Проектирование судовой энергетической установки

Необходимая мощность СЭС судна может быть определена на основе энергетического баланса, путём составления таблицы потребителей электроэнергии судна прототипа.

В качестве основного рода тока на судне принимаем переменный 3-х фазный ток частотой 50Гц.

Электроэнергия распределяется следующим образом:

- 380 В - трёхфазный переменный ток для силовых потребителей;

- 220 В - трёхфазный и однофазный переменный ток для приборов навигации и связи, основного и аварийного освещения, сигнально отличительных огней, устройств автоматики и хозяйственно-бытовых потребителей;

- 24 В - однофазный переменный ток для переносного электроинструмента;

- 12 В - однофазный переменный ток для подключения низковольтного переносного освещения.

Выбор мощности и числа генераторов осуществляется по итогам таблицы с учётом следующих требований:

- применять во всех случаях, когда это возможно, однотипные индукционные генераторы переменного тока;

- загрузка работающих генераторов должна составлять не менее 65 - 70 % их номинальной мощности;

- на каждом режиме (кроме аварийного), в резерве должно быть не менее одного генератора, способного заменить наибольший по мощности из работающих;

- на режиме стоянки с грузовыми операциями допускается запас мощности не более 10 %.

Расчет параметров СЭС выполнен с помощью программы САПР СЭУ.

Максимальные ожидаемые мощности СЭС на режимах

на ходовом реж.умер,кВт, PXU= 598.15

на ходовом реж.троп,кВт, PXT= 738.73

на стояноч реж.умер,кВт, PSU= 290.64

на стояноч реж.троп,кВт, PST= 417.66

на маневр. Реж.умер,кВт, PMU= 598.15

на маневр. Реж.троп,кВт, PMT= 738.73

на грузов. Реж.умер,кВт, PGU= 606.48

на грузов. Реж.троп,кВт, PGT= 773.49

на реж.разгрузк.умер,кВт, PGU1= 2155.28

на реж.разгрузк.троп,кВт, PGT1= 2322.29

Выбранные дизель-генераторы:

Три 6L28/32H 1200 кВт 750 об/мин

Один 7L 16/24 780 кВт 1000 об/мин



Таблица 18

Марка ДГ	Ne	Gс	L	B	H
6L28/32H	1200	36,3	7,18	1,8	3,18
7L 16/24	780	15,5	5,7	1,3	2,63

В таблице представлены следующие характеристики дизель-генераторов, обеспечивающих выработку трехфазного переменного тока в соответствии с европейским стандартом параметров (380в,50Гц): Марка ДГ - марка типоразмера, включающая буквенный и числовой коды. Последний представляет собой полную электрическую мощность (cos j = 0,8) в резервном режиме; N - номинальная (максимальная длительная) мощность, отдаваемая во внешнюю сеть, кВт; G_с - сухая масса агрегата, т; L - длина агрегата, м; B - ширина по фундаментной раме, м; H - габаритная высота, м.



7. Расчет теплопроизводящей установки

Теплопроизводящая установка предназначена для обеспечения паром (горячей водой) следующих потребителей: систем парового отопления, камбуза, душевых, прачечной, пожарной системы пожаротушения, системы обогрева кингстонов и другой донной и забортной арматуры, паровых водоопреснителей, системподогрева тяжелого топлива, систем подогрева груза, вспомогательных механизмов и устройств теплогенераторной установки, специальных вспомогательных механизмов с паровым приводом, вспомогательных турбогенераторов электрического тока.

Для выбора теплопроизводящей установки

необходимо рассчитать его паропроизводительность:

Рассчитаем часовой расход теплоты на бытовые нужды:

Определение расхода пара на общие судовые нужды

Расход пара на подогрев перевозимого груза на морских танкерах в зимний период, кг/час, может быть найден с использованием аппроксимирующей зависимости в функции переменной части водоизмещения судна - дедвейта, т.

Общее количество пара, необходимое для жизнеобеспечения судна:

D_общ=2,4+16,1=18,5 т/ч

В качестве ПУ выбираем два котла CHB 10000. Электропитание механизмов производится переменным током напряжением 380 В с частотой 50Гц. Электропитание системы автоматики 220 В и 380 В с частотой 50Гц.

