курсач. готовый диплом 2. Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования морской государственный университет
![]()
|
![]() Рисунок 3.1 – Развернутая индикаторная диаграмма ![]() Рисунок 3.2 − Температура газов в цилиндре 4 Расчет и комплектация основных систем СЭУ 4.1 Топливная система Топливная система СЭУ предназначена для обеспечения топливом главного и вспомогательных двигателей, а также котла. В последнее время для судовых малооборотных дизелей стали применять тяжёлые сорта топлива. Это вызвано тем что, в общей сумме эксплуатационных расходов затраты на топливо составляют 25-30 %. Поэтому использование тяжёлых сортов топлива является эффективным путём снижения затрат на техническую эксплуатацию СЭУ и судна в целом. Тяжёлые сорта топлива в 2-2,5 раза дешевле дистиллятных. На проектируемом судне топливная система включает в себя систему тяжёлого топлива. Основные задачи, которые решает топливная система следующие: приём, перекачка и хранение запасов топлива; сепарация топлива; подача топлива к главному и вспомогательным двигателям; охлаждение форсунок; Основной запас топлива на судне хранится в отсеках междудонного пространства. В танках тяжёлого топлива установлены змеевики для подогрева. Объём расходных цистерн должен обеспечивать работу главного двигателя на тяжёлом топливе не менее 12 часов. Из танков двойного дна топливо перекачивается насосами в отстойные цистерны, а оттуда через сепараторы подаётся в расходные цистерны. Из расходных цистерн топливо топливоподкачивающим насосом подаётся в подогреватели топлива и далее через фильтры грубой и тонкой очистки к ТНВД. От каждого ТНВД отходит трубопровод возврата топлива в главный трубопровод. Для обеспечения постоянного давления перед ТНВД на всех нагрузочных режимах, на трубопроводах возврата установлены редукционные клапаны. Поддержание заданной вязкости тяжёлого топлива (2-2,50 ВУ) происходит с помощью вискозиметра, работающего автоматически. Дистиллятное топливо практически не используется на проектируемом судне поэтому для него предусмотрена небольшая цистерна запаса. 4.1.1 Расчет запасов топлива Часовой расход топлива на главный двигатель ![]() где ![]() ![]() Nв = 13450 кВт – эффективная мощность главного двигателя. Расход топлива на рейс ![]() где L = 16000 миль – дальность плавания судна; ϑs = 14 узлов – эксплуатационная скорость хода судна. Количество тяжелого топлива, необходимого для работы вспомогательного котла ![]() где Bk = 2650 кг/ч – часовой расход топлива на вспомогательный котел; TCT1 = 1 суток – время стоянки судна с грузовыми операциями; TCT2 = 3суток – время стоянки судна без грузовых операций. Количество тяжелого топлива, необходимого для работы вспомогательных дизель-генераторов ![]() = ![]() где ![]() ![]() NДГх = 650 кВт – мощность вспомогательных дизель-генераторов на ходу судна; NCT2 = 350 кВт – мощность вспомогательных дизель-генераторов на стоянке без грузовых операций. Запас тяжелого топлива на силовую установку ![]() где k1 = 1,15 - коэффициент морского запаса. Объем цистерн основного запаса тяжелого топлива ![]() где β = 1,05 - коэффициент загромождения цистерн набором корпуса; γт = 0,95 т/м3 - плотность тяжелого топлива. Объем цистерн основного запаса дизельного топлива VД = 80 м3- принято из мануалов судна. Объем расходной цистерны тяжелого топлива главного двигателя и вспомогательного котла ![]() ![]() где K2 - коэффициент запаса. Объем расходной цистерны для вспомогательных дизель-генераторов ![]() где K3 - коэффициент запаса. 