Модернизация котельной установки танкера

2.1 Выбор типа СЭУ

2.2 Выбор типа главной судовой передачи

В СЭУ различают главные и вспомогательные передачи. Главные предназначены для передачи энергии от ГД к движителям, а вспомогательные от ВД (дизелей, турбин, электродвигателей) к машинам и механизмам вспомогательного назначения (электрогенераторам, компрессорам, насосам и т.д.). От типа передачи во многом зависят эксплуатационные свойства и показатели СЭУ в целом. По принципу действия различают следующие виды передач: прямые (непосредственные), механические (редукторные), гидравлические, электрические и комбинированные.

Так как при использовании CОД в качестве главного двигателя необходимо понижение его числа оборотов при передачи на винт, что повышает КПД винта, то предполагаем использование механической передачи. В главных редукторных передачах используются цилиндрические (прямозубые и косозубые), конические и планетарные зацепления. В зависимости от назначения редукторные передачи подразделяют на три группы:

- изменяющие величину (трансформацию) крутящего момента, передаваемого от ГД к движителю, за счет редуцирования частоты вращения;

- суммирующие энергию нескольких двигателей с одновременной трансформацией крутящего момента;

- изменяющие направление вращения гребного вала (без реверса ГД) с одновременным редуцированием частоты вращения и возможным суммированием мощности более чем от двух двигателей.

Типы и конструкции судовых редукторов весьма разнообразны. Редуктор только с цилиндрическими ступенями внешнего зацепления называют переборным, только с планетарными ступенями - планетарным, а если он включает и те и другие ступени - планетарно-переборным. Переборные редукторы одномашинных агрегатов обычно выполняют одноступенчатыми со смещением ведущего и ведомого валов в одной горизонтальной или в одной вертикальной плоскости.

Редукторы переборные одномашинной установки выпускаются в диапазоне мощностей от нескольких сот киловатт до 7-8 МВт 6-10 типоразмеров. При большой мощности двигателей (7-18 МВт) в целях повышения надежности и снижения габаритов применяют редукторы с разделением мощности на два потока и последующим их соединением на ведомый вал.

Преимущества и особенности планетарных зубчатых редукторов заключаются в соосности вала двигателя и валопровода. Планетарным редукторам свойственны высокий кпд (0,99 для одноступенчатых и 0,985 для двухступенчатых), малые общие и удельные массы (3,5-4,5 кг/кВт по мощности и 0,15-0,71 кг/(Нм) по моменту), умеренные габариты (удельная мощность редукторов достигает 4500 кВт/м, плавность хода и бесшумность (уровень шума не превышает 86 дБ), а также ряд других достоинств, к числу которых относятся: распределение нагрузки между несколькими сателлитами, т.е. разделение передаваемой мощности на несколько потоков; рациональное использование пространства внутри эпицикла; значительно меньшие диаметры зубчатых колес, чем у обычных редукторов.

По сравнению с переборными редукторами в планетарных несколько сложнее осуществить дополнительную передачу мощности к валогенераторам и валоповоротным устройствам. Отбор мощности на валогенераторы в планетарных редукторах осуществляется от входного вала посредством повышающей передачи с внешним зацеплением.

При мощности ДУ до 3000-4000 кВт с нереверсивными двигателями применяют реверсредукторы. Реверсирование ведомого вала в редукторе с внешними цилиндрическими зацеплениями достигается применением двух переборов шестерен: одного - для переднего хода, другого - для заднего, включаемых в работу посредством дисковых фрикционных муфт. Кпд таких реверсредукторов составляет от 0,90-0,92 для трехступенчатых до 0,965-0,975 для одноступенчатых.

Объединение ГД и редукторов в единый агрегат осуществляется с помощью соединительных муфт. Конструктивно исполнение этого узла может быть реализовано установкой между двигателем и редуктором следующих элементов: только соединительной упругой муфты; упругой и соединительно-разобщительной муфт; одной муфты, выполняющей одновременно обе функции; только эластичной муфты с расположением разобщительной муфты в редукторе.