Таблица 19

Т/р ВПГ	Wп	Dк	H	Gc	Gв
CHB 10000	10	2,8	6,76	25,3	8,4

В табл. указаны следующие характеристики котлов типа CHB: W_п - паропроизводительность, т/ч; D_к и H - диаметр и высота барабана котла, м; G_с- сухая масса котла, т; G_в- масса воды в котле, т. Коэффициент полезного действия котлов типа CHB составляет ок. 85%. Давление генерируемого пара может регулироваться в диапазоне от 10 до18 бар.



8. РАСЧЕТ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ЗАПАСОВ

Запас топлива

Запас топлива на рейс

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

= 0,169 кг/кВт*ч - удельный расход топлива;

= 14900 кВт - номинальная мощность ГД;

= 1 шт - число ГД;

= 720 ч. - ходовое время.

Запас тяжелого топлива

Запас легкого топлива.

Объем запасной цистерны тяжелого топлива:

С_тт= 970 кг/м3 -- плотность тяжелого топлива

Объем запасной цистерны легкого топлива:



С_лт= 860 кг/м3 -- плотность легкого топлива

Запас топлива для ДГ.

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 = 98ч - время стоянки для химовозов;

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

= 98 ч - время стоянки без грузовых операций;

= 142 ч - время стоянки с грузовыми операциями.

Ходовой режим.

= 129 m

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

= 0,192 кг/кВт*ч - удельный расход топлива;

= 780 кВт - эффективная мощность ДГ;

= 1 шт - число ДГ работающих на данном режиме;

= 720 ч. - ходовое время.

Стояночный режим без грузовых операций.

= 17,6 m

где: n = 1 шт - число ДГ работающих на данном режиме;

tc = 98 ч. - стояночное время без грузовых операций.

Стояночный режим с грузовыми операциями.

= 76 , m

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

= 142 ч - время стоянки с грузовыми операциями.

Запас масла

Запас циркуляционного масла.

= 29,8,

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

Vмц = 25 - количество масла в циркуляционной системе;

Qm = 0,1 кг/кВт*ч - удельный расход (угар) масла;

Ne = 14900 кВт - эффективная мощность ГД;

T = 720 ч. - продолжительность рейса;

P = 897 кг/ - плотность масла.

Запас цилиндрового масла

Объём цистерны:



м³,

где q_цм=0,8 г/(кВт*ч) - удельный расход цилиндрового масла;

с_цм = 914 кг/м³ - плотность цилиндрового масла.



9. Конструктивный узел

Система охлаждения предназначена для отвода тепла от деталей двигателя, подверженных нагреву горячими газами и для поддержания допустимых температур, определяемых жаропрочностью материалов, термостабильностью масла и оптимальными условиями протекания рабочего процесса. В зависимости от конструкции ДВС количество тепла, отводимого в охлаждающую жидкость, составляет 15--35 % тепла, выделяемого при сгорании топлива в цилиндрах.

В данном дипломном проекте представлен охлаждающий насос, установленный в замкнутой системе охлаждения, в качестве охлаждающей жидкости используется пресная вода. Вода, охлаждается в специальных охладителях. Охладители прокачиваются забортной водой.

Одним из основных преимуществ этой системы является возможность поддержания охлаждаемых полостей в более чистом состоянии, так как система заполнена пресной или специально очищенной водой. Это в свою очередь позволяет легко поддерживать наивыгоднейшую температуру охлаждающей воды в зависимости от режима работы двигателя. Замкнутая система охлаждения является более сложной, чем проточная и требует повышенного расхода энергии на работу насосов.

Целью курсового проекта является: определение параметров ступени, определение основных размеров входа рабочего колеса,

расчет основных размеров входа рабочего колеса, расчет и построение меридианного сечения рабочего колеса, проверочный расчет на кавитацию, построение плана рабочего колес

расчет спирального отвода, расчет протечек через переднее уплотнение, расчет сил действующих на рабочее колесо.



Таблица 21

№	Название	Обозначение	Размерность	Численное значение
1	Подача	Q	м3/ч	340
2	Напор	H1	Дж/кг	250
3	Давление в воздухоудалителе	P1	Па	2,5•105
4	Сопротивление приёмного трубопровода	hтп	Дж/кг	3
5	Высота всасывания	hвс	м	-2,5
6	Температура жидкости	T1	K	350

Определение параметров ступени

Определю кавитационный запас энергии

, где

- критический кавитационный запас энергии, Дж/кг.

