных винтов (Z_л=4; A_E/A₀=0.70)

По результатам расчетов строим зависимость и на рисунке 7

Рис. 7 зависимость и .

3. Выбор ГД Выбор главного двигателя — малооборотного дизеля, произведён из типоразмерного ряда МE фирмы MAN и Wдrtsilд Типоразмерный ряд МE фирмы MAN

Одним из основных достоинств двигателей с электронным управлением является более низкий расход топлива на эксплуатационных режимах работы (в диапазоне мощности от 50 до 85% от максимальной длительной мощности). Минимальный расход топлива достигает предельной величины — 155 г/(кВт· ч). Более высокая экономичность двигателей серии ME достигается тем, что фазы и интенсивность впрыскивания топлива, а также фазы открытия и закрытия выпускного клапана являются оптимальными при всех постоянных и переходных режимах работы. В двигателях ME предусматривается непрерывный мониторинг цилиндров двигателя и автоматическое поддержание одинаковой нагрузки по всем цилиндрам. Это повышает надежность работы двигателя в целом и увеличивает периоды между осмотрами цилиндров. В конструкции двигателя в связи с отсутствием распределительного вала для обеспечения впрыскивания топлива и подъема выпускных клапанов используется гидравлический контур масла, находящийся под давлением 200 бар. Контур содержит отфильтрованное масло из циркуляционной системы главного двигателя. Также применена система цилиндровой смазки типа Alpha, играющая большую роль в реализации задач экологической безопасности. Наряду с электронной системой топливоподачи и газораспределения другим преимуществом двигателя ME является экологический аспект его эксплуатации. Вопервых, в отличие от двигателей серии МС (МС-С) двигатель ME за счет гибкого регулирования топливной аппаратуры и системы газораспределения может настраиваться на различные «низкоэмиссионные режимы», при которых эмиссия может быть существенно ниже. Это особенно важно при эксплуатации судов в экологически чистых «зеленых» зонах, когда требуется удовлетворять более жестким, нормам, чем нормы IMO, оговариваемым местным законодательством. Во-вторых, в настоящее время рассматривается проект по включению в требования MARPOL 73/78 контроля эмиссии твердых частиц (что пока не предусмотрено в нормах IMO). Как известно, на эмиссию частиц в значительной степени влияет величина подачи цилиндрового масла. Испытание показывают, что при снижении величины подачи цилиндрового масла эмиссия частиц также снижается. Однако процесс износа цилиндровой втулки и поршневых колец также зависит от расхода цилиндрового масла. Необходимо выбирать и поддерживать оптимальную для каждого режима работы (включая переходные режимы) величину подачи масла, минимизирующую как эмиссию частиц, так и динамику износа цилиндропоршневой группы. При выборе величины подачи масла также должно приниматься во внимание содержание серы в топливе. Эта функция в двигателях ME решается компьютером с использованием лубрикатора специальной конструкции типа Alpha. По данным фирмы MAN, оснащение двигателя ME такими лубрикаторами наряду с улучшением экологических показателей двигателя приводит к значительному снижению затрат на цилиндровое масло (примерно на 20%). Зачастую судовладельцы судов с МОД запрашивают глубокую очистку от оксидов азота отработавших газов и требуют оснащения главного двигателя так называемым SCR реактором (SCR — Selective Catalitic Reduction), использование которого обычно дает 90%-ное и большее снижение содержания оксидов азота в выпускных газах. SCRтехнология обладает большой гибкостью и может быть разработана на любой уровень очистки (от 50 до 99%). Все необходимые функции SCR — очистки отработавших газов от хорошо интегрируются в интеллектуальном двигателе серии ME. Одним из важных специфицируемых параметров главного судового двигателя является минимально-устойчивая частота вращения коленчатого вала. При прохождении узкостей, каналов, при выполнении маневренных операций требуется устойчивая работа главного двигателя при минимальной частоте вращения. Судовые дизели серии МС (МС-С) имеют специфицируемый уровень минимально-устойчивой частоты вращения коленчатого вала, равный 25% от номинальной частоты вращения. Работа на частотах вращения нижеуказанной становится невозможной по ряду причин, обусловленных конструктивными особенностями топливной аппаратуры и ее приводом. Двигатель ME с электронным управлением обеспечивает достаточно интенсивное впрыскивание топлива в цилиндр двигателя и стабильную регулировку цикловой подачи независимо от скоростного режима работы двигателя. Благодаря этому двигатель устойчиво работает при частоте вращения коленчатого вала, которая составляет всего лишь 10−12% от номинальной частоты вращения. Двигатель ME имеет значительно лучшие свойства приемистости. Гибкое управление фазой открытия выпускных клапанов позволяет интенсивней разгонять ротор турбокомпрессора, тем самым повышая давление продувочного воздуха (давление наддува). Это, в свою очередь, позволяет более динамично увеличивать подачу топлива в цилиндры двигателя. Возможность динамической нагрузки двигателя важна при выполнении маневренных операций. Система управления интеллектуальным двигателем ME включает в себя систему предупреждения перегрузки двигателя, контролирующую его перегрузку вследствие действия ряда факторов («утяжеления» винта, обрастания корпуса судна, появления встречного ветра, усиления волнения моря, выполнения режима буксировки и т. п.). Система предупреждения перегрузки повышает надежность эксплуатации двигателя. Еще одним преимуществом является то, что двигатель серии ME становится легче своего предшественника (МС или МС-С). Например, двигатель ME с диаметром цилиндра 600 мм легче двигателя МС-серии на 3 т на каждый цилиндр.

Ниже представлен типоразмерный ряд МЕ фирмы MAN

Рис. 8 «Типоразмерный ряд ME фирмы MAN»

Из ряда ДВС типа МЕ фирмы MAN и Wдrtsilд выбираем агрегат с мощностью не ниже чем =13 300 кВт.

Для перечисленных выше данных Ne выбираем три наиболее подходящих нам двигателя: RT-flex 58T version E, S50ME-С9 и G60ME-C9.

Из всех типоразмеров цилиндров, указанных в ряде МE выбраны те, которые могут обеспечить требуемую мощность СЭУ. Из них исключены типоразмеры цилиндров, использование которых в агрегате недопустимо с учетом ремонтных работ в процессе эксплуатации. Высота агрегата должна быть меньше заданной высоты борта рассматриваемого судна.

Оставшиеся марки цилиндров проанализированы по массогабаритным характеристикам и по удельному расходу топлива.

Таблица № 3 «Технические показатели альтернативных вариантов МОД»

Рассмотрим представленные выше варианты:

Двигатель марки G60 ME-C9 имеет минимальный удельный расход топлива из всех выше представленных двигателей, однако у него максимальные масса-габаритные характеристики к тому же он имеет излишний запас мощности, что сказывается на его экономической эффективности.

Двигатель марки RT-flex 58T имеет максимальный удельный расход топлива из всех вышеуказанных двигателей, но имеет допустимые масса-габаритные характеристики.

Двигатель марки S50 ME-C8 по всем своим характеристикам находится между двумя другими двигателями. При достаточно большой длине он имеет наименьшую высоту, наименьший вес и относительно малый удельный расход топлива, а так же он не имеет избытка мощности.

В результате, был выбран двигатель S50 ME-C8, который имеет допустимые масса — габаритные характеристики, относительно малый удельный расход топлива и необходимый запас мощности.

Рис. № 9 «Основные параметры выбранного двигателя»

Рис. № 10 «Поперечный разрез двигателя С50 ME-C8 «

4. Расчет основных параметров валопровода

1. Определение основного расчетного диаметра валопровода — диаметра промежуточного вала.

мм

dпв — диаметр промежуточного вала, мм

F — коэффициент, зависящий от типа механической установки

F = 95 — механические установки с ротативными механизмами или с ДВС, оборудованными гидравлическими или электромагнитными муфтами.

F = 100 — для других типов ДВС

Nе — мощность на номинальном режиме (режим СМДМ), кВт

nн — частота вращения вала на номинальном режиме, об/мин

1,04 — коэффициент увеличения

2. Определение диаметра гребного вала.

