Судовые установки - курсовая работа

1. Расчёт ходкости судна и выбор гребного винта

1.1 Главные элементы судна

Тип судна - контейнеровоз типа LO-RO

Длина по ГВЛ, м L=145,6 м

Ширина, м В=23 м

Осадка, м Т=8,5 м

Коэффициент общей полноты d= 0,65

Коэффициент полноты мидельшпангоута b=0,98

Коэффициент продольной полноты j = d/b = 0,66

Дедвейт, тDw = 13500

Мощность, кВт Ne ном = 8320

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

Число гребных винтов 1

1.2 Постоянные величины расчёта

Коэффициент кинематической вязкости n= 1,61*10^(-6) м^2/с

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

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

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

Величина L/B = 6,33

Величина B/T = 2,7

Величина Ö(g*L) = 37,793

1.3 Расчёт смоченной поверхности корпуса контейнеровоза

Для транспортных судов смоченную поверхность голого корпуса рекомендуется

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

Wгк = L*T*[2+1,37*(d-0,274)*B/T]

Wгк =145,6*8,5*[2+1,37*(0,65-0,274)*23/8,5]= 4200 м^2

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

Wвч = 0,03*So = 0,03*4200 = 126 м^2

Суммарная смоченная поверхность:

W = Wгк + Wвч = 4200+126 = 4326 м^2

Значение выражения:

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

где r=1025 кг/м^3 - плотность воды.

1.4 Расчёт сопротивления и буксировочной мощности

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

R= (z*r*V^2)/ W ,

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

zтп - коэффициент трения эквивалентной пластины;

zш - надбавка на шероховатость судовой поверхности;

zо - коэффициент остаточного сопротивления судна;

zа - коэффициент сопротивления выступающих частей;

zвозд - коэффициент воздушного сопротивления.

Расчёт выполняем в табличной форме в соответствии с указаниями [1].

Таблица 1.1.

Расчёт буксировочной мощности

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

Рис.1.1.

1.5 Расчёт оптимальных элементов гребного винта

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

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

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

Vs ор = 17,5 уз

Для грубой оценки коэффициента попутного потока wт используем формулу Тейлора [2]:

wт = 0,5*d - 0,05 = 0,5*0,65 - 0,05 = 0,275

Скорость обтекания гребного винта:

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

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

В соответствии с рекомендациями, для одновинтовых судов имеем:

Дпред=0,75*Т=0,75*8,5=6,3 м

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

1.5.2 Определение коэффициентов взаимодействия гребного винта с корпусом судна

Коэффициент попутного потока находим по формуле Холтропа [2]:

wт = В*W*Сv/(D*T)*[0,066/T+1,22*Cv/(D*(1-j))] +

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

где Сv = 1,05*(zтп+zш) = 1,05*(1,6+0,3)*10^(-3) = 1,995*10^(-3)

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

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

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

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

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

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

Полученное значение wт проверяем по формуле Э. Э. Папмеля [2]:

wт = 0,165*d*Ö[V^(1/3)/D] - Dwт,

где V - водоизмещение судна: V=L*B*T*d = 145,6*23*8,5*0,65 = 18502 м^2;

Dwт - поправка на влияние числа Фруда:

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

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

Окончательно принимаем: wт = 0,254.

Коэффициент засасывания определяем по формуле Холтропа [2]:

t = 0,002*L/(B*(1-j)) + 1,059*B/L - 0,142*D^2/(B*T) - 0,005

t = 0,002*145,6/(23*(1-0,66))+1,059*23/145,6-0,142*5,2^2/(23*8,5)-0,005 = 0,180

полученное значение проверяем в соответствии с рекомендациями [2]:

t/wт = 0,180/0,254 = 0,7

Окончательно принимаем t = 0,180.

Коэффициент неравномерности поля скоростей в диске гребного винта принимаем:

i = i1 = i2 = 1

Коэффициент влияния корпуса судна определяем по формуле:

hк = (1-t)/(1-wт)*i = (1-0,180)/(1-0,254) = 1,1

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

В соответствии с указаниями для одновинтовых судов имеем:

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

Для определения дискового отношения Q используем диаграмму на рис. 4. [2].

Q = 0,6

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

sр = 9,64*hк*R/(r*(1-wт)*Vs^2*D^2)

sр = 9,64*1,01*740000/(1025*(1-0,254)*18^2*5,2^2 = 1,08

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

Расчётная диаграмма: В4-55.

1.5.4 Учёт механических потерь в линии валопровода

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

hпер = 1 ; hвал = 0,99.

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

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

Для расчёта принимаем nрасч = nном ; Nе расч = Nе ном /1,05^3

Таблица 1.2.

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

По результатам выполненного расчёта строим графики (Ne; D; H/D; J) = f(Vs) и находим значения указанных элементов гребного винта и скорость судна для заданной номинальной мощности (Рис.1.2.¸1.4.):

* Vs = 16,8 узлов

* D = 5,57 м

* H/D = 0,9

* J = 0,582

Рис.1.2.

Рис.1.3.

Рис. 1.4.

1.6. Проверка гребного винта на кавитацию

Проверку гребного винта на кавитацию проводим по формуле [2]:

Qрасч = (1,5+0,35*z)*R/((Pа+r*g*ho-Pv)*D^2) + 0,2*Zp ,

где Ра - атмосферное давление воздуха, Ра=101300 Н/м^2;

ho - заглубление оси гребного винта,

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

Pv - давление насыщенных паров, Pv=1226 Н/м^2 при t=10°C ;

Zp = 1 - число гребных винтов.

Qрасч = (1,5+0,35*4)*600000/((101300+1025*9,81*6,472-1226)*5,57^2 + 0,2 = 0,54

Qрасч < Q, т.е. дисковое отношение гребного винта обеспечивает отсутствие кавитации.

Окончательные конструктивные элементы гребного винта.

При выборе материала гребного винта учитывались следующие обстоятельства:

· «ядовитость» металла, обеспечиваемая легирующей добавкой меди;

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

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

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

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

1.7. Расчёт паспортных характеристик и построение паспортных диаграмм

Номинальная частота вращения n=118 мин^(-1)

Номинальная мощность двигателя Nе ном= 8320 кВт

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

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

Расчёт паспортных характеристик проводим для следующих значений:

n= 90; 100; 114; 118; 125 мин^(-1)

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

Таблица 1.3.

Расчёт паспортных характеристик

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

Пользуясь диаграммой находим:

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

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

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

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

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

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

2. Выбор главного двигателя и обоснование его параметров

2.1 Требования, предъявляемые к судовым дизелям

Специфические условия эксплуатации судовых дизелей, а именно:

· длительность безостановочной работы с переменной нагрузкой;

· необходимость работы на задний ход;

· необходимость гарантированного быстрого пуска и реверса при низкой температуре окружающего воздуха

определяют следующие требования, предъявляемые к судовым дизелям:

1) Оптимизация всех основных режимов.

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

3) Максимальный срок службы без замены основных деталей.

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

5) Простота конструкции.

6) Автоматизация управления и контроля.

7) Низкий уровень шумности.

8) Низкая стоимость.

9) Малые габариты и масса.

10)Минимальный расход пускового воздуха при безотказном пуске в холодном состоянии.

11)Устойчивая работа на минимальной частоте вращения (0,25¸0,30 от nном).

12)Удобство осмотра, разборки и сборки.

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

· Мощность двухтактных дизелей при равных условиях выше мощности четырёхтактных в 1,5¸1,8 раза.

· Меньшая степень неравномерности крутящего момента.

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

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

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

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

· Уменьшение трения в цилиндре приводит к повышению механического КПД двигателя.

На современных контейнеровозах часто устанавливаются двигатели MAN типа KSZ, в частности KSZ 70/120. Это двухтактные малооборотные крейцкопфные двигатели с контурной схемой продувки. В них применяется изобарная система наддува с предвключением электровоздуходувок. Опыт эксплуатации этих дизелей показал, что в машинном отделении уровень шума превышает 120¸130 Дб что не соответствует требованиям санитарных норм. Эти двигатели имеют повышенный расход масла и топлива, а также являются трудоёмкими в техническом обслуживании. Ограниченность габаритов машинного отделения затрудняет проведение ремонтных и профилактических работ, хотя верхнее пространство МО остаётся свободным от элементов конструкции энергетической установки.

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

2.2 Краткое описание конструкции главного двигателя

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

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

Nе ном = [Nкат * nном^3]/nкат^3 = 4560*118/95= 8739 кВт,

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

nкат - обороты двигателя по каталогу;

nном - номинальные обороты двигателя из расчёта ходкости судна.

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

Двигатель типа S-MC-C отличается следующими качествами:

* низкое потребление топлива, широкий диапазон выбора скорости;

* малый расход смазывающих масел;

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

* высокие технические показатели при низкой стоимости технического обслуживания;

* низкий уровень шума;

* широкое распространение сервисных организаций по всему миру.

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

Конструкция принятого главного двигателя отличается следующими конструктивными и техническими данными:

* увеличена высота и уменьшена длина;

* сокращено расстояние между цилиндрами;

* длинноходовое соотношение S/D=4,0;

* короткая корма, вмещающая цепные приводы и упорные подшипники;

* картер удерживается двойными болтами;

* совершенные материалы подшипников;

* облегчённый поршень;

* верхнее уплотнительное кольцо типа «Контроль давления»;

* топливный насос типа «ЗОНТ»;

* оптимальная цилиндровая втулка;

* клапаны, регулируемые по давлению;

* токсичность выброса газов соответствует нормам IMO;

* единый уровень смазки цилиндров;

* универсальная система смазки;

* лёгкая очистка элементов, охлаждающих воздушные тракты;

* доступность крепёжных болтов;

* уменьшено количество клиньев;

* топливная аппаратура двигателя высокого качества;

* лёгкая разборка узлов и механизмов.