А - коэффициент запаса_.

А =1,15…1,3.

Р_а - давление на входе, Па.

Р_п - давление парообразование при данной температуре, Па.

- плотность, кг/м³.

g - ускорение свободного падения, м/с².

hвс- высота всасывания, м.

- гидравлические потери в приёмном трубопроводе, Дж/кг.

A= 1.3

Дж/кг.

Р_п = 41910 Па, т.к. Т=350 К.

Принимаю значение кавитационного коэффициента быстроходности в зависимости от назначения насоса. Для насоса системы охлаждения С=800. Найду максимальную допустимую частоту вращения:

, где

- максимальная частота вращения, об/мин.

- критический кавитационный запас энергии, Дж/кг.

Q₁ - подача насоса, м³/с.

об/мин.

Высчитываем значение коэффициента быстроходности n_s:

, где

n - рабочая частота вращения, об/мин;

Н - напор, Дж/кг.

74

Коэффициент быстроходности входит в заданный диапазон значений, он не меньше 50. Определю расчётную подачу колеса Q_р:

, где

Q₁ - подача, м³/с.

- объёмный КПД.

,



.

;

;

м³/с.

Найду теоретический напор Н_т:

, где

Н₁ - напор, Дж/кг;

- гидравлический КПД. Можно найти по формуле А. А. Ломакина.

, где

D_1пр - приведённый диаметр входа в колесо, мм.

Приведённый диаметр входа в колесо определяется из уравнения подобия:

, где

= 3.6…6.5 - определяется в зависимости от кавитационных качеств колеса;

мм.

;

Дж/кг.

Находим общий КПД насоса

, где

- механический КПД. Он определяется по уравнению:

, где

- учитывает потери энергии на трение наружной поверхности колеса о жидкость;

- учитывает потери энергии на трение в подшипниках и сальниках насоса, лежит в пределах =0.95…0.98

;

.

.

Определю потребляемую насосом мощность N:

;



Вт.

кВт.

Выбираю двигатель:

n = 965 об/мин. N=42 кВт

Марка двигателя: АМ92-6

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 патока в колесо оценивают по формуле С.С. Руднева

, где

величина коэффициента принимается в зависимости от требуемых кавитационных качеств колеса и лежит в пределах:

м/с.

Диаметр вала d_в в первом приближении рассчитывается из расчёта на кручение по формуле

, где

М_кр - момент кручения, приложенный к валу, Нм;

- допускаемое напряжение на кручение, для валов углеродистой стали, принимается, Н/м².

= (300…500)10⁵ Н/м².

;

Н/м.

м.

Для придания жёсткости d_в увеличивают на 10…15 мм.

Диаметр втулки определяют конструктивно по в зависимости от способа крепления колеса на валу:

;

м.

Диаметр D₀ входа в колесо находится из уравнения неразрывности:

;

м.

Найду ширину лопасти b₁, которая зависит от кавитационных качеств колеса и величины коэффициента быстроходности n_s.

, где

- меридианная составляющая абсолютной скорости, м/с;



, где

;

м.

Диаметр D₁ окружности проходит через средние точки входных кромок лопастей.

м.

;

м/с.

м.

Меридианная составляющая абсолютной скорости после поступления патока в межлопастной канал (т.е с учётом стеснения) определяется по уравнению

, где

k₁- коэффициент стеснения на входе, k₁=1.05…1,15;

м/с.

Определю окружную скорость на входе в межлопастной канал.

, где

-угловая скорость, рад/с;

;

м/с.

Найду угол безударного поступления потока на лопасти находится из уравнения

,

,

Угол установки лопасти на входе

, где

- угол атаки; =3…10⁰

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. Величина относительной скорости W₁ определяется по уравнению:

,

м/с.



Рис.13 Треугольник скоростей при входе в рабочее колесо насоса

Расчёт основных размеров выхода рабочего колеса

Размеры выхода рабочего колеса, основными из которых являются наружный диаметр D₂ рабочего колеса, ширина b₂ лопасти на входе и угол установки лопасти на выходе определяют из условия создания требуемого напора или достаточно высокого КПД.

