Расчет и выбор основного оборудования судовой энергетической установки

Федеральное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Волжская государственная  академия водного транспорта»

Астраханский филиал

 

 

КУРСОВАЯ РАБОТА

по дисциплине «Эксплуатация  судовых энергетических установок»

На тему: «Расчет и выбор  основного оборудования судовой  энергетической установки»

 

                                                               студента 6 курса СМ 09 -2144

                                                               Малого С.В.

                                                               ____________________________

                                                               Руководитель:

                                                               доцент, к.т.н.  Храмов М.Ю. 

                                                               _____________________________

                                                               Курсовая работа защищена с  оценкой:

                                                               ______________________________

Н. контр.________________       дата: «____» _________________2012 г.

 

 

 

 

Астрахань

2012

СОДЕРЖАНИЕ

 

      Введение                                                                                            стр. – 2

1. Расчетная часть. Выбор главных двигателей.                    стр. – 3
2. Теоретическая часть.                                                                стр. – 9

Список использованной литературы.                                         стр. – 16

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение.

 

     Одной из  основных задач ГДСУ является  обеспечение заданной скорости  судна или максимального упора  движителей при наиболее при наиболее эффективном использовании мощности главных дизелей. Эта задача решается путем обеспечения оптимального взаимодействия элементов пропульсивного комплекса (гребной винт, корпус судна, главный двигатель, валопровод).

     Основной целью данной курсовой работы является - закрепление и обобщение теоретических знаний полученных при изучении курса «Судовые энергетические установки и техническая эксплуатация флота», освоить практические навыки проектирования энергетической установки на стадии эскизного проекта для заданного типа судна в соответствии с исходными данными и заданием.

   

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Расчетная часть. Выбор главных двигателей.

 

    Дано:

1. Тип судна – Пассажирское;
2. Класс Регистра – «О»;
3. Автономность плавания – 15 суток;
4. Главные размеры судна:

- длина (L) – 74 м.;

- ширина (B) – 10 м.;

- осадка кормой () – 1,4 м.;

5. Коэффициент полноты () – 0,75;
6. Количество гребных винтов (Х) – 2;
7. Скорость хода судна () – 22 км/ч.

 

     Решение:

 

    Гидродинамический  расчет и выбор главной энергетической  установки производится в следующей  последовательности:

    - определим сопротивление воды движению судна R, кН:

:

где: - безразмерный коэффициент сопротивления воды движению судна;

        - плотность воды, т/;

       s – площадь смоченной поверхности судна, ;

        V – скорость движения судна, м/с.

    Безразмерный  коэффициент сопротивления движения  воды  можно рассчитать используя данные судна-прототипа.

    Для расчетов  примем судно – прототип:

   - грузопассажирский теплоход проекта 305:

    - длина — 77,9 м;

    - ширина — 15,3 м;

    - осадка — 1,4 м;

    - водоизмещение — 800 тонн;

   - мощность главного двигателя — 2 * 400 л. с.;

   - частота вращения  главного двигателя (движителя)  – 500 об/мин

   - скорость — 20 км/час.

 

где: - эффективная мощность одного главного двигателя судна-прототипа,  кВт;

       - количество двигателей (движителей);

      - КПД передачи и валопровода.

       - смоченная поверхность судна прототипа.

 

где: L, B, – длина, ширина и осадка судна прототипа;

        - коэффициент водоизмещения.

   

        – примем равной 1, (непосредственная передача (валопровод));

        - 0,97

        = 1000 кг/ (пресная вода);

 

    Площадь смоченной  поверхности судна расчетного  задания равна:

 

 

 Н = 82,347 кН

    Определим расчетную  мощность  кВт, которую необходимо подвести к движителю судна для обеспечения движения с заданной скоростью:

 

где:   - упор каждого гребного винта, кН;

          – скорость поступательного перемещения винта, м/с;

         - расчетное КПД.

