Судовые установки

101

Расчёт ходкости судна и выбор гребного винта

1.1 Главные элементы судна

Тип судна - контейнеровоз типа LO-RO

Длина по ГВЛ, м L=145,6 м

Ширина, м В=23 м

Осадка, м Т=8,5 м

Коэффициент общей полноты = 0,65

Коэффициент полноты мидельшпангоута =0,98

Коэффициент продольной полноты = = 0,66

Дедвейт, тDw = 13500

Мощность, кВт Ne ном = 8320

Частота вращения главного двигателя: n=118 мин(-1) = 1,97 сек(-1)

Число гребных винтов 1

1.2 Постоянные величины расчёта

Коэффициент кинематической вязкости = 1,61*10(-6) м2/с

Надбавки на шероховатость поверхности ш= 0,3*10(-3)

Коэффициент вихревого сопротивления выступающих частей корпуса а=0,1*10(-3)

Коэффициент воздушного сопротивления возд= 0,04*10(-3)

Величина L/B = 6,33

Величина B/T = 2,7

Величина g*L) = 37,793

1.3 Расчёт смоченной поверхности корпуса контейнеровоза

Для транспортных судов смоченную поверхность голого корпуса рекомендуется

определять по приближенной формуле профессора В. А. Семеки 1:

гк = L*T*2+1,37*(-0,274)*B/T

гк =145,6*8,5*2+1,37*(0,65-0,274)*23/8,5= 4200 м2

Смочённая поверхность выступающих частей может быть определена как некоторая доля смоченной поверхности голого корпуса.

вч = 0,03*So = 0,03*4200 = 126 м2

Суммарная смоченная поверхность:

= гк + вч = 4200+126 = 4326 м2

Значение выражения:

*/2 = 4326*1025/2= 2217075 ,

где =1025 кг/м3 - плотность воды.

1.4 Расчёт сопротивления и буксировочной мощности

В практических расчётах полное сопротивление движению судна рекомендуется определять по формуле:

R= (**V2)/ ,

где - коэффициент полного сопротивления, представляющий собой сумму следующих коэффициентов:

тп - коэффициент трения эквивалентной пластины;

ш - надбавка на шероховатость судовой поверхности;

о - коэффициент остаточного сопротивления судна;

а - коэффициент сопротивления выступающих частей;

возд - коэффициент воздушного сопротивления.

Расчёт выполняем в табличной форме в соответствии с указаниями 1.

Таблица 1.1.

Расчёт буксировочной мощности

Расчётные формулы и величины	Размер	Скорость хода в узлах Vs	Примечание
		16	18	20	22
1. V = 0,514*Vs	м/с	8,224	9,252	10,280	11,308
2. V2	(м/с)2	67,63	85,60	105,68	127,87
3. Re=(V*L/)		7,44	8,37	9,30	10,23	*10(-8)
4. Fr = V/(g*L)		0,218	0,245	0,272	0,299
5. тп*103 = f(Re)		1,63	1,60	1,58	1,57	рис.2.
6. о*103 = f(, Fr)		0,90	1,35	1,65	3,13	рис.6.
7. КL/B		0,70	0,80	0,96	1,36	рис.8.
8. КB/T = f(Fr,L/B)		1,11	1,06	1,02	1,14	рис.11.
9. о*103 =(6)*(7)*(8)		0,699	1,145	1,616	4,853
10. = тп+о+ш+а		2,729	3,145	3,596	6,823
R=(*/2)* *(2)*(10)*10(-6)	кН	409	597	843	1934
12. EPS=(1)*(11)	кВт	3364	5523	8666	21870
13. 1,2*R	кН	491	716	1012	2321
14. 1,2*EPS	кВт	4037	6628	10399	26244

По результатам расчётов строим кривые сопротивления R=f(Vs) и кривые буксировочной мощности EPS = f(Vs). Так как в процессе эксплуатации корпуса судна наблюдается изменение характеристик корпуса судна и гребного винта, то вводится эксплуатационная надбавка ,равная 20% для проектируемого судна и строятся кривые сопротивления и буксировочной мощности с учётом этой надбавки (Рис.1.1.).

Рис.1.1.

1.5 Расчёт оптимальных элементов гребного винта

1.5.1 Выбор конструктивного типа движителя, ориентировочных значений скорости хода судна и диаметра гребного винта

В соответствии с рекомендациями раздела 2 2, в качестве движителя принимаем цельнолитой гребной винт.

Для выбора значения Dор используем диаграмму на рис. 1 2. Ориентировочное значение скорости хода судна определяем из графика на рис.1.1.

Vs ор = 17,5 уз

Для грубой оценки коэффициента попутного потока т используем формулу Тейлора 2:

т = 0,5* - 0,05 = 0,5*0,65 - 0,05 = 0,275

Скорость обтекания гребного винта:

Vas = Vs op * (1- т) = 17,5*(1-0,275) = 12,7 уз

Из диаграммы на рис. 1 2 находим: Dор = 5,2 м

В соответствии с рекомендациями, для одновинтовых судов имеем:

Дпред=0,75*Т=0,75*8,5=6,3 м

Для дальнейших расчётов принимаем: Dор = 5,2 м ; Vs ор = 17 уз.

1.5.2 Определение коэффициентов взаимодействия гребного винта с корпусом судна

Коэффициент попутного потока находим по формуле Холтропа 2:

т = В**Сv/(D*T)*0,066/T+1,22*Cv/(D*(1-)) +

+ 0,246*(B/(L*(1-))) - 0,097/(0,95-) + 0,114/(0,95-),

где Сv = 1,05*(тп+ш) = 1,05*(1,6+0,3)*10(-3) = 1,995*10(-3)

В**Сv/(D*T) = 23*4326*1,995*10(-3)/(5,2*8,5) = 4,491

0,066/T+1,22*Cv/(D*(1-)) = 0,066/8,5 + 1,22*1,995*10(-3)/(5,2*(1-0,66)) =9,141*10(-3)

0,246*(B/(L*(1-))) = 0,246*(23/(145,6*(1-0,66))) = 0,168

0,097/(0,95-) = 0,097/(0,95-0,66) = 0,334

0,114/(0,95-) = 0,114/(0,95-0,65) = 0,380

т = 4,491*9,141*10(-3) + 0,168 - 0,334 + 0,380 = 0,254

Полученное значение т проверяем по формуле Э. Э. Папмеля 2:

т = 0,165**V(1/3)/D - т,

где V - водоизмещение судна: V=L*B*T* = 145,6*23*8,5*0,65 = 18502 м2;

т - поправка на влияние числа Фруда:

т = 0,1*(Fr-0,2) = 0,1*(0,254-0,2) = 4,5*10(-3);

т = 0,165*0,65*(18502(1/3)/5,2) - 4,5*10(-3) = 0,237

Окончательно принимаем: т = 0,254.

Коэффициент засасывания определяем по формуле Холтропа 2:

t = 0,002*L/(B*(1-)) + 1,059*B/L - 0,142*D2/(B*T) - 0,005

t = 0,002*145,6/(23*(1-0,66))+1,059*23/145,6-0,142*5,22/(23*8,5)-0,005 = 0,180

полученное значение проверяем в соответствии с рекомендациями 2:

t/т = 0,180/0,254 = 0,7

Окончательно принимаем t = 0,180.

