11202

Технология монтажа центробежного охлаждающего насоса пресной воды

Дипломная

Производство и промышленные технологии

По результатам расчета ходкости для заданного корпуса судна произведён альтернативный выбор ГД, для которого разработаны системы (топливная, масляная, охлаждения, пускового воздуха), обеспечивающие его надежную работу. Для этих систем определён состав и технические характеристики основного оборудования.

Русский

2014-11-16

2.38 MB

40 чел.

РЕФЕРАТ

Пояснительная записка содержит: 85 стр., 8табл., 9рис.,6 чертежей.

Ключевые слова: Судовая энергетическая установка, главный двигатель, судовая электрическая установка, теплоэнергетическая установка, опреснительная установка, центробежный насос.

По результатам расчета ходкости для заданного корпуса судна произведён альтернативный выбор ГД, для которого разработаны системы (топливная, масляная, охлаждения, пускового воздуха), обеспечивающие его надежную работу. Для этих систем определён состав и технические характеристики основного оборудования. По вычисленным нагрузкам в потребности электроэнергии, тепла и пресной воды произведён выбор основного комплектующего оборудования вспомогательных энергетических установок.

Выполнен расчет рабочего колеса, спирального отвода и расчет на кавитацию центробежного охлаждающего насоса пресной воды.

Описана укрупненная технология монтажа центробежного охлаждающего насоса пресной воды.

Рассмотрены мероприятия по охране морской среды методы по снижению токсичности выпускных газов и мероприятия по уменьшению загрязнения морской среды нефтепродуктами.

Произведено технико-экономическое обоснование выбора  ГД.


СОДЕРЖАНИЕ

  1.  ВВЕДЕНИЕ……………………………………………………………………...
  2.  ХАРАКТЕРИСТИКИ СУДНА…………………………………………………
  3.  Описание судна, его назначение…………………………………………..
  4.  Основные характеристики судна – прототипа……………………………
  5.  ВЫБОР ТИПА СЭУ И ГЛАВНОГО ДВИГАТЕЛЯ…………………………..
  6.  Особенности СЭУ и основные требования, предъявляемые к ним……..
  7.  Выбор типа СЭУ……………………………………………………………
  8.  Расчет буксировочного сопротивления…………………………………...
  9.  Расчет характеристик гребного винта……………………………………..
  10.  Определение оптимальной комплектации пропульсивного комплекса...
  11.    РАСЧЕТ  И  КОМПЛЕКТОВАНИЕ  СИСТЕМ  СЭУ……………………………
  12.  Топливная система…………………………………………………………..
  13.  Масляная система…………………………………………………………...
  14.  Система охлаждения……………………………………………………………...
  15.  Система сжатого воздуха…………………………………………………..
  16.  Система газоотвода………………………………………………………….
  17.  РАСЧЕТ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ЗАПАСОВ…………………………………...
  18.  ВЫБОР ВСПОМОГАТЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК……………………………
  19.  КОНСТРУКТИВНЫЙ УЗЕЛ…………………………………………………..
  20.  Основные данные…………………………………………………………...
  21.  Гидравлический расчет рабочего колеса………………………………….
    1.  Определение параметров ступени…………………………………
    2.  Определение основных размеров входа рабочего колеса………….
    3.  Расчет основных размеров выхода рабочего колеса……………….
    4.  Меридианное сечение  рабочего колеса…………………………….
    5.  Расчет и построение цилиндрической лопасти рабочего колеса…
  22.  Гидравлический расчет спирального отвода……………………………
    1.  Расчет и построение кривой пропускной способности…………..
    2.  Расчет таблицы значений расходов через контрольные сечения….
    3.  Построение действительных сечений спирального канала……….
    4.  Расчет размеров диффузора………………………………………..
  23.  Расчет на кавитацию колеса центробежного насоса……………………
  24.  ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ  РАЗДЕЛ: ТЕХНОЛОГИЯ  МОНТАЖА ЦЕНТРОБЕЖНОГО  ЭЛЕКТРОНАСОСА…………………………………..
  25.  Конструктивно – технологическая характеристика центробежного насоса……………………………………………………………………….
  26.  Описание этапов технологического процесса монтажа электронасоса
    1.  Этап  подготовки монтажных баз……………………………………
    2.  Этап транспортировки и погрузки электронасоса на судно……….
    3.  Этап определения положения электронасоса на судне…………….
    4.  Этап установки компенсирующих звеньев между опорными поверхностями электронасоса и судового фундамента……………...
      1.  Выбор материала и размеров компенсирующих звеньев……
      2.  Установка компенсирующих звеньев………………………...
    5.  Этап крепления электронасоса на фундаменте…………………….
    6.  Этап контроля качества монтажа электронасоса…………………..
  27.  ОХРАНА  МОРСКОЙ  СРЕДЫ……………………………………………….
  28.  ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ  ОБОСНОВАНИЕ  ПРОЕКТА…………...

Заключение……………………………………………………………………..

Литература………………………………………………………………………


  1.  ВВЕДЕНИЕ.

В наше время невозможно представить себе международные связи без судоходства. Судоходство, несмотря на конкуренцию других видов транспорта, играет решающую роль в перевозке различных грузов, таких как нефть, уголь, зерно, стальной прокат, машины и т.д. Существует несколько видов судов для перевозки грузов, однако особенно интересны универсальные сухогрузные суда, имеющие относительно небольшие осадки (7,5- 8,0м), что позволяет им работать на порты с ограниченными путевыми условиями, куда не смогут зайти их главные конкуренты - специализированные контейнеровозы и балкеры. В целом морские сухогрузы для российских заказчиков должны объединить в себе черты универсального сухогруза, балкера, лесовоза и фидерного контейнеровоза, причем главным приоритетом является приспособленность к перевозкам массовых.


  1.  ХАРАКТЕРИСТИКИ СУДНА.
  2.  Описание судна, его назначение.

    Технический проект  - универсальное сухогрузочное судно. Судно предназначено для перевозки генеральных грузов, включая груз на паллетах, промышленного оборудования, металлоконструкций, труб крупного и мелкого диаметра, насыпных грузов, включая уголь, руду, зерно, лес, включая пиломатериалы, красного дерева, 20' и 40' контейнеров по стандарту ISO (включая рефрижераторные) и контейнера высотой 9' и  опасных грузов классов 1 - 6, 8, 9 в трюме No. 1 и твиндеке No. 7, классов 4 - 6, 8, 9 в трюмах No. 2 - 4 и твиндеках No. 2 - 4.

Контейнера могут размещаться:

  1.  на дне (при открытых крышках люковых закрытий) - 4 ряда (2 ряда контейнеров высотой   и 2 ряда контейнеров высотой ). Возможны другие варианты размещения контейнеров в 4 ряда с общей высотой от 33' до 36'.
  2.  на ВП на люковых крышках трюмов No.2, 3, 4 - 3 ряда, на крышках твиндека No. l - 2 ряда, на палубе бака - 3 и 2 ряда.
  3.  на второй палубе на крышках твиндеков No. 1, 2, 3, 4 - 2 ряда высотой до .

    Транспортировка рефрижераторных контейнеров предусмотрена только на верхней палубе в количестве до 20 шт.

Судно одновинтовое, полнонаборное, двухпалубное открытого типа, четырехтрюмное с ютом и баком, с наклонным форштевнем и транцевой кормой .Машинное отделение и надстройка, включающая жилую и ходовую рубки, смещены в корму и располагаются позади всех трюмов. Судно спроектировано на класс Регистра Росси     универсальный сухогруз »,т.е самоходное судно, спроектировано и построено под надзором Регистра России, неограниченного района плавания, включая плавание в легко битом разреженном льду неарктических морей, способно оставаться на плаву при затоплении одного отсека, с объемом автоматизации СЭУ А2.

Судно при проектной осадке 7,5 м и тихой погоде, волнении моря не более 2 баллов, ветре не более 3 баллов по шкале Бофорта, мощности на гребном валу 7390 кВт и глубокой воде не менее 75 м должно показать скорость не менее 18 узлов.

    Остойчивость судна при всех вариантах нагрузки полностью соответствует требованиям Регистра для судов неограниченного района плавания.

  Плавучесть судна обеспечивается в соответствии с требованиями Регистра - при затоплении одного отсека.

Диаметр разворота судна при полном ходу вперед и угле поворота руля на 350 равен четырем длинам корпуса судна.


  1.  Основные характеристики судна - прототипа (пр.17380)

 

№ п/п

Наименование

Обозна-чение

Величина

Ед. изм.

1

Полное водоизмещение

12150

т.с

2

Длина судна между перпендикулярами

L┴ ┴

127,4

м

3

Ширина на миделе

21,5

м

4

Расчётная осадка

Т

7,5

м

5

Высота борта

Нб

11,5

м

6

Эксплуатационная скорость

18

узлов

7

Суммарная мощность общесудовых электропотребителей (кроме потре-бителей СЭУ) на ходовом режиме

Р

800

кВт

8

Число людей на судне

14

чел.

9

Дальность плавания

9000

миль


  1.  ВЫБОР ТИПА СЭУ И ГЛАВНОГО ДВИГАТЕЛЯ

  1.  Особенности СЭУ и основные требования, предъявляемые к ним

    Современная судовая энергетическая установка (СЭУ) представляет сложный комплекс технических средств. Она не только обеспечивает движение судна, но и снабжает необходимой энергией все потребители, обеспечивает функционирование механизмов и устройств, создает условия обитаемости в служебных и жилых помещениях судна и Т.д. Механизмы и оборудование СЭУ, предназначенные для обеспечения движения судна, составляют главную энергетическую установку (ГЭУ). Основными элементами ГЭУ являются главный двигатель, передача, валопровод и движитель.

    Источники электроэнергии с первичными двигателями, преобразователями и передаточными трассами составляют вспомогательную электроэнергетическую установку (судовую электростанцию). Технические комплексы, обеспечивающие судовые потребители паром и горячей водой, составляют вспомогательную котельную установку. Кроме того, имеются вспомогательные установки, обеспечивающие опреснение воды, кондиционирование воздуха, охлаждение продуктов и т.д. Функционирование главной, вспомогательной котельной и электроэнергетической установок, составляющих энергетическую установку судна, обеспечивается различными системами, включающими трубопроводы, теплообменные аппараты, арматуру и т.д. Основными являются системы топливные, масляные, охлаждения, сжатого воздуха, газоотводные, управления и защиты.

     Кроме указанных выше специфических особенностей, СЭУ должна также отвечать требованиям, характеризующим качество любого современного инженерного комплекса. Так, технико-экономическая эффективность СЭУ должна соответствовать современному уровню развития техники, что в основном определяется ее энергетическим КПД. Тенденция неуклонного повышения КПД энергетических установок обусловлена значительными энергетическими потерями при преобразовании и передаче энергии. Важным эксплуатационным требованием является надежность СЭУ, характеризуемая такими показателями как безотказность, долговечность, ремонтопригодность и сохраняемость. В отдельных случаях особое значение имеет обеспечение повышенной живучести СЭУ ,т.е. сохранения ее работоспособности при разрушительных внешних воздействиях. Существенным требованием является также обеспечение технологичности СЭУ, что предусматривает рациональное использование конструкционных материалов и применения современной технологии изготовления, сборки и монтажа комплектующих элементов на базе централизованного специализированного производства.

  1.  
    Выбор типа СЭУ

    В современном судостроении используется широкий спектр типов энергетических установок. Основными типами СЭУ являются: паротурбинные, газотурбинные, ядерные и дизельные СЭУ.

    В настоящее время на гражданских судах наиболее распространены малооборотные дизельные судовые установки из-за своей высокой экономичности, благодаря низким удельным расходом топлива, использованию дешевого топлива, высокого КПД установки, большого моторесурса. При ограничении размеров машинного отделения устанавливаются среднеоборотные дизели, размер которых значительно меньше, но для передачи на винт, необходим редуктор.

    В тех случаях когда необходима очень большая мощность, и при ограничении размеров машинного отделения, на суда устанавливаються паровые турбины(с паровыми котлами) или газовые турбины. Такие суда называються паротурбоходами (птб/х,Тб/х) и газотурбоходами (гтб/х).

    При газовой турбине требуется минимальный объем машинного отделения, но требуется высококачественное и дорогое топливо при большом удельном расходе. Поэтому мало судов имеют газотурбинную установку.

    Сокращение объема МО эффективно для судов, провозоспособность которых определяеся объемом грузовых помещений:

ролкеры, контейнеровозы, лихтеровозы и тд. Перспективной является атомная силовая установка, которая наряду с преимуществами(обеспечивает практически неограниченную дальность плавания) имеет также определенные недостатки(болыпую удельную массу, низкий КПД, потребность в утилизации отработанного ядерного топлива,более высокий уровень подготовки обслуживающего персонала, повышенную экологическую опасность. Поэтому достаточно мало число судов с атомной силовой установкой - атомоходов(а/х).

    На морских судах наиболее распространены установки с прямой передачей на винт фиксированного шага. В качестве главных двигателей в таких установках обычно применяют малооборотные двухтактные крейцкрпфные дизели. Принимая во внимание приведенные аргументы определим выбираемую энергетическую установку для проектируемого судна как дизельную с малооборотным двигателем с прямой передачей мощности на винт фиксированного шага.


  1.  Расчет буксировочного сопротивления.

    Расчет состоит из определения буксировочного сопротивления чистого корпуса на тихой воде с последующим введением поправки на его обрастание. Полезная мощность равна произведению буксировочного сопротивления судна на скорость его равномерного прямолинейного движения. Указанная мощность является буксировочной.

    В начале расчета сопротивления определяем необходимую величину площади смоченной поверхности судна по эмпирической формуле С.П.Мурагина, справедливой для среднескоростных  и быстроходных морских судов  (<0,65):

= L┴ ┴ T (1,36+1,13  B / T) =

127,4 * 7,5 [1,36 + 1,13* 0,6 * 21,5 / 7,5 ) = 3153 м2 ,

где = D / (L┴ ┴ B T) = 28700 / ( 173,0 * 28,2 * 9,5 ) = 0,619  – коэффициент общей полноты.

Далее определяем число Фруда, соответствующее расчетной (эксплуатационной) скорости   s = 18 уз = 9,26 м/c:

Fr = S/(g L┴ ┴)  = 9,26 /  9,81 * 127,4  = 0,26.

    Расчет сопротивления производим приближенным методом, основанном на раздельном определении сопротивления трения и остаточного сопротивления. При этом коэффициент трения складывается из коэффициента трения технически гладкой пластины CFo  и корреляционного коэффициента (надбавка) на шероховатость СА=0,0003 (принимаем из условия  50 м <  L┴ ┴ < 150 м) (Таблица 1).

Таблица 1

Длина судна L, м

Коэффициент Са  ×

50 - 150

0,4 - 0,3

150 - 210

0,2

210 - 250

0,1

250 - 300

0

300 - 350

- 0,1

350 - 400

- 0,2

    Коэффициент  CFo  вычисляется по известной зависимости Прандтля -Шлихтинга:

CFo  = 0,455/ (lg Re)2,58 = 0,455/ (lg 7,5 * 108 )2,58 = 0,0016,


где Re = s L┴ ┴ / ν = 9,26 * 127,4 / (1,57 * 10-6 ) = 7,5 * 108 – число Рейнольдса при общепринятом значении кинематической вязкости  ν = 1,57 * 10-6  м2 /с.

    Далее по графическим зависимостям (Рисунок 1, 2, 3) для судов с умеренной полнотой обводов ( = 0,6 … 0,8) вычислим коэффициент остаточного сопротивления по формуле:

CR = CRo(, Fr) k kB/T aB/T

где  CRo(, Fr) = 0,0009 – коэффициент остаточного сопротивления базового судна, определенный по графической зависимости для одновинтовых морских транспортных судов с крейсерской кормой при найденных ранее = 0,6 и Fr = 0,26;

    k kB/T aB/T – поправочные коэффициенты, учитывающие отличие геометрии корпуса заданного судна от базового.

