Суднові установки

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.

скачати


  1. Розрахунок ходкості судна і вибір гребного гвинта

1.1 Головні елементи судна

Тип судна - контейнеровоз типу LO - RO

Довжина по ГВЛ, м L = 145,6 м

Ширина, м В = 23 м

Осаду, м Т = 8,5 м

Коефіцієнт загальної повноти d = 0,65

Коефіцієнт повноти мідельшпангоута b = 0,98

Коефіцієнт поздовжньої повноти j = d / b = 0,66

Дедвейт, т Dw = 13500

Потужність, кВт Ne ном = 8320

Частота обертання головного двигуна: n = 118 хв ^ (-1) = 1,97 сек ^ (-1)

Число гребних гвинтів 1

1.2 Постійні величини розрахунку

Коефіцієнт кінематичної в'язкості n = 1,61 * 10 ^ (-6) м ^ 2 / с

Надбавки на шорсткість поверхні z ш = 0,3 * 10 ^ (-3)

Коефіцієнт вихрового опору виступаючих частин корпусу z а = 0,1 * 10 ^ (-3)

Коефіцієнт повітряного опору z пов = 0,04 * 10 ^ (-3)

Величина L / B = 6,33

Величина B / T = 2,7

Величина Ö (g * L) = 37,793

1.3 Розрахунок змоченої поверхні корпусу контейнеровоза

Для транспортних суден змочену поверхню голого корпусу рекомендується

визначати за наближеною формулою професора В. А. Семек [1]:

W гк = L * T * [2 +1,37 * (d -0,274) * B / T]

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

Змочена поверхню виступаючих частин може бути визначена як певна частка змоченої поверхні голого корпусу.

W вч = 0,03 * So = 0,03 * 4200 = 126 м ^ 2

Сумарна змочена поверхня:

W = W гк + W вч = 4200 +126 = ​​4326 м ^ 2

Значення виразу:

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

де r = 1025 кг / м 3 - щільність води.

1.4 Розрахунок опору і буксирувальної потужності

У практичних розрахунках повне опір руху судна рекомендується визначати за формулою:

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

де z - коефіцієнт повного опору, що являє собою суму таких коефіцієнтів:

z тп - коефіцієнт тертя еквівалентної пластини;

z ш - надбавка на шорсткість судновий поверхні;

z о - коефіцієнт залишкового опору судна;

z а - коефіцієнт опору виступаючих частин;

z возд - коефіцієнт повітряного опору.

Розрахунок виконуємо в табличній формі відповідно до вказівок [1].

Таблиця 1.1.

Розрахунок буксирувальної потужності

Розрахункові формули і величини

Розмір

Швидкість ходу в вузлах Vs

Примітка



16

18

20

22


1. V = 0, 51 4 * Vs

м / с

8,224

9,252

10,280

11,308


2. V ^ 2

(М / с) ^ 2

67,63

85,60

105,68

127,87


3. Re = (V * L / n)


7,44

8,37

9,30

10,23

* 10 ^ (-8)

4. Fr = V / Ö (g * L)


0,218

0,245

0,272

0,299


5. Z тп * 10 ^ 3 = f (Re)


1,63

1,60

1,58

1,57

рис.2.

6. Z о * 10 ^ 3 = f (d, Fr)


0,90

1,35

1,65

3,13

рис.6.

7. До L / B


0,70

0,80

0,96

1,36

рис.8.

8. До B / T = f (Fr, L / B)


1,11

1,06

1,02

1,14

рис.11.

9. Z о * 10 ^ 3 = (6) * (7) * (8)


0,699

1,145

1,616

4,853


10. Z = z тп + z о + z ш + z а


2,729

3,145

3,596

6,823


  1. R = (W * r / 2) *

* (2) * (10) * 10 ^ (-6)

кН

409

597

843

1934


12. EPS = (1) * (11)

кВт

3364

5523

8666

21870


13. 1,2 * R

кН

491

716

1012

2321


14. 1,2 * EPS

кВт

4037

6628

10399

26244


За результатами розрахунків будуємо криві опору R = f (Vs) і криві буксирувальної потужності EPS = f (Vs). Так як в процесі експлуатації корпусу судна спостерігається зміна характеристик корпусу судна і гребного гвинта, то вводиться експлуатаційна надбавка, що дорівнює 20% для проектованого судна і будуються криві опору і буксирувальної потужності з урахуванням цієї надбавки (Рис.1.1.).



Рис.1.1.

1.5 Розрахунок оптимальних елементів гребного гвинта

1.5.1 Вибір конструктивного типу рушія, орієнтовних значень швидкості ходу судна і діаметра гребного гвинта

Відповідно до рекомендацій розділу 2 [2], в якості рушія приймаємо суцільнолитий гребний гвинт.

Для вибору значення D ор використовуємо діаграму на рис. 1 [2]. Орієнтовне значення швидкості судна визначаємо з графіка на рис.1.1.

Vs ор = 17,5 уз

Для грубої оцінки коефіцієнта попутного потоку w т використовуємо формулу Тейлора [2]:

w т = 0,5 * d - 0,05 = 0,5 * 0,65 - 0,05 = 0,275

Швидкість обтікання гребного гвинта:

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

З діаграми на рис. 1 [2] знаходимо: D ор = 5,2 м

Відповідно до рекомендацій, для одногвинтових судів маємо:

Дпред = 0,75 * Т = 0,75 * 8,5 = 6,3 м

Для подальших розрахунків приймаємо: D ор = 5,2 м; Vs ор = 17 уз.

1.5.2 Визначення коефіцієнтів взаємодії гребного гвинта з корпусом судна

Коефіцієнт попутного потоку знаходимо за формулою Холтропа [2]:

w т = В * W * З v / (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),

де С v = 1,05 * (z тп + z ш) = 1,05 * (1,6 +0,3) * 10 ^ (-3) = 1,995 * 10 ^ (-3)

В * W * З v / (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

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

Отримане значення w т перевіряємо за формулою Е. Е. Папмеля [2]:

w т = 0,165 * d * Ö [V ^ (1 / 3) / D] - Dw т,

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

Dw т - поправка на вплив числа Фруда:

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

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

Остаточно приймаємо: w т = 0,254.

Коефіцієнт засмоктування визначаємо за формулою 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

отримане значення перевіряємо відповідно до рекомендацій [2]:

t / w т = 0,180 / 0,254 = 0,7

Остаточно приймаємо t = 0,180.

Коефіцієнт нерівномірності поля швидкостей в диску гребного гвинта приймаємо:

i = i 1 = i 2 = 1

Коефіцієнт впливу корпуса судна визначаємо за формулою:

h к = (1 - t) / (1 ​​- w т) * i = (1-0,180) / (1-0,254) = 1,1

1.5.3 Визначення числа лопатей і дискового відносини гребного гвинта і вибір розрахункової діаграми

Відповідно до вказівок для одногвинтових судів маємо:

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

Для визначення дискового відносини Q використовуємо діаграму на рис. 4. [2].

Q = 0,6

Для вибору числа лопатей гребного гвинта визначаємо коефіцієнт навантаження гребного гвинта по упору:

s р = 9,64 * h к * R / (r * (1 - w т) * Vs ^ 2 * D ^ 2)

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

Число лопатей z у відповідністю з рекомендаціями [2] приймаємо рівним 4.

Розрахункова діаграма: В4-55.

1.5.4 Облік механічних втрат в лінії валопровода

Так як МО знаходиться в кормі і передача на гвинт пряма, приймаємо:

h пер = 1; h вал = 0,99.

1.5.5 Розрахунок оптимальних елементів гребного гвинта, що забезпечують найбільшу швидкість при заданій потужності і частоті обертання двигуна

Розрахунок вихідних даних для визначення найбільшої швидкості виконуємо в таблиці 1.2.

Для розрахунку приймаємо n розр = n ном, N е розр = N е ном / 1,05 ^ 3

Таблиця 1.2.

Розрахунок вихідних даних для визначення найбільшої швидкості ходу судна і оптимальних елементів гребного гвинта

Розрахункові величини і формули.

Раз

М e р ність

Числові значення розрахункових величин

Прим.

1. Vs

Вузли

16

17

18

19

20

Визнач

2. V р = 0,514 * Vs * (1 - w т)

М / с

6,14

6,52

6,90

7,29

7,67


  1. До NQ =

= 0,523 Vp / Ö n * Ö [Ö (r * Vp / Np)]


2,22

2,39

2,57

2,75

2,93


4. J


0,56

0,59

0,64

0,665

0,72

Діагр.

5. H o


0,6

0,62

0,64

0,65

0,665

Діагр.

6. H / D = f (К NQ)


0,87

0,90

0,94

0,97

1,02

Діагр.

7. D = Vp / (n * J)

М

5,57

5,61

5,47

5,56

5,41


8. H = h o * h до


0,606

0,626

0,646

0,657

0,672


9. EPS = f (Vs)

Квт

4000

5400

6600

8500

10500

Рис.1.1

10. Ne = EPS / (h * h в * h пер)

Квт

6667

8713

10320

13068

15783


Постійні величини розрахунку

Ne = 7187 кВт

h в * h пер = 0,99

Np = Ne * h в * h пер =

= 7115 кВт

N = 118 хв ^ (-1)

Nc = 1,97 сек ^ (-1)

w т = 0,254

T = 0,1 80

I = 1

h к = (1 - t) / (1 ​​- w) * i = 1,1

D перед = 6,3 м

За результатами виконаного розрахунку будуємо графіки (Ne; D; H / D; J) = f (Vs) і знаходимо значення вказаних елементів гребного гвинта і швидкість судна для заданої номінальної потужності (Рис.1.2. ¸ 1.4.):

  • Vs = 16,8 вузлів

  • D = 5,57 м

  • H / D = 0,9

  • J = 0,582

Рис.1.2.

Рис.1.3.

Рис. 1.4.

1.6. Перевірка гребного гвинта на кавітацію

Перевірку гребного гвинта на кавітацію проводимо за формулою [2]:

Q розр = (1,5 +0,35 * z) * R / ((P а + r * g * ho - Pv) * D ^ 2) + 0,2 * Zp,

де Ра - атмосферний тиск повітря, Ра = 101300 Н / м ^ 2;

ho - заглиблення осі гребного гвинта,

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

Pv - тиск насичених парів, Pv = 1226 Н / м ^ 2 при t = 10 ° C;

Zp = 1 - кількість гребних гвинтів.

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

Q розр <Q, тобто дисковий ставлення гребного гвинта забезпечує відсутності кавітації.

Остаточні конструктивні елементи гребного гвинта.

Діаметр гвинта

D = 5,57 м

Крокові ставлення

H / D = 0,9

Крок

Н = 5,013 м

Дисковий ставлення

Q = 0,55

Число лопатей

Z = 4

Напрямок обертання гвинта

праве

Матеріал

ЛМцЖ 55-3-1

При виборі матеріалу гребного гвинта враховувалися наступні обставини:

  • «Отруйність» металу, забезпечувана легуючої добавкою міді;

  • плинність металу в умовах виготовлення гвинта методом лиття під тиском, що забезпечується легуючої добавкою кремнію;

  • витривалість металу в умовах циклічних навантажень по моменту опору, забезпечувана легуючої добавкою молібдену;

  • корозійна стійкість металу при експлуатації в морській воді, забезпечувана добавкою хрому.

Також враховувалася вартість виготовлення гребного гвинта у вітчизняному виробництві. («Пролетарський завод»).

  1. Розрахунок паспортних характеристик і побудова паспортних діаграм

Номінальна частота обертання n = 118 хв ^ (-1)

Номінальна потужність двигуна N е ном = 8320 кВт

Експлуатаційна потужність двигуна Ne = 0,9 * Ne ном = 0,9 * 8320 = 7488 кВт

Експлуатаційна частота обертання n = n ном / Ö (Ne ном / Ne) = 114 хв ^ (-1)

Розрахунок паспортних характеристик проводимо для наступних значень:

n = 90; 100; 114; 118; 125 хв ^ (-1)

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

Таблиця 1.3.

Розрахунок паспортних характеристик

J

Коефіцієнти:

n

90

100

114

118

125

об / хв


Упору К1

nc

1,5

1,67

1,97

2,0

2,08

об / сек


Тяги Ке

nc ^ 2

2,25

2,77

3,88

4,00

4,32

з ^ (-2)


Моменту К2

nc ^ 3

3,375

4,630

7,645

8,000

9,000

з ^ (-3)


Кт

0,25

Vs

8, 72

9,70

11,45

11,62

12,09

вузли

0,40

Ке

0,205

Pe

455,07

560,25

784,75

809,02

873,74

кН


До Q

0,035

Ne

4120

5652

9332

9766

10986

кВт


Кт

0,21

Vs

10,89

12,13

14,31

14,53

15,11

вузли

0,50

Ке

0,172

Pe

381,82

470,06

658,42

678,79

733,09

кН


До Q

0,030

Ne

3531

4844

7999

8371

9417

кВт


Кт

0,17

Vs

12,68

14,12

16,65

16,91

17,58

вузли

0,582

Ке

0,139

Pe

308,56

379,87

532,10

548,55

592,44

кН


До Q

0,026

Ne

3060

4199

6933

7255

8161

кВт


Кт

0,15

Vs

14,16

15,77

18,60

18,88

19,64

вузли

0,65

Ке

0,123

Pe

273,04

336,15

470,84

485,41

524,24

кН


До Q

0,023

Ne

2707

3714

6133

6417

7220

кВт

Розрахункові формули і постійні величини

Ке = Кт * (1 - t) * i

Vs = J * n * D / [0,514 * (1 - w)]

Pe = Ke * r * n ^ 2 * D ^ 4 * 10 ^ (-3)

Ne = 2 * p * r * KQ * n ^ 3 * D ^ 5 * i / (10 ^ 3 * h пер * h в)

D = 5,5 7 м

w т = 0,254

t = 0,1 80

r = 1025 кг / м 3

По даній таблиці будуємо паспортну діаграму (рис. 1.4) і по ній визначаємо специфікаційних швидкість, швидкість на випробуваннях і експлуатаційну швидкість судна.


Рис.1.5.

Користуючись діаграмою знаходимо:

  1. Швидкість судна в експлуатації в вантажу з чистим корпусом при n ном: Vs = 16 уз. Потужність двигуна Ne = 7200 кВт.

  2. Запас потужності під час руху судна зі швидкістю Vs = 16 вузлів при частоті обертання двигуна n ном = 118 хв ^ (-1) в вантажу з чистим корпусом:

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

  1. Максимальна швидкість на випробуваннях: Vs = 16,8 вузла, при n = 125 хв ^ (-1)

  2. Експлуатаційна швидкість ходу судна при середніх експлуатаційних умовах і при збільшеній на 20% опір середовища руху судна:

Vs експл. = 14,4 вузла при n експл = 114 хв ^ (-1) і N = 6200 кВт.