Эластичные муфты, устанавливаемые между двигателем и редуктором, обеспечивают:

- уменьшение динамических нагрузок в зацеплении благодаря демпфированию крутильных колебаний и сглаживанию неравномерного вращения дизеля;

- снижение нагрузок на подшипники и валы редуктора и дизеля, возникающих из-за деформаций корпуса судна;

- облегчение центровки при монтаже благодаря тому, что конструкция муфт допускает более широкие пределы аксиальных и радиальных смещений осей валов.

В соединительных эластичных муфтах широко используются упругие металлические и неметаллические (преимущественно резиновые) элементы самых разнообразных конструктивных исполнений.

Из всех типов соединительно-разобщительных муфт наиболее предпочтительны фрикционные муфты конусного типа и многодисковые. Усовершенствование конструкций, повышение их надежности позволили добиться существенного снижения массы и габаритов этих муфт.

Вывод: из вышесказанного принимаем механическую передачу в качестве главной судовой передачи типа Valmet Micac с отбором мощности на валогенераторы с применением эластичной многодисковой муфты.

3 ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ И ВЫБОР ГЛАВНОГО ДВИГАТЕЛЯ. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ГРЕБНОГО ВИНТА

3.1 Выбор корпуса судна, типа главного двигателя и движителя

Наиболее подходящим к условию задания является корпус СМТ «Ариус» с главными размерениями:

- длина расчётная L = 54м;

- ширина расчётная B = 11,70м;

- осадка в грузу d = 5,07м;

- водоизмещение в грузу Д = 1860т;

- коэффициент полноты мидель-шпангоута в = 0,900.

3.2 Расчет сопротивления движению и буксировочной мощности

Физические постоянные принятые в расчётах:

- массовая плотность забортной воды с = 1,025, т/ м³;

- коэффициент кинематической вязкости забортной воды г = 1,61 · 10^-6 м²/с;

- ускорение силы тяжести g = 9,81 м/с²;

Постоянные величины, используемые в расчёте:

- коэффициент общей полноты водоизмещения

, (1.1)

- коэффициент полноты площади мидель-шпангоута задан

- коэффициент продольной полноты корпуса судна

, (1.2)

- абсцисса центра величины в учебном проектировании принимается Хс=0;

- смоченная поверхность корпуса судна для средних добывающих судов - по формуле Денни - Мумфорда:

= 798 м^2, (1.3)

- отношение L/B = 54/11,7 = 4,62;

- отношение B/d = 11,7/5,07 = 2,31;

- коэффициент кривизны судовой поверхности - принято К = 1,08;

- корреляционный коэффициент - принято ;

- коэффициент сопротивления выступающих частей ;

- относительная длина судна:

, (1.4)

Определение сопротивления движению и буксировочной мощности в диапазоне скоростей хода судов типа СМТ (4-14) узлов.

Таблица 1.1 - Определение сопротивления движению и буксировочной мощности

По данным строк [1], [13], [14] таблицы 1.1 строятся графические зависимости , смотрите рисунок 1.1.

Рисунок 1.1 - Кривые буксировочного сопротивления и буксировочной мощности

Расчет потребной мощности ГД при скорости свободного хода 12,5 узлов и необходимых конструктивных элементов ВРШ (частота вращения гребного вала принята по судну - прототипу равной n_м = 150 ^об/_мин).

Коэффициенты попутного потока и засасывания:

, (1.5)

, (1.6)

Буксировочное сопротивление и буксировочная мощность при скорости хода судна V_s = 12,5 узлов по кривым рисунка 1.1 равны:

Коэффициент влияния неравномерности потока в диске винта на КПД: i = 1,02. Упор, развиваемый гребным винтом:

, (1.7)

Расчётная скорость потока воды в диске винта:

V_p= 0.514 (1-W) V_s =0.514 (1-0,234) 12,5 = 4,92 м/с, (1.8)

Число лопастей принимаем: Z = 4. Предельно допустимый диаметр винта:

D_пр = 0,7d = 0,7 5,07 = 3,55 м, (1.9)

Минимально допустимое значение дискового отношения:

, (1.10)

Для вычислений принимаем расчётную диаграмму с Z = 4 и

Механические потери при передаче мощности от главного двигателя к винту. так как машинное отделение расположено в корме, то КПД линии валопровода принят равным .Для понижения частоты вращения гребного вала принят редуктор с КПД .

