Модернизация теплохода проекта Т-63 в обстановочное судно

Введение

Учитывая широкое применение дизельных двигателей в энергетике отечественных судов, организации? судовладельцы заинтересованы в постоянном улучшении таких показателей как: топливная экономичность, безотказность, долговечность, ремонтопригодность, простота обслуживания, виброакустические характеристики, масса и габариты, экологическая безопасность.

Модернизация силовых установок как замена на более новые позволяет повысить экономические и эксплуатационные показатели любого теплохода. На судах проекта Т-63 в качестве главного двигателя использовался высокооборотный дизель 3Д6, но из-за физического износа он становится экономически невыгодным. В настоящее время изготавливаются более совершенные, надежные в эксплуатации и экономичные энергетические силовые установки. Качество промышленных дизелей определяется комплексом параметров, характеризующих степень их технического совершенства. Немаловажным показателем для дизелей является технологичность обслуживания их во время эксплуатации и ремонте.

Расходы на техническую эксплуатацию главной энергетической установки составляют более половины общесудовых расходов, поэтому ее технико-экономические показатели являются определяющими при выборе главного двигателя.

Целью дипломного проекта является модернизация теплохода проекта Т-63 в обстановочное судно.

Идея дипломного проекта заключается в повышении экономичности главной силовой установки теплохода.

В данной дипломной работе рассмотрен вопрос замены главных двигателей 3Д6 на дизель-реверс-редукторный агрегат на базе двигателя ЯМЗ-238АК, а также монтаж на судне кран-балки, эхолота и носовых упоров.

Обоснованность и достоверность расчетов, выводов и рекомендаций подтверждаются: применением рекомендованных методов расчетов и принятыми уровнями допущений на судостроительно-судоремонтных предприятиях и ремонтно-эксплуатационных базах.

Структура и объем дипломного проекта. Дипломный проект состоит из введения, шести глав, заключения, библиографического списка использованной литературы и приложений.

1 Описание объекта модернизации

1.1 Теплоход проекта № Т-63М Однопалубный винтовой буксир с развитым полубаком, с помещениями в корпусе, и полуутопленной рулевой рубкой.

Назначение: работа на лесосплаве и буксировка несамоходных судов. Теплоход может быть использован при перевозках грузов (до 1,5 т) или организованных групп пассажиров (до 20 человек).

Таблица 1.1

Главные размерения и характеристики теплохода проекта Т-63

1.2 Выбор главного двигателя Выбор главного двигателя для обеспечения необходимой мощности и скорости теплохода проекта Т-63М, основывается на рассмотрении нескольких двигателей при сравнении их экономических, массовых и габаритных показателей. Ряд двигателей и их основные показатели приведены в таблице 1.2.

Таблица 1.2 — Основные характеристики дизелей

Рисунок 1.2 — Диаграмма сравнения ДВС по расходу ГСМ Выбираем двигатель ЯМЗ-238АК т.к. данный двигатель имеет более низкий расход топлива и меньшую массу.

Также у данного двигателя невысокая рыночная стоимость и приемлемые массогабаритные показатели, которые позволяют с удобством разместить его в машинном отделении.

Так же по этому двигателю накоплен богатый опыт эксплуатации и приобретение необходимых запасных частей не вызывает особых затруднений.

Таблица 1.3 — Габаритные размеры заменяемых двигателей

1.3 Конструктивные особенности дизеля ЯМЗ-238АК Двигатель ЯМЗ-238АК представляет собой 8-ти цилиндровый 4-х тактный V-образный дизель с наддувом и прямым впрыском топлива мощностью 220 кВт при 1800 об/мин. Диаметр цилиндра 130 мм, ход поршня 140 мм. В составе с реверс-редуктором БРР-300 мощность дизель-редукторного агрегата составляет 220 кВт.

Головка блока изготовлена из низколегированного серого чугуна, крепится к блоку шпильками, уплотняется с блоком прокладкой с окантовкой отверстий.

Блок цилиндров представляет собой жесткую отливку из низколегированного серого чугуна с точно обработанными посадочными поверхностями для втулок цилиндров, вкладышей подшипников коленчатого вала, втулок распределительного вала и ТНВД с приводом. Цилиндры двигателя расположены двумя рядами под углом 90° и выполнены в общей отливке с верхней частью картера. Втулки цилиндров изготовлены из чугуна, фланец уплотняется притиркой, а снизу двумя резиновыми кольцами. Снизу блок-картер закрыт стальным поддоном с прокладкой.

Коленчатый вал — стальной, штампованный, шейки закалены ТВЧ. Мотылевые шейки пустотелые, закрыты заглушками, где масло подвергается дополнительной центробежной очистке. На щеках коленчатого вала имеются противовесы для уравновешивания сил инерции вращающихся масс. Маховик отлит из серого чугуна и крепится болтами к заднему торцу коленчатого вала.

Шатун — стальной, двутаврового сечения, с косым разъемом нижней головки, с каналом в стержне для подвода смазки к головному подшипнику.

Поршень — из алюминиевого сплава, в головке имеется камера сгорания, имеет три компрессионных и одно маслосъемное кольцо. Палец плавающий.

Механизм газораспределения — верхнеклапанный с нижним, расположением распределительного вала и приводом клапанов через толкатели, штанги и коромысла. Основными деталями механизма газораспределения являются: распределительный вал с шестерней привода и подшипниками, толкатели, оси толкателей, штанги, коромысла с регулировочными винтами, оси коромысел, клапаны, пружины клапанов с деталями крепления и направляющие втулки клапанов.