  1. Вибір головного двигуна і обгрунтування його параметрів

2.1 Вимоги, що пред'являються до суднових дизелів

Специфічні умови експлуатації суднових дизелів, а саме:

визначають такі вимоги, які пред'являються до суднових дизелів:

  1. Оптимізація всіх основних режимів.

  2. Надійність роботи, тобто можливість тривалої роботи без вимушеної зупинки.

  3. Максимальний термін служби без заміни основних деталей.

  4. Висока економічність (мінімальна питома витрата палива й мастила).

  5. Простота конструкції.

  6. Автоматизація управління та контролю.

  7. Низький рівень гучності.

  8. Низька вартість.

  9. Малі габарити і маса.

  10. Мінімальний витрата пускового повітря при безвідмовному пуску в холодному стані.

  11. Стійка робота на мінімальній частоті обертання (0,25 ¸ 0,30 n ном).

  12. Зручність огляду, розбирання та складання.

На світовому флоті в якості малооборотних дизелів великої потужності використовуються двотактні крейцкопфні двигуни, що мають наступні переваги:

На сучасних контейнеровозах часто встановлюються двигуни MAN типу KSZ, зокрема KSZ 70/120. Це двотактні малооборотним крейцкопфні двигуни з контурною схемою продувки. У них застосовується ізобарна система наддуву з попередньо включений електровоздуходувок. Досвід експлуатації цих дизелів показав, що в машинному відділенні рівень шуму перевищує 120 ¸ 130 Дб що не відповідає вимогам санітарних норм. Ці двигуни мають підвищену витрату масла і палива, а також є трудомісткими в технічному обслуговуванні. Обмеженість габаритів машинного відділення ускладнює проведення ремонтних і профілактичних робіт, хоча верхній простір МО залишається вільним від елементів конструкції енергетичної установки.

При експлуатації цих двигунів спостерігається підвищена вібрація зварний фундаментної плити, що призводить до зниження ресурсу упорного підшипника, встановленого безпосередньо в останній по ходу балці плити. Оскільки станина з циліндрами скріплена з фундаментної плитою за допомогою довгих анкерних зв'язків, потрібна підвищена увага до них внаслідок вібрації. Невдало виконана мастило головних підшипників через спеціальний клапан під тиском і крейцкопфа з однопроточнимі пазухами. Значні габарити головного двигуна KSZ досягають по довжині 8,52 м, за висотою 3,41 м (дані для двигуна K 5 SZ 70/125), що вимагає збільшення розмірів машинного відділення і в результаті відбувається скорочення провозоспособності судна. Для усунення зазначених недоліків фірмою MAN з середини 80-х років розроблено потужностний ряд длінноходових двигунів типу «МС», які мають укорочену довжину і високе значення S / D. Ці двигуни мають низьку вартість виробництва внаслідок уніфікації вузлів і зниження витрат на механічну обробку, низький рівень шуму і високу економічність. З 1990 року фірмою MAN розпочато виробництво сверхдлінноходових дизелів типу «S - MC» у компактному виконанні. Застосування цих двигунів, зокрема двигуна 6 S 50 MC - C, в порівнянні з длінноходовимі типу «МС» аналогічної потужності дозволяє скоротити довжину двигуна і, відповідно зменшити довжину машинного відділення на 1 метр. У дипломному проекті відповідно до результатів розрахунків ходкості судна, сверхдлінноходовой двигун 6 S 50 MC - C забезпечує необхідну потужність і частоту обертання. Даний двигун двотактний, малооборотним з ізобарно системою наддуву, має відношення S / D = 4,0. Дані фірми МА N показують, що при зниженні частоти обертання на 25% і при роботі на частковій потужності до 0,6 * N ном, привабливими моментами є значення економії палива, зниження витрат на ремонт і запасні частини, спрощене обслуговування. Оскільки номінальна потужність двигуна 6 S 50 MC - C невисока, в дипломному проекті не розробляється турбокомпаундная система, виходячи з рекомендацій фірми MAN. Важливе значення для економічності двигуна має компонування і конструкція системи наддуву. Фірма MAN при парному числі циліндрів близько 4-х рекомендує встановлювати газотурбонагнетатель фірми «Броун-Бовері» типу VTR 4 A з ізобарний підведенням газу. Для усунення недоліку, властивого ізобарно системі наддуву, а саме погіршення роботи ГД в області малих навантажень із-за недостатньої прийомистості ГТН передбачається підкрутка газового потоку з метою збільшення кінематичної енергії при вході в газовпускной корпус турбонагнітача. Досвід експлуатації такого ГТН з ККД близько 0,72 показує, що підключення електроприводної повітродувки відбувається при більш низьких навантаженнях ГД, завдяки чому розширюється діапазон роботи двигуна з підвищеною економічністю.

2.2 Короткий опис конструкції головного двигуна

Двигун 6 * S 50 MC - C крейцкопфний з прямоточноклапанной системою газообміну реверсивний з вбудованим наполегливим підшипником. Нижче наводяться характеристики двигуна для номінального режиму роботи. [4]

Потужність, кВт

4560

Хід поршня, м

2,0

Частота обертання, об / хв

95

Середнє ефективне тиск газів, бар

12,2

Питома ефективна витрата палива, г / (кВт * год)

159

Питома витрата масла циркуляційного на циліндр, кг / добу

5

Вага сухий, т

210

Питома витрата циліндрового масла, г / (кВт * год)

1,1 ¸ 1,6

Висота двигуна, м

8,9

Довжина двигуна, м

6,715

Ширина двигуна, м

3,15

Використовуючи каталожні дані фірми MAN по двигуну 6 S 50 MC - C можна визначити необхідну потужність за результатами розрахунків ходкості судна:

N е ном = [N кат * n ном ^ 3] / n кат ^ 3 = 4560 * 118/95 = 8739 кВт,

де N кат - потужність двигуна по каталогу «MAN B & W»;

n кат - обороти двигуна по каталогу;

n ном - номінальні обороти двигуна з розрахунку ходкості судна.

Як бачимо, отримана потужність двигуна забезпечує порівняно невелику перевантаження, складову приблизно 1,9%, що задовольняє вимогам розрахунків ходкості судна.

Двигун типу S - MC - C відрізняється наступними якостями:

  • низьке споживання палива, широкий діапазон вибору швидкості;

  • малі витрати змащувальних масел;

  • можливість роботи на важкому, низькосортному паливі з в'язкістю до 700 сСт;

  • високі технічні показники при низькій вартості технічного обслуговування;

  • низький рівень шуму;

  • широке поширення сервісних організацій по всьому світу.

Також необхідно пам'ятати про те, що фірма MAN має 60-и річний досвід у виробництві двотактних малооборотних дизелів.

Конструкція прийнятого головного двигуна відрізняється наступними конструктивними і технічними даними:

  • збільшена висота і зменшена довжина;

  • скорочено відстань між циліндрами;

  • длінноходовое співвідношення S / D = 4,0;

  • коротка корму, що вміщає ланцюгові приводи і наполегливі підшипники;

  • картер утримується подвійними болтами;

  • вчинені матеріали підшипників;

  • полегшений поршень;

  • верхнє кільце ущільнювача типу «Контроль тиску»;

  • паливний насос типу «ЗОНТ»;

  • оптимальна циліндрична втулка;

  • клапани, регульовані по тиску;

  • токсичність викиду газів відповідає нормам IMO;

  • єдиний рівень змащення циліндрів;

  • універсальна система змащення;

  • легка очистка елементів, охолоджуючих повітряні тракти;

  • доступність кріпильних болтів;

  • зменшено кількість клинів;

  • паливна апаратура двигуна високої якості;

  • легка розбирання вузлів і механізмів.

2.3 Особливості конструкції двигуна

Конструктивно-економічної особливістю дизеля фірми MAN є виготовлення кістяка підвищеної жорсткості, збільшення працездатності підшипникових вузлів кривошипно-шатунного механізму, оптимізація теплового стану камери згоряння і тепломеханічне напруженості деталей ЦПГ, підвищення надійності та довговічності випускних клапанів, оптимізація газообміну і наддуву, оптимізація паливоподачі та забезпечення роботи ТНВД і форсунок на важкому паливі.

Остов двигуна зберіг традиційну анкерну конструкцію, що поєднує фундаментну раму, станину і блок циліндрів. Його поперечна і поздовжня жорсткість посилюється коробчатої станиною, що складається з поперечних картерів стійок і поздовжніх зв'язків, що з'єднуються зварюванням в одне ціле для всіх циліндрів або для їх частини. Фундаментна рама чавунна, лита. На станині розміщуються чавунні монолітні блоки для одного або двох циліндрів. Утворюються у яких подпоршневую простору відокремлюються від картера диафрагменной частиною з посадочним місцем для установки сальника поршневого штока.

Через велику величини співвідношення S / D = 4,0 висота блоку істотно менше висоти робочого циліндра. Втулки циліндрів мають індивідуальні сорочки і на високому охолоджуваному посадковому бурті виступають на 1 / 3 ¸ 1 / 2 довжини над верхнім зрізом блоку.

Монолітна циліндрична кришка являє собою сталеве силове кільце з центральним отвором для корпусу випускного клапана. Вся конструкція кріпиться до блоку циліндрів подовженими кришкових шпильками. На кришці встановлено дві форсунки, пусковий і запобіжний клапани і індикаторний кран.

Підшипникові вузли сконструйовані з урахуванням збереження допустимих питомих тисків при високих Pz. З цієї причини для крейцкопфні підшипника введена диференціальна опорна поверхня, що передає зусилля від тиску газів безпосередньо по осі стрижня шатуна. Масло до крейцкопфа підводиться через телескопічне або шарнірний пристрій. Важливою особливістю цього дизеля є забезпечення допустимого рівня тепломеханічне навантаженості елементів камери згоряння. Експлуатаційна надійність ЦПГ була забезпечена виготовленням деталей у вигляді монолітних товстостінних конструкцій з внутрішньоканальні охолодженням, що дозволяє в рівній мірі забезпечувати допустимі напруги від тиску газів, інтенсивний теплоотвод і оптимальне теплове стан камери згоряння при комплектуванні дизелів агрегатами наддуву.

Особливістю конструкції двигуна типу S - MC - C є наявність можливості регулювання кута випередження подачі палива в діапазоні навантаження 85 ¸ 100% від N е ном., Що дозволяє зберігати високий ККД двигуна при задовільних значеннях теплової та механічної напруженості елементів ЦПГ.

  1. Вибір допоміжних механізмів СЕУ

3.1 Вибір утилізаційного котла

З метою підвищення економічності суднової енергетичної установки на судні застосована система часткової утилізації тепла вихлопних газів із застосуванням утилізаційного котла.

На судні встановлений длінноходовой двигун зі зниженою температурою вихлопних газів перед утилізаційним котлом.

Для вибору котла виробляємо розрахунок:

G г = ge * Ne * a * j * Lo / 3600,

де G г - витрата газів через котел;

Ne - ефективна потужність головного двигуна, кВт;

a - коефіцієнт надлишку повітря (для даного типу двигуна приймаємо a = 2,2);

j - коефіцієнт продування (приймаємо j = 1,4);

Lo - теоретичний витрата повітря (приймаємо Lo = 14,3 кг / кг);

ge - питома витрата палива (ge = 159 г / (кВт * год));

G г = 0,159 * 7830 * 2,2 * 1,4 * 14,3 = 54833 кг / год

З формули ККД маємо:

h к = [D п * (i н-i пв)] / [G г * Ср * (t вх.г-t у.г)],

де h до - ККД утилізаційного котла (приймаємо h к = 0,3);

D п - паропродуктивність котла;

i н - ентальпія насиченої пари (приймаємо з умов розрахунку допоміжного котла i н = 2855,4 кДж / кг);

i пв-ентальпія живильної води (теж, i пв = 166,72 кДж / кг);

t вх.г - температура входять газів, ° С (для длінноходових двигунів

t вх.г »260 ° С);

t у.г - температура газів, ° С (приймаємо t у.г = 160 ° С);

Ср - ізобарна теплоємність, Ср = 1,07 кДж / (кг * ° С).

Отже:

D п = h к * G г * Ср * (t вх.г-t у.г) / (i н-i пв) = 0,3 * 54833 * 1,07 * (260-160) / (2855, 4-166,72) = 655 кг / год

Виходячи з розрахунків вибираємо котел вітчизняного виробництва марки КУП 95 / 5 з параметрами:

  • паропродуктивність D п = 800 кг / год;

  • робочий тиск пари в сепараторі 0,5 МПа;

  • площа поверхні нагрівання Нп = 95 м ^ 2;

Робота теплохода планується в південних широтах, тому потреба в парі буде мінімальна, а паропродуктивність утилізаційної котельної установки забезпечить потреби судна в парі. При гострій необхідності в паралельну роботу можна запустити допоміжний котел.

3.2 Комплектація допоміжних механізмові систем для силової установки

      1. Паливна система

Застосовувані палива марки IFO з в'язкістю до 700 сСт при температурі 50 ° С.

g т = 0,95 ¸ 0,98 г / см ^ 3 N е = 7830 кВт g е = 159 г / (кВт * год)

Дальність плавання L = 8000 миль

а) Запас палива

G т = к * (G х + G ст),

де до = 1,1 ¸ 1,25 - коефіцієнт штормового запасу;

G х - витрата палива на ходу, т;

G ст - витрата палива на стоянці, т;

G х = t х * (ge * Ne + ge ДГ * Ne ДГ) = 0,15 * t х * ge * Ne

t х = L / Vs = 8000/19 = 421 год

G х = 1,15 * 421 * 0,159 * 7830 = 603 т

G ст = К3 * Gx,

де К3 = 0,2

G ст = 0,2 * 603 = 121 т

остаточно:

G т = к * (G х + G ст) = 1,1 * (603 +121) = 796 т

G тт = 0,85 * 796 = 677 т

G дт = 0,15 * 796 = 119 т

б) Обсяг паливних цистерн:

Важке паливо

V тт = b * G тт / g тт,

де b = 1,04 ¸ 1,05 - коефіцієнт захаращеності цистерн набором корпусу;

V тт = 1,05 * 677 / 0,97 = 733 м 3.