Расчёт элементов ВРШ и главного двигателя

Таблица 1.2 - Расчет элементов гребного винта и потребной мощности ГД

Выбор главного двигателя и его обоснование. По значению расчётной мощности главного двигателя Ne=993 кВт и конструктивному исполнению редуктора типа VALMET MICAC с отбором мощности на валогенераторы переменного тока мощностью 925 кВт и постоянного тока мощностью 325 кВт принимаем к установке на судно в качестве главного двигателя двигатель внутреннего сгорания (ДВС) фирмы WARTSILA VASA, модель 6R32D с номинальной мощностью Nен = 2250 кВт и частотой вращения nМ = 750 мин1.

Таким образом с учетом отбора мощности на валогенераторы:

N = 925+325 = 1250 кВт, (1.11)

непосредственно на движение судна тратится мощность:

Ne= Neн-N = 2250-1250 = 1000 кВт, (1.12)

при частоте вращения гребного вала: nм = 150 об/мин, и потребителе мощности - ВРШ с элементами:

- диаметр D = 3,12 м;

- число лопастей Z = 4;

- дисковое отношение Q = 0,4;

- конструктивное шаговое отношение Hk/D = 1,0;

Корректировка конструктивного шагового отношения при ходе с орудием лова со скоростью Vs = 5 узлов. Коэффициент момента:

, (1.13)

(1.14)

Таблица 1.3 - Расчет элементов ВРШ и максимальной силы тяги при ходе с орудием лова

Развиваемая ВРШ сила тяги Ре = 229 кН вполне достаточна при работе как с разноглубинным, так и с донным тралом. Для этого ВРШ должен иметь конструктивное шаговое отношение: Hk/D = 0,85. Соединенный с главным двигателем ВРШ имеет следующие элементы:

- диаметр D = 3,12 м;

- число лопастей Z = 4;

- дисковое отношение Q = 0,4;

- конструктивное шаговое отношение Hk/D = 0,85;

Проверка лопастей ВРШ на отсутствие кавитации по величине коэффициента запаса на кавитацию:

, (1.15)

где - кавитационная характеристика

, (1.16)

Так как = 1,7 > 1,3, то ВРШ считается не кавитирующим. Определение скорости свободного хода с откорректированным ВРШ. Необходимые для вычислений исходные данные:

- диаметр D = 3,12 м;

- коэффициент момента К2 = 0,032;

- частота вращения вала nc = 2,5 1/с;

- конструктивное шаговое отношение Hk/D = 0,85;

- коэффициент попутного потока W = 0,234;

- коэффициент засасывания t = 0,187.

Таблица 1.4 - Расчет достижимой скорости свободного хода

По данным таблицы 1.2 строятся графические зависимости, смотрите рисунок 1.2.

Рисунок 1.2 - Тяговая характеристика судна с ВРШ

Построенная по данным этой таблицы тяговая диаграмма показывает, что максимальная скорость свободного хода при потребной мощности N_e= 1000 кВт и частоте вращения гребного вала n_М = 150 об/мин составляет Vs = 13,1 уз. При этом установочное шаговое отношение H_у/D = 0,93.

4 ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ГД VASA 6R32D

Главный двигатель WARTSILA VASA 6R32D четырехтактный, нереверсивный, с наддувом, имеет следующие паспортные данные: частота вращения n = 750 мин-1; среднее эффективное давление Pe = 2,13 МПа; давление сгорания Pz=13,42 МПа; удельный расход Ge = 0,188 кг/(кВт ч).

4.1 Исходные данные

Исходные данные для расчета рабочего цикла двигателя приведены в таблице 5.1.