2.3 Особенности конструкции двигателя

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

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

Из-за большой величины соотношения S/D=4,0 высота блока существенно меньше высоты рабочего цилиндра. Втулки цилиндров имеют индивидуальные рубашки и на высоком охлаждаемом посадочном бурте выступают на 1/3¸1/2 длины над верхним срезом блока.

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

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

Особенностью конструкции двигателя типа S-MC-C является наличие возможности регулирования угла опережения подачи топлива в диапазоне нагрузки 85¸100% от Nе ном., что позволяет сохранять высокий КПД двигателя при удовлетворительных значениях тепловой и механической напряжённости элементов ЦПГ.

3. Выбор вспомогательных механизмов СЭУ

3.1 Выбор утилизационного котла

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

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

Для выбора котла производим расчёт:

Gг = ge*Ne*a*j*Lo /3600 ,

где Gг - расход газов через котёл;

Ne- эффективная мощность главного двигателя, кВт;

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

j - коэффициент продувки (принимаем j=1,4);

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

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

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

Из формулы КПД имеем:

hк = [Dп*(iн-iпв)]/[Gг*Ср*(tвх.г-tу.г)],

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

Dп - паропроизводительность котла;

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

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

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

tвх.г »260°С);

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

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

Следовательно:

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

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

· паропроизводительность Dп = 800 кг/ч;

· рабочее давление пара в сепараторе 0,5 МПа;

· площадь поверхности нагрева Нп = 95 м^2;

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

3.2 Комплектация вспомогательных механизмови систем для силовой установки

3.2.1 Топливная система

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

gт = 0,95¸0,98 г/см^3 Nе=7830 кВт gе=159 г/(кВт*ч)

Дальность плавания L = 8000 миль

а) Запас топлива

Gт = к*(Gх + Gст),

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

Gх - расход топлива на ходу, т;

Gст - расход топлива на стоянке, т;

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

tх = L/Vs = 8000/19 = 421 ч

Gх = 1,15*421*0,159*7830 = 603 т

Gст = К3*Gx ,

где К3 = 0,2

Gст = 0,2*603 = 121 т

окончательно:

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

Gтт = 0,85*796 = 677 т

Gдт = 0,15*796 = 119 т

б) Объём топливных цистерн:

Тяжёлое топливо

Vтт =b*Gтт/gтт ,

где b = 1,04¸1,05 - коэффициент загромождённости цистерн набором корпуса;

Vтт = 1,05*677/0,97 = 733 м^3.

Дизельное топливо

Vдт =b*Gдт/gдт = 1,05*119/0,88 = 142 м^3 ;

Объём отстойной цистерны (вне двойного дна):

Vотс= 24*b*1,15*ge*Ne*10^(-3)/gтт=24*1,05*0,159*7830*10^(-3)/0,97 = 32,3 м^3

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

Vрасх=12*b*1,15*ge*Ne*10^(-3)/gтт=12*1,05*0,159*7830*10^(-3)/0,97=16,2 м^3

Объём расходной цистерны для дизельного топлива:

Vрасх = 0,66*0,15*Vрасх тт = 0,66*0,15*16,2 = 1,6 м^3

в) Топливоперекачивающие насосы:

Производительность перекачивающего насоса тяжёлого топлива

Qтт = Vmax / t ,

где Vmax - объём наибольшей цистерны основного запаса топлива;

t = 3ч4 часа - время работы насоса

Qтт = 180/4 = 45 м^3/ч

Принимаются к установке два насоса (один из них резервный, обеспечивающий перекачку дизельного топлива) марки ONV-35/10 производительностью 40 м^3/ч, мощность электропривода N=12,5 кВт

г) Топливоподкачивающие насосы определяем исходя из формулы потребной мощности:

Gпт = к*ge*Ne*gтт*10^(-3),

где к=1,2ч1,3 - коэффициент запаса производительности насоса

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

К установке принимаются насосы марки 2ВВ 1,6/4,5 в количестве двух штук, производительностью Q=2,5 м^3/ч , мощность электропривода Nэдв = 1,5 кВт.

д) Сепараторы тяжёлого топлива

Производительность сепараторов:

Qсеп = к*24*ge*Ne*10^(-3)/gтт ,

где к=0,3 - коэффициент рабочего времени сепараторов

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

К установке принимаются два сепаратора марки МАРХ-309 , производительностью 8,5 м^3/ч каждый и мощностью электродвигателя Nэд = 10 кВт.

Для сепарации дизельного топлива устанавливается сепаратор СЦ-1,5 производительностью Q = 1,5 м^3/ч и мощностью электродвигателя Nэд = 4 кВт.

3.2.2 Масляная система

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

Удельный расход масла:

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

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

Необходимое количество смазочного масла определяем по формуле:

G = g*Ne*L/Vs*10^(-6) т;

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

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

Из расчётов следует, что объём цистерн основного запаса масла:

· для цилиндрового Vц = кц*b*Gц/gм ,

где b=1,05 ; Gц=5,3 т ; кц = 5¸8.

Vц = 1,05*5*5,3/0,94 = 30 м^3

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

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

Qтр = 632,3*Nе*aтр*(1-hм)/hм ,

где aтр= 0,4¸0,5 - коэффициент, учитывающий долю тепла от трения, воспринимаемую маслом.

Qтр = 632,3*7830*0,4*(1-0,9)/0,9 = 22*10^4 кДж/ч = 0,6*10^5 Вт

Количество тепла, отводимое охлаждающим маслом:

Qохл = aохл*ge*Ne*Qнр ,

где aохл = 0,04¸0,06 , принимаем aохл = 0,05

Qохл =0,05*0,159*7830*42000 = 261 * 10^4 кДж/ч = 0,725*10^6 Вт

Часовые расходы масла:

G1 = Qтр/(Сm*Dt1) ,

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

Dt1= 8¸12°С - повышение температуры масла в тихоходном двигателе

G1 =22*10^4/(1,92*10) = 11,5*10^3 кг/ч

Gохл = Qохл/(Cm*Dt2) ,

где Dt2 = 10°С

Gохл =261*10^4 / (1,92*10) = 135,9*10^3 кг/ч

Пропускная способность фильтра тонкой очистки, включённого в систему параллельно:

G¢ф = (0,1¸0,15)*G1= 0,1*11,5*10^3= 1,2*10^3 кг/ч

Производительность циркуляционного масляного насоса:

G= к*(G1+Gохл+Gф) ,

где к=1,2¸1,5 - коэффициент запаса производительности насоса.

G=1,3*(11,5+135,9+1,2)*10^3 = 148,6*10^3 кг/ч

В установке применяются два вертикальных трехвинтовых насоса (основной и резервный) марки ЭМН 250/4,5 , производительностью 250 м^3/ч, мощность электродвигателя Nэдв = 49,0 кВт

Поверхность охлаждения маслоохладителя [22]:

F= [Qтр +Qохл]/[Км*Dtср] , м^2

где Км - коэффициент теплопередачи от масла к воде,

Км=500 Вт/(м^2*К);

Dtср = 15°С - средняя разность температур

F = (0,6*10^5+0,725*10^6)/[500*15 ] = 105 м^2

В установке применяем два маслоохладителя с поверхностью охлаждения

F=150 м^2.

3.2.3 Система охлаждающей воды

Для расчётов принимаем следующие параметры:

· температура забортной воды tзв = 20°С ;

· температура забортной воды на выходе из охладителя 30¸35°С (температурный перепад в охладителе 10¸15°С);

· давление в системе забортной воды 0,2 МПа;

· температура пресной воды на выходе из двигателя 80°С;

· температурный перепад воды в двигателе 8¸12°С;

· давление в системе пресной воды 0,25¸0,3 МПа;

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

Количество тепла, отводимое пресной водой от цилиндров:

Qц=gц*gе*Nе*Qнр= 0,2*0,159*7830*4,2*10^4=10458*10^3 кДж/ч = 2,9*10^6 Вт

Подача насоса пресной воды:

G1 = k*Qц/(Dt1*C1),

где Dt1 =10°С

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

к = 1,15¸1,20 - коэффициент запаса производительности, учитывающий износ насоса.

G1 = 1,2*10458*10^3/(10*4,187) = 299,7 *10^3 кг/ч

К установке принимаем три однотипных вертикальных центробежных насоса марки НЦВ 310/20 производительностью 310 м^3/ч и мощностью электродвигателя 30 кВт.

Поверхность охлаждения главного водяного охладителя :

F = Qц/[Кв*Dtср ], м^2

где Кв= 1136 Вт/(м^2*К) - коэффициент теплопередачи в охладителе от пресной воды к забортной

F= 2,9*10^6/(1136*10) = 170 м^2

Для установки принимаем два водоохладителя с поверхностью охлаждения 200 м^2 каждый.

3.2.4 Система пускового воздуха

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

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

V1= 1000*g1*(D^2*p/4)*S*Z, л

гдеg1 = 4¸6 л/л - расход в литрах свободного пускового воздуха на один литр объёма рабочих цилиндров двигателя;

D = 0,6 м - диаметр цилиндра;

S = 2,4 м - ход поршня;

z = 4 - число цилиндров .

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

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

Vб = V1*n1*Pa*к*10^(-3)/(Р1-Р2),

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

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

Принимаем к использованию два баллона пускового воздуха ёмкостью V=7,0 м^3 каждый.