мм

1,08 — коэффициент увеличения

dгр — диаметр гребного вала, мм К — коэффициент, определяемый конструкцией вала К= 1,26 — применено шпоночное соединение гребного винта с гребным валом Диаметры валов ледоколов и судов с ледовыми усилениями увеличиваются в соответствии с рекомендациями Регистра РФ Коэффициент увеличения диаметров валов Таблица 3

3. Определение диаметра болтов, соединяющих валы мм

dБ — диаметр болта, мм

i — количество болтов (6 или 8)

D — диаметр центровой окружности расточки болтов, мм

мм выбираем диаметр болтов из типоразмерного ряда

4. Определение диаметра фланцев валов мм, округляем до 1100 мм.

Dфл — диаметр фланца, мм Выбор диаметров валов из типоразмерного ряда Таблица 4

5.Определение расстояния между серединами смежных подшипнков (при отсутствии сосредоточенных масс)

5,5.d^½ < l < .d^½

м

l — расстояние между подшипниками, м

— коэффициент, = 14, при n < 500 об/мин

n — частота вращения вала, об/мин

d — диаметр вала, м

5. Определение главных параметров и комплектование СЭУ

5.1Топливная система Назначение. Состав Топливная система дизельного двигателя состоит из расходно-топливной системы и системы топливоподготовки.

Система топливоподготовки предназначена для предварительной подготовки топлива и подачи его расходно-напорные цистерны. Предварительная подготовка включает в себя подогрев топлива до необходимой температуры (снижение его вязкости), фильтрацию, ввод присадок и др. необходимые операции. Система топливоподготовки включает в себя следующие основные элементы: запасные и расходные топливные цистерны, фильтры, насосы, сепараторы, подогреватели топлива и топливопроводы.

Расходно-топливная система осуществляет точную дозировку топлива в двигатель через форсунки зависимости от режима работы дизеля, распределение топлива по цилиндрам и впрыскивание топлива в камеру сгорания двигателя с необходимым давлением. Расходно-топливная система включает в себя: циркуляционные насосы, топливоподкачивающие насосы, фильтры тонкой очистки, подогреватель, расходные цистерны тяжелого и легкого топлива. Форсунки предназначены для впрыскивания порции топлива в камеру сгорания двигателя в мелко распыленном виде. Обычно в дизельных двигателях применяются форсунки различных типов: открытые, нормальные закрытые, клапанно-сопловые и штифтовые. Тип используемой в дизеле форсунки определяют: способ подачи топлива в цилиндр и необходимая при сгорании форма факела.

В системе используются два вида топлива: мазут и легкое дизельное топливо, которое не требует предварительного подогрева. Легкое топливо предназначено для пуска и остановки двигателя, работе на частичных режимах и маневрировании, тяжелое — для основных эксплуатационных режимов. Оно требует специальной обработки для обеспечения качества сгорания.

Основными функциями топливоподающей аппаратуры являются:

— точная дозировка подачи топлива на цикл;

— обеспечение требуемого давления впрыска топлива на определенном участке рабочего цикла в течение короткого промежутка времени;

— возможность изменения моментов опережения впрыска топлива;

— равномерное распределение топлива по отдельным цилиндрам;

— обеспечение оптимального характера протекания процесса впрыска;

— обеспечение надежной работы аппаратуры на всех заданных режимах;

Топливные цистерны тяжелого топлива снабжаются змеевиковыми паровыми подогревателями, к которым подводится насыщенный пар (р_п ?0.5 МПа), подогревающий топливо до 40⁰С. Подогрев газами и электроподогревателями не применяют.

Трубопроводы для перекачки тяжёлых сортов топлива, имеющих высокую температуру застывания, подогревают с помощью параллельно проложенных паровых труб-спутников.

Трубопроводы по назначению подразделяются на: приемо — перекачивающий, расходно-топливный, топливных сепараторов, дренажный, обогрева подогревателей.

Разработка принципиальной схемы расходно-топливной системы ДД. Краткое описание

1-цистерна легкого топлива; 2-цистерна тяжелого топлива; 3-тполивоподкачивающие насосы; 4-циркуляционные насосы; 5-подогреватель; 6-датчики температуры; 7-датчики давления; 8- фильтр тонкой очистки; 9-вентиляционная цистерна; 10-дренажная цистерна.

Рисунок 11 — Принципиальная схема расходно-топливной системы ДД

1 — цистерна запасного тяжелого топлива; 2 — клапанная коробка; 3 — фильтр; 4 — топливоперекачивающий насос; 5 — отстойная цистерна тяжелого топлива; 6 — сепаратор легкого топлива; 7 — сепараторы тяжелого топлива; 8 — подогреватели тяжелого топлива; 9 — расходная цистерна тяжелого топлива; 10 — расходная цистерна легкого топлива; 11 — цистерна запасного легкого топлива.

Рисунок 12 — принципиальная схема системы топливоподготовки.

Расчет параметров оборудования топливной системы Топливоперекачивающий насос Подача топливоперекачивающего насоса (исходя из времени ф_п одноразового заполнения за время t_п расходных и отстойных цистерн)

где — суммарный расход топлива при полной расчетной мощности двигателей, обслуживаемых топливоподкачивающим насосом, кг/ч;

=(1.1…1.13) — коэффициент запаса. Принимаю ;

ф_п =0.5…1ч — продолжительность заполнения цистерны; Принимаю, что за t_п=24 ч цистерна заполняется 1 раз;

кг/м³ — плотность топлива.

Давление топливоперекачивающего насоса МПа.

Напор топливоперекачивающего насоса Дж/кг.

Мощность топливоперекачивающего насоса с КПД

кВт, где — коэффициент запаса. Принимаю равным 1,15.

Для каждого из применяемых сортов топлива должен быть самостоятельный топливоперекачивающий насос. Резервирование может быть обеспечено за счет переключения.

В качестве топливоперекачивающего насоса можно использовать винтовой негерметичный насос. Конкретную марку насоса и его основные параметры необходимо выбрать из соответствующего типоразмерного ряда. Насосы устанавливаются в количестве двух шт.

Таблица 6- Основные технические показатели топливоперекачивающего винтового негерметичного насоса.

В табл. описаны следующие характеристики трехвинтовых насосов: Q — номинальная подача, м3/ч; P — напор, Дж/кг; N — мощность, затрачиваемая на привод насоса, кВт; L, B, H — габаритные размеры — длина, ширина и высота, мм; G_p — масса агрегата, приготовленного к действию, кг; H_вс — вакуумметрическая высота всасывания, м.

Топливоподкачивающие насосы Производительность топливоподкачивающего насоса, предназначенного для подвода топлива к топливным насосам высокого давления (ТНВД):

где л/(кВт*ч) — удельная производительность. Принимаю равной 0,26 л/(кВт*ч).

По рекомендации производителя W_тпн принимаем равным 2,7 м³/ч.

Давление топливоподкачивающего насоса:

МПа.

Напор топливоподкачивающего насоса :

Дж/кг.

Мощность топливоподкачивающего насоса с КПД

кВт.

В качестве топливоподкачивающего насоса можно использовать шестеренные насосы. Насосы устанавливаются в количестве двух шт.

Таблица 7

Q — номинальная подача, м3/ч; P — напор, Дж/кг; N — мощность, затрачиваемая на привод насоса, кВт; L, B, H — габаритные размеры — длина, ширина и высота, мм; G_p — масса агрегата, приготовленного к действию, кг; H_вс — вакуумметрическая высота всасывания, м.

Топливный циркуляционный насос На судах обычно устанавливают параллельно два насоса.

Производительность топливного циркуляционного насоса:

м³/ч, где л/(кВт*ч) — удельная производительность. Принимаю равной 0,5 л/(кВт*ч).

По рекомендации производителя W_цпн принимаем равным 4,8 м³/ч.

Мощность топливного циркуляционного насоса:

кВт, где Дж/кг — напор топливного циркуляционного насоса;

МПа — давление топливного циркуляционного насоса. Принимаю равным 1,2 МПа;

— кпд насоса. Принимаю равным 0,78

В качестве топливного циркуляционного насоса можно шестеренный насос. Насосы устанавливаются в количестве двух шт.

