Судовые вспомогательные механизмы» системы, устройства и их эксплуатация"

Массовая скорость пара и конденсата, где - плотность греющего пара, .Число труб греющей батареи, штКритерий Нуссельта при конденсации греющего пара при где - критерий Прандтля для конденсата греющего пара; - коэффициент динамической вязкости конденсата греющего пара, Па*с; - плотность конденсата греющего пара, .Коэффициент теплоотдачи при конденсации греющего пара (второй вариант), Коэффициент теплоотдачи при конденсации греющего пара, Теплофизические характеристики морской воды при температуре [3]:- коэффициент теплопроводности ;- изобарная теплоемкость ;- температурный коэффициент объемного расширения ; - коэффициент кинематической вязкости; - плотность; - коэффициент поверхностного натяжения ; - критерий Прандтля.Плотность вторичного пара, Решаем совместно критериальные уравнения начала парообразования и определяем температурный напор начала парообразованиягде - коэффициент теплоотдачи начала пузырькового кипения, кВт/(м2К); - коэффициент теплоотдачи при свободной конвекции, кВт/(м2К); - коэффициент поверхностного натяжения морской воды, Н/м; - плотность морской воды, кг/м3; - плотность вторичного пара, кг/м3; - удельная теплота парообразования вторичного пара, кДж/кг; - удельная изобарная теплоемкость морской воды, кДж/(кг⋅К); - коэффициент теплопроводности морской воды, кВт/(м⋅К); - температурный коэффициент объемного расширения морской воды, К-1; - коэффициент кинематической вязкости, м2/с; - критерий Прандтля морской воды; - температурный напор начала пузырькового кипения; - температурный напор свободной конвекции.Совместное решение критериальных уравнений при условии и позволяет определить величину температурного напора начала пузырькового кипенияКоэффициент теплоотдачи пузырькового кипения, 3.30 Тепловой поток начала пузырькового кипения, 3.31 Коэффициент3.32 Коэффициент теплопроводности металла стенки трубки испарителя (в качестве металла выбран мельхиор) = 0,04 кВт/(м⋅К).Поверхность нагрева греющей батареи с учетом накипеобразования, м23.34 Уточненное количество труб греющей батареи, шт7 РАСЧЕТА СУДОВЫХ ТРУБОПРОВОДОВВыписываются основные требования Регистра РФКоличество стационарных пожарных насосов и минимальное давление в месте расположения любого рожка при подаче через рожки воды, в количестве, определённом по формуле должны быть не менее указанных в таблице 3.2.1.1. Правил классификации и постройки морских судов. Давление, создаваемое пожарными насосами, должно быть достаточным для обеспечения работы других систем пожаротушения, потребляющих воду (например для систем водораспыления, пенотушения и.т.д.) если их питание предусмотрено от этих же пожарных насосов.Суммарная производительность стационарных пожарных насосов, кроме аварийного (если он имеется ) при давлении любого рожка не менее указанного в таблице 3.2.1.1. должна обеспечивать подачу воды через ручные пожарные стволы в количестве (в м3) не менее Q = km2 ,где m = 1,68;L - длина судна, м;B- ширина судна наибольшая; H - высота борта до палубы на миделе, мК - коэффициент равный:0,010 – для судов валовой вместимостью не менее 1000 рег.т.0,008 – для остальных судов валовой вместимостью 1000 рег.т. и более.Каждый стационарный пожарный насос должен быть в состоянии подать не менее двух струй воды при наибольшем диаметре спрыска стволов, принятом для данного судна.