proiect de diploma bmc forma finala 010602

Cuprins

1. PREZENTARE GENERALĂ FERRY – BOAT 4

1.1. Introducere privind utilitatea şi destinaţia navei 41.2. Partea generală 61.3. Corpul şi suprastructurile navei 91.4. Compartimentul maşini 161.5. Instalaţiile de forţă ale navei 17

2. INSTALAŢII NAVALE DE PROPULSIE 24

2.1. Evoluţia instalaţiilor navale de propulsie 242.2. Rolul instalaţiei de propulsie 262.3. Instalaţii navale de propulsie cu transmisie directă 272.4. Instalaţii de propulsie cu motoare cu piston 272.5. Condiţii tehnice şi economice cerute unui sistem de propulsie 292.6. Instalaţiile de propulsie ale navelor comerciale 312.7. Tendinţe privind dezvoltarea sistemelor de propulsie 31

3. REZISTENŢA LA ÎNAINTARE 32

3.1. Determinarea rezistenţei la înaintare principale prin metoda Harvald 333.2. Determinarea rezistenţei la înaintare suplimentare a navei 373.3. Determinarea rezistenţei la înaintare totale 393.4. Calculul numeric al rezistenţei la înaintare 40

4. ALEGEREA MOTORULUI PRINCIPAL 44

5. CALCULUL LINIEI DE ARBORI 46

5.1. Calculul arborelui de împingere 465.2. Calculul arborelui intermediar 475.3. Calculul arborelui port – elice 485.4. Îmbinarea arborilor 49

6. CALCULUL DE PROIECTARE AL ELICEICU AJUTORUL DIAGRAMELOR KQ –λP ŞI OPTIMIZAREA INSTALAŢIEI DE PROPULSIE 51

6.1. Calculul parametrilor principali ai elicei 516.2. Optimizarea instalaţiei de propulsie 51

7. VERIFICAREA ELICEI LA CAVITAŢIE ŞI REZISTENŢA PALEI 70

7.1. Verificarea elicei la cavitaţie 707.2. Calculul de rezistenţă al palelor elicei 71

8. DESENUL ELICEI 76

9. CONCLUZII 80

Bibliografie 82

1. PREZENTARE GENERALĂ FERRY–BOAT

1.1. Introducere privind utilitatea şi destinaţia navei

Dezvoltarea economică înregistrată de societatea umană în ultima perioadă a

implicat o creştere fără precedent a comerţului mondial, traficului de materii prime de

bază necesare industriei şi agriculturii dintre ţările aflate în diverse zone geografice.

Ca urmare, flotele maritime de transport au cunoscut, în perioada postbelică, o

creştere vertiginoasă a tonajului global, însoţită de diversificarea tipurilor de nave, de

specializarea şi de perfecţionarea tehnico-constructivă, tonaj unitar mărit, creşterea

vitezei de marş, introducerea automatizării în funcţionarea instalaţiilor de bord,

îmbunătăţirea condiţiilor navelor angajate în expediţii maritime.

La stadiul tehnic actual atins de civilizaţie, nici un alt mijloc de transport, în

afară de nave, nu poate asigura traficul peste mări şi oceane a miliardelor de tone de

mărfuri intrate anual în circuitul schimburilor internaţionale. Dacă aviaţia a reuşit să

câştige primul loc în privinţa traficului transoceanic de călători, ducând implicit la

dispariţia treptată a navelor mari de pasageri, în cazul navelor de mărfuri nu se poate

întrevedea un mijloc de substituire al acestora.

Caracteristicile esenţiale ale transportului maritim modern – diversitatea mare

a mărfurilor, variaţia condiţiilor climaterice şi hidrometeorologice în timpul aceluiaşi

voiaj, ce pot afecta calitatea şi integritatea mărfurilor, investiţiile mari, dependenţa

sensibilă a rentabilităţii de fluctuaţiile de pe piaţa mondială – impun navelor de

transport cel puţin două categorii de condiţii şi anume:

a) condiţii tehnico-constructive, care sunt destinate să asigure navei rezistenţa la

solicitările mării pentru zona de navigaţie corespunzătoare clasei sale,

garantând în principal siguranţa navei şi implicit a echipajului şi a mărfii;

b) condiţii tehnico-economice de rentabilitate, care reprezintă ansamblul

calităţii constructive şi caracteristicile de exploatare din punct de vedere al

performanţelor, care să asigure eficienţa şi operativitatea fiecărei nave în

parte, conducând, în ansamblu, la rentabilizarea activităţii.

