1.3 Анализ мероприятий, направленных на повышение энергетической эффективности СЭУ

Доля расходов на топливо в общих эксплуатационных затратах на судно составляет 25-30% и возрастает с увеличением грузоподъемности и скорости хода судна, агрегатной мощности главных и вспомогательных дизелей. Поэтому снижение расхода топлива является одной из главных задач, решаемых на этапах проектирования и эксплуатации теплоходов.

Экономичность каждого из элементов дизельной энергетической установки (ДЭУ) оценивается его КПД и в различной степени отражается на экономичности ДЭУ в целом.

Для транспортного судна, энергия, используемая по прямому назначению на перевозку, сохранение грузов и обслуживание пассажиров, относится к полезной, а энергия, затрачиваемая на обслуживание главных и вспомогательных дизелей, экипажа и судна в целом, - к потерям.

Современные ДЭУ оборудуются турбогенераторами, работающими на паре от утилизационного котла (УК), вакуумными водоопреснительными установками (ВОУ), использующими тепло воды, охлаждающей дизели, валогенераторами, гидроприводом вспомогательных механизмов (ВМ). При этом не только уменьшаются расходы топлива, масла, но повышается ресурс вспомогательных дизелей, котлов.

Экономичность ДЭУ во многом зависит от согласования режимов работы механизмов, их технического состояния, использования средств утилизации, рационального распределения расходов топлива на главные и вспомогательные потребители. Всё это отражается на КПД установки. Исходя из этого под КПД установки понимается отношение полезной энергии, потребляемой на транспортные расходы (перевозка, подготовка и сохранение груза, и обслуживание пассажиров), ко всей энергии, затрачиваемой на установку.

К возможным путям увеличения КПД установки относят повышение КПД главных двигателей и снижение потерь энергии в передаче. Однако экономичность главных дизелей оказывает решающее влияние на КПД установки, так как доля расхода топлива на этот потребитель является наибольшей. В то же время режим работы с максимальным КПД главных дизелей не обязательно соответствует максимуму КПД установки. При увеличении частоты вращения КПД установки растёт до тех пор, пока приращение доли расхода топлива на главные дизели преобладает над уменьшением эффективного КПД главного дизеля. Максимум КПД установки достигается при больших частотах вращения, чем максимум эффективного КПД главных дизелей.

При уменьшении частоты вращения КПД установки снижается быстрее эффективного КПД главных дизелей из-за уменьшения доли расхода топлива на главные дизели.

Решающим фактором повышения эффективного КПД главных дизелей являются:

дальнейшее форсирование дизелей на основе совершенствования систем газообмена и наддува и повышение КПД турбокомпрессоров;

использование конструкций, допускающих организацию рабочего цикла с высоким значением максимального давления сгорания P_z;

применение длинноходовых и сверхдлинноходовых дизелей с прямоточно-клапанной продувкой (отношение S/D = 2.5-3.85);

согласование эксплуатационных режимов с характеристикой удельного расхода топлива, b_e= f (n);

применение керамики и композитных материалов, ограничивающих теплообмен между газом и стенками цилиндра;

использование энергии выпускных газов в силовых турбинах комбинированных дизелей.

Дальнейшее повышение экономичности на 2 - 3 % путём согласования эксплуатационных режимов с характеристикой b_en является результатом совместного действия конструктивных и эксплуатационных факторов.

Одним из средств повышения КПД судовых дизелей и ДЭУ в целом, как отмечалось выше, является применение силовой турбины. При КПД турбокомпрессора _та >0.65 необходимые параметры наддува (давление и расход воздуха) можно получить, направляя в турбину не весь поток газов, а только его часть (90% и более). Остальной газ параллельным потоком отводится в силовую турбину, связанную через муфту и редуктор с валом дизеля. Соответствующая автоматика управляет газоперепускным клапаном и муфтой. При снижении мощности дизеля до 55% клапан закрывается, муфта отключается, и весь газ направляется в наддувочный турбокомпрессор. Таким образом, осуществляется своеобразное регулирование мощности турбокомпрессора, улучшение параметров наддува и экономичности дизеля во всём диапазоне эксплуатационных режимов.