Производительность главного компрессора пускового воздуха определяется по формуле:

G=Vб*(Р1-Р2)/(Ра*t), м^3/ч

где Ра - атмосферное давление;

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

G= 14*(2,5-0,9)/(0,1*1) = 224 м^3/ч

К установке принимаем два главных компрессора с производительностью G=250 м^3/ч с мощностью электродвигателя 55 кВт и также компрессор хозяйственных нужд 20К-I-76/1 производительностью G=30 м^3/ч.

Для пуска вспомогательных дизельгенераторов устанавливаются два воздушных баллона ёмкостью по 2,5 м^3.

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

3.3 Расчёт судовой электростанции и вспомогательное оборудование

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

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

· меньший вес электрооборудования;

· более низкая построечная стоимость;

· простота обслуживания;

· высокая надёжность электрооборудования, вследствие отсутствия коллекторно-щёточного аппарата;

· более лучшая приспособленность к автоматизации.

Исходя из вышесказанного, принимаем для проектируемого судна переменный ток.

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

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

3.3.1 Водопожарная система

Суммарная подача пожарных насосов:

Q=к*m^2, м^3/ч ,

где m = 1,68*Ö[L*(B+H)]+25;

к = 0,008

Q=0,008*{1,68*Ö[145,6*(23+8,5)]+25}^2 = 154 м^3/ч

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

Q = 160 м^3/ч ; Н = 10 МПа ; Nэдв = 42 кВт.

3.3.2 Якорное устройство

Характеристика якорного снабжения судна

Nс = D^(2/3)+2*B*h+0,1*A ,

где D - весовое водоизмещение судна;

В - ширина судна;

h - высота борта от ГВЛ до верхней палубы;

А - площадь парусности. Принимаем А=1000 м^2

Nс= 13500^(2/3)+2*23*8+0,1*1000 = 992

Калибр якорных цепей :

a=S*t*ÖNc ,

где S=1 для судов неограниченного района плавания;

t = 1,75 - для обычных цепей.

a=1,75*Ö992=55

Вес якоря

Q = к*Nc ,

где к=3

Q = 3*992 = 2976 кг

Принимаем Q = 3000 кг

Суммарная длина якорных цепей:

l = 87*Z*Nc^(1/4)=87*3*992^(1/4)=1400 м

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

3.3.3 Ходовой режим

Максимальная интегральная мощность в ходовом режиме [23]:

Рmax ход = `Рход + 3*Sход,

где `Рход - средняя мощность электростанции в ходовом режиме;

Sход - отклонение мощности в ходовом режиме от среднего значения.

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

`Рход = 170*ÖN-145 кВт,

где: N=7,8 МВт - мощность ГД

`Рход = 170*Ö7,8 - 145 = 330 кВт

Отклонение мощности в ходовом режиме от среднего значения:

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

Рmax ход = 330 + 3*25 = 405 кВт

Добавочная мощность электростанции при эксплуатации судна в тропической зоне:

DР01 = 110*lgD - 55 кВт,

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

DР01 = 110*lg13,5 - 55 = 70 кВт

Окончательно, полная требуемая мощность электростанции в ходовом режиме:

Рmax ход + DР01 = 405+70 = 475 кВт

3.3.4 Маневренный режим

Мощность электростанции на маневрах:

Рм=Рх+0,8*(Рбр+Рк)+Рп,

где Рбр -мощность брашпиля, 30 кВт;

Рк -мощность компрессора, 55 кВт

Рп - мощность подруливающего устройства:

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

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

3.3.5 Стояночный режим

Максимальная интегральная мощность в режиме стоянки:

Р max ст = `Рст + 3*Sст кВт

Средня мощность в режиме стоянки:

`Рст = 81*D^(0,16) = 81*13,5^0,16 = 123 кВт

Отклонения мощности от среднего значения в режиме стоянки:

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

Р max ст = 123+3*16 = 171 кВт

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

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

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

4. Автоматизация судовой энергетической установки

4.1 Общие требования к автоматизации судовойэнергетической установки

Объём автоматизации новых судов должен обеспечивать обслуживание энергетической установки одним вахтенным на ходовых режимах и безвахтенное обслуживание на стоянке и, как минимум, обеспечить соответствие требованиям Национального Регистра уровня автоматизации А2. Для обеспечения такой системы на судне должно быть предусмотрено[20]:

· дистанционное автоматическое управление главным двигателем;

· автоматическое и дистанционное управление насосами, обслуживающими главный двигатель;

· автоматическое и дистанционное управление компрессорами;

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

· автоматическое управление подготовленного к работе вспомогательного и утилизационного котла;

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

· автоматическое регулирование температуры в системах подогрева топлива и воды;

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

· автоматическая система регулирования вязкости топлива;

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

· автоматизированная система станции водоподготовки (для систем пневмоавтоматики);

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

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

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

· указатели работы вспомогательных механизмов;

· детектор масляного тумана в картере главного двигателя;

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

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

· сигнализация о наличии вахтенного в МО.

4.2 Общий уровень автоматизации судовой энергетической установки

Проектируемая судовая энергетическая имеет следующие автоматизированные системы:

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

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

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

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

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

· имеется система автоматического запуска насосов, обслуживающих ГД;

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

4.3 Система автоматического регулирования температуры охлаждающей воды главного двигателя

4.3.1 Автоматическое регулирование температуры воды, охлаждающей цилиндры двигателя

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

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

Таблица 4.1.

Температура охлаждающей воды

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

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

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

Таблица 4.2.

Переходная функция системы

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

Коl = DQ/DNe=[(60-50)]/[(8,7-0,5)*10^3]= 10/(8,2*10^3) (°С/кВт)

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

Коl =10/(8,2*10^3) *Ne ном/Qо ном = 0,18 ,

где Ne ном = 8700 кВт;

Qо ном = 60°С.

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

КоR определяем как отношение ординаты асимптоты к возмущению:

КоR = Dh?/Qном * DР/DРвх ,

где Dh? = 10°С - ордината асимптоты ;

DРвх = 9 кПа - возмущение поданное на сервомотор;

Qном = 60°С - базовое значение температуры;

DР =70 кПа - базовое значение пневматического сигнала.

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

Z=60 с ; То = 186 с ; Ко=КоR = 1,3.

Расчёт оптимальных настроечных параметров производим по формулам [12]:

КR opt * Ko = A*(Z/To)^(-B);

Tи opt / To = C*(Z/To)^D,

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

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

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

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

с большой степенью точности можно считать что:

КR opt = 4 ; Tи opt = 137 с

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

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

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

е^(-Z*S) » (1-0,5*Z*S)/(1+0,5*Z*S)

Отсюда передаточная функция разомкнутой системы :

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

подставляя численные значения получаем:

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

Передаточная функция замкнутой системы:

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

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

4928*Ти*S^3+Ти*(246-49,5*КR)*S^2+[Ти+2,25*КR*(Ти-22)]*S+2,25*KR=0

Расчёт координат точек в диаграмме Вышнеградского сведён в таблицу.

Таблица 4.3.

Расчёт координат точек САР по диаграмме Вышнеградского

Уход и обслуживание

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

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

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

4.3.2 Работа САР температуры, обеспечивающая работу СЭУ

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

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

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

С точки зрения сохранения температуры поверхностей охлаждения в допустимых пределах, обеспечения минимальных потерь теплоты с охлаждающей водой, уменьшения тепловых напряжений в охлаждаемых деталях двигателя, интенсивности кавитационной эрозии и электрохимической коррозии, а также предотвращения изнашивания деталей цилиндропоршневой группы при применении высокосернистого топлива оптимальным считается режим температур 70¸90°С для замкнутых систем охлаждения.

Говоря о системах охлаждения двигателей как объектах автоматического управления, сам двигатель рассматривают как теплообменное устройство. Для обеспечения стабильной средней температуры охлаждающей воды по высоте цилиндра рекомендуется поддерживать в заданных пределах температуру воды на выходе из двигателя.

Систему охлаждения современного автоматизированного судна выполняют по двухконтурной замкнутой схеме с отдельными циркуляционными насосами в каждом контуре и общей расширительной цистерной. Но до сих пор применяются на мощных тихоходных судовых дизелях одноконтурные схемы охлаждения для цилиндров, поршней и форсунок.

При перепуске регулирующий орган распределяет выходящий из двигателя поток горячей воды частично на водоводяной охладитель (теплообменник, охлаждаемый забортной водой) при замкнутых системах охлаждения, или на слив при разомкнутых системах охлаждения, а частично на перепуск обратно к двигателю. Температура воды, входящей в двигатель, будет определяться соотношением потоков, идущих через охладитель и перепуск. Количество воды, прокачиваемой через двигатель не изменяется.

Процесс отвода тепла осуществляется последовательно через два теплообменных устройства: от газов через стенку цилиндровой втулки к пресной воде (первый теплообменник) и от пресной воды через теплообменник (холодильник) - к забортной воде. Забортная вода прокачивается через холодильник насосом забортной воды. Температурное состояние стенки цилиндра определяется температурой воды на выходе из двигателя Q2 , поэтому эта температура принимается в качестве регулируемого параметра.

Сторону подвода объекта регулирования представляет тепловой поток, поступающий от рабочего тела (газа) через цилиндровую втулку к воде, циркулирующей в зарубашечном пространстве. Количество тепла, передаваемого воде в единицу времени через стенку цилиндровой втулки, можно выразить так:

qподв = qдв = Kдв * Fдв * DQср , [14],

где Kдв - коэффициент теплопередачи от газов к воде;

Fдв - площадь теплообмена цилиндров двигателя;

DQср - средний температурный напор.

В соответствии с теорией теплопередачи[16] средний температурный напор DQср может определяться как средняя логарифмическая либо как средняя арифметическая разность при различных комбинациях суммирования граничных температур, включая и регулируемый параметр - температуру охлаждающей воды на выходе.