Таблица 8

В табл. приведены следующие характеристики шесте-ренных насосов: Марка насоса, показывающая тип насоса, номинальные производительность, м3/ч, и напор, метры водяного столба; Qн — производительность, м3/ч; Pн — давление нагнетания, МПа; Nн — мощность привода, кВт; L — длина, мм; B — ширина, мм; H — высота габаритная, мм; Gc — масса сухая, кг.

Отстойная и расходная цистерны тяжёлого и легкого топлива Объём отстойной цистерны тяжёлого топлива м³,

где — коэффициент, учитывающий «мертвый объем» и загромождение объема системами. Принимаю равным 1,09.

Объём расходной цистерны тяжёлого топлива:

.

Объём расходной цистерны лёгкого топлива

.

Сепараторы очистки тяжелого топлива Производительность сепаратора (устанавливают не менее двух), выбирают из условия очистки суточного расхода топлива за 8 часов

где k_сеп =1.1…1.2 — коэффициент запаса. Принимаю равным 1,12;

ф_с =8.12 час — продолжительность работы.

Таблица 9

В табл. описаны следующие характеристики трехвинтовых насосов: Q — номинальная подача, м3/ч; P — напор, Дж/кг; N — мощность, затрачиваемая на привод насоса, кВт; L, B, H — габаритные размеры — длина, ширина и высота, мм; G_p — масса агрегата, приготовленного к действию, кг;

Подогреватель топлива паровой Количество теплоты, подведенное к топливу где: b_e — удельный расход топлива на главный двигатель, кг/кВт ч; N_e — мощность главного двигателя, кВт. Произведение b_e N_e представляет из себя часовой расход топлива на главный двигатель на длительном эксплуатационном режиме, кг/час; c_т — теплоемкость топлива, кДж/кг град; t₁ и t₂ — начальная и конечная температура топлива.

Поверхность нагрева:

м² ,

где — коэффициент запаса. Принимаю равным 1,15;

Вт/(м² * К) — коэффициент теплопередачи. Принимаю равным 280 Вт/(м² * К);

— разность температур, ⁰С (в первом приближении можно принять ^оС);

— температура насыщенного пара.

Количество пара для подогрева топлива:

кг/ч, где r =i_нп — i_к=2000 кДж/кг — теплота парообразования;

i_нп, i_к=f (p_нп) — снимаются с s-I диаграммы.

з_тп=0,97…0,98 — коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду. Принимаю равным 0,98.

Таблица 10

В табл. приведены характеристики подогревателей — топлива Марка — указывает тип подогревателя — кожухотрубный (ПН), длина или поверхность теплообмена, исполнение — В — вертикальный, Г — горизонтальный; F_нагр — поверхность нагрева кожухотрубного подогревателя, м²; W — расход вязкой жидкости (топлива или масла), т/ч; ?P — потери давления по стороне вязкой жидкости при номинальном расходе, кПа; L_под — габаритная длина подогревателя, м; G_сух — сухая масса, кг.

Время приема полного запаса топлива не должно превышать 6…10ч. при интенсивности приема 50…100 т/ч.

5.2 Масляная система Назначение. Состав.

Масляная система предназначена для приема и перекачивания, очистки и подачи масла к местам охлаждения и смазки трущихся деталей механизмов, а так же для передачи его на другие суда и на берег. Основным оборудованием, входящим в масляную систему, являются насосы, фильтры, сепараторы, охладители и подогреватели. Применяемые насосы по бывают шестеренными при (небольшой подаче) и винтовыми (при большой подаче). Прием на судно масла, производится по приемо-перекачивающему трубопроводу закрытым способом (по шлангам) вне судовых средств через наливные палубные втулки или приемные патрубки, расположенные на станциях приема топлива и масла. Через эти же патрубки производится выдача масла с судна. Цистерны запаса масла размещают вдоль бортов или поперек переборок судна в машинном отделении на некоторой высоте второго дна, что бы сточно-циркуляционные цистерны главных механизмов могли заполнится самотеком.

Циркуляционное масло ГД и ДГ можно смешивать только в случае использования для них одного сорта масла. Если применяются различные сорта масел, должны быть предусмотрены отдельные емкости для его хранения. Лубрикаторное масло хранится в отдельной цистерне запаса. Отчистка масла на судах осуществляется отстаиванием, фильтрацией и сепарацией. Правилами Регистра регламентируется требования к фильтрации масла в СЭУ. В циркуляционных масляных системах двигателей рекомендуется устанавливать один сетчатый фильтр грубой отчистки (ФГО), на нагнетательном трубопроводе насоса — два параллельных фильтра или один сдвоенный переключаемый фильтр либо один самоочищающийся фильтр тонкой отчистки (ФТО) В качестве лубрикаторного масла используется масло SHELL ALEXIA 50.

Для циркуляционной системы смазки ГД используется масло SHELL MELINA S30.

Разработка принципиальной схемы масляной системы ДД. Краткое описание Расчет параметров оборудования масляной системы Главный циркуляционный масляный насос Производительность главного циркуляционного масляного насоса может быть определена по формуле

м³/ч;

По рекомендации производителя W_цмн принимаем равным 300 м³/ч.

где k₁=1,05…1,1 — коэффициент запаса. Принимаю равным 1,08.

л/(кВт*ч) — удельная производительность. Принимаю равным 23 л/кВт*ч).

Для дизелей с поршнями, охлаждаемыми маслом л/(кВт*ч).

Мощность главного масляного насоса:

кВт, где k₂ = 1.5 — коэффициент запаса;

Дж/кг — напор главного масляного насоса;

МПа — давление главного масляного насоса. Принимаю равным 0,41;

— кпд насоса. Принимаю равным 0,83;

В качестве циркуляционного масляного насоса можно использовать винтовой насос. Насосы устанавливаются в количестве двух шт.

Таблица 11

В табл. описаны следующие характеристики трехвинтовых насосов: Q — номинальная подача, м3/ч; P — напор, Дж/кг; N — мощность, затрачиваемая на привод насоса, кВт; L, B, H — габаритные размеры — длина, ширина и высота, мм; G_p — масса агрегата, приготовленного к действию, кг; H_вс — вакуумметрическая высота всасывания, м.

Главный маслоохладитель Тепловая нагрузка на маслоохладитель:

кВт.

где. Принимаю равным 0,034;

— удельный расход топлива, кг/(кВт*ч);

кДж/кг — низшая теплота сгорания масла.

Поверхность маслоохладителя (кожухотрубного):

Где к_з — 1,1−1,08 — коэффициент запаса

Q_м — количество теплоты, отводимое маслом, по данным поставщика принимаем равным 3960*10³.Дж/ч К — общий коэффициент теплоотдачи, для водомасляных охладителей с диаметром трубок 10−15 мм принимаем равным 1000.

— Температурный напор.

Где Т₁ и Т₂ — температуры охлаждающего масла на входе и выходе из охладителя.

Т'_{1 и} T'₂ — температуры охлаждающей воды на входе и выходе их охладителя.

Согласно требованиям поставщика выбираем маслоохладитель (расход охлаждаемой жидкости через маслоохладитель — 250 м³/ч; расход охлаждающей жидкости — 150 м³/ч) Таблица 12

В табл. представлены: Марка — марка маслоохладителя; S — поверхность теплообмена, м2; Wзв — номинальный расход забортной воды, м³/ч; Wмноминальный расход масла, м³/ч;?Hзв — гидравлическое сопротивление по забортной воде при номинальном расходе, МПа; ?Hм — гидравлическое сопротивление по маслу при номинальном расходе, МПа Необходимое количество масла в системе

м³,

где Z =5…10 — кратность циркуляции для МОД. Принимаю равным 8.

Емкость масляной сточно-циркуляционой цистерны

м³,

где — коэффициент, учитывающий мертвый объем. Принимаю равным 1,015;

— коэффициент загруженности объема системами. Принимаю равным 1,025;

— коэффициент, учитывающий вспенивание масла. Принимаю равным 1,4.

