Топливная система

Мм.

В дизель-редукторной ЭУ упрощается реализация отбора мощности от ГД, в частности, на валогенератор постоянного тока для обеспечения электроэнергией приводов промысловых механизмов (в первую очередь траловой лебедки) на валогенератор переменного тока для обеспечения электроэнергией общесудовой сети. Таким образом дизель-редукторный агрегат обеспечивает движение судна, а также снабжение судовых потребителей электроэнергией переменного (и постоянного) тока.

На малотоннажных промысловых судах, где масса и габариты СЭУ имеют решающее значение (поскольку необходимо также разместить технологическое оборудование, хранить рыбопродукцию и т.д.), применяют обычно средне- и малооборотные ГД с редукторной передачей.

МГТУ

МУРМАНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

МОРСКАЯ АКАДЕМИЯ

Судомеханический факультет

Кафедра СЭУ

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине

«Судовые энергетические установки»

240500.М-501.14 ПЗ

Выполнил: Герасимов А.Г.

Проверил: Березний В.В.

МУРМАНСК

Содержание

стр.

1. Задание на курсовое проектирование 3

2. Определение мощности ГД 5

3. Выбор главной судовой передачи 6

4.Определение основных элементов ГВ 7

5. Определение размеров судового валопровода и его элементов 8

6. Расчет мощности и выбор количества агрегатов СЭС 10

7. Расчет мощности ВКУ 11

8. Топливная система 12

9. Система смазки 15

10. Система охлаждения 17

11. Система сжатого воздуха 18

12. Механизмы и оборудование ВКУ 19

13. Расчет механизмов основных общесудовых систем 20

14. Исследовательский раздел 21

Список используемой литературы 26

МОРСКАЯ АКАДЕМИЯ

СУДОМЕХАНИЧЕСКИЙ ФАКУЛЬТЕТ

КАФЕДРА СЭУ

Дисциплина «Судовые энергетические установки»

Курсант (студент) Герасимов А.Г., группа М-501, вариант 14

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Тема проекта «Проектирование энергетической установки промыслового судна»

Исходные данные:

Наименование показателей, единица измерения	Условное обозначение	Числовое значение
Водоизмещение траулера, т	Д
Скорость судна, уз	V
Размерения судна: длина, м ширина, м высота, м	L B H	82,5 15,25 7,25
Осадка кормой, м	Тк	6,15
Частота вращения гребного винта, мин^-1	n
Емкости, м^3: рефрижераторных трюмов балластной цистерны наибольшей топливной цистерны	Vтр Vб Vтмакс
Мощность траловой лебедки, кВт	Nтр
Максимальная загрузка СЭС на промысле, кВт	Pмакс
Производительности, т/сут: морозильных аппаратов рыбомучной установки опреснительной установки консервных линий (в ТУБ/сут)	Qма Qрму Qоп Qк	57,5 16,5
Количество экипажа и пассажиров, чел.	j
Расчет начинается с определения мощности ГД по формуле проф. В.В. Ашека

Выбирать конкретную марку ГД, ВДГ и других механизмов не требуется.

Остальные необходимые для расчетов данные (параметры рабочих сред, g_e, t_г и др.) принимаются со ссылкой на использованную литературу или обосновываются в курсовом проекте (количество ГД, тип главной передачи и др.).

Определение реакций опор судового валопровода не производится (может выполняться взамен исследовательского раздела по согласованию с руководителем).

Обязательные графические материалы – схемы ДРА, схемы систем СЭУ, рисунки к исследовательскому разделу).

Топливо для ГД и ВК – мазут, для ВДГ – дизельное.

Исследовательский раздел – объем 10-20 страниц.

Литература.

1. Березний В.В., Еремук И.П. Проектирование ЭУ промысловых судов. Учеб. Пособие для специальности 240500 «Эксплуатация СЭУ», - Мурманск: Изд-во МГТУ, 1999. – 62с.

2. Ваншейдт В.А. Судовые установки с ДВС. – Л.:Судостроение, 1978. – 327 с.

3. Коршунов Л.П. Энергетические установки промысловых судов. – Л.:Судостроение, 1991. – 360с.