    Нахождение указанных поправочных коэффициентов производится по обобщенным графическим зависимостям и для этого с начала вычислим значения относительной ширины В / T = 2,44 , а также относительной длины заданного судна ψ = L┴ ┴ / 3D = 127,4 / 3√ 12150 = 5,54. Кроме того, определим по кривой ψо(  ) при = 0,6 требуемый для работы с диаграммами параметр относительной длины ψо = 5,4 судна с так называемой стандартной длинной. Затем, используя соответствующие графические зависимости (Рисунок 1, 2, 3) находим значения следующих коэффициентов:

a = 1,18; ao = 1,25 ; kB/T = 1,0 и aB/T = 1,0 .

Рисунок 1

Рисунок 2

Рисунок 3

Далее определяем значение коэффициента остаточного сопротивления

CR = CRo(, Fr) k kB/T aB/T = 0,0009 * 0,936 * 1,0 * 1,0 = 0,00085 ,

где k= a/ ao =  1,18 / 1,25 = 0,936 – вспомогательный коэффициент.

    В соответствии с рекомендациями принимаем коэффициент сопротивления выступающих частей САР= 0,00015 (из условия 50 м <  L┴ ┴ < 150 м (Таблица 2)). Коэффициент воздушного сопротивления принимаем САА= 0, поскольку в данных приближенных расчета воздушным сопротивлением судна можно пренебречь.

Таблица 2

Длина судна L, м

Коэффициент Сар ×

50-130

0,15

130 - 200

0,10

200-400

0,05

    Теперь можно вычислить искомую величину буксировочного сопротивления

R= (CFoА+ CR +САР )  2 /2 =

= ( 0,0016 + 0,0003 + 0,00085 + 0,00015 ) * 1,025 * 9,262 * 3153 / 2 = 401,8 кН,

где  = 1,025 т/м3 – усредненная плотность морской воды.

Затем определяем  буксировочную мощность

Nr = R s = 401,8 * 9,26 = 3720,6 кВт.


  1.  Расчет характеристик гребного винта.

    Гребной винт транспортного судна должен обеспечивать заданную скорость полного хода при плавании в полном грузу. Так как условия плавания изменяются в зависимости от силы ветра, волнения, обрастания корпуса судна в процессе эксплуатации и глубины воды под килем, то невозможно выбрать элементы винта обеспечивающие высокую экономичность работы судна при всех условиях плавания. Поэтому элементы гребного винта выбираются только для номинальных условий плавания, т. е. глубины воды под килем не менее предельного значения 60 м., волнения моря не более 3-х баллов, силе ветра не более 3 м/с. Кроме того, при расчёте характеристик гребного винта необходимо также учитывать, что в процессе эксплуатации, условия движения судна будут отклоняться от расчетных в связи с изменением шероховатости корпуса от нарушения лакокрасочного покрытия, коррозии и обрастания, а так же из - за изменения состояния моря, ветра и из-за изменения осадки судна в зависимости от его загрузки.

    Задачей расчета характеристик гребного винта является определение оптимального сочетания его диаметра и частоты вращения, при которых винт обеспечивает судну заданную скорость при требуемой минимальной мощности. Известно, что КПД винта зависит от его диаметра, с увеличением которого эффективность винта растет. Поэтому в первом приближении принимаем диаметр винта равный максимальному диаметру винта из условия «не оголения» его лопастей при качке на волнении по известной эмпирической зависимости для одновальных судов

DB =  DBmax = ( 0,65 … 0,75) T = 0,75 * 7,5 = 5,65 м

    В качестве расчетного для определения упора гребного винта берем сопротивление, на 15 % превышающее буксировочное сопротивление чистого корпуса с целью учета быстро прогрессирующего на практике обрастания корпуса и даже винта, особенно в тропических морях. Таким образом, имеем

Rрасч = 1,15 R = 1,15 * 401,8 = 462,07 кН.

Вычисляем коэффициент попутного потока по следующей формуле

Wт = 0,165 [ ( 3D) / DB   ]  –  W=

=  0,165 * 0,6  [(312150) / 5,65] – 0,0036 = 0,1964;

где W= 0,1 *  * (Fr - 0,2) = 0,1 * 0,6 (0,26 – 0,2) = 0,0036 – коэффициент волнового попутного потока.

Находим величину коэффициента засасывания

t = 0,7 Wт = 0,7 * 0,1964 = 0,137

    Выбираем широко распространенные в мировой практике гребные винты серии В4 (серии Трооста с четырьмя лопастями), т.е. Zp = 4. Основным достоинством этой серии гребных винтов является широкая вариация геометрических элементов и надежность полученных данных по гидродинамическим характеристикам. Кроме того, гребные винты серии В обеспечивают эффективную (с достаточно высоким КПД) переработку подводимой мощности.

    Определяем минимально допустимое дисковое отношение из условия обеспечения прочности лопастей гребного винта

(AE/ AO)min = 0,24 (1,08 –  d̅н) ( Zp/max DB )2/3 (3 {(10 m Ре)/[]} )=

=0,24 (1,08- 0,167) ( 4/0,08 * 5,62)2/3 (3 [(10 * 1,75 * 535,4)/ (6 * 104)] = 0,498

где []=6*104 кПа – допускаемое напряжение материала лопастей винта,

m=1,75 –  коэффициент, учитывающий условия работы винта (для судов ледового плавания),

d̅н = 0,167  –  относительный диаметр ступицы гребных винтов серии В,

max = 0,08 м – толщина лопасти в корневом сечении,

Ре = Rрасч /(1-t) = 462,07 / (1 – 0,137 ) = 535,4 кН – требуемый упор винта.

    Определяем минимально допустимое дисковое отношение из условия обеспечения безкавитационной работы гребного винта

(AE/ AO)= (1,5+0,35 Zp) Ре / [ (pO +  g hB pV) D2] + 0,2/Z =

= (1,5+0,35 * 4) 535,4 / [ (101,3+1,025 * 9,81 * 4,4 – 5,03) 5,622 ] + 0,2=0,549;

где hB = T - 0,55 DBmax = 7,5 – 0,55 * 5,62 = 4,4 м –  глубина погружения оси винта,

pА = 101,3 кПа – атмосферное давление,

pV = 5,03 кПа  –  давление насыщенных паров воды при t° = 33°С,

Z = 1 – число гребных валов.

    Полученные результаты показывают, что лимитирующим фактором при определении дискового отношения винта выступает условие безкавитационного режима обтекания его лопастей. Поэтому принимаем ближайшее большее 0,549 стандартное значение дискового отношения в серии Вагенингена  (AE/AO) = 0,55. Анализ возможного использования гребных винтов этой серии с числом лопастей  Zp = 3 и Zp = 5 показывает, что для первого случая винты будут  малоэффективны, а во втором – не будет обеспечена безкавитационная работа гребного винта. Таким образом, применяем на заданном судне гребной винт серии В4-55.

  1.  Определение оптимальной комплектации пропульсивного комплекса.

    Эффективность работы пропульсивного комплекса судна, как энергетической системы главный двигатель-движитель, существенно зависит от качества согласования режимов работы двигателя, являющегося производителем механической энергии, и движителя (гребного винта), который потребляя эту энергию, преобразует ее в упор. Определение рационального совместного режима работы пропульсивного комплекса, который является “компромиссным” режимом этих двух основных составляющих систему элементов (двигателя и движителя), производится с помощью графических зависимостей оптимальных режимов работы гребного винта. Эти зависимости представляют собой две кривые в функции от частоты вращения гребного винта и в случае прямой передачи, т.е. для заданных условий использования МОД, главного двигателя. Одна из функций  Dopt = f(n) отражает величину оптимального диаметра гребного винта, при котором обеспечивается максимально возможный КПД движителя для данной частоты вращения. Вторая –  Neopt = f(n) отражает значение мощности, которую требуется подвести к винту от двигателя в данном случае Dopt. Поэтому выполним расчет указанных выше кривых действия винта серии В4-55. При этом, принимаем коэффициенты влияния неравномерности потока на входе в винт  iT  (на упор) = iQ  (на момент) = 1,0.

    В начале данного расчета определяем величины, остающиеся постоянными:

–  скорость потока воды в диске винта, работающего за корпусом судна, которое движется со скоростью  s:

A = s (1 –  Wт ) = 9,26 (1 –  0,1964) = 7,44 м/с ;

–  коэффициент влияния корпуса:

H=(1 – t) / (1 –  Wт) = (1 – 0,137) / (1 – 0,1964 ) = 1,073 ;

– КПД главной передачи (только валопровод) примем S=0,98

    Дальнейший гидродинамический расчет оптимальных параметров гребного винта производим по типовым формулам в табличной форме (таблица 3), где  задаваясь  четырьмя значениями частоты вращения гребного винта:  n1 = 85 об/мин, n2 = 90 об/мин, n3 = 95 об/мин  и   n4 = 100 об/мин, определяем для каждого из этих значений частоты вращения гребного винта величины его оптимального диаметра Dopt и потребляемую движительным комплексом с этим оптимальным винтом эффективную мощность главного двигателя Neopt. По результатам  этого  расчета (Таблица 3) строим графические зависимости  Dopt = f(n)  и  Neopt = f(n) (Рисунке 4), Полученные графические зависимости позволяют определить искомый оптимальный состав пропульсивного комплекса (марку двигателя и диаметр гребного винта) для заданного судна с главным малооборотным двигателем  (т.е. с прямой передачей). Для этого на графическую зависимость Neopt = f(n) в тождественном масштабе накладываются поля рекомендуемых номинальных режимов работы различных марок МОД, приведенных в каталогах дизелестроительных фирм. При этом необходимо стремиться, чтобы точка номинального режима находилась как можно ближе к точке максимально возможного оптимального режима работы гребного винта, который соответствует условию Dopt = DBmax = 5,65 м. Этот режим, по существу, является лимитирующим для режимов работы двигателя с номинальными частотами вращения меньше, чем noptmin = (Dopt = 5,65 м) ≈ 92,5 об/мин, что отмечено на рисунке 4 соответствующей вертикальной ограничительной линией. Кроме того, при выборе главного двигателя необходимо также, чтобы точка номинального режима работы пропульсивной установки близко от кривой Neopt = f(n) и одновременно имелся запас как мощности (15 … 20%), так и частоты вращения (около 5%) по сравнению с режимом ДММ соответствующего дизеля (характерная точка L1, или R1, или P1).

Таблица 3

Название параметра

Обоз-

начение

Формула

Размерность

Значения

Частота  вращения  в  минуту

n

Принимаем

об / мин

85

90

95

100

Частота  вращения  в секунду

nс

n / 60

об / с

1,416

1,5

1,583

1,666

Коэффициент задания упора – частоты вращения

KNT

A 4( / Ре) / nс

-

1,31

1,27

1,24

1,2

Относительная поступь

J

J = f(KNT) – по диаграмме

-

0,855

0,822

0,791

0,763

Корректировка относительной поступи

J

1,05 J

-

0,897

0,863

0,84

0,82

Оптимальный диаметр

D opt

A / n* J , м

м

5,9

5,74

5,59

5,44

Коэффициент упора

KT

Ре / nс2 D 4opt

-

0,212

0,213

0,214

0,215

Коэффициент полезного действия гребного винта

O

O = f(KT , J’) – по диаграмме

-

0,648

0,643

0,638

0,633

Относительный шаг гребного винта

H/DB

H/DB = f(KT , J’) – по диаграмме

-

Пропульсивный коэффициент

D  

H  O

-

0,695

0,689

0,684

0,679

Эффективная  мощность

Ne

Ре  / D S 

кВт

7279

7342

7396

7450



4.  РАСЧЕТ  И  КОМПЛЕКТОВАНИЕ  СИСТЕМ  СЭУ

Функционирование главных, а также вспомогательных двигателей и котлоагрегатов СЭУ обеспечивается соответствующими системами, подающими подготовленные и необходимые для работы среды (топливо, масло, охлаждающие жидкости, сжатый воздух свежий), а также системами, отводящими отработавшие газы. При использовании в СДУ тяжелых вязких топлив предусматривают дополнительные механизмы и устройства для более тщательной подготовки топлива перед подачей к двигателю.

Длительный отрыв судна от базы требует ввод в состав систем специальных хранилищ энергетических запасов: топлива, масла, пресной воды. Кроме того, для обеспечения живучести судна, а также жизнедеятельности обслуживающего персонала и для выполнения присущих судну операций в МО устанавливаются механизмы и устройства общесудовых систем, которые в той или иной степени могут быть связаны с системами, обслуживающими главную и вспомогательные энергетические установки. Перечисленные условия эксплуатации судна, а вместе с этим, и систем СЭУ предъявляют к последним следующие требования:

  1.  минимальные масса и габариты;
  2.  надежность;
  3.  устойчивость к коррозии;
  4.  экологическая безопасность;
  5.  возможность максимальной автоматизации работы при наименьшем количестве обслуживающего персонала.

Основными направлениями повышения надежности и живучести систем судовых дизельных установок являются:

  1.  применение в системах минимального числа оборудования, высокоэффективного, экономичного и надежного, обладающего необходимым запасом производительности  и  мощности;
  2.  выбор рациональной схемы резервирования отдельных элементов и участков системы;
  3.  применение схем, позволяющих использовать периодически действующее оборудование в качестве резервного (функциональное резервирование);
  4.  улучшение качества механизмов и систем в целом путем изменения конструкции отдельных узлов и деталей, а также применение более стойких материалов;
  5.  улучшение технологии изготовления отдельных элементов системы и ее монтажа в корпусе судна путем применения блоков и агрегатов, собираемых на общих фундаментах в цехе;
  6.  рациональное размещение механизмов в МО;

- улучшение качества эксплуатации, поддерживание оптимальных режимов нагрузки, предотвращение перегрузочных режимов, повышение квалификации обслуживающего персонала и т. д.

    По назначению различают следующие системы СЭУ: топливные, масляные, охлаждения (забортной и пресной) водой, воздушно-газовые (подачи воздуха, пускового воздуха, газоотвода), конденсатно-питательные, паровые и др.

  В данном разделе дипломного проекта рассмотрим только системы, обслуживающие главный двигатель 5G50MEB9.


4.1.  Топливная система.

        Топливная система предназначена для приема, хранения, перекачивания, подготовки и подачи топлива к главным и вспомогательным двигателям и вспомогательному котлу, а также для передачи топлива на берег или другие суда.

        Для выбранного главного двигателя 5G50MEB9, как и большинства дизелей транспортных судов, целесообразно по экономическим соображениям использовать на ходовых режимах тяжелые сорта топлива. В то же время для запуска ГД и его остановки, а также работы главного двигателя на переменных режимах необходимо предусмотреть запас легкого топлива. Поэтому в составе проектируемой СДУ должно быть наличие двух топливных систем: тяжелого и легкого топлива.

С целью обеспечения высоких экономических показателей судна и СЭУ в качестве основного топлива для работы на стабильных ходовых режимах принимаем тяжёлое топливо –  мазут М-40 (ГОСТ 10585-75). Это топливо - продукт прямой перегонки нефти, состоящий из остаточных фракций. Использование данного топлива в качестве основного является наиболее экономичным в виду более низкой его стоимостью и менее трудоемкой подготовкой по сравнению с более вязкими сортами топлив.