Коэффициент неравномерности поля скоростей в диске гребного винта принимаем:

i = i1 = i2 = 1

Коэффициент влияния корпуса судна определяем по формуле:

к = (1-t)/(1-т)*i = (1-0,180)/(1-0,254) = 1,1

1.5.3 Определение числа лопастей и дискового отношения гребного винта и выбор расчётной диаграммы

В соответствии с указаниями для одновинтовых судов имеем:

Vas = Vs ор *(1-т) = 17,5 * (1-0,254) = 13,0 уз

Для определения дискового отношения используем диаграмму на рис. 4. 2.

= 0,6

Для выбора числа лопастей гребного винта определяем коэффициент нагрузки гребного винта по упору:

р = 9,64*к*R/(*(1-т)*Vs2*D2)

р = 9,64*1,01*740000/(1025*(1-0,254)*182*5,22 = 1,08

Число лопастей z в соответствием с рекомендациями 2 принимаем равным 4.

Расчётная диаграмма: В4-55.

1.5.4 Учёт механических потерь в линии валопровода

Так как МО находится в корме и передача на винт прямая, принимаем:

пер = 1 ; вал = 0,99.

1.5.5 Расчёт оптимальных элементов гребного винта, обеспечивающих наибольшую скорость при заданной мощности и частоте вращения двигателя

Расчёт исходных данных для определения наибольшей скорости выполняем в таблице 1.2.

Для расчёта принимаем nрасч = nном ; Nе расч = Nе ном /1,053

Таблица 1.2.

Расчёт исходных данных для определения наибольшей скорости хода судна и оптимальных элементов гребного винта

Расчётные величины и формулы.	Раз Мeр ность	Числовые значения расчётных величин	Прим.
1. Vs	Узлы	16	17	18	19	20	Задано
2. Vр=0,514*Vs*(1-т)	М/с	6,14	6,52	6,90	7,29	7,67
КNQ= =0,523Vp/n*(*Vp/Np)		2,22	2,39	2,57	2,75	2,93
4.		0,56	0,59	0,64	0,665	0,72	Диагр.
5. o		0,6	0,62	0,64	0,65	0,665	Диагр.
6. H/D = f(КNQ)		0,87	0,90	0,94	0,97	1,02	Диагр.
7. D=Vp/(n*)	М	5,57	5,61	5,47	5,56	5,41
8. =o*к		0,606	0,626	0,646	0,657	0,672
9. EPS=f(Vs)	Квт	4000	5400	6600	8500	10500	Рис.1.1
10. Ne=EPS/(*в*пер)	Квт	6667	8713	10320	13068	15783
Постоянные величины расчёта	Ne=7187 квт	в*пер=0,99
Np=Ne*в*пер= =7115 квт	N=118 мин(-1)	Nc=1,97 сек(-1)	т=0,254
T=0,180	I=1	к=(1-t)/(1-)*i=1,1	Dпред=6,3 м

По результатам выполненного расчёта строим графики (Ne; D; H/D; ) = f(Vs) и находим значения указанных элементов гребного винта и скорость судна для заданной номинальной мощности (Рис.1.2.1.4.):

Vs = 16,8 узлов

D = 5,57 м

H/D = 0,9

= 0,582



Рис.1.2.



Рис.1.3.



Рис. 1.4.

1.6. Проверка гребного винта на кавитацию

Проверку гребного винта на кавитацию проводим по формуле 2:

расч = (1,5+0,35*z)*R/((Pа+*g*ho-Pv)*D2) + 0,2*Zp ,

где Ра - атмосферное давление воздуха, Ра=101300 Н/м2;

ho - заглубление оси гребного винта,

ho = T - 0,4*D + 0,2 = 8,5 - 0,4*5,57 +0,2 = 6,472 м ;

Pv - давление насыщенных паров, Pv=1226 Н/м2 при t=10C ;

Zp = 1 - число гребных винтов.

расч = (1,5+0,35*4)*600000/((101300+1025*9,81*6,472-1226)*5,572 + 0,2 = 0,54

расч , т.е. дисковое отношение гребного винта обеспечивает отсутствие кавитации.

Окончательные конструктивные элементы гребного винта.

Диаметр винта	D = 5,57 м
Шаговое отношение	H/D = 0,9
Шаг	Н = 5,013 м
Дисковое отношение	= 0,55
Число лопастей	= 4
Направление вращения винта	правое
Материал	ЛМцЖ 55-3-1

При выборе материала гребного винта учитывались следующие обстоятельства:

«ядовитость» металла, обеспечиваемая легирующей добавкой меди;

текучесть металла в условиях изготовления винта методом литья под давлением, обеспечиваемая легирующей добавкой кремния;

выносливость металла в условиях циклических нагрузок по моменту сопротивления, обеспечиваемая легирующей добавкой молибдена;

коррозионная стойкость металла при эксплуатации в морской воде, обеспечиваемая добавкой хрома.

Также учитывалась стоимость изготовления гребного винта в отечественном производстве. («Пролетарский завод»).

Расчёт паспортных характеристик и построение паспортных диаграмм

Номинальная частота вращения n=118 мин(-1)

Номинальная мощность двигателя Nе ном= 8320 кВт

Эксплуатационная мощность двигателя Ne= 0,9*Ne ном = 0,9*8320 = 7488 кВт

Эксплуатационная частота вращения n=nном/(Neном/Ne) = 114 мин(-1)

Расчёт паспортных характеристик проводим для следующих значений:

n= 90; 100; 114; 118; 125 мин(-1)

= 0,40; 0,50; 0,582; 0,65.

Таблица 1.3.

Расчёт паспортных характеристик

	Коэффициенты:	n	90	100	114	118	125	об/мин
	Упора К1	nc	1,5	1,67	1,97	2,0	2,08	об/сек
	Тяги Ке	nc2	2,25	2,77	3,88	4,00	4,32	с(-2)
	Момента К2	nc3	3,375	4,630	7,645	8,000	9,000	с(-3)
	Кт	0,25	Vs	8,72	9,70	11,45	11,62	12,09	узлы
0,40	Ке	0,205	Pe	455,07	560,25	784,75	809,02	873,74	кН
	КQ	0,035	Ne	4120	5652	9332	9766	10986	кВт
	Кт	0,21	Vs	10,89	12,13	14,31	14,53	15,11	узлы
0,50	Ке	0,172	Pe	381,82	470,06	658,42	678,79	733,09	кН
	КQ	0,030	Ne	3531	4844	7999	8371	9417	кВт
	Кт	0,17	Vs	12,68	14,12	16,65	16,91	17,58	узлы
0,582	Ке	0,139	Pe	308,56	379,87	532,10	548,55	592,44	кН
	КQ	0,026	Ne	3060	4199	6933	7255	8161	кВт
	Кт	0,15	Vs	14,16	15,77	18,60	18,88	19,64	узлы
0,65	Ке	0,123	Pe	273,04	336,15	470,84	485,41	524,24	кН
	КQ	0,023	Ne	2707	3714	6133	6417	7220	кВт
Расчётные формулы и постоянные величины	Ке=Кт*(1-t)*i	Vs= *n*D/0,514*(1-)
Pe = Ke**n2*D4*10(-3)	Ne=2***KQ*n3*D5*i /(103*пер*в)
D = 5,57 м	т = 0,254	t=0,180	=1025 кг/м3

По данной таблице строим паспортную диаграмму (рис. 1.4) и по ней определяем спецификационную скорость, скорость на испытаниях и эксплуатационную скорость судна.



Рис.1.5.

Пользуясь диаграммой находим:

Скорость судна в эксплуатации в грузу с чистым корпусом при nном : Vs=16 уз. Мощность двигателя Ne= 7200 кВт.