4. Литература к исследовательскому разделу.

2. Определение мощности главного двигателя.

2.1. Мощность ГД определяется буксировочной мощностью, пропульсивным КПД, потерями в валопроводе и главной передаче:

,

где EPS – буксировочная мощность;

η_p – пропульсивный КПД;

η_в – КПД валопровода;

η_p – КПД главной передачи.

2.2. Для относительно небольших промысловых судов может быть использована формула В.В. Ашека:

,

где Д=3250 т - водоизмещение судна;

V=14,5 уз - скорость судна.

кВт.

2.3. Буксировочная мощность.

EPS=N_e·h_Р·h_В·h_П,

где h_в=0,98-0,004·j=0,98-2·0,004=0,972 - КПД валопровода;

j=2 - количество опорных подшипников;

h_п=0,985 - КПД двухступенчатого редуктора;

- пропульсивный КПД;

n=155 мин^-1 - частота вращения гребного винта;

L=82,5 м - длина судна между перпендикулярами.

EPS=2282·0,693·0,972·0,985=1514 кВт.

2.4. Расчётная мощность ГД.

На рыболовных траулерах широко применяются ЭУ с отбором мощности, в которых в качестве основных источников электрической энергии на ходу используются валогенераторы. В этих случаях мощность ГД должна быть достаточной для пропульсивных нужд и приведения в действие валогенераторов на любом режиме работы судна. Наиболее энергоемким режимом работы траулеров по статистическим данным является режим подъема трала при полной загрузке рыбодобывающего оборудования. Необходимая мощность ГД на этом режиме будет равна:

,

где k_з=1,2 - коэффициент запаса мощности валогенератора;

Р_вг=950 кВт - максимальные нагрузки валогенераторов на промысловом режиме;

h_вг=h_от=0,98 - КПД узлов отбора мощности на валогенераторы (двухступенчатый редуктор).

кВт.

К полученному значению прибавляем 0,7·N_тр, где N_тр=140 кВт - мощность траловой лебедки.

N^рас_e=N^тр_e+0,7·N_тр=4344+0,7·140=4442 кВт.

3. Выбор главной судовой передачи.

В качестве приводного (главного) двигателя установлен дизель. Двигатель соединен с редуктором посредством эластичной муфты, которая существенно снижает амплитуду крутильных колебаний, приводящих к возникновению опасных дополнительных напряжений в зубчатой передаче. Редуктор осуществляет передачу мощности на винт со снижением частоты вращения до 175 мин^-1, на генератор постоянного тока мощностью 150 кВт при частоте вращения 1000мин^-1 и на генератор переменного тока мощностью 600 кВт при частоте вращения 1500мин^-1.

Вспомогательные дизель-генераторы работают на общесудовую сеть в тех случаях, когда остановлен ГД и когда мощности валогенератора не хватает для нормальной работы всех потребителей. Схема ДРА представлена на рисунке 3.1.

Рисунок 3.1 - Схема дизель-редукторного агрегата

1-генератор постоянного тока; 2,4,7-эластичные муфты; 3-редуктор;

5-генератор переменного тока; 6-главный двигатель; 7-эластичная муфта;

8- упорный подшипник.

4. Определение основных элементов гребного винта.

4.1. Диаметр гребного винта в первом приближении определяется из условия (для одновинтовых судов):

D_в=(0,6…0,75)·Т_к,

где Т_к=6,15 м - осадка кормой.

D_в=(0,6…0,75)·6,15=(3,69-4,61) м.

Принимаем диаметр винта D_в=4,0 м.

4.2. Масса латунных лопастей четырехлопастных ВРШ при A/A_α=0,6 и D_в=1-6 м.

G_л=4·(18·D_в³-5·D_в²+50).

G_л=4·(18·4,0³-5·4,0²+50)=4488 кг.

4.3. Масса ступицы четырехлопастного винта при D_в=1-5 м.

G_ст=10·D_в⁴+18·D_в³+70·D_в²+220.

G_ст=10·4,0⁴+18·4,0³+70·4,0²+220=5052 кг.

4.4. Масса винта регулируемого шага складывается из массы лопастей G_л и массы ступицы G_ст.