Основные характеристики мазута М40:

Плотность при 50 °С, г / см3  . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .    0,970

Вязкость при 50 °С, мм2 / с  . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .      250

Вязкость при 80 °С, мм2 / с  . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .    59

Теплота  сгорания, кДж / кг  . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 39900 - 40700

Температура застывания,  °С    . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .     10

Температура вспышки в открытом тигле,  °С   . . . . . . . . . . . . . . . . . . .     90

Зольность,  %    . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .      0,12

Содержание,  %, не более:

  механических примесей   . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .         10

  воды              . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .        1,5

  серы               . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .  . . . . . . . . . .     0,5 – 3,5

Использование тяжелого топлива, такого как мазут, М40 для работы дизельных двигателей  требует введение дополнительных элементов в систему с целью обеспечения необходимого уровня его топливоподготовки. Традиционными способами очистки тяжелого топлива на борту судна являются его отстаивание в отстойных цистернах, сепарация и фильтрация.

В настоящее время на большинстве судов, двигатели которых работают на тяжелых сортах топлива, устанавливают отстойные цистерны, вмещающие суточный запас топлива, и сепараторы. Отстаивание как метод очистки топлива, используется для снижения нагрузки на сепараторы, особенно с ручной очисткой. При отстаивании более чем 20 часов (по традиционным нормам 24часа) осядет более 95% находящихся в топливе тяжелых механических примесей и воды. В сепараторах используется принцип расслоения жидкостей различных плотностей или жидкости и взвешенных в ней частиц под действием центробежных сил, возникающих при вращении барабана.

Назначение фильтров в системах СДУ - предотвратить засорение оборудования частицами, находящимися в перекачиваемой жидкости во взвешенном состоянии, а также попадание в насос случайных крупных частиц, могущих вывести его из строя. Эти функции выполняю фильтры грубой очистки, устанавливаемые вблизи места забора топлива. Как правило, в применяемых тяжелых топливах количество примесей весьма значительно, фильтрующие устройства быстро выходят из строя. Поэтому прежде, чем топливо попадет в расходную цистерну, оно подвергается предварительной весьма тщательной очистке путем отстаивания и сепарации. Это позволяет сократить объем фильтров и увеличить срок его работы без замены.

При пуске, остановке и маневрировании ГД будем использовать маловязкое топливо марки Л (ГОСТ 305-82).

Основные характеристики топлива марки Л:

1. Плотность при  50 С, г/см   . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .    0,860

2. Вязкость при 50 С, сСт   . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .        3,8

3. Содержание механических примесей,  %   . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .   до 0,1

4. Содержание воды,  %   . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .    до 0,05

5. Содержание серы,  %   . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .    до 0,01

6. Зольность,  %   . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .      0,01

7. застывания, С   . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .      -5

8. Низшая теплота сгорания,  кДж/кг   . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .  42500

9. вспышки, С   . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .     55

Для вспомогательных дизель-генераторов и аварийного дизель-генератора используется топливо марки Л (ГОСТ 305-82). Для вспомогательного парогенератора –  М40 по ГОСТ 10585-75.

Принцип  действия  и  состав  топливной  системы.

Приём топлива на судно методом налива осуществляется с помощью внесудовых средств с береговых или плавучих бункеровочных баз. Для одновременного приёма тяжёлого и лёгкого топлива предусмотрено два приёмных трубопровода. Функциональная схема топливной системы приведена на рисунке 5.

Топливо через палубные наливные втулки (поз.1) и приемный фильтр грубой отчистки (ФГО) (поз.2) по приёмоперекачивающему трубопроводу самотеком поступает последовательно в цистерны основного запаса тяжёлого (поз.3) или лёгкого (поз4) топлива. Все цистерны тяжёлого топлива снабжены паровыми подогревающими змеевиками (поз.27), которые располагаются вблизи приемных отверстий. Тяжёлое топливо по приемному трубопроводу и


ФГО (поз.5) забирается электрическим топливоперекачивающим насосом ( поз.6) и подаётся через гомогенезатор (поз. 7) в одну из отстойных цистерн (поз.8). В случае необходимости введения присадок в топливо эти присадки из специальной цитерны (поз.29) с помощью насоса-дозатора (поз.30) подаются в топливоперекачивающий трубопровод пред насосом и гомогенезатором для качественного их перемешивания с топливом. Из отстойных цистерн тяжелое топливо поступает в блок сепараторов (поз.9) для более тонкой очистки. Причем, сепараторы могут работать как параллельно (очистка только от твердых взвешенных частиц – кларификация), так и последовательно (двухступенчатая очистка: первая –  от воды (пурификация), вторая кларификация). Шлам из сепараторов отводится в цистерну сбора шлама (поз. 10). Окончательно очищенное топливо после блока сепараторов поступает в одну из расходных цистерн (поз. 11). Далее тяжелое топливо пройдя через трехходовой кран (поз. 13), предназначенный для подачи либо, тяжелого, либо легкого топлив, попадает в подсистему топливоподачи к главному двигателю. Подготовка легкого топлива осуществляется по упрощенной схеме (легкое топливо подвергается только очистке в сепараторах).

          Поскольку в данном проекте предусмотрено использование тяжелого (высоковязкостного) топлива М40, требующего значительного подогрева с целью получения необходимой вязкости для качественного распыла топлива форсунками, то применяем закрытую подсистему топливоподачи под давлением. В  начале  этой  подсистемы  устанавливаем  топливоподкачивающие  насосы (поз. 15) (один насос находится в резерве), которые на входе защищаются от крупных металлических включений контрольным фильтрами грубой очистки (поз. 14). Указанные топливоподкачивающие  насосы предназначены для создания в циркуляционном контуре давления около 0,5 МПа с целью обеспечения необходимого кавитационного запаса энергии топлива на входе в циркуляционного топливного насоса (поз. 16) (один насос находится в резерве). Поэтому данные топливоподкачивающие насосы часто называют бустерными (подпорными). Топливо после повышения давления в бустерном насосе проходит через расходомерное устройство (поз. 32) и поступает в циркуляционный контур. Таким образом, очищенное тяжелое топливо одним из циркуляционных насосов подается в устройство регулирования вязкости, которое включает в себя: подогреватель (поз. 17), байпасный трубопровод (поз. 18), регулирующий трехходовой клапан (поз. 19) и вискозиметр (поз. 20). Работа указанного устройства заключается в следующем. Не подогретое топливо по байпасному трубопроводу, а слегка перегретое в подогревателе топливо поступают на два входа регулирующего трехходового клапана, который по управляющему импульсу от вискозиметра обеспечивает нужные пропорции смешивания не подогретого и перегретого топлив. После устройства регулирования вязкости тяжелое топливо через контрольный фильтр тонкой очистки  (поз. 21) поступает в главный двигатель (поз. 22) к его топливному насосу высокого давления (поз. 31). Избыточное топливо по отсечному трубопроводу (поз. 26) самотёком направляется в так называемую возвратную трубу (поз. 24) (цистерну), где осуществляется деаэрация топлива, и откуда вновь поступает на вход

циркуляционного насоса, смешиваясь с вновь поступаемыми порциями топлива от бустерных насосов. На отсечном трубопроводе устанавливается предохранительный клапан (поз.23), который фактически поддерживает требуемое давление топлива в циркуляционном контуре. На верхней части возвратной цистерны размещается автоматический деаэрационный клапан (поз.25),  который выпускает присутствующие в ней газы, выделившиеся из топлива после цикла его резкого значительного сжатия в ТНВД и расширения после форсунок при сливе излишков, в расходную цистерну, но препятствует проходу жидкого топлива.

    При пуске, остановке и маневрировании двигателя используется лёгкое топливо, которое поступает в подсистему топливоподачи к ГД из расходной цистерны (поз. 12) при предварительном переключении трехходового крана (поз. 13). В расходную цистерну легкое топливо подаётся из цистерны основного запаса (поз.4) одним из топливоперекачивающих насосов через свои сепараторы (настроенные на легкое топливо), где и осуществляется его очистка. При работе на легком топливе подогреватель топлива отключается.

    Выдача топлива на берег или другие суда производится одним из топливоперекачивающих насосов (поз.6) по трубопроводу (поз.28) через палубную втулку (поз.1).

Определение  параметров  основного  оборудования для комплектации  топливной  системы.

Определение часового расхода тяжелого топлива  

 кг/ч

где: n = 1 шт. – количество ГД;

Ne = 8600 кВт – эффективная мощность ГД,

be= 0,167 кг/кВт*ч – удельный расход топлива.

эталонноя теплота сгорания топлива -

низшая удельная теплота сгорания топлива -

Определение часового расхода легкого топлива  л

 кг/ч

Обьем расходной цистерны тяжелого топлива.

где: = 970 кг/- плотность тяжелого топлива;

= 1,01…1,015 – коэффициент мертвого обьема, принимаю 1,015;

=1,02…1,03 – коэффициент

Обьем расходной цистерны легкого топлива

где:  - плотность легкого топлива, 860 кг/ ;

Емкость отстойной цистерны тяжелого топлива.

Емкость отстойной цистерны тяжелого топлива принимаем равной обьему расходной цистерны тяжелого топлива

Производительность топливоперекачивающего насоса

= 43.7  /ч

где: K = 1,1…1,15;

=970 кг/- плотность тяжелого топлива;

= 24 ч. –  время суток;

= 1 ч. Продолжительность заполнения расходной цистерны

    По определенной выше производительности и рекомендованному на основе статистических данных по судовым топливным системам давлению топливного насоса (0,25 … 0,40 МПа ) выбираем из типоразмерного ряда топливоперекачивающий насос винтового типа марки ЗВ 320/16-3-125/4Б3,

Производительность топливоподкачивающего насоса.

= 1,8   /ч

где:  K=1,1…1,15 – коэффициент запаса, принимаю К=1,15;

=970 кг/- плотность тяжелого топлива;

Производительность сепаратора топлива

  = 5,4  /ч

где: - коэффициент запаса,

K=1,1…1,15, принимаю K=1,1;

- часовой расход топлива, 1486 кг/ч;

- плотность топлива, 970 кг/

- время суток, 24ч.;

- время работы сепаратора, принимаем 8ч.

    По производительности из типоразмерного ряда подбираем сепаратор очистки топлива марки MARX - 207 производительностью 5,5 м3 / час.


4.2. Маслянная система.

    Данная система предназначена для приема, перекачивания, хранения, подготовки и подачи масла к местам смазки трущихся деталей главных и вспомогательных машин и механизмов, охлаждения поршней двигателей, а так же для выдачи масла на берег или другие суда.

    Циркуляционные масляные системы делятся на напорную, гравитационную и напорно - гравитационную.

    Наиболее широкое применение в СЭУ c МОД имеют минеральные масла. Употребляют два сорта масел: с малой вязкостью для циркуляционной смазки подшипников и охлаждения поршней; с высокой вязкостью для смазки цилиндров. Кроме того, для смазки турбонаддувочного агрегата необходимо использовать масло с очень низкой вязкостью.

    Все главные и вспомогательные двигатели имеют самостоятельную принудительно-циркуляционную систему смазки, предназначенную для надёжной подачи масла к трущимся поверхностям во время пуска, работы и остановки механизма. Судовые дизельные установки с МОД имеют комплексную систему смазки, которая включает в себя несколько независимых подсистем, обеспечивающих маслом отдельные узлы двигателя и агрегаты:

  1.  напорную циркуляционную для смазки узлов трения ГД и охлаждения его поршней;
  2.  линейную для смазки цилиндров;
  3.  напорную смазки ВД;

    Поскольку требования к качеству масла для каждой из указанных подсистем различны, то в них используем масла разных марок.

Принцип  действия  и  состав  масляной  системы.

Функциональная схема масляной системы изображена на рисунке 6.

    Приём масла на судно, как и прием топлива, производится закрытым способом вне судовыми средствами с берега или судна заправщика через наливные палубные втулки, расположенные в станциях приёма и выдачи топлива и масла. Эти же втулки используют и для выдачи масла. Указанные втулки (каждая для своего сорта масла) соединены с фильтрами предварительной очистки, откуда масло при приеме по приёмным масляным трубопроводам самотеком поступают в цистерны запаса масла: цилиндрового (поз. 14), моторного (поз. 1) и турбинного (поз. 22).

    Система смазки цилиндров является линейной и гравитационной. Она включает в себя только цистерну запаса цилиндрового масла, подающего трубопровода и лубрикаторов (поз.15). Смазка цилиндров дизеля производится специальным высоковязким цилиндровым маслом, которое из цистерны запаса, самотёком поступает к специальным лубрикаторам, которые распределяют масло под давлением 5-8 МПа равномерно по окружности зеркала каждого цилиндра.

Количество подаваемого масла дозируется лубрикатором (по несколько капель на ход поршня). Удельный расход цилиндрового масла в МОД составляет 0,2-0,7 г/(кВт*ч). После смазки цилиндров и поршневых колец масло сгорает в цилиндре вместе с топливом и в цикл не возвращается.

Моторное масло из цистерны запаса самотеком поступает в сточно-циркуляционную цистерну - СЦЦ (поз. 5), в которую при работе главного двигателя (поз. 26) из его картера стекает масло, прошедшее через узлы смазки и каналы охлаждения поршней. Из СЦЦ масло через фильтр грубой очистки (поз. 8) забирается главным масляным насосом (поз. 9) и подается через фильтр тонкой очистки (поз. 10) к маслоохладителю (поз. 12), где оно охлаждается забортной водой. Для регулирования температуры (вязкости) масла используется термостат (поз. 11), который обеспечивает нужные пропорции смешения переохлажденного масла, идущего через маслоохладитель, и не охлажденного масла, идущего по байпасному трубопроводу. Подготовленное таким образом (очищенное и имеющее требуемую вязкость) масло поступает снова в ГД, причем для более надежной смазки крейцкопфного механизма малооборотного дизеля давление масло дополнительно повышается с помощью дополнительного насоса (поз. 28). Для более тонкой очистки моторного масла от примесей и воды служит центробежный сепаратор (поз. 4), который осуществляет неполнопоточную очистку масла, забирая его из СЦЦ и после очистки снова сливая в нее. В случае необходимости сепаратор может подавать очищенное масло в цистерну отсепарированного масла (поз. 2). Во всех цистернах цилиндрового и моторного масел, имеющих повышенную вязкость при комнатной темературе, предусмотрены паровые подогреватели (поз. 27) для снижения вязкости масла при его перекачки.

Турбокомпрессор дизеля (поз. 16) имеет автономную гравитационно-напорную систему смазки, состоящую из СЦЦ турбинного масла (поз. 21), ФГО (поз. 17), циркуляционного масляного насоса (основной и резервный) - (поз. 18), ФТО (поз. 19), маслоохладителя (поз. 24) и гравитационной масляной цистерны (поз. 20). Для регулирования температуры (вязкости) турбинного масла используется термостат (поз. 23), который обеспечивает нужные пропорции смешения переохлажденного масла, идущего через маслоохладитель, и не охлажденного масла, идущего по байпасному трубопроводу. Из гравитационной цистерны турбинное масло самотеком под постоянным напором поступает через контрольный ФТО (поз. 19) к подшипникам нагнетательного агрегата. Ёмкость цистерны должна быть достаточной для обеспечения работы турбонагнетателя в период его свободного выбега при аварийном отключении циркуляционных   насосов. Для надежного  обеспечения   уровня   масла  в гравитационной цистерне устанавливается  переливной  трубопровод  (поз. 28), через  который  постоянно сливаются излишки масла, контролируемые с помощью индикатора (поз. 25).


Определение
 параметров  основного  оборудования для  комплектации  масляной  системы.

Подача главного масляного насоса моторного масла

где: - подача главного масляного насоса на 1 цилиндр,  = 25 ;

число цилиндров

Из типоразмерного ряда выбираем электромасляный насос марки ЭМН 125/4,5-4 с подачей 135 и напором 0,45 Мпа

Определение необходимого количества масла в системе смазки.