Запас мощности при движении судна со скоростью Vs=16 узлов при частоте вращения двигателя nном = 118 мин(-1) в грузу с чистым корпусом:

Ne=(Ne ном-Ne)/Ne ном * 100%=(8320-7200)/8320 = 13 %

Максимальная скорость на испытаниях: Vs=16,8 узла , при n=125 мин(-1)

Эксплуатационная скорость хода судна при средних эксплуатационных условиях и при возросшем на 20% сопротивлении среды движению судна:

Vs экспл. = 14,4 узла при n экспл = 114 мин(-1) и N = 6200 кВт.

 Выбор главного двигателя и обоснование его параметров

2.1 Требования, предъявляемые к судовым дизелям

Специфические условия эксплуатации судовых дизелей, а именно:

длительность безостановочной работы с переменной нагрузкой;

необходимость работы на задний ход;

необходимость гарантированного быстрого пуска и реверса при низкой температуре окружающего воздуха

определяют следующие требования, предъявляемые к судовым дизелям:

Оптимизация всех основных режимов.

Надёжность работы, т.е. возможность длительной работы без вынужденной остановки.

Максимальный срок службы без замены основных деталей.

Высокая экономичность (минимальный удельный расход топлива и смазочного масла).

Простота конструкции.

Автоматизация управления и контроля.

Низкий уровень шумности.

Низкая стоимость.

Малые габариты и масса.

Минимальный расход пускового воздуха при безотказном пуске в холодном состоянии.

Устойчивая работа на минимальной частоте вращения (0,250,30 от nном).

Удобство осмотра, разборки и сборки.

На мировом флоте в качестве малооборотных дизелей большой мощности используются двухтактные крейцкопфные двигатели, обладающие следующими преимуществами:

Мощность двухтактных дизелей при равных условиях выше мощности четырёхтактных в 1,51,8 раза.

Меньшая степень неравномерности крутящего момента.

Нагрузка на поршень не меняет своего направления, благодаря чему улучшаются условия работы подшипников и шатунных болтов.

Благодаря наличию крейцкопфа, цилиндр разгружается от нормальных сил, что приводит к уменьшению износов втулки и поршня, повышается их долговечность.

Крейцкопфная конструкция позволяет применять поршни с укороченным тронком, что приводит к облегчению поршня и уменьшению сил инерции.

Наличие диафрагмы с уплотнением позволяет использовать нижнюю часть поршня в качестве продувочного насоса, а также исключает возможность попадания отработанного цилиндрового масла в картер.

Уменьшение трения в цилиндре приводит к повышению механического КПД двигателя.

На современных контейнеровозах часто устанавливаются двигатели MAN типа KSZ, в частности KSZ 70/120. Это двухтактные малооборотные крейцкопфные двигатели с контурной схемой продувки. В них применяется изобарная система наддува с предвключением электровоздуходувок. Опыт эксплуатации этих дизелей показал, что в машинном отделении уровень шума превышает 120130 Дб что не соответствует требованиям санитарных норм. Эти двигатели имеют повышенный расход масла и топлива, а также являются трудоёмкими в техническом обслуживании. Ограниченность габаритов машинного отделения затрудняет проведение ремонтных и профилактических работ, хотя верхнее пространство МО остаётся свободным от элементов конструкции энергетической установки.

При эксплуатации этих двигателей наблюдается повышенная вибрация сварной фундаментной плиты, что приводит к снижению ресурса упорного подшипника, установленного непосредственно в последней по ходу балке плиты. Поскольку станина с цилиндрами скреплена с фундаментной плитой посредством длинных анкерных связей, требуется повышенное внимание к ним вследствие вибрации. Неудачно выполнена смазка головных подшипников через специальный клапан под давлением и крейцкопфов с однопроточными пазухами. Внушительные габариты главного двигателя KSZ достигают по длине 8,52 м , по высоте 3,41 м (данные для двигателя K5SZ 70/125), что требует увеличения размеров машинного отделения и в результате происходит сокращение провозоспособности судна. Для устранения указанных недостатков фирмой MAN с середины 80-х годов разработан мощностной ряд длинноходовых двигателей типа «МС», которые имеют укороченную длину и высокое значение S/D. Эти двигатели имеют низкую стоимость производства вследствие унификации узлов и снижения затрат на механическую обработку, низкий уровень шума и высокую экономичность. С 1990 года фирмой MAN начато производство сверхдлинноходовых дизелей типа «S-MC» в компактном исполнении. Применение этих двигателей, в частности двигателя 6S50MC-C , по сравнению с длинноходовыми типа «МС» аналогичной мощности позволяет сократить длину двигателя и , соответственно уменьшить длину машинного отделения на 1 метр. В дипломном проекте в соответствии с результатами расчётов ходкости судна, сверхдлинноходовой двигатель 6S50MC-C обеспечивает требуемую мощность и частоту вращения. Данный двигатель двухтактный, малооборотный с изобарной системой наддува, имеет отношение S/D=4,0. Данные фирмы МАN показывают, что при снижении частоты вращения на 25% и при работе на частичной мощности до 0,6*Nном, привлекательными моментами являются значение экономии топлива, снижение затрат на ремонт и запасные части, упрощённое обслуживание. Поскольку номинальная мощность двигателя 6S50MC-C невысокая, в дипломном проекте не разрабатывается турбокомпаундная система, исходя из рекомендаций фирмы MAN. Немаловажное значение для экономичности двигателя имеет компоновка и конструкция системы наддува. Фирма MAN при чётном числе цилиндров порядка 4-х рекомендует устанавливать газотурбонагнетатель фирмы «Броун-Бовери» типаVTR4A с изобарным подводом газа. Для устранения недостатка, присущего изобарной системе наддува, а именно ухудшение работы ГД в области малых нагрузок из-за недостаточной приёмистости ГТН предусматривается подкрутка газового потока с целью увеличения кинематической энергии при входе в газовпускной корпус турбонагнетателя. Опыт эксплуатации такого ГТН с КПД порядка 0,72 показывает, что подключение электроприводной воздуходувки происходит при более низких нагрузках ГД, благодаря чему расширяется диапазон работы двигателя с повышенной экономичностью.

2.2 Краткое описание конструкции главного двигателя

Двигатель 6*S50MC-C крейцкопфный с прямоточноклапанной системой газообмена реверсивный со встроенным упорным подшипником. Ниже приводятся характеристики двигателя для номинального режима работы. 4

Мощность, кВт	4560
Ход поршня, м	2,0
Частота вращения, об/мин	95
Среднее эффективное давление газов, бар	12,2
Удельный эффективный расход топлива, г/(кВт*ч)	159
Удельный расход масла циркуляционного на цилиндр, кг/сутки	5
Вес сухой, т	210
Удельный расход цилиндрового масла, г/(кВт*ч)	1,11,6
Высота двигателя, м	8,9
Длина двигателя, м	6,715
Ширина двигателя, м	3,15

Используя каталожные данные фирмы MAN по двигателю 6S50MC-C можно определить требуемую мощность по результатам расчётов ходкости судна:

Nе ном = Nкат * nном3/nкат3 = 4560*118/95= 8739 кВт,

где Nкат - мощность двигателя по каталогу «MAN B&W»;

nкат - обороты двигателя по каталогу;

nном - номинальные обороты двигателя из расчёта ходкости судна.

Как видно, полученная мощность двигателя обеспечивает сравнительно небольшую перегрузку, составляющую примерно 1,9% , что удовлетворяет требованиям расчётов ходкости судна.

Двигатель типа S-MC-C отличается следующими качествами:

низкое потребление топлива, широкий диапазон выбора скорости;

малый расход смазывающих масел;

возможность работы на тяжёлом, низкосортном топливе с вязкостью до 700 сСт;

высокие технические показатели при низкой стоимости технического обслуживания;

низкий уровень шума;

широкое распространение сервисных организаций по всему миру.