G_врш= G_л+G_ст.

G_врш=4488+5052=9540 кг.

4.5. Параметры механизма изменения шага.

Масса и основные геометрические параметры МИШ приведены в таблице 4.1.

Таблица 4.1 - Параметры МИШ.

Диаметр винта, м	Параметры
Длина, м	Диаметр гидроцилиндра, м	Масса, кг
3,20-4,40	2,1	1,10

5. Определение размеров судового валопровода и его элементов.

Основными силами действующими на судовой валопровод в процессе эксплуатации являются: вращающий момент, передаваемый от ГД к гребному валу; упор, создаваемый гребным винтом; нагрузки от массы валопровода, гребного винта, муфты, механизма изменения шага винта; гидродинамические изгибающие моменты, возникающие в результате работы гребного винта в неравномерном потоке.

Дополнительными случайными нагрузками являются:

-изгибающие момент, возникающие в результате смещения действительной оси от теоретической;

-нагрузки, возникающие из-за статической и динамической неуравновешенности ГВ;

-нагрузки от ударов винта о лед, орудия лова;

-инерционные нагрузки, возникающие в результате качки судна.

Основные размеры валопровода при его проектировании рассчитываются по специальным формулам Морского Регистра Судоходства, учитывающими назначение судна, прочностные характеристики материалов, передаваемую мощность и частоту вращения, тип установки и соединение ГВ и валом.

5.1. Расчетный диаметр промежуточного вала.

,

где F=100мм;

N^рас_e=4442 кВт - расчетная мощность на промежуточном валу;

n=155 мин-1– расчетная частота.

Принимаем d_пр=305 мм.

5.2. Диаметр упорного вала.

Диаметр упорного вала должен быть в 1,1 раза больше диаметра промежуточного (минимальное допущение-расстояние диаметра по обе стороны от упорного гребня).

d_уп=1,1·d_пр=1,1·305=335,5 мм.

Принимаем d_уп=340 мм.

5.3. Расчетный диаметр гребного вала.

Расчетный диаметр гребного вала определяется по формуле Регистра:

;

где K=1,2 – в случае соединения гребного винта с валом с помощью дейдвудного подшипника в нос с торца носового уплотнения дейдвудной трубы.

мм.

Принимаем d_гр=370 мм.

5.4. Диаметры валов с учётом ледового усиления.

Для траулеров с кормовой схемой траления гребные валы, лежащие в дейдвудных подшипниках с водяной смазкой и несущие ВРШ, должны иметь диаметр не меньше, чем гребные валы с ледовым усилением Л1.

Диаметры валов с ледовыми усилениями должны быть увеличены в К_л раз, учитывая, что для промежуточных и упорных валов К_л=1,08, а для гребного вала - К_л=1,15.

d’_i= К_л·d_i:

d’_пр= К_л·d_пр=1,08·305=329,4 мм, принимаем d’_пр=330 мм;

d’_уп= К_л·d_уп=1,08·340=367,2 мм, принимаем d’_уп=370 мм;

d’_гр= К_л·d_гр=1,15·370=399,6 мм, принимаем d’_гр=400 мм.

5.5. Толщина соединительных фланцев валов.

Толщина соединительных фланцев промежуточных и упорного валов должна быь не менее 0,2· d’_I, гребного вала – не менее 0,25· d’_гр.

δ_пр≥0,2· d’_пр=0,2·330=66 мм, принимаем δ_пр=65 мм;

δ_уп≥0,2· d’_уп=0,2·370=74 мм, принимаем δ_уп=75 мм;

δ_гр≥0,25· d’_гр=0,25·400=100 мм, принимаем δ_гр=100 мм.

5.6. Толщина бронзовых облицовок.

S=0,03·d’_гр+7,5.

S=0,03·100+7,5=10,5 мм.

5.7. Толщина облицовки между подшипниками.

S’=0,75·S.

S’=0,75·10,5=7,875 мм.

5.8. Расстояние между серединами соседних подшипников валов при отсутствии сосредоточенных масс в пролёте должно удовлетворять условию:

,

где L – расстояние между подшипниками, м;

d – диаметр вала между подшипниками (в данном случае промежуточный вал), м;

λ – коэффициент, равный 14 при n ≤500 мин^-1 и 300·√n при n ≥500 мин^-1.

