Для выбора схемы обеспечения судна тепло - и электроэнергией рассчитаем значения эффективного КПД _еу по формуле (1) при возможных вариантах снабжения судна этими видами энергии.

(1)

где Р_в и Р_еb - мощность валогенератора и дизель-генератора, кВт;

b_e и b_eb - удельные эффективные расходы главного и вспомогательного двигателей, кг/ (кВтч);

_к - КПД вспомогательного автономного котла, принимаем _к = 0,8; х_в, х_b, х_к, х_у - количество работающих в ходовом режиме валогенераторов, дизель-генераторов, автономных котлов и утилизационных котлов;

Q_к, Q_у - теплопроизводительность вспомогательного автономного и утилизационного котла, соответственно.

Результаты расчетов сведены в табл.3.4.

Таблица 3.4

Режимы и схемы тепло- и электроснабжения

Принятые обозначения: ДГ - дизель-генератор; АК - автономный котел; УК - утилизационный котел

Анализ данных табл.3.4 показывает, что наибольшим значениями эффективного КПД при одновременном обеспечении судна тепло - и электроэнергией обладает вариант работы 1.

4. Модернизация систем обслуживающих СЭУ

расходных для вспомогательных автономных котлов

V_рт = 1,1 4 х_к В_к / с_т = 1,1 4 1 21/930 = 0,1 м³;

сточной

V_ст = (0,060,12) УР / 1000 = 0,1 1192/1000 = 0,12 м³;

аварийного запаса топлива

V_ат = 1,1 24 х b_e P_e / с_т = 1,1 24 2 0, 204 442/930 = 5,63 м^3,

где х, x_b и х_к - количество главных двигателей, вспомогательных двигателей и автономных котлов, для проекта Р18А: х = 2, x_b = 2 и х_к = 1;

P_e, P_eb и УР - номинальные эффективные мощности главного двигателя, вспомогательного двигателя и суммарная мощность всех дизелей СЭУ, кВт, для проекта Р18А: P_e = 442 кВт, P_eb = 110 кВт и УР = 2 442 + 2 110 = 1192 кВт;

b_e и b_eb - удельные эффективные расходы топлива главного и вспомогательного двигателей, кг/ (кВтч), из табл.4 и 2, соответственно, b_e = 0, 204 и b_eb = 0,234 кг/ (кВтч);

В_к - расход топлива автономного котла, кг/ч, из предыдущей главы В_к = 21 кг/ч;

1,1 - коэффициент, учитывающий "мертвый" запас топлива;

8, 12, 4 и 24 - регламентируемая продолжительность потребления топлива и соответствующих цистерн, ч;

а_х - коэффициент ходового времени, принимаем равным для буксиров 0,65;

а_к - коэффициент использования автономного котла, принимаем равным 0,25;

ф_а - продолжительность автономного плавания, ч, из табл.1, ф_а = 24 10 = 240 ч;

с_т - плотность топлива, принимаемая равной для дизельного топлива - 860 кг/м³, моторного - 930 кг/м³.

В случае, если для главных двигателей и автономных котлов используется высоковязкое (моторное) топливо, то запас можно принять равным 85% запаса топлива для главных двигателей и 100% запаса топлива для автономных котлов.

Остальное (15% запаса топлива для главных двигателей и 100% - для вспомогательных двигателей) - дизельное топливо.

В соответствии с требованиями Правил Российского Речного Регистра [5, 6] подача Q_нт насоса для перекачивания топлива из запасных цистерн в расходные определяется:

Q_нт = V_рт / ф = 2,81/0,5 = 5,63, м³/ч

где V_рт - вместимость расходной цистерны (расходно-отстойной) цистерны, м³;

ф = 0,51,0 ч - время ее заполнения, принимаем ф = 0,5 ч.

Выбираем шестеренный насос ШФ 8-25-5,8/4Б-13 обеспечивающий подачу 5,8 м³/ч при давлении нагнетания 0,6 МПа, частоте вращения 1450 об/мин, мощности приводного электродвигателя 4,0 кВт, имеющего габариты 848х486х355 мм и сухую массу 83 кг.