4.1.2 Расчет механизмов и устройств топливной системы Производительность топливоперекачивающего насоса ![]() где t0 = 12 ч – время между запусками насоса; τ = 1 ч – длительность работы насоса за время t0. Согласно прототипа судна принят к установке горизонтальный шестерёнчатый насос легкого топлива марки IMO AB с подачей Q = 6,5 м3/ч, напором H = 0,30 МПа, с электродвигателем мощностью Р = 2,2 кВт и частотой вращения n = 1160 мин-1. А также вертикальный шестерёнчатый насос тяжёлого топлива марки IMO AB с подачей Q = 26,3 м3/ч, напором H = 0,30 МПа, с электродвигателем мощностью Р = 6,5 кВт и частотой вращения n = 1160 мин-1 [1]. Производительность подкачивающего топливного насоса ![]() где K = 1,3 - коэффициент запаса производительности насоса. Принято к установке два горизонтальных шестерёнчатых насоса марки IMO AB с подачей Q = 3,6 м3/ч, напором H = 0,4МПа, с электродвигателем мощностью Р = 2,7 кВт и частотой вращения n = 1140 мин-1[1]. Для сепарации тяжёлого топлива установлено два сепаратора типа S946 фирмы “Alfa Laval”, с подачей Q = 3,7 м3/ч[1]. 4.2 Система сжатого воздуха Назначение системы — получение, хранение и подача сжатого воздуха на пуски реверсы главного двигателя, на пуски вспомогательных дизель-генераторов, в системы автоматики, пневмоцистерны, на продувание кингстонов, на пневмоинструмент. На морских транспортных судах применяются обычно системы сжатого воздуха низкого давления (Р ≤ 1,0 МПа) и среднего (Р = 2,5-3,0 МПа). В соответствии с правилами Российского морского регистра судоходства сжатый воздух для пуска главных двигателей должен хранится не менее чем в двух баллонах. Система пускового воздуха должна обеспечивать одновременный пуск и реверсирование двигателя и запас сжатого воздуха должен быть достаточным на 12 пусков попеременно на передний и задний ход. Запас сжатого воздуха для ВДГ должен быть достаточным для 6 пусков. В соответствии с Правилами Регистра каждый баллон должен заполнятся не менее чем от двух компрессоров равной производительности. Производительность каждого главного компрессора должна быть достаточной для заполнения в течение одного часа баллонов главных двигателей от давления 0,5 МПа до давления, при котором обеспечивается выполнение регламентированного Регистром количества последовательных пусков и реверсов. Расчёт системы пускового воздуха выполняем в соответствии с требованиями ГОСТа: “Система сжатого воздуха среднего и низкого давления. Нормы и правила проектирования”. 4.2.1 Расчет механизмов и устройств системы сжатого воздуха Объем свободного воздуха, расходуемогона один пуск главного двигателя ![]() где q1 = 0,004 м3/кВт – расход воздуха на литр объема рабочих цилиндров двигателя; D = 0,6 м – диаметр цилиндра двигателя; S = 2,79 м – ход поршня двигателя; z = 6 - число цилиндров двигателя. Объем свободного воздуха, расходуемого на пуск дизель-генератора ![]() где q2 = 0,002 м3/кВт – расход свободного воздуха на пуск дизель-генератора. Емкость баллонов главного двигателя ![]() где n = 12 – число пусков главного двигателя; Р = 0,1 МПа – атмосферное давление; Р1 = 1,2 МПа – максимальное давление сжатия воздуха в баллоне; Р2 = 2,95 МПа – минимальное давление воздуха, при котором возможен пуск двигателя. Вместимость каждого главного баллона ![]() где i = 2 – количество главных баллонов. Вместимость баллонов вспомогательных дизель-генераторов ![]() где n2 = 6 - количество пусков дизель-генератора. Производительность каждого главного компрессора ![]() где t = 1 ч – время заполнения баллона. Р = 2,95 МПа – максимальное рабочее давление для пуска; Рmin = 1,2 МПа –минимальное рабочее давление воздуха. Принимаем к установке два компрессора Jonghap Tanabe Pneumatic Machinery Co Ltd типа H-63 с характеристиками: Q = 256 м3/ч, Р = 2,95 МПа и мощностью электродвигателя P = 47 кВт [1]. Система обеспечивает: подачу сжатого воздуха от компрессоров к пусковым баллонам, подачу воздуха от баллонов на пуск ГД и ВДГ. Обеспечивается автоматическая разгрузка и продувка компрессоров и водомаслоохладителя при пуске, остановке и в период длительной работы. 