Гладких М.А.

Содержание:
Содержание……..…….………………………………………………..….………4
1
РАСЧЕТ ХОДКОСТИ СУДНА…………..………………………..….….….6
1.1 Исходные данные…………………………………………..…..…….….6
1.2 Расчет элементов гребного винта, скорости хода и потребной
мощности силовой установки судна …………………………..….……….8
2 ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ - ПРОТОТИПА…….....…….19
3 РАСЧЕТ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ ГД…………………………….……....21
3.1 Цель и задачи расчета …………………………………………..…..…21
3.2 Расчет процесса газообмена.……..……......................................……..32
3.3 Расчет системы наддува..……..……..…….. ……..…………......……39
4 КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ ГЛАВНОГО ДВИГАТЕЛЯ……………………..46
5 ОБСЛУЖИВАЮЩИЕ СИСТЕМЫ ГД, ВЫБОР СОРТОВ ТОПЛИВА И
МАСЛА………..…………………………………………………………………52
5.1 Система тяжелого и дизельного топлива ГД………………….……...52
5.2 Система сжатого воздуха………………………………………………56
5.3 Система смазки ГД……………………………………………….…….60
5.4 Центральная система охлаждения главного двигателя………….…..64
6
ОСОБЕННОСТИ
РАБОТЫ
ДВИГАТЕЛЯ
НА
ГАЗООБРАЗНОМ
ТОПЛИВЕ………………………………………………….……………….……67
7 РАСЧЕТ СУДОВОЙ ЭЛЕКТРОСТАНЦИИ……………..…………..…….74
7.1 Выбор типа судовой электростанции…………………………………74
7.2 Расчет нагрузки судовой электростанции…………………….………74
7.3 Выбор источников электроэнергии………………………….…..……78
8 АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЦЕССОВ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ
УСТАНОВКИ…………………………………………………………………....79
8.1 Система подачи газового топлива ………………………………. .….79
8.2 Принцип работы системы подачи газа ……………….………………80
8.3 Система Управления Двигателем ME-GI …………….…..………….82
9 АНАЛИЗ ПОВРЕЖДЕНИЯ. ТЕХНИЧЕСКОЕ ОБСЛУЖИВАНИЕ И
РЕМОНТ ФОРСУНОК…………………………………………………..…..…97
10 БЕЗОПАСНОСТЬ ЖИЗНЕДЕЯТЕЛЬНОСТИ………….………….…….111
10.1 Техника безопасности при техническом обслуживании и ремонте
топливной аппаратуры…………………………………….………….… ……111
10.2 Система пожаротушения водяного распыления .............................115
10.3 Охрана окружающей среды...............................................................118
11 ТЕХНИКО - ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ………….……...…123
Список используемой литературы…………..………………..………………125
Приложения…………………………………………………………….………127
1. РАСЧЕТ ХОДКОСТИ СУДНА
1.1 Исходные данные
Тип судна - Газовоз
Длина расчетная L= 239,0 м;
Ширина по ГВЛ B= 40,0 м;
Осадка расчетная, средняя T= 11,025 м;
Объемное водоизмещение V=84319 м3;
Коэффициент общей полноты δ=0,8;
Коэффициент полноты мидель шпангоута β=0,99;
L/B= 5,98;
B/T=3,63;
Тип СЭУ – ДВС с прямой передачей
Количество гребных винтов Zp=1;
Скорость хода (16) уз.
1.1.2Расчет сопротивления воды движению судна и буксировочной
мощности
Площадь смоченной поверхности корпуса судна без выступающих
частей:
Ωгк = 3,19 + 0,59 ∙ 3
𝐿
𝑉
𝑉 2
3
= 3,19 + 0,59 ∙ 3
239
84319
 843192
= 12317,3 м2
Площадь выступающих частей:
Ωвч = 0,025Ωгк = 0,025 ∙ 12317,3 = 307,9 м2
3
Площадь полной смоченной поверхности:
Ω = Ωгк + Ωвч = 12317,3 + 307,9 = 12625,2 м2
Для расчета остаточного сопротивления воспользуемся результатами
испытаний систематической серии №4 как наиболее подходящей по
геометрическим соотношениям. Результаты расчета приведены в таблице
1.1.1.
Таблица 1.1.1
Расчет сопротивления воды движению судна и буксировочной мощности с
использованием данных серии №4.
𝑽𝑺 , уз
12
14
16
18
20
𝑽, м/с
6,17
7,20
8,22
9,25
10,28
𝑽𝟐 , м𝟐 /с𝟐
38,04
51,78
67,63
85,60
105,68
Fr
0,127
0,149
0,170
0,191
0,212
Re·𝟏𝟎−𝟗
0,916
1,068
1,221
1,373
1,526
ζf0·𝟏𝟎𝟑
1,57
1,56
1,52
1,51
1,49
ζr·𝟏𝟎𝟑
1,46
1,5
1,65
1,9
2,2
Kбульба
0,880
0,830
0,780
0,740
0,700
Kкормы
0,830
0,750
0,838
0,900
0,938
KB/T
0,965
0,960
0,950
0,928
0,925
ζr·𝟏𝟎𝟑
1,029
0,896
1,025
1,174
1,336
ζn·𝟏𝟎𝟑
0,35
0,35
0,35
0,35
0,35
ζa·𝟏𝟎𝟑
0,05
0,05
0,05
0,05
0,05
ζ·𝟏𝟎𝟑
3,449
3,306
3,395
3,534
3,676
R·𝟏𝟎−𝟑 Кн
788
1028
1378
1816
2332
EPS(КВт)
4859
7396
11335
16804
23976
Результаты расчѐтов, выполненных в таблице 1.1.1 представим в виде
графиков зависимостей полного сопротивления и буксировочной мощности
от скорости судна: R = f (VS) и EPS = f (VS) на рисунке 1.1.1 и 1.1.2
соответственно
2,300
2,100
1,900
1,700
1,500
1,300
1,100
900
700
11
13
15
17
γ(м^2/с)=
19
21
чсм
Рисунок 1.1.1 График зависимости полного сопротивления от скорости
судна.
24100
19100
14100
9100
4100
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
па
Рисунок 1.1.2 График зависимости буксировочной мощности от
скорости судна.
1.2
Расчет элементов гребного винта, скорости хода и потребной
мощности силовой установки судна
1.2.1 Выбор конструктивного типа
движителя, ориентировочных
значений скорости хода судна и диаметра гребного винта
Принимаем в качестве движителя цельнолитой гребной винт. Материал
изготовления гребного винта – бронза АЖН- 9-4-4. 1, стр.11.
При решении проектно-эксплуатационной задачи (дипломный проект),
когда задана скорость хода судна 𝝑𝒔 зад номограмма используется для
определения ориентировочных значений частоты вращения вала, мощности
двигателя и диаметра гребного винта.
1. 𝜗𝑎𝑠 - скорость обтекания гребного винта, уз.;
𝜗𝑎𝑠 = 𝜗𝑠 зад 1 − 𝜔т′ = 16 1 − 0,35 = 10,4
Где 𝜔т′ = 0,5𝛿 − 0,05 = 0,5 0,8 − 0,05 = 0,35- коэффициент попутного
потока в первом приближении.
2. Neoр - ориентировочное значение мощности силовой установки, кВт,:
𝑁е ор =
𝐸𝑃𝑆 11335
=
= 18891,7
𝜂
0,6
где EPS – буксировочная мощность, определенная в расчете ходкости при
𝜗𝑠 зад (снимается с графика 𝐸𝑃𝑆 = 𝑓(𝜗𝑠 ));
η - пропульсивный коэффициент, выбираем из предела 0,58 ÷ 0,62 (при δ ≥
0,74)
На номограмме, соответствующей найденному значению 𝜗𝐴𝑆 , по точке
пересечения кривой n со значением Neoр находим значение оптимальной
частоты вращения nop . Таким же образом по кривым D определяется диаметр
гребного винта.
𝑛ор = 104 об/мин
𝐷ор = 7,4 м
Найденные значения nop, Dop ,Neoр являются приближенными и подлежат
уточнению при окончательном расчете оптимальных элементов гребного
винта.
Проверяем выбранное значение DОР с точки зрения расположения
гребного винта за кормой.
В соответствии с рекомендациями:
𝐷пред = 0,72 · Тср = 0,72 · 11,025 = 7,938 м
Значение Dпред больше Dор, поэтому окончательное значение диаметра
гребного винта подлежит уточнению на последующих стадиях расчета.
1.2.2 Определение коэффициентов взаимодействия гребного винта с
корпусом судна
Коэффициент попутного потока определяем по формуле Холтропа:
w𝑡 =
1,22 ∙ 𝐶𝑣
𝐵 ∙ Ω ∙ 𝐶𝑣 0,066
∙
+
𝑇
𝐷∙ 1−𝜑
𝐷∙𝑇
+
+ 0,246 ∙
0,097
𝐵
∙
𝐿 ∙ (1 − 𝜑) 0,95 − 𝜑
0,114
0,95 − 𝛿
40 ∙ 12625,2 ∙ 1,945 10−3
0,066 1,22 ∙ 1,945 10−3
=
∙
+
7,4 ∙ 11,025
7,4 ∙ 1 − 0,81
11,025
+ 0,246 ∙
40
0,097
0,114
∙
+
= 1,0445
239 ∙ (1 − 0,81) 0,95 − 0,81 0,95 − 0,8
где:  = 12625,2 м2 - смоченная поверхность корпуса судна (из предыдущих
расчѐтов)
Сv - вязкостная составляющая коэффициента полного сопротивления корпуса
𝐶𝑣 = 1,04 ∙ ζ𝑓 + ζп ∙ 10−3 = 1,04 ∙ 1,52 + 0,35 ∙ 10−3 = 1,945 10−3


0,8

 0,81 - коэффициент продольной полноты
 0,99
Полученное значение ωт проверяем по формуле Э. Папмеля:
wt  0,165 · m ·
3
V
- wt
D
wt - поправка на влияние числа Фруда
Fr 
 w т = 0, т.к. число Fr=0,17 < 0,2
0,514 · VsЗАД
L· g
𝜔 𝑇 = 0,165 0,8
84319
= 0,361
7,4
Принимаем окончательно: ωт =0,361
Коэффициент засасывания определяем по формуле Холтропа:
0,002 · L
B
D2
0,002 · 239
40
 1,059 · - 0,142 ·
- 0,005 
 1,059

B · (1 -  )
L
B·T
40 · (1 -0,81)
239
7,42
0,142 ·
- 0,005  0,218
40 · 11,025
t
Полученное значение проверяем в соответствии с рекомендациями:
0,5ωт ≤ t ≤ 0,7ωт. Окончательно принимаем: t = 0,218
Коэффициент неравномерности поля скоростей в диске гребного винта
принимаем:
i1 = 0,99 - коэффициент влияния на упор;
i2 = 0,99 - коэффициент влияния на момент;
i = i1/i2 = 1 - коэффициент влияния неравномерности потока на кпд гребного
винта;
Коэффициент влияния корпуса судна определяем по формуле:
К 
1  t i1 1- 0,204 0,99
 
·
 1,22
1  T i2 1- 0,373 0,99
1.2.3 Определение числа лопастей и дискового отношения гребного
винта и выбор расчетной диаграммы
Дисковое отношение гребного винта определяем по диаграмме:
Для входа в диаграмму уточняем значение:
Vas= Vs op∙ (1 − 𝑤𝑡 )= 16·(1−0,361)=10,2 уз
Для определения дискового отношения  используем диаграмму:
Dор = 7,4 м, 𝑛ор = 104 об/мин определяем: θ = 0,72
Для выбора числа лопастей гребного винта определяем коэффициент
нагрузки гребного винта по упору:
1,22 · 1378 · 103
K · R
 1,76
р = 9,64 ·
 9,64 ·
1025 · (1- 0,361) · 162 · 7,42
 · (1- T ) · VS 2 · Dop2
Т.к. ζр< 2,5 то в соответствии целесообразно принять число лопастей Z=4
Расчетная диаграмма T6-65.
1.2.4 Учет механических потерь в линии валопровода
Исходя из того, что МО судна находится в корме, принимаем:
ηпер = 1 и ηвал = 0,99
1.2.5 Выбор расчетного режима при проектировании гребного винта
Для судов с дизельной силовой установкой, работающей на гребной
винт фиксированного шага, рекомендуется следующий подход к выбору
расчѐтного режима. Проектирование гребного винта должно осуществляться
на условия ходовых испытаний судна с чистым корпусом при проектной
осадке, на номинальную мощность и частоту вращения nрасч = К n ном,где К –
коэффициент запаса частоты вращения , что равнозначно, на расчѐтное
значение мощности Ne расч и частоту вращения n = n ном. В этом случае Ne расч
определяется из соотношения: Ne расч = Ne ном/К3.
При
плавании
преимущественно
судна
в
с
δ=0,8,
умеренных
сроке
широтах
увеличения частоты вращения К=1,045.
докования
принимаем
24
мес.
и
коэффициент
Принимаем:
𝑛расч = 𝐾𝑛ном = 1,045104 = 108,7
𝑁𝑒 расч =
𝑁𝑒 ном 18891,7
=
= 16654,7 кВт
𝐾3
1,0453
1.2.6 Расчѐт потребной мощности силовой установки и оптимальных
элементов гребного винта, при заданной скорости судна
Расчет исходных
данных для определения наибольшей скорости
выполнен в табл.1.2.1
Таблица 1.2.1
Расчет исходных данных для определения мощности и частоты вращения
силовой установки и оптимальных элементов гребного винта
№
Расчетные
Раз-
п
величины и
мер-
/
формулы
ност
п
nc
𝐾𝑁Т
=
3
примечан
ие
ь
1
2
Числовые значения
𝜗𝑠
𝐾𝑛𝑐
4
c-1
1,04
м/с
13,37 11,96 10,92 10,35 9,87
9,45
1,08
0,792 Снимаетс
1,3
1,56
1,73
1,9
2,08
задается
𝜌
Р
ℐ = 𝑓(𝐾𝑁𝑇 )
0,98
0,9
0,855 0,82
яс
Расчетной
диаграмм
ы
4 𝐻
1,39
𝐷 = 𝑓(𝐾𝑁𝑇 )
1,3
1,23
1,19
1,16
1,14
Снимаетс
яс
Расчетной
диаграмм
ы
5
𝜂0 = 𝑓(𝐾𝑁𝑇 )
0,745 0,725 0,695 0,688 0,67
0,662 Снимаетс
яс
Расчетной
диаграмм
ы
6
𝐷=
м
𝜗𝑝
𝑛𝑐 ℐ
7,65
7,57
7,53
7,49
7,45
0,913 0,888 0,851 0,843 0,821 0,811 Если
𝜂 = 𝜂0 𝜂к
7
7,75
𝐷 < 𝐷пред
кВт
8 𝑁𝑒
=
𝐸𝑃𝑆
𝑍𝑝 𝜂 ∙ 𝜂вал 𝜂пер
1725
1759
1815
1861
1915
1983
2
8
1
3
5
6
Постоянные величины
Zp=1
𝜗𝑠 зад = 16 уз
Z=4
𝜂к = 1,22
𝐾 = 1,045
𝜃 = 0,72
𝜗𝑝 = 0,514𝜗𝑠 зад 1 −
Dпред =7,4 м
𝜔𝑡 =5,26 м/с
𝑅 = 1378H;
с графика
𝑅 = 𝑓 𝜗𝑠 по 𝜗𝑠 зад
𝑃𝑡 =
𝑃=
𝑅
𝑍𝑝
𝑃𝑒
1−𝑡 𝑖 1
=1378 Н
=1779,95 H
𝐸𝑃𝑆 = 11335 кВт; с графика
𝐸𝑃𝑆 = 𝑓 𝜗𝑠 по 𝜗𝑠 зад
T=11,025
Диаграмма…
𝜔т = 0,361
𝜌 = 1025кг/м3
По результатам расчѐта, строят графики (Ne , I, H/D, D) = f(n) на рисунках
1.2.1 – 1.2.4.
1.1
1.05
1
0.95
0.9
0.85
0.8
0.75
1
1.2
1.4
1.6
1.8
2
Ряд1
Рисунок 1.2.1 Зависимость относительной поступи ГВ от частоты вращения
двигателя.
1.4
1.35
1.3
1.25
1.2
1.15
1.1
1
1.2
1.4
1.6
1.8
2
Ряд1
Рисунок 1.2.2 Зависимость конструктивного шагового отношения от частоты
вращения двигателя.
7.80
7.75
7.70
7.65
7.60
7.55
7.50
7.45
7.40
1
1.2
1.4
1.6
1.8
2
Рисунок 1.2.3 Зависимость диаметра гребного винта от частоты вращения
двигателя.
19650
Ne(кВт)
19150
18650
18150
17650
17150
1
1.2
1.4
1.6
nс, об/с
Ряд1
1.8
2
Рисунок 1.2.4 Зависимость эффективной мощности ГД от частоты вращения
двигателя.
Из графиков находим:
𝑁𝑒ном = 18613 кВт, 𝐷 = 7,53 м; 𝐽 = 0,855; 𝐻/𝐷 = 1,19.
1.2.7 Проверка гребного винта на кавитацию
Проверку производим по формуле:
 расч 
(1,5  0,35 z ) R
0.2
,

( P0   gh0  PV ) D 2 Z P
где Ро =101300 Н/м2 – атмосферное давление
h0 - заглубление оси гребного винта:
𝑕0 = 𝑇 − 0,4𝐷 + 0,2 = 11,025 − 0,47,4 + 0,2 = 8,265
Сопротивление судна R при скорости 16 уз по графику на рисунке 1.1
R = 1378 кН принимаем PV=2335 Н/м2.
 расч 
θ > θрасч,т.е.
(1,5  0,35 · 6) · 1378 1000
0.2

 0,601
2
(101300  1025 · 9,81 · 8,265 - 2335) · 7,4
1
дисковое отношение рассчитанного гребного винта
обеспечивает отсутствие кавитации.
1.2.8 Конструктивные характеристики гребного винта
На основании выполненного расчета примем окончательно следующие
конструктивные элементы гребного винта.
Конструктивный тип винта
Диаметр гребного винта
D=7,4 м;
Конструктивное шаговое отношение
H/D= 1,19;
Дисковое отношение
θ = 0,72;
Число лопастей
Материал
Частота вращения номинальная
Мощность номинальная ГД
Скорость проектная
z = 4;
бронза АЖН-9-4-4;
n ном = 104 мин-1
Ne ном =18613 кВт
𝜗𝑠 пр = 16 уз
1.2.9 Выбор двигателя
В соответствии с полученной мощностью Ne потр=18613 кВт выбираем в
качестве главного двигателя двигатель фирмы MANB&W
номинальной
мощностью 18600 кВт и номинальной частотой вращения при прямой
передаче n=104 об/мин. Двигатель подобран специально с учетом потерь на
износ деталей ЦПГ, топливной аппаратуры и др. при периоде докования 24
мес.
1.2.10 Расчет паспортных характеристик и построение паспортной
диаграммы
Расчет паспортных характеристик выполнен в таблице 2.3 для
следующих табличных значений n и J:
𝑛 = (0,8; 0,9; 0,95; 1,0; 1,045)𝑛ном ; 𝐽 = 0,44; 0,62; 0,72; 0,855; 0,98.
Паспортная диаграмма построена на рисунке1.2.5.
Таблица 1.2.2
Данные паспортной характеристики сведенные в таблицу
0,8*n 0,9*n 0,95*n
н
н
н
nн
k*nн
104,0
Скорост
n
83,20
93,60
98,8
0
108,7
nc
1,39
1,56
1,65
1,73
1,81
1,923
2,434
2,712
3,004
3,281
nс^
Коэффициент
ь, тяга,
2
ы упора тяги
мощнос
nс^
и момента
ть
3
2,666
3,796
4,465
5,208
5,943
Vs
уз
6,25
7,03
7,42
7,81
8,16
Pe
кН
1017
1366
1636
1819
2007
I
Kt= 0,395
Ke
=
0,306
2863
Kq
0,44 =
0,0713
Kt= 0,321
Ne
кВт 15012 19025
23019
26059
2
Vs
уз
8,75
9,84
10,39
10,93
11,43
Pe
кН
873
1217
1468
1641
1819
Ke
=
0,25
2567
Kq
0,62 =
0,0585
Kt= 0,268
Ne
кВт 13490 16750
20215 23158
1
Vs
уз
11,25 12,65
13,36
14,06
14,69
Pe
кН
798
1307
1471
1621
Ke
0,72 =
0,2075
1090
2218
Kq
=
0,0508
Ne
Kt= 0,2
кВт 11550 14259
17659 19895
9
Vs
уз
13,75 15,46
16,32
17,18
17,96
Pe
кН
706
1120
1388
1412
Ke
=
0,155
912
0,85 Kq
5
=
1919
0,0405
Kt= 0,14
Ne
кВт
Vs
Pe
9362 12016
15356 16652
8
уз
16,25
18,28
19,29
20,31
21,22
кН
576
783
917
1079
1236
Ke
=
0,108
1545
Kq
0,98 =
0,031
Ne
кВт
7203
9823
12754
13987
2
1.2.11 Выводы
Пользуясь диаграммой, находим:
1) Скорость хода судна в эксплуатации в грузу с чистым корпусом при
nном=104 об/мин -VS = 16 уз. Мощность Ne = 17900 кВт.
2) Запас мощности при движении судна с VS = 16 уз, при nном = 104 об/мин в
грузу с чистым корпусом:
Ne 
Nеном - Nе 18613 -17900