Наружный диаметр D₂ рабочего колеса находят методом последовательных приближений. Диаметр D₂ в первом приближении определяется по окружной скорости u₂, найденной из основного уравнения лопастных машин

,

Воспользуемся опытным соотношением скоростей

, ;

;

м/с.



Определю наружный диаметр D₂ рабочего колеса в первом приближении

;

м, R₂₁= 0,206 м. R₂₁=D₂₁/2

Найду угол установки лопаток на выходе из межлопастного канала

, где

для безотрывного обтекания потоком поверхности;

м/с - меридианная составляющая абсолютной скорости;

К₂ = (1.0…1.05), К₂ = 1 - коэффициент стеснения на выходе из рабочего колеса.

Найду минимальное число лопастей

, где

м;

, z = 7.

Найду коэффициент учитывающий влияние конечного числа лопастей:

Зная z ( 6…8), R₁ и R₂ ( в первом приближении), определяем коэффициент p, учитывающий влияние конечного числа лопастей. При радиальном направлении средней линии меридианного сечения рабочего колеса коэффициент p находится по формуле

, где

- коэффициент учитывающий чистоту обработки поверхности и форму лопасти;

.

Определю теоретический напор колеса по струйной теории

_,

Дж/кг.

Найду окружную скорость во втором приближении

;



м/с;

м/с.

По окружной скорости u₂ находим диаметр выхода во втором приближении по уравнению

;

Определю диаметр выхода во втором приближении

м.

Вычисляю ширину лопасти на выходе:

;

м.

Относительная скорость на выходе

;

м/с.

Треугольник скоростей построен по результатам работы программы pump



Рис.14 Треугольник скоростей при выходе из рабочего колеса насоса.

Расчёт и построение меридианного сечения рабочего колеса

Ширина межлопастного канала рабочего колеса должна изменяться плавно от входа к выходу. Для этого следует задаться графиком изменения меридианной составляющей абсолютной скорости в функции от радиуса . Исходным уравнением для определения ширины межлопастного канала является уравнение неразрывности

,

где - расчетная подача, м³/с; - некоторый произвольный диаметр, м; - ширина межлопастного канала на диаметре , м; - меридианная составляющая абсолютной скорости, м/с.

Разбив среднюю линию канала()от радиуса R₁ до радиуса R₂ на 10 участков, по формуле определим ширину межлопастного канала на соответствующем радиусе и на принятой средней линии канала () в меридианном сечении отметим точки, соответствующие радиусам . Примем эти точки за центры. Проведем ряд окружностей, диаметр которых равен соответствующей ширине канала в меридианном сечении. Боковые стенки получаются как огибающие этих окружностей. По конструктивно-технологическим соображениям контуры канала корректируются. Указанные расчеты удобно проводить в табличной форме.

Закон изменения меридианной составляющей абсолютной скорости в функции от радиуса r_i известен. Таким образом, по известному значению радиуса r_i по графику найдём соответствующее значение меридианной скорости .

Ширина b_i межлопастного канала в меридианном сечении на соответствующем радиусе r_i определяется по уравнению по уравнению сплошности. Чтобы создать наиболее благоприятные условия для безотрывного обтекания контура лопасти потоком, что соответствует минимуму гидравлических потерь, примем плавный (без минимумов и максимумов) закон изменения относительной скорости от до в функции от радиуса r_i Значения относительных скоростей и были найдены при определении размеров входа и выхода рабочего колеса насоса. Для обеспечения устойчивости потока в канале рабочего колеса отношение скоростей должно быть близким к единице. Таким образом, по известному значению радиуса r_i из графика найдём соответствующее значение относительной скорости W_i.

Толщину лопасти на соответствующем радиусе находят по графику Толщина (при ) может быть принята равной 2..4 мм, толщина - равной 0…2 мм. Максимальная толщина лопасти находится приблизительно посередине длины лопасти и обычно принимается равной 5-8 мм (принято6 мм).

Таким образом, мы имеем все необходимые данные для расчета таблицы 1. Угол обхвата лопасти в плане должен лежать в пределах .

Расчет таблицы 1 и 2 выполняется в программе Pump011new.exe.