Дальнейшее повышение КПД установок после мероприятий, связанных с увеличением КПД главных дизелей и передач, может быть осуществлено путём глубокой утилизации тепловых потерь и применяемых способов привода вспомогательных механизмов.

Утилизация тепловых потерь в главных, а в некоторых случаях и вспомогательных дизелей, позволяет существенно уменьшить расходы топлива на вспомогательные потребители. Часть энергии выпускных газов традиционно используется в утилизационных котлах для получения водяного пара. В зависимости от системы охлаждения газов и способа использования пара возможны различные схемы утилизации:

1) Пар от утилизационного котла во время хода направляется в систему подогрева топлива, воды, воздуха и на другие нужды, т.е. происходит замена вспомогательного котла утилизационным, в которых из-за ограниченной производительности срабатывается 1/3 - 1/2 часть располагаемой теплоты газов (в этом случае такие системы называют системами частичной утилизации).

2) Основная часть пара используется в утилизационной паротурбинной установке, работающей по циклу Ренкина (утилизационный турбогенератор вырабатывает электроэнергию, идущую на привод вспомогательных механизмов, освещение и другие потребители); в этом случае утилизационная установка во время хода полностью или частично замещает вспомогательные дизели и в связи с повышенной производительностью котлов утилизируется большая часть (2/3 - 3/4) располагаемой теплоты газов и такие системы называются системами глубокой утилизации.

3) Излишки пара не сбрасываются в конденсатор, а в виде избыточной энергии на режимах полного хода (N_е^гд >50%) передаются на винт. В этом случае совместная работа главного дизеля и утилизационного турбогенератора на винт осуществляется через механизм отбора избыточной мощности турбогенератора на редуктор главной передачи. При этом автоматически обеспечивается стабилизация частоты вращения генератора в рабочем диапазоне частот вращения главного дизеля. В такой схеме кроме утилизации части теплоты наддувочного воздуха, предусматривается возможность дополнительного отбора теплоты выпускных газов путём генерирования пара низкого давления, направленного в последнюю ступень турбины.

4) Утилизация энергии выпускных газов силовой турбины, работающей совместно с валогенератором главного дизеля на замещение вспомогательных дизелей. В высокоэкономичных судовых дизелях с низкой температурой газов за турбиной (220.240°С) такая схема позволяет рационально сочетать простые схемы утилизации с высокой топливной экономичностью, низкой стоимостью, малыми затратами на обслуживание установки. В этом случае энергетический КПД установки повышается вследствие совместного воздействия на эффективный КПД главного дизеля и снижения расхода энергии на вспомогательное потребление.

Наиболее широкое распространение получила первая схема утилизации тепловых потерь. Но из-за малых расходов пара и отсутствия постоянных потребителей эффективность её ограничена, особенно при плавании в летнее время или в тропических районах.

Реализация схемы глубокой утилизации с валогенератором возможна при использовании высокофорсированных четырёхтактных дизелей, которые имеют повышенную температуру выпускных газов. При условии полного замещения вспомогательных дизелей и вспомогательных котлов избыточная мощность утилизационного турбогенератора на режимах полного хода (N_е^гд >50%) может превышать потребности судна в электроэнергии в 2 - 3 раза.

В современных ДЭУ используются и схемы утилизации второй основной потери тепла главных дизелей - тепла охлаждающей воды.

Вода, вышедшая из дизелей, может использоваться как греющая среда в различных теплообменных аппаратах (подогревателей воды, топлива, масла), в испарителях котловой и питьевой воды, а иногда и для отопления. Однако достаточно широкое применение нашли пока только вакуумные водоопреснительные установки, которые дают возможность "срабатывать" значительный теплоперепад и достигать существенного экономического эффекта. Расчёты и опыт показывают целесообразность приготовления пресной воды в рейсе из забортной для увеличения грузоподъёмности судна и повышения КПД установки. Расход тепла на водоопреснительные установки для сухогрузного теплохода составляет 1.7-2.8 % расхода тепла на главный двигатель и возрастает до 2-3.4 % для танкера в связи с большими расходами пресной воды на питание котлов.