Также необходимо помнить о том, что фирма MAN имеет 60-и летний опыт в производстве двухтактных малооборотных дизелей.

Конструкция принятого главного двигателя отличается следующими конструктивными и техническими данными:

увеличена высота и уменьшена длина;

сокращено расстояние между цилиндрами;

длинноходовое соотношение S/D=4,0;

короткая корма, вмещающая цепные приводы и упорные подшипники;

картер удерживается двойными болтами;

совершенные материалы подшипников;

облегчённый поршень;

верхнее уплотнительное кольцо типа «Контроль давления»;

топливный насос типа «ЗОНТ»;

оптимальная цилиндровая втулка;

клапаны, регулируемые по давлению;

токсичность выброса газов соответствует нормам IMO;

единый уровень смазки цилиндров;

универсальная система смазки;

лёгкая очистка элементов, охлаждающих воздушные тракты;

доступность крепёжных болтов;

уменьшено количество клиньев;

топливная аппаратура двигателя высокого качества;

лёгкая разборка узлов и механизмов.

2.3 Особенности конструкции двигателя

Конструктивно-экономической особенностью дизеля фирмы MAN является изготовление остова повышенной жесткости, увеличение работоспособности подшипниковых узлов кривошипно-шатунного механизма, оптимизация теплового состояния камеры сгорания и тепломеханической напряжённости деталей ЦПГ, повышение надёжности и долговечности выпускных клапанов, оптимизация газообмена и наддува, оптимизация топливоподачи и обеспечение работы ТНВД и форсунок на тяжёлом топливе.

Остов двигателя сохранил традиционную анкерную конструкцию, объединяющую фундаментную раму, станину и блок цилиндров. Его поперечная и продольная жёсткость усиливается коробчатой станиной, состоящей из поперечных картерных стоек и продольных связей, соединяемых сваркой в одно целое для всех цилиндров или для их части. Фундаментная рама чугунная, литая. На станине размещаются чугунные монолитные блоки для одного или двух цилиндров. Образующиеся в них подпоршневые пространства отделяются от картера диафрагменной частью с посадочным местом для установки сальника поршневого штока.

Из-за большой величины соотношения S/D=4,0 высота блока существенно меньше высоты рабочего цилиндра. Втулки цилиндров имеют индивидуальные рубашки и на высоком охлаждаемом посадочном бурте выступают на 1/31/2 длины над верхним срезом блока.

Монолитная цилиндровая крышка представляет собой стальное силовое кольцо с центральным отверстием для корпуса выпускного клапана. Вся конструкция крепится к блоку цилиндров удлиненными крышечными шпильками. На крышке установлены две форсунки, пусковой и предохранительный клапаны и индикаторный кран.

Подшипниковые узлы сконструированы с учётом сохранения допустимых удельных давлений при высоких Pz. По этой причине для крейцкопфного подшипника введена дифференциальная опорная поверхность, передающая усилие от давления газов непосредственно по оси стержня шатуна. Масло к крейцкопфу подводится через телескопическое или шарнирное устройство. Важной особенностью этого дизеля является обеспечение допустимого уровня тепломеханической нагруженности элементов камеры сгорания. Эксплуатационная надёжность ЦПГ была обеспечена изготовлением деталей в виде монолитных толстостенных конструкций с внутриканальным охлаждением, позволяющим в равной мере обеспечивать допустимые напряжения от давления газов, интенсивный теплоотвод и оптимальное тепловое состояние камеры сгорания при комплектовании дизелей агрегатами наддува.

Особенностью конструкции двигателя типа S-MC-C является наличие возможности регулирования угла опережения подачи топлива в диапазоне нагрузки 85100% от Nе ном., что позволяет сохранять высокий КПД двигателя при удовлетворительных значениях тепловой и механической напряжённости элементов ЦПГ.

 Выбор вспомогательных механизмов СЭУ

3.1 Выбор утилизационного котла

В целях повышения экономичности судовой энергетической установки на судне применена система частичной утилизации тепла выхлопных газов с применением утилизационного котла.

На судне установлен длинноходовой двигатель с пониженной температурой выхлопных газов перед утилизационным котлом.

Для выбора котла производим расчёт:

Gг = ge*Ne***Lo /3600 ,

где Gг - расход газов через котёл;

Ne- эффективная мощность главного двигателя, кВт;

- коэффициент избытка воздуха (для данного типа двигателя принимаем =2,2);

- коэффициент продувки (принимаем =1,4);

Lo- теоретический расход воздуха (принимаем Lo=14,3 кг/кг);

ge- удельный расход топлива (ge=159 г/(кВт*ч));

Gг = 0,159*7830*2,2*1,4*14,3 = 54833 кг/ч

Из формулы КПД имеем:

к = Dп*(iн-iпв)/Gг*Ср*(tвх.г-tу.г),

где к - КПД утилизационного котла (принимаем к = 0,3);

Dп - паропроизводительность котла;

iн - энтальпия насыщенного пара (принимаем из условий расчёта вспомогательного котла iн = 2855,4 кДж/кг);

iпв- энтальпия питательной воды (тоже, iпв= 166,72 кДж/кг);

tвх.г - температура входящих газов , С (для длинноходовых двигателей

tвх.г 260С);

tу.г - температура уходящих газов , С (принимаем tу.г = 160С);

Ср - изобарная теплоёмкость, Ср=1,07 кДж/(кг*С).

Следовательно:

Dп = к* Gг*Ср*(tвх.г-tу.г)/ (iн-iпв)= 0,3*54833*1,07*(260-160)/(2855,4-166,72)=655 кг/ч

Исходя из расчётов выбираем котёл отечественного производства марки КУП 95/5 с параметрами:

паропроизводительность Dп = 800 кг/ч;

рабочее давление пара в сепараторе 0,5 МПа;

площадь поверхности нагрева Нп = 95 м2;

Работа теплохода планируется в южных широтах, поэтому потребность в паре будет минимальная, а паропроизводительность утилизационной котельной установки обеспечит нужды судна в паре. При острой необходимости в параллельную работу можно запустить вспомогательный котёл.

3.2 Комплектация вспомогательных механизмови систем для силовой установки

3.2.1 Топливная система

Применяемые топлива марки IFO с вязкостью до 700 сСт при температуре 50С .

т = 0,950,98 г/см3 Nе=7830 кВт gе=159 г/(кВт*ч)

Дальность плавания L = 8000 миль

а) Запас топлива

Gт = к*(Gх + Gст),

где к=1,11,25 - коэффициент штормового запаса;

Gх - расход топлива на ходу, т;

Gст - расход топлива на стоянке, т;

Gх = х*(ge*Ne+geдг*Neдг)=0,15*х* ge*Ne

х = L/Vs = 8000/19 = 421 ч

Gх = 1,15*421*0,159*7830 = 603 т

Gст = К3*Gx ,

где К3 = 0,2

Gст = 0,2*603 = 121 т

окончательно:

Gт = к*(Gх + Gст) = 1,1*(603+121)=796 т

Gтт = 0,85*796 = 677 т

Gдт = 0,15*796 = 119 т

б) Объём топливных цистерн:

Тяжёлое топливо

Vтт =*Gтт/тт ,

где = 1,041,05 - коэффициент загромождённости цистерн набором корпуса;

Vтт = 1,05*677/0,97 = 733 м3.

