Спосіб визначення буксирувальної погодинної витрати рідкого палива в умовах ходових випробувань суден, у яких головний двигун – дизель

Спосіб визначення буксирувальної погодинної витрати рідкого палива в умовах ходових випробувань суден, у яких головний двигун - дизель, який полягає у тому, що замірюють поточне значення швидкості руху судна, для якої з графіка "Залежностей буксирувальних опору руху і потужності в умовах ходових випробувань - R і PE , екс 2 UA 1 Винахід має відношення до галузі фізики та термодинаміки, зокрема, до технічного використання головного дизеля і суден. Відомі прості методи швидкого визначення опору руху і потужності суден без проведення модельних випробувань у дослідному басейні, які базуються на засадах опублікованих даних. Найбільш відомим із них є метод визначення опору руху і потужності (формула адміралтейського коефіцієнта), який полягає у тому, що спочатку визначають швидкість руху, потім по опублікованим даним про судна з найбільш близькими до 3 проектуємого обводами корпуса та керуючись власним досвідом, визначають адміралтейський коефіцієнт, після чого, по заданому значенню водотоннажності, по формулі визначають опір руху і потужність судна [1]. Недоліком метода адміралтейського коефіцієнта є грубо приблизна точність підрахунку та обмеженість його використання типом та швидкістю суден, для яких він був отриманий. Відомий також спосіб визначення опору руху суден, яке виникає внаслідок взаємодії підводної та надводної суднових поверхонь з потоками води та повітря, які набігають. Вважають, що цей опір складається з двох компонент. Опору тиснення, величина якого залежить від структури течії (інтенсивності вихро- і хвиле утворення) і який полягає у тому, що визначають різницю тиснень спереду та ззаду судна, яка створює рівнодіючу силу, що заважає руху вперед, та опору тертя дотичних напруг, величина якого залежить від властивостей рідких тіл, форми, розмірів та швидкості руху судна і яке обумовлено силами внутрішнього тертя (в'язкість) рідких тіл, які виникають при значних перепадах швидкостей у межовому шарі, рівнодіюча сила яких теж заважає руху вперед. По сумі цих рівнодіючих сил визначають опір руху судна [2]. Недоліком даного способу є складність визначення складових частин опору руху судна. Найбільш близьким за технічною сутністю є спосіб визначення буксирувальних опору руху і потужності та розрахунку гребного гвинта для вибору головного двигуна суден, для яких головним двигуном обирається дизель і який полягає у наступному. Спочатку, по заданим довжині L , ширині B , осадці T , водотоннажності V , абсцисі центра величини XC , коефіцієнта повноти водотоннажності  , форми носової закінченості U-подібна, кількості гребних гвинтів Zp , експлуатаційній швидкості руху s та по визначеним розрахунком відносної довжини, визначеної в залежності від заданих значень довжини L і водотоннажності V L по формулі   , та по відносній абсцисі 3 V центра величини, визначеної в залежності від заданих значень абсцисі центра величини XC і довXC  100 % , обираL ють метод розрахунку коефіцієнта залишкового опору СR . жині судна L по формулі Xc  Задані та визначені розрахунком дані свідчать про те, що для розрахунку коефіцієнта залишкового опору СR у даному разі можна застосовувати метод «Серії суден з помірною повнотою обводів» [3, п. 1.5.3], тобто вжити формулу СR  CR   K   KB / T  B / T  K XC , і по ній підрахувати коефіцієнт залишкового опору СR у наступній послідовності. 93401 4 По-перше, по заданим коефіцієнта загальної повноти  і відношенню довжини L до ширини B судна, та числам Фруда визначеним по формулі  Fz  в залежності від швидкості судна, яким gL задаються та довжини судна L , яку задають і відомого прискорення вільного падіння g , по діаграмі визначають коефіцієнт залишкового опору CR   , та стандартну відносну довжину судна  0  . По-друге, по визначеним відносній довжині стандартній  0  , числам Фруда Fz і відносній довжині заданої   L 3 , по діаграмі визначають V коефіцієнт  , а  по відношенню яких, по фо0 рмулі K     0 визначають коефіцієнт K  , який враховує вплив на коефіцієнт залишкового опору L СR