4.3 Система смазочного масла Назначение системы – смазка трущихся частей механизмов и редукторов с целью предотвращения их износа, уменьшения потерь мощности на трение и отвода теплоты от трущихся поверхностей. В некоторых типах двигателей система служит одновременно для охлаждения поршней. Для смазки трущихся частей механизмов, входящих в состав ССУ, применяются минеральные масла, получаемые в результате перегонки и последующей химической обработки нефти и консистентные смеси (смазки) [7]. В систему входят: система циркуляционной смазки ГД; автономная система смазки турбонагнетателя; система смазки вспомогательных ДГ; система перекачки и подготовки масла; система лубрикаторной смазки цилиндров. По Правилам Российского морского регистра судоходства масляная система должна включать в себя регулятор температуры, магнитный фильтр, иметь сигнализацию по давлению и температуре масла. 4.3.1 Расчёт запасов смазочного масла Расход масел на работу главного двигателя Цилиндрового ![]() где gц = 1,1210-3 кг/(кВтч) – удельный расход цилиндрового масла на главный двигатель; Циркуляционного ![]() где gцир = 0,110-3 кг/(кВтч) – удельный расход циркуляционного масла на главный двигатель. Расход масла на работу ВДГ ![]() ![]() где gсм = 0,810-3 кг/(кВтч) – удельный расход масла на ВДГ. Объём цистерн основного запаса масла Цилиндрового ![]() где kц = 5 – коэффициент запаса; β = 1,05 – коэффициент загромождения цистерн набором корпуса; γт = 0,96 т/м3 – плотность цилиндрового смазочного масла. Циркуляционного ![]() где γт = 0,96 т/м3 – плотность цилиндрового смазочного масла. Смазочного масла на ВДГ ![]() где γт = 0,96 т/м3 – плотность смазочного масла для ВДГ. 4.3.2 Расчет механизмов и устройств системы смазочного масла Количество тепла, отводимое с маслом от трущихся частей ![]() (4.23) где ηмех = 0,94 - механический к.п.д. установки; αтр = 0,5 - доля тепла трения, воспринимаемого маслом. Количество тепла, отводимого маслом от головок поршней двигателя ![]() где αохл = 0,06 - доля тепла, отводимого с маслом от поршней; Qн = 42500 кДж/кг – теплота сгорания топлива. Часовой расход масла в системе смазки ![]() где Ссм = 1,95 ![]() ∆t1 = 12 °С – допускаемое повышение температуры масла в циркуляционной системе смазки. Часовой расход масла в системе охлаждения ![]() где ∆t2 = 10 °С – допускаемое повышение температуры масла в поршнях. Пропускная способность фильтра тонкой очистки, включаемого параллельно ![]() Производительность циркуляционного масляного насоса ![]() где k = 1,2 коэффициент запаса подачи насоса; См = 1,95 кВт/(кг.К) – теплоёмкость масла; γм = 0,96 т/м3 – плотность циркуляционного смазочного масла; ∆t1 = 12 °С – допускаемое повышение температуры масла в циркуляционной системе смазки; ∆t2 = 10 °С – допускаемое повышение температуры масла в поршнях. Принят к установке масляный погружной насос марки SDF-2V250 B с подачей Q = 300 м3/ч, напором H = 0,43 МПа, с электродвигателем мощностью Р = 80 кВт и частотой вращения n = 1775 мин-1 [1]. Поверхность охлаждения маслоохладителя ![]() где kм = 900 кДж/(м2чград)- коэффициент теплопередачи от масла к воде; tм1 = 52 °С, tм2 = 45 °С – температура масла до и после охладителя; tв1 = 36 °С, tв2 = 41°С – температура пресной воды до и после охладителя. Принят к установке один маслоохладитель фирмы Korea PHE Corporation типа J092 MGS7/6 с поверхностью охлаждения 105 м2. Вместимость сточно-циркуляционной цистерн ![]() где kц = 10 – кратность циркуляции масла в системе; βц = 1,5 – коэффициент, учитывающий заполнение цистерны корпусными деталями. Для сепарации масла установлено два сепаратора типа S946 фирмы “ Alfa Laval ”, с подачей 2,3 м3/ч [1]. 