Сепаратор масла Производительность сепаратора масла:

м³/ч, где m=1,5…3 — кратность сепарации. Принимаю равным 2;

ф_cеп=8…10 ч — время сепарации. Принимаю равным 9.

Таблица 13

Расходная цистерна цилиндрового масла Объём цистерны:

м³,

где q_цм=0,8 г/(кВт*ч) — удельный расход цилиндрового масла;

с_цм = 914 кг/м³ — плотность цилиндрового масла.

5.3 Система охлаждения Системы охлаждения предназначены для отвода теплоты от различных механизмов, устройств, приборов и рабочих сред в теплообменных аппаратах.

Рабочими средами в СЭУ бывают забортная и пресная вода, масло, топливо и воздух.

Вода по сравнению с другими охлаждающими средами в СЭУ имеет большую теплоемкость и при скорости 0,5−3,0 м/с высокие коэффициенты теплоотдачи. Это легкодоступная охлаждаемая среда, которая широко применяется в установках всех типов. Однако в воде содержатся растворимые соли, микроорганизмы и другие примеси, которые при нагревании выпадают в осадок. Особенно много солей и примесей в морской забортной воде, поэтому ее подогрев в теплообменниках выше 55 градусов нежелателен. При необходимости нагрева охлаждающей среды выше указанной температуры на судах применяют двух контурные системы охлаждения с использованием в высокотемпературном контуре другого теплоносителя, например пресной воды.

Пресная вода допускает нагрев в системах охлаждения при атмосферном давлении до 80−90 градусов, а при повышенном — и более. Пресная вода циркулирующая во внутреннем контуре, проходит предварительную обработку с целью снижения солесодержания, жестокости и удаления различных примесей. В нее вводят ингибиторы — замедлители коррозии.

В судовых дизельных установках применяются три типа систем охлаждения — проточная, замкнутая и центральная.

Проточная система охлаждения забортной водой в ДУ используется для двигателей небольшой мощности, их редукторов, компрессоров сжатого воздуха, подшипников и практически всех теплообменников. Замкнутая система в СДУ применяется обычно для отвода теплоты от деталей двигателей, а проточная для охлаждения рабочих сред в теплообменниках.

Введение

замкнутого контура пресной воды позволило исключить коррозию дизелей, повысить температурный режим в системе, не опасаясь интенсификации накипиобразования. Из контакта с морской водой были выведены сами дизели, но осталась довольно разветвленная сеть трубопроводов морской воды, холодильников масла, воздуха, которые подвергаются интенсивной коррозии, и не один ремонт судна не обходится без замены или восстановления тех или иных участков магистралей забортной воды.

Для исключения указанного недостатка, повышения надежности оборудования на судах начали применять центральную систему охлаждения.

Для охлаждения современных судовых дизелей применяют исключительно замкнутые системы охлаждения, в которых для охлаждения двигателей используют пресную воду, циркулирующую по замкнутому контуру. Так как в процессе охлаждения деталей двигателя пресная вода нагревается, для поддержания необходимого температурного режима ее пропускают через охладитель, прокачиваемый забортной водой.

Центральная система охлаждения позволяет повысить надежность работы холодильников и межремонтные сроки, а также позволяет использовать недорогостоящие материалы для их изготовления, так как они подвержены меньшей коррозии при соприкосновении с пресной водой. Пресная охлаждающая вода по сравнению с забортной морской водой обладает гораздо меньшей коррозионной активностью и склонностью к образованию накипи.

Расчет параметров оборудования системы охлаждения пресной водой Расширительная цистерна Объём расширительной цистерны, предназначенной для компенсации изменения объема воды при изменении ее температуры, а также для пополнения убыли воды из системы, вызванной утечками и испарениями:

м^3,

где л/кВт. Принимаю равным 0,23 л/кВт.

Водо-водяной охладитель Поверхность теплообмена, F:

Где к_з — 1,1−1,08 — коэффициент запаса

Q_в — количество теплоты, отводимое водой, по данным поставщика принимаем равным 2330*10³ Дж/ч.

К — общий коэффициент теплоотдачи, для водо-водяных охладителей с диаметром трубок 10−15 мм принимаем равным 1500.

— Температурный напор.

Где Т₁ и Т₂ — температуры пресной воды на входе и выходе из охладителя.

Т'_{1 и} T'₂ — температуры охлаждающей забортной воды на входе и выходе их охладителя Согласно требованиям поставщика выбираем маслоохладитель (расход охлаждаемой жидкости через маслоохладитель — 340 м³/ч; расход охлаждающей жидкости — 450 м³/ч) Таблица 14

В табл. Представлены характеристики охладителей пресной воды: F — поверхность теплообмена, м²; W_заб — номинальный расход забортной воды, м³/ч; W_пр — номинальный расход пресной воды, м³/ч; ?H_заб — сопротивление по забортной воде при номинальном расходе, Мпа; ?H_пр — сопротивление по пресной воде при номинальном расходе, Мпа.

Охладитель высокотемпературного контура Поверхность теплообмена, F:

Где к_з — 1,1−1,08 — коэффициент запаса

Q_м — количество теплоты, отводимое водой, по данным поставщика принимаем равным 6808*10³ Дж/ч.

К — общий коэффициент теплоотдачи, для водо-водяных охладителей с диаметром трубок 10−15 мм принимаем равным 1500.

— Температурный напор.

Где Т₁ и Т₂ — температуры пресной воды высокотемпературного контура на входе и выходе из охладителя.

Т'_{1 и} T'₂ — температуры охлаждающей пресной воды на входе и выходе их охладителя.

Согласно требованиям поставщика выбираем охладитель (расход охлаждаемой жидкости через охладитель — 110 м³/ч; расход охлаждающей жидкости — 150 м³/ч) Таблица 15

Насосы забортной воды.

Согласно данным поставщика, подача насосов забортной воды должна быть равна 450 м³/ч. Устанавливаются два насоса (основной и резервный) В качестве охлаждающих насосов забортной воды можно использовать центробежные насосы.

Таблица 16

В табл. приведены следующие характеристики насосов типа НЦВ: Марка насоса, включающая тип насоса — насос центробежный водяной (НЦВ), номинальную подачу, напор и код конструктивного исполнения; Q — номинальная подача, м3/ч; H — номинальный напор, Дж/кг; n — номинальная частота, об/мин; N — номинальная мощность привода, кВт; L, B, H — соответственно длина, ширина и высота насосного агрегата, мм; G — масса, кг.

5.4 Система пускового воздуха Назначение. Состав Система пускового воздуха составляет неотъемлемую часть каждой дизельной установки. Основная ее задача — обеспечение пуска главных и вспомогательных двигателей.

Для пуска главных двигателей устанавливаются баллоны, давление воздуха, в которых обычно принимается 2,5 — 3 МПа.

По Правилам Регистра запас воздуха должен храниться в не менее чем в дух баллонах, каждый из которых должен содержать не менее половины требуемого количества сжатого воздуха.

Запас воздуха, предназначенный для пуска главных двигателей, должен обеспечить не менее 12 пусков попеременно на передний и задний ход каждого из двигателей.

На судах с дизельной установкой сжатый воздух используется для подачи звуковых сигналов с помощью тифона, создания напора в пневмоцистернах пресной и забортной воды, привода в действие пневматических инструментов и других нужд. Для этого могут быть установлены отдельные баллоны, рассчитанные на количество воздуха, обеспечивающее непрерывную работу тифона в течение 8 минут у буксиров и 6 минут у других судов.

Разработка принципиальной схемы системы пускового воздуха.