Gцм  = Wгм / z = 125 / 8 = 15,6 м3

где: z = 5... 10 - кратность циркуляции, принимаем 8.

Ёмкость сточно-циркуляционной цистерны.

Vсцц  = 1,45 Gцм = 1,45 15,6 = 22,62 м3

где: 1,45 – эмпирический  коэффициент

Производительность сепаратора масла.

WC  =  Gцм / τС = 15,6 / 8 = 1,95  м3

где:  τС = 8... 12 ч. - время сепарации.

    По производительности из типоразмерного ряда подбираем сепаратор очистки масла марки MARX-204 производительностью 2,5 м3 / час.


4.3.  Система охлаждения.

    Система охлаждения судовой энергетической установки предназначена для охлаждения деталей главных и вспомогательных двигателей, нагревающихся от теплоты сгорания топлива (так называемые «огневые поверхности) с тем, чтобы снизить их температурную деформацию и повысить прочность, а также для отвода теплоты от рабочих сред (масла, топлива, воды и наддувочного воздуха). Кроме того, с помощью системы охлаждения обеспечивается отвод теплоты от других различных механизмов, устройств, приборов, размещенных в машинно-котельном отделении.

    Режим охлаждения двигателя оказывает влияние на эффективность его работы. С повышением температуры охлаждающей воды индикаторный КПД двигателя падает, что объясняется уменьшением коэффициента наполнения, периода задержки воспламенения и скорости нарастания давления. Вместе с тем благодаря снижению вязкости масла уменьшаются потери на трение (механический КПД растет) и износ деталей двигателя. В результате при изменении температуры воды от 50о до 150оС наблюдается незначительное увеличение эффективного КПД дизеля.

    Температурный уровень охлаждения влияет на количество и характер лако- и нагарообразования, выпадения осадка и окисления масла. С ростом температуры ускоряется окисление масла, однако лакообразование уменьшается. Таким образом, повышение температуры охлаждающей воды в двигателе сопровождается некоторым улучшением его показателей. Кроме того, наблюдается благоприятное с точки зрения утилизации теплоты перераспределение потоков вторичных энергоресурсов: количество теплоты, отводимой отходящими газами, возрастает, а охлаждающей водой – уменьшается.

    Система охлаждения состоит из следующих основных элементов: насосов пресной и забортной воды, фильтров, расширительных и сточных цистерн и цистерн для приготовления присадок, охладительной пресной воды, подогревателей пресной и забортной воды, приемных и отливных устройств, трубопроводов с запорной и регулирующей арматурой и контрольно-измерительных приборов. Охладители предназначены для отвода в воду избыточной теплоты от охлаждающих жидкостей и наддувочного воздуха. Расширительная цистерна служит для компенсации изменений объема воды в системе вследствие изменения ее температуры, для восполнения потерь воды в системе из-за утечек и испарения, а также удаления из системы воздуха и водяных паров. Терморегуляторы должны автоматически поддерживать температуру воды и охлаждаемых жидкостей в заданном диапазоне.

    В настоящем проекте применяется трехконтурная система охлаждения с центральным охладителем пресной воды. Такой выбор обусловлен стремлением повысить надежность всего охлаждаемого оборудования, где для отвода тепла используется только пресная вода, обладающая меньшей коррозионной активностью. В связи с тем, что в заданном проекте фидерного контейнеровоза укомплектована дизелем 5G50MEB9, имеющих два контура охлаждения (низкотемпературный и высокотемпературный), то и контур пресной воды состоит из двух частей. Согласно технической документации на дизель 5G50MEB9 фирмы MAN B&W для охлаждения втулок цилиндра с целью снизить тепловые потери с охлаждающей водой используется пресная вода с температурой на входе в зарубашечное пространство 75°С и 85°С на выходе из него. Для обеспечения этого требования в контуре пресной воды системы охлаждения выделяется специальный высокотемпературный контур, который имеет сообщение с низкотемпературным контуром пресной воды через регулировочный клапан с термостатом. Во избежание вскипания воды в зарубашечном пространстве и охлаждающих каналах крышки цилиндров, где охлаждаются огневые поверхности, в контуре поддерживается давление не менее 0,25 МПа.

    Устойчивая циркуляция пресной воды достигается благодаря постоянному отводу паровоздушной смеси из полостей охлаждения, обеспечению полного заполнения водой циркуляционного контура (периодическим пополнением воды) и возможности изменения объема воды из-за динамичности процессов охлаждения во время эксплуатации. Для этого в каждой системе последовательно с основным контуром циркуляции воды (или параллельно ему) устанавливают дренажно-компенсаторный контур с расширительной цистерной, связанной с атмосферой. В этой цистерне происходит выделение паровоздушной смеси из воды. Она служит для пополнения утечек воды и является буферной емкостью при изменении объема воды.

    Согласно требованиям Регистра каждое машинное отделение должно иметь не менее двух кингстонных ящиков циркуляционной или охлаждающей воды, обеспечивающих приём забортной воды в любых условиях эксплуатации. В настоящее время, предусматривают кингстонно-распределительный канал, в который вода поступает из кингстонных ящиков, а затем через клинкетные задвижки - в систему охлаждения. Отвод воды за борт осуществляется через невозвратно-запорные клапаны. Во избежания попадания нагретой воды в приёмные отверстия, отливные и приёмные отверстия разносят по длине судна, располагая последние в нос от отливных. Отливные забортные отверстия размещаются на днище или на борту, как правило, не менее 300 мм ниже ватерлинии наибольшей осадки.

Принцип  действия  и  состав  системы  охлаждения ГД.

    На  рисунок 7 изображена схема  системы  охлаждения ГД, состоящая из трех контуров (два контура пресной воды, имеющих сообщение, и контур забортной воды). Забортная вода поступает в систему охлаждения через днищевые (поз. 2) и бортовые (поз. 1) кингстонные ящики. Затем забортная вода, пройдя через кингстонный клапан (поз. 3) и фильтр грубой очистки (грязевые коробки) (поз. 4), поступает в кингстонный канал (поз. 5), в который забортная вода может поступать от другого кингстонного ящика. Из кингстонного канала очищенная вода забирается насосом забортной воды (поз. 6) и подается в центральный охладитель пресной воды (поз. 7), где она нагревается и отводится в отливной ящик (поз. 8). В случае очень низкой температуры забортной воды часть нагретой забортной воды после центрального охладителя с помощью терморегулятора возвращается в кингстонный ящик, поддерживая таким образом требуемую температуру забортной воды на входе центрального охладителя.

     В свою очередь пресная вода после охлаждения в центральном охладителе поступает на вход циркуляционного насоса низкотемпературного контура (НКТ) пресной воды (поз. 10), где получив необходимую энергию, идет на параллельно включенные охладитель масла ГД (поз. 11) и охладитель наддувочного воздуха (поз. 12). Пройдя через указанные теплообменные аппараты подогретая пресная вода после слияния разделяется на два потока. Один поток через дроссельную шайбу (поз. 13) проходит в усреднительный узел (поз. 14), где смешавшись с  излишками пресной воды высокотемпературного контура (ВТК) возвращается к центральному охладителю, замыкая таким образом низкотемпературный контур. Для регулирования температуры воды низкотемпературного контура часть ее после усреднения с помощью автоматического клапана (поз. 15) направляется в обход центрального охладителя пресной воды. Второй поток пресной воды после слияния подходит к клапану терморегулятора температуры пресной воды высокотемпературного контура (поз. 16), который дозирует количество воды низкотемпературного контура, поступающей на разбавление нагретой воды ВТК. После терморегулятора (поз. 16) пресная вода высокотемпературного контура поступает к циркуляционным насосам ВТК (поз. 17). Эти насосы, сообщая воде необходимую энергию, подают ее к главному двигателю (поз. 18) для охлаждения цилиндров. Нагретая вода из главного двигателя поступает в пароотводящий клапан (поз. 19), установленный с целью удаления из системы паров воды и воздуха, которые образуются в незначительном количестве на огневых поверхностях двигателя и могут накапливаться в системе. Выделившийся в этом клапане воздух и пар отводятся в расширительную цистерну (поз. 22) по трубопроводу (поз. 24). Выйдя из пароотводящего клапана, вода, разделившись на два параллельных потока, идет частью через утилизационную опреснительную установку (поз. 20) и частью через дроссельную шайбу (поз. 21), которая создает необходимый перепад давления для работы опреснительной установки. Указанные параллельные потоки воды, пройдя дроссельную шайбу и опреснительную установку, сливаются и подходят к клапану терморегулятора температуры пресной воды высокотемпературного контура, который пропускает необходимую часть горячей воды на смешение с водой НТК, а излишки направляются в усреднительный узел.


Для компенсации объема воды в замкнутом контуре пресной воды при ее нагреве в период работы двигателя и ее охлаждении в период стоянки устанавливается расширительная  цистерна  (поз. 22),  которая  с помощью трубопровода компенсационной воды (поз. 23) подключается на вход циркуляционного насоса ВТК, надежно обеспечивая таким образом ему необходимый кавитационный запас.

Кроме того, при помощи специального трубопровода (поз. 25) через расширительную цистерну в систему вводится дополнительная вода, компенсирующая утечки и испарение, а также вводятся различные присадки. При прогреве двигателя перед пуском в системе охлаждения цилиндров используется паровой подогреватель (поз. 26).

Определение  параметров  основного  оборудования для  комплектации системы  охлаждения.

В расчёт системы охлаждения в объеме данного проекта входит определение основных параметров для ее комплектации следующим оборудованием – насосами пресной и забортной воды, теплообменными аппаратами.

Производительность насоса пресной воды.

где =11,7

Производительность насоса забортной воды.

где W4=41,7

    По производительности из типоразмерного ряда подбираем насос забортной воды марки НЦВ 315/10А-1-11 производительностью 315м3 / час


Определение количества теплоты отводимого водой.

Фирма MAN B & W рекомендуют следующие параметры для двигателя:

- отвод теплоты от пресной воды  -   ;

- отвод теплоты с маслом  -  ;

- отвод теплоты от продувочного воздуха  -   5685 = 2840 .

Расчет  охладителя пресной воды.

Определение площади теплопередающей поверхности

где: = 1100 кВт – отвод теплоты от пресной воды;

= (2500…3500) Вт/ - коэффициент теплопередачи от пресной воды к забортной, для пластинчатого охладителя;

Принимаем 3000 Вт/.

– температурный напор, .

где:   -  разность температур пресной и забортной воды на том конце теплообменника, где она имеет большее значение;

 -  меньшая разность температур.

– температура пресной воды на входе в охладитель;

- температура пресной воды на выходе из охладителя,

=(30 - 35) – температура забортной воды после охладителя;

принимаем 35

=(40 - 45) - температура забортной воды после охладителя;

Принимаем 45

= = 70 - 35 = 35

= = 60 - 45 = 15

Расчет маслоохладителя

Определение площади теплопередающей поверхности

где: - отвод теплоты маслом;

= 350 Вт/ - коэффициент теплопередачи от масла к забортной воде, для пластинчатого охладителя;

– температурный напор, .

где: - большая разность температур;

- меньшая разность температур.

– температура масла на входе в охладитель;

- температура масла на выходе из охладителя,

=30 – температура забортной воды после охладителя;

=35 - температура забортной воды после охладителя.

= = 55 - 30 = 25

= = 45 - 35 = 10

Расчет воздухоохладителя

Определение площади теплопередающей поверхности

где: - отвод теплоты от продувочного воздуха;

=(50…75) Вт/- коэффициент теплопередачи от воздуха к забортной воде;

Принимаем 60 Вт/.

– температурный напор, .

Где: - большая разность температур;

- меньшая разность температур.

– температура воздуха на входе в охладитель;

- температура воздуха на выходе из охладителя.

=30 – температура забортной воды после охладителя;

=40 - температура забортной воды после охладителя.

= = 120-30 = 90

= = 50-40 = 10

Объём расширительной цистерны.

Приближенно его можно рассчитать по формуле:

4.4.  Система сжатого воздуха.

    Системы сжатого воздуха применяется на судах с энергетическими установками любого типа. Наиболее развиты эти системы на дизельных, транспортных, промысловых, а так же на газотурбинных судах. Система сжатого воздуха включает:

- воздух низкого давления ( 0,5 МПа) - используется на судне на хозяйственные нужды;

- воздух среднего давления (до З Мпа) - используется для запуска и реверса главного двигателя и дизель-генераторов;

- воздух низкого давления (0,5 МПа) - для систем управления.

    На судах сжатый воздух используется для подачи звуковых сигналов с помощью тифона, для этого предусматривается отдельный баллон, вместимость которого должна обеспечивать непрерывную работу тифона в течении 8-и минут у буксиров и 6-и минут у других судов. Допускается использование пускового воздуха из баллонов ГД для работы тифона, систем управления и для хозяйственных нужд, при условии увеличения вместимости баллонов на величину необходимую для обеспечения данной работы.

Принцип  действия  и  состав  системы  сжатого воздуха.

На рисуноке 8 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 (поз.9). Начальное или аварийное заполнение баллона ВДГ возможно благодаря наличию дизель-компрессора (поз. 3) с ручным пуском.

Определение  параметров  основного  оборудования для  комплектации  системы сжатого  воздуха.

По Правилам Регистра воздух для запуска главного двигателя должен хранится не менее чем в двух баллонах, каждый из которых содержит не менее половины требуемого запаса. Запас пускового воздуха должен быть достаточным (без подкачивания) для 12 - и последовательных пусков, попеременно на передний и задний ход двигателя, т.к. МОД 5G50MEB9 – реверсивный. Для ВДГ допустимо применение одного баллона, вместимость которого предусматривает шесть последовательных пусков одного двигателя.

Суммарный объем рабочих цилиндров двигателя.

где: D = 0,5 м – диаметр цилиндра;

S = 2,21 м – ход поршня;

Z = 5 шт – число цилиндров.

Необходимый запас пускового воздуха.

где: = 4…9 – удельный расход воздуха на один маневр; = 7;

- суммарный объём рабочих цилиндров двигателя;

n – число ГД, n = 1;

z = 12 – число пусков и реверсов ГД.

Суммарная геометрическая ёмкость пусковых баллонов.

где:  - необходимый запас пускового воздуха, ;

- атмосферное давление, 0.1 мПа;

Pmax – максимально – допустимое давление для запуска ГД, 3 мПа;

Pmin – минимально – допустимое давление для запуска ГД, 0.5 мПа.

Ёмкость одного баллона.

Vпб  = ΣVs / 2 = 7.2 / 2 = 3.6 м3 .

Производительность главного компрессора.

Wгк  = ΣVs (pнpк ) / ( τзап pa ) = 7.2  ( 3,0 – 0,5 ) / ( 1 * 0,1 ) = 180 м3/час,

где: τзап = 1 ч. - время заполнения пусковых баллонов ГД.

Производительность подкачивающего компрессора.

Wпк  = Wгк / 3 = 180 / 3 = 60 м3/час .

Выбираю компрессор  фирмы Sauer WP 200

Производительность 200 м³/ч

Производительность подкачивающего компрессора.

Выбираю электрокомпрессор WP11L

Производительность 60 м³/ч


4.5.  Система газоотвода.

Система газоотвода предназначена для отвода продуктов сгорания от главных и вспомогательных двигателей и котлов. Согласно правилам Регистра каждый двигатель внутреннего сгорания должен иметь отдельный газоотводный трубопровод. Газоотвод вспомогательного котла также выполняется автономным.