відносної довжини судна   . По-третє, 3 V по визначеним числам Фруда Fz , в залежності від відношень ширини судна до осадки B / T по графікам визначають коефіцієнти K B / T , B / T , добуток яких у формулі залишкового опору СR  CR   K   KB / T  B / T  K XC враховує вплив розбіжностей розрахункового B та стандартного T B відношень ширини судна B до осадки T . T По-четверте, по заданому коефіцієнта загальної повноти судна  , визначеним числам Фруда Fz , по графікам визначають коефіцієнт K XC , який враховує вплив на коефіцієнт залишкового опору СR розбіжностей заданої та стандартної відносXc  Xc . L По-п'яте, по визначеним коефіцієнтам впливу коефіцієнта загальної повноти судна CR   , відно них абсцис центра величини сних довжин K  , розбіжностей розрахункового та стандартного відношень ширини судна B до осадки T та відносних абсцис центра величини заданої до стандартної K XC , по формулі СR  CR   K   KB / T  B / T  K XC визначають коефі цієнт залишкового опору СR . Потім, визначають коефіцієнт буксирувального опору руху судна C наступним чином. По-перше, по заданій довжині і вибраній швидкості судна та відомому коефіцієнта в'язкості рід L кого тіла  , по формулі Re  визначають  числа Рейнольдса. По-друге, по визначеним чис 5 93401 лам Рейнольдса, по формулі CF0  0,455 lg Re  2,58 ви значають коефіцієнти опору тертя еквівалентної гладкої пластини. По-третє, по заданій довжині судна L і визначеного коефіцієнта опору тертя еквівалентної гладкої пластини CF0 , по таблицям визначають додаток на шершавість C A та коефіцієнт виступаючих частин судна C AP . Додатком повітряного опору R AA в наслідок його незначності, нехтують. Почетверте, по визначеним коефіцієнтам залишкового опору СR , опору тертя еквівалентної гладкої пластини CF0 , додатків на шершавість та виступаючих частин судна C  CR  CF0  CA  CAP CA , C AP , по формулі визначають коефіцієнт буксирувального опору C . Далі, визначають буксирувальний опір руху судна R наступним чином. По-перше, по заданим довжині L, ширині B, осадці H та коефіцієнта загальної повноти судна , по формулі B  0  L  T 2  1,37  0,274  визначають площу T  змоченої поверхні корпуса судна та з урахуванням площі поверхні виступаючих частин   1,02  0 . По-друге, по відомому значенню густини рідкого тіла  , визначеному коефіцієнту буксирувального опору C , швидкості руху  та площі змоченої поверхні по загальній формулі опору ,   2 R  C  визначають буксирувальний опір 2 руху судна R в умовах ходових випробувань, які задані [3]. По визначеному буксирувальному опору руху судна в умовах ходових випробувань R , експлуатаційному додатку K E до буксирувального опору R і визначеного по таблиці в залежності від типу судна та його дедвейта W , по формулі RE  R  K E визначають опір руху судна RE в умовах експлуатації, які задані [3] і відповідно, по заданій експлуатаційній швидкості руху судна s , та визначеному буксирувальному опору руху судна в умовах ходових випробувань R по формулі PE    R визначають буксирувальну потужність PE в умовах ходових випробувань та з урахуванням визначеного експлуатаційного додатка KE по формулі PEE  KE  PE визначають потужність PEE в умовах експлуатації. Залежності буксирувальних опору і потужності в умовах ходових випробувань - R і PE, експлуатації - REE і PEE показують у вигляді графіків [3, мал. 1,76*]. Після чого, виконують попередній вибір елементів гребного гвинта для вибору головного двигуна у наступній послідовності. 6 По-перше, згідно наданих рекомендацій обирають тип гребного гвинта і, в залежності від заданої осадки судна T , по формулі Дпр=0,7Т, підраховують граничний розмір діаметра гребного гвинта Дпр. По-друге, згідно наданих рекомендацій, в залежності від типу та призначеності судна (прототип - сухогруз) визначають розрахунковий режим для гребного гвинта, відповідно якому виявляють елементи оптимального гребного гвинта необхідних для забезпечення заданої експлуатаційної швидкості руху s і визначеної буксирувальної потужності в експлуатації PEE, на подолання визначеного буксирувального опору руху в експлуатації RE . Вибраний розрахунковий режим сягає середнє експлуатаційним