Parametri Geometrici Si Functionali De E

Parametrii geometrici si functionali de exploatare ai motorului de propulsie Date initiale Tip Motor: MAN B&W L70MC-C7 Diesel Diametrul (alezajul) cilindrului: D = 700 mm Cursa pistonului : S = 2268mm Raza manivelei : R = 1134mm Numarul de cilindri : i =7 Numarul de timpi :  = 2 Viteza media e pistonului : Vmp = 8.01 m/s Presiunea medie efectiva : Pe = 18.01bar Turatie nominal : n = 108 rot/min Puterea pe cilindru : Pcil =2830 KW Puterea efectiva : 19810KW Qi = 42707 kJ/kg Conditii de referinta ale mediului ambiant P0 = 1 bar t0 = 45o C

 0 = 60% tam = 32o C Raportul cursă – diametru:  

S = 3.24(motor cu cursa superlunga) D

Cilindreea unitară reprezintă volumul cursei pistonului şi se defineşte cu relaţia: VS [ m 3 ] 

D 2 4

S =0.8723m3

Cilindreea totală reprezintă volumul total al cilindrilor motorului:

Vt [m 3 ]  iV S  i

D 2 4

S =6,1067m3

Volumul camerei de ardere reprezintă volumul minim al fluidului motor ( Vc [m 3 ] ); Volumul maxim al fluidului motor reprezintă volumul total al cilindrului ( Va [m 3 ] );

Va  Vc  VS Volumul minim il calculam considerand inaltimea dintre punctul mort superior si chiulo asa hc = 0.567m. Vc 

D 2 4

 hc  0.218 m3

Raportul de comprimare  reprezintă raportul dintre volumul maxim al fluidului motor şi volumul minim al fluidului motor:





Va Vc

 1

VS Vc

 5

Raportul dintre semicursa pistonului şi lungimea bielei se defineşte cu: S R   2  ; vom calcula lungimea biele (L) pentru  =0,33 L L

Rezulta; L = 3436mm Raportul dintre cursa pistonului şi lungimea bielei se defineşte ca:

L 

S =0,66 . L

Numarul de cicluri pe minut

N cm 

Viteza unghiulara medie: m 

2n

 n



 108  cicluri     min 

 rd   11.304   30  s 

Puterea indicata a motorului, Pi poate fi determinata din formula:  m  rezulta ca : Pi 

Pe

m

Pe de unde Pi

; unde Pe este puterea efectiva a motorului;  m  0,90 este randamentul

mecanic al motorului. Rezulta deci: Pi  22011 kW  . Evident Picil  3144 kW  . Presiunea medie indicata pmi sau lucrul mecanic specific indicat reprezinta valoarea unei presiuni ipotetice, constante, care actionand in cursa de destindere a pistonului produce un lucru mecanic indicat identic cu cel produs de variatia reala a presiunii din cilindru pe durata unui ciclu motor. Putem determina valoarea lui pmi cu ajutorul formulei:

p mi 

Picil  kN   2002,54  2  D 2n 1 m  S   4  60 2

Presiunea medie efectiva:

pme 

Pe  kN   1802,54  2  D 2n 1 m   S   i 4  60 2

Puterea pierderilor mecanice:

Ppm  Pi  Pe  2201 kW  Presiunea medie echivalenta pierderilor mecanice:

pme 

Ppm

D 4

2

S 

2n 1  i  60

 kN   200,272  2  m 

 kW  Puterea specifica  2  reprezinta raportul dintre putere si suprafata pistonului. m  Pisp 

Pesp 

Pi  kW   8176,448  2  2 D m  i 4

Pe  kW   7358,841  2  2 D m  i 4

Ppm

Ppmsp 

D

2

i

4

 kW   817,607  2  m 

 kW  Puterea specifica volumica  3  reprezinta raportul dintre putere si cilindree: m  PispV 