Краткое описание

1 — главный компрессор; 2 -подкачивающий компрессор; 3 — автоматизированный подкачивающий компрессор; 4 — масловлагоотделитель; 5 — баллоны пускового воздуха ГД; 6 — предохранительные клапана; 7 — манометры;

8 — дренажный клапан; 9 — ГД; 10 — баллон пускового воздуха ДГ; 11 — редукционный клапан; 12 — баллон сжатого воздуха для хоз нужд; 13 — баллон сжатого воздуха для тифона Рисунок 13- Система пускового (сжатого) воздуха На рисунке изображена функциональная схема системы сжатого (пускового) воздуха. С помощью одного из главных (поз. 1) или подкачивающих (поз. 2) компрессоров сжатый воздух через масло-влагоотделитель (поз. 4) поступает в баллоны пускового воздуха (поз. 5) главного двигателя (поз. 9). Каждый баллон имеет предохранительный клапан (поз. 6), манометр (поз. 7) и дренажный клапан (поз. 8). Сжатый воздух одного из баллонов ГД должен использоваться только для запуска главного двигателя. Из другого баллона сжатый воздух поступает на запуск ГД, а также в баллон пускового воздуха (поз. 10) дизель-генераторов, через редукционный клапан (поз. 11) в аккумулятор (баллон) сжатого воздуха (поз. 12) низкого давления для хознужд и через редукционный клапан (поз. 13) в аккумулятор (баллон) сжатого воздуха (поз. 14) низкого давления для работы тифона.

Расчет параметров оборудования системы пускового воздуха Баллоны пускового воздуха для ГД Необходимая вместимость баллонов пускового воздуха:

м³,

где v_в = 4…9 м³/м³— удельный расход пускового воздуха на 1 м³ рабочего объема цилиндра при пуске холодного двигателя. Принимаю равным 5;

m=6 — число планируемых последовательных пусков или реверсов главных двигателей без восполнения запасов;

n — число главных двигателей;

p_ав = 0.1 МПа — атмосферное давление;

УV_ц — суммарный объем цилиндров двигателя, м³;

p_н и p_к — начальное (максимальное) и конечное (минимальное) давление воздуха в баллонах, МПа.

Согласно ТД поставщика м³

Начальное давление составляет p_н =2.5…3 МПа. Принимаю равным 3 МПа. Пуск двигателя еще возможен, если p_к = 0,8…1,0 МПа. Принимаю равным 0,8. МПа.

Баллоны тифона Объём баллона тифона:

м³,

где v_T = 0,6…0,8 м³/мин. Принимаю равным 0,7 м³/мин;

ф_с = 6…8 мин — продолжительность подачи сигнала. Принимаю равным 7 мин;

p_min = 0.5 МПа — минимальное давление в тифоном баллоне.

Главные компрессоры Производительность главного компрессора:

м³/ч, где ф=1 ч — время заполнения всех пусковых баллонов ГД;

— число компрессоров.

Таблица 17

В табл. Представлены характеристики рядных компрессоров пускового воздуха фирмы Tanabe одноцилиндровый (74); W — номинальная производительность, нм³/ч; N_эл — потребляемая мощность, кВт; L — длина габаритная, мм; B — ширина габаритная, мм; H — габаритная высота, мм. Давление воздуха 30 кгс/см², охлаждение — водой.

5.5 Газовыпускная система Газовыпускная система обеспечивает отвод в атмосферу газообразных продуктов сгорания от ГД, ВД и вспомогательного котла. Каждый из них должен иметь отдельные газоотводные трубопроводы, выведенные в одну общую трубу. Свободное расширение трубопроводов обеспечивается установкой компенсаторов, а необходимая температура поверхности — их изоляцией. Снижение шума, создаваемого отработавшими газами обеспечивается установкой глушителей. Предотвращение выброса искр из газоотводных трубопроводов достигается установкой искрогасителей.

Если в системе установлены УК, которые кроме снижения t_г обеспечивают глушение и искрогашение, то автономные глушители и искрогасители не применяют.

Необходимое сечение газоотводной трубы или дымохода:

м²,

энергетический установка судовой машинный Диаметр дымтрубы D=1.5м где б_?=3,2…3,4 — коэффициент избытка воздуха;

L₀=14, 3 кг/кг — теоретически необходимая масса воздуха для полного сгорания 1 кг топлива;

W_Г=35…50 м/с — скорость газов в газоходах трубопроводах;

— плотность газов, кг/м^3;

Р_Г=(0,03…0,04)*10² кПа — давление газов;

R_Г=0,287 кДж/(кг*К) — газовая постоянная;

Т_Г — температура газов равна 250 С=523К.

6. Судовая электростанция В состав СЭУ входит судовая электростанция — СЭС. Судовая электростанция (общесудового назначения) вырабатывает электроэнергию для питания всех судовых потребителей на основных и аварийных режимах эксплуатации судна. В качестве источника электрической энергии на судах используются генераторные агрегаты, состоящие из автономного вспомогательного двигателя (дизеля) и генератора (индукционного генератора переменного тока).

В состав СЭС входят: дизель-генераторы (основные, резервный и аварийный); главный и местные распределительные щиты; специальные устройства (трансформаторы, преобразователи); кабели для подвода питания к потребителям; системы ДАУ, аварийно-предупредительной сигнализации и защиты.

По назначению все судовые потребители электроэнергии разделяют на следующие группы:

— механизмы СЭУ (насосы, компрессора, нагреватели, сепараторы);

— средства судовождения и связи;

— механизмы судовых устройств (рулевое, якорное, швартовое, грузовое и.т.д.);

— механизмы судовых систем (противопожарная, балластная, водоотливная);

— электрическое освещение и сигнальные огни;

— бытовые потребители;

— специальные потребители (в зависимости от назначения судна).

По характеру и длительности работы все потребители электроэнергии можно разделить на три группы:

А — работающие с постоянной нагрузкой на данном режиме;

Б — работающие периодически;

В — работающие эпизодически.

Принадлежность потребителей электроэнергии к той или иной группе зависит от режима работы судна и соответственно от режима работы СЭС.

Мощность и количество генераторных агрегатов определяют на основе расчетных данных, которые характеризуют наиболее характерные режимы работы электростанции. Для грузовых судов расчётными режимами работы СЭС являются:

— ходовой;

— стояночный с грузовыми операциями;

— стояночный без грузовых операций;

— аварийный.

На ходовых режимах наибольшая часть нагрузки СЭС приходится на группу А, на стояночных возрастает влияние групп Б и В. Наибольшие колебания нагрузки СЭС происходит на режимах стоянок с грузовыми операциями из-за эпизодической работы грузоподъёмных палубных механизмов.

Необходимая мощность СЭС судна может быть определена на основе энергетического баланса, путём составления таблицы потребителей электроэнергии судна прототипа.

В качестве основного рода тока на судне принимаем переменный 3-х фазный ток частотой 50Гц.

Электроэнергия распределяется следующим образом:

— 380 В — трёхфазный переменный ток для силовых потребителей;

— 220 В — трёхфазный и однофазный переменный ток для приборов навигации и связи, основного и аварийного освещения, сигнально отличительных огней, устройств автоматики и хозяйственно-бытовых потребителей;

— 24 В — однофазный переменный ток для переносного электроинструмента;

— 12 В — однофазный переменный ток для подключения низковольтного переносного освещения.

Выбор мощности и числа генераторов осуществляется по итогам таблицы с учётом следующих требований:

— применять во всех случаях, когда это возможно, однотипные индукционные генераторы переменного тока;

— загрузка работающих генераторов должна составлять не менее 65 — 70% их номинальной мощности;

— на каждом режиме (кроме аварийного), в резерве должно быть не менее одного генератора, способного заменить наибольший по мощности из работающих;

— на режиме стоянки с грузовыми операциями допускается запас мощности не более 10%.

Расчет параметров СЭС выполнен с помощью программы САПР СЭУ.