Таблица 22 - К расчету меридианного сечения и лопасти рабочего колеса

Исходные данные:
Q=340 м3/час Н=250 Дж/кг Ра=250 кПа Т=77°С НВС=-2 м	Hтп=3 Дж/кг С=800 А=1.2 Дз0=0.04 змп= 0.96	Дш=0.60 [ф]=40.00 МПа S=0 RO= 973,59 КГ/М3 PS=41,89 кПа	Число параллельных потоков = 1 Число ступеней = 1
Результаты расчета:
D2 = 0.4658 M D1 = 0.1900 M DO = 0.1950 M DBT = 0.060 M DB = 0.0450 M Z = 7	DD1 = 4.0 MM U1 = 9,6 M/C W1 = 9,15 M/C CM1' = 3.40 м/с CM1 = 3,83M/C	W1' = 10,18 M/C W10 = 10,34 M/C C2 = 12,37 M/C U2 = 23,53 M/C W2 = 12.34 M/C CM2 = 3,77 M/C C2U = 11,78 M/C	C2? = 15,66 M/C W2? = 9,15 M/C CM2'= 3,69 M/C C2U? = 15,20 M/C CO = 3.76 M/C ns = 95,52
в	R	B	TT	DD	CM	W
24,7494	0,0950	0,0501	0,0000	0,0040	3,4000	9,1480
24,9826	0,1023	0,0464	9,1145	0,0045	3,4151	9,1480
25,1562	0,1095	0,0431	17,5239	0,0049	3,4302	9,1480
25,2813	0,1168	0,0402	25,3391	0,0053	3,4453	9,1480
25,3662	0,1240	0,0377	32,6474	0,0056	3,4603	9,1480
25,4175	0,1313	0,0355	39,5181	0,0058	3,4754	9,1480
25,4405	0,1385	0,0335	46,0078	0,0060	3,4905	9,1480
25,4394	0,1458	0,0317	52,1626	0,0061	3,5056	9,1480
25,4176	0,1531	0,0300	58,0210	0,0061	3,5207	9,1480
25,3780	0,1603	0,0286	63,6155	0,0060	3,5358	9,1480
25,3228	0,1676	0,0272	68,9735	0,0059	3,5509	9,1480
25,2541	0,1748	0,0260	74,1186	0,0058	3,5659	9,1480
25,1735	0,1821	0,0248	79,0709	0,0055	3,5810	9,1480
25,0823	0,1893	0,0238	83,8480	0,0052	3,5961	9,1480
24,9818	0,1966	0,0228	88,4655	0,0049	3,6112	9,1480
24,8730	0,2039	0,0219	92,9368	0,0044	3,6263	9,1480
24,7568	0,2111	0,0211	97,2738	0,0039	3,6414	9,1480
24,6339	0,2184	0,0203	101,4873	0,0033	3,6565	9,1480
24,5050	0,2256	0,0195	105,5866	0,0027	3,6715	9,1480
24,3708	0,2329	0,0189	109,5803	0,0020	3,6866	9,1480

Таблица 23. РАСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИКИ Р.К.

Q	H
0.0000(0.00)	284,85
0.0094(34.00)	291,00
0.0189(68.00)	295,02
0.0283(102.00)	296,89
0.0378(136.00)	296,62
0.0472(170.00)	294,21
0.0567(204.00)	289,65
0.0661(238.00)	282,96
0.0756(272.00)	274,11
0.0850(306.00)	263,13
0.0944(340.00)	250,00
0.1039(374.00)	234,73
0.1133(408.00)	217,31

КПД НАСОСА = 0.7374 ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ ПРИВОДА = 965.0 мин-1

МОЩНОСТЬ ПРИВОДА = 37,410 КВТ

ДОП. ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ=17,214 M C [ПОЛУЧЕННОЕ]=642,7

Таблица 24. Определение характеристики сети

№	Qi	Hi	Qi/Qр	Hс
1	0,000	284,850	0,000	0,000
2	0,009	291,000	0,095	2,612
3	0,019	295,020	0,200	11,801
4	0,028	296,890	0,295	25,791
5	0,038	296,620	0,400	47,459
6	0,047	294,210	0,495	72,012
7	0,057	289,650	0,600	104,274
8	0,066	282,960	0,695	136,573
9	0,076	274,110	0,800	175,430
10	0,085	263,130	0,895	210,650
11	0,094	250,000	0,989	244,765
12	0,104	234,730	1,095	286,312

Рисунок 15 Графики характеристик насоса и сети.