      

где: t – коэффициент засасывания:

для бортового винта

где: - коэффициент попутного потока:

для бортового винта 

 

  

 

 

где: - скорость хода судна, м/с

  м/с

Примем:

 

Определим поступь винта :

 

где: - диаметр винта, м;

        - частота вращения движителя, об/сек.

    Для дальнейших расчетов определим максимальное и минимальное значения диаметра гребного винта, м.

 

 

 

 

   Дополнительно для  построения графика зависимости  частоты вращения от мощности  и от диаметра гребного винта  примем промежуточные значения  диаметра гребного винта:

 и .

 

 

 

 

    Для выбранных  вариантов диаметра винта рассчитаем:

 – коэффициент упора диаметра,

 

 

 

 

 

- частота вращения, об/сек (об/мин)

 

 

 

 

 

- эффективная  мощность двигателя:

 

 

Полученные данные запишем  в таблицу:

	Единица измерения	Диаметр винта (м)
		0,7	0,8	0,9	0,98
Коэффициент упора диаметра		0,475	0,543	0,611	0,665
КПД		0,75
Относительная поступь		0,825	0,722	0,641	0,589
Частота вращения	об/мин (об/сек)	499,636 (8,327)	499,55 (8,325)	500,156 (8,336)	499,87 (8,331)
Мощность подведенная к винту	кВт	321,564
Эффективная мощность проектируемая	кВт	331,5

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Теоретическая  часть. 

2.7. Дайте понятие о «тяжелых» и «легких» гребных винтах, «утяжелении» винтовой характеристики.

     При увеличении и шага, и диаметра винта выше оптимальных значений лопасти захватывают и отбрасывают назад слишком большое количество воды: упор при этом возрастает, но одновременно увеличивается и потребный крутящий момент на гребном валу. Это означает, что двигатель уже достиг предельного - максимального значения крутящего момента и не в состоянии проворачивать гребной винт с большой частотой вращения, т. е. не развивает номинальную частоту вращения и соответствующую ей номинальную мощность. Такой гребной винт называется гидродинамически тяжелым.

 

     Если шаг или диаметр винта малы, и упор и потребный крутящий момент будут меньше, двигатель не только легко разовьет, но и превысит значение номинальной частоты вращения коленчатого вала, в этом случае мощность двигателя будет использоваться не полностью, а работа на слишком высоких оборотах сопряжена с опасно большим износом деталей. При этом поскольку упор винта невелик, судно не достигнет максимально возможной скорости. Такой винт называется гидродинамически легким.

     

 

n₁ и N₁ – винт тяжелый для двигателя, винт перегружает двигатель. N₁<N₀, n₁<n₀.

n₂ и N₂ – винт легкий. N₂<Nе₀, n₂=n₀.

 

 

 

3.7. На каком  участке динамических характеристик  винт оказывается как бы парализованным? В чем заключается физический  смысл такого состояния? 

При страгивании с места (старте) судна ГСДУ должна преодолеть не только сопротивление воды и воздуха, но и инерцию массы судна. Поэтому движущее усилие на гребном винте при старте и разгоне должно превышать его величину при равномерно-поступательном движении судна. Для анализа взаимодействия элементов пропульсивного комплекса и выявления необходимых решений и действий при управлении ГСДУ в этой ситуации рассмотрим динамические характеристики (кривые действия) ВФШ. Они позволяют судить о работе гребного винта на различных режимах.

 

 

При старте судна его скорость равна нулю или близка к нему. Следовательно, относительная поступь  винта λ_р=V_p/(n_BD_B)=0. Безразмерный коэффициент момента К₂, являющийся функцией относительной поступи, имеет при этом максимальное значение. Вращающий момент на винте, рассчитываемый по выражению M_B=k₂ρn_B²D_B⁵, может быть изменен, как это видно из формулы, только путем изменения частоты вращения гребного винта (остальные величины, входящие в состав выражения, имеют постоянные значения). Во избежание чрезмерной механической напряженности деталей двигателя, передачи, валопровода из-за перегрузки их по вращающему моменту при страгивании судна с места необходимо поддерживать по возможности наименьшую частоту вращения.