Дизельне паливо

V дт = b * G дт / g дт = 1,05 * 119 / 0,88 = 142 м ^ 3;

Обсяг відстойної цистерни (поза подвійного дна):

V отс = 24 * b * 1,15 * ge * Ne * 10 ^ (-3) / g тт = 24 * 1,05 * 0,159 * 7830 * 10 ^ (-3) / 0,97 = 32,3 м ^ 3

Обсяг видаткової цистерни важкого палива на 12 годин роботи головного двигуна:

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

Обсяг видаткової цистерни для дизельного палива:

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

в) Топлівоперекачівающіе насоси:

Продуктивність перекачуючого насоса важкого палива

Q тт = Vmax / t,

де Vmax - обсяг найбільшою цистерни основного запасу палива;

t = 3 ÷ 4 години - час роботи насоса

Q тт = 180 / 4 = 45 м 3 / год

Приймаються до установці два насоси (один з них резервний, забезпечує перекачування дизельного палива) марки ONV -35/10 продуктивністю 40 м 3 / год, потужність електроприводу N = 12,5 кВт

г) Топливоподкачивающий насоси визначаємо виходячи з формули потрібної потужності:

G пт = к * ge * Ne * g тт * 10 ^ (-3),

де до = 1,2 ÷ 1,3 - коефіцієнт запасу продуктивності насоса

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

До установці приймаються насоси марки 2ВВ 1,6 / 4,5 у кількості двох штук, продуктивністю Q = 2,5 м ^ 3 / год, потужність електроприводу N едв = 1,5 кВт.

д) Сепаратори важкого палива

Продуктивність сепараторів:

Q сеп = к * 24 * ge * Ne * 10 ^ (-3) / g тт,

де к = 0,3 - коефіцієнт робочого часу сепараторів

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

До установці приймаються два сепаратора марки МАРХИ-309, продуктивністю 8,5 м ^ 3 / ч кожен і потужністю електродвигуна N ед = 10 кВт.

Для сепарації дизельного палива встановлюється сепаратор СЦ-1, 5 продуктивністю Q = 1,5 м ^ 3 / год і потужністю електродвигуна N ед = 4 кВт.

      1. Масляна система

До використання приймаємо олії вітчизняного виробництва з метою здешевлення експлуатації: для системи охолодження поршнів, мастила підшипників двигуна і ГТН - масло М 10 Г2 ЦС, для циліндричної мастила - масло М16 Е 30.

Питома витрата масла:

а) для циркуляційної системи g цирк = 0,14 г / (кВт * год);

б) для змащення циліндрів g цил = 1,6 г / (кВт * год).

Необхідна кількість мастила визначаємо за формулою:

G = g * Ne * L / Vs * 10 ^ (-6) т;

  • циліндрове: G цил = 1,6 * 7830 * 8000/19 * 10 ^ (-6) = 5,3 т;

  • мастильне: G см = 0,14 * 7830 * 8000/19 * 10 ^ (-6) = 0,46 т.

З розрахунків випливає, що обсяг цистерн основного запасу олії:

  • для циліндрового V ц = КЦ * b * G ц / g м,

де b = 1,05; G ц = 5,3 т; КЦ = 5 ¸ 8.

V ц = 1,05 * 5 * 5,3 / 0,94 = 30 м 3

  • для мастила V см = 1,05 * 8 * 0,46 / 0,9 = 4,3 м ^ 3

Для розрахунку характеристик системи циркуляційної мастила дизеля в якості вихідного параметра приймається кількість тепла, що відводиться з олією:

Q тр = 632,3 * N е * a тр * (1 - h м) / h м,

де a тр = 0,4 ¸ 0,5 - коефіцієнт, що враховує частку тепла від тертя, сприйняту маслом.

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

Кількість тепла, що відводиться охолоджуючим маслом:

Q охол = a охол * ge * Ne * Q нр,

де a охол = 0,04 ¸ 0,06, приймаємо a охол = 0,05

Q охол = 0,05 * 0,159 * 7830 * 42000 = 261 * 10 ^ 4 кДж / год = 0,725 * 10 ^ 6 Вт

Вартові витрати масла:

G 1 = Q тр / (С m * D t 1),

де С m = 1,92 кДж / (кг * град) - теплоємність олії

D t 1 = 8 ¸ 12 ° С - підвищення температури масла в тихохідному двигуні

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

G охол = Q охол / (Cm * D t 2),

де D t 2 = 10 ° С

G охол = 261 * 10 ^ 4 / (1,92 * 10) = 135,9 * 10 ^ 3 кг / год

Пропускна здатність фільтра тонкого очищення, включеного в систему паралельно:

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

Продуктивність циркуляційного масляного насоса:

G = к * (G 1 + G охол + G ф),

де до = 1,2 ¸ 1,5 - коефіцієнт запасу продуктивності насоса.

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

В установці застосовуються два вертикальних трехвінтових насоса (основний і резервний) марки ЕМН 250 / 4,5, продуктивністю 250 м 3 / год, потужність електродвигуна N едв = 49,0 кВт

Поверхня охолодження маслоохладителя [22]:

F = [Q тр + Q охол] / [Км * D t ср], м ^ 2

де Км - коефіцієнт теплопередачі від масла до води,

Км = 500 Вт / (м ^ 2 * К);

D t сер = 15 ° С - середня різниця температур

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

В установці застосовуємо два маслоохладителя з поверхнею охолодження

F = 150 м ^ 2.

      1. Система охолоджуючої води

Для розрахунків приймаємо такі параметри:

  • температура забортної води t зв = 20 ° С;

  • температура забортної води на виході з охолоджувача 30 ¸ 35 ° С (температурний перепад в охолоджувачі 10 ¸ 15 ° С);

  • тиск в системі забортної води 0,2 МПа;

  • температура прісної води на виході з двигуна 80 ° С;

  • температурний перепад води в двигуні 8 ¸ 12 ° С;

  • тиск в системі прісної води 0,25 ¸ 0,3 МПа;

  • частка тепла, що відводиться від циліндрів g ц = 0,2.

Кількість тепла, що відводиться прісною водою від циліндрів:

Q ц = g ц * g е * N е * Q нр = 0,2 * 0,159 * 7830 * 4,2 * 10 ^ 4 = 10 458 * 10 ^ 3 кДж / год = 2,9 * 10 ^ 6 Вт

Подача насоса прісної води:

G 1 = k * Q ц / (D t 1 * C 1),

де D t 1 = 10 ° С

С1 = 4,187 кДж / (кг * град) - теплоємність прісної води;

до = 1,15 ¸ 1,20 - коефіцієнт запасу продуктивності, враховує знос насоса.

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

До встановлення приймаємо три однотипних вертикальних відцентрових насоса марки НЦВ 310/20 продуктивністю 310 м 3 / год і потужністю електродвигуна 30 кВт.

Поверхня охолодження головного водяного охолоджувача:

F = Q ц / [Кв * D t ср], м ^ 2

де Кв = 1136 Вт / (м ^ 2 * К) - коефіцієнт теплопередачі в охолоджувачі від прісної води до забортної

F = 2,9 * 10 ^ 6 / (1136 * 10) = 170 м ^ 2

Для установки приймаємо два водоохолоджувачів з поверхнею охолодження 200 м ^ 2 кожен.

      1. Система пускового повітря

Правилами Національного Регістру передбачено, що стиснене повітря для пуску холодного двигуна повинен зберігатися не менш як у двох воздухохранітелях і повинен забезпечувати не менше 15-и пусків холодного двигуна без поповнення балонів.

Обсяг вільного повітря при температурі Т = 273 К і тиску Р = 0,1 МПа витрачається на один пуск головного двигуна:

V 1 = 1000 * g 1 * (D ^ 2 * p / 4) * S * Z, л

де g 1 = 4 ¸ 6 л / л - витрата в літрах вільного пускового повітря на один літр обсягу робочих циліндрів двигуна;

D = 0,6 м - діаметр циліндра;

S = 2,4 м - хід поршня;

z = 4 - число циліндрів.

V 1 = 1000 * 6 * (0,6 ^ 2 * 3,14 / 4) * 2,4 * 4 = 16 277 л

Обсяг головних пускових балонів при тиску Р1 = 2,5 МПа, Р2 = 0,9 МПа

V б = V 1 * n 1 * Pa * к * 10 ^ (-3) / (Р1-Р2),

де n 1 - число пусків головного двигуна згідно правил Національного Регістру.

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

Приймаються до використання два балони пускового повітря ємністю V = 7,0 м ^ 3 кожен.

Продуктивність головного компресора пускового повітря визначається за формулою:

G = V б * (Р1-Р2) / (Ра * t), м ^ 3 / ч

де Ра - атмосферний тиск;

t = 1ч - час наповнення балонів повітрям від Р1 до Р2.

G = 14 * (2,5-0,9) / (0,1 * 1) = 224 м 3 / год

До встановлення приймаємо два головних компресора з продуктивністю G = 250 м 3 / год з потужністю електродвигуна 55 кВт і також компресор господарських потреб 20К-I -76 / 1 продуктивністю G = 30 м 3 / ч.

Для пуску допоміжних дизельгенераторів встановлюються два повітряних балона місткістю по 2,5 м 3.

Крім цього встановлюється один аварійний дизель-компресор двоступінчастий, ДКП10/30, продуктивністю G = 10 м 3 / год та робочим тиском Р = 3,0 МПа.

    1. Розрахунок суднової електростанції і допоміжне обладнання

За правилами Національного Регістру судноплавства на суднах можливе застосування як постійного так і змінного струму. Змінний струм, у порівняння з постійним, має ряд істотних переваг:

  • більш висока економічність силової установки, обумовлена ​​більш високим ККД машин змінного струму;

  • меншу вагу електрообладнання;

  • більш низька будівельних вартість;

  • простота обслуговування;

  • висока надійність електрообладнання, внаслідок відсутності колекторно-щіткового апарату;

  • більш краща пристосованість до автоматизації.

Виходячи з вищесказаного, приймаємо для проектованого судна змінний струм.

Розподіл енергії здійснюється за фідерним груповим системам: силові споживачі живляться струмом з напругою 380 В безпосередньо з головного розподільного щита, а камбузного обладнання, побутові прилади, мережі освітлення, аварійного освітлення - струмом з напругою 220 В від понижуючих трансформаторів з частотою 50 Гц. Штурманське обладнання та радіостанція працюють на струмі іншої частоти отримують живлення через перетворювачі.

Для забезпечення стабільної роботи механізмів і систем необхідно розрахувати складу допоміжного обладнання.

      1. Водопожарная система

Сумарна подача пожежних насосів:

Q = к * m ^ 2, м ^ 3 / ч,

де m = 1,68 * Ö [L * (B + H)] +25;

до = 0,008

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

Згідно правил протипожежної безпеки, правил Національного Регістру на судно встановлюємо два незалежних відцентрових насоса марки НЦВ 160 ЛОРД-I-П і один аварійний пожежний насос цієї ж марки.

Q = 160 м 3 / год; Н = 10 МПа; N едв = 42 кВт.

      1. Якірне пристрій

Характеристика якірного постачання судна

N з = D ^ (2 / 3) +2 * B * h +0,1 * A,

де D - вагова водотоннажність судна;

В - ширина судна;

h - висота борту від ГВЛ до верхньої палуби;

А - площа парусності. Приймаються А = 1000 м ^ 2

N з = 13500 ^ (2 / 3) +2 * 23 * 8 +0,1 * 1000 = 992

Калібр якірних ланцюгів:

a = S * t * Ö Nc,

де S = 1 для судів необмеженого району плавання;

t = 1,75 - для звичайних ланцюгів.

a = 1,75 * Ö 992 = 1955

Вага якоря

Q = к * Nc,

де до = 3

Q = 3 * 992 = 2976 кг

Приймаються Q = 3000 кг

Сумарна довжина якірних ланцюгів:

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

Приймаємо два основні й один запасний якір, ланцюги калібром 55 мм довжиною по 300 м кожна. Брашпиль БЕ 10, N едв = 30/30/10 кВт

      1. Ходовий режим

Максимальна інтегральна потужність у ходовому режимі [23]:

Р max хід = `Рход + 3 * S хід,

де `Рход - середня потужність електростанції в ходовому режимі;

S хід - відхилення потужності у ходовому режимі від середнього значення.

Середня потужність електростанції в ходовому режимі для суден з одним МОД фірми MAN:

`Рход = 170 * Ö N -145 кВт,

де: N = 7,8 МВт - потужність ГД

`Рход = 170 * Ö 7,8 - 145 = 330 кВт

Відхилення потужності у ходовому режимі від середнього значення:

S хід = 25 * lgN + 2,5 кВт = 25 * lg 7,8 + 2,5 = 25 кВт

Р max хід = 330 + 3 * 25 = 405 кВт

Додаткова потужність електростанції при експлуатації судна в тропічній зоні:

D Р01 = 110 * lgD - 55 кВт,

де D = 13,5 тис. тонн - водотоннажність судна.

D Р01 = 110 * lg 13,5 - 55 = 70 кВт

Остаточно, повна необхідна потужність електростанції в ходовому режимі:

Р max хід + D Р01 = 405 +70 = 475 кВт

      1. Маневрений режим

Потужність електростанції на маневрах:

РМ = Рх +0,8 * (Рбр + Рк) + Рп,

де Рбр-потужність брашпиля, 30 кВт;

Рк-потужність компресора, 55 кВт

Рп - потужність пристрою, що підрулює:

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

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

      1. Гальмо режим

Максимальна інтегральна потужність в режимі стоянки:

Р max ст = `РСТ + 3 * S ст кВт

Средня потужність в режимі стоянки:

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

Відхилення потужності від середнього значення в режимі стоянки:

S ст = 21 * lgD - 7,5 = 21 * lg 13,5 - 7,5 = 16 кВт

Р max ст = 123 +3 * 16 = 171 кВт

За отриманими значеннями навантаження електростанції на різних режимах експлуатації приймаємо до установки:

  • три генератори змінного трифазного струму HSPTL / 454 B 16 з приводом від чотиритактних, п'ятициліндровий двигунів з турбонаддувом «Васа» 524 Т S потужністю 607 кВт.

  • один аварійний дизельгенератор потужністю 150 кВт з приводом генератора від приводного дизеля марки 6ЧН 18/22.