Процесс выхода газа из ДВС из-за пульсаций сопровождается высоким уровнем шума с широким спектром частот. Кроме того, выходящие газы ДВС иногда содержат догорающие частицы топлива и масла в виде искр, которые могут стать причиной пожара на судне. В связи с этим газоотводы двигателей должны содержать элементы, обеспечивающие эффективное глушение шума и искрогашение. На газоотводе главного двигателя установлен утилизационный котлоагрегат, который обеспечивает требуемый уровень глушения воздушного шума, а также эффективное искрогашение. На газоотводах дизель-генераторов устанавливаются глушители шума и искрогасители. Кроме того, из-за сравнительно высоких температур отходящих газов, с точки зрения безопасности обслуживающего персонала все газоотводы должны иметь теплоизоляцию.

Определение  основных параметров системы  газоотвода  ГД.

Диаметр газо-выпускной трубы для двигателя 5G50ME - B9 на номинальном режиме (расход  газов Gг = 18,8 кг/с) равен

где: Cгаз = 50 м/с – рекомендуемая скорость движения газов в газоходе.


  1.   РАСЧЕТ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ЗАПАСОВ

Топливный запас

Запас топлива на рейс

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

= 0,167 кг/кВт*ч – удельный расход топлива;

= 7390 кВт – эффективная мощность ГД;

= 1 шт – число ГД;

= 706 ч. – ходовое время.

Запас тяжелого топлива

Запас легкого топлива.

где: p = 860 кг/ - плотность легкого топлива.

Запас топлива для ВДГ.

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 = 240 ч – время стоянки для сухогрузных судов;

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

= 120 ч – время стоянки без грузовых операций;

= 120 ч – время стоянки с грузовыми операциями.

Ходовой режим.

= 56 m

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

= 0,167 кг/кВт*ч – удельный расход топлива;

= 400 кВт – эффективная мощность ВДГ;

= 1 шт – число ВДГ работающих на данном режиме;

= 706 ч. – ходовое время.

Стояночный режим без грузовых операций.

= 9,61 m

где: n = 1 шт – число ВДГ работающих на данном режиме;

tc = 120 ч. – стояночное время без грузовых операций.

Стояночный режим с грузовыми операциями.

= 19,2 , m

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

Запас топлива для аварийного дизель – генератора.

По правилам Регистра запас топлива должен обеспечивать работу аварийной электростанции в течение 6-и часов.

= 0,14 m.

Где:  = 0, 208 кг/кВт*ч – удельный расход топлива;

= 112 кВт – эффективная мощность АДГ;

= 1 шт – число АДГ;

= 6 ч. – время работы АДГ.


Запас масла

Запас циркуляционного масла.


= 25,

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

Vмц = 20,5  - количество масла в циркуляционной системе;

Qm = 0,8 кг/кВт*ч – удельный расход (угар) масла;

Ne = 7390 кВт – эффективная мощность ГД;

T = 706 ч. – продолжительность рейса;

P = 920 кг/ - плотность масла.


  1.    ВЫБОР ВСПОМОГАТЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК

Определение отклонения мощности на эксплуатационном режиме.

/   7390/8600 = 0.86

Где: Ne = 7390 кВт – эффективная мощность;

= 8600 кВт – суммарная мощность цилиндров двигателя.

Параметры расхода и температуры газов.

Ggaz = 18,8 кг/с – расход газов;

Tgaz = 235 - температура газов.

Поправки по массе и температуре.

= 2 %

- 3

Определение количества газа которое пойдет на утилизацию.

Определение количества теплоты отобранного от уходящих газов.

 

Где:  Сgaz = 1 кДж/кг * - удельная теплоемкость газов;

tgaz = Tgaz = 232 ;

tgaz.ух. = 180 - температура уходящих газов.

Паропроизводительность утилизационного котла.


Где:   – КПД утилизационного котла;

Св = 4,2 кДж/кг * - удельная теплоемкость воды;

– температура кипения;

– температура пресной воды;

R = 2000 кДж/кг – удельная теплота парообразования, для судовых утилизационных котлов;

- учитывается если система не замкнутая.

Количество пара необходимое для судовых нужд.

Где: Ne = 8600 кВm – эффективная мощность ГД.

По расчету принимаю котлы:

Вспомогательный  МА 03

Производительность 1000 кг/ч

Утилизационный КУП80С

Производительность 1700 кг/ч

Выбор оборудования электростанции.

Выбираю три дизель генератора один из них резервный марки ВДМ – ДГС 400 - 170

Мощность - 400 кВт

Выбор опреснительной установки.

Определение требуемой подачи испарительной установки.

 

Где:  = 1,25…1,5 – коэффициент запаса производительности;

= 180…240 л/сут –  cанитарная норма расходования воды, на одного человека;

= 14 чел. – число людей на судне;

240 л/сут –потери воды из систем охлаждения двигателей, на 1000 кВт эффективной мощности;

Ne = 7390 кВт – эффективная мощность двигателя;

= 0,015…0,03 – коэффициент потерь пресной воды из системы вспомогательного парогенератора;

= 860 кг/ч – производительность вспомогательного парогенератора;

По расчету принимаю опреснительную установку ISF-20 производительностью 2 м3/сут.


  1.   КОНСТРУКТИВНЫЙ УЗЕЛ

7.1.  Основные данные

    Центробежными называют такие лопастные насосы, у которых силовое взаимодействие непрерывно вращающихся лопастей с жидкостью обеспечивает приращение ее энергии при радиальном направлении движения жидкости относительно оси вала.

    На судах центробежные насосы получили наибольшее распространение. Это обусловлено надежностью их в работе, равномерностью подачи, возможностью получения в широком диапазоне требуемых подач и напоров, простотой устройства, обслуживания, ремонта и регулирования, быстрым пуском, малой чувствительностью к загрязнению жидкости. Использование быстроходных двигателей для привода обеспечивает сравнительно небольшие габаритные размеры и массы насосов.

    Действие центробежного насоса заключается в передаче энергии перекачиваемой жидкости в результате силового взаимодействия лопастей вращающегося рабочего колеса насоса с обтекающим их потоком жидкости.

    В данном курсовом проекте необходимо по заданным параметрам подачи и напора рассчитать циркуляционный охлаждающий насос.

Исходные данные для расчета

    Расчет рабочего колеса ведем по струйной теории. Исходными данными для расчета являются:

- подача насоса…………………………………………………....Q = 0,016 м3

- напор насоса……………………………………………………..H = 180 Дж/кг

- температура жидкости………………………………………….T = 333K

- давление на поверхности  РЦ…………………………………..P1 = 105Па

- высота всасывания………………………………………………hвс =  - 12,0 м

- сопротивление приемного трубопровода……………………...hтп=  4,0 Дж/кг


7.2. Гидравлический расчет рабочего колеса.

7.2.1. Определение параметров ступени

Схема движения жидкости в насосе: одноступенчатая.

Н1 = Н = 180

Q1 =Q = 0,016 м3

    Приняв заданную геометрическую высоту всасывания за допускаемую, из уравнения для допускаемой высоты всасывания, определяю критический кавитационный запас энергии:

Δhкр== 92,57 Дж/кг

где g – ускорение свободного падения м/с2;

ρ – плотность воды, = 998,03г/м3

Ра – давление на входе, Па;

Рп – давление парообразования при данной температуре, = 2338 Па

А – коэффициент запаса; А=1,15…1,3. Принимаю А=1,225;

hт.п. – гидравлические потери в приемном трубопроводе, Дж/кг.

 

Принимаю величину кавитационного коэффициента быстроходности С=800 и рассчитываю максимально допустимую частоту вращения nmax, об/мин:

nmax = об/мин.

  Приняв значение коэффициента быстроходности ns = 74,76 , нахожу рабочую частоту вращения n,об/мин:

n= об/мин

Выбираю двигатель А02-М 42-4М мощностью 5,5 кВт, n=1440об/мин, ns=74,76.

    Расчетная подача Qp насоса определяю по уравнению, м3/с:

Qp= = м3

    Значение объемного КПД η0, учитывающего протечку жидкости только через переднее уплотнение колеса, может определено по формуле А.А. Ломакина:

η0= =

Объемный КПД:

η0= η0 – (0,03…0,05) = 0,96 – 0,04=0,92

Теоретический напор колеса находится (вДж/кг ) по уравнению:

НТ= = Дж/кг

Гидравлического КПД рассчитываю по формуле А.А. Ломакина:

ηг= =

где D1пр – приведенный диаметр входа в колесо, мм. Вычисляется по формуле:

D1пр=kD1пр = 3.6·мм

где kD1пр=3,6…6,5. Принимаю kD1пр=3,6, при С=800.

Механический КПД определяю по уравнению:

ηм==

  где КПД  ηд.т., учитывающий потери энергии на трение наружной поверхности колеса о жидкость (дисковое трение), вычисляется по формуле:

ηд.т= =

  КПД ηм.п., учитывающий потери энергии на трение в подшипниках сальниках насоса, лежит в пределах 0,95…0,98. Принимаю ηм.п.=0,96

Общий КПД насоса определяется через его составляющие:

η=

 Потребляемая насосом мощность N, Вт:

N=кВт

Максимальная мощность насоса при перегрузке Nmax, Вт:

Nmax=(1,1…1,2)N=1.2 * 4,4= 5,28 кВт


7.2.3. 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 потока в колесо, соответствующее минимальному значению критического кавитационного запаса энергии, оценивается по формуле С.С. Руднева, м/с:

С0 =kco м/с, принимаю С0 = 2 м/с

где kco – коэффициент, величина которого лежит в пределах 0,03…0,09; Принимаю kco=0,06.

  Вал рассчитывается на прочность от кручения и изгиба и проверяется на жесткость и критическую частоту вращения. В первом приближении диаметр вала рабочего колеса нахожу из расчета на кручение по формуле:

d"в= м.

где Мкр – крутящий момент, приложенный к валу, Н·м;

Мкр=9,57Н·м

  Касательное допускаемое напряжение для валов из углеродистой стали на кручение принимаю: [τ]=400·105 Н/м2.Для придания жесткости диаметр вала увеличивают на 10…15 мм, с учетом запаса на изгиб.

dв = (0,01…0,015) + d"в = 0,014 + 0,016 = 0,03 м

Диаметр втулки вала dвт в зависимости от способа крепления колеса на валу:

dвт= (1,2…1,5)dв=1,35·0,03=0,04 м

Диаметр D0 входа в колесо находим из уравнения неразрывности, м:

D0=м

   Положение входной кромки лопасти рабочего колеса и ее ширина b1 зависят от кавитационных качеств колеса и величины коэффициента быстроходности ns;  b1 находим из уравнения неразрывности:

b1==м

где С´m1 – меридианная составляющая абсолютной скорости принимается для колес со средними кавитационными качествами, м/с:

С´m1=(0,8…1,0)С0=0.9*2= 1,8 м/с

   Диаметр D1 окружности, проходящей через средние точки входных кромок лопастей, принимается, м:

D1=(0,9…1,0)D0=1 · 0,111=0,111 м

   Меридианная составляющая абсолютной скорости после поступления потока в межлопастной канал, м/с:

Сm1=k1·Сm1=1,1 · 1,8 = 1,98 м/с

где k1– коэффициент стеснения на входе;

k1=1,05…1,17. Принимаю k1=1,1.

Окружная скорость на входе в межлопастной канал определяется по уравнению, м/с:

u1=R1·ω=м/с

Угол β1.0 безударного поступления потока на лопасти находится из уравнения:

tgβ1,0=  β1,0=13,20

Угол установки лопасти на входе:

β1= β1,0+δ=13,20+6.50=19,70

где δ – угол атаки, для колес со средними кавитационными качествами принимается от 30…100  принимаю6.50.

Угол  β1 обычно лежит в пределах 180…280.

    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. W1 рассчитываю по формуле:

W1= м/с


7.2.4. Расчет основных размеров выхода рабочего колеса

Размеры выхода рабочего колеса, основными из которых является наружный диаметр D2 рабочего колеса, ширина b2 лопасти на выходе и угол β2 установки лопасти на выходе определяют из условия создания требуемого напора при достаточно высоком КПД.

Наружный диаметр D2 находят методом последовательных приближений. В первом приближениеD2 определяется по окружной скоростиu2 , найденной из основного уравнения лопастных машин:

НТ = Сu2 ∙ u2

u2 = ,

Воспользуемся опытным соотношением скоростей:

Кcu2 = = 0,5…0,65

отсюдавыводимC u 2:

C u 2 = k cu2 ∙ u2

u2 =

принимаю kcu2 = 0,6

u2 = = 18,7 м/с

Определяю наружный диаметр D2 рабочего колеса в первом

приближении, м:

D21 = = 0,248м

Угол установки лопасти на выходе определяется по следующему уравнению:

sinβ2 = =

где k2 – коэффициент стеснения на выходе из колеса.k2 = 1,0…1,084. Принимаю

равнымk2 = 1,05, для увеличения прочности лопасти и упрощения

технологии изготовления колеса. C'm2 – меридианная составляющая

абсолютной скорости:

C'm2 = (0,7…1,15)∙Со =1 * 2= 2 м/с

     Для обеспечения минимальных вихревых зон при движении потока в

каналах колеса принимается отношение скоростей:

W1/W21,0

    Угол установки лопасти рабочего колеса на выходе находится в

пределах  β2 =18…280. Благоприятная форма лопасти получается при близких значениях углов β1 и β2, т.е.  β1 β2(1…20).

sin β2= 0,366β2=21,30

    Минимальное число лопастей определяется по формуле:

zmin=6,5= 6,5= 8

где l – длина средней линии тока в меридианном сечении канала колеса:

l = R21R1= 0,124 – 0,0555 = 0,0685 м

    Принимаю число лопастей равное zmin= 8 шт.

Зная z, R1 и R2 определяю коэффициент p, учитывающий влияние конечного числа лопастей. При радиальном направлении средней линии меридианного сечения рабочего колеса коэффициент p находится по формуле:

р=2

где  ψ – коэффициент, учитывающий чистоту обработки поверхности, определяю по следующему выражению:

ψ = (0,55…0,65) + 0,6sinβ2 = 0,6 + 0,6 ∙ 0,366 = 0,819

   Теоретический напор колеса по струйной теории:

H = (1 + р)HТ = (1 + 0,255) ∙ 210 = 263,5 Дж/кг

   Меридианная составляющая абсолютной скорости на выходе потока из межлопастного канала, т.е. с учетом стеснения определяется по уравнению, м/с:

Сm2 = k2 ∙ Cm2 = 1,05 2 = 2,1 м/с

   Наружный диаметр D2 рабочего колеса во втором приближении определяется следующим образом.Определяю окружную скорость u2:

u2=м/с

D2= м

  Так как 1% < 5%, третье приближение не требуется. D2 = 0,25 м.

  Тогда ширина лопасти на выходе, определяется:

b2= м

Относительная скорость на выходе, м/с:

W2= м/с

 

7.2.5. Меридианное сечение  рабочего колеса.

    Меридианным сечением рабочего колеса называется сечение колеса плоскостью, проходящей через ось колеса. При этом лопасти рабочего колеса не рассекаются, а входная и выходная кромки лопасти наносятся на секущую плоскость круговым проектированием, т.е. каждая точка кромок лопасти  поворачивается вокруг оси колеса до встречи с секущей плоскостью.

7.2.6. Расчет и построение цилиндрической лопасти рабочего колеса.

    Профилирование меридианного сечения ведется так, чтобы ширина межлопастного канала изменялась плавно от входа к выходу. Для этого задаю графиком изменения меридианной составляющей абсолютной скорости функции от радиуса ri или длины средней линии межлопастного канала, которая выбирается по прототипам в зависимости от коэффициента ns.

   Исходным уравнением для определения ширины межлопастного канала является уравнение неразрывности:

Qp=πDibiCmi

,где Qp – расчетная подача, м3/с; Di – некоторый произвольный диаметр, м; bi – ширина межлопастного канала на диаметреDi, м; Cmi – меридианная составляющая абсолютной скорости, м/с.