умовам. По-третє, по заданим коефіцієнта повноти водотоннажності  і осадки T , та визначеного граничного розміру гребного гвинта Дпр, по формулі  Дпр    WT  0,25  2,2    0,50 2  0,94  1,8   0,8   T      визначають коефіцієнт попутного потока. По-четверте, по визначеному опору руху в умовах експлуатації RE та заданому значенню   числа гребних гвинтів Zp , по формулі TE  RE Zp визначають корисну тягу гребного гвинта TE : після чого по заданій швидкості руху s відомій густості води  , визначеним даним TE і Дпр, по формулі K ДЕ    Дпр  / TE визначають коефіцієнт навантаження гребного гвинта за показником тяги K ДЕ , після чого по t  0,20  0,10  0,50  0,055 K ДЕ  18 ,   формулі визначають коефіцієнт всмоктування t . По-п'яте, по визначеним даним корисної тяги гребного гвинта TE , та коефіцієнта всмоктування TE визначають упор TB . Піс1 t ля чого, по заданій швидкості s , та визначеного t , по формулі TB  коефіцієнта попутного потока WT , no формулі A  s 1 WT  визначають розрахункове значен ня швидкості в диску гребного гвинта  A . Після чого, по формулі K ДT  A  Дпр  / TB визначають коефіцієнт навантаження гребного гвинта по упору K ДT . По-шосте, по визначеному коефіцієнту навантаження гребного гвинта по упору K ДT вибирають число лопастей Z . Дискове відношення AE і відAO носну товщину лопастей lo / Д обирають для умов забезпечення міцності. По числу лопастей гребно 7 го гвинта Z і дискового відношення 93401 AE вибираAO ють гвинтову діаграму 1 К Т [3, мал. 2,6*] по якій, по визначеному КДТ визначають відносну поступ гребного гвинта І . По-сьоме, по визначеним розрахунковій швидкості в диску гребного гвинта VА, граничному розміру діаметра гребного гвинта Дпр і відносної посA тупі гребного гвинта І , по формулі n   60 I  Дпр визначають частоту обертань гребного гвинта n . По-восьме, по визначеним відносній поступі гребного гвинта І , коефіцієнта навантаження гребного гвинта по упору КДТ, по діаграмі визначають шагове відношення Р/Д та коефіцієнта корисної дії гребного гвинта у вільній воді 0. По-дев'яте, по визначеним коефіцієнта всмоктування t , коефіцієнта попутного потока WT , коефіцієнта корисної дії гребного гвинта 0, приймаючи значення коефіцієнта впливу неоднорідного попутного потока i2 на гідродинамічний момент рівним одиниці [3] по формулі 1 t    визначають пропульсив  H  0  0 i2 1  WT  ний коефіцієнт гребного гвинта судна . В даній формулі Н - коефіцієнт впливу корпуса судна на роботу гребного гвинта. По-десяте, по визначеній буксирувальній потужності в умовах експлуатації PEE, пропульсивному коефіцієнту  та прийнятому значенню коефіцієнта корисної дії валопровода в, по формулі PEE визначають специфікаційну поРsp  H  0 в тужність PSP. По-одинадцяте, по визначеній буксирувальній потужності в умовах експлуатації PEE, пропульсивному коефіцієнту , коефіцієнту корисної дії валопровода в, та прийнятому значенню коефіцієнта корисної дії редуктора р, по формулі PEE визначають потужність при наявРsp    в   ності редукторної передачі PSP. По-дванадцяте, по визначеній потужності при наявності редукторної передачі PSP, з урахуванням рекомендуємої межі 0,85  0,9 запасу потужності, що зберігає задану експлуатаційну швидкість s незважаючи на поступове погіршення технічного та експлуатаційного стану судна, по формулі PSP PSN  визначають номінальну потуж0,85  0,9 ність PSN. Виконавши аналіз паспортних даних двигунів провідних фірм, як головний обирають дизельредукторний агрегат фірми KRUPP Мак 6М552С. Для оцінки ходовості на нерозрахункових режимах виконують додаткові розрахунки та побудування діаграм ходоватості [3]. 