С целью предварительной оценки физической сущности свойств объекта будем полагать, что коэффициент теплопередачи Кдв является постоянной величиной, имеющей определённое значение для каждой нагрузки двигателя, а средний температурный напор упрощённо представим так:

DQср = Qг - Q2 , [14],

гдеQг - температура газов;

Q2 - температура воды на выходе из двигателя.

Сторона отвода объекта оценивается количеством тепла, которое воспринимается охлаждающей водой и выражается уравнением [14]:

qотв = c*G*(Q2-Q1) ,

где с - удельная теплоёмкость воды;

G - расход охлаждающей воды через зарубашечное пространство;

Q1 - температура охлаждающей воды на входе в зарубашечное пространство;

Q2 - температура воды на выходе из двигателя.

Если предположить, что температура охлаждающей воды на входе Q1 постоянна и постоянно количество циркулирующей воды G, то получим одну характеристику отвода, описываемую линейным уравнением [14]:

qотв = m * t^2 - d ,

где m = c * G ;

d = c * G * Q1.

Характеристика отвода

рис. 4.2.

Точки пересечения её с характеристиками подвода соответствуют установившимся режимам системы охлаждения. Чтобы обеспечить процесс регулирования с поддержанием постоянного значения регулируемого параметра Qр = Q2 , устанавливают на стороне отвода регулирующий орган, который воздействуя на условия отвода тепла позволяет иметь не одну характеристику отвода, а семейство характеристик. При этом возможны два принципа изменения условий отвода тепла. Один из них заключается в изменении температуры воды на входе Q1, другой - в изменении количества прокачиваемой воды G. В первом случае, при Q1¢ > Q1 , характеристика отвода смещается эквидистантно, во втором случае (G¢ < G) - изменяется угол её наклона g на g ¢, т.е. характеристика поворачивается. Изменение положения характеристик отвода показано на рисунке 4.1. штриховыми линиями.

Взаимное расположение статических характеристик подвода и отвода наглядно показывает, что система охлаждения как объект регулирования температуры охлаждающей воды обладает свойством положительного самовыравнивания.

Из двух возможных принципов изменения отвода тепла, принцип, основанный на изменении количества прокачиваемой через зарубашечное пространство двигателя охлаждающей воды, в судовых условиях самостоятельно не применяется. Это объясняется тем, что при малых количествах, а следовательно при малых скоростях воды возможно нарушение циркуляции и появление местных перегревов стенок с образованием паровых мешков.

Принцип изменения условий отвода тепла путём изменения температуры воды на входе в двигатель Q1 может быть реализован следующими конструктивными способами:

* перепуском во внутреннем контуре;

* дросселированием;

* обводом;

* перепуском в контуре забортной воды.

Способ перепуска во внутреннем контуре в замкнутой системе позволяет изменять температуру воды на входе в двигатель Q1 при постоянном её количестве G. Это достигается путём смешивания холодной воды поступающей из холодильника и горячей воды, поступающей из двигателя непосредственно перед входом её в двигатель.

Регулирующий орган распределяет поток воды выходящей из двигателя таким образом, что поддерживается необходимая температура для заданного режима работы двигателя. Во всех способах регулирования при замкнутой системе перепад температуры пресной воды в холодильнике пропорционален перепаду забортной воды в нём:

Qпр1-Qпр2 = (Gх/G)*(Qх2-Qх1), [14]

Отношение расходов воды в контурах Gх/G при способе перепуска имеет постоянное значение. Анализируя полученные зависимости для перепадов температуры пресной воды на двигателе и на холодильнике можно заметить, что перепады этих температур равны между собой: Qпр1-Qпр2 = Q2-Q1 , причём равны также и температура Qпр1 = Q2 = Qр и Qпр2 = Q1. По этим перепадам температур можно судить о тепловой нагрузке двигателя, так как на установившихся режимах при G=const , она пропорциональна количеству отводимого тепла.

Следует отметить, что при эксплуатации САР температуры охлаждающей воды судовых дизелей необходимо учитывать изменение технического состояния водяной рубашки и ЦПГ дизеля, а также теплообменного оборудования (загрязнение, обрастание холодильников). С этой точки зрения выгодно использовать САР температуры с двумя датчиками регулятора «Плайгер», однако такое исполнение автоматики ведёт к увеличению стоимости её изготовления и эксплуатации. В дипломном проекте принят вариант САР температуры охлаждающей воды с установкой датчика регулятора «Плайгер» на выходе воды из дизеля, что позволяет учитывать изменение технического состояния дизеля при надлежащей чистоте теплообменного оборудования СЭУ.

4.3.3 Статические свойства объектов при регулировании способом перепуска

Под объектом регулирования понимается система охлаждения, включающая в себя двигатель как теплообменное устройство. На рисунке 4.2. показаны координаты воздействий на объект и регулирующий орган.

Схема объекта

Входная координата в объект со стороны отвода Хотв представляет собой координату регуляторного воздействия. Она равна выходной координате РО Yро. В качестве координаты Хотв (или Yро) выступает расход охлаждающей воды или соотношение её расходов по потокам. Эти расходы определяются расходными характеристиками РО.

Сторону подвода объекта представляет координата Хпод, которая характеризует нагрузку двигателя. В качестве координаты подвода принимается температура газов tг .

За выходную координату объекта принимается температура охлаждающей воды на выходе из двигателя (регулируемый параметр Y), так как она характеризует тепловое состояние стенки Y=t2. Свойства стороны подвода объекта можно определить уравнением [14]:

qпод = qдв = Kдв*Fдв*DQдв ,

где DQдв - средний температурный напор, который может быть определён как разность между температурой газов и средним арифметическим входной и выходной температур охлаждающей воды [14]:

DQдв = Qг - (Q2+Q1)/2

тогда уравнение подвода примет вид [14]:

qпод = Kдв*Fдв*(Qг-(Q2+Q1)/2)

Коэффициент теплопередачи Кдв при постоянном количестве воды G, прокачиваемой через двигатель (что характерно для всех способов регулирования, имеющих практическое значение), зависит главным образом от типа двигателя и состояния поверхностей теплообмена (степени загрязнённости). Поэтому для нашего двигателя, состояния его поверхностей теплообмена и установленного количества циркулирующей воды во внутреннем контуре коэффициент теплопередачи Кдв может быть принят постоянным. Но в условиях эксплуатации из-за загрязнения поверхностей, изменения характеристик циркуляционного насоса или увеличения сопротивления трубопровода вследствие прикрытия клапана или при его засорении коэффициент теплопередачи изменяется.

4.3.4 Статические свойства и характеристики регулирующих органов

В системах терморегулирования дизельных установок находят применение трёхходовые регулирующие органы клапанного и золотникового типов. Конструктивная схема золотникового регулирующего органа выполнена так, что торцевые поверхности золотника служат запирающими поверхностями. Слив на холодильник закрыт при нижнем положении золотника. Существенным недостатком регулирующих органов золотникового типа является то обстоятельство, что между золотником и втулкой в процессе эксплуатации попадают частицы накипи и других твёрдых включений, вызывающие заедание и заклинивание, что приводит к скачкообразному движению золотника и нарушению процесса автоматического регулирования. При золотниковом РО трудно получить в начальный момент малое открытие. В средней части хода РО теряет способность управлять потоками, если общий ход золотника достаточно велик. Чтобы обеспечить желаемое пропорциональное и плавное изменение регуляторного воздействия и исключить появление пассивного хода в средней части, применяют клапанно-золотниковый регулирующий орган [13]. Такая конструкция характеризуется наличием запорной поверхности, одновременно с профильными окнами в золотнике. Общий ход золотника при этом ограничивается до 15¸40 мм.

Качество работы любой системы автоматического регулирования в значительной мере зависит от свойств и статических характеристик РО. У РО терморегуляторов рассматривают статические характеристики геометрических, гидравлических и расходных видов.

Геометрическая характеристика представляет собой зависимость площади проходного сечения клапана от от входной координаты РО - Хро в качестве которой выступает перемещение штока клапана hкл: Fкл = f(hкл).

Гидравлическая характеристика РО описывает зависимость гидравлических сопротивлений по потокам охлаждающей жидкости в функции перемещения клапана [14]:

xро.хол/xро.пер = f(hкл),

гдеxро.хол - коэффициент гидравлического сопротивления РО на клапане слива в холодильник ;

xро.пер - коэффициент гидравлического сопротивления РО на клапане перепуска.

Расходная характеристика представляет собой зависимость выходной координаты РО - Yро от входной - перемещения клапана hкл [14]:

Yро = Gсл/G = f(hкл),

В эксплуатационных системах охлаждения нередки случаи , когда расходные характеристики РО существенно нелинейны. Существует «пассивная зона» в которой перемещение клапана не вызывает изменения регуляторного воздействия, что приводит к неустойчивому состоянию системы регулирования в этой зоне и к нарушению плавности статической характеристики системы, на которой также появляется участок пассивной зоны, увеличивающий общую неравномернрсть регулирования. Две существующие схемы включения регулирующих органов смешения и разделения потоков, с точки зрения гидравлических сопротивлений принципиально различаются только направлением движения жидкости.