Система смазки двигателя — смешанная, с «мокрым» картером. Масляный насос 238Б-1 011 014-А производительностью 140 л/мин через всасывающую трубу с заборником засасывает масло из картера и подает его в систему через последовательно включенный жидкостно-масляный теплообменник.

Из жидкостно-масляного теплообменника масло поступает в каналы блока через дифференциальный клапан, предназначенный для поддержания постоянного давления в системе.

Далее через каналы в блоке часть масла через клапан системы охлаждения поршней поступает к форсункам охлаждения поршней и затем сливается в картер.

Фильтрующий элемент масляного фильтра изготавливается либо из нетканого материала, натянутого на металлический каркас, либо из специальной фильтровальной бумаги.

Фильтр центробежной очистки масла, включенный в смазочную систему параллельно после масляного фильтра, пропускает до 8% масла, проходящего через систему смазки. Фильтр предназначен для тонкой фильтрации масла. Масло очищается под действием центробежных сил при вращении ротора.

Топливоподающая аппаратура двигателя — разделенного типа. Она состоит из топливного насоса высокого давления со всережимным регулятором частоты вращения и встроенным корректором для корректирования подачи топлива, топливоподкачивающим насосом, форсунок, фильтров грубой и тонкой очистки топлива, топливопроводов низкого и высокого давления.

Система охлаждения двухконтурная, насос внутреннего и наружного контуров центробежный имеет привод от коленчатого вала через клиноременную передачу. В схеме имеется терморегулятор и трубчатый холодильник.

Наддув дизеля осуществляется двумя турбокомпрессорами типа ТК-18Н, установленными на выпускных коллекторах. Каждый турбокомпрессор состоит из осевой импульсной газовой турбины и центробежного компрессора, расположенных на одном валу, лопаточного диффузора и улитки. На входе воздуха в компрессор может устанавливаться глушитель шума. Корпус турбины охлаждается пресной водой от системы охлаждения дизеля. Выпускные газы из турбокомпрессоров направляются в охлаждаемый объединенный патрубок.

Для поддержания нормального состояния двигателя следует проводить осмотры и техобслуживания следующим образом:

1. первичная проверка после первых 50-ти часов работы двигателя;

2. очередная проверка после каждых 250-ти часов работы двигателя;

3. техобслуживание № 1 (ТО № 1) через каждые 500 часов работы двигателя;

4. техобслуживание № 2 (ТО № 2) через каждые 1000 часов работы двигателя;

5. техобслуживание № 3 (ТО № 3) через каждые 2000 часов работы двигателя;

6. техобслуживание № 4 (ТО № 4) через каждые 3000 часов работы двигателя.

Операции, проводимые по каждому из видов техобслуживания, производятся в соответствии с таблицей 1.4.

Таблица 1.4 — Операции по техобслуживанию двигателя ЯМЗ-238АК

1.4 Выбор дизель-генератора На теплоходе проекта Т-63М стационарный дизель-генератор отсутствует. Для того, чтобы судно с комфортом для судовладельца могло выполнять свои новые функции: разъездного судна (прогулочной яхты) необходимо установить в машинном отделении дизель-генератор.

Таблица 1.6 — Основные характеристики дизель-генераторов

Рисунок 1.3 — Диаграмма сравнения дизель-генераторов по расходу ГСМ Принимаем к установке дизель-генератор ДГР 24/1500, так как он является наиболее выгодным по расходу топлива и имеет приемлемые массогабаритные показатели.

Генератор приводится в действие двигателем Deutz, мощностью 30 кВт. Немецкие двигателя Deutz созданы в соответствии с современными требованиями и стандартами, с применением передовых международных технологий, поэтому значительно отличаются от других двигателей производства материалами и внешним видом.

Преимущества этих двигателей — широкий диапазон мощностей, надежность, компактность, легкость и удобство установки.

Особенности устройства:

Лопастной вал насоса для забора морской воды сделан из коррозийно-стойкой стали. Лопастное колесо и кольцо уплотнения изготовлено из латуни, что значительно продлит срок их службы.

Двигатели оснащаются датчиками контроля ED211A5G или FV5K5F4 для автоматического измерения и отображения температуры воды и масла.

Система охлаждения базируется на настройке температуры в зависимости от внешних условий (тропики, субтропики, зона умеренного пояса и т. д.). Выхлопная труба и турбонаддув обработаны специальным термостойким материалом, благодаря чему в машинном отделении поддерживается низкая температура. От воздействия высокой температуры также защищает стальная крышка выхлопной трубы.

2 Расчетная часть

2.1 Определение необходимой мощности главного двигателя Так как судно переоборудуется под обстановочное, ему необходимо сопровождать баржу, на которой будут находиться буи и необходимое для их установки оборудование. Предполагается что судно будет водить баржу методом толкания. Для того, чтобы определить необходимую мощность двигателя для движения судна с баржей, необходимо определить сопротивление воды, движению состава, предварительно задавшись скоростью, которой должен обладать состав в спокойной воде. Мощность главного двигателя должна обеспечивать скорость движения состава от 12 до 15 км/ч.