Производительность каждого стационарного пожарного насоса, кроме аварийного, должны быть не менее 80% средней производительности, полученной давлением требуемой суммарной производительности на минимальное требуемое количество пожарных насосов. Если на судне предусматриваются другие места пожаротушения, потребляющие воду от стационарных пожарных насосов, то производительность этих насосов должна быть достаточной для обеспечения работы водопожарных систем с производительностью не менее 50% определенной в 1.1., и параллельной работы одной из других систем, потребляющих наибольшее количество воды. В данном случае количество воды для водопожарной системы должно быть достаточным для подачи не менее двух струй, а для грузовых судов более 90 м3/час не требуется.Вычерчивается принципиальная схема системы водяного пожаротушения для судна с представленными в задании размерениями и даётся её описание (рис. 7.1)Рисунок 7.1 принципиальная схема системы водяного пожаротушенияСудно данные по заданию:L= 105 м; B= 16 м; H= 8 м; T = 6,5 м.Определяется суммарная подача стационарных насосов:Q∑ = km2k = 0,008m = 1,68Q∑ = 0,008 109,33 = 87,4 м3/час.Из таблицы определяется количество насосов – 2, минимальное давление у рожков – 0,26 МПа.Выбираются стволы со спрыском dспр= 16мм.Из графика Рис.20 при Р = 0,26 МПа для рукава Ду 65 длиной 20 м определяется расход воды через спрыск Qспр = 4,6л/с = 16,3 м3/час.Выбирается в системе пожаротушения работа трёх спрысков и минимальный расход на пенотушение Q = 31.5 м3/час.Строится расчётная схема противопожарной водяной системы (один наиболее напряженный вариант работы). Рис 7.2Рисунок 7.2 Расчётная схема противопожарной водяной системыНа основании полученных характеристик трубопроводов 14 и 15 путем суммирования их при параллельном соединении получаем Р∑тр =f (Q) ( рис. 7.3). На этом же графике строим характеристику участков от насоса до точки 6, принимая приближенно потери 0,5МПа Руч Н-6 = f(Q) при Q∑=87,4 м3/час и корректируем полученную характеристику Р∑трс учетом указанных потерь. Окончательно получим скорректированную характеристику рассчитанного варианта водопожарной системы Ркартр= f(Q)c рабочей точкой пересечения характеристики трубопровода и насоса при Q∑ = 87,4/часРассчитывается производительность и давление каждого насоса при работе системы  = м3/часPн = 0,435 МПа.На основании изложенного в п.1.4. устанавливаются пожарные насосы Q = .Тогда окончательно для установки судна требуется насосы с Q = 50,8 м3/час, Рн= 0,435 МПа.В связи с тем, что пожарные насосы устанавливаются ниже ватерлинии и обеспечиваются приёмными патрубками достаточного диаметра, узловое давление на всасывании принимается 0 и приёмный патрубок можно не рассчитывать.8. РАСЧЕТ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА ДЛЯ СУДОВОЙ СИСТЕМЫИсходя из назначения насоса и условий его работы на судне, выбирается схема движения жидкости в насосе с одним колесом одноступенчатый. подача насоса Q = 0,016 м3 /с;напор насоса H = 500 Дж/кг;температура жидкости T = 291,15 К, t =18oC;давление в начале приемного трубопровода pa=1⋅105 Па; геометрическая высота всасывания HВС = -6 м; гидравлическое сопротивление приемного трубопровода hТ.П= 9 Дж / кг ; Максимальная величина частоты вращения ограничивается возможностью появления в насосе кавитации. Для определения величины максимальной частоты вращения нужно использовать уравнение для допускаемой высоты всасывания.Из него определяется критический кавитационный запас энергии где A=1,15..1,3 - коэффициент запаса (принимается среднее значение:A=1,225); в соответствии с таблицей 1 [1] давление насыщенных паров pП принимается равным 2060 Па; плотность ρ=1000−0,0177 |t−4|1,7 =1000−0,0177 |18−4|1,7 =998,4 кг/ м3;Принимая величину кавитационного коэффициента быстроходности равной с=800 (обычно для охлаждающего насоса принимается c =800..1000), находится максимально допустимая частота вращения: Принимая значение коэффициента быстроходности (60…110) nS= 70,74, находится рабочая частота вращения Рабочую частота вращения должна быть меньше максимальной и ее нужно согласовать с частотой вращения выбранного приводного двигателя: 𝑛 = 𝑛д09йё1в.