4.3.4 Конструктивная схема терморегулятора «Плайгер»

Наиболее распространённой является модель регулятора с клапанно-золотниковым РО и автономным позиционером типа SMS. Регулирующий орган регулятора выполнен в виде золотника. РО включён в систему охлаждения по принципу «подмеса», как смеситель потоков. Чем выше расположен золотник, тем большее количество воды проходит из охладителя и тем меньше от насоса горячей воды. Золотник перемещается пневматически сервомотором с мембраной , усилие на которой уравновешивается пружиной , а движение передаётся к золотнику штоком. На штоке укреплён рычаг ЖОС . При перемещении штока рычаг ЖОС поворачивается и изменяет натяг пружины ЖОС и заслонки. Сила деформации пружины и заслонки уравновешивается командным давлением воздуха из сопла второго каскада усиления. Командное давление подводится через дроссель регулировки коэффициента усиления после редукционного клапана и фильтра очистки воздуха. Давление за дросселем поддерживается строго постоянным, равным 1,1 бар. При различных степенях открытия сопла первого каскада усиления командное давление может принимать значения в диапазоне от 0,2 до 1,0 бар. Открытие сопла определяется температурой, замеренной датчиком (дилатометрическим чувствительным элементом). При установившемся значении регулируемой температуры открытие сопла остаётся постоянным; ему соответствует определённое давление командного воздуха, действующего на заслонку позиционера . Это давление уравновешивается давлением пружины ЖОС. От величины сжатия пружины зависит давление в камере А усилителя третьего каскада где золотник стравливает через отверстие в атмосферу воздух питания (1,5 бар) , подводимый к позиционеру. Каждому положению дросселя позиционера соответствует определённое давление рабочего воздуха Р раб и, следовательно, положение золотника.

Датчик температуры и блок управления , расположенные в закрытом корпусе устанавливают давление командного воздуха следующим образом: трубка датчика , материал которой обладает большим коэффициентом линейного расширения, при нагревании удлиняется и перемещает вниз стержень со скобой,жестко соединённый с ней в нижней части. Вместе со скобой перемещается регулировочный винт, который упирается в заслонку и поворачивает её вокруг опоры, преодолевая сопротивление пластинчатой пружины. Зазор между соплом и заслонкой увеличивается, и большее количество воздуха будет стравливаться в атмосферу, что приведёт к понижению командного давления. Меньшее командное давление воздуха, поступающего к позиционеру, вызовет уменьшение давления рабочего воздуха Рраб. Сервомотор переместит золотник вверх, доля потока из охладителя увеличится. Одновременно с перемещением золотника вверх происходит поворот рычага ЖОС с одновременным сжатием пружины. После установления равновесного состояния заслонки , с одной стороны пружиной , с другой стороны давлением командного воздуха из сопла, через золотник усилителя третьего каскада будет подаваться рабочий воздух с определённым значением давления, соответствующего значению установившегося рабочего состояния.

Если регулируемая температура понижается, то действие регулятора протекает в противоположном направлении: давление командного воздуха увеличивается, увеличивается и рабочее давление Рраб, регулирующий золотник перемещается вниз, поток через холодильник уменьшается.

4.3.5 Настройка регулятора

Настройка регулятора на тот или иной номинал регулирования осуществляется поворотом винта , в головке которого предусмотрено отверстие для специального регулировочного ключа. Длиной части винта , выступающей из скобы, определяется температура начала стравливания золотника из положения, когда поток на холодильник закрыт, а температура низкая. Чем больше ввёрнут винт , тем выше температура начала стравливания РО и тем выше номинал настройки регулятора. Контроль за установкой температуры осуществляется через специальное отверстие в корпусе (глазок).

Для настройки зоны пропорциональности (неравномерности) служит винт настройки ЖОС и винт корректировки ЖОС. С помощью винта можно изменить длину рычага ЖОС , а следовательно ширину зоны пропорциональности. Для увеличения зоны неравномерности длину рычага ЖОС увеличивают. Этот орган настройки обычно используют только при начальной настройке терморегулятора.

Третьим элементом настройки , который также используется только при начальной наладке работы регулятора, является редукционный клапан. Чем меньше его открытие, тем медленнее реагирует регулятор на одно и тоже скачкообразное изменение температуры и , следовательно, тем больше его инерционность. Степень открытия редукционных клапанов влияет на величину командного давления воздуха на установившихся режимах. Чем меньше этот клапан открыт, тем ниже будет Рком при том же значении температуры. Меньшему значению Рком будет соответствовать большее открытие регулирующего органа (золотника) для потока из холодильников. По рекомендации фирмы-изготовителя редукционные клапаны должны быть открыты на 0,25¸0,5 оборота.

Четвёртым элементом настройки служит дроссель регулировки быстродействия, который служит для изменения времени открытия мембранного сервомотора.

Аварийное управление осуществляется при помощи ручного привода штока сервомотора (маховика). При переходе на ручное управление перекрывается подвод сжатого воздуха к регулятору.

Основные технические данные регуляторов температуры австрийской фирмы «Плайгер»:

· диапазон установки уровня поддержания температуры - любой, какой требуется в системах терморегулирования дизельных установок, начиная с 10°С;

· неравномерность, устанавливаемая воздушным дросселем перед блоком управления - 2¸6°С ;

· неравномерность, обеспечиваемая настройкой жёсткой обратной связи - 2¸8°С;

· расход воздуха на регулятор - 200¸500 л/ч

4.3.6 Система автоматического регулирования температуры охлаждающей воды цилиндров главного двигателя с измерителем «Плайгер» на входе и выходе из двигателя

При применении схемы САР температуры воды, охлаждающей цилиндры ГД, с измерителем на выходе из двигателя, учитывается только техническое состояние ЦПГ двигателя, а техническое состояние теплообменника, охлаждаемого забортной водой, не учитывается. С целью устранения этого недостатка возможно использование измерителя «Плайгер» на входе и выходе воды из двигателя с общей исполнительно-усилительной частью. В этом случае внешние воздействия , под влиянием которых изменяется картина колебания температуры в САР оцениваются двумя факторами:

1. Изменение нагрузки ГД. В этом случае температура охлаждающей воды изменяется быстрее на выходе из двигателя.

2. Изменение условий работы охладителя. В этом случае быстрее изменится температура охлаждающей воды на входе в ГД.

Второй фактор может быть нейтрализован двумя путями:

a) установкой САР стабилизации температуры забортной воды, поступающей от насоса (суда типа «Норильск»), которые включают в себя не только охладители но и подогреватели, и поэтому они сложны и дороги и используются лишь в особых условиях;

b) установкой двух измерителей (на входе и выходе ГД) с общей исполнительной частью.

Преимуществом такой САР является минимальная инертность регулирующего воздействия на компенсацию обоих вышеупомянутых внутренних воздействий.

Следует отметить, что в варианте САР с двумя измерителями объектом регулирования являются как двигатель, так и охладитель, и как отмечалось выше, стоимость эксплуатации значительно повышается.

4.4 Состав и структура регулятора вязкости

Объектом регулирования является участок топливной магистрали с паровым топливоподогревателем 45, пар к которому подводится через клапан 43.

В качестве ЧЭ применена капиллярная трубка 4 , через которую топливо из магистрали прокачивается шестерённым насосом 2 постоянной подачи.Насос и капилляр смонтированы в угловом патрубке 1, установленном на трубопроводе, идущем к двигателю.

Сигнал с ЧЭ поступает на вход дифференциального сильфонного датчика 6. При установившемся режиме шток сильфона неподвижен и через соединительный валик, рычаг 8, пластинчатую пружину 9 удерживает на ролике 10 заслонку 5 относительно сопла с зазором a1. Так как датчик может быть установлен на значительном расстоянии от пульта управления 18, то в него введён двухкаскадный усилитель мощности 14. Сжатый воздух от стабилизатора 17 под давлением 1,4*10^5 Па подаётся к двухседельному клапану 16 и дросселю 15 делителя давления. Давление Р1 на кольцевой торец нижних сильфонов уравновешивается силой жёсткости всех сильфонов, и двухседельный клапан 16 удерживается в закрытом положении, что соответствует определённому значению выходного давления Р2 в камере А. Это же давление действует на мембрану ЖОС 13, сила которой уравновешивается действием пружины на её жёсткий центр, удерживая через талрепный шток 12 поперечину 11 и опорный ролик 10 заслонку 5 в положении, пропорциональном приращению давления DРк.

Сигнал Р2, пропорциональный вязкости топлива, поступает в полость сильфонного датчика 21 изодромного ПИ-преобразователя, смонтированного в пульте 18. Сжатый воздух подаётся к пульту под давлением Рп от тогоже стабилизатора 17, поступая к дросселю делителя давления 20, задатчику дистанционного управления 41, и усилителю мощности 42.

Давление Р2 на торце сильфона 21 уравновешивается силой от его жёсткости. Торец сильфона системой тяг и рычагов связан с приводом оси стрелки 22 указателя истинной вязкости топлива и с рычагом 28. Рычаг через палец 29, пружину с петлёй 30 и ось 31 удерживает угловую заслонку 32 относительно сопла 34 в определённом положении. Зазор a2 и открытие дросселя 20 определяют давление Р3 в магистрали перед соплом и под мембраной датчика усилителя 42. Выходной сигнал усилителя в виде давления Р4 поступает в поллость мембранного исполнительного механизма 44 и к сильфонному блоку 25 изодромной обратной связи.

Схема функциональной структуры регулятора показана на рисунке 4.3.

Схема функциональной структуры регулятора

Рис. 4.4.

4.4.1 Настроечные органы регулятора и настройка в эксплуатации

Динамическую настройку САР выполняют изменением степени действия ИОС (пропорциональной составляющей). Установку пропорциональности производят по шкале диска 40, разворачиваемого вокруг оси О, при помощи вращения винта, входящего в зацепление с диском через фрикционную передачу. С удалением оси О рычага 38 от оси рычага 37 действие ИОС возрастает, т.к. при том же перемещении штока сильфона блока происходит большее осевое перемещение тяги, разворот рычага и воздействие на заслонку. Время изодрома регулируют изменением проходного сечения дросселя. Статическую настройку САР на нужное значение вязкости выполняют изменением установки задания регулятора вращением маховика. От него через фрикционное соединение разворачивается угловой рычаг с соплом относительно оси О. При этом изменяется предварительный зазор между соплом и заслонкой и разворачивается стрелка указателя задания. При установившемся режиме стрелки должны быть совмещены. Ширина зоны пропорциональности может быть от 2 до 200 % , время интегрирования от 0,03 до 5 минут, уставка регулятора от 0 до 200 с Red.[12].