2.1.1 Расчет сопротивления воды движению состава

2.1.1.1 Расчет сопротивления воды движению буксира-толкача

Исходные данные:

Длина судна расчётная (L), м…17,1

Ширина расчётная (B), м…3,54

Водоизмещение (V), т…21,9

Коэффициент полноты водоизмещения (?)…0,46

Коэффициент полноты мидель-шпангоута (?)…0,683

Коэффициент продольной полноты (?)…0,835

Осадка расчётная (T), м…0,87

Полное сопротивление воды при различных скоростях движения судна вычисляется по формуле

(2.1)

где: — коэффициент влияния кривизны судовой поверхности;

— коэффициент трения;

— поправка на шероховатость;

— коэффициент сопротивления выступающих частей;

— массовая плотность пресной воды, кгс2/м4;

— смоченная поверхность корпуса, м2;

— скорость движения судна, км/ч;

— коэффициент остаточного сопротивления.

(2.2)

где — число Рейнольдса.

(2.3)

где — коэффициент кинематической вязкости, м2/с.

(2.4)

Коэффициент остаточного сопротивления вычисляется по данным судна прототипа, за который принимаем теплоход проекта Т-63 М.

(2.5)

где — коэффициент остаточного сопротивления судна — прототипа;

— коэффициенты влияния для рассчитываемого судна;

— коэффициенты влияния для судна — прототипа.

Дальнейший расчет ведется в табличной форме, по методике, изложенной в учебно-методическом пособии «Проектирование судов» НИИВТа г. Новосибирск, 1965 г.

2.1.1.2 Расчет сопротивления воды движению баржи

Исходные данные:

Длина расчетная (?), м…44

Ширина расчетная (?), м…8

Осадка регистрирования (), м…0,8

Грузоподъемность (Q), т…200

Коэффициент полноты водоизмещения (?)…0,91

Определяется число Рейнольдса:

(2.6)

где — коэффициент кинематической вязкости, м2/с;

— заданная скорость движения, км/ч.

Площадь смоченной поверхности находятся по выражению:

(2.7)

Сопротивление трения находиться по выражению:

(2.8)

где — коэффициент сопротивления трения;

— коэффициент сопротивления шероховатости.

— массовая плотность пресной воды, кгс2/м4;

Рассчитывается остаточное сопротивление:

(2.9)

где — водоизмещение судна, м3;

— коэффициент остаточного сопротивления.

(2.10)

(2.11)

где — коэффициент остаточного сопротивления судна — прототипа.

— коэффициенты, учитывающие разницу в соотношениях: L/B;T/B;Lц/L;? расчетного судна и судна прототипа.

В качестве судна-прототипа принимается несамоходное грузовое судно, с близкими по величине главными размерениями корпуса.

Полное сопротивление воды движения судна, определяется по формуле:

(2.12)

Расчет ведется в табличной форме, по методике, приведенной в учебном пособии «Тяга судов» г. Москва, 1986 г.

2.1.1.3 Расчет сопротивления воды движению состава

Суммарное сопротивление воды движения буксира — толкача и толкаемому им составу из двух барж Р63 определиться по формуле:

(2.13)

где — полное сопротивление воды движению буксира — толкача;

— коэффициент счала состава;

— полное сопротивление воды движению одной баржи.

Расчет производиться в табличной форме, результаты расчета сведены в таблицу № 10.3. По данным расчета строится график зависимости сопротивления воды от скорости движения:.

Таблица 2.1 — Расчет сопротивления воды движения буксира — толкача

Таблица 2.2 — Расчет сопротивления воды движения баржи

Таблица 2.3 — Расчет сопротивления воды движению состава

2.2 Проверочный расчет валопровода Судовой валопровод работает в сложном напряженном состоянии. Он нагружен крутящим моментом, испытывает продольное сжимающее усилие от силы упора гребного винта на переднем ходу или растягивающее усилие на заднем ходу и изгибается под собственной массой и массой навешенных на него деталей. Эти нагрузки носят переменный и циклически повторяющийся характер. Точный расчет элементов валопровода при указанных условиях довольно сложен и требует ряд допущений. Поэтому главным является расчет, основанный на условном предположении, что вал подвергается воздействию статического крутящего момента.

2.2.1 Передача вращающего момента и мощности движителю

Для установки на судно и монтажа с двигателем ЯМЗ-238АК принят реверс — редуктор БРР-300 с передаточным отношением: 3,34:1.

Вследствие того, что вал двигателя соединен с гребным валом через редуктор, то частота вращения гребного вала на переднем ходу определится по выражению:

(2.14)

где — частота вращения вала двигателя, мин-1;

— передаточное отношение редуктора.

Согласно правилам Российского Речного Регистра промежуточные, упорные и гребные валы должны изготавливаться из стали с временным сопротивлением от 430 до 690 МПа. Диаметр промежуточного, упорного или гребного вала, должен быть не менее определяемого по формуле:

(2.15)

где — временное сопротивление материала вала, МПа;

— коэффициент усиления для судов, предназначенных для плавания в битом льду;

— расчетная мощность, передаваемая валом, кВт;

— расчетная частота вращения вала, мин-1;

— действительный диаметр вала, мм;

— диаметр осевого отверстия вала, мм, так как этот диаметр меньше, то его можно принять равным ;

— коэффициент для гребных валов на расстоянии не более 4-х диаметров гребного вала от носового торца ступицы гребного винта.

Диаметр носовой части гребного вала на участке от дейдвудного сальника до фланца или муфты может быть постепенно уменьшен до значения, равного 1,05 диаметра промежуточного вала. Участки гребного вала, имеющие контакт с водой, в случае, когда вал не имеет сплошной облицовки или другой эффективной антикоррозионной защиты, должны иметь наружный диаметр, который на 5% больше определенного с помощью формулы. Гребные валы должны быть защищены от коррозии способом, одобренным Российским Речным Регистром.