5.9. Длина дейдвудных подшипников.

В качестве материала вкладышей подшипников выбираем капролон, для которого длина носового подшипника равна 1,5·d_гр , а кормового - 4·d_гр :

L_нп=1,5·d_гр=1,5·400=600 мм, принимаем L_нп=600 мм;

L_кп=4·d_гр=4·400=1600 мм, принимаем L_кп=1600 мм.

5.10. Количество воды, подаваемой для прокачки дейдвудных подшипников.

Количество воды, подаваемой для прокачки дейдвудных подшипников зависит от диаметра облицовки – принимаем Q=10 м³/ч.

6. Расчет мощности и выбор количества агрегатов судовой электростанции.

Согласно требованиям Морского Регистра Судоходства на каждом судне должно быть установлено не менее двух основных источников электрической энергии.

Если на судне предусмотрена возможность приведения СЭУ в действие при выходе из строя любого основного источника электроэнергии с независимым приводом, то одним из основных источников может быть валогенератор.

Мощность основных источников электроэнергии должна быть такой, чтобы при выходе из строя любого источника электроэнергии оставшиеся обеспечивали питание ответственных устройств в любых условиях плавания.

Суммарная мощность и мгновенная перегрузочная способность всех агрегатов СЭС, питающих судовую сеть, должна быть достаточной для пуска самого мощного электродвигателя с наибольшим пусковым током при выходе из строя любого из генераторов. При этом напряжение и частота тока не должны понижаться до пределов, при которых возможна остановка вспомогательных двигателей и отключение работающих потребителей.

Поскольку продолжительность плавания промысловых судов может достигать нескольких месяцев и они зачастую длительное время не заходили в порт, то часть регламентных работ по агрегатам СЭС выполнялась в море. В связи с указанными обстоятельствами необходим дополнительный резерв мощности СЭС.

Определенный резерв мощности СЭС целесообразно предусматривать и на начальных стадиях проектирования на случай модернизации судна.

6.1. Максимальная ожидаемая нагрузка СЭС в условиях промысла.

P_max=102+0,035·N_e+0,05·V_тр+0,04·Д+5,62·Q_ма+2,27·Q_рму+1,25·Q_к+N_тр,

где V_тр=1650 м³ - суммарная мощность рефрижераторных трюмов;

Д=5250 т - водоизмещение судна;

Q_ма=57,5 т/сут - суточная производительность морозильных аппаратов;

Q_рму=50 т/сут - суточная производительность водомучной установки;

Q_к=16,5 ТУБ - производительность консервных линий;

N_тр=140 кВт - мощность траловой лебедки.

P_max=102+0,035·3157+0,05·1650+0,04·5250+5,62·57,5+2,27·50+1,25·16,5+140= =1102,3 кВт.

6.2. Мощность СЭС.

Мощность СЭС должна выбираться с коэффициентом запаса К_з=1,2 при выходе из строя одного из основных источников электроэнергии:

,

где z=4 - количество агрегатов СЭС.

кВт.

7. Расчет мощности вспомогательной котельной установки.

Основными потребителями пара на судах являются технологические линии, системы парового отопления, бытовые потребители (камбуз, прачечная, т.д.) Обычно используется насыщенный пар давлением 0,2¸0,7МПа и температурой 110¸130⁰С.

7.1. Производительность котельной установки.

Д_к=0,062·N_e+0,125·Д+75·Q_рму+1,25· Q_ма+15·Q_оп+87,5·Q_к+5·j,

где N_e=4442 кВт - номинальная мощность ГД;

Д=5250 т - водоизмещение судна;

Q_рму=50 т/сут - суточная производительность рыбомучной установки;

Q_ма=57,5 т/сут - производительность морозильных аппаратов;

Q_оп=40 т/сут - производительность опреснителя;

Q_к=16,5 ТУБ - производительность консервных линий;

j=52 чел - численность экипажа.

Д_к=0,062·4442+0,125·5250+75·50+1,25·57,5+15·40+87,5·16,5+5·52=7057 кг/ч.