Производительность сепаратора Q_ст в м³/ч определяется из условия очистки суточной потребности топлива за 812 ч:

главных двигателей (тяжелого топлива)

Q_стг = 24 (х b_e P_e) / (812) с_т =

= 24 (2 0, 204 442) / (10 930) = 0,43 м³/ч;

вспомогательных двигателей (легкого топлива)

Q_ств = 24 (x_b b_eb P_eb) / (812) с_т =

= 24 (2 0,234 110) / (10 860) = 0,144 м³/ч;

Для главных и вспомогательных двигателей подойдет сепаратор марки НСМ-2 производительностью 0,5 м³/ч, мощностью электропривода 2,2 кВт, габаритами 1050х500х1190 мм и массой нетто 265 кг.

Поверхность теплопередачи подогревателя топлива в м² определяется:

F_тп = 1,1 (х b_e P_e + х_к В_к) С_т дt_тп / (3600k_тп Дt_тпср) =

= 1,1 (2 0, 204 442 + 1 21) 2 50 / (36000,5 16,4) = 0,82 м²;

где х_к - количество автономных котлов, из табл.1.2, х_к = 1;

дt_т - требуемое повышение температуры топлива, С, принимаем дt_т = 50С;

k_тп - общий коэффициент теплопередачи от воды к топливу, кВт/ (м²К), принимаем k_тп = 0,5 кВт/ (м²К);

Дt_тпср = [ (Дt_вт` - Дt<sub>вт</sub>Ё)] / (2,3 lg (Дt<sub>вт</sub>` / Дt_втЁ)) =

= [ (10 - 25)] / (2,3lg (10 / 25)) = 16,4 С

среднелогарифмическая разность температур для противоточных топливоподогревателей, С;

Дt_вт` и Дt<sub>вт</sub>Ё - разность температур горячей воды и топлива на входе и выходе из подогревателя, принимаем Дt<sub>вт</sub>` = 10С и Дt_втЁ = 25С;

С_т - теплоемкость топлива (1,82 кДж/ (кгК)), принимаем С_т = 2,0 кДж/ (кгК).

В топливных системах СЭУ широко применяются секционные подогреватели с трубными пучками и подогреватели типа "труба в трубе".

4.2 Расчет и модернизация системы смазки

Масляная система предназначена для приема, хранения, очистки и подачи масла к потребителям. В ее состав входят: цистерны, маслоперекачивающие насосы, оборудование для очистки (фильтры, сепараторы), подогреватели и система трубопроводов с арматурой и КИП. Масло используется для смазки трущихся деталей главных и вспомогательных механизмов, а также для отвода тепла, выделяющегося при трении, для охлаждения поршней двигателей, для питания систем автоматического регулирования.

Давление масла в маслоохладителях должно быть больше давления охлаждающей воды.

Принципиальная схема масляной установки показана на рис.4.2 Масло в запасную цистерну 11 принимается с главной палубы (с двух бортов), где размещаются наливные палубные втулки 10. К трубопроводу, выходящему из запасной цистерны, подключены всасывающие магистрали резервного масляного насоса 12 и насоса 13 с ручным приводом. Всасывающие магистрали насосов 12 и 13 через систему трубопроводов и вентилей могут подключаться к трубопроводам цистерны сепарированного масла 14, сточной 20, маслосборников 2 циркуляционной смазочной системы главных дизелей, картеров главных 1 и вспомогательных 8 дизелей.

Нагнетательные магистрали насосов 12, 13 через систему трубопроводов и вентилей позволяют раздельно подавать масло в маслосборники 2, в картеры вспомогательных дизелей 8, в нагнетательную магистраль циркуляционного насоса 4, отстойную 15 и сточную 20 цистерны, к упорным подшипникам 22 и при необходимости через палубные втулки 9 на главную палубу для выдачи на берег или другим судам.

Главные дизели 1 имеют циркуляционную смазочную систему с "сухим" картером. Масло из картера дизеля 1 отсасывается насосом 3 и подается в маслосборник 2, откуда циркуляционным насосом 4 направляется в фильтр грубой очистки 5 и далее через терморегулятор 6, холодильник 7 или в обход него в главную распределительную магистраль дизеля на смазку и охлаждение узлов последнего.