  1. Автоматизація суднової енергетичної установки

    1. Загальні вимоги до автоматизації судовойенергетіческой установки

Обсяг автоматизації нових судів має забезпечувати обслуговування енергетичної установки одним вахтовим на ходових режимах і безвахтенное обслуговування на стоянці і, як мінімум, забезпечити відповідність вимогам Національного Регістру рівня автоматизації А2. Для забезпечення такої системи на судні повинно бути передбачено [20]:

  • дистанційне автоматичне керування головним двигуном;

  • автоматичне та дистанційне управління насосами, обслуговуючими головний двигун;

  • автоматичне та дистанційне управління компресорами;

  • автоматизована суднова електростанція, що забезпечує автоматичний і дистанційний пуск і автоматичну синхронізацію дізельгенератора;

  • автоматичне керування підготовленого до роботи допоміжного і утилізаційного котла;

  • автоматична підтримка температури в системах охолодження і мастила в головному двигуні та допоміжних механізмах;

  • автоматичне регулювання температури в системах підігріву палива і води;

  • розширена система сигналізації з реєстрацією відхилень параметрів і виведенням узагальнених сигналів в каюти механіків, рульову рубку, кают-компанію і їдальню (враховуючи безвахтенное обслуговування);

  • автоматична система регулювання в'язкості палива;

  • автоматична сепарація важкого палива з автоматичним управлінням розвантаженням і завантаженням сепаратора і сигналізацією зі зриву потоку;

  • автоматизована система станції водопідготовки (для систем пневмоавтоматики);

  • автоматичне або дистанційне керування осушення колодязів коридорів гребних валів і сепарацію стічних вод через сепаратора трюмних вод із сигналізацією, що запобігає переповнення колодязів;

  • дистанційний завмер рівнів у видаткових та відстійних паливних танках і сигналізацією з граничним значенням рівнів;

  • розширена автоматична система пожежної сигналізації, що включає в себе танкові та димові датчики МО, передбачає надійний спосіб перевірки її справності;

  • покажчики роботи допоміжних механізмів;

  • детектор масляного туману в картері головного двигуна;

  • дистанційний пуск і зупинка пожежних насосів з ЦПУ і зупинка їх з містка;

  • дистанційний пуск вентиляторів і їх зупинка з ЦПУ і зупинка їх з містка;

  • сигналізація про наявність вахтового в МО.

    1. Загальний рівень автоматизації суднової енергетичної установки

Проектована суднова енергетична має такі автоматизовані системи:

  • систему пуску допоміжних двигунів і керування ними фірми «ASEA», що забезпечує передпускове автоматичну прокачування масла, запуск допоміжного двигуна, що знаходиться в положенні гарячого резерву, при підвищенні навантаження вище норми або зниженні обертів і потужності допоміжного двигуна. Синхронізація працюючих дизельгенераторів, введення їх в паралель і розподіл навантаження здійснюється вручну на панелі дизельгенераторів;

  • система управління горінням фірми «SAAKKE» забезпечує автоматичну продувку топки перед підпалом, розпалювання механічної форсунки, її роботу в різних режимах навантаження котлів з ​​підтриманням необхідного коефіцієнта надлишку повітря, ступінчасте регулювання тиску в котлі шляхом включення і виключення форсунки на низьких режимах навантаження котлів. Система забезпечує відсічення подачі палива в топку при зриві факела, а також при нерозжіге форсунки. При невдалих спробах розпалювання система забезпечує триразове повторення операції. Після третьої невдалої спроби подається звуковий і світловий сигнал;

  • система автоматичного регулювання рівня другого контуру котла забезпечує підтримання рівня в барабані в залежності від температури, тиску і витрати пари;

  • системи регулювання температури забортної і прісної води, мастила і наддувочного повітря забезпечують підтримання температури в необхідних межах. Фірма-виробник «PLAIGER»;

  • система регулювання в'язкості «ВАФ» підтримує задану в'язкість палива. Фірма-виробник «ВАФ-КОНОФЛОУ». Система складається з віскозиметра «ВІСКОТЕРМ», диференціального датчика тиску «Бартон» моделі 273А, поста пневматичної управління моделі «Ametek PIC 07 N 21 D 1315», що регулює парового клапана з приводом діафрагми, пружина типу «Конофлоу IB 10», повітряного фільтра регулятора типу Конофлоу VAF серії А24 і самописця в'язкості типу VAFINST 735 - E;

  • є система автоматичного запуску насосів, обслуговуючих ГД;

  • система сигналізації ALSY -2, що виконує функції полегшення і раціоналізації спостереження за судновими механізмами шляхом видачі узагальнених про однорідних сигналів тривоги, що надходять від різних датчиків. Сигнал тривоги про ненормальний стан будь-якого механізму дається як у вигляді світлових сигналів на головному табло системи у ЦПУ, так і у вигляді звукових і світлових сигналів тривоги. За допомогою вторинних групових табло ці сигнали можуть бути передані на ходовий місток і в каюту вахтового механіка. Система забезпечена пристроєм автоматичної реєстрації сигналів. Управління ГД здійснюється через систему ДАУ, а також є варіант управління ГД з місцевого поста управління. Система ДАУ фірми «MAN» AFD - III забезпечує управління як з ходового містка, так і з ЦПУ. В обох випадках управління здійснюється через регулятор частоти обертання «Woodward» UG -40. У разі управління ГД з місцевого поста управління це відбувається в обхід регулятора, а саме впливом безпосередньо на ТНВД головного двигуна. Система забезпечує три програми розгону і зупинки двигуна, прискорене проходження критичної частоти обертання, три спроби пуску двигуна, аварійну зупинку і аварійну роботу ГД.

    1. Система автоматичного регулювання температури охолоджуючої води головного двигуна

4.3.1 Автоматичне регулювання температури води, що охолоджує циліндри двигуна

Система автоматичного регулювання (САР) складається з об'єкта регулювання, що представляє собою зарубашечное простір двигуна, охолоджуване прісною водою; вимірювача температури охолоджуючої води на виході з двигуна; ПІ-регулятора c сервомотором і регулюючим клапаном, за допомогою якого здійснюється байпасірованіе потоку прісної води через охолоджувач. Робочий діапазон сигналів регулятора на вході (від вимірювача) і виході (до сервомотора) змінюється від 20 до 100 кПа. Номінальне значення температури води на виході Q = 60 ° С.

Статичні властивості об'єкта регулювання по каналу зовнішнього впливу визначаються за даними таблиці 4.1.

Таблиця 4.1.

Температура охолоджуючої води

Температура води, ° С

Позначення

Значення

на вході

Q вх

60

на виході

Q вих

69

Динамічні властивості САР характеризуються перехідною функцією розімкнутої системи, що утворюється з контуру регулювання після відключення регулятора. Поетапне вплив на цю систему - зміна пневматичного сигналу D Рвх = const на вході сервомотора, а її перехідна функція - зміна в часі тиску стисненого повітря D Рвоз на виході вимірювача.

Відокремивши регулятор від САР, проводимо експеримент з отримання перехідної функції розімкнутої системи. За допомогою перемикача відключаємо сигнал керування регулятора і починаємо управляти сервомотором вручну, тобто подаємо на нього поетапне вплив D Рвх = 9 кПа. Вимірювач фіксує значення вихідної величини - температури охолоджуючої води на виході з двигуна, а пристрій, що реєструє як вхідні так і вихідну величину об'єкта регулювання розімкнутої САР.

Зафіксовані значення D Рвих, кПа через рівні проміжки часу D t = 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; ... асимптотично прагнуть до значення D Рвих = 80,0. Величина вхідного ступеневої впливу: D Рвх = 9 кПа.



Таблиця 4.2.

Перехідна функція системи

D t, c

0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

D P вих

70

70,1

70,5

71,5

72,0

73,0

73,8

74,5

75,3

76,0

76,5

D t, c

330

360

390

420

450

480

510

540

570

600

630

D P вих

77,0

77,5

77,8

78,0

78,5

79,1

79,2

79,4

79,5

79,5

79,6

Для складання вираження передавальної функції замкнутої САР необхідно визначити коефіцієнт посилення об'єкту по возмущающему впливу. Він являє собою відношення статичних змін регульованої величини до величини обурює впливу на об'єкт. З допустимої ступенем точності Ко l визначаємо як кутовий коефіцієнт хорди в районі заданого рівня навантаження:

До l = DQ / D Ne = [(60-50)] / [(8,7-0,5) * 10 ^ 3] = 10 / (8,2 * 10 ^ 3) С / кВт)

Для розрахунків визначимо безрозмірне значення цього коефіцієнта, розділивши розмірні величини на їх базові значення

До l = 10 / (8,2 * 10 ^ 3) * Ne ном / Q про ном = 0,18,

де Ne ном = 8700 кВт;

Q про ном = 60 ° С.

Коефіцієнт посилення по регулюючому впливу Ко R визначаємо за ординаті асимптоти перехідної функції. Оскільки розглядаємо перехідну розімкнутої системи, що складається з трьох елементів (сервомотора, об'єкта і вимірника), то Ко R є коефіцієнтом посилення цієї (розімкнутої) системи.

До R визначаємо як відношення ординати асимптоти до обурення:

До R = Dh? / Q ном * D Р / D Рвх,

де Dh? = 10 ° С - ордината асимптоти;

D Рвх = 9 кПа - обурення подане на сервомотор;

Q ном = 60 ° С - базове значення температури;

D Р = 70 кПа - базове значення пневматичного сигналу.

Аппроксимируя, знаходимо точку перегину і проводимо дотичну до кривої. Знаходимо ділянку запізнювання Z між початком координат і точкою перетину дотичної з віссю абсцис. Постійну часу Те експоненти розімкнутої системи визначаємо в часі відхилення на 62,3% від нового сталого стану асимптоти. Маємо:

Z = 60 с; То = 186 с; Ко = Ко R = 1,3.

Розрахунок оптимальних настроювальних параметрів виробляємо за формулами [12]:

До R opt * Ko = A * (Z / To) ^ (-B);

T і opt / To = C * (Z / To) ^ D,

де коефіцієнти А, В, С, D вибираємо для інтегрального квадратичного критерію за таблицею [12]:

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

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

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

з великим ступенем точності можна вважати що:

До R opt = 4; T і opt = 137 з

Передавальна функція ПІ-регулятора в даному випадку запишеться у вигляді:

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

Щоб скористатися діаграмою Вишнеградського при обчислених параметрах налаштування, ланка з запізненням, відповідне функції W (S), варто перетворити на лінійне ланка. Це може бути виконано з задовільною ступенем наближення на підставі апроксимації Падді [12]:

е ^ (- Z * S) »(1-0,5 * Z * S) / (1 ​​+0,5 * Z * S)

Звідси передатна функція розімкнутої системи:

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

підставляючи чисельні значення отримуємо:

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

Передавальна функція замкнутої системи:

W (S) з = Ko l * W (S) / (1 ​​+ KoR * W (S) * WR (S),

де знаменник є характеристичне рівняння цієї системи, якщо його прирівняти до нуля:

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

Розрахунок координат точок у діаграмі Вишнеградського зведений в таблицю.

Таблиця 4.3.

Розрахунок координат точок САР по діаграмі Вишнеградського

Показу-тель

Конфігураційні параметри

Коефіцієнти характеристичного рівняння

Координати точок по діаграмі


KR

Ті

Ао

А1

А2

А3

А = А1/А3 *

(А3/Ао) ^ (2 / 3)

В = А2/А3 *

(А3/Ао) ^ (1 / 3)

Оптимальне значення

4

137

675136

6576

1172

9

1,4

3,1

Посилення завищено

10

137

675136

-34113

2724,5

22,5

система не стійка


Посилення занижено

1

137

675136

26920,5

395

2,25

3,7

2,6

Час Ті завищено

4

300

1478400

14400

2802

9

1,5

5,7

Час Ті занижено

4

70

344960

3360

432

9

1,3

1,4

Догляд та обслуговування

Основними умовами надійної та якісної роботи САР є чистота і сталість тиску стисненого повітря, що подається до елементів системи. Тому необхідно регулярно перевіряти стан і роботу фільтрів і редукторів. У нижній частині редукційно-очисної станції передбачено клапан продування, який необхідно періодично відкривати для видалення конденсату, і також періодично необхідно виймати фільтруючий патрон через кришку нижньої коробки і промивати його. Також необхідно перевіряти затягування кріпильних гвинтів кришки мембрани, щоб запобігти витоку керуючого повітря. Ущільнення штоків необхідно підтягувати, а при необхідності міняти набивання. Слід перевіряти стан кільцевого ущільнення маховичка ручного управління штоком мембранного приводу регулюючого клапана в місці його проходження через кришку мембрани.

Причиною погіршення якості регулювання після довгого періоду бездоганної роботи системи часто служать засмічення станції регулювання, дросельних голчастих клапанів і сопів підсилювача. У цьому випадку їх необхідно прочистити і продути. Після продування дросельний голчастий клапан установки коефіцієнта посилення регулятора необхідно відрегулювати заново.

При хорошому монтажі і правильному регулюванні може бути досягнута точність регулювання температури в межах ± 1 ° С.

      1. Робота САР температури, що забезпечує роботу СЕУ

Робота пропульсивної судновий дизельної установки забезпечується замкнутою системою охолодження прісною водою і розімкненій системою охолодження забортної водою. Існує багато варіантів побудови автоматичних систем регулювання та керування охолодженням дизельних енергетичних установок. Різноманітність варіантів пояснюється різницею виробничих можливостей заводів-будівельників і вимог замовника. Управління здійснюється за допомогою замкнутих автоматичних систем, захисту, блокувань, сигналізації, дистанційних ланцюгів управління та інших засобів автоматизації.

Системи автоматичного регулювання температури охолоджуючої води, палива і масла ідентичні один одному. Температура середовища регулюється перепуском крім охолоджувача. З цією метою перед охолоджувачем встановлюють триходові або дросельні клапани, а датчики регуляторів поміщають в регульовану середу на вході або на виході з охолоджувача. Температура забортної води теж регулюється, тому що вона може змінюватися протягом доби.

Експлуатаційні та економічні показники роботи дизеля у великій мірі залежать від вибору температури охолоджуючої води. У той же час режим охолодження в дизелі є визначальним чинником температурного режиму змащування. Температурний режим у системі охолодження визначається тим впливом, який має температура на експлуатаційні показники дизеля. Зміна температури охолоджуючої води при всіх інших рівних умов викликає зміна кількості теплоти, переданої робочими циліндрами охолоджуючої середовищі. Чим вище температура охолоджуючої середовища, тим менше втрачається теплоти. Частина теплоти, збережену таким чином, дозволяє підвищити корисну роботу. Однак, підвищення температури охолоджуючої води призводить до зменшення коефіцієнта наповнення циліндрів дизеля, що призводить до зниження його індикаторної потужності. Зі збільшенням температури охолодження до певних меж зменшуються втрати на тертя і зношування деталей механізму руху. Режим охолодження впливає на лакообразованіе, нагарообразование і окислення масла. Правильний вибір режиму охолодження і підтримку його в умовах експлуатації зменшують корозійне та ерозійне поразка охолоджуваних поверхонь дизеля. При застосуванні високосірчистих палив важливим є питання вибору і підтримки відповідного температурного режиму в цілях зменшення зношування деталей цилиндропоршневой групи під впливом сірки.