7.2. Расчетная производительность котельной установки.

Она должна быть на 15¸25% выше максимальной потребности, что компенсирует снижение паропроизводительности в процессе эксплуатации.

Д_к^рас=(1,15-1,25)·Д_к=(1,15-1,25)·7057=(8115,5 - 8821,2) кг/ч.

Принимаем Д_к^рас=8500 кг/ч.

7.3. Утилизационный котёл.

Для глубокой утилизации теплоты и экономии топлива устанавливаем на судне утилизационный котел, который выбирается в соответствии с расходом и температурой отработавших газов.

G_г=g_e·N_e·(a·L_o+1),

где g_e=0,170 кг/(кВт·ч) – удельный эффективный расход топлива ГД;

a=1,9 - коэффициент избытка воздуха;

L_o=14,3 - количество воздуха теоретически необходимое для сгорания 1кг топлива.

G_г=0,170·4442·(1,9·14,3+1)=21272 кг/ч.

8.1. Топливоперекачивающие насосы.

Для перекачивания каждого сорта топлива из танков основного запаса в отстойные и далее в расходные цистерны на судне предусматривается установка топливоперекачивающих насосов (по 2 для каждого сорта топлива).

Подача каждого из насосов должна быть равна:

,

где G_мах - максимальный расход топлива соответствующего сорта;

t_o - время отстоя (t_o=4 ч для дизельного топлива; t_o=20ч для высоковязкого топлива);

t=0,5-1,0 ч - продолжительность работы насоса за пуск, принимаем t=1,0 ч;

ρ_т – плотность топлива (ρ_т =850 кг/м³ для дизельного топлива; ρ_т =905 кг/м³ для высоковязкого топлива)

Максимальный массовый расход дизельного топлива при условии работы вспомогательных дизель-генераторов, главного двигателя, вспомогательного котла на дизельном топливе будет равен:

G^дт_мах=g_e^вдг·N_e^вдг+g_e^гд·N_e^гд+G_ку.

G^дт_мах=0,165·500+0,170·4442+400=1237,64 кг.

Максимальный массовый расход мазута будет равен:

G^мазут_мах= g_e^гд·N_e^гд+G_ку.

G^мазут_мах=0,170·4442+400=1155,14 кг.

Производительность топливоперекачивающих насосов:

м³/ч;

м³/ч.

Топливоподкачивающий насос также должен обеспечивать перекачку суточного расхода соответствующего топлива за t₁=1¸2часа и перекачку топлива из наибольшей по объему цистерны не более чем за t₂=2¸4часа.

и :

м³/ч;

м³/ч;

м³/ч.

Таким образом выбираем следующие значения производительности топливоперекачивающих насосов: Q^дт_тп=17,47 м³/ч, Q^мазут_тп=25,53 м³/ч.

Напор топливоперекачивающих насосов обычно составляет 0,2¸0,5МПа.

В проектируемой СЭУ установим два насоса – один перекачивающий соответствующей подачи и резервный.

8.2. Топливоподкачивающие насосы.

Топливоподкачивающие насосы предназначены для подачи топлива от расходных цистерн к ТНВД двигателей и форсункам котлов. Подача топлива соответствующего сорта:

,

где К_з=1,1¸1,15- коэффициент запаса, принимаем К_з=1,15.

м³/ч;

м³/ч.

Напор создаваемый топливоподкачивающими насосами составляет обычно 0,25¸0,5МПа, а в некоторых установках до 1,2МПа.

В проектируемой СЭУ установим два насоса – один подкачивающий соответствующей подачи и резервный.

8.3. Сепараторы топлива.

При использовании двух сортов топлива устанавливают три сепаратора: один в системе маловязкого и два в системе средневязкого топлива.

Производительность сепараторов топлива определяется по формуле:

,

где t_сеп=7,5¸11,5 ч - время сепарации в течении суток, принимаем t_сеп=10 ч;

К - коэффициент сепарации (К=1 для дизельного топлива, К=0,444 для мазута Ф12).

м³/ч;

м³/ч.

Температуры сепарации дизельного топлива и мазута флотского Ф12 – без подогрева и 80 ^оС соответственно.