8 Недоліком даного способу є неможливість підрахування буксирувальної погодинної витрати рідкого палива в умовах ходових випробувань суден у яких головний двигун дизель. В основу винаходу поставлена задача створення способу визначення буксирувальної погодинної витрати рідкого палива в умовах ходових випробувань суден, у яких головний двигун дизель, в якому по розрахованому при проектуванні для умов ходових випробувань буксирувальному опору руху, заміряних швидкості руху судна та частоти обертань колінчастого вала головного дизеля, обраного для установлення на судно по обґрунтованим розрахунком даним, використовують відомі з паспорта обраного головного дизеля значення погодинної витрати рідкого палива і середнього ефективного тиску газів в точці номінального режиму й постійного коефіцієнта обраного головного дизеля і по формулі визначають буксирувальну погодинну витрату рідкого палива в умовах ходових випробувань суден, у яких головний двигун дизель, що забезпечує спрощення та підвищення ефективності використання головного дизеля і суден. Поставлена задача вирішується тим, що в способі визначення буксирувальної погодинної витрати рідкого палива в умовах ходових випробувань суден, у яких головний двигун дизель, який полягає у тому, що замірюють поточне значення швидкості руху судна, для якої з графіка «Залежностей буксирувальних опору руху і потужності в умовах ходових випробувань - R і PE, експлуатації - RE і PEE» в залежності від швидкості руху судна, знімають поточне значення буксирувального опору руху в умовах ходових випробувань, відповідно винаходу, замірюють поточне значення частоти обертань колінчастого вала обраного головного дизеля та по відомим з паспорта обраного головного дизеля значенням погодинної витрати рідкого палива і середнього ефективного тиску газів в точці номінального режиму й постійного коефіцієнта обраного головного дизеля визначають поточне значення буксирувальної погодинної витрати рідкого палива в умовах ходових випробувань суден у яких головний двигун дизель по формулі Rx xGH , GEX  75K  i nxPeH де GEX - поточне значення буксирувальної погодинної витрати рідкого палива в умовах ходових випробувань суден, у яких головний двигун дизель; RX - поточне значення буксирувального опору руху в умовах ходових випробувань суден, у яких головний двигун дизель;  X - поточне значення швидкості руху судна в умовах ходових випробувань суден, у яких головний двигун дизель; GН - погодинна витрата рідкого палива у точці номінального режиму обраного головного дизеля; (Ki) - постійний коефіцієнт обраного головного дизеля; nx - поточне значення частоти обертань колінчастого вала обраного головного дизеля; 9 PeН - середній ефективний тиск газів у точці номінального режиму обраного головного дизеля; 75 - коефіцієнт пропорційності при переводі одиниці виміру потужності з кілограм - сила - метр на секунду в кінські сили. Спосіб визначення буксирувальної погодинної витрати рідкого палива в умовах ходових випробувань суден у яких головний двигун дизель виконується наступним чином. За допомогою суднових приладів замірюють поточне значення частоти обертань колінчастого вала обраного головного дизеля. За допомогою суднових приладів визначають поточне значення швидкості руху судна. Для визначеної швидкості руху судна, з графіка «Залежностей буксирувальних опору руху і потужності в умовах ходових випробувань - R і PE, експлуатації - RE і PEE» [3, мал. 1.76*], знімають поточне значення буксирувального опору руху в умовах ходових випробувань. Графік має бути у комплекті відкорегованої проектної експлуатаційної технічної документації переданої заводомвиробником на кожне судно. Після чого по відомим з паспорта обраного головного дизеля значенням погодинної витрати рідкого палива і середнього ефективного тиску газів в точці номінального режиму обраного головного дизеля та визначеного по формулі постійного коефіцієнта обраного головного дизеля визначають поточне значення буксирувальної погодинної витрати рідкого палива в умовах ходових випробувань суден, у яких головний двигун дизель. Наведено приклад розрахунку буксирувальної погодинної витрати рідкого палива в умовах ходових випробувань суден, у яких головним двигуном обраний дизель марки 6М552С фірми KRUPP Мак [3], для потужності яку вимірюють в кінських силах (ЕЛС). R кгс   x  GH , GEX  x K  i  nx  PeH  75 де GEX - поточні значення буксирувальної погодинної витрати рідкого палива в умовах ходових випробувань суден, у яких головний двигун дизель марки 6М552С, кг/год; RX - поточні значення буксирувального опору руху в умовах ходових випробувань суден, у яких головний двигун дизель марки 6М552С, кгс (кН.);  X  14,4 / 7,4 - поточні