Принимаем, так как на судне проекта Т-63 гребной вал имеет диаметр 100 мм.

2.2.2 Проверочный расчет прочности промежуточного вала

Проверку прочности вала при сложном напряженном состоянии выполняют путем определения эквивалентных приведенных напряжений по энергетической теории прочности и расчетных запасов прочности по отношению к пределу текучести:

(2.16)

где — наибольшее нормальное напряжение, кПа;

— касательные напряжения от кручения, кПа.

(2.17)

где — напряжение сжатия при действии упора гребного винта, кПа;

— наибольшее расчетное напряжение при изгибе, кПа;

— напряжение от неточности монтажа валовой линии, кПа.

При проверке прочности промежуточного вала рассчитывают пролет, имеющий наибольшую длину между центрами опорных подшипников.

Рисунок 2.1 — Расчетная схема для проверочного расчета статической прочностипромежуточного вала Напряжение кручения:

(2.18)

где — мощность, передаваемая валом, кВт;

— частота вращения вала, мин-1;

— диаметр промежуточного вала, м.

Напряжение сжатия:

(2.19)

где — упор гребного винта, создаваемый при номинальном режиме работы главного двигателя, определяемый по формуле:

(2.20)

где — скорость хода судна, м/с;

— к.п.д. линии валопровода и движителя.

Напряжение изгиба:

(2.21)

где — сосредоточенная нагрузка, кН;

— расстояние от опоры, А до сосредоточенной нагрузки, м;

— реакция в опоре А, кН.

(2.22)

Где — длина пролета между опорами, м;

— расстояние от опоры В до сосредоточенной нагрузки, м;

— распределенная нагрузка от собственной массы вала, кН/м.

(2.23)

где — удельный вес стали, кН/м3.

Запас прочности относительно предела текучести материала вала:

(2.24)

2.2.3 Проверочный расчет прочности гребного вала

Проверочный расчет гребного вала проводят для участка между опорами в дейдвудной трубе и консоли, на которой навешан гребной винт.

Усилие от массы гребного винта рассматривается как сосредоточенная нагрузка, приложенная в центре консоли. Расчеты выполняются также, как и для промежуточного вала.

Напряжение кручения:

(2.25)

где — диаметр гребного вала, м;

— мощность передаваемая валом, кВт;

— частота вращения гребного вала, мин-1.

Рисунок 2.2 — Расчетная схема для проверочного расчета статической прочности гребного вала Напряжение изгиба от массы винта и консольной части вала:

(2.26)

Где — сосредоточенная нагрузка от массы гребного винта, кН;

— расстояние от опоры, А до сосредоточенной нагрузки, м;

— длина консольной части, м;

— распределенная нагрузка от собственной массы вала, кН/м.

Интенсивность нагрузки вала собственной массой и напряжения сжатия подсчитываем, подставляя диаметр гребного вала.

Наибольшее нормальное напряжение в гребном валу:

(2.27)

Общее расчетное напряжение:

(2.28)

Запас прочности относительно предела текучести материала вала и общего расчетного напряжения выражается отношением:

(2.29)

2.2.4 Проверочный расчет на критическую частоту вращения

Критическая частота вращения гребного вала при поперечных колебаниях определяется по приближенному методу Бринелля.

Рисунок 2.3 — Расчетная схема для проверочного расчета критической частоты вращения при поперечных колебаниях вала: А — подшипник кронштейна; В — подшипник дейдвуда Критическая частота гребного вала вычисляется по формуле:

(2.30)

где — длина гребного вала между серединами подшипников дейдвуда и кронштейна, м;

— длина гребного вала между серединами подшипника кронштейна и ступицы гребного винта, м;

— равномерная распределенная нагрузка на этих участках гребного вала от массы самого вала и гребного винта, кН/м;

— модуль упругости стали, кН/м2;

— экваториальный (осевой) момент инерции сечения вала относительно его оси, м4;

— ускорение свободного падения, м/с2.

Нагрузка от массы вала, отнесенная к одному метру длины:

(2.31)

Нагрузка q2 представляет суммарную равномерно распределенную нагрузку от массы гребного винта и гребного вала на участке l2:

(2.32)

где — нагрузка от массы гребного винта, кН.

Нагрузка от массы гребного винта может быть определена по формуле:

(2.33)

где — диаметр гребного винта, м;

— дисковое отношение винта.

Экваториальный момент инерции сечения вала относительно его оси равен

(2.34)

Критическая частота вращения гребного вала должна быть значительно больше номинального значения, при этом необходимый запас должен составлять не менее 20%:

(2.35)

2.2.5 Проверочный расчет вала на продольную устойчивость

Проверку вала на продольную устойчивость производят при больших длинах пролетов между опорами и малом поперечном сечении вала. Она заключается в нахождении критической силы или критического напряжения, и оценке запаса устойчивости. Необходимость проверки вала на продольную устойчивость устанавливается в зависимости от гибкости вала:

(2.36)

где — полная длина гребного вала, м;

— радиус инерции сечения гребного вала, м.

(2.37)

баржа двигатель кран теплоход Если? < 80, то вал считается жестким и дальнейшей проверке на продольную устойчивость не подлежит.