          Разбив среднюю линию канала от радиуса R1 до радиуса R2 на некоторое количество участков (приращение радиуса Δri = 5…10мм), по формуле:

bi=

определяю ширину межлопастного канала,  где ri – соответствующий радиус Di, м.

Профилирование лопасти следует вести так, чтобы обеспечить более благоприятные условия для безотрывного обтекания контура лопасти потоком рабочей среды. В этом случае гидравлические потери будут минимальными.

   В тихоходных по ns колесах с цилиндрическими лопастями, у которых средняя линия канала в меридианном сечении имеет направление близкое к радиальному, сечение лопасти в плане можно принять за истинное сечение лопасти поверхностью тока.

   Расчеты, связанные с построением цилиндрической лопасти рабочего колеса в плане, удобно проводить в табличной форме (Таблица 4), где:

Wi – относительная скорость потока на соответствующем радиусе ri, м/с

ti – окружной шаг на соответствующем радиусе, м:

ti=

Δi – толщина лопасти на соответствующем радиусе ri, которая определяется по графику Δi=f(ri), который строится следующим образом: задается толщина лопасти на входе и выходе из рабочего колеса, при этом необходимо учитывать принятые коэффициенты стеснения k1 и k2. Для согласлвания воспользуюсь зависимостью:

ki=

   Вiи Вi+1 – значение подынтегральной функции в начале и в конце рассматриваемого участка

Вi=

Δri – приращение радиуса;

Δυi – приращение центрального угла;

Δυ=

υi – значение центрального угла на соответствующем радиусе;

υ=

   Задаваясь приращением радиуса Δri=5…10 мм, разбиваю диапазон интегрирования r от R1 до R2 на некоторое количество участков.

   Закон изменения меридианной составляющей абсолютной скорости в функции от радиуса Сmi=f(ri) находится по графику.

   Ширина biмежлопастного канала в меридианном сечении на соответствующем радиусе определяется по уравнению сплошности. Чтобы создать наиболее благоприятные условия для безотрывного обтекания контура лопасти потоком, что соответствует минимуму гидравлических потерь, принимается плавный закон изменения относительной скорости от W1W2  в функции от радиуса; для обеспечения устойчивости потока в канале рабочего колеса отношение W1/W2 должны быть близкими к единице.

ʋi°

0

39.25

56.26

70.42

84.16

96.36

107.15

117.17

126.44

135.47

144.26

ʋi

0

0.688

0.985

1.234

1.471

1.686

1.872

2.047

0.212

2.37

2.521

Δʋi

0.348

0.34

0.297

0.249

0.237

0.215

0.186

0.175

0.165

0.158

0.151

(Bi+Bi-1)

2

49.74

48.62

42.515

35.625

33.95

30.85

26.635

25.025

23.63

22.67

21.705

Δri

0.007

0.007

0.007

0.007

0.007

0.007

0.007

0.007

0.007

0.007

0.007

Bi

49.77

47.47

37.56

33.69

34.21

27.5

25.77

24.28

22.98

22.36

21.05

tgβi

0.362

0.337

0.383

0.388

0.35

0.404

0.4

0.396

0.392

0.379

0.383

βi , град

19.7

18.7

21.3

21.4

19.48

21.92

21.8

21.67

21.55

21.18

21.3

sinβi

0.348

0.328

0.366

0.37

0.338

0.383

0.379

0.376

0.373

0.363

0.366

Δi

TI

0.0232

0.102

0.12

0.116

0.115

0.114

0.098

0.086

0.068

0.048

0.0082

Δi , m

0.001

0.005

0.0065

0.007

0.0075

0.008

0.0075

0.007

0.006

0.0045

0.0008

Ti , m

0.043

0.049

0.054

0.06

0.065

0.07

0.076

0.081

0.087

0.092

0.097

C`mi

Wi

0.316

0.319

0.322

0.326

0.329

0.332

0.336

0.339

0.342

0.345

0.349

Wi , m

5.689

5.693

5.697

5.701

5.705

5.709

5.713

5.717

5.721

5.725

5.73

C`mi ,m/c

1.8

1.82

1.84

1.86

1.88

1.9

1.92

1.94

1.96

1.98

2

bi , m

0.027

0.023

0.021

0.019

0.017

0.015

0.014

0.013

0.012

0.011

0.01

ri , m

0.055

0.625

0.069

0.075

0.083

0.095

0.097

0.104

0.111

0.118

0.125

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

7.3.Гидравлический расчет спирального отвода

    Выходное сечение спирального канала представляет собой цилиндрическую поверхность шириной b3 и радиусом R3.

Ширина входного сечения спирального канала b3  определяется по уравнению

b3 = b2 + (0,02…0,05)D2 = 0,01 + 0,05 ∙ 0,25 = 0,0225 м

Диаметр входа в спиральный канал:

R3 = (1,03….1,08)R2 = 1,08 ∙ 0,125 = 0,135 м

Для наименьшего влияния на КПД насоса и его шумность выбираю коэффициент 1,08

7.3.1. Расчет и построение кривой пропускной способности

Расчет кривой пропускной способности ведется в табличной форме

(таблица 5)

Постоянная спирального канала Гс определяется по формуле

Гс = 2πR2Cu2 = 2 ∙ 3,14 ∙ 0,125 ∙ 11,22 = 8,8 м2/с

    Принимаю толщину языка спирального отвода Δя = 3…5 мм = 5 мм

Принимаю угол наклона боковых стенок спирального канала α=30…40◦  = 40◦

Первая точка в таблице соответствует входному сечению, т.е. в первой точке ri = R3, bi=b3, а Qi=0. Задаваясь приращением радиуса Δ ri = 5…10 мм, определяю текущий радиус второй точки. Текущее значение ширины спирального канала bi для второй точки определяю расчетным путем. Таким образом, получаю рисунок 9 зависимости текущей ширины сечения спирального канала bi в функции от текущего значения радиуса ri.

bi = bi – 1 + Δb = bi – 1 + 2 ∙ Δri ∙ tg α/2

где bi -1 - ширина сечения спирального канала в предыдущей точке, м;

     Δb – приращение ширины сечения спирального канала при приращении радиуса на величину Δri , м.

Величины Bi, ΔQ и Qi определяю по формулам, приведенным в таблице 5. Расчеты таблицы заканчиваю, когда получаю текущее значение расхода среды.

Qi>Qp.

Таблица 5.

К  расчету и построению кривой пропускной способности

Номер точки

Ri

м

bi

м

Bi = bi/ri

Δri

м

ii-1)/2

ΔQiс∙(Вii-1)/2* Δri м3/c

Qi=

м3/c

1

0,135

0,0225

0,166

0,0075

0,18

0,0018

0

2

0,1425

0,0279

0,195

0,0018

0,0075

0,208

0,0021

3

0,15

0,0333

0,222

0,0039

0,0075

0,233

0,0024

4

0,1575

0,0387

0,245

0,0063

0,0075

0,256

0,0026

5

0,165

0,0441

0,267

0,0089

0,0075

0,276

0,0029

6

0,1725

0,0495

0,286

0,0118

0,0075

0,295

0,0031

7

0,18

0,0549

0,305

0,0149

0,0075

0,313

0,0032

8

0,1875

0,0603

0,321

0,0181

Рисунок 9.

7.3.2. Расчет таблицы значений расходов через контрольные сечения.

Пользуясь зависимостью Qυ=, определяют расход жидкости в сечениях, соответствующих определенному углу υ. Сечения спирального канала обычно располагают относительно друг друга через 45.

Таблица 6.

Номер

0

1

2

3

4

5

6

7

8

Сечения

υ

0

45

90

135

180

225

270

315

360

Qυ м3/c

0

0,0021

0,0042

0,0063

0,0085

0,0106

0,0127

0,0148

0,017

7.3.3. Построение действительных сечений спирального канала.

    Острые углы теоретических сечений спирального отвода вызывают дополнительные гидравлические потери и концентрацию местных напряжений в стенках спиральных отводов. Поэтому острые углы сечений округляют, соблюдая равенство расходов жидкости через отбрасываемые и добавляемые площадки. Условия для скруглений острых углов сечений в конечном виде записываются так:

где:   fa – площадь отбрасываемой площадки;

fb -  площадь добавляемой площадки;

ra – радиус центра тяжести площадки fa;

rb – радиус центра тяжести площадки fb.


7.3.4. Расчет размеров диффузора.

Площадь входного сечения диффузора fв

м2

Скорость потока во входном сечении диффузора С8

м/с

Степень расширения диффузора Кg=2….3.5, выбираю Кg=3,5

Скорость потока в выходном сечении:

С9= С8/Kg = 7,72/3,5 = 2.2 м/с

Диаметр эквивалентного круга на входе в диффузор

м

Диаметр на выходе из диффузора d9

м

Где:  fвых = Qр9 = 0,017/2.2 = 0,0077 м2

Принимаем угол раскрытия диффузора = 8…12

= 10

Длина диффузора lд

м.


7.4. Расчет на кавитацию колеса центробежного насоса.

    По найденным значениям скоростей С1.0, W1.0 и u1 при входе в межлопастные каналы рабочего колеса определяется критический кавитационный запас энергии:

Δhкр= Дж/кг

где λкр – коэффициент кавитации:

где С1.0 = См1, м/с; Δl – толщина лопасти на расстоянии 45 мм от входной кромки, мм. 


  1.   ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ  РАЗДЕЛ: ТЕХНОЛОГИЯ  МОНТАЖА  ЦЕНТРОБЕЖНОГО  ЭЛЕКТРОНАСОСА

8.1.   Конструктивно – технологическая характеристика центробежного насоса

Центробежный электронасос относится к агрегатированным механизмам, так как его конструкция и габариты позволяют выполнять транспортно-погрузочные и монтажные операции без его разборки. Центробежный насос охлаждения пресной водой агрегатирован в одном корпусе с электродвигателем и представляет собой моноблочную конструкцию, в которой рабочее колесо насоса насаживается, непосредственно на вал электродвигателя. Этот электронасос поставляется на судно с обслуживающим оборудованием в виде агрегата прошедшего сборку, регулирование и испытание на стенде завода-изготовителя.

Цель агрегатирования - создать надёжную конструкцию, которая имела бы высокую технологичность и обеспечивала повторяемость стендовой сборки агрегата после монтажа на судне.

При разработке конструкции агрегата необходимо обеспечить:

  1.  минимальные деформации в процессе транспортно-погрузочных и монтажных операций;
  2.  удобство транспортировки и возможность погрузки агрегата на судно без разборки;
  3.  простоту монтажа и удобство крепления на судовом фундаменте;
  4.  свободный доступ к каждому механизму агрегата и отдельным узлам при его эксплуатации;
  5.  возможность агрегатного ремонта и разборки отдельных узлов без нарушения целостности агрегата.

Данный насос относится к механизмам не строго связанным с координатами судна и является неподвижным механизмом, т.к. имеет жёсткое крепление к фундаменту.

Агрегатированный центробежный электронасос насос имеет высокую технологичность монтажа на судне, т. к. обладает следующими достоинствами:

  1.  удобство и простота крепления;
  2.  отсутствие в узле крепления деталей, пригоняемых и обрабатываемых по высоким классам точности;
  3.  минимум слесарно-пригоночных операций;
  4.  возможность быстрого смещения механизма для восстановления соосности валов.

Монтаж агрегатированных механизмов должен заключатся в их установке на судне согласно координатам чертежа в состоянии готовности к пуску без пригоночных слесарно-сборочных операций в судовых условиях.

Агрегат центробежного электронасоса представляет собой вертикальный механизм, который поступает на судно для монтажа в сборе, имеет горизонтальное крепление и устанавливается сверху на фундамент, приваренный к корпусу судна.

8.2.    Описание этапов технологического процесса монтажа электронасоса.

Технологический процесс монтажа агрегата центробежного электронасоса включает в себя шесть этапов, некоторые из которых состоят из нескольких операций.

  1.  этап - Подготовка монтажных баз.
  2.  этап - Транспортировка и погрузка механизма на судно.
  3.  этап - Определение положения механизма на судне.
  4.  этап - Установка компенсирующих звеньев между опорными

поверхностями механизма и фундамента.

  1.  этап - Крепление механизма на фундаменте.
  2.  этап - Контроль качества монтажа механизма.


8.2.1.  Этап  подготовки монтажных баз.

Монтаж электронасоса выполняется на судовом фундаменте, который принимают за базовую конструкцию. Для упрощения монтажа насоса на фундаментах наносят разметочные риски, которые материализуют плоскости, параллельные основным базирующим плоскостям судна. Электронасос должен иметь на корпусе в месте присоединения продольные и поперечные осевые риски, положение которых соответствует геометрическим осям агрегата.

Совокупность поверхностей, рисок и других ориентирующих элементов, относительно которых определяется положение механизма на судне, образует технологическую монтажную базу.

Монтажные базы разделяют на общие и местные. Общей монтажной базой называют ориентирующие элементы, связанные непосредственно с корпусом судна, в неё входят опорная поверхность и разметочные риски судового фундамента. Местную монтажную базу образуют ориентирующие элементы, опорные поверхности и осевые риски, принадлежащие устанавливаемому агрегату. При отсутствии рисок в качестве ориентирующих элементов общей базы используют продольные и поперечные торцы полок или приварных планок фундамента, местной базы - продольные и поперечные торцы, а так же отверстия фундаментной рамы или лап агрегата.

Технологическая операция определения положения механизма на фундаменте с использованием баз называется базированием механизма.

Подготовка общей базы состоит из следующих работ:

  1.  проверки наличия осевых рисок на фундаменте;
  2.  проверки правильности установки фундамента на судне;
  3.  обработки опорных поверхностей фундамента.

Фундаменты изготавливают в пределах допусков на размеры и устанавливают с допускаемым смещением и непараллельностью опорных поверхностей относительно базовых плоскостей судна. До погрузки механизма фундамент грунтуют и окрашивают.

Подготовка местной базы заключается:

  1.  в проверке наличия осевых рисок на механизме;
  2.  расконсервации и проверке механических повреждений опорных поверхностей механизма, сопрягаемых с фундаментом.

При изготовлении опорные поверхности лап и фундаментных рам должны находится в одной общей плоскости и обработаны с шероховатостью не грубее Rz40. Места прилегания гаек и шайб фундаментных болтов должны быть подрезаны с соблюдением перпендикулярности подрезаемой поверхности к оси отверстия.

8.2.2.  Этап транспортировки и погрузки электронасоса на судно.

Основным требованием при транспортно-погрузочных операциях является обеспечение отсутствия деформаций механизма. Насос должен поступать на монтаж с установленными заглушками на отверстия и фланцы патрубков. Для погрузки механизма завод-изготовитель предусматривает специальные приспособления за которые необходимо стропить агрегат и схемы погрузки, применение которых уменьшает деформацию механизма. Погрузку электронасоса на судно выполняют краном. Перемещение механизма внутри судна осуществляется такелажниками с помощью различных приспособлений (тали, лебедки, балки, настилы и катки).

Правильная транспортировка и погрузка механизма на судно является ответственным этапом по обеспечению повторяемости стендовой сборки механизма при монтаже на судне.

8.2.3.  Этап определения положения электронасоса на судне.

При окончательном положении электронасоса на фундаменте необходимо выполнить следующие требования:

  1.  отклонения координат механизма от осевых рисок фундамента допускается в пределах ± 5 мм;
  2.  расстояние между опорными поверхностями механизма и фундамента должно быть достаточным для установки компенсирующих звеньев заданной толщины;
  3.  отклонения от вертикали вертикально расположенных механизмов разрешаются до 1 мм на 1 пог. м, но не более 3-х мм на высоту рамы механизма;
  4.  расстояние от электронасоса до соседнего оборудования и корпусных конструкций должно быть не менее 10-и мм (для механизмов с жёстким креплением);
  5.  обеспечить возможность наблюдения за узлами, подлежащими периодическому контролю в процессе эксплуатации, а так же возможность их демонтажа.