Рис.16 меридианное сечение рабочего колеса

Проверочный расчёт на кавитацию

По найденным значениям С_1,0 , W₁₀ ,U₁ при входе в межлопастные каналы рабочего колеса первой ступени определяется критический кавитационный запас энергии.

, где

См₁ =С_1,0,

- коэффициент кавитации.

, где

Д₁ - толщина лопасти на входе;

Д₄₅ - толщина лопасти на расстоянии 45 мм от входной кромки.

Условие справедливости формулы:

1) n_s ? 120

2)

3)

Дж/кг.



;

Допускаемую геометрическую высоту всасывания определяю из уравнения

;

м.

Полученная в результате проверки допускаемая геометрическая высота всасывания, больше заданной высоты всасывания. Это свидетельствует о том, что в рабочем колесе не будет возникать кавитация.

Построение Плана рабочего колеса

Лопасти рабочего колеса профилируются таким образом, чтобы обеспечить наиболее благоприятные условия для безотрывного обтекания контура лопасти потоком рабочей среды.

Дифференциальное уравнение средней линии сечения лопасти в плане будет иметь вид

,

Откуда

.



При угол и тогда .

Так как толщиной лопасти Д, скоростями с'_m и W в функции радиуса мы задались не аналитически, а в виде графиков (см. рис. 2), интегрирование уравнения выполняется приближенно по правилу трапеции.

Обозначим подынтегральную функцию , тогда

,

где - приращение центрального угла; B_i и В_i+1 - значения подынтегральной функции в начале и в конце рассматриваемого участка; - приращение радиуса.

Задаваясь приращением радиуса , разбиваем диапазон интегрирования r от R₁ до R₂ на 10 участков. Тогда для промежуточного радиуса r_kполучаем соответствующий угол в полярной системе координат, в которой полюс совпадает с осью рабочего колеса, а полярная ось проходит через входную кромку лопасти

.

Величина радиуса r_k вычисляется по уравнению

,

где .

Угол охвата всей лопасти можно найти из выражения

.

По вычисленным координатам строим среднюю линию сечения лопасти в плане (см. рис. 4). Из точек на средней линии как из центров проводим окружности диаметром, равным толщине лопасти на соответствующем радиусе r_i. Огибающая окружностей и будет контуром сечения лопасти в плане. Входная кромка лопасти закругляется радиусом, равным .

Рис.17 рабочее колесо в плане

Ход расчета спирального отвода.

Выполнение расчета спирального отвода состоит из двух частей: расчет спирального канала и расчет диффузора. При выполнении курсового проекта принят метод расчета спирального канала на основе закона . В основе расчета спирального канала лежат следующие положения: поток не вязкий, осесимметричный и момент скорости жидкости в спиральном канале есть величина постоянная, т.е. .

1. определим радиус цилиндрической поверхности входного сечения спирального канала

м.

2. определяем ширину входного сечения спирального канала

м.

3. определяем постоянную спирального канала

м/с

4. принимаем толщину языка спирального отвода

5. принимаем угол наклона боковых стенок спирального канала

Рассчитываем кривую пропускной способности



Таблица 25. Расчет кривой пропускной способности

м	м		м		м3/с	м3/с
0.2446	0.0352	0.1439	0.01			0
0.2646	0.0436	0.1648	0.01	0.1598	0.0044	0.0085
0.2846	0.0520	0.1827	0.01	0.1784	0.0049	0.0180
0.3046	0.0604	0.1983	0.01	0.1945	0.0053	0.0285
0.3246	0.0688	0.2120	0.01	0.2086	0.0057	0.0397
0.3446	0.0772	0.2240	0.01	0.2211	0.0061	0.0517
0.3646	0.0856	0.2348	0.01	0.2322	0.0064	0.0643
0.3846	0.0940	0.2444	0.01	0.2421	0.0066	0.0775
0.4046	0.1024	0.2531	0.01	0.2510	0.0069	0.0911
0.4246	0.1108	0.2610	0.01	0.2590	0.0071	0.1052

По данным таблицы строим кривую пропускной способности.

Рис18. Кривая пропускной способности



Таблица26.