Наиболее экономичными являются вакуумные водоопреснительные установки поверхностного типа. Расход электроэнергии на ВОУ такого типа составляет 4-6 кВт/ч на тонну дистиллята (для безповерхностных 12-15 кВт/ч). В качестве греющей среды используется охлаждающая вода главных дизелей с температурой 60 - 65°С. Испарение забортной воды происходит при низкой температуре 30 - 40°С и соответствующем давлении 0.0043-0.0075 МПа, что обеспечивает высокую надёжность и малое накипеобразование. Испаритель подключён параллельно к водоохладителю главного дизеля. Это даёт возможность поддержать оптимальные температуры воды в системе охлаждения независимо от режима работы испарителя и использовать его как резервное средство охлаждения пресной воды в случае выхода из строя основного водоохладителя. Возможна и последовательная схема включения. По выходе из испарителя температура пресной воды понижается на 5-15°С и возвращается в систему охлаждения дизеля за водоохладителем. Забортная вода подаётся в конденсатор испарителя из напорной магистрали забортной воды. Температура её по выходе из конденсатора повышается на 4 - 8°С. Испаритель питается забортной водой от эжекторного насоса через измерительное устройство (ротаметр). Расход забортной воды, подаваемой в камеру испарения в 3 - 4 раза больше производительности испарителя. При нормальной работе испарителя содержание хлоридов не превышает 6 мг/л. Допускаемая температура забортной воды 28 - 30°С.

На режиме полного хода в испаритель направляется часть охлаждающей пресной воды, так что используемое тепло составляет примерно 1/4 располагаемого. Повышение КПД дизельной энергетической установки при использовании тепла охлаждающей воды в вакуумном испарителе оценивается условно исходя из предложения, что при его отключении такое же количество дистиллята получается в обычном испарителе, работающем на паре от вспомогательного котла.

К числу потерь энергии в ДЭУ относятся и потери в приводе вспомогательных механизмов (ВМ). В ДЭУ транспортных теплоходов подавляющее число ВМ, в том числе и обслуживающих главные дизели, имеют автономный привод от электродвигателей. В ДЭУ малой мощности часто применяют дизели с навешенными механизмами. Несмотря на ряд конструктивных и эксплуатационных достоинств, для автономного электрического привода характерны сравнительно низкий КПД. Потери в передаче, состоящие из потерь в генераторах, в сети и электродвигателях, составляют 20 - 35 % от передаваемой мощности. Учитывая, что КПД вспомогательных дизелей ниже КПД главных, поэтому становится ясным проявление практического интереса к схемам привода механизмов от валогенераторов. Чаще всего использование валогенераторов отмечается в многомашинных ДЭУ с винтом регулируемого шага. Через муфту сцепления и повышающий редуктор они связываются с главной редукторной передачей и на режимах n=const полностью обеспечивают установку электроэнергией (коэффициент замещения вспомогательных дизелей К_п=1). Использование валогенератора даёт экономию топлива, соизмеримую с экономией, получаемой от утилизации тепла выпускных газов.

1.4 Постановка задач дипломного проекта

где d_г - диаметр гребного вала, м, предварительно принимаем d_г = 0,175 м;

л - коэффициент, принимаемый л = 14 т.к. n ? 500 мин - ^1,n - номинальная частота вращения гребного вала (с учетом того, что передача прямая), мин^-1, n = 330 мин^-1.

Принимаем длину дейдвудного пролета вала l₁

м.

По Правилам Регистра валы судовых валопроводов должны изготовляться из стальных поковок с временным сопротивлением 430-690 МПа. В качестве материала для валов можно использовать сталь Ст5 с временным сопротивлением _в - 500600 МПа и пределом текучести д_т = 260290 МПа. Выбираем сталь Ст5.