Рисунок 2.4 — Расчетная схема для проверочного расчета продольной устойчивости вала Результаты расчета валопровода сведены в таблицах 2.1?2.6

Таблица 2.4 — Параметры ЭУ судна

Таблица 2.5 — Диаметр валов

Таблица 2.6 — Проверочный расчет прочности промежуточного вала

Таблица 2.7 — Проверочный расчет прочности гребного вала

Таблица 2.8 — Проверочный расчет на критическую частоту вращения гребного вала

Таблица 2.9 — Проверочный расчет вала на продольную устойчивость

Вывод: существующий на теплоходе проекта Т-63М валопровод удовлетворяет основным требованиям Российского Речного Регистра и поэтому при новых мощностных характеристиках судна валопровод остаётся прежним.

2.3 Расчет движительного комплекса Теплоход проекта Т-63М в качестве движителя оборудован гребным винтом фиксированного шага, расположенным в направляющей насадке.

Таблица 2.10 — Основные элементы движителя и насадки

После модернизации судовой энергетической установки увеличится скорость и мощность судна, и, следовательно, возникает необходимость в подборе такого движительного комплекса или его элементов, при которых мощность, подводимая к винту, использовалась бы максимально.

Так как заданием на дипломный проект модернизация движительного рулевого комплекса не предусматривается, то движительный комплекс в целом сохраняется существующим, рассчитывается лишь шаг винта, так как его влияние на динамику пропульсивного комплекса очень значительно.

Мощность, подведённая к гребному винту:

(2.38)

где — кпд линии валопровода;

— кпд редуктора с зубчатой передачей;

— мощность главного двигателя, кВт.

Коэффициент попутного потока:

(2.39)

где — коэффициент полноты водоизмещения судна.

Расчётная скорость поступательного движения винта:

(2.40)

где — скорость судна, м/с.

Так как вновь устанавливаемый главный двигатель имеет мощность большую, чем двигатель существующий, то необходимо скорректировать скорость судна с учетом новых мощностных характеристик.

(2.41)

где — мощность устанавливаемого двигателя, кВт;

— мощность главного двигателя существующего, кВт;

— скорость судна до модернизации, км/ч.

Расчётный коэффициент:

(2.42)

где — диаметр винта, м;

— плотность воды, кг· с2/м4.

По полученному значению, с диаграммы для расчёта гребных винтов снимается значение, наивысшее для данных условий, кпд гребного винта .

Коэффициент засасывания:

(2.43)

Пропульсивный коэффициент:

(2.44)

Полезная тяга гребного винта:

(2.45)

где — скорость судна, м/с;

— мощность, подведенная к винту, кВт;

— коэффициент использования мощности винтом.

Упор гребного винта:

(2.46)

Потребляемая винтом мощность:

(2.47)

Коэффициент упора винта:

(2.48)

где — частота вращения винта, с-1.

Относительная поступь винта:

(2.49)

С диаграммы для расчёта гребных винтов снимается величина отношения. В данном случае величина, следовательно шаг винта равен: .

При шаге винта, мощность подводимая к винту будет использоваться максимально. Следовательно, целесообразно увеличить шаг винта с до .

2.4 Расчет остойчивости В связи с тем, что судно меняет свое назначение, на него устанавливается дополнительное оборудование, вследствие чего будет увеличена масса судна (разница масс судна до и после модернизации составляет 940 кг). Для того, что бы определить то как при этом изменятся мореходные качества судна необходимо произвести расчет остойчивости судна при модернизации.

Расчет остойчивости выполнен для следующих состояний нагрузки судна:

«1» судно порожнем;

«2» судно с 10% груза, запасов и топлива;

«3» судно в полном грузу, с 100% запасов и топлива. Так как судно меняет свое назначение на обстановочное, следует считать величину полного груза, как массу буя и оборудования, необходимого для его установки.

В таблицах 2.11 и 2.12 приведены элементы начальной остойчивости и площади парусности для различных состояний нагрузки судна до и после модернизации.

Таблица 2.11 — Элементы начальной остойчивости и площади парусности судна до модернизации

Таблица 2.12 — Элементы начальной остойчивости и площади парусности судна после модернизации

2.4.1 Расчёт остойчивости по основному критерию

Остойчивость судна по основному критерию считается достаточной, если оно выдерживает динамически приложенное давление ветра, т. е. если соблюдается условие:

(2.50)

где — кренящий момент от динамического действия ветра, кН· м;

— предельно допустимый момент при динамических наклонениях, определяемый по диаграмме остойчивости, кН· м. Кренящий момент от динамического действия ветра на судно, определяется по формуле

(2.51)

где — условное расчетное давление ветра, Па, определяется по табл.12.5.2 «Правил Российского Речного Регистра»;

— площадь парусности судна при средней осадке по действующую ватерлинию, м2;

— приведенное плечо кренящей пары при одновременном крене и боковом дрейфе судна, м.

Условное расчетное давление ветра принимается в соответствии с классом судна и в зависимости от возвышения центра парусности, определяемого по формуле:

(2.52)

где — возвышение центра парусности над основной плоскостью судна, м;

— осадка судна по действующую ватерлинию, м.

Для состояния нагрузки судна «1»:

Для состояния нагрузки судна «2»:

Для состояния нагрузки судна «3»

Приведенное плечо кренящей пары при динамическом действии ветра на судно определяется по формуле

(2.53)

где — возвышение центра парусности над плоскостью действующей ватерлинии, м;

— поправочные коэффициенты, учитывающие влияние сил сопротивления воды боковому дрейфу и сил инерции на плечо кренящей пары z, определяются по табл.12.5.6 «Правил Российского Речного Регистра».