Режим работы пропульсивного комплекса на старте судна соответствует самой тяжелой винтовой характеристике - швартовной. При этом нулевому значению относительной поступи λ_р (см. точку а на рис.) соответствуют: скольжение S=1, максимальные значения коэффициентов упора к₁ и момента к₂ и к.п.д. винта η_p=0.

Для процесса разгона ГСДУ и судна решающее значение имеют  величины приращения частоты вращения главных дизелей, момента вращения на гребном винте и скорости судна. Они не должны допускать ни тепловых, ни механических перегрузок элементов  пропульсивного комплекса.

Продолжительность разгона - это промежуток времени от момента  начала самостоятельной работы дизеля (от момента запуска его) до достижения заданного режима эксплуатации (например, номинального режима). Сокращение продолжительности  разгона ГСДУ ниже допустимого

предела вследствие малых  значений относительной поступи  λ_р и больших значений коэффициентов момента к₂ и упора к₁ как и при старте судна, приводит к «забросам» вращающего момента на гребном винте, что может вызвать как поломки на линиях валопровода, так и тепловую перегрузку дизелей. Если заданным является номинальный (расчетный) режим работы дизеля, то на кривых действиях винта концу района должна соответствовать точка b. При этом величины скольжения Л', относительной поступи λ_р, коэффициентов момента к₂ и упора к₁ близки к оптимальным значениям, при которых к.п.д. винта достигает максимума.

Время разгона зависит  от типа и мощности ГСДУ, водоизмещения  судна, конструктивных особенностей элементов  передачи и гребного винта. В значительной степени оно определяется тепловыми  деформациями деталей главных дизелей, ограничениями по среднему эффективному давлению р_тe и вращающему моменту дизелей М_е, а также некоторыми другими ограничениями по параметрам элементов ГСДУ. Кроме того, увеличивать время разгона приходится и по следующим причинам:

• из-за резкого возрастания сопротивления воды при слишком быстром увеличении частоты вращения дизеля;
• из-за необходимости значительного наращивания кинетической энергии судна при большом его водоизмещении;
• вследствие необходимости в ряде случаев значительного увеличения кинетической энергии больших вращающихся масс комплекса двигатель - валопровод - винт.

При анализе неустановившихся режимов работы ГСДУ, например, в  процессах реверсирования дизелей и торможения судна, важным является и учет условий работы винта на участках его динамических характеристик с отрицательным скольжением и при нулевом скольжении. Поэтому рассмотрим и характерные точки на кривых действия винта, соответствующие этим условиям.

 В точке С (см. рис.) винт работает с нулевым скольжением S=0 и относительной поступью, равной шаговому отношению: λ_р =H_B/D_B. При этом поступь винта h_p равна шагу нулевого упора - геометрическому шагу H_В (при S = 0, h_Р = Н_В и Р_Д = 0). Хотя коэффициент упора К₁ и упор винта Р_д в этой точке равны нулю, но коэффициент момента к₂ не равен нулю (к₂=0). Подводимый при этом к винту момент расходуется на преодоление профильного сопротивлении лопастей винта.

В точке d скольжение имеет отрицательные значения (S<0), а отрицательная поступь винта больше его шагового отношения λ_р > H_B/D_B при этом коэффициент момента к₂ и подводимый к винту момент равны нулю (к₂=0,М_в = 0).

Начиная с этой точки, винт работает в набегающем потоке в режиме гидротурбины и создает отрицательный  упор, тормозящий движение судна. На участке  динамических характеристик между  точками с и d винт оказывается как бы парализованным: он уже не является движителем, но еще не стал и турбиной. Этот интервал Ф.А. Бриксом был назван областью параля.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4.7. Проанализируйте  особенности шума форсированных  среднеоборотных дизелей (СОД)  и дайте их сравнительную, с  МОД оценку.