Рис.4.2 Принципиальная схема масляной системы

В случае выхода из строя одного из насосов 3 или 4 включается резервный насос 12. Прокачка масла перед пуском может осуществляется насосом 12 или насосом 13 с ручным приводом. Свежим маслом система заполняется через маслосборники 2 резервным или ручным насосом из запасной 11 или цистерны сепарированного масла 14. Отработавшее масло удаляется через маслосборники 2 самотеком в сточную цистерну 20, которая оборудована змеевиковым подогревателем 21.

Из сточной цистерны масло насосом 12 или 13 подается в отстойную цистерну 15.

Вспомогательные дизели 8 имеют смазочную систему с "мокрым" картером. Заполнение системы свежим маслом производится в картеры дизелей насосом 13 с ручным приводом. Отработавшее масло из картера сливается самотеком в цистерну 20.

Вместимость цистерн в м³ определяется

запасных

V_эт = [1,1 (а_х х С_cir P_e + x_b С_cirb P_eb) ф_а + а_м УР] / с_м =

= [1,1 (0,65 2 0,0011 442 + 1 0,00136 110) 240 + 2,7 1192] / 899 = 3,87 м³;

циркуляционных (маслосборников) главных двигателей, при этом используем значение средней скорости поршня двигателя марки 6ЧНР30/38, имеющего ход поршня S = 0,38м

c_m = S · n / 30 = 0,38 · 330 / 30 = 4,18 м/с.

Полученное значение c_m < 6,5 м/с - двигатель тихоходный, для тихоходных дизелей

V_цмг = (8,513,6) P_e 10^-4 =

= 10 442 10^-4 = 0,442 м³;

циркуляционных (маслосборников) вспомогательных двигателей, для них, как для быстроходных дизелей

V_цмв = (5,56,8) P_eb 10^-4 = 6,0 110 10^-4 = 0,066 м³;

расходных (или сепарированного масла)

V_рм = (1,11,5) V_цмг = 1,2 0,442 = 0,583 м³;

сточных и отстойных

V_см = 1,1 (УV_цмг + УV_цмв) = 1,1 (0,972 + 0,132) = 1,21 м^3,

где С_cir и С_{cirb -} удельные эффективные расходы масла главного и вспомогательного двигателей, кг/ (кВтч), из табл.4 и 2, соответственно, С_cir = 0,0011 кг/ (кВтч) и С_cirb = 0,00136 кг/ (кВтч);

а_м - удельная масса масла в сточных цистернах или картерах двигателей, принимаемая равной для тихоходных дизелей 2,7 кг/кВт, быстроходных - 2,95 кг/кВт;

с_м - плотность масла, принимаемая равной 899 кг/м³;

УV_цмг и УV_{цмв -} суммарная вместимость маслосборников или картеров главных и вспомогательных двигателей, м³,

УV_цмг = х V_цмг = 2 0,442 = 0,972 м³ и УV_цмв = x_b V_цмв = 2 0,066 = 0,132 м³.

Подачи насосов в м³/ч определяются:

резервного циркуляционного

Q_нц = (1,21,6) а_тм b_e P_e Q_н / (С_м с_м Дt_м) =

= 1,2 0,06 0, 204 442 41800 / (2,1 899 10) = 15,8 м³/ч;

маслоперекачиващего (для заполнения расходных цистерн)

Q_нп = V_рм / ф = 0,583/1 = 0,583 м³/ч,

где а_тм - доля теплоты, отводимая маслом, принимаемая равной для тихоходных дизелей 0,050,07, быстроходных - 0,070,08, принимаем а_тм = 0,06;

Q_н - низшая удельная теплота сгорания топлива, принимаемая равно для дизельного топлива 42700 кДж/кг, моторного - 41800 кДж/кг, принимаем Q_н = 41800 кДж/кг;

С_м - теплоемкость масла, принимаемая равной 22,2 кДж/ (кгК), принимаем С_м = 2,1 кДж/ (кгК);

Дt_м - разность температур масла на входе и выходе из дизеля, принимаемая равной 612 С, принимаем Дt_м = 10С.

