4.2.4 Расчет мощности электростанции для режима «Стоянка с грузовыми операциями»

Мощность электростанции с производством грузовых операции грузовыми средствами (кВт):

Р_{ст гр}=Р_ст + Р_k, где

Р_k= К_сnР_k

К_с – 0,60,7 – коэффициент спроса, принимаем К_с = 0,7,

n – количество котлов, принимаем n = 2,

Р_k – мощность оборудования котлов,

Р_k=200 кВт,

Р_{ст гр}= 145 + 2*200 = 545 кВт.

Выбор источников тока

По полученным значениям загрузки электростанции в различных режимах эксплуатации судна Р_х, Р_м, Р_ст, Р_ст.гр производим предварительную комплектацию силовой установки вспомогательными дизель-генераторами.

Режим	Нагрузка
Ходовой режим	183 кВт
Маневры	311 кВт
Стоянка без грузовых операций	145 кВт
Стоянка с грузовыми операциями	545 кВт

Для данного судна принимаем к установке:

• 3 вспомогательных дизель-генератора мощностью 180 кВт фирмы Фрегат типа АГ-280 Yuchai. Дизели четырехтактные, тронковые, с импульсным наддувом. Диаметр цилиндра-10 см, ход поршня-18 см.

• 1 аварийный дизель-генератор мощностью 75 кВт фирмы Исток. Дизель четырехтактный, тронковый, с импульсным наддувом.

2.5 Проектирование судового валопровода

Проектирование судового валопровода, включает:

• разработку принципиальной схемы валопровода;

• выбор материала валов и определение их диаметров;

• расчет промежуточного а гребного валов на прочность;

• оценку запаса по критической частоте вращения и продольной устойчивости гребного вала.

Разработка принципиальной схемы валопровода

Выбор материала валов и определение их диаметров. По Правилам Регистра валы судовых валопроводов должны изготовляться из стальных поковок со временным сопротивлением 430-690 МПа. В качестве материала для валов можно использовать сталь Ст5 с временным сопротивлением б_в=500640 МПа и пределом текучести б_т=260-290 МПа.

Диаметр промежуточного вала в мм определяется:

d_пр.=L^.

где L– коэффициент, принимаемый равным: 96 - для валов судов класса “М” и “О”; 92 – для валов судов класса “Р” и “Л”; 102 – для валов судов класса “М-СП”;

n_в= n·i – частота вращения промежуточного вала, об/мин;

n – частота вращения главного двигателя, об/мин;

i – передаточное отношение редуктора;

k – коэффициент, учитывающий неравномерность крутящего момента; k=0 – для установок с турбинами, электродвигателями и гидронасосами в качестве главного двигателя

k=q(a-1) – коэффициент для установок с двигателями внутреннего сгорания;

q=0,4 – для установок с четырехтактными дизелями;

q=0,5 – для установок с двухтактными дизелями;

a – отношение максимального индикаторного крутящего момента к среднему индикаторному крутящему моменту, а=2,8 – для двигателей с 4 цилиндрами, a=2,15 – для двигателей с 6 цилиндрами, a=1,4 – для двигателей с 12 цилиндрами.

Диаметр упорного вала в районе упорного гребня должен превышать диаметр промежуточного вала не менее, чем на 5%

d_уп=1,05d_пр

d_уп=1,05*531=589 мм,

а диаметр собственно упорного вала равен диаметру промежуточного вала.

Диаметр гребного вала должен быть не менее определяемого по формуле в мм:

d_гр=1,1·d_пр.+ к·D_в

d_гр=1,1·531+ 7·4,9=618,4 мм

где к – коэффициент для гребных валов, числовое значение которого зависит от того, какой жидкостью производится смазка дейдвудных подшипников, к=7 для гребных валов со сплошной облицовкой, к=10 для гребных валов без сплошной облицовки, d_пр – подставляется в формулу в мм, а диаметр винта D_в в метрах.

Величина диаметра валов уточняется с учетом качества материала по формуле в мм:

d₂=d₁·

где б_в =600МПа – временное сопротивление материала вала, выбираемое студентом самостоятельно, d₁ – диаметр гребного вала, определенный выше.