У современных форсированных  малооборотных дизелей (МОД) определяющим источником шума является, как правило, система турбонаддува, за счет которой повышается уровень высокочастотного шума. Шум же, излучаемый остовом (блок-картером), невелик по уровню из-за высокой жесткости и больших масс узлов этих дизелей. Доминирующий шум излучается в верхней части дизеля, где имеются сравнительно тонкие сварные конструкции. В районе продувочных и наддувочных систем превалирует высокочастотный шум.

У СОД по сравнению с  МОД шум имеет более высокочастотный  спектр. Из-за более высокой скорости нарастания давления в цилиндрах  превалирующий по уровню шум имеет  место в средней части спектра. В наибольшей степени у этих дизелей  возбуждаются различные плоские  поверхности. Из них наиболее громкий  шум излучается клапанными крышками, лючками, стенками картера и т. д. Система турбонаддува этих дизелей также служит доминирующим источником шума на высоких частотах. Значительный шум в высокочастотном диапазоне вызывается и непосредственно колебаниями давления в цилиндрах.

Шум ВОД имеет обычно меньший  уровень в низкочастотной области  спектра. Постепенно уровень возрастает до самой высокой области спектра, в которой и становится определяющим. На высокочастотный шум заметное влияние оказывает повышение  частоты вращения. В целом ВОД  имеют более высокое давление сгорания и более крутой подъем давления в цилиндре (жесткая работа). Эти  обстоятельства способствуют значительному  повышению шума механического происхождения  от вращающихся и колеблющихся частей дизеля, а также от клапанного механизма. Шум системы турбонаддува у ВОД проявляется не столь явно, нежели у МОД и СОД.

Итак, как показывают исследования, у МОД и СОД превалирующим  источником шума обычно является система  турбонаддува. У ВОД, имеющих высокий уровень механического шума, аэродинамический шум резко не выделяется. У судовых тронковых дизелей наибольший шум механического происхождения возникает при ударах в сочленениях кривошипно-шатунного механизма и при взаимодействии деталей ЦПГ (в первую очередь удары поршней при их перекладке). Этот шум в значительной степе ни зависит от рабочих зазоров в сочленениях, на что и должен обращать особое внимание специалист, эксплуатирующий судовой дизель.

5.4. С какой целью и в какие сроки производятся освидетельствования судов (первоначальные, периодические и промежуточные) и выдается Международное свидетельство (сертификат) о предотвращении загрязнения нефтью и другими вредными жидкостями, перевозимыми наливом?

           Предоставленное государствам право отказа в заходе в порты или воды, находящиеся под юрисдикцией другого государства, судам, не отвечающим требованиям МАРПОЛ 73/78, потребовало регламентируемой системы их освидетельствования.

           Каждый нефтяной танкер валовой вместимостью 150 рег.т. и более и каждое судно валовой вместимостью 400 рег.т. и более, совершающие заходы в иностранные порты или воды, находящиеся под юрисдикцией других государств, подлежат освидетельствованию для установления соответствия требованиям МАРПОЛ 73/78.

          Приняты следующие виды освидетельствования:

   первоначальное - перед вводом судна в эксплуатацию после постройки или до оборудования для выдачи первичного свидетельства;

  периодическое - через установленные надзорными органами промежутки времени, но не более 5 лет;

   промежуточное - через принятое надзорными органами время, но не более 30 мес. Такое освидетельствование производится с целью установления, что водо-охранное оборудование находится в исправном техническом состоянии.

        Международные свидетельства, подтверждающие соответствие судов требованиям МАРПОЛ 73/78, выдаются на срок не более 5 лет. Если срок свидетельства истёк во время рейса, то оно может быть продлено на срок не более 5 мес и подтверждено в ближайшем порту государства, под флагом которого судно плавает.