КПД η’0 учитывающий протечку жидкости только через переднее уплотнение рабочего колеса определяется по формуле А.А. Ломакина .В судовых насосах имеют место также дополнительные протечки жидкости, связанные, например, с разгрузкой осевой силы. Указанные дополнительные протечки обычно составляют 3…5%. Поэтому Объемный КПД равен ηo=ηo′ − (0,03...0,05) = 0,962− 0,04 = 0,922, Расчетная подача рабочего колеса определяется по уравнению ,Приведенный диаметр входа в колесо ,коэффициент kD1ПР = 3,8 (выбирается в зависимости от кавитационных качеств колеса по рис.4 [1]). Величина гидравлического КПД определяется по формуле А.А. Ломакина ,Теоретический напор колеса (энергия, сообщаемая 1 кг жидкости) ,Механический КПД ηМпринимается равным (0.85…0.94); ηМ= 0,93. КПД насоса определяется через его составляющие η=ηГ⋅ηо⋅ηМ= 0,849⋅0,923⋅0,93 = 0,727. Потребляемая насосом мощность.Максимальная мощность насоса при перегрузке (на 10…20%) Nmax=1,1⋅N =1,1⋅10,98 = 12,08 кВт. В качестве двигателя для рассчитываемого насоса используется электродвигатель АИР 160S2 мощностью 15 кВт и частотой вращения 2920 об/мин.Определение основных размеров входа рабочего колеса Размеры входа рабочего колеса рассчитываются из условия обеспечения требуемых кавитационных качеств колеса и минимальных гидравлических потерь. Скорость входа потока в колесо ,где kco - коэффициент (принимается в зависимости от требуемых кавитационных качеств колеса (см.рис.4 [1]); kco лежит в пределах kco= 0,03..0,09. Принимаем co= 3,5 м / с. Вал рассчитывается на прочность от кручения и изгиба и проверяется на жесткость и критическую частоту вращения. В первом приближении минимальный диаметр вала рабочего колеса находится из расчета на кручение по формуле ,где крутящий момент ;допускаемое напряжение на кручение[τ]= 400⋅105 Н / м2 ;Для придания жесткости диаметр вала увеличивают на 10…25 мм:dВ= dвmin+ (10...25) мм . dВ= 0,017+0,023 = 0,040 м. Диаметр втулки (ступицы) колеса определяется конструктивно по диаметру вала: dВТ= (1,2...1,5)⋅dB=1,3⋅0,04 = 0,052 м. Диаметр входа в колесо находится из уравнения неразрывности .Меридианная составляющая абсолютной скорости до поступления потока в межлопастной канал c’m1= (0,8...1,0)⋅co= 0,9⋅co = 0,9⋅3,5= 3,15 м/с; Диаметр окружности, проходящей через средние точки входных кромок лопастей принимаетсяD1 = (0,9...1,0)⋅Do= 0,95⋅0,095 = 0,09 м. Ширина входной кромки лопасти рабочего колеса находится из уравнения неразрывности (QP=π⋅D1⋅b1⋅c’m1) ,Меридианная составляющая абсолютной скорости после поступления потока в межлопастной канал c учетом стеснения потока лопастями cm1= k1 ⋅c’m1=1,1⋅3,15 = 3,465 м/с,Где k1 =1,05..1,15 - коэффициент стеснения на входе (принимается равнымk1 =1,1); Угловая скорость Окружная скорость на входе в межлопастной канал u1 = R1 ⋅ω= 0,045⋅305,8 =13,81 м/с, Угол безударного поступления потока на лопасти .Угол установки лопасти на входе β1 =β1,0+δ=14,084+8,916=23o, где δ=8,916o-угол атаки (для колес со средними кавитационными качествами принимается δ= 3..10o) принимается таким, чтобы угол β1 составлял 18...28o. При безотрывном обтекании лопасти поток движется по касательной к поверхности лопасти. Относительная скорость потока после поступления на лопасть .