8.4. Подогреватели топлива.

8.4.1. Количество тепла, необходимого для подогрева мазута.

Q_т=G^мазут_мах ·С_т·(t_т2-t_т1),

где G^мазут_мах=1155,14 кг/ч – максимальный часовой расход мазута;

С_т=2,1 – теплоёмкость мазута;

t_т1=10 ^оС, t_т2=80 ^оС – температура мазута до и после подогревателя соответственно.

Q_т=1155,14 ·2,1·(80-10)=169805,6 кДж/ч.

8.4.2. Количество пара, необходимое для подогрева мазута.

,

где i_к, i₁ – энтальпии греющего пара и дренажа соответственно.

кг/ч.

8.4.3. Температурный напор в подогревателе.

,

Где t_s=150 ^оС – температура насыщения греющего пара.

^оС.

8.4.4. Площадь поверхности нагрева.

,

где К-коэффициент теплопередачи от конденсирующегося пара к мазуту, К=90-200 Вт/(м²·К), принимаем К=150 Вт/(м²·К);

м².

8.5. Отстойные цистерны.

Ёмкость отстойных цистерн выбирают исходя из среднечасового расхода топлива и необходимого времени отстоя (в м³):

,

где t_от - время отстоя (t_o=4 ч для дизельного топлива; t_o=20ч для высоковязкого топлива);

k_от=1,05¸1,08-коэффициент, учитывающий загромождение цистерны набором и арматурой, принимаем k_от=1,065.

м³;

м³.

8.6. Расходные цистерны.

Для каждого сорта топлива на судне устанавливают сдвоенные расходные цистерны. Емкость каждой из них должна быть достаточной для обеспечения СЭУ соответствующим сортом топлива не менее чем на четырехчасовую вахту.

:

м³;

м³.

9. Система смазки.

9.1. Насосы.

9.1.1. Маслоперекачивающий насос.

На судне должен быть один маслоперекачивающий насос, подача которого не регламентируется. В зависимости от мощности СЭУ и запасов масла на борту подача маслоперекачивающего насоса составляет 3¸15 м³/ч.

9.1.2. Циркуляционный насос смазки ГД.

Подачу циркуляционного насоса определяют из условий отвода теплоты трения.

,

где a_тр=0,4¸0,45 - доля теплоты трения, отводимая маслом, принимаем a_тр=0,45;

h_м=0,8¸0,9 - механический КПД ГД, принимаем h_м=0,88.

кДж/ч.

Подача циркуляционного насоса.

,

где К_з=1,5 - коэффициент запаса подачи;

С_м=1,7¸2,1 кДж/(кг·К) - теплоемкость масла, принимаем С_м=2,0 кДж/(кг·К);

r_м=830¸850 кг/м³-плотность масла, принимаем r_м=850 кг/м³;

t_м2, t_м1 –температура масла на выходе из двигателя и маслоохладителя соответственно, (t_м2-t_м1)=10 ⁰С.

м³/ч

Напор маслопрокачивающих насосов составляет 0,3¸0,6 МПа.

9.2. Масляные сепараторы.

Центробежные сепараторы (1 или 2) подключают параллельно циркуляционному контуру. В зависимости от типа двигателей производительность составляет 0,2¸3,0 м³/ч.

9.3. Охладитель масла.

9.3.1. Температурный напор.

,

где t_м1=60 ⁰С, t_м2=50 ⁰С, t_зв1=32 ⁰С, t_зв2=42 ⁰С.

⁰С.

9.3.2. Площадь поверхности теплообмена маслоохладителя.

,

где К – коэффициент теплопередачи, который для трубчатых маслоохладителей составляет 180-600 Вт/(м²·К), для охладителей с плоскими трубами – до 1200 Вт/(м²·К).

м².

9.4. Подогреватель масла.

9.4.1. Количество тепла, необходимого для подогрева масла.

Q_м=Q_цм ·С_м·(t_м2-t_м1)·ρ_м ,

где t_м1=10 ⁰С, t_м2=40 ⁰С – начальная и конечная температуры масла.

Q_м=59·2·(40-10)·850=3009000 кДж/ч.