Определение оптимальных значений настроечных параметров этого регулятора вязкости топлива может быть выполнена несколькими способами. Переходная функция рассматриваемой разомкнутой системы при небольших (до 10%) возмущениях по регулирующему воздействию - расходу пара на подогреватель, имеет вид кривой асимптоты и параметры настройки регулятора могут быть определены по локальным элементам этой кривой.

При использовании метода незатухающих колебаний в силу инерционности колебательные процессы можно регистрировать визуальным наблюдением с интервалом 20¸30 секунд.

4.4.2 Расчёт системы регулирования вязкости топлива

С целью количественной и качественной оценки показателей САР вязкости выполним расчёт динамических характеристик.

4.4.2.1 Уравнение динамики и передаточные функции объекта регулирования

На рисунке 4.4. представлена схема парового подогревателя как двухёмкостного объекта регулирования температуры.

Топливоподогреватель как объект регулирования

Рис. 4.4.

mр = Dm/mmax ; jм = DJм/Jм max ; jт = DJт/Jт max = Dh/h

Первое выражено через относительное открытие парового клапана. Jм max и Jт max принятые максимальные (базовые)значения температур металла и топлива. Кm и Кт - коэффициенты усиления подогревателя соответственно по температуре металла трубок и расходу топлива (внешней нагрузке).

Кm = [Rм*mmax / ((Rп+Rм)* Jм max)] * ¶Jп/¶mр

Кт = Rп*Jт max/((Rп+Rм)*Jм max)

Км = 1+Ст*mто*Rм ; Кl = Ст*Jто*Rм

См, mм, Ст, mт - удельная теплоёмкость и масса соответственно металла трубок и топлива в трубках.

Rп и Rм - сопротивление теплопередачи от пара к металлу и от металла к топливу.

mр - открытие парорегулирующего клапана.

Согласно источника [12], уравнение динамики подогревателя топлива выглядит следующим образом:

Тт*Тм*j²т(t)+(Тт+Тм)*j¢т(t)+(1-Км*Кт)*jт(t) = Км*Кm*mр(t)-Кl*lт-Кl*Тм*lт.

Для получения передаточной функции объекта регулирования по регулирующему воздействию запишем это уравнение при возмущающем воздействии lт=0 :

Тт*Тм*j²т(t)+(Тт+Тм)*j¢т(t)+(1-Км*Кт)*jт(t) = Км*Кm*mр(t).

При замене относительных изменений соответствующими изображениями равенство сохраняется в области комплексного переменного:

Тт*Тм*Fт(s)*S^2 + (Тт+Тм)*Fм(s)*S + (1-Км*Кт)*Fт(s) = Кm*Км*mр(s).

Тогда передаточная функция по регулирующему воздействию:

WoR(s) = Fт(s)/ Mp(s) = Км*Кm /(Тт*Тм*S^2+(Тт+Тм)*S+(1-Км*Кт))

Для получения передаточной функции объекта регулирования по внешнему возмущению записываем уравнение динамики подогревателя топлива при регулирующем воздействии mр=0.

Тт*Тм*j²т(f)+(Тт+Тм)*j¢т(f)+(1-Км*Кт)*jт(f) = - Кl*lт - Кl*Тм*lт.

Заменяем относительные изменения изображениями:

Тт*Тм*Fт(s)*S^2 + (Тт+Тм)*Fт(s)*S + (1-Км*Кт)*Fт(s) = -Кl*lт(s) - Kl*Тм*lт(s)*S.

Тогда передаточная функция по внешнему воздействию:

Wol(s) = Fт(s)/lт(s) = (-Кl - Kl*Тм*S)/ Тт*Тм*S^2 + (Тт+Тм)*S + (1-Км*Кт),

где: Тм = Rп*Rм/(Rп+Rм)*См*mп - постоянная аккумулятора тепла металла трубок, характеризует тепловую инерционность массы металла подогревателя, сек.;

Тт = Rм*Ст*mт - постоянная времени аккумулятора тепла массы топлива в подогревателе, характеризует тепловую инерционность массы топлива в подогревателе, сек.

4.4.2.2 Уравнения динамики и передаточные функции измерителя, промежуточного усилителя и сервомотора

На рисунке 4.5. представлена структурная схема регулятора.

Структурная схема регулятора

Под измерителем подразумевается собственно сам измеритель и дифференциальный датчик давления, под промежуточным усилителем собственно сам промежуточный усилитель, под сервомотором - усилитель и регулирующий паровой клапан.

mи = DР2/Рном - относительное изменение давления воздуха за измерителем. Рном - базовое значение давления воздуха за измерителем.

mпу = DР1/Рном - относительное изменение давления воздуха за промежуточным усилителем. Рном - базовое значение давления воздуха за промежуточным усилителем.

Т.к. инерционность измерителя по сравнению с другими элементами несравнимо мала, то уравнение динамики измерителя как безинерционного звена:

mи(t) = K1 * jт(t),

где

К1= [DR2/Dh] * [hном/Рном] - коэффициент усиления измерителя.

Заменим относительные изменения изображениями:

Ми(s) = K1*Fт(s).

Передаточная функция измерителя:

Wи = Ми(s) / Fт(s) = K1.

Уравнение динамики пропорционально-интегрального регулятора:

mпу(t) = К2*mи(t) + K2/Ти*ómи(t)dt ,

где К2 - коэффициент усиления промежуточного усилителя;

К2 = DР2/DР3;

Ти - постоянная времени интегрирования, с .

Заменяем относительные изменения их изображениями:

Мпу(s) = К2*Ми(s) + (К2/Ти)*(Ми(s)/S).

Тогда передаточная функция:

Wпу(s) = Мпу(s)/Ми(s) = К2 + К2/(S*Ти) = К2*(S*Ти+1)/(S*Ти).

Согласно источника [12], уравнение динамики сервомотора со следящей связью:

Т3*m¢р(t) + mр(t) = K3*mпу(t);

Тs*m¢(t) = K3*mпу(t) - коэффициент усиления сервомотора;

Тs - время сервомотора, с.

После заменим относительные изменения их изображениями:

Тs*M¢p(s)*S+Mp(s) = K3*Mпоз(s).

Тогда передаточная функция сервомотора:

Wсм(s) = Mп(s)/Мпу(s) = K3/(Ts*S+1)

Передаточная функция регулятора:

Wи+пу+см(s) = Wи(s)*Wпу(s)*Wсм(s) =

= К1*К2*К3*(s*Ти+1)/(s*Ти*(s*Ти+1)).

Таким образом, мы получили передаточные функции всех звеньев САР вязкости топлива.

4.4.2.3 Уравнение динамики системы регулирования вязкости топлива

Передаточная функция замкнутой САР вязкости топлива при принятой схеме:

Wз(s) = Фт(s)/Lт(s) = Wol(s)/(1+Wи(s)*Wпу(s)*Wсм(s)*WoR(s)).

Или подставляя выражения соответствующих передаточных функций:

Wз(s) = {[-Kl-Kl*Tм*S]/[Тт*Тм*S^2+(Тт+Тм)*S+(1-Км*Кт)]}/

/{1+[К1*К2*К3*(S*Ти+1)*Км*Кm]/[S*Ти*(S*Тs+1)*(Тт*Тм*S^2+(Тт+Тm)*S+(1--Кm*Кт))]}.

Wз(s) = [Kl*(Ти*Тs*S^2+S*Ти+Ти*Тs*Тм*S^3+Ти*Тм*S^2)]/

/[Ти*Тs*Тт*Тм*S^4+Ти*Тs*(Тт+Тм)*S^3+Ти*Тs*(1-Км*Кт)*S^2*S*Ти*(1-Кm*Кт)+К1*К2*К3*Ти*Км*Кm*S+К1*К2*К3*Км*Кm].

Отсюда уравнение динамики САР вязкости топлива будет 4-го порядка:

Тт*Тм*Ти*Тs*j²²т(t) + (Тт*Тм*Ти+Тт*Ти*Тs+Тм*Ти*Тs)*j²¢(t) +

+ (Ти*Тs+Км*Кт*Ти*Тs+Тт*Ти+Тм*Ти)*j²(t) +

+ (Ти+Км*Кm*К1*К2*К3*Ти)*j¢(t) +

+ Км*Кm*К1*К2*К3*j(t) =

= - Тм*Ти*Тs*Kl*l²¢т(t)-(Ти*Тs*Tl+Ти*Тм)*l²т(t)-Ти*Кl*lт(t).

Уравнение статики САР вязкости топлива:

jт(t) = 0

4.4.2.4. Уравнение динамики САР вязкости топлива с регулятором VAF -Вискотерм в дифференциальной форме

Выше были представлены уравнения динамики, выраженные через передаточные функции, которые позволяют анализировать устойчивость САР вязкости с использованием известных критериев Раута-Гурвица или А. В. Михайлова. Для целей численного моделирования на ЭВМ рассмотрим уравнение динамики САР вязкости топлива в дифференциальной форме.

Вязкость топлива однозначно зависит от его температуры, поэтому в качестве объекта регулирования принимаем топливный паровой подогреватель, рассматриваемый как совокупность двух аккумуляторов энергии: массы металла теплообменных трубок и массы топлива. Внутри трубок течёт подогреваемое топливо, снаружи их омывает пар от регулирующего клапана.