Для состояния нагрузки судна «1»:

Для состояния нагрузки судна «2»:

Для состояния нагрузки судна «3»:

Таким образом, кренящий момент от динамического действия ветра на судно будет равен:

Для состояния нагрузки судна «1»:

Для состояния нагрузки судна «2»:

Для состояния нагрузки судна «3»:

Предельно допустимый момент при динамических наклонениях для судов класса «О», определяется с учётом бортовой качки.

Расчетные амплитуды бортовой качки, определяются по табл.12.6.1 «Правил Российского Речного Регистра» в зависимости от коэффициентов m, с-1.

Коэффициенты m определяются по формуле

(2.54)

где — множители, характеризующие частоту свободных колебаний судна и учитывающие влияние формы корпуса на амплитуды бортовой качки.

Множитель, характеризующий частоту собственных колебаний судна (на тихой воде), следует определять по формуле:

(2.55)

где — метацентрическая высота, м;

— коэффициент, значения которого следует принимать по табл.12.6.3 «Правил Российского Речного Регистра» в зависимости от параметра .

Параметр определяется по формуле:

(2.56)

где — метацентрическая высота, м;

— водоизмещение судна при средней осадке Tср, по действующую ватерлинию, м3;

— ширина судна по действующей ватерлинии, м;

— возвышение центра тяжести судна над основной плоскостью для данного варианта нагрузки, м.

Для состояния нагрузки судна «1»:

Для состояния нагрузки судна «2»:

Для состояния нагрузки судна «3»:

Таким образом значение величины для состояния нагрузки «1» будет равно 3,3, а для состояний «2» и «3» — 2,4.

Значение величины равно:

Для состояния нагрузки судна «1»:

Для состояния нагрузки судна «2»:

Для состояния нагрузки судна «3»:

Значения безразмерных множителей и, учитывающих влияние формы корпуса судна на амплитуды бортовой качки, следует принимать по табл. 12.6.3 «Правил Российского Речного Регистра», в зависимости от отношения — ширины действующей ватерлинии к Tср — средней осадке и коэффициента полноты водоизмещения ?.

Для всех состояний нагрузки судна коэффициенты: и .

Значение величины равно:

Для состояния нагрузки судна «1»:

Для состояния нагрузки судна «2»:

Для состояния нагрузки судна «3»:

Таким образом, значение расчетные амплитуды бортовой качки будут равны:

Для состояния нагрузки судна «1»:

при ;

Для состояния нагрузки судна «2»:

при ;

Для состояния нагрузки судна «3»:

при ;

Определяем — угол входа кромки палубы в воду и — численное значение плеча предельно допустимого момента, по диаграммам остойчивости представленных на рисунках 2.2, 2.3, 2.4.

Рисунок 2.5 — и при состоянии нагрузки судна порожнем Рисунок 2.6 — и при состоянии нагрузки судна с 10% груза и запасов топлива Рисунок 2.7 — и при состоянии нагрузки судна в грузу с полными запасами Для состояния нагрузки судна «1»: и .

Для состояния нагрузки судна «2»: и .

Для состояния нагрузки судна «3»: и .

Предельно допустимый момент, соответствующий углу опрокидывания судна определяется по формуле:

(2.57)

где — водоизмещение, кН;

— численное значение плеча предельно допустимого момента, м.

Для состояния нагрузки судна «1»:

Для состояния нагрузки судна «2»:

Для состояния нагрузки судна «3»:

Запас остойчивости по основному критерию:

(2.58)

где — предельно допустимый момент, кН•м;

— кренящий момент от динамического действия ветра.

Для состояния нагрузки судна «1»:

Для состояния нагрузки судна «2»:

Для состояния нагрузки судна «3»:

Результаты расчета остойчивости по основному критерию сведены в таблицу 2.2.

Таблица 2.13 — Результаты расчета остойчивости

Схема предельно допустимых углов показана на рисунке 2.6:

Рисунок 2.8 — Предельно допустимые углы

Выполненные расчёты показали, что остойчивость судна будет удовлетворять требованиям Российского Речного Регистра, предъявляемым к судам данного типа, при плавании в разрядах и «О».

2.5 Расчет фундаментной рамы Вследствие сложности конструкции и сложности воздействия переменных внешних сил, фундаментные рамы точному расчёту не поддаются. Поэтому на практике ограничиваются проверкой основных, наиболее опасных сечений рамы на напряжение от давления газов и от сил инерции.

Для рам со станинами в виде колон расположенных в средней плоскости рамных подшипников или с блок — цилиндрами, крепящихся к той же плоскости анкерными связями, давление газов вызывает деформации изгиба только в поперечных балках рамы. Так как выбранный нами двигатель отличается от базового по ширине и длине, то необходимо пересмотреть конструкцию рамы.

Двигатель ЯМЗ-238АК на 1,18 м короче базового двигателя 6ЧСП 15/18 и отличается по ширине на 0,38 м, следовательно, длина рамы удовлетворяет новым требованиям и не нуждается в увеличении. Систему набора конструктивных элементов рамы также не меняем, так как увеличение нагрузки на раму пропорционально увеличению площади опоры двигателя. Установку двигателя производим на существующую фундаментную раму с небольшой технологической доработкой по месту.

2.6 Расчет систем СЭУ

2.6.1 Расчет топливной системы

Топливные системы предназначены для приема, хранения, перекачивания, очистки, подогрева и подачи топлива для сжигания к парогенераторам, газовым турбинам и двигателям внутреннего сгорания, а также для передачи топлива на берег или на другие суда.