Таблица 5.1 - Исходные данные для расчета рабочего цикла двигателя

4.2 Расчёт рабочего цикла

Процесс наполнения. Температура воздуха после нагнетателя

(5.1)

где Т_к' - температура воздуха после нагнетателя, К;

Т_О - температура окружающей среды, К;

Р_К - давление наддувочного воздуха, МПа;

Р_О - давление окружающей среды, МПа.

(5.2)

Снижение температуры воздуха в воздухоохладителе

, (5.3)

=0,86·(448,7-300)=136,2 К,

Температура воздуха перед двигателем

, (5.4)

= 448,7-136,2=312,5,К

Температура заряда в начале сжатия

, (5.5)

где г_R - коэффициент остаточных газов;

Т_R - температура остаточных газов, К.

=.

Давление заряда в начале сжатия

Р_а = Р_К, (5.6)

Р_а=0,98Р_К==0,243 МПа.

Коэффициент наполнения, отнесенный к полному ходу поршня

, (5.7)

где е - степень сжатия;

Р_a - давление заряда в конце процесса наполнения, МПа;

P_К - давление после нагнетателя, МПа;

Т_a - температура заряда в конце процесса наполнения, К;

г_R -коэффициент остаточных газов.

.

Процесс сжатия. Уравнение мольной средней изохорной теплоемкости воздуха

19,26+0,0025·Та, кдж/(кмоль·К), (5.8)

Чистых продуктов сгорания

20,47+0,0036· Та, кдж/(кмоль·К), (5.9)

Смеси воздуха и остаточных газов на ходе сжатия

19,85+0,0026·Т, (5.10)

Средний показатель политропы

, (5.11)

где R - универсальная постоянная;

Аvc1, bc - конкретные коэффициенты для конкретных газов.

, n1=1,373

Давление в конце процесса сжатия

, (5.12)

где Ра - давление в начале сжатия, мпа;

Е - степень сжатия.

.Мпа,

Температура в конце сжатия

, (5.13)

К.

Процесс сгорания. Количество воздуха, теоретически необходимого для сгорания

(5.14)

где С - доля углерода содержащаяся в топливе;

Н - доля водорода, содержащаяся в топливе;

О - доля кислорода, содержащаяся в топливе;

S - доля серы, содержащаяся в топливе.

.

Химический коэффициент молекулярного изменения

(5.15)

где б - коэффициент избытка воздуха.

,

Действительный коэффициент молекулярного изменения

(5.16)

.

Доля топлива, сгоревшего в точке Z

, (5.17)

где жZ - коэффициент использования тепла в точке;

ж - коэффициент полноты индикаторной диаграммы.

.

Коэффициент молекулярного изменения в точке Z

, (5.18)

.

Средняя мольная изохорная теплоемкость продуктов сгорания смеси в точке Z

, (5.19)

Максимальное давление сгорания

, (5.20)

где л - степень повышения давления;

РС - давление сжатия, МПа.

МПа.

Максимальная температура сгорания

2042,5 К (5.21)

где жZ - коэффициент использования тепла в точке Z ;

б - коэффициент избытка воздуха ;

L0 - количество воздуха, необходимого для сгорания 1 кг топлива,

гR - коэффициент остаточных газов.

2042,5 К

Процесс расширения. Степень предварительного расширения

, (5.22)

.

Степень последующего расширения

, (5.23)

где е - степень сжатия.

.

Средний показатель политропы расширения

(5.24)

После подстановки получаем

n2-1 = 0.24 ; n2 = 1.24.

Температура в конце процесса расширения

; (5.25)

К.

Среднее индикаторное давление теоретического цикла отнесенное к полезному ходу поршня

, (5.26)

где PO - давление сжатия, МПа;

е - степень сжатия;

л - степень повышения давления;

с - степень предварительного расширения;

д - степень последующего расширения.

, МПа

Среднее индикаторное давление действительного цикла

; (5.27)

где ж - коэффицциент округления диаграммы.

МПа.