4.3.4. Масляные фильтры. Исходя из производительности масляного насоса принимаем к установке автоматический фильтр СМ масла BOLL & KIRCH Filterbau GmbH. Пропускная способность – 330 м3/ч, тонкость очистки – 50 мкм [1]. 4.4 Система охлаждения Назначение системы охлаждения – отвод тепла и обеспечение нормальной работы главных и вспомогательных двигателей, турбокомпрессоров, подшипников и дейдвудных устройств валопроводов, компрессоров сжатого воздуха. В качестве охлаждающих сред используется пресная и забортная вода. Это позволяет выполнять умеренными объемы охлаждающих полостей и охладителей, создавая определенные предпосылки для лучшего расположения оборудования в МО теплоходов. Вместе с тем вода обладает существенными недостатками: она вызывает коррозию ряда металлов, а механические примеси и растворенные в воде соли, выпадая в виде осадков и накипи на охлаждаемые поверхности, загрязняют их и ухудшают условия теплоотвода. Это является причиной ограничения использования для охлаждения забортной водой и необходимости предварительной и эксплуатационной обработки пресной воды (добавления антикоррозионных и антинакипных присадок, фильтрация). 4.4.1 Расчет механизмов и устройств системы охлаждения Количество тепла, отводимое с охлаждающей пресной водой от цилиндров главного двигателя ![]() где qц = 0,12 - доля тепла, отводимого охлаждающей пресной водой от цилиндров главного двигателя. Производительность охлаждающего насоса пресной воды ![]() где Св = 4,19 кДж/(кг·град) – теплоёмкость воды; Δt1 = 9 °С – перепад температуры охлаждающей пресной воды на выходе и входе в двигатель; ρв= 1000 кг/м3 – плотность пресной воды; k = 1,3 – коэффициент запаса подачи, учитывающий износ насоса. Принято к установке два вертикальных центробежных насоса пресной воды производства фирмы Shin Shin Industries Co Ltd типа C125-V1D1 с подачей Q = 800 м3/ч, напором H = 0,3 МПа каждый, с электродвигателями мощностью Р = 75 кВт и частотой вращения n = 1760 мин-1 [1]. Количество тепла отводимого пресной водой в холодильнике масла ![]() где = 0,14 – доля тепла отводимого маслом. Подачаохлаждающего насоса забортной воды должна обеспечивать отвод тепла от контуров охлаждения всех объектов СЭУ ![]() где к = 1,3 – коэффициент запаса производительности, з.в = 1025 кг/м3 – плотность забортной воды, сз.в = 4,15 кДж/(кг град) – теплоемкость забортной воды, tз.в = 13 С – разность температур забортной воды на входе и выходе из холодильника. Принято к установке три вертикальных центробежных насоса забортной воды производства фирмы Shin Shin Machinery Co Ltd типа DB300V1D1 с подачей Q = 870 м3/ч, напором H = 0,3 МПа, с электродвигателем Р = 70 кВт и частотой вращения n = 1760 мин-1 [1]. Поверхность охлаждения охладителя пресной воды ![]() где kв = 3000 кДж/(м2чград) - коэффициент теплопередачи в охладителе от высокотемпературного контура к низкотемпературному; tпв1 = 48 °С, tпв2 = 36 °С – температура пресной воды на входе в охладитель и выходе из него; tзв1 = 32 °С, tзв2 = 45 °С – температура забортной воды на входе в охладитель и выходе из него. Принято к установке два охладителя пресной воды производства фирмы Korea PHE Corporation типа B110 поверхностью охлаждения 70 м2 каждый [1]. Объём расширительной цистерны V = VpΔNe10-3 = 0,310-3 13450= 4,035 м3, (4.37) где Vp = 0,0003 м3/кВт – удельная вместимость; ΔNe = Neгд+ 3Neвдг=13450+3650 =15400 кВт - максимальная мощность двигателей, обслуживаемых