Максимальные ожидаемые мощности СЭС на режимах на ходовом реж. умер, кВт, PXU= 598.15

на ходовом реж. троп, кВт, PXT= 738.73

на стояноч реж. умер, кВт, PSU= 290.64

на стояноч реж. троп, кВт, PST= 417.66

на маневр. Реж. умер, кВт, PMU= 598.15

на маневр. Реж. троп, кВт, PMT= 738.73

на грузов. Реж. умер, кВт, PGU= 606.48

на грузов. Реж. троп, кВт, PGT= 773.49

на реж.разгрузк.умер, кВт, PGU1= 2155.28

на реж.разгрузк.троп, кВт, PGT1= 2322.29

Выбранные дизель-генераторы:

Три 6L28/32H 1200 кВт 750 об/мин Один 7L 16/24 780 кВт 1000 об/мин Таблица 18

В таблице представлены следующие характеристики дизель-генераторов, обеспечивающих выработку трехфазного переменного тока в соответствии с европейским стандартом параметров (380 В, 50Гц): Марка ДГ — марка типоразмера, включающая буквенный и числовой коды. Последний представляет собой полную электрическую мощность (cos j = 0,8) в резервном режиме; N — номинальная (максимальная длительная) мощность, отдаваемая во внешнюю сеть, кВт; G_с — сухая масса агрегата, т; L — длина агрегата, м; B — ширина по фундаментной раме, м; H — габаритная высота, м.

7. Расчет теплопроизводящей установки Теплопроизводящая установка предназначена для обеспечения паром (горячей водой) следующих потребителей: систем парового отопления, камбуза, душевых, прачечной, пожарной системы пожаротушения, системы обогрева кингстонов и другой донной и забортной арматуры, паровых водоопреснителей, системподогрева тяжелого топлива, систем подогрева груза, вспомогательных механизмов и устройств теплогенераторной установки, специальных вспомогательных механизмов с паровым приводом, вспомогательных турбогенераторов электрического тока.

Для выбора теплопроизводящей установки необходимо рассчитать его паропроизводительность:

Рассчитаем часовой расход теплоты на бытовые нужды:

Определение расхода пара на общие судовые нужды Расход пара на подогрев перевозимого груза на морских танкерах в зимний период, кг/час, может быть найден с использованием аппроксимирующей зависимости в функции переменной части водоизмещения судна — дедвейта, т.

Общее количество пара, необходимое для жизнеобеспечения судна:

D_общ=2,4+16,1=18,5 т/ч В качестве ПУ выбираем два котла CHB 10 000. Электропитание механизмов производится переменным током напряжением 380 В с частотой 50Гц. Электропитание системы автоматики 220 В и 380 В с частотой 50Гц.

Таблица 19

В табл. указаны следующие характеристики котлов типа CHB: W_п — паропроизводительность, т/ч; D_к и H — диаметр и высота барабана котла, м; G_с— сухая масса котла, т; G_в— масса воды в котле, т. Коэффициент полезного действия котлов типа CHB составляет ок. 85%. Давление генерируемого пара может регулироваться в диапазоне от 10 до18 бар.

8. РАСЧЕТ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ЗАПАСОВ Запас топлива Запас топлива на рейс где: = 1,2 — коэффициент учитывающий морской запас топлива;

= 0,169 кг/кВт*ч — удельный расход топлива;

= 14 900 кВт — номинальная мощность ГД;

= 1 шт — число ГД;

= 720 ч. — ходовое время.

Запас тяжелого топлива Запас легкого топлива.

Объем запасной цистерны тяжелого топлива:

С_тт= 970 кг/м3 — плотность тяжелого топлива Объем запасной цистерны легкого топлива:

С_лт= 860 кг/м3 — плотность легкого топлива Запас топлива для ДГ.

где: — расход топлива на ходовом режиме;

— расход топлива на стояночном режиме без грузовых операций;

— расход топлива на стояночном режиме с грузовыми операциями.

Время стоянки судна.

где: 10 сут = 98ч — время стоянки для химовозов;

= 0,41…0,5 — относительная продолжительность стоянок с грузовыми операциями;

= 98 ч — время стоянки без грузовых операций;

= 142 ч — время стоянки с грузовыми операциями.

Ходовой режим.

= 129 m

где: = 1,2 — коэффициент учитывающий морской запас топлива;

= 0,192 кг/кВт*ч — удельный расход топлива;

= 780 кВт — эффективная мощность ДГ;

= 1 шт — число ДГ работающих на данном режиме;

= 720 ч. — ходовое время.

Стояночный режим без грузовых операций.

= 17,6 m

где: n = 1 шт — число ДГ работающих на данном режиме;

tc = 98 ч. — стояночное время без грузовых операций.

Стояночный режим с грузовыми операциями.

= 76, m

где: n=2 шт — число ВДГ работающих на данном режиме;

= 142 ч — время стоянки с грузовыми операциями.

Запас масла Запас циркуляционного масла.

= 29,8,

где: i = 1 — кратность смены масла за рейс;

Vмц = 25 — количество масла в циркуляционной системе;

Qm = 0,1 кг/кВт*ч — удельный расход (угар) масла;

Ne = 14 900 кВт — эффективная мощность ГД;

T = 720 ч. — продолжительность рейса;

P = 897 кг/ - плотность масла.

Запас цилиндрового масла Объём цистерны:

м³,

где q_цм=0,8 г/(кВт*ч) — удельный расход цилиндрового масла;

с_цм = 914 кг/м³ — плотность цилиндрового масла.

9. Конструктивный узел Система охлаждения предназначена для отвода тепла от деталей двигателя, подверженных нагреву горячими газами и для поддержания допустимых температур, определяемых жаропрочностью материалов, термостабильностью масла и оптимальными условиями протекания рабочего процесса. В зависимости от конструкции ДВС количество тепла, отводимого в охлаждающую жидкость, составляет 15—35% тепла, выделяемого при сгорании топлива в цилиндрах.

В данном дипломном проекте представлен охлаждающий насос, установленный в замкнутой системе охлаждения, в качестве охлаждающей жидкости используется пресная вода. Вода, охлаждается в специальных охладителях. Охладители прокачиваются забортной водой.

Одним из основных преимуществ этой системы является возможность поддержания охлаждаемых полостей в более чистом состоянии, так как система заполнена пресной или специально очищенной водой. Это в свою очередь позволяет легко поддерживать наивыгоднейшую температуру охлаждающей воды в зависимости от режима работы двигателя. Замкнутая система охлаждения является более сложной, чем проточная и требует повышенного расхода энергии на работу насосов.

Целью курсового проекта является: определение параметров ступени, определение основных размеров входа рабочего колеса, расчет основных размеров входа рабочего колеса, расчет и построение меридианного сечения рабочего колеса, проверочный расчет на кавитацию, построение плана рабочего колес расчет спирального отвода, расчет протечек через переднее уплотнение, расчет сил действующих на рабочее колесо.

Таблица 21

Определение параметров ступени Определю кавитационный запас энергии

где

— критический кавитационный запас энергии, Дж/кг.

А — коэффициент запаса_.

А =1,15…1,3.

Р_а — давление на входе, Па.

Р_п — давление парообразование при данной температуре, Па.

— плотность, кг/м³.

g — ускорение свободного падения, м/с².

hвсвысота всасывания, м.

— гидравлические потери в приёмном трубопроводе, Дж/кг.

A= 1.3

Дж/кг.

Р_п = 41 910 Па, т.к. Т=350 К.

Принимаю значение кавитационного коэффициента быстроходности в зависимости от назначения насоса. Для насоса системы охлаждения С=800. Найду максимальную допустимую частоту вращения:

где

— максимальная частота вращения, об/мин.

— критический кавитационный запас энергии, Дж/кг.

Q₁ — подача насоса, м³/с.

об/мин.

Высчитываем значение коэффициента быстроходности n_s:

где

n — рабочая частота вращения, об/мин;

Н — напор, Дж/кг.

Коэффициент быстроходности входит в заданный диапазон значений, он не меньше 50. Определю расчётную подачу колеса Q_р:

где

Q₁ — подача, м³/с.

— объёмный КПД.

.

;

;

м³/с.

Найду теоретический напор Н_т:

где Н₁ — напор, Дж/кг;

— гидравлический КПД. Можно найти по формуле А. А. Ломакина.

где

D_1пр — приведённый диаметр входа в колесо, мм.

Приведённый диаметр входа в колесо определяется из уравнения подобия:

где

= 3.6…6.5 — определяется в зависимости от кавитационных качеств колеса;

мм.

;

Дж/кг.

Находим общий КПД насоса

где

— механический КПД. Он определяется по уравнению:

где

— учитывает потери энергии на трение наружной поверхности колеса о жидкость;

— учитывает потери энергии на трение в подшипниках и сальниках насоса, лежит в пределах =0.95…0.98

;

.