Объем расходной цистерны подсчитывается из расчета обеспечения работы главного двигателя на номинальном режиме в течение 8 часов

(2.59)

где — коэффициент, учитывающий мертвый запас топлива;

— удельный расход топлива, кг/кВт· ч;

— номинальная мощность двигателя, кВт;

— число главных двигателей;

— плотность топлива, т/м3.

Объем расходных цистерн вспомогательного двигателя берется из расчета обеспечения их работы не менее 4 часов:

(2.60)

где — удельный расход топлива вспомогательного двигателя ;

— номинальная мощность вспомогательного двигателя кВт;

— число вспомогательных двигателей.

Объем цистерны отсечного топлива составляет 50?100 л на каждые 1000 кВт мощности главного двигателя

(2.61)

Вместимость сточной цистерны по проекту 0,02 м³, поэтому изменений размеров не требуется.

Производительность топливоподкачивающего электронасоса (дежурного) выбирается из условия заполнения расходной цистерны в течение 20…30 мин.

(2.62)

Полученная подача не превышает подачу судового топливоподкачивающего насоса установленного по проекту (подача), поэтому насос заменять не нужно.

Производительность резервного ручного насоса выбирается из условия заполнения расходной цистерны в течение 1 часа.

(2.63)

где — время заполнения расходной цистерны, ч.

Судовой топливоподкачивающий ручной насос полностью отвечает условию заполнения расходной цистерны за один час (производительность 0,72?1,2 м3/ч), поэтому его замена не требуется.

Мощность топливного насоса:

(2.64)

где — к.п.д. насоса;

— напор в магистрали, МПа.

Насос, предусмотренный проектом, оставляем без изменений, так как расчетная мощность (0,272 кВт) не превышает проектную (0,5 кВт).

2.6.2 Расчет масляной системы

Масляная система предназначена для приема, хранения и подачи масла потребителям. Масляные системы дизельных установок во многих случаях состоят из следующих, по существу, независимых систем:

смазочной и охлаждения трущихся деталей главных и вспомогательных двигателей;

смазочной редукторных передач;

гидравлической реверс-редукторных, гидродинамических и объемных гидравлических передач;

масляной органов управления и автоматического регулирования.

Производительность нагнетательного масляного насоса

(2.65)

где — коэффициент запаса подачи;

— количество теплоты, отбираемое маслом от трущихся пар двигателя, кДж/ч;

— теплоемкость масла, кДж/(кг· ?С);

— плотность масла, т/м3;

— температура масла за двигателем, ?С;

— температура масла перед двигателем, ?С.

(2.66)

где — доля тепла, отводимая маслом от всего количества теплоты, выделяемой при сгорании топлива в цилиндрах двигателя;

— удельная теплота сгорания дизельного топлива, кДж/кг;

— удельный расход топлива, кг/(кВт· ч);

— номинальная мощность двигателя, кВт.

Объем сточной цистерны:

(2.67)

где — число смен масла за период автономного плавания;

— объем маслосборника, м3.

(2.68)

где — коэффициент, учитывающий мертвый запаса топлива и увеличение объема масла при его нагреве;

— кратность циркуляции масла;

— производительность откачивающего насоса, принимается на 25?30% больше подачи нагнетательного насоса, м3/ч.

(2.69)

Вместимость цистерны отработанного масла по проекту 0,2 м³, поэтому изменений размеров её не требуется.

Поверхность охлаждения масляного холодильника:

(2.70)

Где — коэффициент теплопередачи от масла к стенкам трубок холодильника, Вт/(м2· ?С);

— средняя температура масла и воды, ?С.

(2.71)

где — температура забортной воды перед холодильником. Принимается в зависимости от бассейна плавания (Таблица 2.1);

— температура забортной воды за холодильником, °С.

Таблица 2.14 — Температура забортной воды

Производительность насоса забортной воды:

(2.72)

где — коэффициент запаса подачи воды;

— теплоемкость пресной речной воды, кДж/(кг· ?С);

— плотность речной воды, т/м3.

Насос забортной воды поставляется в комплекте с двигателем. Его производительность, по данным завода-изготовителя дизеля, составляет не менее 383 л/мин (22,98 м3/ч).

2.6.3 Расчет системы охлаждения

Система водяного охлаждения дизельных установок, как правило, двухконтурная. Она состоит из замкнутой системы внутреннего контура, вода которой охлаждает дизель, и открытой системы внешнего контура, в которой через холодильник циркулирует забортная вода. В настоящее время насосы внутреннего и внешнего контуров, как правило, входят в комплект поставки дизельной установки. Если насосы не входят в комплект поставки необходимо рассчитать их параметры.

Подача насоса внутреннего контура определяется по формуле:

(2.73)

где — коэффициент запаса подачи воды;

— теплоемкость пресной речной воды, кДж/(кг · ?С);

— плотность речной воды, т/м3;

— разность температур воды на выходе из дизеля и на входе в него, ?С;

— количество теплоты, отбираемое водой внутреннего контура от охлаждаемых деталей двигателя, кДж/ч.

(2.74)

где — доля тепла, отводимая водой от всего количества теплоты, выделяемой при сгорании топлива в цилиндрах двигателя.

Насос охлаждения внутреннего контура поставляется вместе с двигателем.

Производительность насоса внешнего контура. В качестве насоса охлаждения внешнего контура используется насос для прокачки масляного холодильника его расчет был выполнен выше и она составила 1,63 м3/ч.

Насос внешнего контура охлаждения поставляется вместе с двигателем.