З точки зору збереження температури поверхонь охолодження в допустимих межах, забезпечення мінімальних втрат теплоти з охолоджувальною водою, зменшення теплових напружень в охолоджуваних деталях двигуна, інтенсивності кавітаційної ерозії та електрохімічної корозії, а також запобігання зношування деталей цилиндропоршневой групи при застосуванні високосірчистої палива оптимальним вважається режим температур 70 ¸ 90 ° С для замкнутих систем охолодження.

Говорячи про системи охолодження двигунів як об'єктах автоматичного управління, сам двигун розглядають як теплообмінний пристрій. Для забезпечення стабільної середньої температури охолоджуючої води по висоті циліндра рекомендується підтримувати в заданих межах температуру води на виході з двигуна.

Систему охолодження сучасного автоматизованого судна виконують за двоконтурною замкнутою схемою з окремими циркуляційними насосами в кожному контурі і загальної розширювальної цистерною. Але до цих пір застосовуються на потужних тихохідних суднових дизелях одноконтурні схеми охолодження для циліндрів, поршнів і форсунок.

При перепуску регулюючий орган розподіляє виходить з двигуна потік гарячої води частково на водоводяний охолоджувач (теплообмінник, охолоджуваний забортної водою) при замкнутих системах охолодження, або на злив при розімкнутих системах охолодження, а частково на перепуск назад до двигуна. Температура води, що входить у двигун, буде визначатися співвідношенням потоків, що йдуть через охолоджувач і перепуск. Кількість води, що прокачується через двигун не змінюється.

Процес відведення тепла здійснюється послідовно через два теплообмінних пристрою: від газів через стінку циліндричної втулки до прісної води (перший теплообмінник) і від прісної води через теплообмінник (холодильник) - до забортної воді. Забортна вода прокачується через холодильник насосом забортної води. Температурний стан стінки циліндра визначається температурою води на виході з двигуна Q 2, тому ця температура приймається як регульованого параметра.

Сторону підведення об'єкта регулювання являє тепловий потік, що надходить від робочого тіла (газу) через циліндричну втулку до води, що циркулює в зарубашечном просторі. Кількість тепла, переданого воді в одиницю часу через стінку циліндричної втулки, можна виразити так:

q підв = q дв = K дв * F дв * DQ ср, [14],

де K дв - коефіцієнт теплопередачі від газів до води;

F дв - площа теплообміну циліндрів двигуна;

DQ ср - середній температурний напір.

У відповідності з теорією теплопередачі [16] середній температурний напір DQ ср може визначатися як середня логарифмічна або як середня арифметична різниця при різних комбінаціях підсумовування граничних температур, включаючи і регульований параметр - температуру охолоджуючої води на виході.

З метою попередньої оцінки фізичної сутності властивостей об'єкта будемо вважати, що коефіцієнт теплопередачі Кдв є постійною величиною, яка має певне значення для кожного навантаження двигуна, а середній температурний напір спрощено представимо так:

DQ ср = Q р - Q 2, [14],

де Q р - температура газів;

Q 2 - температура води на виході з двигуна.

Сторона відведення об'єкта оцінюється кількістю тепла, яке сприймається охолоджуючої водою і виражається рівнянням [14]:

q отв = c * G * (Q 2 - Q 1),

де с - питома теплоємність води;

G - витрата охолоджуючої води через зарубашечное простір;

Q 1 - температура охолоджуючої води на вході в зарубашечное простір;

Q 2 - температура води на виході з двигуна.

Якщо припустити, що температура охолоджуючої води на вході Q 1 постійна і постійно кількість циркулюючої води G, то отримаємо одну характеристику відводу, описувану лінійним рівнянням [14]:

q отв = m * t ^ 2 - d,

де m = c * G;

d = c * G * Q 1.

Така характеристика відведення показана на малюнку 4.1. жирною лінією.

Характеристика відводу

рис. 4.2.

Точки перетину її з характеристиками підведення відповідають сталим режимам системи охолодження. Щоб забезпечити процес регулювання з підтриманням постійного значення регульованого параметра Q р = Q 2, установлюють на стороні відведення регулюючий орган, який впливаючи на умови відведення тепла дозволяє мати не одну характеристику відводу, а сімейство характеристик. При цьому можливі два принципи зміни умов відведення тепла. Один з них полягає в зміні температури води на вході Q 1, інший - у зміні кількості прокачується води G. У першому випадку, при Q 1 ¢> Q 1, характеристика відведення зміщується еквідистантно, у другому випадку (G ¢ <G) - змінюється кут її нахилу g на g ¢, тобто характеристика повертається. Зміна положення характеристик відведення показано на малюнку 4.1. штриховими лініями.

Взаємне розташування статичних характеристик підведення та відведення наочно показує, що система охолодження як об'єкт регулювання температури охолоджуючої води має властивість позитивного самовирівнювання.

З двох можливих принципів зміни відведення тепла, принцип, заснований на зміні кількості прокачується через зарубашечное простір двигуна охолоджуючої води, в суднових умовах самостійно не застосовується. Це пояснюється тим, що при малих кількостях, а отже при малих швидкостях води можливе порушення циркуляції і поява місцевих перегрівів стінок з утворенням парових мішків.

Принцип зміни умов відведення тепла шляхом зміни температури води на вході в двигун Q 1 може бути реалізований наступними конструктивними способами:

  • перепуском у внутрішньому контурі;

  • дроселюванням;

  • обводом;

  • перепуском в контурі забортної води.

Спосіб перепуску у внутрішньому контурі в замкнутій системі дозволяє змінювати температуру води на вході в двигун Q 1 при постійному її кількості G. Це досягається шляхом змішування холодної води що поступає з холодильника і гарячої води, що надходить з двигуна безпосередньо перед входом її в двигун.

Регулюючий орган розподіляє потік води виходить з двигуна таким чином, що підтримується необхідна температура для заданого режиму роботи двигуна. У всіх способах регулювання при замкнутій системі перепад температури прісної води в холодильнику пропорційний перепаду забортної води в ньому:

Q ПР1-Q ПР2 = (G х / G) * (Q х2-Q х1), [14]

Відношення витрат води в контурах G х / G при способі перепуску має постійне значення. Аналізуючи отримані залежності для перепадів температури прісної води на двигуні і на холодильнику можна помітити, що перепади цих температур рівні між собою: Q ПР1-Q ПР2 = Q 2 - Q 1, причому рівні також і температура Q ПР1 = Q 2 = Q р і Q ПР2 = Q 1. За цим перепадів температур можна судити про тепловому навантаженні двигуна, так як на сталих режимах при G = const, вона пропорційна кількості відведеного тепла.

Слід зазначити, що при експлуатації САР температури охолоджуючої води суднових дизелів необхідно враховувати зміну технічного стану водяної сорочки і ЦПГ дизеля, а також теплообмінного устаткування (забруднення, обростання холодильників). З цієї точки зору вигідно використовувати САР температури з двома датчиками регулятора «Плайгер», однак таке виконання автоматики веде до збільшення вартості її виготовлення і експлуатації. У дипломному проекті прийнятий варіант САР температури охолоджуючої води з установкою датчика регулятора «Плайгер» на виході води з дизеля, що дозволяє враховувати зміну технічного стану дизеля при належній чистоті теплообмінного обладнання СЕУ.

      1. Статичні властивості об'єктів при регулюванні способом перепуску

Під об'єктом регулювання розуміється система охолодження, що включає в себе двигун як теплообмінний пристрій. На малюнку 4.2. показані координати впливів на об'єкт і регулюючий орган.

Схема об'єкта

Рис.4.2.

Вхідна координата в об'єкт з боку відведення Хотв представляє собою координату регуляторного впливу. Вона дорівнює вихідний координаті РВ Y ро. В якості координати Хотв (або Y ро) виступає витрата охолоджуючої води або співвідношення її витрат за потоками. Ці витрати визначаються витратними характеристиками РВ.

Сторону підведення об'єкта представляє координата Хпод, яка характеризує навантаження двигуна. В якості координати підведення приймається температура газів t р.

За вихідну координату об'єкта приймається температура охолоджуючої води на виході з двигуна (регульований параметр Y), так як вона характеризує тепловий стан стінки Y = t 2. Властивості боку підведення об'єкта можна визначити рівнянням [14]:

q під = q дв = K дв * F дв * DQ дв,

де DQ дв - середній температурний напір, який може бути визначений як різниця між температурою газів і середнім арифметичним вхідний і вихідний температур охолоджуючої води [14]:

DQ дв = Q р - (Q 2 + Q 1) / 2

тоді рівняння підведення прийме вигляд [14]:

q під = K дв * F дв * (Q р-(Q 2 + Q 1) / 2)

Коефіцієнт теплопередачі Кдв при постійній кількості води G, що прокачується через двигун (що характерно для всіх способів регулювання, що мають практичне значення), залежить головним чином від типу двигуна і стану поверхонь теплообміну (ступеня забрудненості). Тому для нашого двигуна, стану його поверхонь теплообміну і встановленої кількості циркулюючої води у внутрішньому контурі коефіцієнт теплопередачі Кдв може бути прийнятий постійним. Але в умовах експлуатації через забруднення поверхонь, зміни характеристик циркуляційного насоса або збільшення опору трубопроводу внаслідок прикриття клапана або при його засміченні коефіцієнт теплопередачі змінюється.

4.3.4 Статичні властивості і характеристики регулюючих органів

У системах терморегулювання дизельних установок знаходять застосування триходові регулюючі органи клапанного і золотникового типів. Конструктивна схема золотникового регулюючого органу виконана так, що торцеві поверхні золотника служать замикаючими поверхнями. Злив на холодильник закритий при нижньому положенні золотника. Істотним недоліком регулюючих органів золотникового типу є та обставина, що між золотником і втулкою в процесі експлуатації потрапляють частинки накипу та інших твердих включень, що викликають заїдання і заклинювання, що призводить до стрибкоподібного руху золотника і порушення процесу автоматичного регулювання. При золотниковим РВ важко отримати в початковий момент мале відкриття. У середній частині ходу РВ втрачає здатність управляти потоками, якщо загальний хід золотника досить великий. Щоб забезпечити бажане пропорційне і плавна зміна регуляторного впливу та виключити появу пасивного ходу в середній частині, застосовують клапанно-золотниковий регулюючий орган [13]. Така конструкція характеризується наявністю запірної поверхні, одночасно з профільними вікнами в золотнику. Загальний хід золотника при цьому обмежується до 15 ¸ 40 мм.

Якість роботи будь-якої системи автоматичного регулювання в значній мірі залежить від властивостей і статичних характеристик РВ. У РВ терморегуляторів розглядають статичні характеристики геометричних, гідравлічних і витратних видів.

Геометрична характеристика являє собою залежність площі прохідного перерізу клапана від від вхідних координати РВ - хро у якості якої виступає переміщення штока клапана h кл: F кл = f (h кл).

Гідравлічна характеристика РВ описує залежність гідравлічних опорів за потоками охолоджуючої рідини в функції переміщення клапана [14]:

x ро.хол / x ро.пер = f (h кл),

де x ро.хол - коефіцієнт гідравлічного опору РВ на клапані зливу в холодильник;

x ро.пер - коефіцієнт гідравлічного опору РВ на клапані перепуску.

Видаткова характеристика являє собою залежність вихідної координати РВ - Y ро від вхідних - переміщення клапана h кл [14]:

Y ро = G сл / G = f (h кл),

В експлуатаційних системах охолодження нерідкі випадки, коли витратні характеристики РВ істотно нелінійні. Існує «пасивна зона» в якій переміщення клапана не викликає зміни регуляторного впливу, що призводить до нестійкого стану системи регулювання у цій зоні і до порушення плавності статичної характеристики системи, на якій також з'являється ділянка пасивної зони, що збільшує загальну неравномернрсть регулювання. Дві існуючі схеми включення регулюючих органів змішування і розділення потоків, з точки зору гідравлічних опорів принципово різняться лише напрямом руху рідини.

      1. Конструктивна схема терморегулятора «Плайгер»

Найбільш поширеною є модель регулятора з клапанно-золотниковим РВ та автономним позиціонером типу SMS. Регулюючий орган регулятора виконаний у вигляді золотника. РВ включений у систему охолодження за принципом «підмішування», як змішувач потоків. Чим вище розташований золотник, тим більша кількість води проходить з охолоджувача і тим менше від насоса гарячої води. Золотник переміщається пневматично сервомотором з мембраною, зусилля на якій врівноважується пружиною, а рух передається до золотнику штоком. На штоку укріплений важіль Жос. При переміщенні штока важіль Жос повертається і змінює натяг пружини Жос і заслінки. Сила деформації пружини і заслінки врівноважується командним тиском повітря з сопла другого каскаду підсилення. Командна тиск підводиться через дросель регулювання коефіцієнта посилення після редукційного клапана та фільтра очищення повітря. Тиск за дроселем підтримується строго постійним, рівним 1,1 бар. При різних ступенях відкриття сопла першого каскаду посилення командний тиск може приймати значення в діапазоні від 0,2 до 1,0 бар. Відкриття сопла визначається температурою, заміряне датчиком (дилатометрії чутливим елементом). При сталому значенні регульованої температури відкриття сопла залишається постійним; йому відповідає певний тиск командного повітря, що діє на заслінку позиціонера. Це тиск врівноважується тиском пружини Жос. Від величини стиснення пружини залежить тиск в камері А підсилювача третього каскаду де золотник стравлює через отвір в атмосферу повітря харчування (1,5 бар), що підводиться до позиціонера. Кожному положенню дроселя позиціонера відповідає певний тиск робочого повітря Р раб і, отже, положення золотника.

Датчик температури і блок керування, розташовані в закритому корпусі встановлюють тиск командного повітря наступним чином: трубка датчика, матеріал якої володіє великим коефіцієнтом лінійного розширення, при нагріванні подовжується і переміщає вниз стрижень зі скобою, жорстко з'єднаний з нею в нижній частині. Разом зі скобою переміщається регулювальний гвинт, який упирається в заслінку і повертає її навколо опори, долаючи опір пластинчастої пружини. Зазор між соплом і заслінкою збільшується, і більша кількість повітря буде стравлювати в атмосферу, що призведе до зниження командного тиску. Менше командний тиск повітря, що надходить до позиціонера, викличе зменшення тиску робочого повітря Рроб. Сервомотор перемістить золотник вгору, частка потоку з охолоджувача збільшиться. Одночасно з переміщенням золотника вгору відбувається поворот важеля Жос з одночасним стисненням пружини. Після встановлення рівноважного стану заслінки, з одного боку пружиною, з іншого боку тиском командного повітря з сопла, через золотник підсилювача третій каскаду буде подаватися робочий повітря з певним значенням тиску, що відповідає значенню усталеного робочого стану.

Якщо регульована температура знижується, то дія регулятора протікає в протилежному напрямку: тиск командного повітря збільшується, збільшується і робочий тиск Рроб, регулюючий золотник переміщується вниз, потік через холодильник зменшується.

