курсач. готовый диплом 2. Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования морской государственный университет

• Название: Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования морской государственный университет
• Анкор: курсач
• Дата: 23.11.2022
• Размер: 3.93 Mb.
• Имя файла: готовый диплом 2.docx
• Тип: Диплом; #807170
• страница: 4 из 9

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

кг/ч, (4.1)

где - удельный расход топлива на главный двигатель;

N_в = 13450 кВт – эффективная мощность главного двигателя.

Расход топлива на рейс

т, (4.2)

где L = 16000 миль – дальность плавания судна;

ϑ_s = 14 узлов – эксплуатационная скорость хода судна.

Количество тяжелого топлива, необходимого для работы вспомогательного котла

т, (4.3)

где B_k = 2650 кг/ч – часовой расход топлива на вспомогательный котел;

T_CT1 = 1 суток – время стоянки судна с грузовыми операциями;

T_CT2 = 3суток – время стоянки судна без грузовых операций.

Количество тяжелого топлива, необходимого для работы вспомогательных дизель-генераторов



= т, (4.4)

где - удельный расход топлива на ВДГ;

N_ДГх = 650 кВт – мощность вспомогательных дизель-генераторов на ходу судна;

N_CT2 = 350 кВт – мощность вспомогательных дизель-генераторов на стоянке без грузовых операций.
Запас тяжелого топлива на силовую установку

т, (4.5)

где k₁ = 1,15 - коэффициент морского запаса.

Объем цистерн основного запаса тяжелого топлива

м³, (4.6)

где β = 1,05 - коэффициент загромождения цистерн набором корпуса;

γ_т = 0,95 т/м³ - плотность тяжелого топлива.

Объем цистерн основного запаса дизельного топлива

V_Д = 80 м³- принято из мануалов судна.

Объем расходной цистерны тяжелого топлива главного двигателя и вспомогательного котла



м³, (4.7)

где K₂ - коэффициент запаса.

Объем расходной цистерны для вспомогательных дизель-генераторов

(4.8)
где K₃ - коэффициент запаса.

4.1.2 Расчет механизмов и устройств топливной системы

Производительность топливоперекачивающего насоса

м³/ч, (4.9)

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

м³/ч, (4.10)

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

м³, (4.11)

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

м³, (4.12)

где q₂ = 0,002 м³/кВт – расход свободного воздуха на пуск дизель-генератора.

Емкость баллонов главного двигателя

м³, (4.13)

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

м³, (4.14)

где i = 2 – количество главных баллонов.

Вместимость баллонов вспомогательных дизель-генераторов

м³, (4.15)

где n₂ = 6 - количество пусков дизель-генератора.

Производительность каждого главного компрессора

м³/ч, (4.16)

где t = 1 ч – время заполнения баллона.

Р = 2,95 МПа – максимальное рабочее давление для пуска;

Р_min = 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

т, (4.17)

где g_ц = 1,1210^-3 кг/(кВтч) – удельный расход цилиндрового масла на главный двигатель;

Циркуляционного

т, (4.18)

где g_цир = 0,110^-3 кг/(кВтч) – удельный расход циркуляционного масла на главный двигатель.

Расход масла на работу ВДГ



т, (4.19)

где g_см = 0,810^-3 кг/(кВтч) – удельный расход масла на ВДГ.

Объём цистерн основного запаса масла

Цилиндрового

м³, (4.20)

где k_ц = 5 – коэффициент запаса;

β = 1,05 – коэффициент загромождения цистерн набором корпуса;

γ_т = 0,96 т/м³ – плотность цилиндрового смазочного масла.

Циркуляционного

м³, (4.21)

где γ_т = 0,96 т/м³ – плотность цилиндрового смазочного масла.

Смазочного масла на ВДГ

м³, (4.22)

где γ_т = 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

кДж/ч,

(4.23)

где η_мех = 0,94 - механический к.п.д. установки;

α_тр = 0,5 - доля тепла трения, воспринимаемого маслом.

Количество тепла, отводимого маслом от головок поршней двигателя

кДж/ч, (4.24)

где α_охл = 0,06 - доля тепла, отводимого с маслом от поршней;

Q_н = 42500 кДж/кг – теплота сгорания топлива.

Часовой расход масла в системе смазки

кг/ч, (4.25)

где С_см = 1,95 – теплоемкость масла;

∆t₁ = 12 °С – допускаемое повышение температуры масла в циркуляционной системе смазки.

Часовой расход масла в системе охлаждения

кг/ч, (4.26)

где ∆t₂ = 10 °С – допускаемое повышение температуры масла в поршнях.