         Международное свидетельство о предотвращении загрязнения нефтью выдаётся каждому нефтяному танкеру валовой вместимостью 150 рег.т. и более и каждому другому судну валовой вместимостью        400 рег.т. и более, совершающему рейсы в порты или удалённые от берега терминалы, находящиеся под юрисдикцией других Сторон Конвенции, после освидетельствования в соответствии с положениями. Такое Свидетельство выдаёт правительство Государства, под управлением которого эксплуатируется судно, либо лицом или организацией, должным образом уполномоченными ею. В каждом случае правительство Государства несёт полную ответственность за Свидетельство.

 

 

 

 

6.15. Назовите наиболее  характерные причины эрозионно-кавитационного повреждения вкладышей подшипников судовых дизелей.

Кавитация, или правильнее, кавитационная эрозия, не вызывает аварии подшипника, но результатом ее является пятнистый вид поверхности подшипника. Обломки слоев подшипника, образовавшиеся в результате кавитационной эрозии, попадают между шейкой вала и покровным слоем и впечатываются в него.

 

Кавитационная эрозия – результат действия микроструй высокого давления, образующихся в момент схлопывания пустот в объеме масла в зоне отрицательного давления. В масле в подшипниках отрицательные давления возникают в двух случаях – при вибрации и наличии быстро разбегающихся трущихся поверхностей, разделенных масляной пленкой. Разрыв непрерывной жидкой фазы в области пониженных давлений порождает образование пустот в виде пузырьков, которые с огромной скоростью схлопываются при попадании в область повышенных давлений. В этот момент образуется реактивная микроструя, несущая огромную (для размеров пузырька) энергию. Ее направление и удар могут быть направлены в любую сторону, но если струя попадает на поверхность мягкого покровного слоя подшипника, она как кумулятивный снаряд, разрывает ее. Микрооспины разрушений постепенно разрастаются, объединяются и вот они уже становятся заметны невооруженным глазом. В микротрещины между поврежденным покровным слоем и вкладышем проникает масло, ослабляя силы сцепления покрытия с вкладышем. Кроме того, тепловые перепады влияют на масло и металл, опять же раскачивая зоны сцепления двух слоев. Через некоторое время крупные куски покровного слоя отваливаются и уносятся потоком масла, вызывая затем вторичные разрушения, или вчеканиваются в еще целую поверхность покрытия, меняя ее прочностные и эксплуатационные характеристики. Подшипники выходят из строя. 
По данным исследователей процесса кавитационной эрозии подшипников, она может происходить в результате:

• флуктуации (колебаниям) давлений в потоке масла из-за особенностей поверхности подшипника и шейки вала, таких как канавок и сверлений;
• инерционных эффектов масла внутри сверлений шатуна, используемых для подачи масла к шатунному пальцу и для охлаждения поршня;
• вибрации шейки вала в пределах зазора подшипника.

Зона скопления кавитационных повреждений в основном сосредоточена на верхнем шатунном подшипнике из-за упругой деформации верхнего бугеля при различных тактах двигателя, вызывающей образование пустот и их схлопывание в масляной пленке. Кроме того, не последнее место в образование пустот занимает и сверление шейки вала для подачи масла к подшипнику.

 

 

 

 

 

 

Список использованной литературы.

 

1. В.И. Беспалов, Ю.В. Варечкин, М.Х. Садеков «Расчет и выбор основного оборудования судовой энергетической установки» - Н. Новгород 2005 г.
2. В.С. Цветков «Эксплуатация судовых дизельных установок» - Н. Новгород 2007 г.
3. Г.А. Конаков, Б.В. Васильев «Судовые энергетические установки и техническая эксплуатация флота» - М.: Транспорт 1980 г.
4. Правила классификации и постройки судов внутреннего плавания (Речной Регист РФ)
5. Международная конвенция по предотвращению загрязнения с судов 1973 года и Протокол 1978 года. – М.: ЦРИА «Морфлот» 1980 г.