      1. Налаштування регулятора

Налаштування регулятора на той чи інший номінал регулювання здійснюється поворотом гвинта, в головці якого передбачено отвір для спеціального регулювального ключа. Довжиною частини гвинта, виступаючої з скоби, визначається температура початку стравлювання золотника з положення, коли потік на холодильник закритий, а температура низька. Чим більше ввернуть гвинт, тим вище температура початку стравлювання РВ і тим вище номінал настройки регулятора. Контроль за установкою температури здійснюється через спеціальний отвір в корпусі (вічко).

Для настройки зони пропорційності (нерівномірності) служить гвинт налаштування Жос і гвинт коригування Жос. За допомогою гвинта можна змінити довжину важеля Жос, а отже ширину зони пропорційності. Для збільшення зони нерівномірності довжину важеля Жос збільшують. Цей орган настройки зазвичай використовують тільки при початкового налаштовування терморегулятора.

Третім елементом налаштування, який також використовується тільки при початковій налагодження роботи регулятора, є редукційний клапан. Чим менше його відкриття, тим повільніше реагує регулятор на одне і теж стрибкоподібне зміна температури і, отже, тим більше його інерційність. Ступінь відкриття редукційних клапанів впливає на величину командного тиску повітря на сталих режимах. Чим менше цей клапан відкритий, тим нижче буде Рком при тому ж значенні температури. Меншому значенню Рком буде відповідати більше відкриття регулюючого органу (золотника) для потоку з холодильників. За рекомендацією фірми-виробника редукційні клапани повинні бути відкриті на 0,25 ¸ 0,5 обороту.

Четвертим елементом налаштування служить дросель регулювання швидкодії, який служить для зміни часу відкриття мембранного сервомотора.

Аварійне управління здійснюється за допомогою ручного приводу штока сервомотора (маховика). При переході на ручне управління перекривається підведення стиснутого повітря до регулятора.

Основні технічні дані регуляторів температури австрійської фірми «Плайгер»:

  • діапазон установки рівня підтримки температури - будь-який, який потрібний в системах терморегулювання дизельних установок, починаючи з 10 ° С;

  • нерівномірність, встановлювана повітряним дроселем перед блоком управління - 2 ¸ 6 ° С;

  • нерівномірність, забезпечувана налаштуванням жорсткої зворотного зв'язку - 2 ¸ 8 ° С;

  • витрата повітря на регулятор - 200 ¸ 500 л / год

      1. Система автоматичного регулювання температури охолоджуючої води циліндрів головного двигуна з вимірником «Плайгер» на вході і виході з двигуна

При застосуванні схеми САР температури води, що охолоджує циліндри ГД, з вимірювачем на виході з двигуна, враховується тільки технічний стан ЦПГ двигуна, а технічний стан теплообмінника, охолоджуваного забортної водою, не враховується. З метою усунення цього недоліку можливе використання вимірювача "Плайгер» на вході і виході води з двигуна із загальною виконавчо-підсилювальної частиною. У цьому випадку зовнішні впливи, під впливом яких змінюється картина коливання температури в САР оцінюються двома факторами:

  1. Зміна навантаження ГД. У цьому випадку температура охолоджуючої води змінюється швидше на виході з двигуна.

  2. Зміна умов роботи охолоджувача. У цьому випадку швидше зміниться температура охолоджуючої води на вході в ГД.

Другий чинник може бути нейтралізований двома шляхами:

  1. установкою САР стабілізації температури забортної води, що надходить від насоса (судна типу «Норильськ»), які включають в себе не тільки охолоджувачі але і підігрівачі, і тому вони складні і дороги і використовуються лише в особливих умовах;

  2. встановленням двох вимірників (на вході і виході ГД) із загальною виконавчою частиною.

Перевагою такої САР є мінімальна інертність регулюючого впливу на компенсацію обох вищезазначених внутрішніх впливів.

Слід зазначити, що у варіанті САР з двома вимірниками об'єктом регулювання є як двигун, так і охолоджувач, і як зазначалося вище, вартість експлуатації значно підвищується.

4.4 Склад і структура регулятора в'язкості

Об'єктом регулювання є ділянка паливної магістралі з паровим топлівоподогревателем 45, пар до якого підводиться через клапан 43.

Як ЧЕ застосована капілярна трубка 4, через яку паливо з магістралі прокачується шестеренних насосів 2 постійної подачі.Насос і капіляр змонтовані в кутовому патрубку 1, встановленому на трубопроводі, що йде до двигуна.

Сигнал з ЧЕ надходить на вхід диференціального сильфонного датчика 6. При сталому режимі шток сильфона нерухомий і через сполучний валик, важіль 8, пластинчасту пружину 9 утримує на ролику 10 заслінку 5 щодо сопла з зазором a 1. Так як датчик може бути встановлений на значній відстані від пульта управління 18, то в нього введений двохкаскадний підсилювач потужності 14. Стисле повітря від стабілізатора 17 під тиском 1,4 * 10 ^ 5 Па подається до двосідельними клапану 16 і дроселя 15 дільника тиску. Тиск Р1 на кільцевій торець нижніх сильфонів врівноважується силою жорсткості всіх сильфонів, і двосідельними клапан 16 утримується в закритому положенні, що відповідає певному значенню вихідного тиску Р2 в камері А. Це ж тиск діє на мембрану Жос 13, сила якої врівноважується дією пружини на її жорсткий центр, утримуючи через талрепний шток 12 поперечину 11 і опорний ролик 10 заслінку 5 в положенні, пропорційному збільшенню тиску D Рк.

Сигнал Р2, пропорційний в'язкості палива, надходить у порожнину сильфонного датчика 21 ізодромного ПІ-перетворювача, змонтованого в пульті 18. Стисле повітря подається до пульта під тиском Рп від тогоже стабілізатора 17, вступаючи до дроселя дільника тиску 20, задатчика дистанційного керування 41, і підсилювача потужності 42.

Тиск Р2 на торці сильфона 21 врівноважується силою від його жорсткості. Торець сильфона системою тяг і важелів пов'язаний з приводом осі стрілки 22 покажчика істинної в'язкості палива і з важелем 28. Важіль через палець 29, пружину з петлею 30 і вісь 31 утримує кутову заслінку 32 щодо сопла 34 в певному положенні. Зазор a 2 і відкриття дроселя 20 визначають тиск Р3 у магістралі перед соплом і під мембраною датчика підсилювача 42. Вихідний сигнал підсилювача у вигляді тиску Р4 надходить в поллость мембранного виконавчого механізму 44 і до сильфонного блоку 25 ізодромной зворотного зв'язку.

Схема функціональної структури регулятора показана на малюнку 4.3.

Схема функціональної структури регулятора

Рис. 4.4.

4.4.1 конфігураційні органи регулятора та налаштування в експлуатації

Динамічну настройку САР виконують зміною ступеня дії ІОС (пропорційної складової). Установку пропорційності виробляють за шкалою диска 40, розгортається навколо осі О, за допомогою обертання гвинта, що входить в зачеплення з диском через фрикційне передачу. З віддаленням осі Про важеля 38 від осі важеля 37 дію ИОС зростає, тому що при тому ж переміщенні штока сильфона блоку відбувається більше осьове переміщення тяги, розворот важеля і вплив на заслінку. Час ізодрома регулюють зміною прохідного перетину дроселя. Статичну настройку САР на потрібне значення в'язкості виконують зміною установки завдання регулятора обертанням маховика. Від нього через фрикційне з'єднання розгортається кутовий важіль з соплом щодо осі О. При цьому змінюється попередній зазор між соплом і заслінкою і розгортається стрілка покажчика завдання. При сталому режимі стрілки повинні бути суміщені. Ширина зони пропорційності може бути від 2 до 200%, час інтеграції від 0,03 до 5 хвилин, уставка регулятора від 0 до 200 з Red. [12].

Визначення оптимальних значень настроювальних параметрів цього регулятора в'язкості палива може бути виконана кількома способами. Перехідна функція розглянутої розімкнутої системи при невеликих (до 10%) збуреннях по регулюючому впливу - витраті пари на підігрівач, має вигляд кривої асимптоти і параметри настройки регулятора можуть бути визначені по локальних елементів цієї кривої.

При використанні методу незатухаючих коливань у силу інерційності коливальні процеси можна реєструвати візуальним спостереженням з інтервалом 20 ¸ 30 секунд.

      1. Розрахунок системи регулювання в'язкості палива

З метою кількісної та якісної оцінки показників САР в'язкості виконаємо розрахунок динамічних характеристик.

4.4.2.1 Рівняння динаміки та передавальні функції об'єкта регулювання

На малюнку 4.4. представлена ​​схема парового підігрівача як двухемкостного об'єкта регулювання температури.

Топлівоподогреватель як об'єкт регулювання

Рис. 4.4.

m р = D m / mmax; j м = DJ м / J м max; j т = DJ т / J т max = Dh / h

Перше виражено через відносне відкриття парового клапана. J м max і J т max прийняті максимальні (базові) значення температур металу і палива. До m і Кт - коефіцієнти підсилення підігрівача відповідно по температурі металу трубок і витраті палива (зовнішньої навантаженні).

До m = [R м * mmax / ((R п + R м) * J м max)] * ¶ J п / m р

Кт = R п * J т max / ((R п + R м) * J м max)

Км = 1 + Ст * m то * R м; До l = Ст * J то * R м

См, m м, Ст, m т - питома теплоємність і маса відповідно металу трубок і палива в трубках.

R п і R м - опір теплопередачі від пари до металу і від металу до палива.

m р - відкриття парорегулірующего клапана.

Згідно джерела [12], рівняння динаміки підігрівача палива виглядає наступним чином:

Тт * Тм * j ² т (t) + (Тт + Тм) * j ¢ т (t) + (1-Км * Кт) * j т (t) = Км * До m * m р (t)-До l * l т-К l * Тм * l т.

Для отримання передавальної функції об'єкта регулювання за регулюючому впливу запишемо це рівняння при рівноваги вплив l т = 0:

Тт * Тм * j ² т (t) + (Тт + Тм) * j ¢ т (t) + (1-Км * Кт) * j т (t) = Км * До m * m р (t).

При заміні відносних змін відповідними зображеннями рівність зберігається в області комплексного змінного:

Тт * Тм * F т (s) * S ^ 2 + (Тт + Тм) * F м (s) * S + (1 - Км * Кт) * F т (s) = К m * Км * m р ( s).

Тоді передатна функція по регулюючому впливу:

WoR (s) = F т (s) / Mp (s) = Км * До m / (Тт * Тм * S ^ 2 + (Тт + Тм) * S + (1 - Км * Кт))

Для отримання передавальної функції об'єкта регулювання за зовнішнім обуренню записуємо рівняння динаміки підігрівача палива при регулюючому впливі m р = 0.

Тт * Тм * j ² т (f) + (Тт + Тм) * j ¢ т (f) + (1-Км * Кт) * j т (f) = - До l * l т - До l * Тм * l т.

Замінюємо відносні зміни зображеннями:

Тт * Тм * F т (s) * S ^ 2 + (Тт + Тм) * F т (s) * S + (1-Км * Кт) * F т (s) =-К l * l т (s ) - K l * Тм * l т (s) * S.

Тоді передатна функція по зовнішньому впливу:

Wo l (s) = F т (s) / l т (s) = (- До l - K l * Тм * S) / Тт * Тм * S ^ 2 + (Тт + Тм) * S + (1 - Км * Кт),

де: Тм = R п * R м / (R п + R м) * Див * m п - постійна акумулятора тепла металу трубок, характеризує теплову інерційність маси металу підігрівача, сек.;

Тт = R м * Ст * m т - постійна часу акумулятора тепла маси палива в подогревателе, характеризує теплову інерційність маси палива в подогревателе, сек.

4.4.2.2 Рівняння динаміки та передавальні функції вимірювача, проміжного підсилювача і сервомотора

На малюнку 4.5. представлена ​​структурна схема регулятора.

Структурна схема регулятора

Рис.4.5.

Під вимірником мається на увазі власне сам вимірювач та диференціальний датчик тиску, під проміжним підсилювачем власне сам проміжний підсилювач, під сервомотором - підсилювач і регулюючий паровий клапан.

m і = D Р2/Рном - відносна зміна тиску повітря за вимірником. Рном - базове значення тиску повітря за вимірником.

m пу = D Р1/Рном - відносна зміна тиску повітря за проміжним підсилювачем. Рном - базове значення тиску повітря за проміжним підсилювачем.

Оскільки інерційність вимірювача в порівнянні з іншими елементами незрівнянно мала, то рівняння динаміки вимірювача як безінерційного ланки:

m і (t) = K 1 * j т (t),

де

К1 = [DR2/Dh] * [h ном / Рном] - коефіцієнт посилення вимірювача.

Замінимо відносні зміни зображеннями:

Мі (s) = K 1 * F т (s).

Передавальна функція вимірювача:

W і = Мі (s) / F т (s) = K 1.

Рівняння динаміки пропорційно-інтегрального регулятора:

m пу (t) = К2 * m і (t) + K 2/Ті * óm і (t) dt,

де К2 - коефіцієнт посилення проміжного підсилювача;

К2 = D Р2 / D Р3;

Ті - постійна часу інтегрування, с.

Замінюємо відносні зміни їх зображеннями:

МПУ (s) = К2 * Мі (s) + (К2/Ті) * (Мі (s) / S).

Тоді передатна функція:

W пу (s) = МПУ (s) / Мі (s) = К 2 + К 2 / (S * Ти) = К 2 * (S * Ти +1) / (S * Ти).

Згідно джерела [12], рівняння динаміки сервомотора зі стежить зв'язком:

Т3 * m ¢ р (t) + m р (t) = K 3 * m пу (t);

Т s * m ¢ (t) = K 3 * m пу (t) - коефіцієнт посилення сервомотора;

Т s - час сервомотора, с.

Після замінимо відносні зміни їх зображеннями:

Т s * M ¢ p (s) * S + Mp (s) = K3 * M поз (s).

Тоді передатна функція сервомотора:

W см (s) = M п (s) / МПУ (s) = K3 / (Ts * S +1)

Передавальна функція регулятора:

W і + пу + см (s) = W і (s) * W пу (s) * W см (s) =

= К1 * К2 * К3 * (s * Ти +1) / (s * Ти * (s * Ти +1)).

Таким чином, ми отримали передавальні функції всіх ланок САР в'язкості палива.

        1. Рівняння динаміки системи регулювання в'язкості палива

Передавальна функція замкнутої САР в'язкості палива при прийнятій схемі:

W з (s) = Фт (s) / L т (s) = Wo l (s) / (1 ​​+ W і (s) * W пу (s) * W см (s) * WoR (s)).