Выбираем шестеренный насос марки ШФ 0,8-25-0,58/25Б обеспечивающий подачу 0,58 м³/ч при давлении нагнетания 2,5 МПа, частоте вращения 1430 об/мин, мощности приводного электродвигателя 1,0 кВт, имеющего габариты 590х217х245 мм и сухую массу 26 кг.

Производительность сепаратора Q_см в м³/ч определяется из условия обеспечения необходимой кратности очистки масла

Q_см = (1,53,5) УV_цм / ф_с = 2,0 1,104/8 = 0,28 м³/ч,

где 1,53,5 - кратность очистки масла (больше значения для тихоходных дизелей), принимаем 2,0;

УV_цм - суммарная вместимость маслосборников главных и вспомогательных двигателей, м³, УV_цм = УV_цмг + УV_цмв = 0,972+ 0,132 = 1,104 м³;

ф_с - время работы сепаратора в сутки, равное 812 ч, принимаем ф_с = 8 ч.

Подойдет сепаратор марки НСМ-2 производительностью 0,5 м³/ч, мощностью электропривода 2,2 кВт, габаритами 1050х500х1190 мм и массой нетто 265 кг.

4.3 Расчет и модернизация системы охлаждения

Система водяного охлаждения предназначена для отвода от втулок цилиндров, крышек цилиндров, смазочного масла, газовыпускного коллектора у крупных дизелей без наддува и других механизмов энергетической установки. В дизельных установках система водяного охлаждения, как правило, двухконтурная. Вода внутреннего контура охлаждает двигатели, а в открытом внешнем контуре через водяной и масляный охладители (холодильники) прокачивается забортная вода. Циркуляция воды в системе охлаждения осуществляется обычно центробежными насосами.

Система охлаждения главных двигателей и двигателя дизель-генератора - двухконтурная.

Система охлаждения внутреннего контура - замкнутая с принудительной циркуляцией. Охлаждение пресной воды внутреннего контура, масла и наддувочного воздуха осуществляется забортной водой в охладителях.

Главная магистраль (соединительная труба) забортной воды соединяет выгороженные в корпусе ящик забортной воды и бортовой кингстонный ящик.

Вода, поступающая из кингстонного ящика, проходит через фильтр, а в ящике забортной воды - через сетчатые отбойные листы.

Принципиальная схема системы водяного охлаждения показана на рис.4.3 Вода внутреннего контура насосом 26, навешенным на дизель 28, по распределительной трубе 27 подается в зарубашечное пространство дизеля и турбокомпрессора 29. Нагретая вода направляется из дизеля и турбокомпрессора в терморегулятор 8, который в зависимости от температуры воды распределяет ее поток в водо-водяной холодильник 9 и на перепуск. После водяного холодильника оба потока смешиваются и поступают во всасывающую магистраль насоса 27. Наиболее высоко расположенные на турбокомпрессоре и дизеле участки трубопровода внутреннего контура соединены трубами 1, 2 с расширительной цистерной 3, которая сообщается с атмосферой. Расширительная цистерна обеспечивает по трубопроводу 6 отвод паров воды и воздуха из системы водяного охлаждения, по трубопроводам 5 и 4 - пополнение убыли воды во внутреннем контуре и ее слив при переполнении цистерны.

Прием забортной воды осуществляется через днищевой и бортовой кингстоны, расположенные в ящиках забортной воды 20, 16, соединенных трубопроводом. Забортная вода из ящика забортной воды 20 или 16 через парный фильтр 19 подается насосом внешнего контура 25, навешенным на дизель, последовательно в холодильники надувочного воздуха 12, масла 10 и охлаждающей воды внутреннего контура 9, а затем по трубе 7 сливается за борт или по трубе 15 поступает в ящик забортной воды. В трубопроводе 23 циркулирует масло смазочной системы дизеля, а в трубопроводе 13 - надувочный воздух. Забортной водой охлаждаются компрессоры 11. По трубопроводу 30 вода поступает на охлаждение подшипников валопровода, смазку дейдвудной трубы и др.