Уравнение динамики подогревателя (его структурная схема изображена на рисунке 4.4.):

Тм*j¢м + jм = Кр*mр+Ктм*jт;

Тт*j¢т + jт = Кмт*jм - Кl*lт ,

где Тм = [Rп*Rм/(Rп+Rм)]*См*mм*mmax/Qм max = 2 мин.

Qм - температура металла;

Кр = Rм*mmax*Кп/[(Rп+Rм)*Qм] = 0,8

Кт = Rп*mmax/[(Rп+Rм)*Qм max] = 0,2

Тт = Rм*Ст*mт*Qм max/Qт max = 3,5 мин.

Км = 1+Ст*mт max *Rм = 2,0

Кl = Ст*Qт max*Rм = 1,0

В результате получаем уравнение динамики объекта регулирования:

j²т - Кт*Км/[(Тм*j¢т+jт)*(Тт*j¢т+jт)] =

= Км*Кр*m/[(Тт*j¢т+jт)*(Тм*j¢т+jт)] + Кl*l/(Тт*j¢т+jт).

Структурная схема САР и регулятора представлена на листе приложения.

Уравнения динамики:

Z*h = Kj*j - Kx*Xзад;

Кy*G = h - y b - Koc*Xoc , b=1 ;

Ts*m¢y = d ;

yi = Ti*m¢p , mp = Xoc = s ;

mp = Kp*myc ;

Принимаем: Ts = 2 c ; Ti = 0,5 c ; (рекомендации фирмы Тi = 0,03 мин)

Z = [¶E/¶hпр - ¶Рм/¶DР] * hпр ном*Кy/DРном = 1,25

Кy = K4 = 0,8

Кос = 0,5 ; Кm = 1,0 ; К4 = 2,0 .

4.4.3 Определение оптимальных настроечных параметров системы автоматического регулирования вязкости топлива

Конечной задачей исследования САР вязкости топлива на практике является определение её оптимальных настроечных параметров. Для регулятора VAF , который работает по ПИ-закону регулирования - это коэффициент усиления КR и время интегрирования Ти.

Как видно из подраздела 4.6. полученное уравнения динамики САР представляет собой дифференциальное уравнение четвёртого порядка. Ввиду этого нахождение оптимальных настроечных параметров путём решения этого уравнения динамики весьма затруднительно.

Поэтому, для нахождения оптимальных параметров настройки, используем метод их нахождения по элементам переходной функции разомкнутой системы. Суть этого метода заключается в том, что замкнутая САР размыкается (посредством отключения регулятора), разомкнутой САР сообщается ступенчатое возмущение, на выходе из объекта регулирования снимается переходная функция, которая потом аппроксимируется одноёмкостным звеном и участком запаздывания. По её элементам и определяются оптимальные настроечные параметры.

Для размыкания системы предусмотрен переключатель ПР (см. рис. 4.6.). Ступенчатое возмущение разомкнутой системе можно сообщить посредством задатчика дистанционного управления ПП. Переходную функцию снимаем по показаниям стрелки текущего значения вязкости.

После размыкания замкнутая САР вязкости топлива превращается в разомкнутую САР(см. рис. 4.7.)

Рис. 4.6.

Структурная схема разомкнутой САР вязкости

Эту многоёмкостную разомкнутую систему рассматриваем как одноёмкостное звено с предвключённым звеном запаздывания. Тогда переходная функция многоёмкостного объекта аппроксимируется переходной функцией одноемкостного звена с предвключённым звеном запаздывания.

Переходная функция многоемкостной САР вязкости топлива

Рис. 4.9.

Передаточная функция многоемкостной разомкнутой системы заменяется передаточной функцией одноемкостного звена, включённого последовательно со звеном запаздывания и имеет вид:

W(s) = Ko(e^(-z*s))/(Т*S+1),

где z - время запаздывания;

Т - инерционная постоянная;

Ко - статический коэффициент усиления.

В замкнутой САР на выходе дифференциального датчика давления подключен манометр со шкалой, тарированной в единицах вязкости - секундах Редвуда (сR); изменение пневматического сигнала от 0 до 100 кПа (давление Р2) соответствует изменению вязкости топлива от 0 до 120 сR. Рабочий диапазон сигналов на входе (Р2) и выходе (Р3) промежуточного усилителя составляет от 20 до 100 кПа. Номинальный расход топлива в системе Вном=3000 кг/ч. Испытания проводятся при номинальном расходе топлива.

Статические свойства объекта регулирования по каналу внешнего воздействия (изменению расхода топлива через подогреватель) представлены в таблице 4.4.

Таблица 4.4.

Зависимость вязкости топлива от его расхода

Коэффициент усиления Коl по внешнему воздействию вычисляем как угловой коэффициент касательной к кривой, выражающей зависимость регулируемой величины от нагрузки:

Коl = [(67,5-155)-(63,2-155)]/[3150-2850] = 0,0143 сR/ кг/ч.

Безразмерное значение коэффициента:

Коl = 0,0143 Вном/hmax = 0,358

Посредством задатчика дистанционного управления сообщаем системе ступенчатое возмущение равное DРупр = 8 кПа.

Относительная величина возмущения:

lо= DРупр/(Р3max-P3min) = 8/(100-20)=0,1=10%

Результаты эксперимента - переходная функция разомкнутой системы автоматического регулирования вязкости топлива и расчёт приведены в таблице 4.5.

Согласно источника [12] , постоянная времени Т и время запаздывания Z вычисляются по следующим выражениям, обеспечивающим оптимальное аппроксимирование по минимуму среднеквадратичной погрешности:

Т = [(n-k)*Sfi^2 - (Sfi)^2]/[(n-k)*S(fi*yжi) - Sfi*Syжi].

Z = [Sfi*S(fi* yжi) - Sfi^2*Syжi]/[(n-k)*S(fi*yжi) - Sfi*Syжi].

Здесь n=200; k=40 - время, при котором считается, что экспериментальная точка отклоняется от оси абсцисс.

Sfi^2 = 327200 с^2 ; Sfi = 1800 с; S(fi*yжi) = 3419,3 ; Syжi = 17,07;

(Sfi)^2 = 3240000 с^2.

Т = 95,12 с ; Z = 0,12+20,0 = 20,12 с

Коэффициент усиления системы по регулирующему воздействию определяется как отношение ординаты асимптоты к возмущению.

В безразмерной форме:

КoR = h¥/hmax : DPупр/(P3max-P3min)

KoR = 7,5/120 : 8/(100-20) = 0,625

Используя полученные результаты, можно определить оптимальные параметры настройки САР вязкости тяжёлого топлива. Согласно источника [12] :

КR = A/Ko * (Z/T)^(-B) ;

Ти = Т*С*(Z/T)^D.

Если в качестве критерия оптимальной настройки выбираем критерий минимума интеграла от модуля ошибки то :

А = 1,0 ; В = 0,99 ; С = 1,6 ; D = 0,71 .

Тогда: КR = 1/0,625 *(20,11/95,12)^(-0,99) = 7,45 ;

Ти = 90,7*1,6*(20,11/95,12)^0,71 = 48,15 с.

Если выбираем критерий минимума интеграла от квадрата отклонения то:

А = 0,9 ; В = 0,98 ; С = 1,5 ; D = 0,68

Тогда: КR = 0,9/0,625 * (20,11/95,12)^(-0,98) = 6,60 ;

Ти = 90,7 * 1,5 *(20,11/95,12)^0,68 = 47,30 с.

Как видно, в зависимости от критерия оптимальной настройки оптимальные параметры настройки изменяются. Вопрос о выборе того или иного критерия качества переходного процесса не имеет однозначного ответа. В данном случае наилучшим критерием качества работы САР представляется интеграл от модуля ошибки, так как обычно ухудшение качества регулирования представляется линейной функцией ошибки. Ввиду этого окончательно выбираем:

* коэффициент усиления регулятора КR =7,45 ;

* время интегрирования Ти = 48,15 с.

4.4.4 Определение параметров настройки регулятора по характеристикам замкнутой системы

Кроме методов настройки регулятора по характеристикам разомкнутой системы существуют методы настройки регуляторов по характеристикам замкнутой системы. Существуют два метода расчёта оптимальных параметров настройки, основанные на характеристиках переходных процессов либо в форме незатухающих колебаний (при КR/КR кр = 1), либо при дискременте затухания 0,25. Разработан также экспресс-метод оценки параметров настройки в замкнутом контуре по величине запаздывания.

Для определения оптимальных параметров настройки САР вязкости топлива по методу незатухающих колебаний прежде всего устанавливают время интегрирования регулятора равным бесконечности. Далее, постепенно увеличивая коэффициент усиления регулятора, ухудшают устойчивость системы, добиваясь её выхода в режим незатухающих колебаний. При достижении этих условий фиксируется значение коэффициента усиления КRкр и период колебаний Тпр . Тогда оптимальные настроечные параметры определяются по формулам:

КR = 0,45*КR кр;

Ти = 0,83* Тпр .

Такой эксперимент был проведён на судне серии «Астрахань». В данном случае выходной сигнал (давление Р) снимается на выходе из регулятора. Если в замкнутой системе возникли установившиеся колебания на границе устойчивости, частота их будет одинаковой на выходе любого из звеньев системы: объекта, сервопривода, измерителя, регулятора. Поэтому наблюдение за колебаниями производят там, где амплитуда хорошо различима. В данном случае отмечалось давление на выходе из регулятора. Как видно, для экспериментального определения значений критического коэффициента усиления КR кр и предельного периода колебаний Тпр достаточно провести небольшое число опытов, так как по дискременту затухания первой полученной кривой переходного процесса можно судить о том, насколько коэффициент усиления близок к критическому значению. При режиме незатухающих колебаний было зафиксировано, что КRкр = 12,5 , а Тпр = 4 мин . Тогда оптимальные параметры настройки:

КR = 0,45*КRкр = 0,45*12,5 = 5,63 ;

Ти = 0,83*Тпр = 0,83*4 = 3,3 мин.