Experienţa a arătat că există o strânsă interdependenţă între primele trei

elemente de bază ale transportului maritim: navele, mărfurile, porturile. Realizarea

armonioasă a relaţiilor de operare navă – marfă – port, în concepţia de organizare a

transportului maritim, este cea mai sigură garanţie a obţinerii celui de-al patrulea

element de bază: rentabilitatea. De aceea, construcţiile navale s-au dezvoltat numai

odată cu dezvoltarea economică naţională şi mondială.

Evoluţia, condiţiile şi caracteristicile specifice ale transportului maritim

modern au determinat apariţia navelor specializate – nave cu tehnologii moderne – tip

ferry-boat, ca soluţie aproape exclusivă pentru rentabilizarea transportului acestor

mărfuri în condiţiile dezvoltării actuale.

Apariţia metodei de transport a mărfurilor cu nave ferry-boat s-a datorat

necesităţii reducerii la minim a timpului de staţionare a navelor în porturi, a urgentării

operaţiilor de preluare a mărfurilor la export şi a expedierii lor din porturi spre interior

la import, în vederea descongestionării spaţiilor de depozitare în porturi.

La acest tip de nave încărcarea se efectuează în timp foarte scurt prin

introducerea vehiculelor sau vagoanelor încărcate cu marfă, pe roţi, direct în spaţiul de

încărcare al navei, respectiv prin pupa navei care este prevăzută cu o poartă acţionată

hidraulic. Acelaşi procedeu este folosit şi la descărcare.

Pentru nava ferry-boat este necesară o acostare precisă care să permită unirea

liniilor de cale ferată de pe navă şi de pe cheu, ceea ce face necesară utilizarea unor

instalaţii speciale de racordare dispuse în punctele de acostare – dană specializată. Cu

ajutorul acestor instalaţii se asigură operaţiunile de încărcare – descărcare în condiţiile

recuperării diferenţelor de nivel dintre platforma cheului şi puntea navei determinate

de variaţia pescajului. Distribuirea vagoanelor de la nivelul punţii inferioare la nivelul

punţii superioare şi a dublului fund se face cu ajutorul unui lift hidraulic cu două

platforme.

Transbordarea vagoanelor cu ajutorul navei ferry-boat prezintă o serie de

avantaje:

- pasagerii nu sunt obligaţi să-şi părăsească locurile din compartimentele

vagoanelor, în vederea traversării, care se poate face atât ziua cât şi noaptea;

- în traficul de mărfuri, se câştigă timp prin suprimarea dublei manipulări tren –

navă – tren;

- se înlătură posibilitatea degradării şi dispariţiei mărfurilor transportate.

Capacităţile de transport ale ferry-boat-urilor variază în limitele Δ=1000…

12000 tdw, acestea depinzând în mare măsură de itinerariile maritime deservite.

Acest sistem de transport devine avantajos cu cât distanţa dintre porturi este

mai mică, având ca exemplu dezvoltarea pe care o înregistrează transportul mărfurilor

cu astfel de nave în regiunile: M. Mânecii, M. Baltică, M. Adriatică, M. Egee, M.

Mediterană şi M. Neagră.

Având în vedere dezvoltarea schimburilor comerciale cu ţările balcanice şi cu

orientul apropiat, a apărut necesitatea completării flotei româneşti cu acest tip de navă

specializată pentru transportul vagoanelor; având ca efect direct dezvoltarea

economică a ţării, modernizarea porturilor şi a construcţiilor navale.