8.2.4.  Этап установки компенсирующих звеньев между опорными поверхностями электронасоса и судового фундамента.

8.2.4.1. Выбор материала и размеров компенсирующих звеньев.

Прокладки и клинья должны обеспечивать надёжное крепление и минимальную трудоёмкость монтажа механизма. Выбор определяется технологичностью конструкции и техническими возможностями завода -строителя судна.

При выборе материала основное значение имеет неизменность механических характеристик и формы прокладок под нагрузкой при различных температурных условиях эксплуатации.

Размеры прокладок выбирают исходя из допустимого давления на них от веса механизма и усилия затяжки фундаментных болтов.

Прокладки из пластмасс - наиболее технологичное компенсирующее звено, применение которого полностью исключает ручные пригоночные операции при монтаже механизма. Пластмасса заполняет неровности опорных поверхностей, а также монтажные зазоры и в таком виде отверждается. При применении пластмасс обработка судового фундамента, точное измерение толщины прокладок, их изготовление на станке и пригонка по месту не нужны. Пластмассы должны отвечать следующим требованиям:

  1.  достаточно высокие механические свойства (сж = 800 1200 кг/см2)

и незначительная усадка после отверждения - не более 0,5 %;

  1.  возможность приготовления и отверждения в различное время года при нестабильных температурных условиях судна и цеха;
  2.  время перехода пластмассы из жидкотекучего (вязкого) состояния

в твёрдое должно быть не менее одного часа для формирования прокладок и заполнения пластмассой монтажных зазоров;

- отсутствие ползучести и стойкость при условиях эксплуатации механизма (повышение температуры опорных поверхностей до 50 - 60 °С, действий вибрации, попадания масла, топлива и других агрессивных сред).


8.2.4.2. Установка компенсирующих звеньев.

В качестве материалов для компенсирующих звеньев выбираем либо вязкую пластмассу отечественного производства БКД - на основе бакелита (бакелит, контакт Петрова, древесные опилки) с органическим наполнителем, либо жидкотекучие пластмассы импортного производства на основе эпоксидно - диановых смол (EPY, Chockfust Orang, Epocast 36).

Пластмассу применяют в виде прокладок толщиной 8-10 мм. Размер прокладок выбираем, исходя из давления на нее, величина которого не должна превышать [q] = 100 кг/см2.

Вязкую пластмассу наносят равномерным слоем толщиной около 20 мм на очищенную опорную поверхность фундамента с предварительно просверленными отверстиями для крепёжных болтов. На полки фундамента устанавливают ограничительные рейки толщиной не менее 8 мм, и механизм опускают на фундамент с зазором на толщину прокладки, определяя его положение направляющими болтами. Вязкая пластмасса выжимается из-под рамы механизма под действием его веса. Механизм предварительно крепят штатными болтами к фундаменту, обеспечивая при обжатии болтов чертёжную толщину слоя пластмассы.

При использовании жидкотекучих пластмасс необходимо установить специальную кюветку, залить пластмассу на высоту 10 – 12 мм и опустить механизм на фундамент с зазором на толщину прокладки, определяя его положение направляющими болтами.


8.2.5.  Этап крепления электронасоса на фундаменте.

Технология крепления механизма простыми болтами заключается в следующем:

- сверление отверстий.

При монтаже насоса на пластмассе БКД, с использованием шаблона снятого с опорной поверхности механизма данную операцию производим в 1 этапе;

- подрезка отверстий.

Для обеспечения плотного прилегания головки и гайки болта, фундамент и лапу вокруг отверстия подрезают облицовочной зенковкой до получения поверхности с шероховатостью не грубее Rа20. При этом должна быть обеспечена перпендикулярность подрезаемой поверхности к оси отверстия, подрезку выполняют по 7-му классу точности на глубину не более 10 % толщины полки фундамента или лапы механизма;

- установка болтов;

Материалом для простых болтов служит углеродистая сталь марки: сталь 20, для гаек сталь 15 и пружинных шайб сталь 65Г.

- контроль затяжки болтов.

Неравномерная затяжка фундаментных болтов может вызвать деформации механизма и, как результат, приводить к нарушению точности сопряжения его узлов. Для предупреждения деформаций фундаментные болты необходимо затягивать равномерно по диагонали одинаковым усилием, величину которого контролируют при креплении механизма.

- заземление механизма; При креплении насоса на фундамент необходимо выполнить заземление электродвигателя механизма на корпус судна для удовлетворения требований техники безопасности по защитному заземлению электронасоса от короткого замыкания. Заземление выполняют при помощи перемычки из медной ленты, которая одним концом крепится при помощи болтов заземления к бонкам, приваренным к судовому фундаменту, а вторым - к клеммам заземления электродвигателя.

Присоединение к электронасосу трубопроводов и кабелей производят после окончательного крепления механизма. Натяги труб, перекосы и смещения присоединительных фланцев не допускаются, чтобы избежать деформаций механизма.

8.2.6. Этап контроля качества монтажа электронасоса.

Контроль делится на пооперационный и окончательный. При пооперационном контроле проверяют качество операций которые нельзя проверить после окончательного крепления механизма: обработка фундамента, плотность пригонки компенсирующих звеньев, подготовку отверстий и др.

При окончательном контроле проверяют:

  1.  правильное положение электронасоса на судне;
  2.  соответствие крепления механизма к фундаменту требованиям чертежа;
  3.  отсутствие деформаций электронасоса в статическом состоянии;
  4.  уровень вибраций механизма в действии.
  5.  

После приёмки механизма ОТК для защиты от коррозии гайки и головки болтов консервируют солидолом или суриком. После окончания монтажа насос закрывают временным кожухом, изготовленным из листового железа.

Проверку работы электронасоса во взаимодействии с обслуживающими трубопроводами, арматурой и другим судовым оборудованием производят в период швартовых и ходовых испытаниях судна.


Технологический процесс монтажа центробежного электронасоса на пластмассе БКД с использованием шаблона.

Таблица 7

№ этапа

№ операции

Наименование и содержание операций

Требования

Приспособления, инструмент

I

Подготовка монтажных баз

1

Очистка фундамента от ржавчины, окалины и других включений

Зачистить до металлического блеска

Машина шлифовальная

2

Визуальная проверка наличия осевых рисок на фундаменте и насосе

Риски должны быть на фундаменте и насосе

3

Сверление по шаблону отверстий в фундаменте

Шаблон ориентировать по осевым рискам фундамента

Шаблон, сверлильный станок с электромагнитным креплением, сверло

4

Приготовление и нанесение на фундамент пластмассы БКД

Толщина слоя 15-20 мм

Ванна, лопатка деревянная, рейки деревянные

L208

II

Погрузка насоса на фундамент

Стропить за рымы на электродвигателе

Кран, тали, стропа, рымы технологические

III

Определение положения насоса на фундаменте

1

Совмещение отверстий насоса и фундамента

Насос ориентировать по отверстиям фундамента

Болты направляющие

2

Обеспечение

вертикального положения насоса

Отклонения от

вертикальности не более Змм на высоту насоса

Отвес, метр

стальной, ключ Гаечный

IV

Получение окончательной

толщины пластмассовой прокладки (путём обжатия фундаментных болтов)

Согласно чертежу h = 9 ± 0,5 мм

Ключ гаечный.

метр стальной

V

Крепление насоса

1

Подрезка отверстий под головки болтов и гайки (удаляя поочерёдно фунда - ментные болты)

Глубина подрезки < 1мм;

Шероховатость подрезанной поверхности V3

Приспособление

для подрезки,

зенковка

облицовочная

2

Окончательное обжатие

болтов (после отверждения пластмассы)

Гайки болтов

после обжатия

ключом от руки дополнительно завернуть на

угол 30-45°;

щуп 0,05 мм

не должен проходить под головку и гайку болта

Ключ гаечный, щуп №1

3

Заземление насоса

Контактные

поверхности

зачистить до

металлического

блеска и смазать тонким слоем вазелина

Машинка шлифовальная, бонка, электрод 0 3 мм, ключ гаечный

VI

Контроль качества монтажа

1

Вертикальность насоса

Согласно требованиям этапа III п.2;

2

Толщина слоя пластмассы

Согласно требо-ваниям этапа IV;

3

Узлы крепления

и заземление к фундаменту

Согласно требо-ваниям этапа V п.2.3

4

Расстояние от насоса до соседнего оборудования и судовых конструкций

Расстояние должно быть не менее 10 мм

Метр стальной


  1.  ОХРАНА  МОРСКОЙ  СРЕДЫ

При работе СЭУ выбрасывают в атмосферу выпускные газы, а в морскую среду - забортную воду из теплообменных аппаратов и нефтесодержащие воды. Вследствие неполного сгорания топлива, несовершенства систем судовых и энергетических установок, конструкций оборудования, нарушений правил технического обслуживания возникает тепловое, шумовое, вибрационное и радиационное загрязнения окружающей среды.

При работе СЭУ в атмосферу выбрасываются выпускные газы главных двигателей и котлов, токсичность которых определяется сортом топлива и условиями его сгорания. Выпускные газы способствуют задымлению атмосферы: черный цвет, который им придают сажа и зола. Дымление, кроме загрязнения биосферы, также ухудшает видимость.

В результате неисправностей и аварий оборудования установок систем кондиционирования воздуха и рефрижерации имеют место утечки хладагентов в атмосферу.

Основной причиной загрязнения морской воды в нормальных условиях эксплуатации является сброс нефтесодержащих вод. При эксплуатации СЭУ происходит непрерывное потребление топлива, масла, пресной и забортной воды, которые циркулируют в соответствующих системах. При их циркуляции имеет место небольшое количество утечек. Эти утечки рабочих вещества в смеси образуют нефтесодержащие воды, которые стекают в трюмы машинных и машинно-котельных отделений, где накапливаются в льялах и сборных колодцах (льяльные воды).

Методы снижения токсичности выпускных газов

В продуктах неполного сгорания топлива - выпускных газах - основными вредными (токсичными) веществами являются сажа, зола, окись углерода, углеводороды и альдегиды.

Принципиальные различия в механизмах образования различных токсичных веществ не предоставляется возможности снизить вредность выпускных газов одним каким-нибудь универсальным средством. На практике решение этой проблемы идет по двум направлениям - уменьшение вредности газов в процессе их образования и снижение вредности выпускаемых газов.

Некоторые из составляющих комплекса мер по снижению вредности газов ДВС в процессе их образования:

- рециркуляция, т. е. перепуск части выпускных газов на всасывание;

  1.  -впрыск воды во впускной трубопровод, что уменьшает концентрацию окислов азота, но увеличивает окиси углерода;
  2.  применение термофорсирования, т. е. предварительной обработки топлива;

- введение антидымных присадок к топливу;

- применение разделенной камеры сгорания, что позволяет снизить выделение окислов азота;

- снижение максимальной цикловой подачи топлива, что уменьшает выбросы сажи, окиси углерода, но увеличивает выбросы альдегидов и др.

Снизить вредность выпускных газов можно путем нейтрализации, очистки и утилизации, дожигания вредных примесей, а также с помощью различных устройств, устанавливаемых в выпускном тракте (искрогасителе и др.).

Высота дымовой трубы оказывает влияние на загрязнение биосферы и палубы судна. Чем выше труба поднята над палубой, тем выше тяга.

Мероприятия по уменьшению загрязнения морской среды нефтепродуктами.

Существуют следующие источники образования льяльных вод: протечки топлива, масла, пресной воды, забортной воды через неплотности соединений комплектующего оборудования арматуры и насосов; протечки при износе оборудования; при ремонте и осмотре оборудования и др.

Дополнительными источниками поступления пресной воды являются: конденсация водяных паров; продувка парогенераторов, баллонов сжатого воздуха и др.; отстоявшаяся вода из расходных цистерн топлива и масла и пр.

Поступление различных рабочих веществ в льяла возможно в результате случайных и аварийных ситуаций. Общая концентрация нефти в льяльных водах на ходовом режиме в 4-5 раз больше, чем на других режимах.

Другой разновидностью нефтесодержащих вод являются балластные воды  топливных цистерн СЭУ, представляющие собой смесь остатков топлива и забортной воды.

Степень загрязненности и количество льяльных вод определяются типом судна. Содержание нефтепродуктов в льяльных водах колеблется в широком диапазоне и в среднем составляет 2000 мг/л.

Льяльные воды представляют собой сложную смесь, которая с трудом поддается разрушению, что не позволяет производить непосредственный сброс льяльных вод за борт без соответствующей обработки.

Для очистки нефтесодержащих вод применяются следующие методы: гравитационный отстой, флотация, коалесценция, фильтрация. В данном проекте принимается фильтрация.

Метод фильтрации состоит в задержании частиц нефтепродуктов слоем фильтрующих материалов. Для обработки нефтесодержащих вод суда снабжаются сепарационным и фильтрующим оборудованием. Независимо от содержания нефти в смеси сепарационное оборудование должно обеспечивать концентрацию нефтепродуктов на выходе не более 100 млн-1, а фильтрующие - не более 15 млн-1. 


  1. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ  ОБОСНОВАНИЕ  ПРОЕКТА

Лучше сделать заново

тС целью более весомой аргументации при выборе принципиально важных технических решений в любом проекте необходимо выполнять оценку экономической эффективности каждого альтернативного частного решения для их последующего сравнения. Такая постановка задачи требует правильного выбора критерия эффективности. Наиболее полным критерием оценки эффективности технических решений относительно фидерного контейнеровоза, как морского транспортного судна, выступает коэффициент рентабельности, который равен отношению прибыли, получаемой при эксплуатации заданного судна, к приведенным затратам.

Годовой объем прибыли можно представить как разницу между доходами от эксплуатации судна Д и расходами на его функционирование Р (приведенные затраты):

П = Д-Р

Доходы от эксплуатации судна поступают в виде платы за перевозку грузов:

Д = Рг  Кгп  LnлFrZp,

где: Рг - грузоподъемность судна, т;

Кгп - коэффициент технического использования грузоподъемности -средневзвешенный коэффициент загрузки судна;

Lпл - величина линии, на которой эксплуатируется судно,мили;

Fr - фрахтовая ставка, зависящая от вида перевозимого груза и бассейна эксплуатации судна, долл. за тонно-милю;

Zp - среднее число рейсов за год.

Однако, существенной особенностью проектирования и постройки больших морских судов, к которым относится и заданный контейнеровоз, является большая продолжительность (несколько лет) указанных этапов жизненного цикла судна. Это обстоятельство приводит к тому, что в условиях перманентного мирового экономического кризиса все указанные выше показатели эксплуатации судна, используемые для расчета дохода, практически не прогнозируемы на такую длинную перспективу. Поэтому достоверность определения дохода, от которого в основном зависит величина прибыли, на период начала эксплуатации проектируемого контейнеровоза очень низкая, что, естественно, не позволяет выполнить качественное сравнение. В связи с этим оценку экономической эффективности альтернативных вариантов технических решений для заданного фидерного контейнеровоза будем производить только по приведенным затратам, от которых также зависит величина прибыли, но их значение можно определить с большей достоверностью, чем размер дохода.

В настоящем проекте универсального сухогруза при комплектации его энергетической установки главным двигателем рассматривались два дизеля при выборе главного двигателя – 5G50ME - В9 фирмы MAN B&W 5RT-flex50 производства фирмы ”Wartsila Diesel. Поскольку указанные двигатели по своим основным показателям (Таблица 8) достаточно близки, то требуется более детальное и скрупулезное сравнение, а именно экономической оценки по приведенным затратам, причем относительно затрат, связанных только с главным двигателем.