.

Определю потребляемую насосом мощность N:

;

Вт.

кВт.

Выбираю двигатель:

n = 965 об/мин. N=42 кВт Марка двигателя: АМ92−6

Определение основных размеров входа рабочего колеса.

Размеры входа рабочего колеса рассчитываются из условия обеспечения требуемых кавитационных качеств колеса и минимальных гидравлических потерь. Значение скорости С₀ входа патока в колесо оценивают по формуле С.С. Руднева

где величина коэффициента принимается в зависимости от требуемых кавитационных качеств колеса и лежит в пределах:

м/с.

Диаметр вала d_в в первом приближении рассчитывается из расчёта на кручение по формуле

где М_кр — момент кручения, приложенный к валу, Нм;

— допускаемое напряжение на кручение, для валов углеродистой стали, принимается, Н/м².

= (300…500)10⁵ Н/м².

;

Н/м.

м.

Для придания жёсткости d_в увеличивают на 10…15 мм.

Диаметр втулки определяют конструктивно по в зависимости от способа крепления колеса на валу:

;

м.

Диаметр D₀ входа в колесо находится из уравнения неразрывности:

;

м.

Найду ширину лопасти b₁, которая зависит от кавитационных качеств колеса и величины коэффициента быстроходности n_s.

где

— меридианная составляющая абсолютной скорости, м/с;

где

;

м.

Диаметр D₁ окружности проходит через средние точки входных кромок лопастей.

м.

;

м/с.

м.

Меридианная составляющая абсолютной скорости после поступления патока в межлопастной канал (т.е с учётом стеснения) определяется по уравнению

где

k₁— коэффициент стеснения на входе, k₁=1.05…1,15;

м/с.

Определю окружную скорость на входе в межлопастной канал.

где

— угловая скорость, рад/с;

;

м/с.

Найду угол безударного поступления потока на лопасти находится из уравнения

Угол установки лопасти на входе

где

— угол атаки; =3…10⁰

При безотрывном обтекании лопасти поток движется по касательной к поверхности лопасти. Относительная скорость W₁ потока после поступления на лопасть направлена по касательной к средней линии профиля лопасти при входе. Величина относительной скорости W₁ определяется по уравнению:

м/с.

Рис. 13 Треугольник скоростей при входе в рабочее колесо насоса Расчёт основных размеров выхода рабочего колеса Размеры выхода рабочего колеса, основными из которых являются наружный диаметр D₂ рабочего колеса, ширина b₂ лопасти на входе и угол установки лопасти на выходе определяют из условия создания требуемого напора или достаточно высокого КПД.

Наружный диаметр D₂ рабочего колеса находят методом последовательных приближений. Диаметр D₂ в первом приближении определяется по окружной скорости u₂, найденной из основного уравнения лопастных машин

Воспользуемся опытным соотношением скоростей

;

;

м/с.

Определю наружный диаметр D₂ рабочего колеса в первом приближении

;

м, R₂₁= 0,206 м. R₂₁=D₂₁/2

Найду угол установки лопаток на выходе из межлопастного канала

где для безотрывного обтекания потоком поверхности;

м/с — меридианная составляющая абсолютной скорости;

К₂ = (1.0…1.05), К₂ = 1 — коэффициент стеснения на выходе из рабочего колеса.

Найду минимальное число лопастей

где

м;

z = 7.

Найду коэффициент учитывающий влияние конечного числа лопастей:

Зная z (6…8), R₁ и R₂ (в первом приближении), определяем коэффициент p, учитывающий влияние конечного числа лопастей. При радиальном направлении средней линии меридианного сечения рабочего колеса коэффициент p находится по формуле

где

— коэффициент учитывающий чистоту обработки поверхности и форму лопасти;

.

Определю теоретический напор колеса по струйной теории

_,

Дж/кг.

Найду окружную скорость во втором приближении

;

м/с;

м/с.

По окружной скорости u₂ находим диаметр выхода во втором приближении по уравнению

;

Определю диаметр выхода во втором приближении

м.

Вычисляю ширину лопасти на выходе:

;

м.

Относительная скорость на выходе

;

м/с.

Треугольник скоростей построен по результатам работы программы pump

Рис. 14 Треугольник скоростей при выходе из рабочего колеса насоса.

Расчёт и построение меридианного сечения рабочего колеса Ширина межлопастного канала рабочего колеса должна изменяться плавно от входа к выходу. Для этого следует задаться графиком изменения меридианной составляющей абсолютной скорости в функции от радиуса. Исходным уравнением для определения ширины межлопастного канала является уравнение неразрывности

где — расчетная подача, м³/с; - некоторый произвольный диаметр, м; - ширина межлопастного канала на диаметре, м; - меридианная составляющая абсолютной скорости, м/с.

Разбив среднюю линию канала ()от радиуса R₁ до радиуса R₂ на 10 участков, по формуле определим ширину межлопастного канала на соответствующем радиусе и на принятой средней линии канала () в меридианном сечении отметим точки, соответствующие радиусам. Примем эти точки за центры. Проведем ряд окружностей, диаметр которых равен соответствующей ширине канала в меридианном сечении. Боковые стенки получаются как огибающие этих окружностей. По конструктивно-технологическим соображениям контуры канала корректируются. Указанные расчеты удобно проводить в табличной форме.

Закон изменения меридианной составляющей абсолютной скорости в функции от радиуса r_i известен. Таким образом, по известному значению радиуса r_i по графику найдём соответствующее значение меридианной скорости .

Ширина b_i межлопастного канала в меридианном сечении на соответствующем радиусе r_i определяется по уравнению по уравнению сплошности. Чтобы создать наиболее благоприятные условия для безотрывного обтекания контура лопасти потоком, что соответствует минимуму гидравлических потерь, примем плавный (без минимумов и максимумов) закон изменения относительной скорости от до в функции от радиуса r_i Значения относительных скоростей и были найдены при определении размеров входа и выхода рабочего колеса насоса. Для обеспечения устойчивости потока в канале рабочего колеса отношение скоростей должно быть близким к единице. Таким образом, по известному значению радиуса r_i из графика найдём соответствующее значение относительной скорости W_i.

Толщину лопасти на соответствующем радиусе находят по графику Толщина (при) может быть принята равной 2.4 мм, толщина — равной 0…2 мм. Максимальная толщина лопасти находится приблизительно посередине длины лопасти и обычно принимается равной 5−8 мм (принято6 мм).

Таким образом, мы имеем все необходимые данные для расчета таблицы 1. Угол обхвата лопасти в плане должен лежать в пределах .

Расчет таблицы 1 и 2 выполняется в программе Pump011new.exe.

Таблица 22 — К расчету меридианного сечения и лопасти рабочего колеса

Таблица 23. РАСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИКИ Р.К.

КПД НАСОСА = 0.7374 ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ ПРИВОДА = 965.0 мин-1

МОЩНОСТЬ ПРИВОДА = 37,410 КВТ ДОП. ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ=17,214 M C [ПОЛУЧЕННОЕ]=642,7

Таблица 24. Определение характеристики сети

Рисунок 15 Графики характеристик насоса и сети.

Рис. 16 меридианное сечение рабочего колеса Проверочный расчёт на кавитацию По найденным значениям С_1,0, W₁₀, U₁ при входе в межлопастные каналы рабочего колеса первой ступени определяется критический кавитационный запас энергии.

где См₁ =С_1,0,

— коэффициент кавитации.

где Д₁ — толщина лопасти на входе;

Д₄₅ — толщина лопасти на расстоянии 45 мм от входной кромки.

Условие справедливости формулы:

1) n_s? 120

2)

3)

Дж/кг.

;

Допускаемую геометрическую высоту всасывания определяю из уравнения

;

м.

Полученная в результате проверки допускаемая геометрическая высота всасывания, больше заданной высоты всасывания. Это свидетельствует о том, что в рабочем колесе не будет возникать кавитация.