В соответствии с полученными расчетными значениями принимаются числовые значения диаметров валов. Найденные диаметры валов округляют в сторону числовых значений, представленных в приложении 17, для удобного выбора в дальнейшем соединительной муфты. Расстояние между опорными подшипниками l_o должно быть

не более 2,5 м при диаметре валов 60 мм,

не более 3 м – при 80 мм,

не более 4м – при 100 мм и более:

l_o=l,25(d_в)^1/2

l_o=l,25(56,9)^1/2=9,42

при других диаметрах валов, где d_в- диаметр вала в см.

Определение длин пролетов между подшипниками в соответствии с Правилами классификации и постройки судов Российского Морского Регистра судоходства:

где , n – частота вращения в об/мин, d – диаметр вала в метрах.

Выбирается соединительная фланцевая или продольно свертная муфта по допустимому крутящему моменту М_кр в Н·м и максимальной частоте вращения, устанавливаемая для соединения с промежуточным валом. Кроме крутящего момента и максимальной частоты вращения муфты необходимо для дальнейших прочностных расчетов выписать массу муфты.

где Р_е подставляется в кВт, а n – в об/мин.

В связи с необходимостью компенсации усилий, передающихся через линию валопровода на редуктор или двигатель от винта, возникает необходимость в установке упорного подшипника, воспринимающего упор гребного винта и передающего его на корпус судна. Тип и модификация упорного подшипника выбирается по диаметру вала, упору винта, частоте вращения вала.

Расчет валов на прочность

Расчет валов на прочность выполняется по приведенным напряжениям б_п с помощью следующей формулы:

б_п=(б_о²+3·τ_к²)^0,5 < б_т/К_а,

где б_о=б_сж+б_и+30 – наибольшие нормальные напряжения сжатия, МПа;

б_сжнапряжения сжатия от упора движителя, МПа;

б_и– наибольшие напряжения при изгибе, МПа;

τ_к– напряжения кручения, МПа;

n_в – номинальная частота вращения вала, с^-1;

К_а – запас прочности, принимаемый равным для промежуточного вала 2,8, а для гребного – 3,15;

N=0,85·Р_ен·η_п·η_в·η_пр/V – упор движителя, кН;

P_ен – номинальная мощность главного двигателя, кВт;

Р_в= Р_ен·η_п·η_в– номинальная мощность, передаваемая валом, кВт;

n_в – номинальная частота вращения вала, с^-1;

d_в – диаметр рассчитываемого вала, м;

V – скорость судна, м/с;

М_из=l₂·(0,42·D_в³+30·l₂·d_г²) – максимальный изгибающий момент на гребном валу в кН·м при расположении винта диаметром D_в на консоли длиной l₂ в м, определяемой по рисунку судна в масштабе из [8].

Тормоз валопровода

Тормоз следует выбирать по величине крутящего момента М_из в кН·м, создаваемого застопоренным гребным винтом.

,

где k – постоянная, выбираемая по графикам из приложения 11, в зависимости от шагового и дискового отношений гребного винта, D_в – диаметр винта в метрах, V – скорость судна в м/с, ψ – коэффициент попутного потока корпуса судна, z – фактическое число лопастей винта, z_гр – число лопастей гребных винтов, по которым построены графики приложения 11.

Тормозной момент выбранного тормоза не должен быть меньше расчётной величины крутящего момента М_г. Тип тормоза выбирается по приложению 10.

Оценка запаса по критической частоте вращения и продольной устойчивости гребного вала

Необходимый запас по критической частоте вращения гребного вала обеспечивается, если

123000·[1-3,3·(l₂/l₁)³]·(1+0,014D_в³/(l₂·d_г²))·d_г/(l₁² ·n_г)>1,2

123000·[1-3,3·(3/2,4)³]·(1+0,014*5³/(3·2,4²))·5/(3² ·500)>1,2

1,9>1,2,

где l₁ и l₂ – длина дейдвудного пролета и консоли гребного вала, м;

n_г – номинальная частота вращения гребного вала мин^-1.

Проверке на продольную устойчивость подлежат валы, у которых

l_max>20·d_г,

где l_max – максимальная длина пролета вала, м.

Гибкость вала определяется по формуле:

Предельное значение гибкости вала для качественной стали составляет

. Если значение гибкости вала меньше предельного знчения, то такие валы дальнейшую проверку на продольную устойчивость могут не проходить. Они называются ”жесткими”.