Або підставляючи вираження відповідних передавальних функцій:

W з (s) = {[-K l-K l * T м * S] / [Тт * Тм * S ^ 2 + (Тт + Тм) * S + (1 - Км * Кт)]} /

/ {1 + [К1 * К2 * К3 * (S * Ти +1) * Км * До m] / [S * Ти * (S * Т s +1) * (Тт * Тм * S ^ 2 + (Тт + Т m) * S + (1 - До m * Кт))]}.

W з (s) = [K l * (Ті * Т s * S ^ 2 + S * Ти + Ті * Т s * Тм * S ^ 3 + Ті * Тм * S ^ 2)] /

/ [Ті * Т s * Тт * Тм * S ^ 4 + Ті * Т s * (Тт + Тм) * S ^ 3 + Ті * Т s * (1-Км * Кт) * S ^ 2 * S * Ти * (1-К m * Кт) + К1 * К2 * К3 * Ти * Км * До m * S + К1 * К2 * К3 * Км * До m].

Звідси рівняння динаміки САР в'язкості палива буде 4-го порядку:

Тт * Тм * Ти * Т s * j ² ² т (t) + (Тт * Тм * Ти + Тт * Ти * Т s + Тм * Ти * Т s) * j ² ¢ (t) +

+ (Ті * Т s + Км * Кт * Ти * Т s + Тт * Ти + Тм * Ти) * j ² (t) +

+ (Ті + Км * До m * К1 * К2 * К3 * Ти) * j ¢ (t) +

+ Км * До m * К1 * К2 * К3 * j (t) =

= - Тм * Ти * Т s * K l * l ² ¢ т (t) - (Ті * Т s * T l + Ті * Тм) * l ² т (t)-Ті * До l * l т (t).

Рівняння статики САР в'язкості палива:

j т (t) = 0

  1. Рівняння динаміки САР в'язкості палива з регулятором VAF-Віскотерм в диференційній формі

Вище були представлені рівняння динаміки, виражені через передавальні функції, які дозволяють аналізувати стійкість САР в'язкості з використанням відомих критеріїв Раута-Гурвіца або А. В. Михайлова. Для цілей чисельного моделювання на ЕОМ розглянемо рівняння динаміки САР в'язкості палива в диференціальній формі.

В'язкість палива однозначно залежить від його температури, тому в якості об'єкта регулювання приймаємо паливний парової підігрівач, що розглядається як сукупність двох акумуляторів енергії: маси металу теплообмінних трубок і маси палива. Всередині трубок тече підігрівається паливо, зовні їх омиває пар від регулюючого клапана.

Рівняння динаміки підігрівача (його структурна схема зображена на малюнку 4.4.):

Тм * j ¢ м + j м = Кр * m р + КТМ * j т;

Тт * j ¢ т + j т = КМТ * j м - К l * l т,

де Тм = [R п * R м / (R п + R м)] * Див * m м * mmax / Q м max = 2 хв.

Q м - температура металу;

Кр = R м * mmax * Кп / [(R п + R м) * Q м] = 0,8

Кт = R п * mmax / [(R п + R м) * Q м max] = 0,2

Тт = R м * Ст * m т * Q м max / Q т max = 3,5 хв.

Км = 1 + Ст * m т max * R м = 2,0

До l = Ст * Q т max * R м = 1,0

У результаті отримуємо рівняння динаміки об'єкта регулювання:

j ² т - Кт * Км / [(Тм * j ¢ т + j т) * (Тт * j ¢ т + j т)] =

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

Структурна схема САР і регулятора представлена ​​на аркуші додатка.

Рівняння динаміки:

Z * h = K j * j - Kx * X зад;

До y * G = h - y b - Koc * Xoc, b = 1;

Ts * m ¢ y = d;

yi = Ti * m ¢ p, m p = Xoc = s;

m p = Kp * m yc;

Приймаємо: Ts = 2 c; Ti = 0,5 c; (рекомендації фірми Т i = 0,03 хв)

Z = E / h пр - Рм / ¶ D Р] * h пр ном * До y / D Рном = 1,25

До y = K4 = 0,8

Кос = 0,5; До m = 1,0; К4 = 2,0.

      1. Визначення оптимальних настроювальних параметрів системи автоматичного регулювання в'язкості палива

Кінцевою завданням дослідження САР в'язкості палива на практиці є визначення її оптимальних настроювальних параметрів. Для регулятора VAF, який працює з ПІ-закону регулювання - це коефіцієнт посилення До R і час інтеграції Ті.

Як видно з підрозділу 4.6. отримане рівняння динаміки САР є диференціальне рівняння четвертого порядку. Зважаючи на це знаходження оптимальних настроювальних параметрів шляхом вирішення цього рівняння динаміки вельми скрутно.

Тому, для знаходження оптимальних параметрів налаштування, використовуємо метод їх знаходження за елементами перехідної функції розімкнутої системи. Суть цього методу полягає в тому, що замкнута САР розмикається (за допомогою відключення регулятора), розімкнутої САР повідомляється ступеневу обурення, на виході з об'єкта регулювання знімається перехідна функція, яка потім апроксимується одноемкостним ланкою і ділянкою запізнювання. За її елементів і визначаються оптимальні параметри настройки.

Для розмикання системи передбачений перемикач ПР (див. рис. 4.6.). Ступенева обурення розімкнутої системі можна повідомити за допомогою задатчика дистанційного управління ПП. Перехідну функцію знімаємо за показниками стрілки поточного значення в'язкості.

Після розмикання замкнута САР в'язкості палива перетворюється в разомкнутую САР (див. рис. 4.7.)

Структурна схема замкнутої САР в'язкості

Рис. 4.6.

Структурна схема розімкнутої САР в'язкості

Рис. 4.7.

Цю многоемкостную разомкнутую систему розглядаємо як одноемкостное ланку з попередньо включений ланкою запізнювання. Тоді перехідна функція многоемкостного об'єкта апроксимується перехідною функцією одноемкостного ланки з попередньо включений ланкою запізнювання.

Перехідна функція многоемкостной САР в'язкості палива







Рис.4.8.

Перехідна функція одноемкостного ланки з запізненням

Рис. 4.9.

Передавальна функція многоемкостной розімкнутої системи замінюється передавальної функцією одноемкостного ланки, включеного послідовно з ланкою запізнювання і має вигляд:

W (s) = Ko (e ^ (- z * s)) / (Т * S +1),

де z - час запізнювання;

Т - інерційна постійна;

Ко - статичний коефіцієнт підсилення.

У замкнутої САР на виході диференціального датчика тиску підключений манометр зі шкалою, тарований в одиницях в'язкості - секундах Редвуд (з R); зміна пневматичного сигналу від 0 до 100 кПа (тиск Р2) відповідає зміні в'язкості палива від 0 до 120 з R. Робочий діапазон сигналів на вході (Р2) і виході (Р3) проміжного підсилювача складає від 20 до 100 кПа. Номінальна витрата палива в системі Вном = 3000 кг / ч. Випробування проводяться при номінальній витраті палива.

Статичні властивості об'єкта регулювання по каналу зовнішнього впливу (зміни витрати палива через підігрівач) представлені в таблиці 4.4.

Таблиця 4.4.

Залежність в'язкості палива від його витрати

В'язкість палива, h, з R

Витрата палива, У кг / год


2400

2550

2700

2850

3000

3150

на вході в підігрівач

155

155

155

155

155

155

на виході з підігрівача

50,6

56,0

59,0

63,2

65,5

67,5

Коефіцієнт посилення Ко l по зовнішньому впливу обчислюємо як кутовий коефіцієнт дотичної до кривої, що виражає залежність регульованої величини від навантаження:

До l = [(67,5-155) - (63,2-155)] / [3150-2850] = 0,0143 з R / кг / год

Безрозмірне значення коефіцієнта:

До l = 0,0143 Вном / h max = 0,358

За допомогою задатчика дистанційного управління повідомляємо системі ступеневу обурення рівне D Рупр = 8 кПа.

Відносна величина обурення:

l о = D Рупр / (Р3 max - P 3 min) = 8 / (100-20) = 0,1 = 10%

Результати експерименту - перехідна функція розімкнутої системи автоматичного регулювання в'язкості палива і розрахунок наведено в таблиці 4.5.

Згідно джерела [12], постійна часу Т і час запізнювання Z обчислюються за такими виразами, що забезпечує оптимальне аппроксімірованіе по мінімуму середньоквадратичної похибки:

Т = [(n - k) * S fi ^ 2 - (S fi) ^ 2] / [(n - k) * S (fi * y ж i) - S fi * S y ж i].

Z = [S fi * S (fi * y ж i) - S fi ^ 2 * S y ж i] / [(n - k) * S (fi * y ж i) - S fi * S y ж i] .

Тут n = 200; k = 40 - час, при якому вважається, що експериментальна точка відхиляється від осі абсцис.


S fi ^ 2 = 327 200 з ^ 2; S fi = 1800 с; S (fi * y ж i) = 3419,3; S y ж i = 17,07;

(S fi) ^ 2 = 3240000 з ^ 2.

Т = 95,12 с; Z = 0,12 +20,0 = 20,12 з

Коефіцієнт посилення системи по регулюючому впливу визначається як відношення ординати асимптоти до обурення.

У безрозмірною формі:

До oR = h ¥ / h max : D P упр / (P 3 max - P 3 min)

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

Використовуючи отримані результати, можна визначити оптимальні параметри налаштування САР в'язкості важкого палива. Згідно джерела [12]:

До R = A / Ko * (Z / T) ^ (- B);

Ті = Т * З * (Z / T) ^ D.

Якщо в якості критерію оптимальної настройки вибираємо критерій мінімуму інтеграла від модуля помилки то:

А = 1,0; В = 0,99; С = 1,6; D = 0,71.

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

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

Якщо вибираємо критерій мінімуму інтеграла від квадрата відхилення то:

А = 0,9; В = 0,98; С = 1,5; D = 0,68

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

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

Як видно, в залежності від критерію оптимальної настройки оптимальні параметри налаштування змінюються. Питання про вибір того чи іншого критерію якості перехідного процесу не має однозначної відповіді. У даному випадку найкращим критерієм якості роботи САР представляється інтеграл від модуля помилки, тому що звичайно погіршення якості регулювання представляється лінійної функцією помилки. Зважаючи на це остаточно вибираємо:

  • коефіцієнт підсилення регулятора До R = 7,45;

  • час інтегрування Ті = 48,15 с.

4.4.4 Визначення параметрів настройки регулятора за характеристиками замкнутої системи

Крім методів настроювання регулятора за характеристиками розімкнутої системи існують методи настройки регуляторів за характеристиками замкнутої системи. Існують два методи розрахунку оптимальних параметрів налаштування, засновані на характеристиках перехідних процесів або у формі незатухаючих коливань (при К R / К R кр = 1), або при діскременте загасання 0,25. Розроблено також експрес-метод оцінки параметрів настроювання в замкнутому контурі за величиною запізнювання.

Для визначення оптимальних параметрів налаштування САР в'язкості палива за методом незатухаючих коливань насамперед встановлюють час інтегрування регулятора рівним нескінченності. Далі, поступово збільшуючи коефіцієнт посилення регулятора, погіршують стійкість системи, домагаючись її виходу в режим незатухаючих коливань. При досягненні цих умов фіксується значення коефіцієнта посилення До R кр і період коливань Тпр. Тоді оптимальні параметри настройки визначаються за формулами:

До R = 0,45 * До R кр;

Ті = 0,83 * Тпр.

Такий експеримент був проведений на судні серії «Астрахань». У даному випадку вихідний сигнал (тиск Р) знімається на виході з регулятора. Якщо в замкнутій системі виникли встановилися коливання на межі стійкості, частота їх буде однаковою на виході будь-якого з ланок системи: об'єкта, сервоприводу, вимірювача, регулятора. Тому спостереження за коливаннями виробляють там, де амплітуда добре помітна. У даному випадку зазначалося тиск на виході з регулятора. Як видно, для експериментального визначення значень критичного коефіцієнта посилення До R кр і граничного періоду коливань Тпр достатньо провести невелике число дослідів, так як за діскременту загасання перший отриманої кривої перехідного процесу можна судити про те, наскільки коефіцієнт посилення близький до критичного значення. При режимі незатухаючих вагань було зафіксовано, що К R кр = 12,5, а Тпр = 4 хв. Тоді оптимальні параметри:

До R = 0,45 * До R кр = 0,45 * 12,5 = 5,63;

Ті = 0,83 * Тпр = 0,83 * 4 = 3,3 хв.

5. Технічне обслуговування та ремонт регуляторів температури

Основними експлуатаційними недоліками регуляторів температури прямої і непрямої дії, поширених на морських транспортних суднах вітчизняного флоту, є витік робочої рідини, пропуски води в поєднанні з регулюючим органом, відкладення накипу в регулюючому органі. Рекомендується через кожні 1000 годин роботи розкривати регулюючий орган для очищення від накипу. Періодично, через кожні 2,5 ¸ 3 роки роботи, слід замінювати вимірювальний елемент. У випадках, коли регулятор не забезпечує підтримку заданої температури, причиною несправності зазвичай є поломка або ослаблення поворотної пружини, в результаті чого регулюючий орган не переміщається при зменшенні температури регульованої середовища.

Переважне поширення на морських вітчизняних судах отримали РТНД пневматичного типу. Експлуатація таких регуляторів зводиться до перевірки щільності з'єднань магістралей стислого повітря і забезпечення належної якості повітря. Останнє досягається шляхом своєчасної продувки масловіддільників і очищення повітряних фільтрів. Періодично, один раз на рік, слід проводити повну перевірку регулятора. При цьому треба звертати особливу увагу на стан мембран і дроселів. Мембрани зі слідами випинів необхідно замінювати. Несправності в роботі пневматичних регуляторів у більшості випадків виникають від попадання в повітря води, масла, механічних домішок. Наведені в таблиці 4.6. можливі несправності регуляторів типу РТНД і ТРП характерні і для інших пневматичних регуляторів непрямої дії.

Ефективність експлуатації судна в цілому і зокрема повнота використання потужності, економічність роботи його енергетичної установки в конкретних умовах плавання, в певній мірі залежать від надійної роботи та якості налаштування коштів терморегулювання, використовуваних для стабілізації температур в основних системах, обслуговуючих головний двигун на оптимальних рівнях. Тому своєчасний ремонт та налаштування регуляторів грає важливу роль в правильному експлуатуванні енергетичних установок.

Дефекти регуляторів виявляють на пробному пуску ремонтується механізму і оглядом деталей після його розбирання. Заїдання, розробку і злами виявляють слідами торкання, натираючи і виробок, а також виміром.