значення швидкості руху в умовах ходових випробувань суден, у яких головний двигун дизель марки 6М552С, уз (м/с); ПД 2Si П  452  0,52  6   0,55107 4  60  75  z 4  60  75  2 постійний коефіцієнт головного дизеля марки елс 6М552С, [4]; кгс / см2  об / хв D=45 - діаметр циліндра головного дизеля марки 6М552С, см; k  i  93401 10 S=0,52 - рух поршня головного дизеля марки 6М552С, м; i=6 - число циліндрів головного дизеля марки 6М552С; z=2 - коефіцієнт тактовності чотиритактного головного дизеля марки 6М552С (для двотактного z=1); Nен 6118,2елс  PeH    22,205 2177,6 K  i  nH 0,55107  500 - середній ефективний тиск газів у точці номінального режиму головного дизеля марки 6М552С, кгс/см2 (кПа); NeН=4500(6118,2) - паспортні дані номінальної потужності головного дизеля марки 6М552С, кВт(ЕЛС) [5]; nx= nН=500 - паспортні дані номінальної частоти обертань колінчастого вала головного дизеля марки 6М552С (дизель нереверсивний), об/хв; K  i  Nен  4500кВт  0,004133 - посРен  nH 2177,6  500 тійний коефіцієнт головного дизеля марки кВт 6М552С, ; об кПа  хв GН=NeН=geН=45000,184=828 - погодинна витрата рідкого палива у точці номінального режиму головного дизеля марки 6М552С, кг/год;  0,184  gен  0,184  1,3596  0,13533392 - паспортні    дані номінальної питомої ефективної витрати рідкого палива головного дизеля марки 6М552С (дикг кг   зель нереверсивний),  . кВт  год  елс  год    Для зрівняння наведемо формулу та приклад підрахунку поточного значення буксирувальної погодинної витрати рідкого палива в умовах ходових випробувань суден, у яких головним двигуном обраний дизель марки 6М552С фірми KRUPP Мак [3], для потужності яку вимірюють в кіловатах (кВт) R кH  x  GH GEX  x K  i  nx  PeH Приклад 1 GEX1  R x1 кгс   x1  GH 75  K  i  n x1  PeH  м кг  828 кг с год   178,7 75  0,55107  500  22,205 год R x1кH  x1  GH GEX1   K  i  nx1  PeH 17529кгс  5,65 м кг  828 кг с год   178,7 0,004133  500  2177,6 год 1719кН  5,65 , 11 93401 12 Приклад 2 GEX 2  R x 2  x 2  GH 75  K  i  nx 2  PeH GEX 5   м кг  828 кг с год   232 75  0,55107  500  22,205 год 20843кгс  6,17 GEX 2  R x 2  x 2  GH K  i  nx 2  PeH  м кг  828 кг с год   232 0,004133  500  2177,6 год 204,4кН  6,17 Приклад 3 GEX 3  R x 3  x 3  GH 75  K  i  nx 3  PeH  м кг  828 кг с год   300,8 75  0,55107  500  22,205 год R x 3  x 3  GH GEX 3   K  i  nx3  PeH 24952,5кгс  6,68 м кг  828 кг с год  300,8 0,004133  500  2177,6 год 244,7кН  6,68  Приклад 4 GEX 4  R x 4  x 4  GH 75  K  i  n x 4  PeH  м кг  828 кг с год   406,7 75  0,55107  500  22,205 год R x  x 4  GH 4 GEX 4   K  i  nx 4  PeH 30459кгс  7,4 м кг  828 кг с год   406,7 0,004133  500  2177,6 год 298,7кН  7,4 R x 5  x 5  GH 75  K  i  nx 5  PeH  м кг  828 кг с год   457 75  0,55107  500  22,205 год R x 5  x 5  GH GEX 5   K  i  nx5  PeH 32845кгс  7,71 м кг  828 кг с год   457 0,004133  500  2177,6 год 332,1кН  7,71 Джерела інформації. 1. Д-р Ван-Ламмерен, проф. Троост, инж. Конинг. Сопротивление, пропульсивные качества и управляемость судов: Пособие для проектирования формы корпуса, гребных винтов и рулей - Л.: Государственное союзное издательство судостроительной промышленности, 1957. - 387 с. 2. В. А. Александров. Техническая гидромеханика: Учебное пособие для высших учебных заведений. - 3-е изд. перераб. - МЛ.: Государственное издательство технико-теоретической литературы, 1946. - 132 с. 3. Расчет ходкости надводных водоизмещающих судов: Учебное пособие /Н. Б. Слижевский, Ю. М. Король, М. Г. Соколик, В. Ф. Тимошенко: под общей редакцией проф. Н. Б. Слижевского. - Николаев: НУК, 2004. - 192 с. 4. Королев Н. И. Регулирование судовых дизелей: Рассчитана на судовых механиков и ИТР эксплуатирующих судовые дизели. - 3-е изд. перераб. и доп. - М: Транспорт, 1969. - 152 с. 5. В. М. Деньгуб, В. Ф. Смирнов. Единицы величин: Словарь - справочник. - М.: Издательство стандартов, 1990. - 240 с. Приклад 5 Комп’ютерна верстка Л.Литвиненко Підписне Тираж 23 прим. Міністерство освіти і науки України Державний департамент інтелектуальної власності, вул. Урицького, 45, м. Київ, МСП, 03680, Україна ДП “Український інститут промислової власності”, вул. Глазунова, 1, м. Київ – 42, 01601