системой охлаждения пресной водой. Система охлаждения оборудована системами, обеспечивающими защиту двигателей при падении давления воды; смотровыми окнами; терморегуляторами; манометрами; измерителями уровня; устройствами автоматически поддерживающими заданную температуру охлаждающей воды. 4.5 Комплектация судовой котельной установки Назначение котельной установки состоит в отоплении судовых помещений, обогреве топлива, и обеспечении хоз. нужд. Котельная установка включает в себя вспомогательные и утилизационные котлы. Возможная паропроизводительность утилизационного котла определяется по следующей расчетной схеме. 4.5.1 Выбор котельной установки 4.5.1 Количество тепла выпускных газов главного двигателя, используемых в котле [1] qв.г. = gе Рe (iг - iг) = 0,170 · 13450 · (8500 – 7000) = 3429,75 кДж/кг, (4.38) где gе = 0,170 кг/(кВтч); Рe = 13450 кВт - мощность ГД; iг = 8500 кДж/кг – энтальпия продуктов сгорания 1 кг топлива до котла; iг = 7000 кДж/кг – энтальпия продуктов сгорания 1 кг топлива после котла. Энтальпию продуктов сгорания можно определить по графикам в зависимости от температуры выпускных газов. Температура выпускных газов перед котлом составляет iг = (250 350) 0С. Температура газов за котлом tг должна превышать температуру насыщенного газа, получаемого в котле, на (50 60) 0С, но не должна быть ниже 180 0С. Температура насыщенного пара зависит от давления пара в котле и определяется по таблицам или по i – S - диаграмме водяного пара. 4.5.2 Паропроизводительность утилизационного котла ![]() где iп = 4025,7 кДж/кг – энтальпия пара при котельных параметрах; iп.в = 355,89 кДж/кг – энтальпия питательной воды. Энтальпия iп определяется по диаграмме i – S или по таблицам водяного пара. 4.5.3 Энтальпия питательной воды – по температуре питательной воды iп.в = 4,187 tпв = 4,187· 85 = 355,895 кДж/кг , (4.40) где tпв = 85 0С – температура питательной воды, поступающей в котел. Принят к установке водотрубный утилизационный котёл с принудительной циркуляцией фирмы AALBORG типа XW с паропроизводительностью Dп = 1 т/ч рабочее давление P = 0,7 МПа, площадь поверхности нагрева FH = 3365 т/ч [1]. 4.5.4 Суммарная потребная паропроизводительность вспомогательного котла определяется по следующей формуле Dв.к. = 3,3∙103 D0,56 = 3,3·103 ∙1090000,56 = 21851,0 т/ч. (4.41) Приняты к установке вспомогательный котел вертикального исполнения фирмы KangRim типа 2 х PB0501AS18, с паропроизводительностью Dп = 30 т/ч, рабочее давление Р = 1,6 МПа [1]. 4.5.5 Производительность питательного насоса котла Qп.н. = 1,5∙ Dв.к. = 1,5∙35000 = 45000 кг/ч. (4.42) Количество устанавливаемых питательных насосов – два. В соответствии с судном прототипом приняты к установке два питательных насоса марки HYUNDAI с подачей Q = 45 м3/ч, напором Н = 2,3 МПа с электродвигателем мощностью Р = 75 кВт и частотой вращения n = 3600 мин-1. [1] 4.5.6 Производительность топливных насосов ![]() где iп = 4025,7 кДж/кг – энтальпия пара при котельных параметрах iпв = 355,89 кДж/кг – энтальпия питательной воды; Qн = 40,9 · 103 кДж/кг – теплота сгорания; Принимаем к установке два топливных насоса фирмы DLC-6500 производительностью 8,3 м3/ч и давлением 2,3 МПа [1]. 4.5.7 Производительность котельного вентилятора рассчитывается по формуле ![]() (4.44) где β - коэффициент увеличения производительности в связи с утечкой воздуха в воздухопроводе ( ![]() ак - коэффициент избытка воздуха при горении для мазутных топок ( ![]() ![]() ![]() ρв- плотность засасываемого вентилятором воздуха (ρв =1,29 кг/м3). Принимаем к установке два котловых дутьевых вентилятора фирмы HYUNDAI производительностью 648 м/мин и напором 0,00648 МПа [1]. |