 100%  9,9%
Nеном
18613
3) Максимальная скорость на испытаниях VS = 16,8 уз при nном = 108,7
об/мин (на чистой воде).
4) Эксплуатационная скорость хода судна в средних эксплуатационных
условиях при возросшем на 20 % сопротивлении среды движению судна:
VS ЭКС =14,9 уз, при nэкс = 104 об/мин и Ne = 19070 кВт.
2. ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ - ПРОТОТИПА
В наибольшей степени требованиям высокой экономичности и
использованию дешевых сортов топлива удовлетворяют малооборотные
двигатели.
Компания ―MAN B&W‖ является одним из ведущих производителей
двухтактных судовых дизелей. С 1980 года фирма ―MAN B&W‖ выпускает
только длинноходные двухтактные двигатели с прямоточно-клапанной
продувкой, передающие мощность непосредственно на винт при пониженной
частоте вращения. Компания ―MAN B&W‖ предлагает оптимальные
комплексные решения для применения на любых типах судов, в зависимости
от назначения, включая гигантские двухтактные дизеля мощностью почти до
100 МВт. Оборудование компании ―MAN B&W‖ уже сегодня соответствует
будущим стандартам по выбросам вредных веществ. Двухтактные и
четырехтактные
судовые
двигатели
выпускаются
в
соответствии
с
требованиями директивы Международной морской организации IMO Tier II.
Более того, двигатели серии ME-GI обладают лучшими качествами по
уровню выбросов NOxи SOx с выхлопными газами, чем двигатели серии MС.
Современные технологии и разработки компании включают такие
решения, как двухтактные двигатели модели ME-GI (с электронным
управлением), работающие на двух видах топлива. Значение термического
КПД последних модификаций МОД этой серии достигает даже выше 55%.
Эффективный расход топлива ниже, благодаря электронной подаче топлива
и открытию выхлопных клапанов на любой нагрузке. Также при работе ГД
на газе значительно сокращаются затраты на топливо в связи с дешевизной
самого газа (более подробную информацию вы можете найти в разделе 11Технико-экономическом обосновании данного дипломного проекта).
Также важным фактором выбора двигателя данной серии является
снижение затрат на ремонт и запасные части, упрощающие техническое
обслуживание.
Двигатель
позволяющую
дополнительную
ME-GI
имеет
экономию
турбокомпаудную
топлива.
систему,
Используемые
высокоэкономичные турбокомпрессоры типа TСA с изобарной системой
наддува обеспечивают работу ГД при меньшем времени открытия
выпускного клапана и большей степени расширения газа в цилиндре.
Недостатком изобарной системы наддува является недостаточная энергия
газов, необходимая для разгона турбокомпрессора на пусковых режимах и
при работе на малых ходах, что устраняется посредством включения
электроприводной воздуходувки, вступающей в работу при нагрузке на ГД
ниже 25%.
Основное достоинство в целом - это простота конструкции узлов
изобарной системы наддува, которая удешевляет стоимость изготовления и
повышает КПД на номинальном режиме ГД, что и объясняет ее широкое
использование в 2-х тактных двигателях фирмы ―MAN
B&W‖ на
современном флоте.
На данном судне установлен двигатель 6S70ME-GI, изготовленный по
лицензии фирмы ―MANB&W‖, согласно прототипу судна (см. раздел1).
Двигатель двухтопливный малооборотный двухтактный с изобарным
турбонаддувом мощностью Ne = 19070 кВт при номинальной частоте
вращения nном = 104 об/мин.
3. РАСЧЕТ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ ГЛАВНОГО ДВИГАТЕЛЯ
3.1. Цель и задачи расчета
Расчет производится для номинального (паспортного) режима работы и
носит поверочный характер.
В задании к расчету указываются следующие параметры:
1. Назначение двигателя – главный.
2. Малооборотный двухтактный (m=1) крейцкопфный двигатель с
прямоточно-клапанным газообменом и изобарным наддувом;
Двигательпрототип MAN Diesel & Turbo S70ME-GI
3. Эффективная номинальная мощность
4. Номинальная частота вращения
Ne= 18600 кВт.
n = 104 об/мин.
5. Минимально допустимое значение среднего эффективного давления
Pe ≥ 19 бар.
6. Максимально допустимое значение удельного эффективного расхода
топлива
ge ≤0,169 кг/(кВт·ч).
7. Средняя скорость поршня 𝐶𝑚 = 8.5 м/с
8. 𝜆ш = 0,5
3.1.1 Определение размеров и числа цилиндров дизеля.
Определяем ход поршня:
S=
30C𝑚 30 ∙ 8,5
=
= 2,45 м
n
104
Находим диаметр цилиндра:
D=
2,4Ne ∙ m
=
πSiPe n
2,4 ∙ 18600 ∙ 1
= 0,7 м
3,14 ∙ 2,45 ∙ 6 ∙ 19 ∙ 104
S 2,45
=
= 3,5
D
0,7
Определяем число цилиндров:
𝑁𝑒ц
𝜋 · 𝐷2 · 𝑆 · 𝑃𝑒 · 𝑛 𝜋 · 0,72 · 2,45 · 19 · 104
=
=
= 3100 кВт
2,4 · 𝑚
2,4 · 1
𝑖=
𝑁𝑒
18600
=
=6
𝑁𝑒ц
3100
Принимаем 𝑖 = 6
Окончательно корректируем 𝑃𝑒
из условия обеспечения заданной
мощности 𝑁𝑒 :
𝑃𝑒 =
2,4 · 𝑁𝑒 · 𝑚
2,4 · 18600 · 1
=
= 18,97 бар
𝜋 · 𝐷2 · 𝑆 · 𝑛 · 𝑖 𝜋 · 0,72 · 2,45 · 104 · 6
Принимаем 𝑃𝑒 = 19 бар
3.1.2 Выбор исходных данных к расчету рабочего цикла.
В настоящей работе расчет рабочего процесса судового дизеля был
произведен методом численного моделирования на ПЭВМ, алгоритм
которого кратко описан ниже [4].
Рабочий процесс в одном цилиндре дизеля рассчитывается на участке
от начала сжатия до начала выпуска отработавших газов из цилиндра.
Моменты начала сжатия и выпуска определяются по реальным фазам
открытия /закрытия клапанов (окон). В основу расчетов положена система
дифференциальных
уравнений,
описывающая
индикаторный
процесс,
которая включает в себя:
- уравнение первого закона термодинамики (закон сохранения
энергии), решенное относительно первой производной температуры рабочего
тела в цилиндре по углу поворота коленчатого вала;
- уравнение состояния рабочего тела, решенное относительно давления
в цилиндре в зависимости от температуры, объема цилиндра, массы и
газовой постоянной смеси газов в цилиндре;
- уравнений массового баланса для трех компонентов смеси газов в
цилиндре: 1-чистый воздух; 2-чистые продукты сгорания топлива (при
отсутствии
избытка
воздуха
стехиометрическом
-
соотношении
топливо/воздух); 3- водяной пар.
- уравнений, описывающих смесеобразование и сгорание топлива в
цилиндре;
- уравнения, описывающего теплообмен со стенками цилиндра.
Численное
осуществляется
решение
методом
системы
дифференциальных
Эйлера-Коши
с
итерационным
уравнений
процессом.
Критерием сходимости на каждом шаге счета принята температура газов в
цилиндре- 1 К. Текущие значения термодинамических параметров –
истинной удельной изохорной теплоемкости и газовой постоянной –
рассчитываются для смеси чистого воздуха, «чистых» продуктов сгорания и
водяного пара с учетом их текущих массовых долей в смеси. Кроме того,
теплоемкость, газовая постоянная продуктов сгорания и теоретическая масса
воздуха для сгорания 1 кг топлива определяются с учетом элементарного
состава топлива. Низшая теплота сгорания топлива рассчитывается по
эмпирической формуле в зависимости от его плотности, вязкости,
содержания серы, воды, золы и механических примесей.
Расчет процесса сгорания топлива осуществляется с учетом реального
закона подачи в цилиндр по методике, которая подробно описана в работе
[4]. Предусмотрена возможность задания
любого закона подачи
–
однофазного, двухфазного и др. Продолжительность периода задержки
самовоспламенения рассчитывается по эмпирической формуле в зависимости
от давления и температуры газов в цилиндре в момент начала подачи
топлива в цилиндр, частоты вращения коленчатого вала и цетанового числа
топлива.
При
расчете
рабочего
процесса
на
тяжелом
топливе
продолжительность периода задержки самовоспламенения и скорость
сгорания топлива корректируются по величине расчетного углеродноароматического
индекса
(CCAI).
Этот
показатель
определяется
по
эмпирической
формуле,
предложенной
фирмой
«Шелл»,
с
учетом
перечисленных выше характеристик тяжелого топлива.
Теплообмен между газами и стенками цилиндра рассчитывается по
формуле конвективного теплообмена с учетом текущих параметров и
поверхности теплообмена, коэффициент теплоотдачи от газов к стенке
рассчитывается по эмпирической формуле Эйхельберга.
Решение системы дифференциальных уравнений осуществляется с
постоянным шагом 1 градус поворота коленчатого вала от начала сжатия
(точка a) до момента открытия выпускных органов (точка b). Итогом расчета
являются значения среднемассовой температуры газов в цилиндре и
давления на участках сжатия, сгорания и расширения. Дополнительная
полезная работа на не рассчитываемом участке газообмена оценивается
приближенно с учетом тактности дизеля. Расчет скорости образования
окислов
азота
и
ее
интегрирование
осуществляется
от
момента
самовоспламенения топлива до окончания его сгорания.
Математическая модель индикаторного процесса построена на строгих
уравнениях сохранения энергии и массы, поэтому, в принципе, применима
для
расчета
любого
ДВС.
Однако
отсутствие достаточно
простых
теоретических методов расчета смесеобразования и сгорания топлива,
теплообмена в цилиндре и образования окислов азота, пригодных для
инженерных расчетов, обусловило применение для этих целей эмпирических
и полуэмпирических зависимостей, которые применимы для ограниченного
класса двигателей.
Выбор исходных данных для расчета рабочего цикла:
В пункте 1.1 рассчитаны и окончательно приняты следующие данные:
Диаметр цилиндра D = 0,7 м;
Ход поршня S = 2,45 м;
По двигателю-прототипу принимаем значение λш=r/Lш=0,5(прил. 1,[3]).
Угол начала сжатия (FA) определяется моментом закрытия выпускного
клапана (двухтактный дизель). FA отсчитывается от ВМТ поршня и всегда
отрицателен. Например, угол закрытия выпускного клапана равен 60 град.
п.к.в. после НМТ. В принятой системе отсчета углов НМТ соответствует (180 град. п.к.в.), поэтому FA примем равным (-180+60= -120 град. п.к.в.).
Угол начала выпуска газов (FB) определяется моментом открытия
выпускного клапана (окна), отсчитывается до НМТ (0 град. п.к.в.) и всегда
положителен. Например, угол открытия выпускного клапана равен 68 град
п.к.в. до НМТ (в принятой системе отсчета углов при повороте коленчатого
вала от ВМТ до НМТ угол изменяется от 0 до +180 градусов), поэтому FB
определится как разность (180-68=112 град. п.к.в.)
Геометрическая (номинальная) степень сжатия ε0 представляет собой
отношение максимального объема цилиндра при нахождении поршня в НМТ
к объему камеры сжатия. В большинстве случаев данные по величине ε0 в
технической документации на дизель отсутствуют. Точное определение по
чертежам затруднительно из-за сложного профиля камеры сгорания. В связи
с отмеченным рекомендуется определять ε0 путем расчета, ориентируясь на
экспериментальное значение давления конца сжатия – Pс. Первоначально
задаем приблизительное значение ε0 (для судовых дизелей диапазон ее
значений 15-22).
Давление и температура воздуха в продувочном ресивере (Ps и Ts
соответственно) принимаются по экспериментальным данным
[5].
Для
выбранного двигателя-прототипа значения этих параметров указаны в
таблице в приложении 1 [3].
Температура атмосферного воздуха P0 принимается из нормальных
условий работы двигателя.
Частота вращения коленчатого вала n получена из раздела 1
дипломного проекта n=104 об./мин.
Цикловая подача топлива определяется по формуле:
Qz = 1000 ∙ (Gт ∙ m)/(60 ∙ n ∙ i) = г/цикл,
где: Gт – расход топлива на двигатель, кг/ч;
m - коэффициент тактности (для 2-х тактных ДВС m=1, для 4-х
тактных – m=2);
n – частота вращения, об/мин;
i – число цилиндров.
Расход топлива, при отсутствии экспериментальных данных, может
быть определен по формулам:
Gт = (Ne ∙ ge)/1000 кг/ч или Gт = (Ni ∙ gi)/1000 кг/ч,
Где:
Ne,
Ni
–
эффективная,
индикаторная
мощность
дизеля
соответственно, кВт;
ge, gi – удельный эффективный, индикаторный расход топлива, г/(кВтч).
Угол начала подачи форсункой Tinjнеобходимо корректировать для
более точного определения давления сгорания Pz.
Продолжительность впрыска топлива Linjпринята по рекомендации
приложения [5].
Таблица 1
Исходные данные для расчета
Показатели
Значение
Геометрические характеристики
Диаметр цилиндра D
0,7 м
Ход поршня S
2,45 м
Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна
R/L
Геометрическая степень сжатия E0
0,5
17
Угол начала сжатия FA
-1200
Угол начала выпуска FB
1120
Начальные условия
Давление в продувочном ресивере Ps
3,8 бар
Температура в продувочном ресивере Ts
306 К
Температура атмосферного воздуха T0
298 К
Параметры режима
Частота вращения коленчатого вала n
Цикловая подача топлива Qz
104
об./мин.
84 г
Угол начала подачи топлива форсункой Tinj
-3 град
Продолжительность впрыска топлива Linj
16 град
Коэффициент избытка воздуха α
2,2
Анализ результатов расчета:
Таблица 2
Результаты расчета рабочего цикла двигателя-прототипа серии SME
для работы на дизельном топливе в колонке 0 и работы на газе в колонке 1.
Для дальнейшего расчета следует принимать данные Таблицы 2,
колонки №0.
Для расчета работы двигателя на газе приняты такие же
данные, как и для расчета на дизельном топливе за исключением
элементарного состава топлива, который был изменен следующим образом:
Сера (S) – 0%
Углерод (С) – 75%
Водород (H) – 25%
Кислород (O) – 0%
Индикаторная диаграмма показана на рисунке 2.1, график распределения
температур рабочего цикла показан на рисунке 2.2.
Значения эффективных, энергетических и экономических показателей
определяем с учетом принятого механического КПД:
𝑁𝑒 = 𝑁𝑖 ∙ 𝑚 = 20287,6 · 0,94 = 19070 кВт; где
Ni = [
10Vh
10 ∙ 0,9424
] ∙ 𝑖 ∙ 𝑃𝑖 ∙ 𝑛 =
∙ 6 · 20,7 ∙ 104 = 20287,6 кВт
6m
6∙1
𝑃𝑒 = 𝑃𝑖 ∙ 𝑚 = 20,7 ∙ 0,94 = 19,46 бар,
𝑔𝑒 =
𝑔𝑖
𝑚
=
0,155
= 0,165 кг/кВтч
0,94
Полученные в результате расчета значения pe, Neи ge принимаются как
окончательные. Мы подтвердили выбранные параметры исходных данных
Отклонения в показателях давления сгорания Pz и давления сжатия Рс
менее 5 бар.
Рисунок 2.1 Развернутая индикаторная диаграмма
Рисунок 2.2 График изменения температуры газов по углу ПКВ
В таблице 2.2 удельный выброс окислов азота NOx составляет 13,6
г/кВт  ч. Это количество удовлетворяет принятым 1.07.2010 г. нормам
Приложения VI – ―Правилам предотвращения загрязнения воздушной среды
с судов‖ конвенции МАРПОЛ по этапу Tier-II [2, § 14.1].При переходе на газ
из-за снижения максимальной температуры цикла удельный выброс окислов
азота NOx сокращается до 9,089 г/кВт  ч, что свидетельствует о том, что
газовое топливо делает двигатель ―экологически чище‖. Также кардинально
решается вопрос по выбросам окислов серы SOx как при использовании
дизельного топлива, так и при работе на газе. Это позволяет судну
находиться в зонах контроля выбросов SOx[2, § 14.1].
3.2Расчет процесса газообмена.
Рисунок 2.3 Конструктивные характеристики органов газообмена
Определим основные геометрические параметры органов газообмена.
Продувочные окна. Высота продувочных окон
𝑕𝑑 = 𝛹𝑑 ∙ 𝑆 = 0,069 ∙ 2,45 = 0,169 м
Суммарная ширина окон, при условии, что они занимают 60% длины
окружности цилиндровой втулки
∑𝑏 = 0,6𝜋𝐷 = 0,6 ∙ 3,14 ∙ 0,7 = 1,32 м
Принимаем характерные для прямоточно-клапанного газообмена углы
α=17˚
β=90˚
Расчет открытого действительного сечения
𝑓пр = ∑𝑏 ∙ 𝑐𝑜𝑠𝛼 ∙ 𝑠𝑖𝑛𝛽 ∙ {𝑕𝑑 − 𝑆[1
− 0,5 1 − cos 180 − 𝜑 + 0,5𝜆ш ∙ 𝑠𝑖𝑛2 180 − 𝜑 }
𝑚𝑎𝑥
𝑓пр
= 𝑕𝑑 ∙ ∑𝑏 ∙ 𝑐𝑜𝑠𝛼 ∙ 𝑠𝑖𝑛𝛽 = 0,169 ∙ 1,32 ∙ 𝑐𝑜𝑠17° ∙ 𝑠𝑖𝑛90° = 0,213 м2
Таблица 3.
Результаты открытого действительного сечения окон
ϕ˚п.к.в 0(нмт)
fпр, м2
5
10
15
20
25
30
0,213 0,210 0,201
0,186
0,165
0,137
0,103
𝜙𝑑,𝑒 =41
35
0,0609
0
Выпускной клапан.
 диаметр клапана по центру посадочного пояска
𝑑кл = 0,5𝐷 = 0,5 ∙ 0,7 = 0,35 м
 диаметр штока клапана
𝑑ш = 0,21 ∙ 𝑑кл = 0,21 ∙ 0,35 = 0,0735 м
 диаметр горловины клапана
𝑑г = 0,88𝑑кл = 0,88 ∙ 0,35 = 0,308 м
 максимальный ход клапана
𝑚𝑎𝑥
𝑕кл
= 0,25𝑑кл = 0,25 ∙ 0,35 = 0,0875 м
Угол конуса посадочного пояска αкл принимаем равным 30˚
Зависимость открытого сечения выпускного клапана fкл, м2, определяется
формулой
𝑓кл = 𝜋𝑑кл 𝑐𝑜𝑠𝛼кл 𝑕кл = 3,14 ∙ 0,35 ∙ 𝑐𝑜𝑠30° ∙ 𝑕кл = 0,952𝑕кл
Текущее значение хода клапана определяем как 𝑕кл = 0,0875 ∙
𝑕кл
𝑚𝑎𝑥
𝑕кл
Таблица 4
Результаты расчета
ϕ, ˚п.к.в.
Фаза открытия
0
𝑕кл
𝑚𝑎𝑥
𝑕кл
0
5
0,14
10
0,36
15
0,61
20
0,84
25
0,94
30
37
0,97
1,0
𝑕кл , м 0
0,0123 0,0315 0,0534 0,0735 0,082
0,085
0,0875
𝑓кл, м2 0
0,0117 0,03
0,081
0,0833
ϕ, ˚п.к.в.
𝑕кл
𝑚𝑎𝑥
𝑕кл
0,0508 0,07
0,078
Фаза закрытия
25
20
15
10
5
0
-
-
1,0
0,91
0,68
0,39
0,16
0
-
-
𝑕кл , м
0,0875 0,0796 0,0595
0,034
0,014
0
-
-
𝑓кл, м2
0,0833
0,032
0,013
0
-
-
𝑚𝑎𝑥
𝑓кл
0,076
0,0567
2
𝜋(𝑑г2 − 𝑑ш
) 3,14(0,3082 − 0,07352 )
=
=
= 0,0703м2
4
4
Определяем фазу полного открытия клапана:
∆𝜑 = 𝜑а+𝜑𝑏 − ∆𝜑откр − ∆𝜑закр = 70 + 68 − 37 − 25 = 76 °п. к. в.
Принимаем масштабы для построения диаграммы угол-сечение mf=500
мм/м2; mϕ=1 мм/°п. к. в. Строим диаграмму угол-сечение органов
газораспределения рассчитываемого двигателя.
Таблица 5. Результаты обработки диаграммы угла-сечения
Фаза/Параметр
Предварение
Принудительный
выпуска
выпуск
Площадь диаграммы, мм2
F1=610
F2=2882,3
F3=5923
Угол-сечение, м2∙ °п. к. в.
1,22
5,765
11,85
0,00195
0,00924
0,019
А𝜑 =
𝐹
500
Время-сечение, м2∙с
𝐴 = 𝐴𝜑
Продувка
6𝑛 = 𝐴𝜑 104 ∗ 6
Расчет перепада давлений в продувочных окнах:
Параметры воздуха в ресивере известны из расчета рабочего цикла: Ps=3,8
бар; Ts=306 K, Gв=2,94 кг.
Из рекомендованных диапазонов значений принимаем:
 коэффициент истечения из продувочных окон μпр=0,75
 коэффициент продувки цилиндра 𝜑а=1,45
Определяем массу воздуха, поступившего в цилиндр в процессе газообмена:
𝐺𝑠 = 𝜑𝑎 ∙ 𝐺в = 1,45 ∙ 2,94 = 4,26 кг
(71)
Рассчитываем значение функции отношения давлений:
𝛹пр =
𝐺𝑠 ∙ 𝑅𝑇𝑠
3,83 ∙ 287 ∙ 306
=
= 0,233
105 ∙ 𝜇пр ∙ А3 ∙ 𝑃𝑠 105 ∙ 0,75 ∙ 0,019 ∙ 3,7
Согласно рис. 3.1 [1], при Ψпр=0,233 отношение давлений 𝑃ц 𝑃𝑠 = 0,979.
Полученное значение лежит в рекомендованных пределах 0,97-0,99.
Среднее давление в цилиндре в период продувки
𝑃ц = 𝑃ц /𝑃𝑠 ∙ 𝑃𝑠 = 0,979 ∙ 3,7 = 3,72 бар
Перепад давлений в продувочных окнах
∆𝑃пр = 𝑃𝑠 − 𝑃ц = 3,7 − 3,62 = 0,08 бар
3.2.1 Расчет перепада давлений в выпускном клапане
Из расчета рабочего цикла известны:
 температура смеси в начале сжатия Та=334,6 К;
 давление и температура газов в конце расширения Pb=10,69 бар;
Tb=1061,5 K.
Температура газов в цилиндре в начале продувки цилиндра при политропном
расширении с показателем политропы m=1,3:
𝑃𝑠
𝑃𝑏
𝑇нп = 𝑇𝑏
𝑚 −1
𝑚
3,7
= 1061,5
10,69
1,3−1
1,3
= 831 𝐾
Средняя температура газов в цилиндре за период принудительного выпуска Т ц
рассчитывается по формуле
𝑇ц =
𝑇нп − 𝑇𝑎
𝑙𝑛
𝑇нп
𝑇𝑎
=
831 − 334,6
𝑙𝑛
831
= 545,7 𝐾
334,6
Из рекомендованных значений принимаем
 коэффициент истечения для выпускного клапана μвып=0,75
 коэффициент остаточных газов в цилиндре к моменту начала продувки
цилиндра нп=0,55.
Масса газов и воздуха, проходящих через выпускной клапан в течение фазы
принудительного выпуска
𝐺вып = 𝐺в  𝜑а + 𝛾ип − 𝛾𝑟 − 1 = 2,94 1,45 + 0,55 − 0,04 − 1 = 2,82 кг
Расчетное значение функции отношения давлений:
𝛹вып =
𝐺вып  𝑅𝑇ц
2,53 287 ∙ 545,7
=
= 0,433
105 ∙ 𝜇вып ∙ 𝐴2 ∙ 𝑝ц 105 ∙ 0,75 ∙ 0,00924 ∙ 3,62
При Ψвып=0,433 отношение давлений Pг/Pц=0,912.
Полученное значение лежит в рекомендованных пределах (0,9-0,95).
Давление в выпускном коллекторе
𝑃г = 𝑃г /𝑃ц ∙ 𝑃ц = 0,912 ∙ 3,62 = 3,4 бар
Перепад давлений в выпускном клапане
∆𝑃вып = 𝑃ц − 𝑃г = 3,62 − 3,3 = 0,32 бар
Общий перепад давлений при продувке цилиндра
∆𝑃п = 𝑃𝑠 − 𝑃г = 3,7 − 3,3 = 0,4 бар
3.2.2 Расчет давления газов в цилиндре к моменту открытия
продувочных окон
Из расчета рабочего цикла известны:
 рабочий объем цилиндра Vh= 0,943 м3;
 объем цилиндра в конце расширения
V𝑏 = 𝑉𝑕  1 − 𝛹𝑏 = 0,943 1 − 0,2052 = 0,75 м3
 объем цилиндра в момент открытия продувочных окон
𝑉𝑑 = 𝑉𝑕  1 − 𝛹𝑑 = 0,943 1 − 0,069 = 0,878 м3
В течение свободного выпуска объем цилиндра изменяется, поэтому
определим среднее значение объема цилиндра на участке b-d
𝑉ср =
Принимаем
из
𝑉𝑏 + 𝑉𝑑 0,75 + 0,878
=
= 0,814 м3
2
2
рекомендованного
диапазона
(0,65-0,85)
коэффициент
истечения для выпускного клапана μсв=0,85.
Давление газов в цилиндре рассчитываем по формуле
𝑝𝑑 =
0,102𝑃г
𝜇 св 𝐴1 𝑇𝑏
𝑉ср
+ 0,59 + 0,1𝑙𝑛
𝑉𝑑
𝑉𝑏
∙
𝑃г 0,115
𝑃𝑏
=
− 0,496
=
0,102 ∙ 3,3
0,85∙0,00195∙ 1061 ,5
0,814
+ 0,59 + 0,1𝑙𝑛
0,878
3,3
0,75
10,69
0,115
=
− 0,496
= 3,695 бар
Полученное значение pd на 0,13% меньше Ps=3,8 бар. Это свидетельствует о
том, что располагаемое время-сечение предварения выпуска А1 обеспечивает
работу двигателя без заброса газов в продувочный ресивер.
Таким образом, выполненный поверочный расчет показал, что принятые фазы
и размеры органов газораспределения обеспечивают нормальное протекание
процесса газообмена для дизеля S70ME-GI с заданными мощностью, частотой
вращения и принятым уровнем среднего эффективного давления.
3.3 Расчет системы наддува.
3.3.1 Определение энергетического баланса в системе наддува
Расчет необходимой мощности компрессоров.
Принимаем:
 коэффициент потери давления в фильтрах турбокомпрессоров ξф=0,99
 барометрическое давление Pб=1бар
 коэффициент потери давления в воздухоохладителе ξво=0,98
 из расчета рабочего цикла Ps=3,8 бар
Определим:
 давление воздуха на входе в компрессор P0=ξф ∙ Pб=0,99 ∙ 1=0,99 бар
 давление воздуха на выходе из компрессора Pк=Ps/ξво=3,7/0,98=3,77 бар
 степень повышения давления в компрессоре πк=Pк/P0=3,77/0,99=3,81.
Относительное повышение температуры в компрессоре рассчитываем
по формуле:
_
 tк  
k 1
k
к
1,41
1,4
 1  3,81
 1  0, 466
Приняв температуру на входе в фильтр компрессора Т0=298К,
определим удельную работу адиабатического сжатия:
Hк 
Приняв
_
k 1
1, 4  1
RT0  tк 
 0, 287  298  0, 466  139,5 кДж/кг
k
1, 4
из
расчетов
рабочего
цикла
и
газообмена
значения
коэффициентов продуктов и избытка воздуха φ а=1,45; α=2,2; а также
G0=14,33 кг – массу воздуха, теоретически необходимую для сгорания одного
килограмма топлива; Gч = Ne ∙ ge=17845 ∙ 0,176= 3140,72 кг/ч – расход
топлива на двигатель, рассчитываем по формуле расход воздуха через
компрессоры
   G  G
0
G  a
к
3600
ч  1, 45  2, 2 14,33  3140,72  39,9 кг/с
3600
Приняв из рекомендованного диапазона адиабатный КПД компрессора
ηак=0,85, определим необходимую мощность центробежных компрессоров:
N G H 
к
к к 
1
 39,9 139,5 
ак
1
 6543 кВт
0,85
Приняв среднюю теплоемкость воздуха срв=1,005 кДж/(кг ∙ К),
определим температуру воздуха за компрессором:
T T 
к
0 c
H
рв
к