Построение Плана рабочего колеса Лопасти рабочего колеса профилируются таким образом, чтобы обеспечить наиболее благоприятные условия для безотрывного обтекания контура лопасти потоком рабочей среды.

Дифференциальное уравнение средней линии сечения лопасти в плане будет иметь вид

Откуда

.

При угол и тогда .

Так как толщиной лопасти Д, скоростями с'_m и W в функции радиуса мы задались не аналитически, а в виде графиков (см. рис. 2), интегрирование уравнения выполняется приближенно по правилу трапеции.

Обозначим подынтегральную функцию, тогда

где — приращение центрального угла; B_i и В_i+1 — значения подынтегральной функции в начале и в конце рассматриваемого участка; - приращение радиуса.

Задаваясь приращением радиуса, разбиваем диапазон интегрирования r от R₁ до R₂ на 10 участков. Тогда для промежуточного радиуса r_kполучаем соответствующий угол в полярной системе координат, в которой полюс совпадает с осью рабочего колеса, а полярная ось проходит через входную кромку лопасти

.

Величина радиуса r_k вычисляется по уравнению

где .

Угол охвата всей лопасти можно найти из выражения

.

По вычисленным координатам строим среднюю линию сечения лопасти в плане (см. рис. 4). Из точек на средней линии как из центров проводим окружности диаметром, равным толщине лопасти на соответствующем радиусе r_i. Огибающая окружностей и будет контуром сечения лопасти в плане. Входная кромка лопасти закругляется радиусом, равным .

Рис. 17 рабочее колесо в плане Ход расчета спирального отвода.

Выполнение расчета спирального отвода состоит из двух частей: расчет спирального канала и расчет диффузора. При выполнении курсового проекта принят метод расчета спирального канала на основе закона. В основе расчета спирального канала лежат следующие положения: поток не вязкий, осесимметричный и момент скорости жидкости в спиральном канале есть величина постоянная, т. е. .

1. определим радиус цилиндрической поверхности входного сечения спирального канала

м.

2. определяем ширину входного сечения спирального канала

м.

3. определяем постоянную спирального канала

м/с

4. принимаем толщину языка спирального отвода

5. принимаем угол наклона боковых стенок спирального канала Рассчитываем кривую пропускной способности

Таблица 25. Расчет кривой пропускной способности

По данным таблицы строим кривую пропускной способности.

Рис18. Кривая пропускной способности Таблица26.

Пользуясь зависимостью, определяем расход жидкости в сечениях (таблица 5), соответствующих определяемому углу. Эти данные используем для построения теоретических сечений.

Рис. 19 действительное сечение спирального канала.

Новые значения высоты контрольных сечений h_cи радиуса r_c=h_c+R₃ снимаются с рисунка и заносятся в таблицу 6 .

Таблица 27.

Скорость потока во входном сечении диффузора:

м/с Задаемся степенью расширения диффузора:

Скорость потока в выходном сечении диффузора:

м/с что не превышает допустимых значений.

Площадь сечения диффузора на выходе:

м².

Диаметр эквивалентного круга на входе в диффузор:

м.

на выходе из диффузора:

м.

Принимаем угол раскрытия диффузора 10°

Длинна диффузора равна:

м.

Рис20. Спиральный отвод.

Расчет протечек q₁ в насосе Кроме внутренних протечек жидкости имеются утечки из насоса через сальник. Жидкость, которая, просачивается через сальник, осуществляет смазку и отвод тепла, выделяющихся при трении поверхностей сальника. В нормальном состоянии сальника через него протекает весьма малое количество жидкости: менее 10 (60 капель в минуту). Ввиду незначительности утечек через сальник в расчетах объемных потерь ими можно пренебречь.

Принимаем однощелевое уплотнение с длинной, диаметром, с радиальным зазором, коэффициент трения выбираем в первом приближении

Коэффициент в первом приближении:

Статический напор колеса:

Напор теряемый в уплотнении:

Дж/кг Осевая скорость жидкости в зазоре:

Окружная скорость колеса на диаметре :

Коэффициент кинематической вязкости выбираем для воды при температуре 20равным 1,006

Число Рейнольдса:

Толщина ламинарного подслоя:

Принимаем абсолютную шероховатость стенок R_a равной 0,02 мм.

Так как Re>2320, а то режим течения — турбулентный с шероховатыми стенками, а коэффициент л во втором приближении рассчитывается по формуле

N=11.5 — постоянная, имеющая структуру числа Рейнольдса и определяющая место перехода ламинарного течения у стенки в турбулентное Коэффициент расхода во втором приближении:

Расход жидкости через уплотнение во втором приближении:

м³/с Если учесть протечки q₁ через переднее уплотнение, которые приводят к течению жидкости в осевом зазоре между передним диском колеса и корпусом, то напор теряемый в уплотнении:

Коэффициенты и находим по графикам.

Расходный параметр:

Окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из колеса: Дж/кг Расход жидкости через уплотнение:

м³/с Относительная величина протечки:

Величина протечек не должна превышать 5%. Расчет показал, что величина протечек через переднее уплотнение составляет 2,5%, что является допустимым.

Осевая сила в центробежном насосе.

Суммарная осевая сила:

H

При износе уплотнения рабочего колеса закон распределения давления изменяется и появляется дополнительная осевая сила, действующая на наружную поверхность рабочего колеса в пределах от до :

Полная величина осевого давления жидкости на рабочее колесо при максимально допустимом износе уплотнения будет равна:

Н Где — коэффициент, учитывающий износ уплотнения.

Расчет осевого усилия, действующего на ротор, показал, что в конструкцию насоса необходимо ввести разгрузочное отверстие с уплотнением.

Заключение

Исходя из поставленной задачи в задании на дипломный проект, было выполнено проектирование СЭУ судна танкера-химовоза дедвейтом 51 000 т, а именно произведено обоснование и выбор ГД исходя из требований современных тенденций. Определен состав и технические характеристики оборудования судовой энергетической установки. В проекте разработаны основные системы, обслуживающие энергетическую установку. По потребности в электроэнергии и паре, судно было укомплектовано четырьмя дизель-генераторами и котлами. Так же для энергетической установки были определены энергетические запасы масла и топлива. В качестве конструктивного узла был спроектирован центробежный насос пресной воды центрального контура системы охлаждения ГД.

Список использованных источников

1. Румб В. К., Яковлев Г. В., Шаров Г. И. Судовые энергетические установки (СДЭУ).:учебник. СПбГМТУ .- СПб., 2007.-622с.

2. Артёмов Т. А., Волошин В. П., Захаров Ю. В., Шквар А. Я. Судовые энергетические установки — Л.: Судостроение, 1987 г., 480с.,

3. Артёмов Т. А., Волошин В. П., Шквар А. Я., Шостак В. П. Системы судовых энергетических установок: Учебное пособие — Л.: Судостроение, 1980 г., 320с.,

4. Архипов Г. А., Даниловский А. Г. Учебно-исследовательская система автоматизированного проектирования судовых энергетических установок. Выбор главного двигателя для морского транспортного судна: Методические указания для курсового и дипломного проектирования — СП6ГМТУ, 1999 г., 80с,

5. Будов В. М. Судовые насосы: Справочник — Судостроение, 1988 г.

6. Ваншейдт В. А., Гордеев П. А., Захаренко Б. А. и др. Судовые установки с ДВС — Издательство: Судостроение, 1978 г. 52с.,

7. Чернов А. И. Судовые центробежные насосы. М.У. по курсовому проектированию, Л., ЛКИ, 1981.

8.Андрющенко Р. С. и др. Расчет рабочего колеса центробежного насоса по струйной теории… М.У. по курсовому проектированию, Л., ЛКИ, 1988.

9. Андрющенко Р. С. и др. Спиральные отводы центробежных насосов. Учебное пособие, Л., ЛКИ, 1979.

10. Воронов В. Ф. Направляющие аппараты центробежных насосов. Учебное пособие, Л., ЛКИ, 1970.

11. Чернов А. И. Потери и силы в центробежных насосах. Учебное пособие, Л., ЛКИ, 1985.

12. Каталог двигателей MAN, 2014