При непрямому регулюванні, обраному для даної системи, складання регулятора і передавальних важільних механізмів вважається задовільною, якщо при незмінному положенні муфти мертвий хід сервомотора не перевищує 3% від його максимального ходу. Для перевірки, встановивши регулятор на двигун, вручну натискають на передавальному-важеля. При цьому золотник і відповідно сервомотор перемістяться на величину «мертвого ходу».

При складанні регуляторів особливу увагу слід звертати на стан головних пружин. Ослаблені і поламані пружини замінюються новими. Затягуються головні пружини на величину, виміряну до ремонту, з перевіркою можливості повного робочого ходу муфти. Від цього залежить своєчасне страгивания муфти з місця і відкриття (закриття) регулюючих клапанів.

Монтують регулятори на судні з коригуванням до реальних умов роботи. На заводах для налагодження регуляторів є спеціальні стенди з джерелом робочої середовища, що застосовується в регуляторі, а також пристосування, за допомогою яких імітуються умови роботи апаратури та особливості її експлуатаційних режимів.

Таблиця 5.1.

Характерні несправності пневматичних регуляторів температури типів РТНД і ТРП

Причина

Спосіб усунення

Знизилася температура регульованої середовища в порівнянні з заданої.

Засмітився фільтр або дросель. Порушена герметичність пневматичних ліній або мембрани.

Промити фільтр, прочистити дросель. Ущільнити лінії, замінити мембрану.

Підвищилася температура регульованої середовища в порівнянні з заданої.

Вийшла з ладу термочутлива система. Засмітилася лінія датчика або ІМ.

Замінити термочутливих систему. Прочистити лінії.

Регулятор не працює при зміні навантаження, а тиск у камері мембрани змінюється.

Затиснутий сальник штока. Перекіс або заїдання штока.

Відпустити сальник, усунути перекіс або заїдання.

Відсутній тиск у камері мембрани.

Пошкодження або засмічення повітряної лінії, порушення герметичності, пошкодження мембрани.

Прочистити лінії, усунути нещільність, замінити мембрану.

У сталому режимі регульована температура коливається в широких межах.

Коливається тиск силового повітря, заїдання регулюючого золотника, несправність блоку управління.

Усунути коливання тиску повітря, перевірити рухливість золотника, перевірити блок керування.

6. Безпека життєдіяльності

6.1 Правила безпеки при обслуговуванні та ремонті систем автоматичного регулювання температур охолоджуючої води і в'язкості палива

  1. При введенні в дію систем автоматичного регулювання температур охолоджуючої води і в'язкості палива необхідно провести ретельний огляд і переконається в наступному:

  • огородження, захисні кожухи і теплоізоляція знаходяться на місці і надійно закріплені;

  • на рухомих частинах відсутні сторонні предмети;

  • всі запобіжні пристрої і контрольно-вимірювальні прилади знаходяться на штатних місцях і справні;

  • всі з'єднання рухомих частин надійно закріплені і виключена можливість їх ослаблення під час роботи;

  1. Щоб уникнути гідравлічних ударів забороняється різко відкривати клапани і крани на парових магістралях без попереднього прогріву й продування трубопроводу;

  2. Забороняється стояти проти продувних кранів, при продуванні циліндрів золотникових коробок, паропроводів, балонів, конденсаційних горщиків тощо;

  3. Всі течі і пропуски в паливній апаратурі, топлівоподогревателях і топливопроводах слід негайно усувати.

6.2 Протипожежна безпека

Пожежа в машинному відділенні представляє особливу небезпеку внаслідок надзвичайно високої швидкості розповсюдження вогню через наявність відходів пально-мастильних матеріалів в льялах, палива в піддонах котла та районі розташування обладнання паливних систем.

Для запобігання пожеж необхідно пунктуально виконувати вимоги Правил пожежної безпеки. Так, в МО забороняється розміщувати горючі і вогненебезпечні матеріали (дерево, посудини з бензином та іншими горючими рідинами). Промаслений ганчір'я слід зберігати в спеціальних металевих ящиках і видаляти в кінці кожної вахти.

При виникненні пожежі обслуговуючий персонал повинен діяти відповідно до розкладу за тривогою. Однак у будь-якому випадку людина, що виявила вогнище пожежі, повинен спробувати загасити його переносними засобами гасіння, а якщо це не вдається, то вжити заходів щодо обмеження поширення вогню, за розпорядженням капітана або старшого механіка негайно вивести котел з дії, людей евакуювати з МО і загерметизувати його, потім включити стаціонарні системи включення пожеж, виконуючи вказівки інструкцій.

Правила безпеки праці при експлуатації обладнання повинні виконуватися також неухильно, як і правила пожежної безпеки.

6.2.1 Водяна протипожежна система

Водяна протипожежна система є найважливішою системою загальносуднових рятувального призначення, що забезпечує цілісність судна, схоронність вантажів та охорону життя членів екіпажу. Морський Регістр пред'являє до водяної протипожежної системі ряд вимог. Сумарна продуктивність пожежних насосів повинна бути не менше:

Q = k * m ^ 2,

де 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 проектованому судні встановлено два електричних відцентрових пожежні насоси і один дизель-насос. Ці насоси забезпечують продуктивність і мінімальний тиск 0,3 МПа у будь-якому пожежному ріжку, незалежно від його місця розташування. Водяна протипожежна система обладнується пожежними рукавами довжиною 15 ¸ 20 метрів на відкритих палубах і не менше 10 метрів у внутрішніх приміщеннях.

Рукава розміщуються біля ріжків на зборі зі стволом на в'юшка або в кошиках у стані, зручному для приведення їх у дію. Діаметри рукавів, приєднувальних арматур і пожежних стволів повинні відповідати витраті води через їх перетин. Рукава зберігаються в провітрюваних водо-захищених шафах з написами «ПР». Для гасіння пожежі в житлових, службових приміщеннях ручні пожежні стволи повинні мати сопло діаметром 12 мм. Діаметр сприску ручних стовбурів в МО і на відкритих палубах встановлюється з умови забезпечення найбільших витрат води через два струмені від насоса найменшою продуктивності при тиску, регламентованому Регістром. У внутрішніх приміщеннях рекомендується застосовувати комбіновані ручні пожежні стволи. Кожен пожежний насос обладнується окремим приводом. Пожежні насоси і системи не повинні використовуватися для осушення відсіків, в яких зберігалися нафтопродукти або залишки інших горючих рідин. Пожежний насос може використовуватися для інших цілей, якщо інший насос знаходиться в постійній готовності до негайних дій з гасіння пожежі.

Всі пожежні насоси і їх кінгстони повинні розташовуватися нижче ватерлінії судна в порожньому стані. Якщо пожежні насоси одночасно з водяною системою обслуговують інші системи пожежогасіння, то їх продуктивність повинна бути збільшена. При цьому також необхідно враховувати тиск у системах. Швидкість води в трубах водяний протипожежної системи не повинна перевищувати 4 м / с, а тиск у трубопроводах повинно бути не менше 1 МПа.

Для запобігання заморожування трубопроводи, прокладені на відкритих палубах, забезпечуються запірною арматурою для відключення від систем, що проходять в опалювальних приміщеннях. Насоси забезпечуються клапанами для відключення приймального і напірного трубопроводів.

Пожежні ріжки в коридорах встановлюються на відстані не більше 20 м, а на палубах на відстані не більше 40 м. У невеликих приміщеннях ріжки встановлюються біля входів. У МКО повинно бути не менше двох ріжків з кожного борту, не рахуючи ріжків, встановлених безпосередньо у насосів. Так само ріжок встановлюється в носовій частині тунелю гребного валу. Всі ріжки забарвлюються в червоний колір.

Аварійний дизель-насос встановлюється в окремому приміщенні і має окремий Кінгстон і запас палива, необхідний для 18-ї години роботи. Його продуктивність повинна бути достатньою для роботи 2-х стволів з ​​найбільшим діаметром сприску.

На приймальних трубопроводах насосів встановлюються грязьові коробки.

6.3 Охорона навколишнього середовища

Активне використання Світового океану як найважливішої транспортної магістралі, експлуатація його харчових, сировинних і енергетичних ресурсів, освоєння континентального шельфу, забруднення зовнішніх і внутрішніх водойм, які мають стік в світовий океан, створили реальну загрозу порушення його екологічного балансу.

Охорона морського середовища від забруднення передбачає комплекс заходів, спрямованих на виключення появи нових причин і джерел забруднення, а також поступове зведення до мінімуму і, там, де можливо, повну ліквідацію вже наявних.

Велика роль в охороні морського середовища відводиться ООН. Ще з 1934 року велася робота по боротьбі із забрудненням, але тільки в 1950 році ООН проявила ініціативу у створенні Міжурядовою морською консультативною організації (з 1983 р. ІМО) у якій тепер перебуває понад 110 держав.

В результаті зусиль ООН у 1954 році в Лондоні була проведена Міжнародна конференція з боротьби з викидами нафти та нафтовмісних відходів. Це перший закон, який людство надіслало для охорони морського середовища. Він був зареєстрований ООН і набув чинності з 26 червня 1958 року. Поправки, що вводилися в закон в наступні 1962 і 1969 роки, посилювали положення закону (ОЙЛПОЛ 54) і поширювали дію конвенції на весь Світовий океан і на танкери валовою місткістю до 150 реєстрових тонн; були визначені нові умови скидання нафти із суден, розширені заборонені зони, введені конструктивні обмеження до розмірів і розташування вантажних танків і т.д.

У 70-ті роки досвід застосування конвенцій виявив їх слабкі місця, тим самим, створивши передумови для перегляду і доповнення діючих угод. На 4-ій Асамблеї ООН в 1973 році в Лондоні була прийнята Міжнародна конвенція по запобіганню забруднення з суден МАРПОЛ-73, яка включала в себе і нові положення. А в 1978 році конвенція була доповнена протоколом від 1978 року і представлена ​​як єдиний документ, що отримав офіційну назву МАРПОЛ 73/78. Конвенція складається з 20 статей від 1973 року і 9 статей від 1978 року, 2 протоколи та 5 додатків. Програми визначають правила скидання нафти, запобігання забруднення шкідливими рідкими речовинами, шкідливими речовинами в упаковці, стічними водами і сміттям.

6.3.1 Суднове обладнання для запобігання забруднення судновими відходами

У процесі експлуатації судна, на стоянці або на ходу, виникає необхідність знищення відходів, очищення і скидання забруднених нафтою і лляльних вод.

6.3.1.1 Обробка нафтопродуктів

Ступінь забрудненості і кількість лляльних вод визначаються типом судна, його водотоннажністю, конструктивними особливостями, типом СЕУ і режимом її навантаження, станом і якістю обслуговування механізмів і трубопроводів.

Кількість лляльних вод контейнеровоза водотоннажністю 5700 тонн становить за добу близько 25 м 3. Вміст нафтопродуктів у лляльних водах в середньому становить 2000 мг / л. Місткість цистерни для збору нафтовмісних вод визначається за формулою:

V = k * u НСВ * t,

де: k = 1.25 - коефіцієнт, що враховує заповнення цистерн не більше ніж на 80%, u НСВ - середньодобове накопичення НСВ на добу,

t - максимальний час, протягом якого судно може перебувати в районах, де заборонено скидання НСВ, добу.

Для контейнеровоза водотоннажністю 5700 тонн середньодобове накопичення НСВ в середньому 11 м ^ 3/суткі. При цьому пропускна здатність сепаратора повинна бути близько

3 м ^ 3/час, а мінімальна місткість повинна становити 4,5 м ^ 3. Для обробки нафтовмісних вод судно постачаємо сепаратором типу СКМ продуктивністю 4 м ^ 3 / ч і масою 2000 кг в сухому і 3630 кг в робочому стані.

Генератор відцентровий СК4М випускається вітчизняною промисловістю і повністю задовольняє вимогам МАРПОЛ 73/78. Незалежно від концентрації нафти на вході забезпечує концентрацію нафти на виході не більше 100 1/млн., А фільтруючі не більше 15 1/млн. Сепаратор застосовується з механічними фільтрами та доочістнимі фільтруючими приставками.

6.3.1.2 Обробка відходів

Суднові відходи, які є одним із джерел забруднення морського середовища можна розділити на дві групи: стічні води і сміття.

Місткість збірної для зберігання і подальшої обробки на борту судна залежить від кількості людей і норми стоків. Санітарними правилами встановлюються мінімальні норми СВ на одну людину на добу для вантажних судів - 30 літрів. Продуктивність установки по обробці суднових СВ:

Q = Z * q,

де Z - кількість людей;

q - добова витрата СВ на одну людину.

При екіпажі в 50 чоловік продуктивність повинна бути не менш

1500 м ^ 3/сут.

Слідуючи рекомендаціям, вибираємо вітчизняну установку типу ЕОС-5, компактну і суттєво відрізняється за показниками від установок інших типів. Споживана потужність установки 2 кВт, продуктивність - 8 м ^ 3/сут, вага - 1200 кг на сухому і 1580 кг в робочому стані.

6.3.1.3 Пристрій для спалювання сміття

Для збору та зберігання сміття на судні потрібні відповідні площі і об'єми. У суднових умовах для термічного знешкодження сміття використовують суднові печі або інсенератори.

Кількість суднового сміття на одну людину визначається типом судна, його вимірами і загальною чисельністю людей. За даними ІМО, середньодобова норма побутового сміття становить 1,5 кг на одну особу для вантажних суден.

Для найбільш повного вирішення проблеми щодо запобігання забруднення морського середовища сміттям, необхідно використовувати комбіновані печі, які знешкоджують всі види як сухого сміття так і рідких відходів.

Серійно випускається вітчизняна піч СП-50 є комбінованою і може спалювати 50 кг / год твердих залишків та нафти. Для вибраного судна вона підходить як не можна краще. Її параметри:

  • продуктивність по відходах: твердим - 50 кг / год

рідким нафтовмісних - 50 дм / год

  • витрата дизельного палива 6,5 ¸ 13 кг / год

  • споживана потужність 16 кВт

  • суха маса 2800 кг.

Суднові печі розміщуються в окремих приміщеннях або в МКО. У першому випадку приміщення повинне бути з примусовою вентиляцією та задовольняти заходам протипожежної безпеки. В МКО печь должна быть отделена экраном.

103


Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Курсова
424.8кб. | скачати


Схожі роботи:
Суднові установки 2
Суднові навігаційні прилади
Суднові паливні насоси високого тиску
Суднові документи по СУБ Система управління безпекою
Фізичні властивості товарів Суднові палива Гідравлічні масла Присадки до олив
Парогазові установки
Теплогенерірущіе установки-1
Теорія установки Узнадзе
Дизельні енергетичні установки
© Усі права захищені
написати до нас