Объем расширительного бака:

(2.75)

Выбирается из условия расхода воды 100?150 л на каждые 1000 кВт мощности главных двигателей.

Расширительный бак, имеющийся на судне, имеет больший объем, чем расчетное значение, таким образом, его замена не требуется.

2.6.4 Проверочный расчет системы газовыпуска

Система выхлопных газов служит для отвода в атмосферу выпускных газов от двигателей и котлов. Отработанные газы по трубопроводу выпускаются через фальштрубу или через обшивку в корму. На малых речных судах выпуск мажет быть под воду.

Каждый двигатель имеет отдельную газовыпускную систему, допускается их объединение после глушителя. Искрогаситель может быть общий.

Дымоходы вспомогательных котлов не следует объединять с газовыпускными трубами. На судах, перевозящих нефтепродукты, и на буксирах требуется установка искрогасителей «мокрого» (газы пропускаются через слой воды в 80? 100 мм.) или «сухого» типа.

Для уменьшения тепловыделений, трубы покрывают теплоизоляцией, чтобы их температура была меньше 50 °C, а удлинение труб при нагреве компенсируют гибкими элементами. Роль глушителя может выполнять утилизационный котел. Сопротивление газовыпускной системы не должно превышать 300? 400 мм водного столба.

Площадь сечения газовыпускного трубопровода:

(2.76)

где — допустимое давление в трубопроводе;

— суммарный коэффициент избытка воздуха при горении;

— теоретически необходимое количество воздуха для сгорания одного килограмма топлива, кг/кг;

— газовая постоянная, кДж/кг;

— допустимая скорость движения газа в трубопроводе, м/с;

— температура газов за дизелем, K.

Для обеспечения полученной площади поперечного сечения необходим внутренний диаметр трубопровода 104 мм. При монтаже выхлопного трубопровода следует обратить внимание на следующие требования завода-изготовителя двигателя:

диаметр выхлопной трубы, выводящей выхлопные газы из машинного отделения, должен увеличиваться от диаметра фланца выхлопного коллектора до диаметра 150 — 200 мм.

изгибов выхлопной трубы должно быть как можно меньше. Не должно быть резких изгибов выхлопной трубы, изгибы должны быть плавными, больших радиусов.

для обеспечения стабильной работы турбокомпрессора, выхлопная труба надёжно закрепляется.

Новый трубопровод изолируется, нарушенная теплоизоляция восстанавливается. Принимаем трубу с условным проходом 108 мм по ГОСТ 8732– — 78 для бесшовных труб.

Вывод. Из результатов проверочных расчётов видно, что между проектируемым вариантом и прототипом различия небольшие, поэтому рациональней оставить существующие на судне цистерны и насосы. Сводные данные расчета систем представлены в таблице 2.17.

Таблица 2.15 — Расчет систем

При анализе данных, полученных в расчетах и существующего на судне оборудования, обслуживающего главный двигатель, видно, что установка дополнительных цистерн и замена оборудования не требуется. Оборудование машинного отделения теплохода проекта Т-63М удовлетворяет новым условиям работы.

Список используемых источников

1. Басин, А. М. Руководство по расчету и проектированию гребных винтов судов внутреннего плавания. Текст] / А. М. Басин.-М.: Транспорт, Ленинград, 1977.-268 с.

2. Ваганов, Г. И. Тяга судов. [Текст] / Г. И. Ваганов, В. Ф. Воронин, В. К. Шанчурова. — М.: Транспорт, 1986.-199с.

3. Ваншейдт, В. А. Судовые установки с двигателями внутреннего сгорания. [Текст] / В. А. Ваншейдт, П. А .Гордеев.- Ленинград: Судостроение, 1978. 399с.

4. Ведрученко, В. Р. Методические указания к дипломному проектированию. [Текст] / В. Р. Ведрученко, В. А .Плотников, Я. М. Стрек, О. И. Шелудяков, А. Д. Шипитько. А.Д. г. Омск: НГАВТ, 2002.-82 с.

5. Егоров, Г. Л. Центробежный насос. [Текст]: методич. указание, / Г. Л. Егоров. — Новосибирск: НИИВТ, 1991. — 58 с.

6. Егоров, Г. Л. Судовые гидравлические машины, вспомогательные механизмы и системы. [Текст]: методич. указание, / Г. Л. Егоров. — Новосибирск: НИИВТ, 1990. — 48 с.

7. Камкин, С. В. Эксплуатация судовых энергетических установок. [Текст] / С. В. Камкин. — М.: Транспорт, 1996. — 432с.

8. Конаков, Г. А. Судовые энергетические установки и техническая эксплуатация флота. [Текст] / Г. А. Конаков, Б. В. Васильев.- М.: Транспорт, 1980.-123с.

9. Макаров, В. Г. Общесудовые системы. [Текст]: Сб. науч. тр./В.Г. Макаров, М. Г. Гуськов, Н. И. Зинченко. — Л.: 1989. — 114 с.

10. Кузьменков, О. П. Расчет мощности судовой электростанции. [Текст]: методич. пособие / О. П. Кузьменков. — Новосибирск: НИИВТ, 1978. — 99с.

11. Леонтьевский, Е. С. Справочник механика и моториста теплохода. [Текст]/ Е. С. Леонтьевский — М.: Транспорт, 1971.-431с.

12. Мельничук, В. А. Экономическое обоснование дипломных проектов. [Текст]: методич. пособие, В. А. Мельничук. — Омск: НГАВТ ОФ, 2003. — 28с.