Дизельное топливо

Vдт =*Gдт/дт = 1,05*119/0,88 = 142 м3 ;

Объём отстойной цистерны (вне двойного дна):

Vотс= 24**1,15*ge*Ne*10(-3)/тт=24*1,05*0,159*7830*10(-3)/0,97 = 32,3 м3

Объём расходной цистерны тяжёлого топлива на 12 часов работы главного двигателя:

Vрасх=12**1,15*ge*Ne*10(-3)/тт=12*1,05*0,159*7830*10(-3)/0,97=16,2 м3

Объём расходной цистерны для дизельного топлива:

Vрасх = 0,66*0,15*Vрасх тт = 0,66*0,15*16,2 = 1,6 м3

в) Топливоперекачивающие насосы:

Производительность перекачивающего насоса тяжёлого топлива

Qтт = Vmax / t ,

где Vmax - объём наибольшей цистерны основного запаса топлива;

t = 34 часа - время работы насоса

Qтт = 180/4 = 45 м3/ч

Принимаются к установке два насоса (один из них резервный, обеспечивающий перекачку дизельного топлива) марки ONV-35/10 производительностью 40 м3/ч, мощность электропривода N=12,5 кВт

г) Топливоподкачивающие насосы определяем исходя из формулы потребной мощности:

Gпт = к*ge*Ne*тт*10(-3),

где к=1,21,3 - коэффициент запаса производительности насоса

Gпт = 1,3*0,159*7830*0,97*10(-3) = 1,6 м3/ч

К установке принимаются насосы марки 2ВВ 1,6/4,5 в количестве двух штук, производительностью Q=2,5 м3/ч , мощность электропривода Nэдв = 1,5 кВт.

д) Сепараторы тяжёлого топлива

Производительность сепараторов:

Qсеп = к*24*ge*Ne*10(-3)/тт ,

где к=0,3 - коэффициент рабочего времени сепараторов

Qсеп = 0,3*24*0,159*7830*10(-3)/0,97=9,2 м3/ч

К установке принимаются два сепаратора марки МАРХ-309 , производительностью 8,5 м3/ч каждый и мощностью электродвигателя Nэд = 10 кВт.

Для сепарации дизельного топлива устанавливается сепаратор СЦ-1,5 производительностью Q = 1,5 м3/ч и мощностью электродвигателя Nэд = 4 кВт.

3.2.2 Масляная система

К использованию принимаем масла отечественного производства с целью удешевления эксплуатации: для системы охлаждения поршней, смазки подшипников двигателя и ГТН - масло М 10 Г2 ЦС, для цилиндровой смазки - масло М16 Е 30.

Удельный расход масла:

а) для циркуляционной системы gцирк = 0,14 г/(кВт*ч);

б) для смазки цилиндров gцил = 1,6 г/(кВт*ч).

Необходимое количество смазочного масла определяем по формуле:

G = g*Ne*L/Vs*10(-6) т;

цилиндровое : Gцил = 1,6*7830*8000/19 *10(-6) = 5,3 т;

смазочное : Gсм = 0,14*7830*8000/19 *10(-6) = 0,46 т.

Из расчётов следует, что объём цистерн основного запаса масла:

для цилиндрового Vц = кц**Gц/м ,

где =1,05 ; Gц=5,3 т ; кц = 58.

Vц = 1,05*5*5,3/0,94 = 30 м3

для смазочного масла Vсм = 1,05*8*0,46/0,9 = 4,3 м3

Для расчёта характеристик системы циркуляционной смазки дизеля в качестве исходного параметра принимается количество тепла, отводимое с маслом:

Qтр = 632,3*Nе*тр*(1-м)/м ,

где тр= 0,40,5 - коэффициент, учитывающий долю тепла от трения, воспринимаемую маслом.

Qтр = 632,3*7830*0,4*(1-0,9)/0,9 = 22*104 кДж/ч = 0,6*105 Вт

Количество тепла, отводимое охлаждающим маслом:

Qохл = охл*ge*Ne*Qнр ,

где охл = 0,040,06 , принимаем охл = 0,05

Qохл =0,05*0,159*7830*42000 = 261 * 104 кДж/ч = 0,725*106 Вт

Часовые расходы масла:

G1 = Qтр/(Сm*t1) ,

где Сm= 1,92 кДж/(кг*град) - теплоёмкость масла

t1= 812С - повышение температуры масла в тихоходном двигателе

G1 =22*104/(1,92*10) = 11,5*103 кг/ч

Gохл = Qохл/(Cm*t2) ,

где t2 = 10С

Gохл =261*104 / (1,92*10) = 135,9*103 кг/ч

Пропускная способность фильтра тонкой очистки, включённого в систему параллельно:

Gф = (0,10,15)*G1= 0,1*11,5*103= 1,2*103 кг/ч

Производительность циркуляционного масляного насоса:

G= к*(G1+Gохл+Gф) ,

где к=1,21,5 - коэффициент запаса производительности насоса.

G=1,3*(11,5+135,9+1,2)*103 = 148,6*103 кг/ч

В установке применяются два вертикальных трехвинтовых насоса (основной и резервный) марки ЭМН 250/4,5 , производительностью 250 м3/ч, мощность электродвигателя Nэдв = 49,0 кВт

Поверхность охлаждения маслоохладителя 22:

F= Qтр +Qохл/Км*tср , м2

где Км - коэффициент теплопередачи от масла к воде,

Км=500 Вт/(м2*К);

tср = 15С - средняя разность температур

F = (0,6*105+0,725*106)/500*15 = 105 м2

В установке применяем два маслоохладителя с поверхностью охлаждения

F=150 м2.

3.2.3 Система охлаждающей воды

Для расчётов принимаем следующие параметры:

температура забортной воды tзв = 20С ;

температура забортной воды на выходе из охладителя 3035С (температурный перепад в охладителе 1015С);

давление в системе забортной воды 0,2 МПа;

температура пресной воды на выходе из двигателя 80С;

температурный перепад воды в двигателе 812С;

давление в системе пресной воды 0,250,3 МПа;

доля тепла, отводимого от цилиндров gц=0,2.

Количество тепла, отводимое пресной водой от цилиндров:

Qц=gц*gе*Nе*Qнр= 0,2*0,159*7830*4,2*104=10458*103 кДж/ч = 2,9*106 Вт

Подача насоса пресной воды:

G1 = k*Qц/(t1*C1),

где t1 =10С

С1 =4,187 кДж/(кг*град) - теплоёмкость пресной воды;

к = 1,151,20 - коэффициент запаса производительности, учитывающий износ насоса.

G1 = 1,2*10458*103/(10*4,187) = 299,7 *103 кг/ч

К установке принимаем три однотипных вертикальных центробежных насоса марки НЦВ 310/20 производительностью 310 м3/ч и мощностью электродвигателя 30 кВт.

Поверхность охлаждения главного водяного охладителя :

F = Qц/Кв*tср , м2

где Кв= 1136 Вт/(м2*К) - коэффициент теплопередачи в охладителе от пресной воды к забортной

F= 2,9*106/(1136*10) = 170 м2

Для установки принимаем два водоохладителя с поверхностью охлаждения 200 м2 каждый.

3.2.4 Система пускового воздуха

Правилами Национального Регистра предусмотрено, что сжатый воздух для пуска холодного двигателя должен храниться не менее чем в двух воздухохранителях и должен обеспечивать не менее 15-и пусков холодного двигателя без пополнения баллонов.

Объём свободного воздуха при температуре Т=273 К и давлении Р=0,1 МПа расходуемого на один пуск главного двигателя :

V1= 1000*g1*(D2*/4)*S*Z, л

гдеg1 = 46 л/л - расход в литрах свободного пускового воздуха на один литр объёма рабочих цилиндров двигателя;

D = 0,6 м - диаметр цилиндра;

S = 2,4 м - ход поршня;

z = 4 - число цилиндров .