Удельный индикаторный расход топлива

, (5.28)

где nn - коэффициент наполнения ;

РН - давление нагнетателя, МПа ;

б - коэффициент избытка воздуха ;

LO - необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива,

ТК - температура воздуха после нагнетателя, К ;

P'I - среднее индикаторное давление.

.

Индикаторный КПД

, (5.29)

где QH - низшая теплотворная способность топлива, кДж.

.

4.3 Расчет агрегата наддува

Свободный турбокомпрессор с одноступенчатой схемой наддува. Адиабатная работа сжатия воздуха в компрессоре

, (5.30)

= = 109,7 кДж/кг,

Действительная работа сжатия воздуха в компрессоре

, (5.31)

= = 131,7 кДж/кг,

Относительная мощность компрессора

, (5.32)

=

Давление газов перед турбиной Рт, МПа

(5.33)

==0,233 МПа

Температура газов в выпускном коллекторе

, (5.34)

= = 32,29 К.

где n2 = 1,33, средний показатель политропы истечения газов из цилиндра.

Средняя изобарная теплоемкость газов, кДж/(кмоль К)

 (5.35)

= 23,97+8,315 = 32,29

Средняя изобарная теплоемкость продувочного воздуха, кДж/(кмоль К)

(5.36)

= 20,13+8,315 = 28,26,

Средняя изобарная теплоемкость газовоздушной смеси, кДж/(кмоль К)

(5.37)

Температура газовоздушной смеси перед турбиной

, (5.38)

= = 801,4, К

Секундный расход газовоздушной смеси, (кмоль/кДж)

, (5.39)

==0,0000459,

Адиабатный перепад в турбине, кДж/(кмоль)

, (5.40)

==4690,9, кДж/(кмоль).

Относительная мощность турбины

, (5.41)

где - адиабатный КПД турбины низкого давления.

==0,18

Температура выпускных газов после турбины

, (5.42)

==641,4,К

4.4 Эффективные показатели

Удельный эффективный расход топлива

, (5.43)

.

Среднее эффективное давление

, (5.44)

, МПа.

Эффективный КПД

, (5.45)

.

Целью поверочного расчета было необходимо подобрать исходные параметры, чтобы в результате расчета получить установленные значения Pe, ge. Данные расчета были заложены и проверены на ПК. Результаты поверочного расчета приведены в таблице 5.2.

5 РАСЧЕТ СУДОВОГО ВАЛОПРОВОДА

6.2 Масляная система

Масляная система предназначена для приема, хранения, очистки и подачи масла потребителям. В судовых дизельных установках масло используется для смазки трущихся деталей главного двигателя, вспомогательных двигателей и обслуживающих механизмов, а также для охлаждения поршней, для питания гидромуфт, сервомоторов и систем автоматического регулирования.

Цилиндровое, компрессорное и турбинное масло применяемое на судах в небольших количествах хранится на палубе в бочках и сливается в соответствии цистерны через палубные втулки. Масло для циркуляционной системы главного двигателя перекачивается с береговых или плавучих бункерных баз в запасные цистерны. Масляные цистерны оборудуются воздушными или переливными трубами с измерительными устройствами.

Система смазки главного двигателя - циркуляционная, масло из картера двигателя отбирается масляным насосом навешанным на двигатель, проходит через фильтры, холодильник и поступает на смазку подшипников распредвала, головного соединения штока поршня и шатуна. Имеется резервный электронасосный агрегат НМШ 32-10-18/4-23 ОМ5, подача и напор которого соответствует характеристикам масляного насоса навешанного на двигатель.

Система смазки подшипников турбовоздуходувки - гравитационная.

Расчет масляной системы. Количество тепла отводимого от главного двигателя маслом составляет:

= 0,188·1925·9800·(0,02+0,045)= 230530 кДж/ч (7.9)

где - удельная теплота сгорания масла;

- коэффициент, учитывающий долю отводимого тепла от поршней;

- коэффициент, учитывающий долю отводимого тепла от трения.