 298 
ак
139,5
 461, 2 К
1,005  0,85
3.3.2 Расчет располагаемой мощности газовых турбин.
Давление газов перед турбиной определяется с учетом потери давления
в выпускном тракте Pт=Ps ∙ ξп ∙ ξг. Общий коэффициент потери давления
определяется в виде произведения локальных коэффициентов

общ
           0,99  0,98  0,98  0,98  0,892  0,831
ф во г от п
Где для коэффициентов потери давления (помимо принятых ранее 𝜉ф и
𝜉во ) выбраны значения:
𝜉г =0,98 – в выпускном трубопроводе турбины;
𝜉от =0,98 – выпускном трубопроводе после турбины;
𝜉п =Pг/Ps=3,3/3,7=0,892 – при продувке цилиндра (давление газов за
цилиндром из расчета газообмена Pг=3,3 бар)
Давление газов перед турбиной:
Pт = Ps ∙ ξп ∙ ξг = 3,8 ∙ 0,892 ∙ 0,98 = 3,23 бар.
Определим степень понижения давления газов турбине:
πт = Pт/Pот = ξобщ ∙ πк = 0,831 ∙ 3,813 = 3,17
Давление газа после турбины:
Pот = Pб/ξот = 1/0,98 = 1,02 бар
Относительный перепад температур в турбинах определим по формуле:
_
t 1
Т
1
1
1
 0,26
k 1
1,35  1
 k
3,17 1,35
Т
Температуру газов перед турбиной рассчитываем по уравнению
(показатель адиабаты для газов принимается k=1,35):
Q q
Н Г

T T 
T
S (    G  1)  c
0
а
рг
42700  0,45
 306 
 676,6 K
(1,45  2,2  14,33  1)  1,11
где qг = 0,45 – относительная потеря теплоты с отработавшими газами
Qн = 42700 кДж/кг – низшая теплота сгорания топлива
Срг = 1,11 кДж/(кг ∙ К) – средняя изобарная удельная теплоемкость
газов.
Удельная располагаемая работа газов в турбине:
_ 1,35  1
k 1
H 
RT  t 
 0,287  676,6  0,26  193,6 кДж/кг
T
T T
k
1,35
Определим расход газов через турбины по формуле:
(    G  1)  G
0
ч  (1,45  2,2 14,33  1)  3140,7  40,75 кг/с
G  a
T
3600
3600
Для изобарного наддува суммарная располагаемая мощность турбин
рассчитывается по формуле:
N  G H   40,75 193,6  0,84  6627 кВт
T
T T T
Эффективный КПД газовых турбин принят из рекомендованного
диапазона η=0,84.
Температура газов за турбиной:
T T 
0т т
H 
т ад.т.  676,6  193,6  0,884  522,4 K
c
1,11
рв
В последней формуле внутренний КПД турбины определяется при
значении механического КПД турбокомпрессора ηмт=0,95:


т  0,84  0,884
ад.т. 
0,95
мт

Определим, насколько отличается Nт и Nк:
N

 6627 
Т

N 
 1  100%  
 1  100%  1,29%
N

6543 

 К

Таким образом, выполненный поверочный расчет показал, что
располагаемая мощность газовых турбин больше необходимой мощности
центробежных компрессоров и, следовательно, энергетический баланс в
системе наддува на расчетном режиме обеспечивается.
Относительная
суммарная
мощность
газовых
турбин
δт=Nт/Ni=
=6627/18984=0,349 (Ni=18984 кВт – индикаторная мощность двигателя из
расчета рабочего цикла).
Значение δт находится в рекомендованных пределах 0,2-0,4.
3.2. Выбор типа и числа турбокомпрессоров
Массовый расход воздуха на двигатель составляет 39,9 кг/с;
эффективная мощность двигателя Ne=17845 кВт. Согласно рис. 2.5 для
рассчитываемого двигателя целесообразно выбрать два турбокомпрессора –
ТСА66 (с аксиальной турбиной, диаметром рабочего колеса 66 см).
Выбираем коэффициент напора ψк=1,45. Приняв из расчета удельную
работу адиабатного сжатия Нк =139,5 кДж/кг, определим окружную скорость
на периферии колеса компрессора:
u 
2
2  Hк
к

2 139,5
 438,6 м/с
1,45
Плотность воздуха на входе в компрессор при параметрах P0=0,99 бар,
Т0=300 К составляет
0 
100  p0 100  0,99

 1,16 кг/м3
R  T0
0,287  298
Диаметр колеса компрессора определим по формуле
4  Gк1
4  (39,9 / 2)
Dк 

 0,715 м
3,14  1,16  0,098  438,6
   0    u2
Условный
коэффициент расхода центробежного компрессора в
формуле принят Ф = 0,098.
Для осуществления условия надежности примем в расчет 2 одинаковых
турбокомпрессора,
в
таком
случае
расход
воздуха,
потребляемый
компрессорами будет равен 19,95 кг/c на каждый турбокомпрессор. Также
при различных повреждениях в ходе различных условий работы, будет
возможность использовать один турбокомпрессор отдельно.
Рисунок 2.5 Типоразмеры турбокомпрессоров фирмы МАН типа TCA
Степень повышения давления в компрессоре, согласно расчету,
приведенному ранее, πк=3,81. По данным Gк и πк на рисунке приведена точка,
которая лежит в области параметров прототипа турбокомпрессора ТСА66 по
среднему типоразмерному ряду с πк. Таким образом, подтверждается
правильность выбора турбокомпрессора.
Следует отметить, что разница расчетного показателя диаметра =0,715
м и диаметра определенного по типоразмерному ряду =0,66 м составляет
8,26%, что допустимо согласно п.7.1 [3], не более 10 %.
При определении мощности компрессора и газовой турбины были
приняты адиабатный КПД компрессора ηак = 0,85 и КПД турбины ηт = 0,84.
Их произведение определяется КПД турбокомпрессора: ηтк = ηак ∙ ηт = 0,85 ∙
0,84 = 0,714.
Частота вращения ротора турбокомпрессора TCA88 на расчетном
режиме составит:
60  u
2  60  438,6  11728 об/мин
n