V1= 1000*6*(0,62*3,14/4)*2,4*4 = 16277 л

Объём главных пусковых баллонов при давлении Р1=2,5 МПа , Р2=0,9 МПа

Vб = V1*n1*Pa*к*10(-3)/(Р1-Р2),

где n1 - число пусков главного двигателя согласно правил Национального Регистра.

V1= 16277*12*0,1*10(-3)/(2,5-0,9)=12,2 м3

Принимаем к использованию два баллона пускового воздуха ёмкостью V=7,0 м3 каждый.

Производительность главного компрессора пускового воздуха определяется по формуле:

G=Vб*(Р1-Р2)/(Ра*t), м3/ч

где Ра - атмосферное давление;

t= 1ч - время наполнения баллонов воздухом от Р1 до Р2.

G= 14*(2,5-0,9)/(0,1*1) = 224 м3/ч

К установке принимаем два главных компрессора с производительностью G=250 м3/ч с мощностью электродвигателя 55 кВт и также компрессор хозяйственных нужд 20К-I-76/1 производительностью G=30 м3/ч.

Для пуска вспомогательных дизельгенераторов устанавливаются два воздушных баллона ёмкостью по 2,5 м3.

Кроме этого устанавливается один аварийный дизель-компрессор двухступенчатый, ДКП10/30, производительностью G=10 м3/ч и рабочим давлением Р=3,0 МПа.

3.3 Расчёт судовой электростанции и вспомогательное оборудование

По правилам Национального Регистра судоходства на судах возможно применение как постоянного так и переменного тока. Переменный ток, в сравнение с постоянным, имеет ряд существенных преимуществ:

более высокая экономичность силовой установки, обусловленная более высоким КПД машин переменного тока;

меньший вес электрооборудования;

более низкая построечная стоимость;

простота обслуживания;

высокая надёжность электрооборудования, вследствие отсутствия коллекторно-щёточного аппарата;

более лучшая приспособленность к автоматизации.

Исходя из вышесказанного, принимаем для проектируемого судна переменный ток.

Распределение энергии осуществляется по фидерным групповым системам: силовые потребители питаются током с напряжением 380 В непосредственно с главного распределительного щита, а камбузное оборудование, бытовые приборы, сети освещения, аварийного освещения - током с напряжением 220 В от понижающих трансформаторов с частотой 50 Гц. Штурманское оборудование и радиостанция работающие на токе другой частоты получают питание через преобразователи.

Для обеспечения стабильной работы механизмов и систем необходимо рассчитать состав вспомогательного оборудования.

3.3.1 Водопожарная система

Суммарная подача пожарных насосов:

Q=к*m2, м3/ч ,

где m = 1,68*L*(B+H)+25;

к = 0,008

Q=0,008*1,68*145,6*(23+8,5)+252 = 154 м3/ч

Согласно правил противопожарной безопасности, правил Национального Регистра на судно устанавливаем два независимых центробежных насоса марки НЦВ 160 ЛОРД-I-П и один аварийный пожарный насос этой же марки.

Q = 160 м3/ч ; Н = 10 МПа ; Nэдв = 42 кВт.

3.3.2 Якорное устройство

Характеристика якорного снабжения судна

Nс = D(2/3)+2*B*h+0,1*A ,

где D - весовое водоизмещение судна;

В - ширина судна;

h - высота борта от ГВЛ до верхней палубы;

А - площадь парусности. Принимаем А=1000 м2

Nс= 13500(2/3)+2*23*8+0,1*1000 = 992

Калибр якорных цепей :

=S*t*Nc ,

где S=1 для судов неограниченного района плавания;

t = 1,75 - для обычных цепей.

=1,75*992=55

Вес якоря

Q = к*Nc ,

где к=3

Q = 3*992 = 2976 кг

Принимаем Q = 3000 кг

Суммарная длина якорных цепей:

l = 87*Z*Nc(1/4)=87*3*992(1/4)=1400 м

Принимаем два основных и один запасной якорь, цепи калибром 55 мм длиной по 300 м каждая. Брашпиль БЭ 10 , Nэдв=30/30/10 кВт

3.3.3 Ходовой режим

Максимальная интегральная мощность в ходовом режиме 23:

Рmax ход = Рход + 3*Sход,

где Рход - средняя мощность электростанции в ходовом режиме;

Sход - отклонение мощности в ходовом режиме от среднего значения.

Средняя мощность электростанции в ходовом режиме для судов с одним МОД фирмы MAN:

Рход = 170*N-145 кВт,

где: N=7,8 МВт - мощность ГД

Рход = 170*7,8 - 145 = 330 кВт

Отклонение мощности в ходовом режиме от среднего значения:

Sход = 25*lgN + 2,5 кВт = 25*lg7,8 + 2,5 = 25 кВт

Рmax ход = 330 + 3*25 = 405 кВт

Добавочная мощность электростанции при эксплуатации судна в тропической зоне:

Р01 = 110*lgD - 55 кВт,

где D = 13,5 тыс. тонн - водоизмещение судна.

Р01 = 110*lg13,5 - 55 = 70 кВт

Окончательно, полная требуемая мощность электростанции в ходовом режиме:

Рmax ход + Р01 = 405+70 = 475 кВт

3.3.4 Маневренный режим

Мощность электростанции на маневрах:

Рм=Рх+0,8*(Рбр+Рк)+Рп,

где Рбр -мощность брашпиля, 30 кВт;

Рк -мощность компрессора, 55 кВт

Рп - мощность подруливающего устройства:

Рп = 30*D + 100 = 30*13,5+100 = 505 кВт

Рм = 475 + 0,8*(30+55) + 505 = 1048 кВт

3.3.5 Стояночный режим

Максимальная интегральная мощность в режиме стоянки:

Р max ст = Рст + 3*Sст кВт

Средня мощность в режиме стоянки:

Рст = 81*D(0,16) = 81*13,50,16 = 123 кВт

Отклонения мощности от среднего значения в режиме стоянки:

Sст = 21*lgD - 7,5 = 21*lg13,5 - 7,5 = 16 кВт

Р max ст = 123+3*16 = 171 кВт

По полученным значениям нагрузки электростанции на различных режимах эксплуатации принимаем к установке:

три генератора переменного трёхфазного тока HSPTL/454B16 с приводом от четырёхтактных, пятицилиндровых двигателей с турбонаддувом «Васа» 524 ТS мощностью 607 кВт.

один аварийный дизельгенератор мощностью 150 кВт с приводом генератора от приводного дизеля марки 6ЧН 18/22.