9.4.2. Температурный напор в подогревателе.

,

где t_s=150 ^оС – температура насыщения греющего пара.

^оС.

9.4.3. Площадь поверхности нагрева.

.

м².

9.5. Сточно-циркуляционные цистерны.

Емкость цистерны должна быть достаточной для размещения всего находящегося в системе масла при ее заполнении на 60¸70 %. Количество масла в системе определяется кратностью циркуляции масла. Она составляет 40¸50 для среднеоборотных дизелей.

Емкость цистерны

,

где Q_цм=59 м³/ч- подача циркуляционного насоса;

К=1,03-коэффициент, учитывающий загромождение цистерны арматурой;

n=40- кратность циркуляции.

м³.

9.6. Цистерна отработавшего масла.

Объем цистерны должен быть достаточным для обеспечения слива масла в течение четырех месяцев плавания.

9.7. Цистерна сепарированного масла.

На судах, где применяется непрерывная система циркуляционного масла сепараторами и имеется несколько цистерн для хранения запаса масла, цистерны сепарированного масла не устанавливаются.

10. Система охлаждения.

10.1. Циркуляционный насос пресной воды.

,

где k_З=1,1¸1,2 - коэффициент запаса, принимаем k_З=1,2;

a_В=0,15¸0,2 - доля теплоты сгорания топлива, отводимая в пресную воды, принимаем a_В=0,2;

a_пш=0,04¸0,06 - доля теплоты, отводимой при охлаждение поршней принимаем a_пш=0,05;

Q_н^р=41868 Дж/кг – низшая теплота сгорания топлива;

С_ПР=4,2 кДж/(кг·К) - теплоемкость воды;

t_ПР2=65⁰С - вода на выходе из двигателя;

t_ПР1=55⁰С - вода на входе в двигатель.

м³/ч.

Напор циркуляционных насосов пресной воды равен 0,2-0,3 МПа.

10.2. Циркуляционный насос забортной воды.

Ориентировочно расход забортной воды составляет 60¸75л/(кВт·ч), следовательно

Q_зв=q_зв·N_e.

Q_зв=60·10^-3·(4442+2·250)=296,5 м³/ч.

Напор циркуляционных насосов забортной воды равен 0,2-0,3 МПа.

10.3. Охладители пресной воды.

10.3.1. Количество тепла, необходимое для охлаждения воды.

Q_ПВ =Q_ПР·С_В· (t_пв2-t_пв1)·ρ_в.

Q_ПВ =154·4,2·(65-55)·1000=6468000 кДж/ч.

10.3.2. Температурный напор.

.

⁰C.

10.3.3. Площадь поверхности охлаждения пресной воды.

,

где K=1200¸4000 Вт/(м²·К)- коэффициент передачи от воды к воде, принимаем К=4000 Вт/(м²·К).

м².

10.4. Расширительные цистерны.

Объем расширительных цистерн должен быть не менее 10 % объема системы охлаждения пресной воды. При этом одна и та же цистерна может быть подключена к системе охлаждения нескольких как главных так и вспомогательных двигателей при соответствующем увеличении ее объема. Объем системы охлаждения можно оценить по удельному расходу пресной воды, который по статистическим данным составляет 45¸60л/(кВт·ч).

V_рц=0,1·q_пв·N_e.

V^гд_рц=0,1·50·10^-3·4442=22,21 м³.

V^гд_рц=0,1·50·10^-3·2·250=2,5 м³.

11. Система сжатого воздуха.

11.1. Воздухохранители.

Запас сжатого воздуха должен содержаться не менее чем в двух воздухохранителях или в дух группах воздухохранителей, причем в каждом из них должно быть не менее половины требуемого количества на 12 пусков каждого реверсивного ГД.

В случае установки на судне ВРШ запас воздуха может быть уменьшен, но при этом его должно хватать не менее чем на 6 пусков, при наличии на судне более двух ГД - не менее чем на 3 пуска каждого из них. Для запуска ВДГ предусматривается один воздухохранитель, объем которого был бы достаточным для 6 пусков самого мощного из них.

11.1.1. Суммарный объем воздухохранителей ГД.