Выбрав масштаб (1см = 1м/с), выполняется построение треугольников скоростей потока на входе в межлопастные каналы РК: 1-й треугольник – до поступления в межлопастные каналы РК; 2-й – после поступления в межлопастные каналы РК с учетом только стеснения лопастями; 3-й – после поступления в межлопастные каналы РК с учетом и стеснения лопастями, и отклонения потока вследствие удара о лопасть. Рисунок 8.1 – Треугольники скоростей на входе в рабочее колесо Из треугольников скоростей определяются скорости c1 и W1,0: c1 = 6,625 м/с, W1,0 =14,2 м/с. Проверка правильности построения: ;.Размеры выхода рабочего колеса, основными из которых являются наружный диаметр D2 рабочего колеса, ширина b2 лопасти на выходе и угол β2 установки лопасти на выходе, определяют из условия создания требуемого напора при достаточно высоком КПД. Наружный диаметр D2 находится методом последовательных приближений. Диаметр D2I в первом приближении определяется по окружной скорости u2I:,Здесь соотношение скоростей принимается по опытным данным Наружный диаметр рабочего колеса в первом приближении .Угол установки лопасти на выходе ;где k2 =1,0..1,05 - коэффициент стеснения на выходе из колеса (принимается равнымk2 =1,025); меридианная составляющая абсолютной скорости для колес со средними кавитационными качествами выбирается в пределах c’m2= (0,7..1,15)⋅co; c’m2= 0,945⋅co = 0,945⋅3,5 = 3,3 м/с; W1/W2∞отношение скоростей для обеспечения минимальных вихревых зон при движении потока в каналах колеса принимается≤1.Угол установки лопасти рабочего на выходе должен находиться в пределахβ2=18..28о, а благоприятная форма лопасти получается при близких значениях углов β1 иβ2. Желательно, чтобыβ2= β1 ±(1...2)о.Минимальное число лопастей,где l - длина средней линии тока в меридианном сечении канала колеса l = R2I − R1 = 0,062 м; Принимается z =7. Коэффициент, учитывающий влияние конечного числа лопастей ;Где ψ = (0,55...0,6) + 0,6⋅sinβ2 - коэффициент, учитывающий чистоту обработки поверхности и форму лопасти; ψ= 0,6 + 0,6⋅sin22,426= 0,829. Теоретический напор колеса по струйной теории H∞ = (1+ p)⋅HТ = (1+ 0,288)⋅589,174 = 758,927 Дж / кг.Окружная скорость во втором приближении ,где меридианная составляющая абсолютной скорости cm2 = k2 ⋅cm′ 2 =1,025⋅3,3 = 3,383м/с. Наружный диаметр рабочего колеса во втором приближении .Так как значения D2II второго приближения и D2I первого приближения отличаются меньше чем 5%, то третье приближение не делается. Ширина лопасти на выходе .Относительная скорость на выходе.Проверка ранее принятого отношения:Отношение диаметров ,соответствует принятому значению коэффициента быстроходности nS= 70,74. Окружная составляющая абсолютной скорости потока на выходе из рабочего колеса – закрутка потока на выходе.Выбрав масштаб (1см=1м/с), выполняется построение треугольников скоростей на выходе из РК: 1-й треугольник – по струйной теории до выхода из межлопастного канала; 2-й – по струйной теории после выхода из межлопастного канала; 3-й – с учетом влияния конечного числа лопастей (влияния осевого вихря) после выхода из межлопастного канала. Рисунок 8.2 – Треугольники скоростей на выходе из рабочего колесаЛитература1 Черепанов Б.Е. Судовые вспомогательные и рыбопромысловые механизмы, системы и их эксплуатация. – М.: Агропромиздат, 1986.2. Ермилов В.Г. Теплообменные аппараты и конденсационные установки. – Л.: Судостроение, 1974.3. Правила технической эксплуатации судовых технических средств РД 31.21.30-83. – М.: В/оМортехинформреклама, 1984.4. Воронов В.Ф., Арцыков А.П. Судовые гидравлические машины. – Л.: Судостроение, 1976.5. Лукин Г.Я., Колесник Н.Н. Опреснительные установки промыслового флота. – М.: Пищевая промышленность, 1970.6. Камнев Г.Ф., Кипарский Г.Р., Банин В.М. Подъёмные транспортные машины и палубные механизмы. – Л.: Судостроение, 1976.7. Чиняев И.А. Судовые системы. – М.: Транспорт, 1971.8. Правила классификации и постройки морских судов. Регистр СССР.9. ОСТы на проектирование судовых систем.