 Автоматизация судовой энергетической установки

4.1 Общие требования к автоматизации судовойэнергетической установки

Объём автоматизации новых судов должен обеспечивать обслуживание энергетической установки одним вахтенным на ходовых режимах и безвахтенное обслуживание на стоянке и, как минимум, обеспечить соответствие требованиям Национального Регистра уровня автоматизации А2. Для обеспечения такой системы на судне должно быть предусмотрено20:

дистанционное автоматическое управление главным двигателем;

автоматическое и дистанционное управление насосами, обслуживающими главный двигатель;

автоматическое и дистанционное управление компрессорами;

автоматизированная судовая электростанция, обеспечивающая автоматический и дистанционный пуск и автоматическую синхронизацию дизельгенератора;

автоматическое управление подготовленного к работе вспомогательного и утилизационного котла;

автоматическое поддержание температуры в системах охлаждения и смазочного масла в главном двигателе и вспомогательных механизмах;

автоматическое регулирование температуры в системах подогрева топлива и воды;

расширенная система сигнализации с регистрацией отклонений параметров и выводом обобщённых сигналов в каюты механиков, рулевую рубку, кают-компанию и столовую (учитывая безвахтенное обслуживание);

автоматическая система регулирования вязкости топлива;

автоматическая сепарация тяжёлого топлива с автоматическим управлением разгрузкой и загрузкой сепаратора и сигнализацией по срыву потока;

автоматизированная система станции водоподготовки (для систем пневмоавтоматики);

автоматическое или дистанционное управление осушения колодцев коридоров гребных валов и сепарацию сточных вод через сепаратор трюмных вод с сигнализацией, предотвращающей переполнение колодцев;

дистанционный замер уровней в расходных и отстойных топливных танках и сигнализацией по предельным значениям уровней;

расширенная автоматическая система пожарной сигнализации, включающая в себя танковые и дымовые датчики МО, предусматривающая надёжный способ проверки её исправности;

указатели работы вспомогательных механизмов;

детектор масляного тумана в картере главного двигателя;

дистанционный пуск и остановка пожарных насосов из ЦПУ и остановка их с мостика;

дистанционный пуск вентиляторов и их остановка из ЦПУ и остановка их с мостика;

сигнализация о наличии вахтенного в МО.

4.2 Общий уровень автоматизации судовой энергетической установки

Проектируемая судовая энергетическая имеет следующие автоматизированные системы:

систему пуска вспомогательных двигателей и управление ими фирмы «ASEA», обеспечивающую предпусковую автоматическую прокачку масла, запуск вспомогательного двигателя, находящегося в положении горячего резерва, при повышении нагрузки выше нормы или понижении оборотов и мощности вспомогательного двигателя. Синхронизация работающих дизельгенераторов, ввод их в параллель и распределение нагрузки осуществляется вручную на панели дизельгенераторов;

система управления горением фирмы «SAAKKE» обеспечивает автоматическую продувку топки перед розжигом, розжиг механической форсунки, её работу в различных режимах нагрузки котлов с поддержанием необходимого коэффициента избытка воздуха, ступенчатое регулирование давления в котле путём включения и выключения форсунки на низких режимах нагрузки котлов. Система обеспечивает отсечку подачи топлива в топку при срыве факела, а также при нерозжиге форсунки. При неудачных попытках розжига система обеспечивает трёхкратное повторение операции. После третьей неудачной попытки подаётся звуковой и световой сигнал;

система автоматического регулирования уровня второго контура котла обеспечивает поддержание уровня в барабане в зависимости от температуры, давления и расхода пара;

системы регулирования температуры забортной и пресной воды, смазочного масла и наддувочного воздуха обеспечивают поддержание температуры в необходимых пределах. Фирма-изготовитель «PLAIGER»;

система регулирования вязкости «ВАФ» поддерживает заданную вязкость топлива. Фирма-изготовитель «ВАФ-КОНОФЛОУ». Система состоит из вискозиметра «ВИСКОТЕРМ», дифференциального датчика давления «Бартон» модели 273А, поста пневматического управления модели «Ametek PIC07N21D 1315», регулирующего парового клапана с приводом диафрагмы, пружина типа «Конофлоу IB 10», воздушного фильтра регулятора типа Конофлоу VAF серии А24 и самописца вязкости типа VAFINST 735-E;

имеется система автоматического запуска насосов, обслуживающих ГД;

система сигнализации ALSY-2, выполняющая функции облегчения и рационализации наблюдения за судовыми механизмами путём выдачи обобщённых о однородных сигналов тревоги, поступающих от разных датчиков. Сигнал тревоги о ненормальном состоянии какого-либо механизма даётся как в виде световых сигналов на главном табло системы в ЦПУ, так и в виде звуковых и световых сигналов тревоги. Посредством вторичных групповых табло эти сигналы могут быть переданы на ходовой мостик и в каюту вахтенного механика. Система снабжена устройством автоматической регистрации сигналов. Управление ГД осуществляется через систему ДАУ, а также имеется вариант управления ГД с местного поста управления. Система ДАУ фирмы «MAN» AFD-III обеспечивает управление как с ходового мостика, так и из ЦПУ. В обоих случаях управление осуществляется через регулятор частоты вращения «Woodward»UG-40. В случае управления ГД с местного поста управления это происходит в обход регулятора, а именно воздействием непосредственно на ТНВД главного двигателя. Система обеспечивает три программы разгона и остановки двигателя, ускоренное прохождение критической частоты вращения, три попытки пуска двигателя, аварийную остановку и аварийную работу ГД.

4.3 Система автоматического регулирования температуры охлаждающей воды главного двигателя

4.3.1 Автоматическое регулирование температуры воды, охлаждающей цилиндры двигателя

Система автоматического регулирования (САР) состоит из объекта регулирования, представляющего собой зарубашечное пространство двигателя, охлаждаемое пресной водой; измерителя температуры охлаждающей воды на выходе из двигателя; ПИ-регулятора c сервомотором и регулирующим клапаном, посредством которого осуществляется байпасирование потока пресной воды через охладитель. Рабочий диапазон сигналов регулятора на входе (от измерителя) и выходе (к сервомотору) изменяется от 20 до 100 кПа. Номинальное значение температуры воды на выходе =60С.

Статические свойства объекта регулирования по каналу внешнего воздействия определяются по данным таблицы 4.1.

Таблица 4.1.

Температура охлаждающей воды

Температура воды, С	Обозначение	Значение
на входе	вх	60
на выходе	вых	69

Динамические свойства САР характеризуются переходной функцией разомкнутой системы, образующейся из контура регулирования после отключения регулятора. Ступенчатое воздействие на эту систему - изменение пневматического сигнала Рвх=const на входе сервомотора, а её переходная функция - изменение во времени давления сжатого воздуха Рвоз на выходе измерителя.

Отделив регулятор от САР, проводим эксперимент по получению переходной функции разомкнутой системы. С помощью переключателя отключаем сигнал управления регулятора и начинаем управлять сервомотором вручную, т.е. подаём на него ступенчатое воздействие Рвх=9 кПа. Измеритель фиксирует значения выходной величины - температуры охлаждающей воды на выходе из двигателя, а регистрирующее устройство как входную так и выходную величину объекта регулирования разомкнутой САР.

Зафиксированные значения Рвых , кПа через равные промежутки времени t=30 с : 70,0; 70,1; 70,5; 71,0; 71,5; 72,0; 73,0; 73,8; 74,5; 75,3; 76,0; 76,5; 77,0; 77,5; 77,8; 78,0; 78,5; 78,9; 79,1; 79,2; 79,4; 79,5; 79,5; 79,6; 79,6; ... асимптотически стремятся к значению Рвых=80,0. Величина входного ступенчатого воздействия: Рвх=9 кПа .

Таблица 4.2.

Переходная функция системы

t,c	0	30	60	90	120	150	180	210	240	270	300
Pвых	70	70,1	70,5	71,5	72,0	73,0	73,8	74,5	75,3	76,0	76,5
t,c	330	360	390	420	450	480	510	540	570	600	630
Pвых	77,0	77,5	77,8	78,0	78,5	79,1	79,2	79,4	79,5	79,5	79,6

Для составления выражения передаточной функции замкнутой САР необходимо определить коэффициент усиления объекта по возмущающему воздействию. Он представляет собой отношение статических изменений регулируемой величины к величине возмущающего воздействия на объект. С допустимой степенью точности Ко определяем как угловой коэффициент хорды в районе заданного уровня нагрузки:

Ко = /Ne=(60-50)/(8,7-0,5)*103= 10/(8,2*103) (С/кВт)

Для расчётов определим безразмерное значение этого коэффициента, разделив размерные величины на их базовые значения

Ко =10/(8,2*103) *Ne ном/о ном = 0,18 ,

где Ne ном = 8700 кВт;

о ном = 60С.