Pi

D

2

4

PespV 

Pe

D

2

4

PpmV 

 S i

 S i

Ppm

D 4

2

 S i

 kW   3604,755  3  m 

 kW   3244,296  3  m   kW   360,465  3  m 

Randamentul indicat: Ci=0,261 (kgcb/kW*h) Ce=0.290(kgcb/kW*h)

i 

Pi 



Qd

3600  0.322 ci  Qi

Randamentul efectiv

e 

Pe 

Qd



3600  0,29 ce  Qi

Momentul motor

Pe  M   kW  ; unde   efectiva Pe  19810 , rezulta: M 

Pe



n  rd   rd  , deci   11.304   . Cunoastem puterea   30  s  s   1752,476 kN  m

Puterea efectiva a motorului: Pe   m  pmi 

D 2 4

S 

2n 1   i  1802,286 kN   60

Consumul orar de combustibil:

 kgcb  Ch  ce  Pe  5744,9  ; unde am considerat consumul specific efectiv ce  0,29  h 

 kgcb   kW  h  . Consumul orar de aer

 kgaer  Ca  Ch    maer min  136728,62   h  Constanta cilindrului kc 

D 2 4

k mot 

S 

2n 1 k mot    0.01696  60 6

Pe  0.1017  m  pmi  n

Consumul specific indicat

 kgcb  ci  ce  m  0.261   kW  h  Masa de combustibil injectata pe ciclu mc 

Ch  kg  =0.1266  2n  ciclu  i  60



Masa de aer necesara pe ciclu

 kg  maer  mc    maer min  3.013   ciclu 

Bilantul energetic

Qdisp  Qe  Qge  Qar  Qu  Qrez Qdisp - cantitatea de energie introdusa in motor prin arderea combustibilului.

Qe - cantitatea de energie transformata in lucru mecanic efectiv; Q ge - cantitatea de energie evacuata cu gazele de ardere;

Qar - cantitatea de energie evacuta cu apa de racier;

Qu - cantitatea de energie evacuata cu uleiul de ungere; Qrez - cantitatea de energie evacuta prin radiatia motorului. Ecuatia bilantului termic exprimata in procente:

qe  q ge  q ar  qu  q rez  100% Unde:

qe 

Qe  100 % Qdisp Q ge

qe  34  45 %

 100 %

q ge  25  40 %

q ar 

Qar  100 % Qdisp

q ar  10  25 %

qu 

Qu  100 % Qdisp

qu  3  7 %

q ge 

Qdisp

q rez 

Qrez  100 % Qdisp

qrez  1 5 %

Determinam cantitatea de energie disponibila cu formula:

 kJ  Qdisp C h Qi  Pe  ce  Qi  245347444    68152.067778 kW  h

Cunoscand randamentul efectiv, putem afla cantitatea de energie transformata in lucru mecanic efectiv, cu formula:

Qe   e  Qdisp  19764,099 kW  ; Fluxul energetic evacuat cu gazele de ardere se poate calcula:

Q ge  c pg ma  C h   Tg  T0   5320,9174 kW  ;  kJ  Unde: c pg  1,19   - caldura specifica a gazelor in cazul arderii motorinei;  kg  grd  Cantitatea de energie evacuata cu apa de racier

Qar  mar  ca  T  1006,25 kW  ;  kJ  76920  kg  ; ca  4,186   , caldura specifica a apei; T  15 grd    3600  s   kg  grd  diferenta dintre temperatura apei la iesirea si intrarea in motor. unde: mar 

Cantitatea de energie evacuta cu uleiul de ungere

Qu  mu  cu  Tu  372,1354 kW  ; unde:  kJ   kg  mu  17,78   ; T  10 grd  ; cu  2,093   , caldura specifica a uleiului. s   kg  grd  Rezulta deci Qrez  302,99191 kW  ; .