,

где g_В=8 м³- удельный расход воздуха на запуск ГД;

Z =6 - число пусков;

i=1 - число ГД;

P_o=0,1МПа - атмосферное давление;

P=3 МПа - рабочее давление в баллонах;

P_min=1 МПа - минимальное давление для пуска ГД.

м³.

11.1.2. Емкость воздухохранителей для вспомогательных двигателей.

м³.

11.2. Воздушные компрессоры.

На судах неограниченного района плавания необходимо устанавливать два компрессора, один из которых может быть навешенным. В этом случае подача автономного компрессора должна составлять не менее 50% от общей.

Общая производительность компрессоров должна обеспечивать заполнение воздухом в течении одного часа всех воздухохранителей ГД, при этом давление изменяется от атмосферного давления Р_О до рабочего Р.

.

м³/ч.

Для первоначального пуска одного из дизель-генераторов на судне предусматривается компрессор дизельным или ручным приводом, подача которого должна быть достаточной для заполнения отдельного воздухохранителя, расчитанного на запуск дизель-генератора.

12. Механизмы и оборудование вспомогательных КУ.

12.1. Топливные насосы.

К топливным насосам КУ, перекачивающим и подкачивающим, предъявляются такие же требования, что и к насосам тяжелого топлива ГД. Расчет данных насосов производится в пп. 8.1; 8.2.

12.2. Сепараторы топлива.

На данном судне не установлен отдельный сепаратор для котельного топлива. Топливо, как дизельное так и тяжелое сепарируется отдельными сепараторами топлива, расчет которых рассматривается в п.8.3.

12.3. Расходные цистерны.

На судне установлены общие цистерны расхода для ГД, ДГ и КУ. Их расчет производится в пп. 8.6.

12.4. Подогреватели топлива.

Поскольку ГД и котельная установка на одном сорте тяжелого топлива, то установлен один общий топливоподогреватель, расчет которого приведен в пп.8.4.

12.5. Котельные вентиляторы.

Подача котельного вентилятора зависит от количества поданного топлива, коэффициента избытка воздуха, температуры воздуха.

,

где k_З=1,10-1,15 - коэффициент запаса подачи, принимаем k_З=1,15;

a=1,1-1,2 - коэффициент запаса подачи, принимаем a=1,15;

L_O=14,3 кг/кг -количество воздуха теоретически необходимое для сгорания одного килограмма топлива;

t_B=33^ОС - температура воздуха в котельном отделении;

G_ку=400 кг/ч - часовой расход топлива на номинальной нагрузке.

м³/с.

Напор котельных вентиляторов обычно не превышает 3000кПа.

12.6. Питательные насосы.

Для питания вспомогательного котла предусматривается установка питательного насоса производительностью

Q_П=k_З·Д_К,

где k_З=1,5 - коэффициент запаса подачи;

Д_К=5,1 т/ч - производительность котлов.

Q_П=1,5·5,1=7,65 м³/ч.

13. Расчет механизмов основных общесудовых систем.

13.1. Осушительные насосы.

На каждом судне неограниченного района плавания должно быть не менее двух осушительных насосов, в качестве осушительных допускается использовать и другие насосы общесудового назначения (балластные, санитарные).

13.1.1. Внутренний диаметр трубопровода.

.

мм.

Округляем расчетный диаметр до d=85мм.

13.1.2. Подача осушительного насоса.

Q_ОН=5,65·d²·10^-3=5,65·97²·10^-3=53 м³/ч.

13.2. Балластные насосы.

На судах предусматривается установка одного балластного насоса. В качестве балластных могут использоваться насосы других систем (осушительной).

13.2.1. Внутренней диаметр.

,

где V_б=55 м³ – объем балластной цистерны.

мм.

Округляем расчетный диаметр до d=80 мм.

13.2.2. Производительность балластного насоса.

Q_БН=5,65·d²·10^-3=5,65·80²·10^-3=36,2 м³/ч.

13.3. Пожарные насосы.

Количество пожарных насосов зависит от валовой вместимости судна.

Для судов вместимостью от 1000 до 4000т:

-количество насосов –2;

-давление - 0,28 МПа.

Дата добавления: 2015-06-26