тк   D
3,14  0,715
к
4 КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ ГЛАВНОГО ДВИГАТЕЛЯ
Двигатель – двухтопливный с электронным управлением, двухтактный,
крейцкопфный, реверсивный с газотурбинным наддувом при постоянном
давлении газа перед турбиной, простого действия, со встроенным главным
упорным подшипником и рядным вертикальным расположением цилиндров
(поперечный разрез двигателя изображен на чертеже № 1).
Фундаментная рама выполнена монолитной с размещением цепного
привода и упорного подшипника в кормовом конце двигателя. Она состоит из
высоких сварных продольных и поперечных балок с литыми постелями
подшипников. Для крепления к судовому фундаменту используются болты и
приспособления для затяжки при помощи гидравлических инструментов. К
раме приваривается масляный поддон из стального листа с масляными
отверстиями, которые снабжены фильтрующими решетками.
Рамовые подшипники состоят из стальных вкладышей, покрытых тремя
слоями металлов (тонкостенные). Эти вкладыши ―выкатывают‖ при помощи
специальных
инструментов
в
комбинации
с
гидравлическими
и
инструментами для поднятия коленчатого вала.
Картер также выполнен сварным. С стороны коллектора выпускных
газов на уровне коленчатого вала предусмотрены предохранительные
клапаны для каждого цилиндра. Противоположная сторона оборудована
распашными дверями для доступа в картер двигателя также для каждого
цилиндра.
Картер
соединяется
с
фундаментной
рамой
болтами.
Фундаментную раму, станину и блок цилиндров воедино связывают
анкерными связями. Также со стороны кормы расположен цепной привод от
коленчатого вала, который обеспечивает давление в системе гидравлики,
управляющей двигателем.
Блок цилиндров изготовлен из чугуна. Совместно с цилиндровыми
втулками он образует полость продувочного воздуха и зарубашечное
пространство для охлаждения двигателя водой с подводом в верхней части.
Со стороны расположения управляющих механизмов блок цилиндров
снабжен крышками доступа в подпоршневое пространство для его очистки и
осмотра продувочных окон и поршневых колец. К блоку цилиндров крепятся
патрубки подачи масла для охлаждения поршней и для смазки. На днище
блока
цилиндров
уплотнительными
располагается
и
сальник
маслосъемными
поршневого
кольцами,
штока
с
препятствующими
попаданию масла в продувочную полость. Кроме того, в нем имеются
сливные отверстия из сальников поршневых штоков.
Втулки цилиндров отлиты из легированного чугуна и подвешены в
блоке с помощью низко расположенных буртов. Верхняя часть втулки
окружена чугунной охлаждающей рубашкой. Втулка цилиндра имеет
продувочные окна и сверления для щтуцеров подачи цилиндровой смазки. В
верхней
части
установлены
кольца
очистки
головок
поршней
для
предотвращения накопления отложений.
Крышка цилиндра откована из стали, цельная, со сверлениями для
охлаждающей воды. Она имеет центральное отверстие для выпускного
клапана и отверстия для топливных и газовых форсунок, пускового клапана и
индикаторного крана. Крышка цилиндра присоединяется к блоку цилиндра
шпильками и гайками. Для защиты распылителей всех форсунок от
подгорания
цилиндровая
крышка
оборудована
наваренным
предохранительным кожухом перед распылителями. К лицевой стороне
крышки прикреплен блок управления гидравлической системой
со
специальной секцией клапанов. Также крышка снабжена двумя комплектами
отверстий: первый подает газ из секции клапанов к каждой газовой форсунке
и второй для направления любой протечки газа в вентиляционную
вакуумную двустенную систему трубок.
Коленчатый вал - полусоставной. Он выполнен из кованых стальных
кривошипов (что характерно для 49 цилиндрового двигателя). На кормовом
конце вал имеет фланец для упорного подшипника, фланец для установки
шестерни
повышающей
зубчатой
передачи
к
насосам
подачи
гидравлического масла к блоку питания гидравлической системы и фланца
валоповоротного устройства.
На носовом конце – фланец для установки
демпфирующего устройства при необходимости. Этот фланец может быть
также использован для отбора мощности.
Маховик валоповоротного устройства имеет цилиндрические зубцы и
крепится к фланцу упорного вала. Он вращается шестерней редуктора
валоповоротного механизма, смонтированного на фундаментной раме.
Валоповоротный механизм приводится электродвигателем с встроенной
передачей
и
блокировкой,
положении.
тормозом.
не
Валоповоротное
допускающей
Включение
и
запуска
выключение
устройство
двигателя
при
валоповоротного
оборудовано
включенном
устройства
осуществляется вручную путем осевого перемещения шестерни.
Упорный подшипник состоит, в первую очередь, из упорного гребня на
коленчатом валу, опоры подшипника и чугунных сегментов, залитых белым
металлом. Упорный вал является неотъемлемой частью коленчатого вала.
Упор гребного винта передается через упорный гребень, сегменты и
фундаментную раму фундаменту двигателя и концевым клиньям. Упорный
подшипник получает смазку от основной системы смазки двигателя.
Шатун изготовлен из кованой стали или вылит из стали и
комплектуется крышками подшипников для крейцкопфных (головных) и
мотылевых подшипников. Крышки крепятся к шатуну шпильками и гайками
при помощи гидравлических инструментов.
Поршень состоит из головки (днища) и юбки. Головка изготовлена из
жаростойкой стали и имеет четыре поршневые канавки, хромированные по
верхней и нижней поверхности. Юбка поршня чугунная с бронзовым поясом.
Шток поршня - стальной кованый с упрочнением рабочей поверхности
для сальникового уплотнения. Шток соединен с крейцкопфом четырьмя
болтами. Шток имеет центральное сверление для подвода и отвода
охлаждающего масла.
Крейцкопф откован из стали и снабжен ползунами из мелкозернистого
чугуна, рабочие поверхности которых залиты баббитом. Телескопическая
трубка для подвода и отвода масла установлена на направляющих ползунах.
Крышка крейцкопфного подшипника – цельная, с вырезом для поршневого
штока.
Мотылевой подшипник имеет стальные тонкостенные вкладыши,
залитые антифрикционным сплавом. Смазочное масло подается по каналам в
крейцкопфе и шатуне.
Двигатель оснащен турбокомпрессором TCA66 фирмы MANDiesel,
устанавливаемым на кормовом конце двигателя. ТК частично охлаждается
пресной
водой,
оборудован
электронным
тахометром
с
датчиками
показывающего прибора, находящегося в ЦПУ. Кроме того, имеется ВО
моноблочного типа для центрального охлаждения пресной водой рабочим
давлением не более 4,5 бар. Воздухоохладитель спроектирован так, чтобы
перепад температур между продувочным воздухом и охлаждающей водой на
входе должен поддерживаться около 120С.
Воздух засасывается турбокомпрессором (ТК) непосредственно из
машинного отделения через фильтр-глушитель. Из ТК воздух проходит через
нагнетательный патрубок, воздухоохладитель (ВО) и ресивер продувочного
воздуха
и
поступает
к
продувочным
окнам
втулок
цилиндров.
Нагнетательный патрубок между ТК и ВО снабжен компенсатором и имеет
тепловую изоляцию снаружи.
Отработавшие газы из выпускных клапанов направляются в выпускной
коллектор, где выравниваются давления отдельных цилиндров. Далее газы
поступают в ТК уже при постоянном давлении. После ТК они направляются в
газовыпускной коллектор. Между выпускными клапанами и коллектором, а
также между коллектором и ТК, установлены компенсаторы.
Гидравлический цилиндр, по одному на каждый цилиндр ГД, состоит
из поддерживающей консоли на которой установлен распределительный
блок. Этот блок имеет некоторое число аккумуляторов для обеспечения
максимального расхода гидравлического масла для системы электронного
впрыска. Распределительный блок служит механической опорой для
гидравлически активируемых топливных насосов и приводов выхлопных
клапанов. Чтобы уменьшить количество дополнительных гидравлических
труб и соединений, клапан электронного впуска газа, также, как и трубные
соединения управляющего масла к газовым клапанам, должны входить в
конструкцию гидроцилиндров.
Двигатель имеет гидравлически активируемый питательный насос
топлива
на
каждом
редукционным
цилиндре.
клапаном,
Впрыск
который
топлива
электрически
осуществляется
управляется
гидроцилиндром.
Блок газовых клапанов состоит из квадратного стального блока,
прикрученного болтами к крышке цилиндра со стороны гидроцилиндра. Этот
блок включает в себя аккумулятор большого объема, клапан аварийной
защиты и два продувочных клапана. Все уплотнения газа высокого давления
находятся в местах соединения системы трубок с двойными стенками для
обнаружения протечки газа. Клапан электронного пуска газа и подача
управляющего масла также встроены в блок газовых клапанов. Газ подается в
аккумулятор через невозвратный клапан, расположенный в крышке впуска
аккумулятора. Чтобы убедится, что поток газа сильно не уменьшается во
время впрыска, измеряется относительный перепад давления. Максимальный
перепад давления приблизительно 20-30 бар.
Выпускной клапан состоит из корпуса и шпинделя. Корпус – чугунный
и имеет водяное охлаждение. Нижняя часть корпуса клапана изготовлена из
стали с наплавкой твердого сплава на седло и охлаждается водой.Шпиндель
изготовлен из жаропрочного никелевого сплава.В корпусе установлена
направляющая клапана. Выпускной клапан крепится к крышке цилиндра
шпильками с гайками, открывается гидравлической системой электронной
активации клапана и закрывается давлением сжатого воздуха.Управление
выхлопным клапаном контролируется пропорциональным клапаном, который
также активирует подачу топлива. При работе шпиндель медленно
проворачивается под действием выпускных газов, воздействующих на
закрепленные на нем небольшие лопатки.
Работу двухтопливной системы осуществляют топливонагнетательный
насос, позиционный датчик, активатор топливной форсунки для впрыска
топлива и систему подачи масла для контроля электронного активатора
газовой форсунки. Более подробно указано в разделе 6.
Смазка цилиндров осуществляется с помощью альфа лубрикаторов,
которые контролируются электронной системой двигателя.
Двигатель снабжен установленным на боковой стороне местным
постом управления и щитом приборов для аварийной работы.
Двигатель
обладает
трубопроводами
для
следующих
систем:
топливной, газовой, уплотняющего масла, подогрева топливных патрубков,
смазочного масла, охлаждающего масла поршней и гидравлического масла,
цилиндровой смазки, охлаждающей воды воздухоохладителя, охлаждения
зарубашечного
пространства
и
ТК,
очистки
ТК,
тушения
огня
в
подпоршневых пространствах, пускового воздуха, воздуха управления,
обнаружения масляного тумана и различных дренажных труб. Все трубы
изготовлены из стали, кроме системы воздуха управления и системы
подогрева топливных труб, которые изготовлены из меди. Все трубы
снабжены гнездами для хранения локальных инструментов, оборудованием
аварийной сигнализации и, более того, дополнительным сигнальным
оборудованием.
5.
ОБСЛУЖИВАЮЩИЕ
СИСТЕМЫ
ГД,
ВЫБОР
СОРТОВ
ТОПЛИВА И МАСЛА
5.1 Система тяжелого и дизельного топлива ГД
Рисунок 5.1 – Топливная система двигателя S70ME-GI
Главный двигатель на данном судне-прототипе способен сжигать
тяжелое топливо, дизельное топливо и газ, принципиальная схема изображена
на рисунке 5.1. Такое топливо обычно имеет вязкость до 700cСт при 50°С, что
является слишком высоким показателем для эффективного распыления и
сгорания. Вязкость для топливных форсунок должна быть 10-17 cСт, что
обеспечивает эффективную работы двигателя. Из этого следует, что топливо
должно быть подогрето до его доставки к форсункам. Температура, до
которой его нагревают, зависит от начальной вязкости топлива. Регулятор
вязкости контролирует непосредственно вязкость топлива и регулирует его
нагрев соответственно, что делает процесс подготовки топлива к распылу
полностью автоматизированным.
Тяжелое топливо хранится на борту в одном из топливных танков.
Главный двигатель и дизель-генераторы обычно работают на тяжелом
топливе, но в специальных зонах необходимо использовать только дизельное
топливо либо газ. Более строгие правила выбросов в настоящее время
требуют, чтобы дизельное топливо или газ обязательно использовались в
порту при грузовых операциях. В данной топливной системе также
установлены охладители дизельного топлива для поддержания нормальной
рабочей температуры и вязкости.
Перекачивающий насосы производительностью 20 м³/ч используются
для перекачивания тяжелого топлива из топливных танков запаса в отстойный
танк, откуда оно подается в сепаратор, очищается и перекачивается в
расходной
танк.
Перекачивающий
насос
для
дизельного
топлива
с
производительностью 5 м³/ч может использоваться и для тяжелого топлива,
если потребуется, с последующим очищением трубопровода всасывающей и
нагнетающей линии.
На судне присутствуют три центробежных сепаратора (на плакате не
указаны), которые используются для обработки дизельного и тяжелого
топлива, с последующим пополнением расходных танков, как дизельного, так
и тяжелого топлива. На каждый сепаратор подается топливо его собственным
насосом. Сепаратор также может быть использован для очистки дизельного
топлива по мере необходимости. Дизельное топливо берется из расходной
цистерны, очищается и сбрасывается обратно в ту же цистерну.Одного из
центробежных сепараторов тяжелого топлива в постоянной работе будет
хватать для непрерывной работы ГД на тяжелом топливе.
Расходомеры
в
топливной
системе
главного
двигателя
и
в
циркуляционной системе топлива позволяют определить количество топлива,
расходуемое двигателем.
Подача топлива на дизель-генераторы и в котел производится этой же
топливной системой из танков тяжелого или дизельного топлива. Инсинератор
и генератор инертного газа работают на дизельном топливе.
Выпускные клапана всех топливных насосов быстрозапорного типа со
специальным мостом, который управляется с противопожарной станции.
После ее активации клапана должны быть возвращены в начальное положение
вручную. Каждый отстойный и расходной танк оснащен дренажным клапаном
для слива воды с танка. Все танки и нагреватели обогреваются паром при
давлении 6 кг/см2, подаваемым от котла. Конденсат стекает из обогревающих
змеевиков в охладитель, затем в инспекционный сосуд, который находится в
верхней части танка, оснащенный масляным детектором и смотровым
стеклом.
Подача пара к обоим нагревателям контролируется контроллером вязкости.
Все топливные патрубки имеют под теплоизоляцией специальные патрубки, в
которых проходит греющий пар.
Нагретое и очищенное топливо подаѐтся к главному двигателю из
расходных танков. Топливо из расходного танка подается на один из двух
насосов низкого давления. Один насос работает в качестве дежурного насоса,
а второй насос находится в режиме готовности, который запустится в случае
падения давления в системе или падения напряжения на работающем насосе.
Циркуляционный
трубопровод
с
клапаном
находится
между
всасыванием насоса и нагнетанием, этот клапан перепускает топливо на
всасывание насоса при превышении заданного давления.
Тяжелое топливо отводится с обратного трубопровода через фильтр
циркуляционными насосами высокого давления. Нагнетание топливных
циркуляционных насосов идет через пару топливных нагревателей главного
двигателя, где топливо нагревают до температуры, соответствующей вязкости
в 13сСт, используя пар от основной паровой системы. Контроллер вязкости
находится в топливном трубопроводе после подогревателей и используется
для регулирования подачи пара к подогревателям для поддержания требуемой
вязкости топлива. Устройство для измерения вязкости можно обойти при
необходимости.
Топливные
обогреватели
можно
обогнуть,
чтобы
допустить
использование охладителя очищенного дизельного топлива, когда судно
работает в областях, требующих использование низкосернистого топлива и
соблюдения более строгих требований по выбросам. Охладитель также имеет
перепускной клапан.
Затем
нагретое
топливо
проходит
через
двойной
фильтр,
расположенный на выходе из модуля подготовки топлива, и через первый
расходомер. Циркулируемое топливо протекает через второй расходомер в
обратный трубопровод. Обратный трубопровод соединен с расходными
танками через клапан контрольного давления. Этот клапан устанавливает
давление в 4,5 кг\см2, и, если давление обратного потока превышается или
впускной клапан обратного трубопровода закрыт, топливо идет обратно в
расходный танк.
Подача избыточного количества топлива в топливопровод гарантирует
положительное давление на топливных насосах. Клапан регулирующий
давление топлива находится перед впускным топливным клапаном. Это
регулирующий клапан устанавливает давление в 8.8 кг/см2 и подает топливо в
обратный
топливопровод.
давления
на
входе
Это
топлива
гарантирует
в
поддержание
двигатель.
постоянного
Изолирующий
клапан,
расположенный на ответвлении к клапану регулирования давления, позволяет
изолировать его в случае выхода из строя.
Следует напомнить, что команда машинного отделения должна всегда
проявлять осторожность при работе с тяжелым и дизельным топливом.
Следует избегать перегрева дизельного и тяжелого топлива в расходных
танках и топливной системе.
Контролируем параметры системы:
-Перед сепарацией топлива, оно должно быть нагрето максимум до
95°С. Предел вязкости не должен превышать 50 cСт;
-На входе в двигатель тяжелое топливо должно быть нагрето до 125130°С и обладать вязкостью примерно 15 сСт.
Рекомендуемое топливо
Тяжелое топливо:
-ДТ-1 (М3), ДТ-2 (М4) и ДТ-3 (М5). Эти топлива представляют смесь мазута с
соляром и керосином в различных пропорциях;
-―ИФО 380ЭЛЭС‖ (IFO380LS-LowSulphur – низкосернистое), ―ИФО 180‖
(IFO180).
Дизельное топливо:
-Смесь из мазутов и керосино-газойлевых фракций типа моторного топлива
(ГОСТ 1667—51);
-―МаринДизельОилИсо 8217‖ (Marine diesel oil ISO 8217);
-―Бритиш Стандарт‖ (BritishStandard 6843).
Также могут быть использованы аналоги.
5.2 Система сжатого воздуха
Принципиальная схема системы сжатого воздуха изображена на рисунке
5.2
Рисунок 5.2- Система сжатого воздуха
В состав системы пускового воздуха и систему управления воздухом
входит:
-Компрессоры пускового воздуха, охлаждаемые водой, двухступенчатые с
промежуточным охлаждением;
-Ресиверы пускового воздуха с давлением 30 бар;
-Станция понижения давления. Понижает давление с 30 бар до 7 бар;
-Фильтр – 40 микрон;
-Трубопровод;
-Дежурный компрессор;
-Трубопроводы, КИП и арматура.
Система пускового воздуха снабжена двумя главными воздушными
поршневыми компрессорами с водяным охлаждением, подающими воздух с
производительностью 135 м3/ч и давлением 30 кг/см2 в два главных баллона
сжатого воздуха объемом 4,5 м3 каждый и во вспомогательный баллон
пускового воздуха объемом 0,25 м3 для вспомогательных двигателей. Главный
воздушный компрессор № 2 имеет питание от аварийного распределительного
щита. Сжатый воздух необходим для запуска главного двигателя и трех
вспомогательных двигателей; также он необходим для промывочного насоса
дизельного топлива для вспомогательных двигателей в случае обесточивания
судна. Система пускового воздуха также используется для подкачки
воздушной системы общего назначения и системы контрольного воздуха через
клапан понижения давления.
Вспомогательные двигатели могут быть запущены с использованием
воздуха из главных пусковых баллонов или из баллона вспомогательного
воздуха. Это достигается установкой перекрестного соединения трубопровода
на линии подачи воздуха к вспомогательным двигателям. Вспомогательный
баллон также имеет возможность пополнения от главных компрессоров при
необходимости.
Вспомогательный и два главных воздушных баллона заполняются
воздухом, прошедшим через водомаслоотделитель, расположенный на
выходном патрубке каждого компрессора. Каждый компрессор оснащен двумя
предохранительными клапанами, один – после первой ступени сжатия, а
другой – после второй ступени сжатия.
Зарубашечное
пространство
блока
цилиндров
оборудовано
предохранительным клапаном, который срабатывает, если система водяного
охлаждения подвергается избыточному давлению. Охлаждающая вода
подается
системой
вспомогательного
низкотемпературного
контура
охлаждающей воды.
Подшипники смазываются шестеренным насосом, установленным на
конце коленчатого вала компрессора. Реле давления подсоединено к системе
автоматического контроля и активирует сигнализацию, когда давление масла
упадет ниже заданной величины. Сенсор высокой температуры расположен на
выходном патрубке, который активирует сигнализацию при превышении
температурой установленного предела.
Каждый компрессор имеет устройство автоматической разгрузки,
которое останавливает и запускает компрессор. Это позволяет компрессору
запускать и останавливать разгрузку, таким образом уменьшая нагрузку на
электрический мотор и ходовую часть компрессора. Компрессора запускаются
и останавливаются при помощи датчика давления, расположенного на
входящем патрубке в главные пусковые баллоны.
Можно выбрать как основной режим работы компрессора, так и
резервный с помощью переключателя на пульте центрального поста
управления. Также этот переключатель позволяет установить компрессора на
ручное управление для запуска и остановки компрессоров при необходимости
при помощи кнопок.
Пусковой воздух подается к ГД и дизель – генераторам из воздушных
баллонов через отдельные главные патрубки. Промывочный топливный насос
с пневматическим приводом (аварийный насос) для дизель – генераторов
запускается воздухом от воздушного патрубка дизель – генераторов. Клапан
подачи воздуха к этому насосу всегда следует держать открытым. Кроме всего
прочего этот насос имеет собственный приводной насос охлаждения водой.
Компрессор пускового воздуха №2 имеет возможность питания от аварийного
распределительного щита. Это позволяет в случае обесточивания судна или в
случае полностью выведенной из строя его энергетической установки
запустит компрессор от аварийного дизель – генератора или берегового
питания.
5.3 Система смазки ГД
Главный двигатель имеет две раздельные системы смазочного масла:
- Система смазки рамовых подшипников, крейцкопфа и охлаждения поршней
(циркуляционная);
- Система цилиндровой смазки.
Рисунок 5.3 – Циркуляционная система смазки
В данную систему входят:
-Насосы смазочного масла;
-Масляный охладитель;
-Масляная цистерна;
-Трехходовой клапан;
-Фильтр;
-Дросселирующий клапан;
-Масляные сепараторы;
-Трубопроводы, КИП и арматура.
Система смазки рамовых подшипников, крейцкопфа и охлаждения
поршней (Циркуляционная). Принципиальная схема системы изображена на
рисунке 5.3. Подача масла в систему обеспечивается одним или двумя
главными
вертикальными
центробежными
электрическими
насосами
производительностью 170 м3/ч при давлении 4,1 кг/см2. При работе одного
насоса второй должен быть в постоянной готовности и включиться в случае
снижения давления масла в системе или отказа работающего насоса. Главные
масляные насосы из поддона картера ГД подают масло в двигатель через
главный масляный холодильник и фильтр автоматической очистки. Масляный
холодильник пластинчатого типа охлаждается водой, поступающей от
системы охлаждения пресной водой. Главная система смазки подает масло к
подшипникам двигателя, рамовым и крейцкопфным, турбокомпрессору и
поршням, где оно также оказывает охлаждающее воздействие. Входная
температура масла должна быть приблизительно 45°C, которая регулируется
трехходовым клапаном.
Необходимо отметить то, что масло перед поступлением в систему
проходит через масляные сепараторы, которые отделяют от масла воду и
твердые частицы во избежание повреждений трущихся деталей.
Система цилиндровой смазки. Принципиальная схема представлена на
рисунке 5.4 Смазка поршней и втулок обеспечена раздельными системами
смазочного масла. Высоко-щелочное цилиндровое масло подается в ГД
прямоточным методом. Цилиндровое масло смазывает поршневые кольца и,
уменьшая трение между кольцами и втулкой, обеспечивает уплотнение между
кольцами
и
втулкой.
Также
уменьшает
коррозионный
слой
путем
нейтрализации кислотности продуктов сгорания. Щелочность цилиндрового
масла должна выбираться согласно содержанию серы в топливе, подаваемого
в ГД. Количество цилиндрового масла к каждой точке может быть
отрегулировано индивидуально.
Из танков запаса цилиндрового масла последнее самотеком подается в
цистерну измерения уровня цилиндрового масла перед тем, как будет подано в
мультипликатор давления смазочного масла для подачи к лубрикаторам
главного двигателя (для каждого цилиндра). Цилиндровое масло проходит
через фильтр во избежание повреждения зеркала втулки посредством твердых
частиц.
Цистерна измерения уровня цилиндрового масла имеет объем 1м3 и
снабжена сигнализацией низкого уровня. Из этой цистерны цилиндровое
масло направлено в мультипликатор давления смазочного масла, который
также соединен с ней. Электрический подогреватель, установленный в
цистерну измерения уровня цилиндрового масла, имеет ручной регулятор
температуры,
который
установлен
для
поддержания
температуры
цилиндрового масла как минимум 35°C.
Каждый цилиндр оснащен собственным лубрикатором. Лубрикатор
подает цилиндровое масло в дозированных порциях и определенное время
через специальные отверстия, через которые масло по смазывающей канавке
растекается по периферии цилиндровой втулки.
Рисунок 5.4 – Система цилиндровой смазки.
Рекомендуемые сорта масел для смазки главного двигателя
Рекомендуемые сорта масел для циркуляционной системы смазки:
-―Бритиш Петролиум Энергол ОЕ-АШТИ 30‖ (BP (BritishPetroleimEnergolOEHT 30);
-―Кастрол ЭСДИИКС 30‖ (CastrolCDX 30);
-―Шеврон Вэритас 800 Марин 30‖ (ChevronVeritas 800 Marine 30);
-―Мобил Мобилгард 300‖ (MobilMobilgard 300);
-―Шэлл Мелина 30/Эс 30‖ (ShellMelina 30/S 30).
Рекомендуемые сорта масел для цилиндровой смазки:
Петролиум
-―Бритиш
Энергол
СИЭЛО
50
ЭМ/СИЭЛ
505‖
(BritishPetroleimEnergolCLO 50 M/CL 505);
-―КастролКилтэч 70/ 50 ЭС‖ (Castrol Cyltech 70/50 S);
-―ШевронТароСпешлАШТИ 70/ ЭЛЭС 40‖ (Chevron Taro Special HT70/ LS 40);
-―МобилМобилгард 570/ ЭЛ 540‖ (Mobil Mobilgard 570/ L540);
-―ШэллАлексия 50/ЭЛЭС‖ (Shell Alexia 50/ LS 40).
Контролируем параметры системы:
-У
крейцкопфных
дизелей
температура
на
выходе
обычно
поддерживается 60-65°С;
-Температура масла на выходе из поршней не должна превышать 55°С.
5.4 Центральная система охлаждения главного двигателя
В систему входят такие компоненты как:
-Центральный охладитель;
-Охладитель смазочного масла;
-Охладитель зарубашечного пространства;
-Кингстоны;
-Насосы забортной воды;
-Насосы центрального водяного охлаждения;
-Расширительный танк.
Контролируем параметры системы:
-Давление воды в системе для каждой установки обычно указывается в
инструкции и составляет 1.5-2.8 бар;
-Температура входящей и выходящей воды также указывается в инструкции и
находится в следующих пределах: на входе 50-70°С; на выходе 80-85°С (в
современных двигателях);
-Температура воды на выходе из поршней не должна превышать 55-60°С.
Центральная система охлаждения пресной водой включает в себя
систему охлаждения высокотемпературного контура ГД, имеющего два
вертикальных центробежных электрических насоса производительностью 70
м3/ч. Насосы подают охлаждающую воду в зарубашечное пространство ГД,
крышки цилиндров и клапана выпускных газов. Небольшой дежурный насос
производительностью 10 м3/ч используется для подержания ГД в прогретом
состоянии, когда он остановлен, путем прокачки воды через подогреватель
пресной воды зарубашечного пространства. Эта система работает по
принципу замкнутого контура, используя все три насоса. Подогреватель
оборудован перепускным клапаном, позволяющим дросселировать поток
воды, для постоянного ее подогрева до нужной температуры. Подогреватель
поддерживает температуру охлаждающей воды зарубашечного пространства
ГД, когда ГД остановлен либо используется на низкой нагрузке. Из
подогревателя пресная вода зарубашечного пространства распределяется к
цилиндрам через трубопровод охлаждающей воды. Каждый цилиндр может
быть изолирован и сдренирован по отдельности.
Охлаждающая вода зарубашечного пространства покидает каждый
цилиндр, направляясь в общий выпускной трубопровод, после чего поступает
обратно на всасывание насоса через опреснитель и деаэрационую камеру.
Трехходовой клапан регулировки температуры регулирует температуру
высокотемпературного контура охлаждающей воды, направляя поток обратно
на всасывание насоса через деаэрационную камеру или в низкотемпературный
контур охлаждающей воды для поддержания установленной температуры
выходящей
охлаждающей
воды.
Когда
охлаждающая
вода
высокотемпературного контура направлена в низкотемпературный контур,
аналогичный поток подается от воздухоохладителя ГД низкотемпературного
контура.
При
работе
ГД
имеет
место
основное
охлаждение
высокотемпературного контура в работающем опреснителе.
Высокотемпературный и низкотемпературный контуры охлаждающей
воды на всасывающих магистралях насоса соединяются с расширительной
цистерной, позволяя пополнять уровень воды при необходимости. Сверху
деаэрационная камера также соединяется с расширительной цистерной, делая
возможным дегазацию высокотемпературный контур.
Вода, входящая на всасывание насоса высокотемпературного контура,
является смесью воды из высокотемпературного контура после охлаждения
ГД и воды из низкотемпературного контура центральной системы охлаждения
(смесь регулируется открытием трехходового клапана, который разобщает
высокотемпературный и низкотемпературный контуры).
Цилиндры двигателя могут быть изолированы и при необходимости
сдренированы по отдельности в танк льяльных вод. Расширительная цистерна
может быть пополнена водой от системы гидрофора пресной воды.
Циркуляционная охлаждающая вода химически обработана с целью
замедления коррозии и предотвращения образования накипи. Так как
высокотемпературный контур использует ту же самую воду, что и
низкотемпературный контур, добавлять химические реагенты необходимо в
расширительную цистерну.
6. ОСОБЕННОСТИ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ НА ГАЗООБРАЗНОМ
ТОПЛИВЕ
В
связи
использования
с
низкой
на
стоимостью
судах,
LiquidNaturalGasCarrier),
газа
особенно
ряд
и
на
целесообразностью
газовозах
двигателестроительных
фирм
его
(LNGCстали
модернизировать выпускаемые ими двигатели для приспособления их к работе
на газовом топливе (природный газ).
Модернизация идет по двум направлениям:
- перевод дизеля на работу по циклу Отто с использованием карбюраторов и
свечей зажигания подобно карбюраторным бензиновым двигателям;
- сохранение дизельного цикла с впрыском небольшого количества дизельного
топлива (запальной порции) для воспламенения газовоздушной смеси. При
этом, в случае необходимости, не исключается работа двигателя только на
дизельном топливе — двухтопливные двигатели. Газовые двигатели могут
работать на природном газе.
Двигатель-прототипфирмы
―MAN
B&W‖
6S70ME-GI
является
двухтопливным двигателем, работающим по циклу дизеля.
Сразу следует сказать об экономичности данного дизеля, так как
удельный расход топлива двигателей серии ME-GI доходит до 170 г/кВт ч.
Также данный двигатель соответствует уровню TierII и требованиям
Приложения VI МК МАРПОЛ о загрязнении окружающей среды выбросами
NOx ,SOx и других вредных веществ с судов.
Выбросы вредных веществ с выхлопными газами
Если сравнивать работу на тяжелом топливе и газе, то станет очевидно,
что ―выхлоп‖ газового топлива значительно ―чище‖. При использовании
низкосернистого или безсернистого топлива выбросы SOx в выхлопных газах
ничтожно малы. Количество твердых частиц в отработавших газах будет
гораздо снижено также, как и выбросы NOxи CO2. В таблице 6.1 приведено
произвольное сравнение выбросов от сгорания тяжелого топлива и газа ME
двигателя с диаметром цилиндра 700 мм.
Таблица 6.1 - Сравнение выбросов от сгорания тяжелого топлива и газа
Приблизительные выбросы 6S70ME-C Приблизительные выбросы 6S70ME-GI
Нагрузка 100%
г/кВт ч
Нагрузка 100%
г/кВт ч
CO2
577
CO2
446
O2 (%)
1359
O2 (%)
1340
CO
0,64
CO
0,79
NOx
11,58
NOx
8,76
HC
0,19
HC
0,39
SOx
10,96
SOx
0,88
PM (мг/м3)
0,54
PM (мг/м3)
0,34
Все применяемы методы снижения NOx могут быть применены на
двигателях ME-GI за исключением применения водной эмульсии. В конечном
итоге применение метода каталитической очистки снижает выбросы NO xдо
98%, как было доказано на стационарном двигателе 12K80MC-GI в Японии. Но
система рециркуляции отработавших газов (РОГ) также актуальна.
При использовании системы РОГ в комбинации с режимом работы на
газовом топливе двигатель способен соответствовать уровню TierIII. При
работе на газе уровень выбросов NOxна 20-30 % ниже выбросов при работе на
тяжелом топливе, и только 30% выхлопных газов необходимо перепускать
через РОГ. Это приводит к большей эффективности и позволяет судну ходить в
зонах с уровнем TierIII.
Упоминая о техобслуживании, можно сказать, что очистка воды
скрубберного цикла системы РОГ становится намного легче при работе на
газовом топливе, потому что выхлопные газы содержат ограниченное
количество твердых частиц и не содержит SOx.
На текущий момент в сфере морской торговле существует всего
несколько судов с двухтактными двигателями фирмы ―MAN B&W‖ и
установленной системой каталитической очистки выхлопных газов. Все они
находятся в пределе снижения выбросов NOx на 94-98%.
Система газового топлива
Рисунок 6.1 – Принципиальная схема подачи газового топлива
На рисунке 6.1 изображена принципиальная схема подачи газового
топлива, которая состоит из:
1- Труба высокого давления от газового компрессора
2- Главный газовый клапан
3- Главный вентиляционный клапан
4- Главная газовая труба (двустенная)
5- Главная вентиляционная труба (двустенная)
6- Клапан подачи инертного газа в главной газовой трубе
7- Вытяжной вентилятор
8- Регулирование потока
9- Датчик высокой концентрации газа в двустенной трубке
10-Газовый извещатель.
Подающий газопровод разработан с использованием вентилируемых
двустенных
трубопроводов,
которые
снабжены
датчиками
высокой
концентрации газов для аварийной остановки системы.
Отдельно от этой системы двигателя, сам по себе двигатель и его
вспомогательные установки включают в себя некоторые новые устройства. Вот
наиболее важные из них:
-Система вентиляции для проветривания пространства между внутренней
и внешней стенкой двустенной трубы
-Система уплотняющего масла, подающая масло в газовые клапана для
разделения масла управления и газа. Эта система полностью интегрирована с
двигателем и судостроительной верфью больше не надо продумывать ее
устройство
-Система инертного газа, позволяющая продувать газовую систему
двигателя инертным газом
-Системы контроля и безопасности, включающие в себя анализатор
углеводородов для контроля содержания углеводородов в воздухе в двустенных
газовых трубах (более подробно описано ниже).
Подача газа под высоким давлением происходит через главный главный
―цепной‖ трубопровод, соединяющий блоки газовых клапанов с каждым
цилиндром и аккумулятором. Такой трубопровод осуществляет две важные
задачи:
-Трубки разветвлены на каждый цилиндр, что дает преимущество с точки
зрения газовой динамики
-Трубки действуют как гибкие соединения между жестким главным
трубопроводом и корпусом двигателем, защищай от чрезмерных напряжений в
трубопроводах, вызванных в следствие температурного расширения.
Буферный резервуар, содержащий количество газа примерно на 20
впрысков за такт при максимальной продолжительной мощности, также
выполняет две важные задачи:
-Подает
необходимое
количество
газа
с
незначительным
(но
предопределенным) перепадом давления
-Составляет важную часть системы безопасности.
Так как трубопровод подачи газа выполнен в виде аккумуляторной
системы впрыска топлива с общей топливной рампой, газовая форсунка должна
контролироваться вспомогательной масляной системой управления. Это, в
принципе, и составляет система гидравлического электронного управления
двигателем ME и системы клапанов электронного впуска газа ELGI
(ElectronicGasInjection) и клапанов электронного впрыска топлива ELFI
(ElectronicFuelInjection),
подающих
управляющее
масло
под
высоким
давлением к газовым форсункам и, более того, управляя регулировкой момента
зажигания и открытием газового клапана (для дополнительной информации см.
раздел 8).
Системы контроля и безопасности
Для контроля двухтопливного двигателя к хорошо зарекомендовавшей
себя системе контроля двигателя ME добавлены система контроля впрыска газа
и система безопасности для работы в газовом режиме.
Система контроля впрыска газа и система безопасности спроектирована
так, чтобы при выведении из строя обеспечивать безопасную работу системы.
Все обнаруженные поломки во время работы двигателя на газовом топливе,
включая неисправности самой системы контроля, приведут к остановке подачи
газа и его замещения на тяжелое или дизельное топливо. При этом срабатывает
продувка газовых труб высокого давления, завершающая работу газовпускной
системы. Стоит отметить, что переход при этом на жидкое топливо происходит
без потерь мощности двигателя. Проделанные на заводе тесты показывают, что
обычно переход происходит абсолютно мягко, то есть невозможно услышать
какое топливо используется в текущий момент.
Аккумуляторная система впрыска газа с общей топливной рампой
(постоянное давление) снабжена распределителем газа высокого давления к
каждому блоку клапанов. Газовые трубы разработаны с двойными стенками.
Внешняя экранная трубка спроектирована так, чтобы предотвратить истечение
газа в машинное отделение в случае разрыва или протечки внутренней газовой
трубки. Оставшееся пустое место, включая пространство около клапанов,
фланцев и т.д., оборудовано раздельной механической вентиляцией мощностью
примерно 30 зарядов воздуха в час. Давление в этой полости ниже, чем в
машинном отделении с вытяжным вентилятором, расположенным снаружи в
вентиляционном
воздуховоде.
Вентилирующий
воздух
забирается
из
безопасного места.
Газовые трубы сконструированы так, чтобы всасываемый в двустенные
трубы воздух, поступал к отдельным блокам управления газовыми клапанами и
возвращался в главную трубу, после чего уходил в атмосферу через
высасывающий
вентилятор.
Вентилирующий
воздух
направляется
в
пожаробезопасное место. Эта система спроектирована так, чтобы воздух
поступал к каждой части трубопровода. Все фланцы присоединены с
использованием уплотнений. Любые протечки газа последуют в вентилируемые
двустенные трубы и будут обнаружены датчиками высокой концентрации.
Газовые трубы рассчитаны на давление на 50 % выше обычных топливных
трубопроводов благодаря сварному выполнению и конических уплотнительных
соединений. Фланцы на таких трубопроводах применяются в случае резкой
необходимости.
С целью выполнения продувки системы после использования газа,
газовые трубы соединены с системой инертных газов, давление которой
составляет 9 бар. В случае обнаружения протечки газа эта система выполнит
продувку автоматически. После активации данной продувки систему подачи
газа возможно запустить только спустя 30 минут.
Рисунок 6.2 - Новые модифицированные части двухтопливного двигателя
S70ME-GI
7 РАСЧЕТ СУДОВОЙ ЭЛЕКТРОСТАНЦИИ
7.1 Выбор типа судовой электростанции
В соответствии с требованиями Правил Регистра РФ на морском судне
должно
быть
предусмотрено
не
менее
двух
основных
источников
электроэнергии, при этом выбор количества и мощность источников
электроэнергии определяется режимами силовой установки судна на ходу и
на маневрах. Также при выборе источников электроэнергии должен
обеспечиваться аварийный режим работы судна при выходе из строя
основных
источников.
Мощность
аварийного
источника
должна
обеспечивать бесперебойную работу систем, необходимых для движения и
безопасности судна на данном режиме.
На судах грузоподъемностью выше 300 рег. т. должен быть
предусмотрен аварийный источник электроэнергии, как правило,
аварийный дизель-генератор (АДГ), расположенный выше палубы
водонепроницаемых переборок и должен обеспечивать в течение
определенного времени питание потребителей, указанных в Правилах
Регистра РФ (аварийное освещение, рулевой привод, радиостанция и
т.д.).
Принимая во внимание вышесказанное, принимаем электростанцию
переменного тока (табл. 3.1)
Таблица 7.1
Напряжение силовой сети
440 В
Напряжение сети освещения
220 В
Напряжение сети переносного света
12В
Аварийное напряжение
24 В
Далее приводится расчет мощности электростанции для следующих
режимов работы:

ходовой режим;

маневры;

стоянка без грузовых операций;

стоянка с грузовыми операциями.
7.2 Расчет нагрузки судовой электростанции.
7.2.1 Расчет мощности электростанции для ходового режима
В соответствии с рекомендуемым стандартом средняя мощность
электростанции (без учета эпизодически работающих потребителей) (кВт):
Рсрх=18 + 0,0285Ne
где Ne- мощность главного двигателя кВт.
Рсрх=18+0,0285·19070= 561,5 кВт.
Мощность электростанции в ходовом режиме с учетом работы
бытовых потребителей или пожарного насоса:
Рх=Рсрх + Рп.н., при Рп.н.> Рбп
Рх=Рсрх + Рбп, при Рп.н.< Рбп ,
где Рп.н. – мощность электродвигателя пожарного насоса;
Рбп – мощность, необходимая для обеспечения работы бытовых
потребителей.
Суммарная производительность стационарных пожарных насосов:
𝑄 = 𝑘 ∙ 𝑚2 = 0,008 ∙ 185,72 = 275,9 м3 / час,
m=1,68 L  (B + H) + 25 =1,68 239  ( 40 +11,025 )+ 25 =185,7
гдеk=0,008 – коэффициент для судов валовой вместимостью более 1000
регистровых тонн.
Пользуясь
таблицей,
выбираем
2
центробежных
вертикальных
пожарных насоса с подачей Q=400 м3/час, марки 6VX26OMS фирмы IHICO.
LTD., напором 0,39 МПа, приводные электродвигатели фирмы IHICO. LTD,
мощностью 110 кВт, при n=1800 об/мин.
Рп.н =220 кВт
Расчетная мощность для обеспечения работы бытовых потребителей:
Рбп=Р1+ Р2+ Р3+ Р4+ Р5+ Р6 , где:
P1 – расчетная мощность для обеспечения работы камбуза, равная суммарной
мощности плит, кВт,
принимаем P1= 65 кВт;
Р2 – расчетная мощность для обеспечения работы
вентиляции, кВт,
принимаем Р2= 36 кВт;
Р3 – мощность для обеспечения работы электрооборудования, системы
кондиционирования воздуха (СКВ), кВт; принимаем Р3=65 кВт;
Р4 – расчетная мощность для обеспечения работы электронавигационного
оборудования и радиостанции, кВт, принимаем Р4= 40 кВт;
Р5 =
1
D
 ( 8 + 0,56 
) - расчетная мощность сети освещения в функции
η
1000
водоизмещения D судна (здесь η = 0,5 - 0,8 КПД трансформаторов или
преобразователей, обеспечивающих питание сети освещения), кВт,
Р5=
1
84319
 ( 8 + 0,56 
) = 69 кВт;
0,8
1000
Р6-расчетная мощность для обеспечения работы периодически включаемых
потребителей (систем гидрофоров, компрессоров рефрижераторных камер,
сепараторов топлива и т.д.), кВт, принимаем Р6= 25 кВт.
Рбп=65+36+65+40+69+25=300 кВт
Рбп> Рп.н.
Отсюда получаем:
Рх = 561,5+ 300 = 861 кВт.
7.2.2 Расчет мощности электростанции для режима «Маневры»
Во время маневров (прохождение узкостей, перешвартовки, постановки
на якорь) для обеспечения максимальной безопасности в соответствии с
правилами технической эксплуатации на
резервный
дизель-генератор.
Время
шины ГРЩ подключается
маневров
в
общем
балансе
эксплуатационного времени судна составляют обычно 1-2%. Поэтому, хотя
этот режим и не является определяющим при выборе мощности и количества
вспомогательных
дизель-генераторов,
он
учитывается
при
расчете
электростанции.
Мощность электростанции на маневрах судна (кВт):
Рм=Рх+0,8 (Рбр + Рк)+Рп.у., где:
Рх - расчетная мощность для обеспечения ходового режима, кВт;
Рбр- мощность, потребляемая электродвигателями гидравлической
системы, кВт;
Рк= 11 кВт - мощность, потребляемая электродвигателем компрессора
пускового воздуха, кВт.
Рп.у = 700 кВт. – мощность подруливающего устройства
Брашпиль выбирается по калибру цепи d:
d= St N С , где:
S=1 для судов с неограниченным районом плавания;
t=1,55 – для цепей повышенной прочности;
NС – характеристика якорного снабжения
NС = D2/3 +2Bh+0,1A, где:
D =84319 т – весовое водоизмещение судна;
h = 6,9 м - условная высота от летней грузовой ватерлинии до верхней
кромки настила палубы у борта самой высокой рубки, имеющей ширину
более 0,25 В;
А = 2000м2 – площадь парусности в пределах длины судна L, считая от
летней грузовой ватерлинии.
𝑁𝑐 = 843192/3 + 2 ∙ 40 ∙ 6,9 + 0,1 ∙ 2000 = 2674,9
𝑑 = 11,55 2674,9 = 80,2 мм.
Принимаем цепь калибром d=87 мм и устанавливаем гидравлический
брашпиль с приводом от гидравлической системы мощностью 120 кВт.
Рбр=40 кВт,
Рм=861,5+0,8· (40+11) +700 =1602 кВт.
7.2.3 Расчет мощности электростанции для режима «Стоянка без
грузовых операций»
Средняя мощность электростанции (кВт):
Рср ст=11+0,002D,
где D — водоизмещение судна, т.
Рср ст=11+0,002·84319 =180 кВт.
Мощность электростанции с учетом работы бытовых потребителей
(кВт), необходимых на стоянке судна в порту без грузовых операций:
Рст=Рср ст+Рб.п ,
Рст= 180+300 =480 кВт.
7.2.4 Расчет мощности электростанции для режима «Стоянка с
грузовыми операциями»
Мощность электростанции с производством грузовых операции
грузовыми средствами (кВт):
Рст гр=Рст + Рk +Ргр.об, где
Рk= Кс n Рк
Кс – 0,6-0,7 – коэффициент спроса, принимаем Кс = 0,7 ,
n - количество котлов, принимаем n = 1,
Рk – мощность оборудования котлов,
Ргр.об - мощность оборудования для выполнения грузовых операций
Рk=0,7·1·38,9 = 27,2 кВт
Ргр.об=2400 кВт
Рст гр= 479,6+27,2+2400=2906 кВт.
7.3. Выбор источников электроэнергии.
По полученным значениям загрузки электростанции в различных
режимах эксплуатации судна Рх, Рм, Рст, Рст.гр производим предварительную
комплектацию силовой установки вспомогательными дизель-генераторами.
Выбор мощности типов вспомогательных дизель-генераторов следует
производить с таким расчетом, чтобы на ходу судна потребности в
электроэнергии обеспечивались одним из работающих ДГ при коэффициенте
загрузки 0,7-0,8. Режимы маневров и стоянки с грузовыми операциями
должны обеспечиваться двумя работающими дизель-генераторами.
Таблица 7.2
Режим
Нагрузка
Ходовой режим
861 кВт
Маневры
1602 кВт
Стоянка без грузовых операций
480 кВт
Стоянка с грузовыми операциями
2906 кВт
Для данного судна принимаем к установке:

3 вспомогательных дизель-генератора Daihatsu 6DK-32 мощностью
2000 кВт;
 1 аварийный дизель-генератор DDC 8163-7405 мощностью 660 кВт.
8.
ОРГАНИЗАЦИЯ
ПРОЦЕССОВ
АВТОМАТИЗАЦИИ
ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ УСТАНОВКИ
8.1 Система подачи газового топлива
Для того, чтобы сделать возможным использование газа в качестве
топлива для двигателя, фирма MANB&W, опираясь на технологию двигателя
ME (с электронной системой управления), разработала двигателя серии MEGI (GasInjection). Данные двигателя являются двухтопливными, что
позволяет им использовать как тяжелое топливо и дизель, так и газ.
Преимущества лучшего контроля дали линейке двигателей серии ME
причины для дальнейшего усовершенствования.
Несколько лет назад фирма MANB&W разработала линейку двигателей
серии MC с возможностью использования газа в качестве топлива. Они были
названы двигателями серии MC-GI (GasInjection). Цикл сгорания начинался с
впрыска запальной порции топлива, следующей за основной фазой - подачей
газа. Момент впрыска топлива на этих двигателях регулируется механически,
в отличие от двигателей с электронным управлением. В ME серии этот
момент может быть задан пользователем и регулироваться для лучшего
контроля и маневренности, более того, позволяя двухтопливному двигателю
быть более оптимизированным.
Эффективность ME-GI двигателей (двухтопливных) такая же, как и у
обычных
двигателей
серии
ME,
работающих
по
циклу
Дизеля.
Эффективность данной системы будет выше, чем у других пропульсивных
установок, работающих на газе, включая даже двухтопливные электрические
дизеля, когда учитывается мощность компрессора.
Полная резервация, как того требует Международная ассоциация
классификационных сообществ, может быть выполнена путем установки
одной компрессорной станции с любой другой установкой повторного
сжижения газа или одним досжигателем для подстраховки.
Новые модифицированные части ME-GI двигателя отображены на
чертеже поперечного разреза ГД, включая трубопроводы подачи газа,
аккумуляторы большого объема на слегка измененной крышке цилиндра с
газовыми форсунками и HCU (HydraulicControlUnit– блок управления
гидравлической системой) с ELGI (ElectronicGasInjection – электрический
впрыск газа) клапаном для регулирования количества подаваемого газа.
Также подверглись небольшим изменениям коллектор выхлопных газов и
системы контроля и маневрирования.
Отдельно от этого во вспомогательные системы двигателя будут
включены несколько новых элементов, вот важнейшие из них:
- Питательная система газового компрессора высокого давления с
охладителем для увеличения давления до 250-300 бар, необходимого для
впрыска газа в цилиндр
- Буферная емкость с сепаратором конденсата
- Система управления компрессором
- Система безопасности, которая частично включает анализатор
углеводородов для проверки содержания углеводорода в воздухе в
помещении компрессоров и в двустенных газовых трубках
-
Система вентиляции, которая полностью вентилирует
пространство между двумя стенками двустенной газовой трубки
- Система уплотняющей смазки, подающая уплотняющую смазку
к газовым клапанам для отделения масла контура управления и газа
- Система инертных газов, которая осуществляет продувку
газовой системы двигателя.
8.2 Принцип работы системы подачи газа
Газ под высоким давлением от компрессорной установки течет по
главному трубопроводу и через узкие и гибкие отводящие патрубки
подводиться к каждому газовому золотниковому блоку цилиндра и крупному
аккумуляторам. Узкие и гибкие отводящие патрубки выполняют две важные
задачи:
- Они отделяют каждый цилиндр от остальных относительно газовой
динамики, используя доказанные принципы проектирования топливной
системы двигателей серии ME
-Они выступают в роли гибких соединений между жесткой системой
главного трубопровода и конструкцией двигателя, защищая от чрезмерных
напряжений в главном трубопроводе и отводящих патрубках, вызванных
неизбежным отличием в результате термического расширения системы
газовых трубопроводов и конструкции двигателя.
Крупный аккумулятор, содержащий примерно 20 порций подаваемого
газа за один такт на максимально-продолжительной мощности, также
выполняет две важные задачи:
-Он
подает
количество
газа
для
впрыска,
что
приводит
к
незначительному, но предопределенному, падению давления
-Он составляет важную часть системы безопасности .
С тех пор как система подачи газа стала
commonrailsystem
(аккумуляторной системой подачи топлива с общей рампой), газовая
форсунка
должна
контролироваться
отдельной
системой,
то
есть
гидравлической системой управления. Она состоит из гидравлической
системы
управления
двигателем
ME
и
ELGI
клапана,
подающего
управляющее масло под высоким давлением к газовой форсунке, более того
контролирующего момент зажигания и открытия газовой форсунки.
Топливный насос для обычного топлива, который подает запальное
жидкое топливо во время двухтопливного режима работы, соединен с ELGI
клапаном манометром и двухпозиционным клапаном, встроенным в ELGI
клапан.
С помощью системы контроля двигателем S35ME-GI можно управлять
в различных режимах:
- Обычный двухтопливный режим с минимальной подачей запального
топлива
- Специальный газовый режим с подачей фиксированного количества
газа
- Обыкновенный режим на жидком топливе.
8.3 Система Управления Двигателем ME-GI.
Система управления двигателем для двухтопливных двигателей
подготовлена для обычного пульта дистанционного управления, с
возможностью мониторинга с мостика, а также местный пост
управления(МПУ).
Местный пост управления взят с двигателей типа МС.
Режимы работы двигателя МЕ-GI
Система электронного управления двухтопливных двигателей
предназначена для применения на четырех различных режимах работы
двигателя.
Режим работы представляет собой полный набор параметров двигателя
для: профиля впрыска (NOx выбросов / оптимизации SFOC и перекрестных
эффектов), время впрыска (максимальное давление цилиндра), открытие
выпускного клапана (продувка), закрытие выпускного клапана (коэффициент
сжатия), охватывающий всю нагрузку на двигатель и скоростные диапазоны.
Эти данные предназначены для выполнения требования судовладельца,
верфи, производителя и разработчика двигателя.
Все двухтопливные двигатели (-GI) будет поставляться со стандартным
режимом работы на двух видах топлива и работы на тяжелом топливе и
одним дополнительным режимом:
1) Двухтопливный экономичный режим работы предназначен для того,
чтобы соблюдать ограничения выбросов NOx в соответствии с IMO.
Двухтопливный экономичный режим работы предназначен для работы
при нагрузке двигателя выше 30 %. Выше 30% нагрузки, газ может
подаваться в двигатель в качестве основного топлива в верхней части
минимум 5 % запального топлива, которое необходимо контролировать
время сгорания, рис.1.
В диапазоне 30-110 % нагрузки оператор может выбрать коэффициент
тяжелого топлива и газа, в зависимости от доступного объема испарившегося
газа.
Этот режим предназначен, чтобы дать наилучшее SFOC в нормальных
условиях эксплуатации, обеспечивая оптимальную рабочую экономию в
полном диапазоне от 60 до 100 % нагрузки на двигатель.
2) Режим низкой эмиссии NOx.
Этот режим предназначен для уменьшения выбросов NOx в полном
диапазоне работы двигателя, с особым вниманием к сокращению выбросов
NGx при 75% нагрузки двигателя. Это особое внимание связано с тем, что
все известные законодательства по выбросу NOx действуют на двигатель при
75% нагрузке.
По сравнению с кривыми производительности для "режима экономии
топлива", можно заметить, что Рмах и Pсоmp значительно ниже и, что SFOC
несколько выше.
«Режим эмиссии NOx" может быть использован в связи с требованием
местного законодательства или в связи с добровольным соглашением NOx
контрмер по сокращению выбросов.
Остальные режимы открыты для специальных конструкций,
выполняющих специальные требования, такие как:
3) Режим выбросов на частичной нагрузке.
Специальный режим, который может быть актуален в связи с работой
судов, работающих на частичной нагрузке в течение длительных периодов
запланированного графика.
4) Режим работы особой эмиссии.
Режим работы, который обеспечивает выполнение специальных
требований выбросов в места, где судно имеет нормальное плановое
расписание.
Переключение между режимами
Система управления двигателем будет содержать все применяемые
режимы, и переход от одного режима к другому может быть выполнена
путем нажатия кнопки на основной операционной панели.
Система управления двигателем будет, в течение нескольких секунд,
определять требования для перехода и немедленно обеспечивать ввод новых
параметров нового режима в силу.
Главная панель управления
В ЦПУ находится монитор главной панели управления, в виде
персонального компьютера с сенсорным экраном , а также трекбол , откуда
механик может задавать команды и управлять двигателем , отрегулировать
параметры, выбрать нужный режим, и наблюдать за статусом системы
управления.
Обычный судовой ПК также находится в машинном отделении,
выступающий в качестве синхронизатора для главной панели управления.
Система управления двигателем, прежде всего, состоит из указанных
ниже Многофункциональных контроллеров, механико- гидравлической
системы и пневматической системы.
Блока управления двигателем (ECU – EngineControlUnit). В целях
резервирования, система управления включает в себя два ЭБУ, работающих
параллельно и выполняющих одну и ту же задачу, один из которых в режиме
ожидания. Если один из ЭБУ вышел из строя, другой блок возьмет контроль
на себя без каких-либо перерывов.
Установленные ЭБУ могут выполнять такие задачи, как:
• Управление оборотами, последовательности запуска / остановки,
времени впрыска топлива, времени активации выпускного клапана, открытие
пусковых клапанов и т.д.
• Контроль постоянных оборотов вспомогательного назначения,
обрабатываемых АБУ
• Режимы альтернативной работы и программ.
Система управления газа для двухтопливного двигателя является
«взаимодействие» между обработкой традиционного испаренного
сжиженного газа (BOG), хорошо известного компрессора высокого давления
и технологии двигателей.
Когда газ испаряется, повышает давление в грузовых(топливных)
танках и, следовательно, должен быть удален. Этот газ содержит метан и
азот.
Вышеупомянутый объем испарений и есть обычный объем газа,
сжигаемый в двигателе, который используется на газовозах в течение многих
лет.
Для того, чтобы сжечь газ в двигателе, должен быть установлен
компрессор. Для того, чтобы повысить давление для дальнейшей работы,
используется турбокомпрессор для повышения давления около 2 бар.
Эти компрессоры хорошо известны и используются с различными
видами газов, работающих в двигателе, включая все системы внутреннего
контроля, которые работают вместе с двигателем. Эта система управления
имеет достаточную способность корректировать оптимальный поток газа к
двигателям, в зависимости от объема испарений, сжатия и изменений
параметров работы двигателя. Эти газовые компрессоры контролируют
поток необходимого газа на частичной нагрузке посредством by-pass
системы.
Компрессоры могут работать при выключеном двигателе или в условиях
маневрирования, без каких-либо задержек. Оператор, на практике, управляет
двухтопливным двигателем, как обычным двигателем работающем на
тяжелом топливе.
Управления двигателем и система безопасности. Система контроля
и безопасности двухтопливного двигателя построена в качестве дополнения в
системе с контролем ME и системы безопасности. Эта система вряд ли
нуждается в каких-либо изменениях в системе ME, и, следовательно, очень
проста в работе.
Принцип системы управления режимом газа является то, что она
контролируется разницей между требуемым давлением нагнетания и
фактически измеренным давлением нагнетания от системы компрессора. В
зависимости от величины этой разницы количество топлива газа или
запального топлива либо увеличивается или уменьшается.
Если есть какие-либо изменения в течение долгого времени в
теплотворной способности топливного газа может быть измерена на
оборотах коленчатого вала. В зависимости от измеренного значения,
количество газа либо увеличивается или уменьшается.
Блок управления цилиндрами (CylinderControlUnit). Система
управления включает в себя один блок на каждый цилиндр. Блок управления
цилиндрами управляет электронным активатором выпускного клапана (FIVA
– FuelInjectionValveActivator) и клапанами пускового воздуха (SAV), в
соответствии с командами, полученными от ЭБУ.
Все CCU идентичны, и в случае выхода из строя CCU одного цилиндра,
только этот цилиндр будет автоматически выведен из эксплуатации.
Следует отметить, что любая электронная часть может быть заменена
без остановки двигателя, который возвращается к нормальной работе сразу
же после замены неисправного устройства.
Вспомогательный блок управления (ВБУ). Контроль
вспомогательного оборудования на двигателе, как правило, разделены на три
вспомогательные Блока управления, так что, в случае выхода из строя одного
блока, имеется достаточно блоков для обеспечения непрерывной работы
двигателя.
ВБУ осуществляет контроль за вспомогательными вентиляторами,
контроль за электрическими и гидравлическими масляными насосами
двигателя гидравлического блока питания (HPS), и т.д.
Панель местного управления (LOP). В обычном режиме двигатель
может управляться либо с мостика, либо из ЦПУ.
В качестве альтернативы, LOP может быть активирован. Это
дополнительное управление следует рассматривать в качестве замены для
предыдущей версии консоли управления расположенной на самом двигателе
типа MC.
LOP по стандарту размещен на двигателе.
С этой панели доступны основные функции, такие, как запуск,
управление оборотами двигателя, остановка, реверсирование,, и
отображаются наиболее важные данные двигателя.
Гидравлический блок питания (HPS – HydraulicPowerSupply).
Целью этого блока является нагнетание необходимого давления
гидравлического масла в гидравлические блоки цилиндров (HCU) на
двигателе, при требуемом давлении (прим. 200 бар) во время запуска, а также
при нормальной эксплуатации.
Гидравлический блок питания может работать механически от
коленчатого вала двигателя.
Устройство состоит, если с механическим приводом, из:
• Коленчатый вал приводится в движение повышающим редуктором
• Три или четыре насоса работающих от двигателя
• Два насоса с электрическим приводом
• Автоматический фильтр
• Блок безопасности и аккумуляции.
Конфигурации с несколькими резервными насосами обеспечивают
запас мощности гидравлических блоков питания. Управление насосами на
двигателе и электроприводными насосами разделено между тремя
вспомогательными блоками управления.
Трубы высокого давления между блоком HPS и HCU имеют двойные
стенки, имеющие детектор утечки. Аварийная работа возможна при
использовании внешней трубы, для сдерживания давления подаваемого
масла под высоким давлением.
Размеры и мощности ГБП зависит от типа двигателя.
Система сигнализации. Сигнализация не имеет прямого действия на
систему управления двигателем. Сигнализация предупреждает оператора о
неисправности. Система сигнализации представляет собой независимую
систему, в целом охватывающих более, чем сам главный двигатель, и его
задачей является контроль за состоянием и активация сигнализации при
превышении каких-либо уровней и значений.
Сигналы от датчиков сигнализации могут быть использованы для
остановки двигателя, а также для индикации ошибки на панели.
Система безопасности двигателя является независимой системой со
своими соответствующими датчиками на главном двигателе, выполняющие
требования соответствующего классификационного общества и MAN B & W
Diesel.
При достижении критического значения для одного из измерительных
пунктов, входящий сигнал от системы безопасности может послужить
причиной остановки двигателя.
Телеграф. Эта система позволяет навигатору задавать скорость
оборотов двигателя и направления вращения вала с Навигационного
Мостика, ЦПУ или местного поста управления(LOP), и это обеспечивает
подачу сигналов для регулирования скорости и остановки на ECS.
В ЦПУ и LOP установлены телеграфы и блоки установки скорости.
Система дистанционного управления (Remote Control system).
Система дистанционного управления обычно имеет две альтернативные
станции управления:
• управление с мостика
• управление с ЦПУ
Система управления питанием регулирует снабжение судна
электрической энергией, т.е. пуска и остановку генераторных установок, а
также активацию / деактивацию валогенератора, если он установлен.
Нормальная работа включает в себя запуск, синхронизацию, постепенную
передачу электрической нагрузки и остановки генераторов, полагающуюся
на электрическую нагрузку сети на борту.
Активация / деактивация валогенератора должна быть сработана и
отрегулирована в пределах и зависимости от скорости двигателя, который
работает на установленной электрической частоте.
Системы вспомогательного оборудования. Входящие сигналы для
'Вспомогательные системы готовы’ приведены частично через систему
дистанционного управления на основе статуса:
• Системы подачи газа
• Топливной системы
• Системы смазочного масла
• Системы охлаждающей воды и частично из самой системы
управления двигателем:
• Отключением валоповоротного механизма
• Главным клапаном запуска в положение ―открыто‖
• Воздушным клапаном уплотняющего воздуха в положение "открыт"
• Воздушным клапаном воздушной пружины в положение "открыт"
• Запуском вспомогательной воздуходувки
• Гидравлическим блоком питания
Системы мониторинга. Необходимое давление компрессора газа на
входе двигателя - 200 до 250 бар, в зависимости от нагрузки двигателя.
Основываясь на уставке скорости/нагрузки сигнал, поступающий от
GasInjection, компрессор будет регулировать давление газа соответственно.
Если давление газа на входе не на должном уровне давления, двигатель
будет переходить на режим работы на тяжелом топливе.
Остановка двигателя МЕ от Системы Сигнализации.В дополнение
к остановке двигателя ME, ограничения сигнализации для газа при высоком /
низком давлении газа включена в систему управления двигателем в качестве
сигнализации при утечке газа в газопроводах и выхлопном ресивере и
впрыска недостаточного количества запального топлива.
Система управления подачи двух видов топлива
Общие положения. Все операции при работе на газе выполняются из
машинного отделения в одиночку. Когда работаетсистема управления подачи
двух видов топлива также работает и управление ME и система сигнализации
в полном объеме.
В основном автоматика управления системы управления подачи двух
видов топлива делится на:
• Управление установкой
• Контроль топлива
• Контроль безопасности
Управление установкой. Задача по управлению установкой это
поддержание ее в состоянии между двумя уставками:
• Уставка в ―условиях безопасного состояния газа‖
• Уставка по работе двух видов топлива
Управление установкой может управлять всем оборудованием
топливного газа. Для управления установкой для работы требуется, чтобы
Управление Безопасностью позволит ему работать в заданном режиме, в
противном случае Управление Безопасностью вернет на режим
GasSafeCondition.
Регулирование подачи топлива. Задача регулятора подачи топлива
определить индекс топливного газа и разжигающего топлива при работе в
трех различных режимах.
Контроль безопасности. Задачей системы безопасности является
контроль за:
• всем оборудованием, отвечающим за газообразное топливо и
связанных с ним вспомогательного оборудования
• существующий сигнал принудительной остановки от системы
безопасности MЕ
• состояние цилиндра в таком состоянии, позволяющем осуществить
впрыск газообразного топлива.
Если один из упомянутых выше сбоев будет обнаружен, то система
безопасности закроет клапан V4, главный клапан V1 будет закрыт. ELGI
клапана будут закрыты. Газ будет продут открытием клапана V2 и наконец
патрубки газообразного топлива будут продуты инертным газом.
Устройство системы контроля распределителем топлива.
Работающая система распределения двойного топлива не является
необходимой для маневренности судна, двигатель будет продолжать
работать на тяжелом топливе, если произойдет незапланированная остановка
газообразного топлива. Два основных требования для оборудования
газообразного топлива, в порядке очередности:
• Безопасность персонала должна быть по крайней мере на том же
уровне, что и для обычного дизельного двигателя
• Неисправность аппаратуры распределителя топлива должна вызывать
остановку подачи газа в соответствующем режиме работы двигателя и
перейти на режим GasSafeCondition.
Системы контроля распределением топлива предназначена для
выявления нарушений безопасного состояния. См рис.1. Все неисправности,
обнаруженные во время работы газообразного топлива и отказов системы
управления, система сама переключит режим работы двигателя с
газообразного топлива на тяжелое. Затем произойдет продувка труб высокого
давления, которая выпустит весь газ из всей системы газоснабжения.
Рис. 1.: Модель работы газообразного топлива.
Система распределения топлива - единая система без ручного
резервного управления.
Тем не менее, следующее оборудование присутствует для того, чтобы
обеспечить постоянство подачи газообразного топлива:
• Сетевое соединение дублировано для того, чтобы свести к минимуму
риск прерывания связи между блоками управления.
• Важные датчики дублированы и один набор этих датчиков подключен
к контроллеру, а другой - к системе безопасности. Следовательно, отказ
датчика, который не обнаруживается, не имеет никакого значения для
безопасной эксплуатации двигателя работающего на газе.
Главная панель управления газом (GMOP). Для системы
управления подачей газа существует дополнительная панель, называемая
Главной панелью управления газом(GMOP). Отсюда все операции могут
быть осуществлены вручную. Например, переключение между различными
режимами работы, где оператор имеет возможность вручную осуществить
продувку труб газовой системы инертным газом. Кроме того, она содержит
все необходимое оборудование для ручного запуска.
Элементы блока управления. Для системы управления
распределителем топлива двух различных типов элементов используются:
Многоцелевые блоки управления (MPCU – MultiPurposeControllerUnits),
также (GCSU – GasCylinderSafetyUnit) Блок безопасности газа в цилиндре,
оба разработанный MAN B & W Diesel A/S.
Многоцелевые блоки управления используется для следующих блоков:
(GECU – GasEngineControlUnit) Блок управления газом в двигателе, (GACU –
GasAuxiliaryControlUnit) Вспомогательный блок управления газом, (GCCU GasCylinderControlUnit) Блок управления газом в цилиндре, и (GSSU –
GasSystemSafetyUnit) Блок безопасности системы газа. В последующем
описании дается функциональное описание для каждого блока.