Пропускная способность фильтра тонкой очистки, включаемого параллельно

кг/ч. (4.27)

Производительность циркуляционного масляного насоса

м³/ч, (4.28)

где k = 1,2 коэффициент запаса подачи насоса;

С_м = 1,95 кВт/(кг^.К) – теплоёмкость масла;

γ_м = 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

м², (4.29)

где k_м = 900 кДж/(м²чград)- коэффициент теплопередачи от масла к воде;

t_м1 = 52 °С, t_м2 = 45 °С – температура масла до и после охладителя;

t_в1 = 36 °С, t_в2 = 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

м³, (4.30)

где k_ц = 10 – кратность циркуляции масла в системе;

β_ц = 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

кДж/ч, (4.31)

где q_ц = 0,12 - доля тепла, отводимого охлаждающей пресной водой от цилиндров главного двигателя.

Производительность охлаждающего насоса пресной воды

м³/ч, (4.32)

где С_в = 4,19 кДж/(кг·град) – теплоёмкость воды;

Δt₁ = 9 °С – перепад температуры охлаждающей пресной воды на выходе и входе в двигатель;

ρ_в= 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

(4.33)

где  = 0,14 – доля тепла отводимого маслом.

Подачаохлаждающего насоса забортной воды должна обеспечивать отвод тепла от контуров охлаждения всех объектов СЭУ

м³/ч, (4.35)

где к = 1,3 – коэффициент запаса производительности,

_з.в = 1025 кг/м³ – плотность забортной воды,

с_з.в = 4,15 кДж/(кг  град) – теплоемкость забортной воды,

t_з.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

м², (4.36)

где k_в = 3000 кДж/(м²чград) - коэффициент теплопередачи в охладителе от высокотемпературного контура к низкотемпературному;

t_пв1 = 48 °С, t_пв2 = 36 °С – температура пресной воды на входе в охладитель и выходе из него;

t_зв1 = 32 °С, t_зв2 = 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 = V_pΔN_e10^-3 = 0,310^-3 13450= 4,035 м³, (4.37)

где V_p = 0,0003 м³/кВт – удельная вместимость;

ΔN_e = N_eгд+ 3N_eвдг=13450+3650 =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]

q_в.г. = g_е Р_e (i_г - i_г) = 0,170 · 13450 · (8500 – 7000) = 3429,75 кДж/кг, (4.38)

где g_е = 0,170 кг/(кВтч);

Р_e = 13450 кВт - мощность ГД;

i_г = 8500 кДж/кг – энтальпия продуктов сгорания 1 кг топлива до котла;

i_г = 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 i_г = (250  350) ⁰С.

Температура газов за котлом t_г 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

кг/ч, (4.39)

где i_п = 4025,7 кДж/кг – энтальпия пара при котельных параметрах;

i_п.в = 355,89 кДж/кг – энтальпия питательной воды.

Энтальпия i_п определяется по диаграмме i – S или по таблицам водяного пара.

4.5.3 Энтальпия питательной воды – по температуре питательной воды

i_п.в = 4,187 t_пв = 4,187· 85 = 355,895 кДж/кг , (4.40)

где t_пв = 85 ⁰С – температура питательной воды, поступающей в котел.

Принят к установке водотрубный утилизационный котёл с принудительной циркуляцией фирмы AALBORG типа XW с паропроизводительностью D_п = 1 т/ч рабочее давление P = 0,7 МПа, площадь поверхности нагрева F_H = 3365 т/ч [1].

4.5.4 Суммарная потребная паропроизводительность вспомогательного котла определяется по следующей формуле

D_в.к. = 3,3∙10³ D^0,56 = 3,3·10³ ∙109000^0,56 = 21851,0 т/ч. (4.41)

Приняты к установке вспомогательный котел вертикального исполнения фирмы KangRim типа 2 х PB0501AS18, с паропроизводительностью D_п = 30 т/ч, рабочее давление Р = 1,6 МПа [1].

4.5.5 Производительность питательного насоса котла

Q_п.н. = 1,5∙ D_в.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
кг/ч, (4.43)

где i_п = 4025,7 кДж/кг – энтальпия пара при котельных параметрах

i_пв = 355,89 кДж/кг – энтальпия питательной воды;

Q_н = 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 ( =1,05-1,08);

а_к - коэффициент избытка воздуха при горении для мазутных топок ( =1,15-1,20);

- теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива ( =14,5);

ρ_в- плотность засасываемого вентилятором воздуха (ρ_в =1,29 кг/м³).

Принимаем к установке два котловых дутьевых вентилятора фирмы HYUNDAI производительностью 648 м/мин и напором 0,00648 МПа [1].