Все затраты на судно и его элементы складываются из двух основных слагаемых:

- первоначальной стоимости судна, в которую включаются стоимости по проектированию, изготовлению корпусных конструкций, покупку оборудования и его сборку, монтаж всех систем, а также проведение всех необходимых испытаний;

  1.  годовых текущих расходов по судну в целом и по объектам;

Анализ этих затрат показывает, что они качественно различны, а самое главное производятся в разные периоды жизненного цикла судна, т.е. разновременны.  В  связи с этими обстоятельствами определить полностью все затраты практически невозможно. Поэтому чтобы сопоставить разновременные капитальные и текущие расходы их условно приводят к одному году эксплуатации и, таким образом, фактическими расходами на эксплуатацию судна являются так называемые "приведенные затраты", которые определяются по следующей формуле:

Зпр = Ртек + Ен  Кс ,

где: Ен  нормативный коэффициент годовых отчислений;

       Ртек   среднегодовые текущие расходы;

      Кс   – первоначальная стоимость.

В рамках задачи, поставленной в данном разделе настоящей работы, приведенные затраты будут связаны только с главными двигателями как по первоначальной стоимости, так и по текущим расходам. Причем для решения этой задачи достаточно определить не все приведенные затраты, а только лишь разность приведенных затрат, обусловленных различием вариантов комплектации СЭУ главными двигателями.

Первоначальную стоимость главных дизелей в млн. рублях можно определить с помощью следующей откорректированной эмпирической зависимости, полученной в работе /10/ на основе статистической обработке стоимости малооборотных дизелей от их основных технико-эксплуатационных параметров:

Кс = 10,25 NeНОМ 0,28 beном– 0,85  G 0,72 ,

где Ne– номинальная эффективная мощность двигателя, кВт;

      beном  – удельный расход топлива на номинальном режиме, г/(кВтчас);

      G –  масса двигателя, т.

Текущие расходы Ртек, связанные с эксплуатацией судна, традиционно разделяют на следующие составляющие:

Ртек = Рт + Рсм + Ра + Рр + Рсн + Рэк + Рн + Ркос .

где    Рт  – сумма расходов на топливо;

Рсм  –   смазочные и обтирочные материалы;

Ра   амортизацию;

Рр  – текущий ремонт;

Рсн  – снабжение;

Рэк  –   содержание экипажа;

Рн  –  навигационные и прочие расходы;

Ркос    косвенные расходы.

Анализ структуры косвенных расходов, в которые включаются затраты на содержание управленческих аппаратов высших иерархических уровней (пароходства, береговых служб и пр.), показывает, что существенных изменений в этой категории расходов, связанных с вариантами комплектации СЭУ главными двигателями, не ожидается.

Анализ структуры статей навигационных и прочих расходов, в которые включаются затраты на оплату услуг, оказываемых судну в портах (проводка буксирами, снабжение пресной водой, электрической энергией и пр.), отчисления на содержание служб, обеспечивающих безопасность мореплавания (лоцманы, лоции, системы навигации и пр.), показывает, что существенных изменений в этой категории расходов, связанных с вариантами комплектации СЭУ главными двигателями, также не ожидается.

Анализ состава расходов на содержание экипажа, включающих в себя заработную плату, в том числе все виды надбавок и премий, отчисления на социальные страхования, оплату бесплатного питания и др., показывает, что существенных изменений в этой категории расходов, связанных с вариантами комплектации СЭУ главными двигателями, не ожидается.

Анализ состава расходов на снабжение, включающих в себя затраты на покупку расходных материалов, а также быстроизнашивающегося инвентаря, показывает, что существенных изменений в этой статье расходов, связанных с вариантами комплектации СЭУ главными двигателями, не ожидается.

Затраты на текущий ремонт охватывают расходы, связанные с периодически выполняемыми профилактическими и ремонтными работами, которые регламентированы правилами технической эксплуатации дизель-генераторами. Кроме того, в эти затраты закладываются расходы на мелкие ремонтные работы (без вывода судна из эксплуатации) по ликвидации случайных отказов. Как показывает многолетняя практика эксплуатации СЭУ различных типов судов величина затрат на текущий ремонт в основном прямо пропорциональна первоначальной стоимости и может ориентировочно составлять до 1,5 … 2,0% от неё. Поскольку в обоих альтернативных вариантах ГД представлено оборудование импортного производства, которое требует технического обслуживания достаточно высокого качества, то принимаем  Рр  = 0,02 Кс .

Амортизационные отчисления включают в себя отчисления на полное восстановление (реновацию), предусматривающие накопление к концу срока службы данного оборудования (главного двигателя) средств для его воспроизводства (покупку будущего нового взамен данного). В случае, когда для сложного оборудования (в данном случае главный двигатель) планируется капитальный ремонт, то в амортизационные отчисления также включаются отчисления на частичное восстановление (капитальный ремонт), тоже предусматривающие накопление к началу дорогостоящего капитального ремонта средств для его выполнения. Норма ежегодного амортизационного отчисления как на реновацию, так и на капитальный ремонт фактически определяется среднегодичным темпом расхода ресурса, ожидаемое значение которого можно оценить по формуле

ТРР  = 24 ТЭ аЭ аМ = 24 * 300 * 0,65 * 0,6 = 2808 час/год,

где   ТЭ  = ТГФ  – ТВЭ = 365 – 35 = 330 дней – эксплуатационный период;

ТГФ = 365 дней  – фонд годового времени;

ТВЭ =  ТР  + ТПР =  35 дней – внеэксплуатационный период, принято как среднее для морского транспортного судна / 11 /;

ТР  – ремонтное время (обычно учитывается вместе со среднегодовым временем простоя);

ТПР  – среднегодовое время простоя (обычно учитывается вместе с ремонтным временем);

аЭ = ТХ / ТЭ = 0,65   – коэффициент ходового времени (принято по / 11 /);

аМ = ∑ [(Nj / Ne) (TXj / TX )] = 0,70 – cреднегодовой коэффициент использования мощности (принято по / 11 /).

Теперь, зная среднегодичный темп расхода ресурса, можно оценить величину коэффициента амортизационных отчислений на реновацию по полному ресурсу TRпол для характерных элементов дизеля (поршень ДВС):

сар  = ТРР / TRпол .

Аналогично можно оценить и величину коэффициента амортизационных отчислений от первоначальной стоимости на капитальный ремонт  по  ожидаемой величине наработки до капремонта TRкр  для характерных элементов дизеля (поршень ДВС):

сакр = sКР ТРР / TRкр ,

где sКР =  SКР / Кс = 0,2  – относительная стоимость капитального ремонта.

Ожидаемые среднегодовые расходы на тяжелое топливо (мазут М40) можно определить по следующей общепринятой формуле с учетом, что, как показывает практика эксплуатации, на подавляющем числе долевых режимов главные двигатели будут загружены на 85 … 95%, т.е. будут иметь be 90%

Ртт = 24 сТТ kСТ ТЭ аЭ аМ  be 90% Ne  ,

где сТТ = 11,30 руб/кг  – стоимость топлива (М40);

kСТ = 1,02   – коэффициент, учитывающий потери топлива при сепарации.

Ожидаемые среднегодовые расходы на легкое топливо (дизельное топливо) можно определить исходя из того, что его расход составляет 20% от расхода тяжелого топлива. Тогда имеем

Рлт = 0,48 сЛТ kСТ ТЭ аЭ аМ  be 90% Ne  ,

где сЛТ = 32,40 руб/кг  – стоимость топлива (ДТ);

kСТ = 1,02   – коэффициент, учитывающий потери топлива при сепарации.

Ожидаемые среднегодовые расходы на смазочные и обтирочные материалы можно определить по следующим типовым формулам.

Циркуляционное масло

Рцир =  сцир kСМ ТЭ аЭ аМ ( bМ + 24 qМ / TRм ) Neном  

где сцир = 37,50 руб/кг  – стоимость циркуляционного моторного масла;

kСМ = 1,02   – коэффициент, учитывающий потери масла при сепарации;

bМ   – удельный расход масла на угар;

qМ = 2,5 кг /кВт  – удельная маслоемкость системы циркуляционной смазки;

TRм = 18000 часов  – срок службы масла, принято по результатам эксплуатации малооборотных ДВС с маслосборником вне картера (сточно-циркуляционная цистерна) из диапазона   15000 … 20000 часов / 12 /.

Цилиндровое масло

Рцил = 24 сМ kСМ ТЭ аЭ аМ bцил Neном  

где сМ = 39,50 руб/кг  – стоимость цилиндрового моторного масла;

kСМ = 1,02   – коэффициент, учитывающий потери масла при сепарации;

bцил   – удельный расход цилиндрового масла.

    С помощью приведенных выше формул, а также принятых характерных величин, остающихся постоянными для обоих альтернативных вариантов ГДГ, производим расчет составляющих приведенных затрат, по которым имеются существенные расхождения их значений, связанных с вариантами комплектации СЭУ главными двигателями. Указанные расчеты сведены в табл. 13, из которой видно, что с экономической точки зрения комплектация СЭУ 5G50ME - В9 фирмы MAN B&W является предпочтительней, поскольку ожидаемая величина приведенных затрат относительно варианта главного двигателя на базе 5RT-flex50 производства фирмы ”Wartsila Diesel” на 3,629 млн.руб. Кроме того, и первоначальная стоимость дизелем 5G50ME - В9 меньше на 15,0 млн.руб., чем дизеля 5RT-flex50.

    Таким образом, на основе полученной выше экономической оценки, а также учитывая, что в результате долгого сотрудничества между Россией и фирмой MAN B&W на территории нашей страны имеется широкая база технического обслуживания дизелей этой фирмы, в настоящем проекте окончательно принимается решение об использовании в качестве главных двигателей 5G50ME - В9 производства фирмы MAN B&W. Кроме того, следует иметь в виду, что за счет меньшего веса дизель 5G50ME - В9 (на 47т) увеличивается грузоподъемность контейнеровоза. Это, в свою очередь, также повышает экономическую эффективность варианта комплектации СЭУ дизелем 5G50ME - В9, вследствие повышения транспортной работы. Однако количественно этот эффект из-за нестабильности современной мировой экономики оценить практически не возможно.


Определение  разности  приведенных  затрат

Таблица 8

Наименование параметра

Обозна-

чение

Ед.

измер.

Значение

Разность

5G50ME - В9

5RT-flex50

Стоимость ГД

Кс

тыс.руб.

86000

101000

-15000

Нормативный коэффициент

годовых отчислений

Ен

-

0,15

0,15

Годовые  отчисления

Ен  Кс

тыс.руб.

15230

19310

-4080

Полный ресурс ГД

TRпол

час

100000

90000

Коэф. амортизационных отчислений на реновацию

сар

-

0,02808

0,0312

Амортизационные отчисления на реновацию

сар  Кс

тыс.руб.

4723

6096

-1373

Наработка ГД до капремонта

TRкр

час

24000

30000

Коэф. амортизационных отчислений на капремонт

сакр

-

0,02340

0,01872

Амортизационные отчисления на капремонт

сакр  Кс

тыс.руб.

3936

3658

278

Расходы на текущий ремонт

Рр

тыс.руб

3364

3908

-544

Усредненный удельный

расход топлива

be 90%

кг/(кВт*час)

0,180

0,179

Затраты на тяжелое топливо

Ртт

тыс.руб.

417474

415155

2319

Затраты на легкое топливо

Рлт

тыс.руб.

417474

415155

2319

Удельный расход масла

на угар

bМ

кг/сут

56,0

60,0

Затраты  на  циркуляционное масло

Рцир

тыс.руб.

5713

5942

-229

Удельный расход

цилиндрового масла

bцил

кг/(кВт*час)

0,0006

0,00065

Затраты  на  

цилиндровое  масло

Рцил

тыс.руб.

5713

5942

-229

Суммарная разность

приведенных  затрат

тыс.руб.

-3629


Заключение.

    Исходя из поставленной задачи, в задании на дипломный проект было выполнено проектирование СЭУ, 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, пресной воде и паре, судно было укомплектовано тремя  дизель генератора, опреснительной установкой, вспомогательным  и утилизационный котлами.

    Так же для энергетической установки были определены энергетические запасы масла и топлива.

    В качестве конструктивного узла был спроектирован центробежный охлаждающий насос пресной воды.

    В технологическом разделе предоставлена технология монтажа центробежного насоса.

    В разделе охрана морской среды рассмотрены методы по снижению токсичности выпускных газов и мероприятия по уменьшению загрязнения морской среды нефтепродуктами.

    В экономическом разделе был произведен сравнительный расчет по приведенным затратам двух вариантов двигателей.


СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

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, 1987г., 480с., ил.

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

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

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

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

7. Ануфриев Н.М. Курсовой проект: Проектирование энергетической установки сухогруза.

8. Чернов А.И. Курсовой проект: Гидравлический расчет центробежного насоса.

9. Материалы с кафедры СЭУ, СиО.

10. Прототип расчёта дизельной установки проекта сухогруза.

насосы

Андрющенко Р.С. и др. Судовое вспомогательное энергетическое оборудование. Судостроение, 1991

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

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

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

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

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

Кафедральные альбомы конструкций насосов (у лаборанта-методиста кафедры).

Дополнительные

Воронов В.Ф., Арцыков А.П. Судовые гидравлические машины. Учебник, Л., Судостроение, 1976, стр. 301.

Певзнер Б.М. Насосы судовых установок и систем. Л., Судостроение, 1971, стр. 384.

Будов В.М. Судовые насосы. Справочник. Судостроение,1988


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

84623. Методические указания: Организация туристского бизнеса 389.5 KB
  Комплексная курсовая работа предусматривает сбор и анализ материалов по конкретному туристско-рекреационному региону. Выбор туристско-рекреационного региона для анализа в курсовой работе осуществляется студентом в соответствии с порядковым номером в зачетно-экзаменационной ведомости.
84624. Анализ оборачиваемости оборотных средств 100.65 KB
  Проблема адаптации зарубежного опыта в области управления запасами к реалиям транзитивной экономики России является актуальной в настоящее время. Однако запасы нельзя исследовать в отрыве от других элементов оборотных средств. Научный подход к управлению оборотными средствами должен...
84626. Создание хозяйства по выращиванию грибов 6.69 MB
  Настоящим бизнес-планом предусматривается открытие хозяйства, занимающегося выращиванием, уборкой и последующим сбытом сельскохозяйственной продукции (грибов). Самоокупаемость (точка безубыточности) и рентабельность.
84627. Статьи конфедерации 1781 года – первая конституция США 261 KB
  Именно в настоящее время чрезвычайно важно изучение процессов формирования конституционного государства, опыта упрочения федеративной формы государственного устройства ведущих зарубежных стран. США как независимое государство возникли в результате освободительной воины 1775—1783 гг.
84628. Методические указания: Гидравлический и пневматический привод 255 KB
  Обязательно изображение схем цилиндров при прямом и обратном ходах с нанесением движущих сил и сил сопротивления движению. Возможно что для обеспечения заданных скоростей движения придётся предусмотреть ограничение потока поступающего в цилиндр расхода цилиндра.
84629. Система менеджмента организации 129.46 KB
  Самой важной составляющей частью работы всего коллектива является обеспечение высокого качества своей продукции. У предприятия сложились долголетние связи с поставщиками основных видов сырья. Все сырье, поступающее на завод, сертифицировано, соответствует требованиям Госстандарта, проходит контроль качества.
84630. Инженерное проектирование многофункционального устройства Еpson Stylus TX119 с функцией голосового управления 564.95 KB
  Цель исследования -– изучение инженерных методик на всех этапах жизненного цикла продукции. В работе отражены все этапы ЖЦП в которых было рассчитано оптимальное значение параметров при которых будет обеспечиваться качество готового продукта и качество сервисного обслуживания после продажи продукции потребителю.