Коэффициент усиления по регулирующему воздействию КоR определяем по ординате асимптоты переходной функции. Т.к. рассматриваем переходную разомкнутой системы, состоящей из трёх элементов (сервомотора, объекта и измерителя), то КоR является коэффициентом усиления этой (разомкнутой) системы.

КоR определяем как отношение ординаты асимптоты к возмущению:

КоR = /ном * Р/Рвх ,

где = 10С - ордината асимптоты ;

Рвх = 9 кПа - возмущение поданное на сервомотор;

ном = 60С - базовое значение температуры;

Р =70 кПа - базовое значение пневматического сигнала.

Аппроксимируя, находим точку перегиба и проводим касательную к кривой. Находим участок запаздывания Z между началом координат и точкой пересечения касательной с осью абсцисс. Постоянную времени То экспоненты разомкнутой системы определяем во времени отклонения на 62,3% от нового установившегося состояния асимптоты. Имеем:

Z=60 с ; То = 186 с ; Ко=КоR = 1,3.

Расчёт оптимальных настроечных параметров производим по формулам 12:

КR opt * Ko = A*(Z/To)(-B);

Tи opt / To = C*(Z/To)D,

где коэффициенты А, В, С, D выбираем для интегрального квадратичного критерия по таблице 12:

Имеем: А= 1,305 ; В= 0,959; С= 2,033; D= 0,739;

КR opt = 1,305/1,5 * (44/224)(-0,959) = 4,14

Tи opt = 224*2,033*(44/224)0,739 = 136,79

с большой степенью точности можно считать что:

КR opt = 4 ; Tи opt = 137 с

Передаточная функция ПИ-регулятора в данном случае запишется в виде:

WRs = KR*(1+S*Tи)/(S*Tи) = 4*(1+137*S)/(137*S) 12

Чтобы воспользоваться диаграммой Вышнеградского при вычисленных параметрах настройки, звено с запаздыванием, соответствующее функции W(S), следует преобразовать в линейное звено. Это может быть выполнено с удовлетворительной степенью приближения на основании аппроксимации Падда 12:

е(-Z*S) (1-0,5*Z*S)/(1+0,5*Z*S)

Отсюда передаточная функция разомкнутой системы :

W(S) = Ko*(1-0,5*Z*S)/(1+S*To)*(1+0,5*Z*S),

подставляя численные значения получаем:

W(S) = 1,5*(1-22*S)/(1+224*S)*(1+22*S).

Передаточная функция замкнутой системы:

W(S)з = Ko*W(S) / (1+KoR * W(S)*WR(S) ,

где знаменатель есть характеристическое уравнение этой системы , если его приравнять к нулю:

4928*Ти*S3+Ти*(246-49,5*КR)*S2+Ти+2,25*КR*(Ти-22)*S+2,25*KR=0

Расчёт координат точек в диаграмме Вышнеградского сведён в таблицу.

Таблица 4.3.

Расчёт координат точек САР по диаграмме Вышнеградского

Показа-тель	Настроечные параметры	Коэффициенты характеристического уравнения	Координаты точек по диаграмме
	KR	Ти	Ао	А1	А2	А3	А=А1/А3* (А3/Ао)(2/3)	В=А2/А3* (А3/Ао)(1/3)
Оптимальное значение	4	137	675136	6576	1172	9	1,4	3,1
Усиление завышено	10	137	675136	-34113	2724,5	22,5	система не устойчива
Усиление занижено	1	137	675136	26920,5	395	2,25	3,7	2,6
Время Ти завышено	4	300	1478400	14400	2802	9	1,5	5,7
Время Ти занижено	4	70	344960	3360	432	9	1,3	1,4

Уход и обслуживание

Основными условиями надёжной и качественной работы САР являются чистота и постоянство давления сжатого воздуха, подаваемого к элементам системы. Поэтому необходимо регулярно проверять состояние и работу фильтров и редукторов. В нижней части редукционно-очистительной станции предусмотрен клапан продувания, который необходимо периодически приоткрывать для удаления конденсата, и также периодически необходимо вынимать фильтрующий патрон через крышку нижней коробки и промывать его. Также необходимо проверять затяжку крепёжных винтов крышки мембраны, чтобы предотвратить утечку управляющего воздуха. Уплотнения штоков необходимо подтягивать, а при необходимости менять набивку. Следует проверять состояние кольцевого уплотнения маховичка ручного управления штоком мембранного привода регулирующего клапана в месте его прохождения через крышку мембраны.

Причиной ухудшения качества регулирования после долгого периода безупречной работы системы часто служат засорения станции регулирования, дроссельных игольчатых клапанов и сопел усилителя. В этом случае их необходимо прочистить и продуть. После продувания дроссельный игольчатый клапан установки коэффициента усиления регулятора необходимо отрегулировать заново.

При хорошем монтаже и правильной регулировке может быть достигнута точность регулирования температуры в пределах 1С.

4.3.2 Работа САР температуры, обеспечивающая работу СЭУ

Работа пропульсивной судовой дизельной установки обеспечивается замкнутой системой охлаждения пресной водой и разомкнутой системой охлаждения забортной водой. Существует много вариантов построения автоматических систем регулирования и управления охлаждением дизельных энергетических установок. Разнообразие вариантов объясняется различием производственных возможностей заводов-строителей и требований заказчика. Управление осуществляется при помощи замкнутых автоматических систем, защиты, блокировок, сигнализации, дистанционных цепей управления и других средств автоматизации.

Системы автоматического регулирования температуры охлаждающей воды, топлива и масла идентичны друг другу. Температура среды регулируется перепуском помимо охладителя. С этой целью перед охладителем устанавливают трёхходовые или дроссельные клапаны, а датчики регуляторов помещают в регулируемую среду на входе или на выходе из охладителя. Температура забортной воды тоже регулируется, т.к. она может изменяться в течение суток.

Эксплуатационные и экономические показатели работы дизеля в большой степени зависят от выбора температуры охлаждающей воды. В тоже время режим охлаждения в дизеле является определяющим фактором температурного режима смазывания. Температурный режим в системе охлаждения определяется тем влиянием, которое оказывает температура на эксплуатационные показатели дизеля. Изменение температуры охлаждающей воды при всех прочих равных условиях вызывает изменение количества теплоты, передаваемой рабочими цилиндрами охлаждающей среде. Чем выше температура охлаждающей среды, тем меньше теряется теплоты. Часть теплоты, сохранённой таким образом, позволяет повысить полезную работу. Однако, повышение температуры охлаждающей воды приводит к уменьшению коэффициента наполнения цилиндров дизеля , что приводит к понижению его индикаторной мощности. С увеличением температуры охлаждения до определённых пределов уменьшаются потери на трение и изнашивание деталей механизма движения. Режим охлаждения влияет на лакообразование, нагарообразование и окисление масла. Правильный выбор режима охлаждения и поддержание его в условиях эксплуатации уменьшают коррозионное и эрозионное поражение охлаждаемых поверхностей дизеля. При применении высокосернистых топлив важным является вопрос выбора и поддержания соответствующего температурного режима в целях уменьшения изнашивания деталей цилиндропоршневой группы под влиянием серы.