GECU – GasEngineControlUnit (Блок управления газом в
двигателе), Управление оборудованием. Блок управления газом в
двигателе управляет установкой и вместе с Блоком управления газом в
цилиндре (GCCU - GasCylinderControlUnit) также осуществляет контроль
топлива. Пример: Когда "распределитель двойного топлива‖ запустился
оператором вручную, контроллер установки начнет автоматическую
последовательность запуска, который запускает насос масленого уплотнения.
Когда работает распределитель двух видов топлива, контролируемый (GECU
– GasEngineControlUnit) блоком управления газом в двигателе,
подтверждаются данные, удовлетворяющие требованиям, Контроллер
установкой подает сигнал "Начало работы двигателя на двойном топливе»
для блока управления газом в цилиндре (GCCU - GasCylinderControlUnit).В
сочетании с блоком управления газом в цилиндре (GCCU GasCylinderControlUnit), то (GECU – GasEngineControlUnit) блок управления
газом в двигателе повлияет на впрыск газообразного топлива, если все
условия для работы контроллера двойного топлива выполнены.
Контроллер установки отображает следующие данные:
• Датчики сжатия
• Система подачи газа
• Системы уплотнительного масла
• Вентиляционный фан
• Система инертного газа
• Подключение к сети для других блоков системы по контролю
двойного топлива,
И если в случае сбоя, контроль установки автоматически прервет
запуск режима работы двигателя на газе и вернет установки в режим работы
в GasSafeCondition. GECU - GasEngineControlUnit (блок управления газом в
двигателе) также контролирует подачу топлива, который включает в себя все
средства, необходимые для расчета индекса газообразного топлива и индекс
разжигающего топлива основанные на сигнале от обычного регулятора и
действующем режиме работы двигателя.
Основываясь на этих данных, включая информацию о давлении газа,
контроллер топлива рассчитывает начало и продолжительность времени
впрыска, а затем отправляет сигнал на блок управления газом в цилиндре
(GCCU), который приводит в исполнение форсунку, контролируемую
клапаном ELGI.
Вспомогательный блок управления газом (GACU –
GasAuxiliaryControlUnit), Вспомогательное управление. Вспомогательный
блок управления газом содержит средства, необходимые для управления
следующими вспомогательными системами: вентилятор для вентиляции
двустенных труб, насоса уплотнительного масла, продувка инертным газом и
системой подачи газа.
Вспомогательный блок управления газом (GACU –
GasAuxiliaryControlUnit):
• Старт / стоп насосов, вентиляторов и системы газоснабжения.
• Заданные значения давления уплотнительного масла.
• Установленное давление для системы газоснабжения.
Блок управления газом в цилиндре (GCCU - GasCylinderControlUnit),
управление ELGI.
GCCU контролирует ELGI клапан на основе данных, рассчитанных по
GECU. В свое время перед каждым впрыском блок управления газом
получает информацию от GECU начала времени впрыска топлива для газа, и
время для впускного клапана оставаться открытыми. Если GCCU получит
сигнал готовности от системы безопасности и GCCU не заметит никаких
отклонений, то впрыск газообразного топлива начнѐтся в соответствующем
положении коленчатого вала.
Блок безопасности системы газа (GSSU – GasSystemSafetyUnit),
контроль и мониторинг системы газообразного топлива. Блок
безопасности системы газа осуществляет мониторинг безопасности системы
газообразного топлива и контролирует прекращение подачи газа.
Он контролирует следующее:
• Статус температуры выхлопных газов
• Вентиляцию труб в двустенных трубопроводах
• Давление уплотнительного масла
• Давление газообразного топлива
• Сигнал готовности (GCSU – GasCylinderSafetyUnit) блока
безопасности газа в цилиндре
Если один из вышеуказанных параметров, ссылаясь на
соответствующие заводские параметры обнаружит отклонение любого
параметра от нормальной работы, то блок безопасности системы газа (GSSU)
отменит любой сигнал и прервет подачу газа.
После исправления причины прерывания газа работа на газообразном
топливе может быть перезапущена вручную.
GCSU – GasCylinderSafetyUnit (блок безопасности газа в цилиндре).
Целью блока безопасности газа в цилиндре является мониторинг секций на
PMI онлайн системы, находясь в состоянии для впрыска газообразного
топлива. Контролируются следующие события:
• Падение давления газообразного топлива в аккумуляторе во время
впрыска
• Давление впрыска разжигающего топлива
• Давление в цилиндрах:
- Низкое давление сжатия
- Стук
- Низкое давление расширения
• Давление продувочного воздуха
Если одно из событий выходит за рамки уставок клапан ELGI
закрывается и активируется закрытие подачи газа Блоком безопасности
системы газа (GSSU).
9. АНАЛИЗ ПОВРЕЖДЕНИЯ. ТЕХНИЧЕСКОЕ ОБСЛУЖИВАНИЕ И
РЕМОНТ ФОРСУНОК
Согласно Правилам Технической Эксплуатации форсунки должны
подвергаться профилактическим осмотрам через 500 – 1000 ч работы. Во
время осмотров снятые с двигателя форсунки разбирают, очищают от
нагара, промывают, устраняют неисправности, собирают, проверяют и
регулируют на стенде. Также снятие форсунки и ее замена для осмотра и
устранения неисправности производится при обнаружении признаков ее
плохой работы: повышения температуры выпускных газов и появления
выхлопного газа черного цвета при нормальной величине цикловой
подачитоплива.
После демонтажа форсунки идет ее внешний осмотр. Особое внимание
следует обращать на состояние поверхности распылителя: сухая и темная
поверхность без нагара свидетельствует о правильной работе форсунки, а
наличие нагара – о подтекании топлива после впрыска и возможной
неплотности посадки иглы. Наличие нагарообразных отложений на
поверхности
корпуса
форсунки
или
внутри
его
свидетельствует
о
недостаточной плотности в стыке форсунки с гнездом цилиндровой крышки.
Это может вызвать прорыв газов, что приведет к перегреву распылителя,
зависанию иглы и ее заклиниванию,
а также затруднения в демонтаже
форсунки из-за коксования продуктов сгорания.
Далее необходимо испытать демонтированную форсунку на
специальном стенде, который имеется на борту каждого судна. Этот стенд
оборудован ручным гидравлическим прессом, состоящим из плунжерного
насоса, соединенного с емкостью для топлива, и манометра. Форсунку
укрепляют на стенде и трубкой высокого давления соединяют с насосом.
На
стенде
проверяют
и
регулируют
давление
открытия
иглы,
герметичность форсунки и качество распыливания. Испытание проводится
следующим образом.
Полностью освобождают форсунку от воздуха путем открытия
игольчатого клапана и прокачивания форсунки топливом. Далее закрывают
игольчатый клапан и медленно нажимая на рычаг пресса наблюдают за
стрелкой манометра. Игла форсунки должна подняться при близком к
рабочему давлении. Если это произошло бесшумно и из сопловых отверстий
льется топливо, а после установки иглы на место на сопле повисает капля,
что означает о необходимости притирки иглы форсунки. У исправной
форсунки при достижении рабочего давления игла открывается резко, при
этом издавая характерный звук, и топливо вылетает в виде тумана. После
посадки иглы на место на сопле никакой капли не появляется.
Также проверяют засоренность сопловых отверстий. Обертывают
сопло листом тонкой бумаги и после нажатия на рычаг пресса проверяют
количество отверстий на бумаге, пробитых топливом. В случае засорения
производят прочистку с использованием тонкой проволоки, диаметр которой
на 0,05 мм тоньше отверстия. Необходимо снять распылитель и вынуть иглу,
после чего приступить к прочистке. Проволоку зажимают в специальный
патрон, как это показано на рисунке 9.1.
Рисунок 9.1 – очистка сопловых отверстий распылителя
После прочистки очень важно промыть распылитель дизельным
топливом и продуть воздухом во избежание повторного засорения. Засорение
и износ отверстий приводят к черному дыму в выхлопных газах, вследствие
замедления процесса сгорания из-за потери качества распыла.
Также на прессе проверяют плотность направляющей части иглы. Для
этого в форсунке создают давление меньше рабочего, чтобы игла не
поднялась и оставляют в этом положении. Если за первые 10 с давление не
упало, значит зазор в цилиндрической части распылителя не превышает
допустимого.
Перед сборкой форсунки необходимо отжечь все медные прокладки
при температуре 550 – 600оС. Делается это для придания меди более
равновесного структурного состояния: снятия наклепа, понижения твердости
и повышения пластичности, а также разрушения оксидной пленки.
Отожженная шайба обеспечивает 100% герметизацию соединения при
меньших нагрузках на резьбовое соединение.После отжига ее необходимо
охладить в воде, что придаст эффект некоей закалки металла.
Протекание в направляющей части иглы можно обнаружить по
обильно вытекающему топливу из контрольной трубки форсунки. Данный
дефект в судовых условиях неисправим и возникает вследствие длительной
работы форсунки. Данные пропуски устраняют с помощью притирки иглы.
Минимальная ширина поля притертой иглы должно составлять 0,1-0,2 мм.
К сожалению, из описанных выше дефектов форсунок поддаются
полному исправлению только подтекание форсунки и засорение сопловых
отверстий.
Влияние состояния контактной зоны иглы на распыл топлива
У нового и правильно притертого распылителя, как было упомянуто
ранее, контактная зона между конусом иглы и седла представляет собой
замкнутый узкий поясок шириною 0,1 - 0,2мм, расположенный у основания
конуса, в месте его перехода в цилиндр (рис. 9.2). Из-за различия углов
конусов иглы (тупее) и седла (острее) ниже пояска образуется клиновой зазор,
расширяющийся в сторону вершины и образующий полость А.
Рисунок 9.2 – иллюстрация полости ―А‖
Такое формирование контактной зоны дает ряд преимуществ:
- подрыв иглы происходит при заданном давлении и с большим ускорением
за счет подъемной силы, значительно превосходящим сопротивление
пружины;
- за счет расширяющегося просвета в зоне А уменьшено сопротивление
проходу топлива к отверстиям, в результате чего увеличивается пропускная
способность;
- коническая форма иглы и полости А обеспечивает ―поддавливание‖
топлива, поддержание давления и качество распыла вплоть до полной
отсечки;
- происходит четкая отсечка топлива при посадке иглы в связи с мгновенным
падением давления в полости А;
Таким образом при правильном формировании контактной зоны
обеспечивается своевременный подрыв иглы (начало впрыска), проход
топлива с установленной цикловой подачей за отведенные сотые доли
секунды, качественный распыл топлива на всем протяжении впрыска, четкая
отсечка топлива (конец впрыска) без подтекания и образования капель.
По мере работы форсунки из-за циклических ударов при посадке
иглы в зоне контакта происходит наклеп металла иглы и седла, что ведет к
расширению зоны контакта и увеличению ширины запирающего пояска
B(рис. 9.3). Одновременно происходит просадка иглы (опускание вниз), что
ведет к увеличению ее хода.
Рисунок 9.3 – иллюстрация пояска ―B‖
Увеличенная ширина пояска может сформироваться при недостаточно
правильной притирке, когда притирочная паста в избыточном количестве и
длительно попадает на сам запирающий поясок, создавая его износ и,
соответственно, расширение (вместо 0,1 - 0,2мм он становится шириною 0,30,5мм). С увеличением ширины пояска ухудшаются условия распыла топлива
и его отсечки. Происходит увеличение длинны прямолинейного канала и
уменьшение объема полости А, что увеличивает сопротивление проходу
топлива и снижает его давление у отверстий сопел, уменьшается степень
"поддавливания" топлива перед отсечкой, а сама отсечка растягивается по
времени
из-за
демпфирующего
действия
топлива
в
сужающемся
прямолинейном канале (происходит торможение посадки). В результате
скорость истечения топлива из сопел падает, ухудшается качество распыла и
увеличивается его длительность. Итогом является замедление процесса
горения
топлива
и
перенос
его
на
линию
расширения.
Все
это
сопровождается увеличением температуры уходящих газов и снижением
мощности в данном цилиндре.
Дополнительным признаком увеличения
ширины пояска является снижение тона звука при отсечке топлива.
Более серьезным отклонением от нормального состояния является
смещение запирающего пояска вниз (рис. 5.4).
Рисунок 9.4 – иллюстрация смещения запирающего пояска вниз
Такая
ситуация
может
возникнуть
при
больших
наработках
распылителя с просаженным седлом, когда зона контакта опускается на его
меньший диаметр к низу. Этому в немалой степени способствуют
многократные притирки, попадание пасты при притирке к основанию конуса
(идет его раздача у седла и сужение у иглы), работа распылителя с
увеличенным ходом иглы. При такой форме контакта происходит ряд
существенных изменений в распыле топлива и работе форсунки:
- создание повышения силы ударов иглой при отсечках и ускорения наклепа
и просаживания иглы;
- проход топлива через сужающийся, затем расширяющийся канал встретит
дополнительное сопротивление и еще большее снижение давления на выходе
у сопел;
-из-за образования полости С происходит еще большее торможение посадки
иглы т.к. вытеснение топлива будет происходить и вверх, в сторону высокого
давления;
Тем самым отсечка топлива будет менее четкой, а ―поддавливание‖
топлива в сторону сопел еще более снизится из-за сокращения полости А.
В результате впрыск топлива будет растянутым, происходить при
сниженном давлении, плохом распыле топлива, а в конце, возможно, при
струйном его истечении, что отразится в задержке воспламенения
(опаздывании), длительном горении с возможным его догоранием на
выхлопе. Проявляется это не только в значительном увеличении температуры
газов и падении мощности, но и в существенном ухудшении условий работы
деталей ЦПГ, появлении предпосылок к их преждевременному повреждению.
Дополнительными признаками плохой работы форсунки будут глухая отсечка
топлива, повышение дымности газов. В этом случае необходим ремонт или
замена распылителя.
Подготовка к притирке распылителя
Притирку приходится производить при каждой плановой ревизии
форсунок, а особенно при отказе. Используемые при этом приемы и
продолжительность операций зависят от состояния зоны уплотнения. При
этом форсунку разбирают, детали очищают, промывают чистым дизельным
топливом, а осушают сжатым воздухом. Затем на конус иглы в месте
несколько выше зоны конца седла тонко заточенной спичкой или иголкой
нанести 3-4 капельки притирочной пасты (рис. 9.5). Вставить иглу в корпус
распылителя и легкими вращательными движениями (без ударов и сильных
нажимов) притирать иглу 15-30 секунд. Затем извлечь иглу, удалить
притирочную пасту с конуса иглы и седла. Развести на масле притирочную
пасту и нанести снова 3-4 капельки, но уже ближе к месту предполагаемого
пояска и притирать иглу с легким нажимом 5-10 с. Снова очистить иглу и
седло, приступить к осмотру с более детальным выяснением состояния и
местоположения пояска.
Рисунок 9.5 – зона предварительного нанесения притирочной пасты
Прежде чем приступить к притирке, необходимо соблюсти несколько
основных правил:
- использовать карборундовые пасты зернистостью не ниже 500;
- избегать попадания пасты на цилиндрическую направляющую часть иглы и
отверстия при заводке иглы в корпус и обратно, а также при чистке седла;
Наличие там пасты при притирке приведет к увеличению зазора и
необходимостизабраковать распылитель. При чистке седла соблюдать
указания изготовителя,приведенные в инструкции (использовать деревянные
палочки с плотно обтянутой тканью и т. п.);
- в процессе притирки не производить сильных нажимов и ударов, которые
могут привести к царапанию и повреждению поверхностей абразивными
частицами. Необходимый эффект притирки со снятием долей микрометров
происходит за счет окисления поверхности находящейся в пасте олеиновой
кислотой. Мелкие абразивы легко снимают окисленные слои даже при
легком воздействии без повреждения чистых поверхностей, которые тут
снова окисляются;
- пасту следует наносить всегда ниже формируемого пояска уплотнения,
создавая тем самым повышенный износ нижележащих поверхностей и
раскрытие зазора книзу и продвижение контактной зоны вверх к основанию
конуса. По мере притирки паста поднимается вверх и, распределяясь по
увеличивающейся площади, ее плотность и агрессивность уменьшаются, а
абразивные частицы измельчаются (рис. 5.6). Поэтому чем выше находятся
слои, тем меньше скорость износа, что и обеспечивает сохранение клинового
зазора;
Рисунок 9.6 – распределение притирочной пасты на конусе
- каждый раз наносить пасту малыми дозами, препятствуя тем самым
попаданию свежей (агрессивной) пасты на формируемый поясок и
вышележащие поверхности. Необходимую агрессивность в зоне притирки
обеспечивают частой сменой пасты с удалением отработанной (по 15-30 с.);
- нельзя допускать длительность работы на одной порции пасты до 3-5
минут, как указано в некоторых рекомендациях. За длительное время паста
нагревается и высыхает, вследствие чего теряет агрессивность и только
царапает, а не полирует поверхность. Скорость износа падает, а качество
поверхностей ухудшается. По этой же причине нельзя использовать и старую
подсохшую пасту.
Притирка иглы и седла
После того, как выявили состояния запирающего пояска, возможны
несколько вариантов дальнейшей обработки.
Вариант 1. Уплотняющий поясок занимает правильное положение на
переходе конуса в цилиндрическую часть, но его ширина увеличена и
нижняя кромка четко не просматривается. Задача притирки сводится к
уменьшению ширины пояска у форсунок к МОД до 0,1-0,2 мм с приданием
четкого очертания нижней границы. Для этого притирочную пасту 3-4
точками наносят несколько ниже проявившегося блестящего пояска (рис.9.7).
Далее вставляют иглу в корпус и легкими вращательными движениями (2-3
оборота) равномерно распределяют пасту по обрабатываемым поверхностям.
Далее провести короткую притирку (15-30 сек.) вращательно ударными
движениями. Вытащить иглу и тщательно очистить поверхности.
Рисунок 9.7 – нанесение пасты при доводке пояска
Нанести снова 3-4 точки уже на самую границу пояска и легкими
вращательными движениями (без ударов) провести притирку в течение 5-10
с. Снова извлечь иглу, очистить ее и седло и осмотреть. Если пара не сильно
изношена, то этого бывает достаточно для формирования нужной ширины пояска.
Если нет, то операцию повторяют до получения нужного результата. Пара
промывается, осушается, собирается.
Вариант 2. Уплотняющий поясок несколько смещен вниз от
основания конуса. На первом этапе задача сводится к смещению пояска вверх в
нужную зону, для чего пасту наносят ниже кромки пояска и притирают
интервалами в 15-30 с. производить притирку и замену пасты. Если паста после
притирки равномерно распределена по поверхности, то это указывает на
отсутствие искажения формы конусов, и поясок довольно быстро будет
перемещаться вверх к основанию, а окончательную его доводку проводят по
варианту 1. Если же игла притиралась многократно, то не исключено, что на
конусе под пояском имеется впадина. Такую ситуацию можно отличить по
неравномерному
распределению
пасты
после
притирочных
операций:
выступающий поясок будет светлым, а впадина со скопившейся в ней пастой будет
выглядеть темной полосой (рис. 5.8). Ситуация осложняется и потребует большего
времени или даже проверки формы седла и его исправления.
Рисунок 9.8 – вид впадины на конусе иглы
Выступ на конусе иглы, на котором находится поясок, можно убрать
тонким (мелким) бруском, установив иглу на станок (снять всего 0,01-0,02
мм). После этого притирку повторить.
Вариант 3.
Поясок на игле смещен вниз поэтому его не удастся
исправить притиркой по седлу. Для начала требуется проверка формы седла в
корпусе. Если выяснится нарушение формы седла, то после ее исправления
притирку можно повторить по варианту 2. Проверку исправления формы седла
производят с помощью притира, аналогичного по форме и размерам игле и
отличающегося от нее увеличенным углом конуса (60 градусов 30 минут вместо
60 градусов) и уменьшенным диаметром цилиндрической направляющей
части. Выбор материала притира мотивирован тем, что он должен быть мягче
притираемых поверхностей. Требование к пониженной твердости по отношению к
обрабатываемойповерхности обусловлено тем, что при притирке абразивы
способны внедряться в более мягкую. Такая поверхность царапает более твердую, а
сама защищена от износа и искажения формы. Если причина затрудненной
притирки иглы оказалась в изношенности седла, то после исправления его формы
операцию можно повторить.
Проверка хода иглы
Вследствие износа в процессе работы и также после притирок происходит
просадка иглы и увеличение ее хода. Поэтому после каждой притирки необходимо
производить измерение хода иглы и сравнивать результаты с установленными
нормами, ход иглы должен быть в пределах 1,8-2,0мм. Увеличение хода иглы
влечет за собой прогрессивное увеличение силы ударов по седлу А при отсечках
топлива и значительное сокращение наработки форсунки между ревизиями.
Вдобавок форма иглы и седла пострадают настолько, что их невозможно будет
исправить. Поэтому распылители с ходом иглы более установленного предела
подлежат ремонту, путем притирки распылителя на плите по плоскости его
контакта
с
корпусом
форсунки.
При
этом
должна
быть
обеспечена
перпендикулярность этой плоскости к оси направляющего отверстия. Кроме того
должна соблюдаться плоскостность и отсутствие завала кромок по периферии.
Проверка
гидроплотности
распылителя. По мере увеличения
наработки форсунки происходит увеличение зазора между иглой и направляющим
отверстием распылителя. Это приводит к повышению перетекания топлива через
этот зазор и снижению цикловой подачи топлива. Ориентировочно о степени
износа можно судить по характеру опускания иглы в распылитель под
собственным весом. По ОСТ 31. 5007-76 (Отраслевой стандарт) эту проверку
необходимо производить при следующих условиях: корпус распылителя
ставится под углом 45 градусов к горизонтали, а иглу выдвинуть на 1/3
длины ее направляющей цилиндрической части (рис. 9.9). Промытая и
смоченная дизельным топливом игла должна плавно, без ускорения и без
остановок, полностью опуститься под собственным весом. Ускорение говорит о
больших зазорах, а остановки и рывки о повреждениях контактирующих
поверхностей. Количественную оценку зазора можно получить проведением
испытаний на стенде по скорости падения давления в заданном интервале,
оговоренном изготовителем (например, 250-200 бар).
Рисунок 9.9 – установка распылителя согласно ОСТ 31. 5007-76
При этом так же оговаривается вязкость топлива при испытании.
Взаимосвязь между величиной зазора и временем падения давления показана на
графике (рис. 5.10). Если указанные параметры и время падения давления
оговорены изготовителем, то после установки полностью собранной и
отрегулированной форсунки создают требуемое давление и засекают время его