номер сечения	0	1	2	3	4	5	6	7	8
	0	45	90	135	180	225	270	315	360
м3/с	0	0,0125	0,025	0,0375	0,05	0,0625	0,075	0,0875	0,01

Пользуясь зависимостью , определяем расход жидкости в сечениях (таблица 5), соответствующих определяемому углу . Эти данные используем для построения теоретических сечений.

Рис.19 действительное сечение спирального канала.

Новые значения высоты контрольных сечений h_cи радиуса r_c=h_c+R₃ снимаются с рисунка и заносятся в таблицу 6 .

Таблица 27.

номер сечения	0	1	2	3	4	5	6	7	8
	0	0,0129	0,022	0,0316	0,0412	0,0510	0,0614	0,0714	0,0808
	0.2446	0.2575	0.2666	0.2762	0.2858	0.2956	0.306	0.3160	0.3254



Скорость потока во входном сечении диффузора:

м/с

Задаемся степенью расширения диффузора:

Скорость потока в выходном сечении диффузора:

м/с

что не превышает допустимых значений.

Площадь сечения диффузора на выходе:

м².

Диаметр эквивалентного круга на входе в диффузор:

м.

на выходе из диффузора:

м.

Принимаем угол раскрытия диффузора 10°

Длинна диффузора равна:

м.

Рис20. Спиральный отвод.



Расчет протечек q₁ в насосе

Кроме внутренних протечек жидкости имеются утечки из насоса через сальник . Жидкость, которая, просачивается через сальник, осуществляет смазку и отвод тепла, выделяющихся при трении поверхностей сальника. В нормальном состоянии сальника через него протекает весьма малое количество жидкости: менее 10 (60 капель в минуту). Ввиду незначительности утечек через сальник в расчетах объемных потерь ими можно пренебречь.

Принимаем однощелевое уплотнение с длинной , диаметром , с радиальным зазором , коэффициент трения выбираем в первом приближении

Коэффициент в первом приближении:

Статический напор колеса:

Напор теряемый в уплотнении:

Дж/кг

Осевая скорость жидкости в зазоре:

Окружная скорость колеса на диаметре :

Коэффициент кинематической вязкости выбираем для воды при температуре 20равным 1,006

Число Рейнольдса:

Толщина ламинарного подслоя:

Принимаем абсолютную шероховатость стенок R_a равной 0,02 мм.

Так как Re>2320, а то режим течения - турбулентный с шероховатыми стенками, а коэффициент л во втором приближении рассчитывается по формуле

N=11.5 - постоянная, имеющая структуру числа Рейнольдса и определяющая место перехода ламинарного течения у стенки в турбулентное

Коэффициент расхода во втором приближении:

Расход жидкости через уплотнение во втором приближении:

м³/с

Если учесть протечки q₁ через переднее уплотнение, которые приводят к течению жидкости в осевом зазоре между передним диском колеса и корпусом, то напор теряемый в уплотнении:

Коэффициенты и находим по графикам.

Расходный параметр:

Окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из колеса: Дж/кг

Расход жидкости через уплотнение:

м³/с

Относительная величина протечки:

Величина протечек не должна превышать 5%. Расчет показал, что величина протечек через переднее уплотнение составляет 2,5%, что является допустимым.

Осевая сила в центробежном насосе.

Суммарная осевая сила:

H

При износе уплотнения рабочего колеса закон распределения давления изменяется и появляется дополнительная осевая сила , действующая на наружную поверхность рабочего колеса в пределах от до :

Полная величина осевого давления жидкости на рабочее колесо при максимально допустимом износе уплотнения будет равна:

Н

Где - коэффициент, учитывающий износ уплотнения.

Расчет осевого усилия, действующего на ротор, показал, что в конструкцию насоса необходимо ввести разгрузочное отверстие с уплотнением.



Заключение

Исходя из поставленной задачи в задании на дипломный проект, было выполнено проектирование СЭУ судна танкера-химовоза дедвейтом 51000 т, 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 и паре, судно было укомплектовано четырьмя дизель-генераторами и котлами. Так же для энергетической установки были определены энергетические запасы масла и топлива. В качестве конструктивного узла был спроектирован центробежный насос пресной воды центрального контура системы охлаждения ГД.



Список использованных источников

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.,

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

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

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.,

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

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

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

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

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

12. Каталог двигателей MAN, 2014

Размещено на Allbest.ru