5. Техническое обслуживание и ремонт регуляторов температуры

Основными эксплуатационными недостатками регуляторов температуры прямого и непрямого действия, распространённых на морских транспортных судах отечественного флота, являются утечка рабочей жидкости, пропуски воды в соединении с регулирующим органом, отложение накипи в регулирующем органе. Рекомендуется через каждые 1000 часов работы вскрывать регулирующий орган для очистки от накипи. Периодически, через каждые 2,5¸3 года работы, следует заменять измерительный элемент. В случаях, когда регулятор не обеспечивает поддержание заданной температуры, причиной неисправности обычно является поломка или ослабление возвратной пружины, в результате чего регулирующий орган не перемещается при уменьшении температуры регулируемой среды.

Преимущественное распространение на морских отечественных судах получили РТНД пневматического типа. Эксплуатация таких регуляторов сводится к проверке плотности соединений магистралей сжатого воздуха и обеспечению надлежащего качества воздуха. Последнее достигается путём своевременной продувки маслоотделителей и очистки воздушных фильтров. Периодически, один раз в год, следует проводить полную проверку регулятора. При этом надо обращать особое внимание на состояние мембран и дросселей. Мембраны со следами выпучин необходимо заменять. Неисправности в работе пневматических регуляторов в большинстве случаев возникают от попадания в воздух воды, масла, механических примесей. Приведённые в таблице 4.6. возможные неисправности регуляторов типа РТНД и ТРП характерны и для других пневматических регуляторов непрямого действия.

Эффективность эксплуатации судна в целом и в частности полнота использования мощности, экономичность работы его энергетической установки в конкретных условиях плавания, в определённой степени зависят от надёжной работы и качества настройки средств терморегулирования, используемых для стабилизации температур в основных системах, обслуживающих главный двигатель на оптимальных уровнях. Поэтому своевременный ремонт и настройка регуляторов играет важную роль в правильном эксплуатировании энергетических установок.

Дефекты регуляторов выявляют на пробном пуске ремонтируемого механизма и осмотром деталей после его разборки. Заедания, разработку и изломы обнаруживают по следам касания, натиров и выработок, а также измерением.

При непрямом регулировании, выбранном для данной системы, сборка регулятора и передаточных рычажных механизмов считается удовлетворительной, если при неизменном положении муфты мертвый ход сервомотора не превышает 3% от его максимального хода. Для проверки, установив регулятор на двигатель, вручную нажимают на передаточно-рычажную систему. При этом золотник и соответственно сервомотор переместятся на величину «мёртвого хода».

При сборке регуляторов особое внимание следует обращать на состояние главных пружин. Ослабленные и поломанные пружины заменяются новыми. Затягиваются главные пружины на величину, измеренную до ремонта, с проверкой возможности полного рабочего хода муфты. От этого зависит своевременное страгивание муфты с места и открытие (закрытие) регулирующих клапанов.

Монтируют регуляторы на судне с корректировкой к реальным условиям работы. На заводах для наладки регуляторов имеются специальные стенды с источником рабочей среды, применяемой в регуляторе, а также приспособления, при помощи которых имитируются условия работы аппаратуры и особенности её эксплуатационных режимов.

Таблица 5.1.

Характерные неисправности пневматических регуляторов температуры типов РТНД и ТРП

6. Безопасность жизнедеятельности

6.1 Правила безопасности при обслуживании и ремонте систем автоматического регулирования температур охлаждающей воды и вязкости топлива

1. При введении в действие систем автоматического регулирования температур охлаждающей воды и вязкости топлива необходимо произвести тщательный осмотр и убедится в следующем:

· ограждения, защитные кожухи и теплоизоляция находятся на месте и надёжно закреплены;

· на движущихся частях отсутствуют посторонние предметы;

· все предохранительные устройства и контрольно-измерительные приборы находятся на штатных местах и исправны;

· все соединения движущихся частей надёжно закреплены и исключена возможность их ослабления во время работы;

2. Во избежание гидравлических ударов запрещается резко открывать клапаны и краны на паровых магистралях без предварительного прогрева и продувания трубопровода;

3. Запрещается стоять против продувочных кранов, при продувании цилиндров золотниковых коробок, паропроводов, баллонов, конденсационных горшков и т.п.;

4. Все течи и пропуски в топливной аппаратуре, топливоподогревателях и топливопроводах следует немедленно устранять.

6.2 Противопожарная безопасность

Пожар в машинном отделении представляет особую опасность вследствие чрезвычайно высокой скорости распространения огня из-за наличия отходов горюче-смазочных материалов в льялах, топлива в поддонах котла и районе расположения оборудования топливных систем.

Для предотвращения пожаров необходимо пунктуально выполнять требования Правил пожарной безопасности. Так, в МО запрещается размещать горючие и огнеопасные материалы (дерево, сосуды с бензином и другими горючими жидкостями). Промасленную ветошь следует хранить в специальных металлических ящиках и удалять в конце каждой вахты.

При возникновении пожара обслуживающий персонал должен действовать в соответствии с расписанием по тревоге. Однако в любом случае человек, обнаруживший очаг пожара, должен попытаться потушить его переносными средствами тушения, а если это не удаётся, то принять меры по ограничению распространения огня, по распоряжению капитана или старшего механика немедленно вывести котёл из действия, людей эвакуировать из МО и загерметизировать его, затем включить стационарные системы включения пожаров, выполняя указания инструкций.

Правила безопасности труда при эксплуатации оборудования должны выполняться также неукоснительно, как и правила пожарной безопасности.

6.2.1 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*Ö[L*(B+H)+25] = 1,68*Ö[117*(17,3+6,9)+25] = 89,7

Q = 0,008*89,7^2 = 0,017 м^3/с

На проектируемом судне установлены два электрических центробежных пожарных насоса и один дизель-насос. Эти 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 водо-защищенных 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 в порожнем состоянии. Если пожарные насосы одновременно с водяной системой обслуживают 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 приёмного 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.

Аварийный дизель-насос устанавливается в отдельном помещении и имеет отдельный кингстон и запас топлива, необходимый для 18-и часов работы. Его производительность должна быть достаточной для работы 2-х стволов с наибольшим диаметром спрыска.

На приёмных трубопроводах насосов устанавливаются грязевые коробки.

6.3 Охрана окружающей среды

Активное использование Мирового океана как важнейшей транспортной магистрали, эксплуатация его пищевых, сырьевых и энергетических ресурсов, освоение континентального шельфа, загрязнение внешних и внутренних водоёмов, 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. Ещё 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 5 приложений. Приложения определяют правила сброса нефти, предотвращение загрязнения вредными жидкими веществами, вредными веществами в упаковке, сточными водами и мусором.

6.3.1 Судовое оборудование для предотвращения загрязнения судовыми отходами

В процессе эксплуатации судна, на стоянке или на ходу, возникает необходимость уничтожения отходов, очистки и сброса нефтесодержащих и льяльных вод.

6.3.1.1 Обработка нефтепродуктов

Степень загрязнённости и количество льяльных вод определяются типом судна, его водоизмещением, конструктивными особенностями, типом СЭУ и режимом её нагрузки, состоянием и качеством обслуживания механизмов и трубопроводов.

Количество льяльных вод контейнеровоза водоизмещением 5700 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 * uнсв * t ,

где: k = 1.25 - коэффициент, учитывающий заполнение цистерн не более чем на 80% , uнсв - среднесуточное накопление НСВ в сутки,

t - максимальное время, в течение которого судно может находиться в районах, где запрещён сброс НСВ, сутки.

Для контейнеровоза водоизмещением 5700 тонн среднесуточное накопление НСВ в среднем 11 м^3/сутки. При этом пропускная способность сепаратора должна быть около

3 м^3/час, а минимальная ёмкость должна составлять 4,5 м^3. Для обработки нефтесодержащих вод судно снабжаем сепаратором типа СКМ производительностью 4 м^3/ч и массой 2000 кг в сухом и 3630 кг в рабочем состоянии.

Генератор центробежный СК4М выпускается отечественной промышленностью и полностью удовлетворяет требованиям МАРПОЛ 73/78. Независимо от концентрации нефти на входе обеспечивает концентрацию нефти на выходе не более 100 1/млн., а фильтрующие не более 15 1/млн. Сепаратор применяется с механическими фильтрами и доочистными фильтрующими приставками.

6.3.1.2 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 - 30 литров. Производительность установки по обработке судовых СВ:

Q = Z*q ,

где Z - количество людей;

q - суточный расход СВ на одного человека.

При экипаже в 50 человек производительность должна быть не менее

1500 м^3/сут.

Следуя рекомендациям, выбираем отечественную установку типа ЭОС-5, компактную и существенно отличающуюся по показателям от установок других типов. Потребляемая мощность установки 2 кВт, производительность - 8 м^3/сут, вес - 1200 кг в сухом и 1580 кг в рабочем состоянии.

6.3.1.3 Устройство для сжигания мусора

Для сбора и хранения мусора на судне требуются соответствующие площади и объёмы. 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 1,5 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 выпускаемая отечественная печь СП-50 является комбинированной и может сжигать 50 кг/ч твердых остатков и нефти. Для выбранного судна она подходит как нельзя лучше. Её параметры:

* производительность по отходам: твердым - 50 кг/ч

жидким нефтесодержащим - 50 дм/ч

* расход дизельного топлива 6,5¸13 кг/ч

* потребляемая мощность 16 кВт

* сухая масса 2800 кг.

Судовые печи 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.