падения. Сравнивая его с нормативами, получают категорию оценки технического
состояния.
Также гидроплотность можно оценить испытанием на "дробность впрыска",
рекомендуемым ОСТ 31. 5007-76. Его проводят на двух уровнях давления:
при номинальном давлении впрыска и при сниженном давлении до 10 МПа
(100 кгс/см2). Оно выполняется следующим образом. При медленном движении
рычага стендового пресса (насоса) прерывистый, дробный впрыск должен
происходить с интервалами времени между единичными впрысками в пределах
1-2 с. Отсутствие дробности или более длительные интервалы указывают на
нарушение плотности на седле распылителя или в его направляющей.
Остальные виды проверок и испытаний уровня настройки, качества
впрыска, износов сопловых отверстий и т. п. приведены в инструкции по
эксплуатации.
Рисунок 5.10 – влияние зазоров в направляющей на скорость
падения давления.
10. БЕЗОПАСНОСТЬ ЖИЗНЕДЕЯТЕЛЬНОСТИ
10.1 Техника безопасности при техническом обслуживании и
ремонте топливной аппаратуры
Судовые ремонтные работы на судне организовываются в соответствии
с существующими Правилами о ремонте судов и Правилами техники
безопасности на судах.
За соблюдение техники безопасности при ремонтных работах в
машинном отделении главным образом отвечает старший механик.
10.1.1 Обязанности лица, возглавляющего ремонт и техническое
обслуживание:
Ремонтные работы на судах должны быть организованы в соответствии
с действующим положением о ремонте судов и Правилами безопасности при
ремонте судового оборудования.
Перед началом ремонтных работ на судне, лицо, возглавляющее
ремонт (старший механик), обязано:
а) Привести топливный узел, механизмы и рабочее помещение в состояние,
безопасное для проведения работ.
б) Обеспечить соблюдение членами экипажа, занятыми на ремонтных
работах, конкретных правил техники безопасности.
в) Лично проинструктировать лиц, назначенных для выполнения данных
работ, об особенностях и безопасных методах работы.
г) Заполнить судовую компанейскую документацию "Разрешение на работу",
указать всех лиц, участвующих при проведении технического обслуживания
или ремонта оборудования.
Руководитель работ обязан проверить отсутствие в оборудовании
давления и выполнение вышеуказанных пунктов. Должны быть приняты
меры против случайного открытия запорных устройств и вывешены
предупредительные знаки или таблички о проведении ремонтных работ или
работ технического обслуживания непосредственно на конкретном узле и в
ЦПУ. На пусковом устройстве необходимо повесить табличку - надпись,
запрещающую
включение
валоповоротного
устройства.
Кроме
того,
аналогичные таблички должны быть вывешены на пультах управления
двигателем, а также на закрытом клапане пусковой магистрали.
Перед допуском людей к ремонтным работам двигатель должен быть
остановлен, топливное оборудование должно быть отсечено, топливо и
смазывающее масло перекрыто. Так же необходимо перекрыть подвод
воздуха к ДВС и сообщить шестерню валоповоротного устройства с
маховиком.
Место производства ремонтных работ должно быть хорошо освещено и
освобождено от посторонних предметов. При отсутствии стационарного
освещения должно быть обеспечено переносное освещение.
Снятые при ремонте поручни трапов и площадок должны быть
тщательно закреплены и огорожены. По окончании работ ограждения и
поручни должны быть немедленно поставлены на свои места и закреплены.
Запрещается:
а) Снимать выставленные таблички, ограждения без разрешения вахтенного
механика.
б) Класть инструмент и детали на места, откуда возможно их падение.
в) Работать без защитных очков и перчаток на притирке посадочного места
плунжерной пары ТНВД, старой краски корпусов ТНВД, составляющих
компонентов ТНВД, очистке плунжерной пары, форсунок, трубок высокого
давления, а также разборке остальных частей топливной аппаратуры и их
ремонте.
На больших судах детали и корпуса топливной аппаратуры и их
арматура имеет достаточно большую массу, что подразумевает под собой
использование грузоподъемного оборудования машинного отделения для
последующей транспортировки в ремонтную мастерскую.
Все работы по перемещению оборудования, запасных частей,
инструмента, приспособлений и материалов с помощью грузоподъемных
устройств
машинного
отделения
должны
производиться
с
особой
осторожностью во избежание получения травм членами ремонтной бригады.
Каждый
член
ремонтной
бригады,
который
выполняет
работы
непосредственно с грузоподъемными устройствами и рядом с ними должен
работать в каске и обуви, которые соответствуют технике безопасности на
судах.
Уложенные детали на плитах или решетках машинного отделения
должны быть закреплены с целью предотвращения их перемещения в
штормовую погоду.
Правильность установки главных частей топливной аппаратуры
проверяется предварительным подъемом детали на минимальную высоту.
Запрещается подвешивать грузоподъемные средства к трубопроводам и
различным
судовым
конструкциям,
за
исключением
специально
предусмотренных для этого рымов или прочих элементов корпуса судна.
При подъеме и перемещении ремонтируемых деталей запрещается
оставлять их в подвешенном состоянии и производить ремонт. При подъеме
тяжелых узлов с помощью рым-болтов с головкой необходимо, чтобы у рымболтов имелось винтовое кольцо; резьба рым-болтов была в хорошем
состоянии; болт был плотно ввернут на всю длину резьбы до упора.
Отверстие для подъемных винтов следует тщательно очищать.
Машинные тали и краны для подъема тяжелых деталей должны
испытываться не реже одного раза в год, а также каждый раз после ремонта
со сменой основных деталей (цепи, червячные звездочки и пр.). На талях,
тельферах и кранах необходимо наносить маркировку о грузоподъемности и
сроках испытаний.
10.1.2
Меры
предосторожности
при
ремонте
топливной
аппаратуры:
Перед ремонтом топливной
аппаратуры необходимо
выполнить
следующие пункты, касаемо подготовки двигателя к ремонту:
 Двигатель должен быть остановлен.
 Пусковой механизм должен быть заблокирован.
 Клапан пускового воздуха должен быть перекрыт.
 Шестерня валоповоротного устройства должна быть сообщена с
маховиком.
 Клапан подачи топлива должен быть перекрыт.
 Клапан подачи смазывающего масла должен быть перекрыт.
Хранение частей топливной аппаратуры должно производиться в
отдельных емкостях. Все части топливной аппаратуры должны быть
тщательно очищены и насухо протерты ветошью, после упакованы в
полиэтилен или плотную бумагу.
10.2 Водяная противопожарная система
Водяная противопожарная система является важнейшей системой
общесудового спасательного назначения, обеспечивающей целостность
судна, сохранность грузов и охрану жизни членов экипажа. Морской Регистр
предъявляет
к
водяной
противопожарной
системе
ряд
требований.
Суммарная производительность пожарных насосов должна быть не менее:
Q = k*m^2 ,
где k=0,0080,016 ;
m=1,68*L*(B+H)+25 = 1,68*239*(40+26,8)+25 = 212
Q = 0,008*212^2 = 361 м^3/с
Основным огнетушащим средством, которое применяется на всех без
исключения судах, является вода. Это самое эффективное и самое дешевое
средство тушения пожаров. Благодаря малой вязкости вода проникает через
неплотности конструкций, охлаждает их, ограничивает распространение
пожара и тушит очаги горения. Вода лучше всех перечисленных средств
охлаждает
поверхности
горящих
веществ
и
судовых
конструкций.
Объясняется это ее высокой удельной теплоемкостью и тем, что на
испарение воды затрачивается большое количество тепла — высокая теплота
парообразования (2265,5 кДж на испарение1 кг воды при температуре 100°).
Чтобы увеличить количество воды, превращающейся при тушении в пар, к
очагу пожара ее подают в распыленном виде. При испарении 1 кг воды
образуется 1700 л пара, что способствует сокращению содержания кислорода
в воздухе (эффект разбавления) и в результате — прекращению процесса
горения.
Однако воде присущи и некоторые серьезные недостатки, которые
ограничивают ее применение. К таким недостаткам следует отнести прежде
всего проводимость электрического тока. Это обстоятельство не позволяет
применять
воду
для
тушения
пожаров
в
помещениях
с
электрооборудованием, так как возникает опасность коротких замыканий и
поражения человека электротоком.
Вода в некоторых случаях может послужить источником образования
водорода (например, в реакциях с натрием, калием, кальцием и т.п.) который
в соединении с кислородом образует взрывоопасную смесь, а также может
вызвать повышение температуры до 800° С (при взаимодействии с
негашеной известью) или даже воспламенение выделяющегося в реакции
воды с карбидом кальция ацетилена.
Несмотря на легкое проникновение воды через неплотности, трещины
и т.п., она обладает плохой смачивающей способностью.
И,
наконец,
так
как
удельный
вес
воды
больше,
чем
у
нефтепродуктов, она неэффективна при их тушении. Более того, в этих
случаях вода способствует распространению пожаров, разнося горящие
частицы нефтепродуктов при растекании.
Водяной пар применяется для тушения газообразных, жидких и
твердых веществ на небольших площадях в закрытых помещениях. Пар
разбавляет воздух, окружающий очаг пожара, и снижает температуру
горючих газов и паров. Препятствуя доступу кислорода к очагу пожара,
водяной пар тем самым способствует прекращению горения.
На
проектируемом
центробежных
пожарных
судне
установлены
насоса.
Эти
два
электрических
насосы
обеспечивают
производительность и минимальное давление 0,3 МПа в любом пожарном
рожке, независимо от его местоположения. Водяная противопожарная
система оборудуется пожарными рукавами длиной 1520 метров на
открытых палубах и не менее 10 метров во внутренних помещениях.
Рукава размещаются возле рожков в сборе со стволом на вьюшках или
в корзинах в состоянии, удобном для приведения их в действие. Диаметры
рукавов, присоединительной арматуры и пожарных стволов должны
соответствовать расходу воды через их сечение. Рукава хранятся в
проветриваемых водозащищенных шкафах с надписями: «ПР». Для тушения
пожара в жилых, служебных помещениях ручные пожарные стволы должны
иметь спрыск диаметром 12 мм. Диаметр спрыска ручных стволов в МО и на
открытых палубах устанавливается из условия обеспечения наибольшего
расхода воды через две струи от насоса наименьшей производительности при
давлении, регламентированном Регистром. Во внутренних помещениях
рекомендуется применять комбинированные ручные пожарные стволы.
Каждый пожарный насос оборудуется отдельным приводом. Пожарные
насосы и системы не должны использоваться для осушения отсеков, в
которых хранились нефтепродукты или остатки других горючих жидкостей.
Пожарный насос может использоваться для других целей, если другой насос
находится в постоянной готовности к немедленным действиям по тушению
пожара.
Все пожарные насосы и их кингстоны должны располагаться ниже
ватерлинии
судна
одновременно
с
в
порожнем
водяной
состоянии.
системой
Если
обслуживают
пожарные
насосы
другие
системы
пожаротушения, то их производительность должна быть увеличена. При этом
также необходимо учитывать давление в системах. Скорость воды в трубах
водяной противопожарной системы не должна превышать 4 м/с, а давление в
трубопроводах должно быть не менее 1 МПа.
Для предотвращения замораживания трубопроводы, проложенные на
открытых палубах, снабжаются запорной арматурой для отключения от
систем, проходящих в отапливаемых помещениях. Насосы снабжаются
клапанами для отключения приѐмного и напорного трубопроводов.
Пожарные рожки в коридорах устанавливаются на расстоянии не более
20 м, а на палубах на расстоянии не более 40 м. В небольших помещениях
рожки устанавливаются у входов. В МКО должно быть не менее двух рожков
с каждого борта, не считая рожков, установленных непосредственно у
насосов. Так же рожок устанавливается в носовой части туннеля гребного
вала. Все рожки окрашиваются в красный цвет.
На приѐмных трубопроводах насосов устанавливаются грязевые
коробки.
10.3 Охрана окружающей среды
Активное
транспортной
использование
магистрали,
Мирового
эксплуатация
океана
его
как
пищевых,
важнейшей
сырьевых
и
энергетических ресурсов, освоение континентального шельфа, загрязнение
внешних и внутренних водоѐмов, имеющих сток в мировой океан, создали
реальную угрозу нарушения его экологического баланса.
Охрана морской среды от загрязнения предусматривает комплекс
мероприятий, направленных на исключение появления новых причин и
источников загрязнения, а также постепенное сведение к минимуму и, там,
где возможно, полную ликвидацию уже имеющихся.
Большая роль в охране морской среды отводится ООН. Ещѐ с 1934 года
велась работа по борьбе с загрязнением, но только в 1950 году ООН проявила
инициативу в создании Межправительственной Морской Консультативной
организации (с 1983 г. ИМО) в которой теперь состоит более 110 государств.
В результате усилий ООН в 1954 году в Лондоне была проведена
Международная
конференция
по
борьбе
с
выбросами
нефти
и
нефтесодержащих отходов. Это первый закон, который человечество
направило для охраны морской среды. Он был зарегистрирован ООН и
вступил в силу с 26 июня 1958 года. Поправки, вводившиеся в закон в
последующие 1962 и 1969 годы, усиливали положение закона (ОЙЛПОЛ 54)
и распространяли действие конвенции на весь Мировой океан и на танкеры
валовой вместимостью до 150 регистровых тонн; были определены новые
условия сброса нефти с судов, расширены запретные зоны, введены
конструктивные ограничения к размерам и расположению грузовых танков и
т.д.
В 70-е годы опыт применения конвенций выявил их слабые места, тем
самым, создав предпосылки для пересмотра и дополнения действующих
соглашений. На 4-ой Ассамблее ООН в 1973 году в Лондоне была принята
Международная конвенция по предотвращению загрязнения с судов
МАРПОЛ-73, которая включала в себя и новые положения. А в 1978 году
конвенция была дополнена протоколом от 1978 года и представлена как
единый документ, получивший официальное название МАРПОЛ 73/78.
Конвенция включает в себя 20 статей от 1973 года и 9 статей от 1978 года, 2
протокола и 6 приложений. Приложения определяют правила сброса нефти,
предотвращение загрязнения вредными жидкими веществами, вредными
веществами в упаковке, сточными водами и мусором.
10.3.1 Обработка нефтепродуктов
В процессе эксплуатации судна, на стоянке или на ходу, возникает
необходимость уничтожения отходов, очистки и сброса нефтесодержащих и
льяльных вод.
Степень загрязнѐнности и количество льяльных вод определяются
типом судна, его водоизмещением, конструктивными особенностями, типом
СЭУ и режимом еѐ нагрузки, состоянием и качеством обслуживания
механизмов и трубопроводов.
Количество льяльных вод газовоза водоизмещением 48857 тонн
составляет за сутки около 25 м^3. Содержание нефтепродуктов в льяльных
водах в среднем составляет 2000 мг/л. Вместимость цистерны для сбора
нефтесодержащих вод определяется по формуле:
V = k * нсв *  ,
где:
k = 1.25 - коэффициент, учитывающий
заполнение цистерн не более чем на 80% ,
нсв - среднесуточное накопление НСВ в сутки,
 - максимальное время, в течение которого судно может
находиться в районах, где запрещѐн сброс НСВ, сутки.
Для газовоза водоизмещением 48857 тонн среднесуточное накопление
НСВ в среднем 11 м^3/сутки.
При этом пропускная способность
сепаратора должна быть около 3 м^3/час, а минимальная ѐмкость должна
составлять 4,5 м^3. Для обработки нефтесодержащих вод судно снабжаем
сепаратором типа AlfaLaval производительностью 4 м^3/ч и массой 2000 кг в
сухом и 3630 кг в рабочем состоянии.
Сепаратор центробежный и полностью удовлетворяет требованиям
МАРПОЛ 73/78. Независимо от концентрации нефти на входе обеспечивает
концентрацию нефти на выходе не более 15 ppm. Сепаратор применяется с
механическими фильтрами и доочистными фильтрующими приставками.
10.3.2 Обработка отходов
Судовые отходы, являющиеся одним из источников загрязнения
морской среды можно разделить на две группы: сточные воды и мусор.
Вместимость сборной для хранения и последующей обработки на
борту судна зависит от количества людей и нормы стоков. Санитарными
правилами устанавливаются минимальные нормы СВ на одного человека в
сутки для грузовых судов - 150 литров. Производительность установки по
обработке судовых СВ:
Q = Z*q,
где Z - количество людей;
q - суточный расход СВ на одного человека.
При экипаже в 30 человек производительность должна быть не менее
4500 л/сут.
Следуя
рекомендациям,
выбираем
японскую,
компактную
и
существенно отличающуюся по показателям от установок других типов.
Потребляемая мощность установки 1,5 кВт, производительность – 9000 л/сут.
10.3.3 Устройство для сжигания мусора
Для сбора и хранения мусора на судне требуются соответствующие
площади и объѐмы. В судовых условиях для термического обезвреживания
мусора используют судовые печи или инсенераторы.
Количество судового мусора на одного человека определяется типом
судна, его измерениями и общей численностью людей. По данным ИМО,
среднесуточная норма бытового мусора составляет 2,5 кг на одного человека
для грузовых судов.
Для наиболее полного решения проблемы по предотвращению
загрязнения
морской
среды
мусором,
необходимо
использовать
комбинированные печи, обезвреживающие все виды как сухого мусора, так и
жидких отходов.
Серийно выпускаемый инсинератор Atlas 600, который является
комбинированным и может сжигать 100 кг/ч твердых остатков и нефти. Для
выбранного судна она подходит как нельзя лучше.
Еѐ параметры:
*
производительность по отходам: твердым - 100 кг/ч
жидким нефтесодержащим – 66
литров/ч
*
расход дизельного топлива 17 л/ч
*
потребляемая мощность 18 кВт
*
сухая масса 5143 кг.
Также инсинератор данного типа позволяет сжигать пластик, т.к.
максимальная температура в топке 1050 С, для этого необходимо убедиться в
соблюдении следующих условий:
- судно находится за пределами особого района и на ходу
- отдельно от другого мусора
- при благоприятном направлении ветра для того, чтобы токсичные
уходящие газы не попали в жилую зону судна
- вдали от акваторий порта, зон отдыха.
Зола, образовавшаяся в результате сжигания мусора, представляет
собой обеззараженный мусор, не считая отходов от пластмасс, которые могут
содержать остатки токсичных веществ и тяжелых металлов. Несмотря на этот
факт в настоящее время запрещено выбрасывать золу за борт и необходимо
сохранять на борту судна и сдавать на береговые сооружения.
Судовые инсинераторы размещаются в отдельных помещениях или в
МКО. В первом случае помещение должно быть с принудительной
вентиляцией и удовлетворять мерам противопожарной безопасности. В МКО
печь должна быть отделена экраном.
11. ТЕХНИКО - ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ
Применяемый на судне-прототипе ГД способен работать как на
дизельном топливе, так и на газе. При этом все необходимые параметры для
устойчивой работы двигателя находятся в допустимых пределах.
Среднесуточный расход дизельного топлива и газа примерно равен и
составляет:
𝑄сут =
𝑔𝑒 ∙𝑁𝑒
3600
∙ 24 =
0,167∙19070
3600
∙ 24 = 21231
кг
сут
= 21,2
т
сут
На текущий момент стоимость судового дизельного топлива в Европе
составляет 550 американских долларов за тонну, а стоимость метана – 270
американских долларов за тонну.
Исходя из выше проделанных расчетов, подсчитаем расход на разных
видах топлива в денежных единицах:
Дизельное топливо 𝑅д.т. = 21,2 ∙ 550 = 11677,5 американских долларов
в сутки.
Газ(метан)𝑅газ = 21,2 ∙ 270 = 5724 американских долларов в сутки.
Из расчетов можно сделать вывод, что среднесуточная стоимость
использования газа на 49% меньше, чем дизельного топлива.
В соответствии с "Техническим кодексом по контролю за выбросами
окислов азота из судовых дизельных двигателей" иПриложением VI Правилами предотвращения загрязнения воздушной среды с
судовконвенции МАРПОЛ для судов, постройки после 2010 года удельный
выброс окислов азота должен составлять менее 14 г/кВт.ч. Удельный выброс
окислов азота при работе на дизельном топливе, исходя из расчетов,
составляет 13,6 г/кВт.ч, а при работе на газе - 9,089 г/кВт.ч, что значительно
меньше.
Исходя из вышеупомянутых данных, можно сделать вывод, что
суточный расход газа экономически эффективнее на 49% суточного расхода
дизельного топлива. Кроме того, выбросы окислов азота значительно
меньше при работе на газе, что свидетельствует о значительном
уменьшении вреда окружающей среде выхлопными газами. Данный
двигатель при работе на газе имеет ―запас‖ в возможности использования в
случае ужесточения Приложения VI – Правил предотвращения загрязнения
воздушной среды с судовконвенции МАРПОЛ.
Список используемой литературы
1.
вахты
2.
Международная Конвенция о подготовке моряков и несении
1978 с поправками (ПДМНВ-78). С-Пб, ЦНИИМФ, 2010.
Международная Конвенция по охране человеческой жизни на
море 1974 СОЛАС (текст, измененный протоколом 1988 года к ней, с
поправками). С-Пб, ЦНИИМФ, 2010.
3.
Международная конвенция по предотвращению загрязнения моря
с судов МАРПОЛ 73/78 книга 1 и 2. С-Пб, ЦНИИМФ, 2012
4.
Регистр России. Правила классификации и постройки морских
судов. С-Пб, Морской регистр, 2012.
5.
Руководство по техническому надзору за судами в эксплуатации
и Приложения к нему Т1 и Т2. С-Пб РМРС 2000 (с поправками 2001).
6.
Кацман Ф.М., Милькин Г.Т., Дитятев С.Г. Методические
указания: «Расчет сопротивления воды движению судна и буксировочной
мощности». С-Пб., ГМА, 1999.
7.
Кацман Ф.М., Милькин Г.Т., Дитятев С.Г. Методические
указания к выполнению курсовых и дипломных работ: «Расчѐт элементов
гребных винтов, скорости хода и потребной мощности силовой установки
судна. Л., ЛВИМУ, 1989.
8.
Кацман Ф.М., Милькин Г.Т., Дитятев С.Г. Атлас расчѐтных
диаграмм Пампеля (учебное пособие)., Л., ЛВИМУ, 1988.
9.
Пунда А.С, Веселков Н.А, Пальтов С.А. Расчет рабочих
процессов судовых дизелей (учебное пособие) С-Пб., Издательство ГМА,
2011.
10.
Правила технической эксплуатации судовых дизелей. Москва,
РЕКЛАМИНФОРМБЮРО ММФ, 1974.
11.
Возницкий И.В., Пунда А.С., Судовые двигатели внутреннего
сгорания том II. Москва Моркнига 2010.
12.
Вешкельский С.А., Черняк И.В. Справочник моториста теплохода
1987.
13.
Блинов И.С. Справочник технолога механосборочного цеха
судоремонтного завода. Москва, Транспорт 1979.
14.
Возницкий И.В., Пунда А.С. Судовые двигатели внутреннего
сгорания том I. С-Пб Моркнига 2010.
15.
Возницкий И.В., Пунда А.С. Судовые двигатели внутреннего
сгорания том II. С-Пб Моркнига 2010.
16.
Камкин С.В., Шмелев А.В. Дизельные силовые установки.
Комплектация
вспомогательными
механизмами
и
оборудованием,
утилизация тепла и определение КПД. М., "МОТРЕХИНФОРМРЕКЛАМА",
1984.
17.
Правила техники безопасности на судах морского флота РД
31.81.10-91. "МОРТЕХИНФОРМРЕКЛАМА", 1991.
18.
19.
Костылев И.И., Петухов В.А. Судовые системы. С-Пб ГМА 2010.
Instructions
for
S70ME-GI
type
engines
components
maintenance. Edition 8C. MAN B&W Diesel A/S, Copenhagen, Denmark.
and
Приложения