В случае выхода из строя насоса внутреннего контура 26 забортная вода насосом 25 будет подаваться ко всем потребителям и через трехходовой клапан по трубе 24 - в распределительную трубу 27. Из дизеля по трубе 7 вода направляется за борт или в ящик забортной воды.

Рис.4.3 Принципиальная схема системы водяного охлаждения

Вспомогательный дизель имеет независимую систему водяного охлаждения и отдельную расширительную цистерну. Забортная вода к нему подводится по трубопроводу 17. Трубопровод 18 служит для подачи воды в систему водоснабжения судна.

В качестве резервного может быть использован насос общесудового назначения, который подает воду по трубопроводу 21.

Внутренний контур охлаждения на всех двигателях целиком смонтирован заводом-поставщиком. Заполнение внутренних контуров охлаждения главных двигателей производится от системы водоснабжения водой через поплавковые клапаны в расширительных бачках емкостью по 25 л.

Вода от всех охлаждаемых агрегатов отводится за борт.

Подача насосов в м³/ч определяется:

внутреннего контура

Q_вв = (1,21,3) а_тв b_e P_e Q_н / (С_в с_в Дt_в) =

= 1,25 0,15 0, 204 442 41800 / (4,19 1000 10) = 14,8 м³/ч;

внешнего контура

Q_вэ = (1,41,5) (а_тв+ а_тм) b_e P_e Q_н / (С_эс_эДt_э) =

= 1,45 (0,15 + 0,08) 0, 204 442 41800 / (3,98 1020 20) = 14,8 м³/ч,

где а_тв - доля теплоты, отводимая водой, принимаемая равной для тихоходных дизелей с наддувом 0,120,17, быстроходных - 0,150, 20, принимаем а_тв = 0,15;

а_{тм -} доля теплоты, отводимая маслом, от всего количества теплоты, введенного с топливом, для главных двигателей [4, стр.143] а_тм = 0,08;

С_в и С_э - теплоемкости пресной воды внутреннего контура и забортной воды внешнего контура, равные 4,19 и 3,98 кДж/ (кгК) соответственно;

с_в и с_{э -} плотности воды внутреннего контура и забортной воды, равные 1000 и 1020 кг/м³ соответственно;

Дt_в и Дt_э - разности температур воды во внутреннем контуре на выходе и входе в дизель и во внешнем контуре на выходе и входе в холодильник, принимаемые равными 1012С и 1525С соответственно, принимаем Дt_в = 10С и Дt_э = 20С.

В целях унификации обычно принимают Q_вв = Q_вэ = 14,8 м³/ч.

Поверхность охлаждения в м² водяного холодильника определяется:

F_хв = а_тв b_e P_e Q_н / (3600 k_тв Дt_вср) =

= 0,15 0, 204 442 41800 / (3600 1,0 35) = 4,93 м^2,

где k_тв - общий коэффициент теплопередачи от воды к воде, равный для трубчатых холодильников 0,580,82 кВт/ (м²К), пластинчатых - 1,001,16 кВт/ (м²К), принимаем пластинчатый холодильник с k_тв = 1,0 кВт/ (м²К);

Дt_вср = [ (t_в` - t<sub>з</sub>`) - (t_в`` - t<sub>з</sub>``)] / 2,3 lg [ (t_в` - t<sub>з</sub>`) / (t_в`` - t<sub>з</sub>``)] =

= [ (80 - 32) - (70 - 45)] / 2,3 lg [ (80 - 32) / (70 - 45)] = 35С

среднелогарифмическая разность температур для противоточных холодильников, С;

t_в` и t<sub>в</sub>`` - температуры воды во внутреннем контуре на выходе из дизеля и холодильника, принимаемые равными 7590 С и 6580 С соответственно, принимаем t<sub>в</sub>` = 80С и t_в`` = 70С;

t_з`` и t<sub>з</sub>` - температуры забортной воды на входе и выходе из водяного холодильника, принимаемые равными 3032 С и 4550 С соответственно, принимаем t<sub>з</sub>` = 32С и t<sub>з</sub>`` = 45С.

В системах водяного охлаждения получают распространение холодильники пластинчатого типа.

4.4 Расчет и модернизация системы сжатого воздуха