Диаметры валов для СЭУ с четырехтактными главными двигателями должны быть не менее в мм:

промежуточного d_пр и упорного d_у для судов классов "М" и "О"

d_у = d_пр = 24,7 [ (Р_пр (1+0,4 k_m) / n_пр] ^1/3 = 24,7 [ (442 (1 + 0,41,15) / 5,5] ^1/3 = 143 мм;

упорного в районе гребня

d_у` = 1,1 d_пр = 1,1 143 = 157 мм;

гребного d_г

d_г = 1,1 d_пр + k_г D_в = 1,1 143 + 7 1,86 = 174 мм,

где Р_пр - номинальная мощность, передаваемая промежуточным валом, кВт;

k_m - коэффициент, учитывающий неравномерность крутящего момента и принимаемый равным для 6 цилиндровых четырехтактных ДВС 1,15, для 8 цилиндровых - 1,0, принимаем k_m = 1,4;

n_пр - номинальная частота вращения промежуточного вала, с^-1, принимаем равной частоте вращения главного двигателя с учетом передаточного числа редуктора, т.к. реверс-редукторная передача n_пр = 330/60 = 5,5 с^-1;

k_г - коэффициент, принимаемый равным для валов без облицовки 10, с облицовкой 7, принимаем вал с облицовкой, следовательно k_г = 7;

D_в - диаметр гребного винта, м, D_в = 1,86 м.

Найденные диаметры валов округляются в большую сторону до значений, оканчивающихся на 5 или на 0. Поэтому окончательно принимаем d_у = 145 мм; d_у` = 160 мм; гребного d_г = 175 мм.

2.3 Расчет на прочность основных элементов валопровода

2.4 Разработка рекомендаций по использованию СГЭУ

В п.2.1 дипломного проекта была обоснована замена главных двигателей 8НВД48 мощностью 442 кВт при 330 мин^-1 на двигатели 6ЧНР30/38 мощностью 486 кВт при 330 мин^-1.

Для обоснования области эксплуатационных режимов работы главных двигателей 6ЧНР30/38 выполняем расчет ограничительных характеристик главных двигателей (табл.2.2).

Таблица 2.2

Расчет координат ограничительных характеристик судовых дизелей

Координаты характеристик определяем с помощью следующих зависимостей:

внешней номинальной мощности

ограничительной по тепловой напряженности

ограничительной по механической напряженности

винтовой облегченной

винтовой нормальной и винтовой швартовой

где Р_0,6 - значение координаты внешней характеристики номинальной мощности при n = 0,6n_e.

Для обоснования возможных режимов работы главных двигателей в эксплуатации по рассчитанным координатам строим ограничительные и винтовые характеристики, рис.2.2.

Рис.2.2 Обобщенные характеристики главного двигателя 6ЧНР30/38

Совмещение характеристик позволяет установить область эксплуатационных режимов работы главных двигателей, которая для двигателя 6ЧНР30/38, как двигателя с наддувом, ограничивается: сверху: часть линий швартовой характеристики и ограничительной по тепловой напряженности ( = const); справа: линией номинальной частоты вращения коленчатого вала;

снизу: линией облегченной винтовой характеристики; слева: линией минимально-устойчивой частоты вращения коленчатого вала (обычно 0,3 n_е).

Для выбора рационального режима работы главных двигателей выполняем расчет изменения их параметров при работе главных двигателей СЭУ по винтовой характеристике (табл.2.3).

Таблица 2.3

Расчет параметров главных двигателей по винтовой характеристике

Показатели главных двигателей на долевых режимах определяем с помощью зависимостей:

долевая мощность

эффективный КПД на режиме

удельный расход топлива на режиме

часовой расход топлива

среднее эффективное давление на режиме

По результатам расчетов строим графики изменения показателей главных двигателей при их работе по винтовой характеристике, рис.2.3.

Рис.2.3 Изменение параметров главного двигателя при работе по винтовой характеристике

По графику на рис.2.3 находим наиболее экономичный режим работы двигателей (b_ед = b_едmin = 0, 196 кг/ (кВтч)) и графически определяем значения параметров на этом режиме: Р_м = 1,33 МПа; В_д = 69,4 кг/ч; _д = 0,437; Р_д = 354 кВт.

3. Модернизация судовой вспомогательной энергетической установки

3.1 Расчет судовой электростанции