1kcal = 4,186 kJ (tinand cont de caldura specifica a apei)

1.3.Parametrii geometrici si functionali de exploatare ai caldarii de abur

1.3.1 Dimensionarea sistemului fierbator Vom considera sistemul fierbător un schimbător de căldură gaze-abur. Fluxul energetic cedat de gazele produse în focar, schimbătorului de căldură este:   ga  c ga  (t Q t ) ga  m intr.vap. ieşeş.v [KW].= 1000,68 kW

Fluxul energetic al vaporizatorului se poate calcula cu expresia:

 Q vap  K vap  S vap  Δt m.lm.vap [KW]. = 1000,68 [kW] unde:

- K vap  75 [W/m 2  grd] - coeficient global de schimb de căldură al vaporizatorului - Svap [m2] - suprafaţa vaporizatorului

Δt max  Δt

min =554,8 grade - diferenţă de temperatură medie Δt ln( max ) Δt min logaritmică a vaporizatorului. - Δt m.ln.vap 

Suprafaţa de încălzire a vaporizatorului va fi:

S vap 

 Q vap K vap  Δt

[m2].= 24,04 [m2]

m.ln.vap

Se vor utiliza ţevi cu diametrul mediu dm=37 [mm] şi lungimea L=2 [m]. Suprafaţa unei S vap ţevi este : S=dmL [m2], iar numărul de ţevi este: n vap  .= 104 tevi S Considerăm că viteza aerului prin conductele de alimentare ale consumatorilor este: Wabur=1,5[m/s], iar aria de curgere a aburului prin conducte va fi: m V A  CA 5bar = 0,007[m2]. abur.curg W abur unde: Vabur=0.3733 [m3/Kg] - volumul specific al aburului la presiunea de 5 bar. Diametru tubulaturii principale de abur va fi:

d

abur



4A

abur.curg [m] = 0,0948.  DSTAS=100 [mm]. π

1.3.2 Dimensionarea preîncălzitorului de apã (economizorul) Fluxul energetic cedat de gaze economizorului este: Qg = mg  cg tg [KW] = 74,964 [kW] unde: -tg=100[ºC] – căderea de temperatură a gazelor pe economizor. Fluxul de care este capabil economizorul este: QEC = Kec Sectm.ln.ec. [KW] = 74,964 [kW] Diferenţa de temperatură medie logaritmică a economizorului este: Δt

m.ln.ec.



Δt max  Δt

min [grd] = 118,57 [grd]  Δt  ln  max   Δt   min 

Coeficientul global de schimb de căldură al economizorului este:

  Kec = 12  W 2 .  m  grd  Suprafaţa de schimb de căldură a economizorului este: S

ec



 Q

K

EC  Δt m.ln.ec. ec

[m2].= 52,68 [m2]

Se vor utiliza ţevi cu diametrul mediu dm=26 [mm] şi lungimea L=2 [m]. Suprafaţa unei S ţevi este : S=dmL [m2], iar numărul de ţevi este: n ec  ec .= 324 tevi S Dacă se păstrează constant nivelul apei în căldare înseamnă că debitul masic al apei de alimentare este egal cu debitul masic al aburului livrat de căldare. Deci : mapă = 0,3818 kg  .  s  Debitul masic al pompei de alimentare este: m pompă = 1,25 mapă kg  = 0,4772 kg   s   s  Debitul volumic al pompei este: Vapă =

m apă ρ apă

m s .= 0,0004772 m3/s 3

Puterea de antrenare a pompei este: Pantpompă 

Vapă η pompă



Vapă  p ref η mec  η hidr  η vol

[KW] = 0,8277 [kW]

unde s-a luat pref = 10bar deoarece presiunea de refulare a pompelor de alimentare cu apă trebuie  presiunea din căldare. Altfel apa nu ar putea să depăşească întotdeauna cu 5..6 kgf  cm 2  pătrunde în căldare. Ecuaţia de continuitate este:

kg   m pompă  ρ apă  A apăpă.curge  Wapă  s 

 s .