Производительность циркуляционного насоса по количеству отводимого тепла и температурному перепаду составляет:

=44 м3/ч (7.10)

где: К - коэффициент запаса, учитывающий износ поршня насоса;

См - удельная теплоемкость масла.

Принимаем электронасосный агрегат 1ЗМЕ-70/140-1ЕОК-С,Q=53м3/ч, Р = 0,3 МПа, резервный масляный насос НМШФ-25-4.0/4Б-13, ручной насос HP 0.25/30. Определяем емкость сточно-циркуляционной цистерны:

= 0,3 м3 (7.11)

где: К - коэффициент, учитывающий увеличение объема масла;

Z - кратность циркуляции;

Принимаем цистерну запаса масла V = 0,8 м3. Определим емкость цистерны отработанного масла.

Vц.о.м.= (1,061,25)·Vсцц·h = 1,06 · 0,8 · 1 = 0,85 м3 (7.12)

где: h - число сточных цистерн

Емкость цистерны сепарированного масла:

Vц.с.м.= (1,151,5)·Vц.о.м. = 1,15 · 0,85 = 0,977 м3 (7.13)

Емкость цистерны отходов:

Vц.о.= (0,120,18)·V = 0,15(0,8 + 0,85 + 0,977) = 0,4 м3 (7.14)

где: V - суммарный объем цистерн

Определение запасов масла. В качестве циркуляционного масла принимаем масло марки Shell Argina T Oil 30 c интервалом смены 1000 часов наработки. Удельный расход масла в циркуляционной системе смазки главного двигателя - 1,2 г/кВт ч. Расход масла за рейс (25 суток):

(7.15)

=1,38 т

Необходимое количество масла с учетом штормового запаса:

(7.16)

Общий запас дизельного масла: 2 т. Емкость цистерны основного запаса дизельного масла:

(7.17)

6.3 Система охлаждения

Система охлаждения предназначена для отвода тепла от главного и вспомогательного двигателей, компрессоров и теплообменных аппаратов. В современных двигателях внутреннего сгорания применяют замкнутую систему охлаждения. Двигатели охлаждаются пресной водой, которая в свою очередь охлаждается забортной водой в водяном охладителе. Для подачи забортной и пресной воды применяют центробежные насосы, навешанные на двигатель и имеющие электропривод. Производительность насосов определяется из условия отвода тепла от двигателя.

Производительность насоса пресной воды:

где: К = (1,2-1,3) - коэффициент запаса насоса;

Qв - доля тепла отводимого водой;

В - удельный вес воды;

В - 1000 кг/м3

С - теплоемкость воды.

Устанавливаем насос марки НЦВ 63/20. Производительность насоса забортной воды:

(7.18)

= 67 м3/ч

где: К - коэффициент запаса;

Qм. - доля тепла отводимая маслом;

С - теплоемкость воды.

Устанавливаем насос марки НЦВ 100/30.

6.4 Система сжатого воздуха

Система сжатого воздуха предназначена для обеспечения пуска главного и вспомогательного двигателей. Кроме этого сжатый воздух используется для работы звукового сигнала, пневматических инструментов продувания кингстонов и т.д.

Согласно требованиям Российского морского регистра судоходства на судах предусмотрено для пуска главного двигателя не менее двух баллонов равной емкости, запас воздуха в которых должен обеспечивать не менее 12 пусков и реверсов. Суммарная емкость баллонов пускового воздуха главного двигателя рассчитывается по формуле:

(7.19)

где: V - средний расход пускового воздуха на один пуск, который составляет (6-9) л .

n - число пусков двигателя с ВРШ;

Р1 -максимальное давление воздуха в баллоне, МПа ;

P2 - минимальное давление пускового воздуха при котором возможен пуск ГД, МПа ;

Устанавливаем 2 пусковых баллона емкостью по 0,25 м3. Устанавливаем тифон воздушный WA-31-130 Class III, частота звукового сигнала 350 Гц, уровень звукового давления 130 Дб, рабочее давление воздуха для работы тифона составляет 0,7 мПа.