Se considerã cã viteza de curgere a apei prin conducta de alimentare este: Wapă = 2 m Aria de curgere a apei va fi:

A apăpă.curge 

m pompă Wapă  ρ apă

m .= 0,0002386 [m ] 2

2

Diametrul conductei de alimentare cu apă a căldării este: d

4  A apăpă.curge π

= 17,43 mm

1.3.3Dimensionarea preîncălzitorului de aer Fluxul energetic cedat de gaze preîncălzitorului este: Qg = mg  cg tg [KW] = 37,482[kW] unde: -tg=50[ºC] – căderea de temperatură a gazelor pe preîncălzitorul de aer. Fluxul de care este capabil preîncălzitorul de aer să-l genereze este: Qpr.aer = Kpr Sprtm.ln.pr. [KW] = 37,482 [kW] Diferenţa de temperatură medie logaritmică a preîncălzitorul de aer este: Δt

m.ln.pr



Δt max  Δt

min [grd] = 98,057 [grd]  Δt  ln  max   Δt   min 

Coeficientul global de schimb de căldură al preîncălzitorul de aer este:

  Kpr = 12  W 2 .  m  grd  Suprafaţa de schimb de căldură a preîncălzitorul de aer este:

S

pr.aer



 Q K

pr

 Δt

g m.ln.pr.

[m2].= 31,85 [m 2 ]

1.3.4 Dimensionarea condensatorului Rolul condensatorului (atmosferic) este de a capta eventualele scăpări de abur sau de a acumula aburul nefolosit şi a-l transforma în apă de alimentare a căldării. Agentul de răcire al condensatorului este apa de mare cu următoarele caracteristici:

 căldura specifică: cAM = 4 KJ  Kg  grd  - temperatura: tAM = 32 º C Fluxul energetic cedat de abur în condensator este: -

 Q

abur.CD.

 m

abur.CD

 Δi

CD.1bar [KW] = 516,98 [kW]

unde: - mabur.CD = (0,5…1) maburtot – debitul masic de abur ce trece prin condensator

KJ  CD.1bar = 2257  Kg –diferenţa de entalpie a aburului care condensează la presiunea de un bar. - Δi

Fluxul de care este capabil preîncălzitorul de aer să-l genereze este: QCD = KCD SCDtm.ln.CD. [KW] unde: - diferenţa medie logaritmică a condensatorului este: Δt max  Δt min [grd]= 66 [grd] Δt  m.ln.CD  Δt  ln  max   Δt   min  - coeficientul global de schimb de căldură al condensatorului este: KCD = 1000

W   m 2  grd  . - suprafaţa de schimb de căldură a condensatorului este: S

CD



 Q

CD K  Δt m.ln..CD CD

= 7,833 [m 2 ]

nCD =201 tevi Condensatorul că fluxul energetic cedat de abur este egal cu fluxul energetic preluat de apa de mare, avem: QaburCD = QamCD = mam  cam tam [KW].= 516,98 [kW]

 - căldura specifică a apei de mare cu: - cam= 4 KJ  Kg  grd  - tam= 4 º C- diferenţa de temperatură la intrarea şi ieşirea apei de mare din condensator. Deci, debitul masic al apei de mare este:

m am 

Q amCD kg  .= 32,3113 [kg/s] c am  Δt am  s 

Debitul masic al pompei de alimentare cu apă de mare a condensatorului este: mampompă = 1,25  mam kg  s

 .= 40,389 [kg/s] 

Debitul volumic al pompei este:

Vampompã 

m ampompã ρ am

m h .= 0,0394 [m ] 3

3

1.6. Dimensionarea instalaţiei de combustibil

Densitatea combustibilului marin greu încălzit: ρ



înc cmg



ref ρ cmg

kg  .= 994 [kg/m 3 ] 1  β  Δt   m 3 



unde: -  = 684  10 6 grd 1 - coeficientul de dilatare termică - Δt  23 º C - diferenţa de temperatură dintre valoarea de referinţă şi cea de calcul a densităţii combustibilului marin greu Volumul tancului de combustibil: Vtk.cmg 

 

C hCA  τ 3 3 m .= 3,626 [m ] înc ρ cmg

Pentru vehicularea combustibilului vom folosi o pompă cu roţi dinţate cu angrenare exterioară cu presiunea de refulare de 10 bar, iar debitul masic de:

 pompacb.  1,25  ChCA kg  .= 175 kg  m  h   h 

Debitul volumic al pompei este:

Vampompã 

m ampompã ρ

m s .= 0,1761[kg/m ] 3

Puterea de antrenare a pompei este: Pantpompă 

Vpref η pompăom

KW .= 0,07824 [kw]

3