1.2. Partea generală

1.2.1. Tipul navei

Nava ,,Eforie” este de tip ferry-boat destinată transportului de vagoane de cale

ferată, are două punţi continue, compartimentul maşini amplasat la pupa şi

suprastructura amplasată la prova. Propulsia este asigurată de două elice cu pas

reglabil antrenate, prin intermediul unui reductor şi a două linii axiale, de două

motoare diesel semirapide de 8000 CP, tip MAN 8L 52/55 A fabricate la ICM Reşiţa.

1.2.2. Dimensiunile principale ale navei

Lungimea maximă Lmax = 184,90 [m];

Lungimea între perpendiculare (T = 7,4 m) Lpp = 170,55 [m];

Lăţimea B = 26,00 [m];

Pescajul la linia de încărcare T = 7,40 [m];

Deadweight la T = 7,4 m Δ = 12000 [tdw];

Deplasament la T = 7,4 m (γ = 1,013 t/m3) Δ = 23500 [t].

1.2.3. Clasa navei

Nava este proiectată, echipată şi construită în conformitate cu ,,Reguli pentru

clasificarea şi construcţia navelor maritime” din 1996 al RNR, suplimentele 1 şi 2

pentru clasa:

1.2.4. Reguli şi regulamente

Nava va respecta următoarele reguli şi regulamente:

- R.N.R. ediţia 1996 inclusiv suplimentele 1 şi 2;

- Convenţia SOLAS 1974 şi Amendamentele adoptate cu rezoluţia MSC 1 (XLV);

- Convenţia Internaţională pentru Prevenirea Abordajelor pe Mare, 1972;

- Convenţia MARPOL 1973 / 1978 Anexa I, Anexa IV, Anexa V;

- Convenţia Internaţională pentru Telecomunicaţii 1979.

În timpul exploatării navei se vor respecta ,,Normele Ministerului

Transporturilor pentru Protecţia Muncii”, precum şi ,,Instrucţiuni de Protecţia Muncii

pentru Nave”.

Nava va respecta ,,Normele de Protecţie contra Incendiilor” conform R.N.R.

partea A VI.

1.2.5. Deadweight şi capacităţi

Deadweight-ul navei în apă de mare cu γ = 1,013 t/m3, la pescajul T = 7,4 m

va fi Δ = 12000 tdw şi se compune din:

- rezerve 1147 [t];

- marfă 8340 [t];

- balast 2513 [t].

Greutatea navei goale cuprinde:

- greutatea corpului maşinilor şi echipamentului electric;

- inventar;

- piese de schimb.

Deplasamentul cuprinde:

- combustibil greu, motorină, ulei, apă tehnică în sisteme şi tubulaturi, apă potabilă

în tancuri;

- marfă, inclusiv vagoanele;

- apă de balast;

- piese de rezervă, altele decât cele cerute de reguli;

- echipaj cu bagaje;

- alimente.

Capacităţi tancuri:

- combustibil greu 710 [m3];

- motorină 272 [m3];

- ulei 87 [m3];

- apă tehnică 230 [m3];

- apă potabilă 45 [m3];

- balast 6911 [m3];

1.2.6. Echipajul navei

Echipajul de siguranţă al navei va fi compus din:

- personal brevetat 12 membri;

- personal nebrevetat 34 membri.

În cazul încărcării de vagoane se va suplimenta echipajul cu 6-8 membri

(manevranţi vagoane, şef manevră), dacă tehnologia de încărcare nu aparţine navei.

1.2.7. Compartimentajul şi probele navei

Compartimentajul navei satisface cerinţele R.N.R. partea A V ediţia 1996.

Toate probele de cheu şi de marş vor fi executate în conformitate cu normele

şantierului constructor. Probele de marş vor fi executate cu nava în balast.

1.2.8. Zona de navigaţie. Autonomie

Nava are zona de navigaţie nelimitată, fiind destinată în special navigaţiei în

M. Neagră şi M. Mediterană, având asigurată o autonomie de 14 zile la o viteză de 16

[Nd].

1.3. Corpul şi suprastructurile navei

1.3.1. Generalităţi

Corpul navei este executat în întregime din elemente de structură îmbinate

prin sudură. Dimensiunile osaturii şi învelişului sunt determinate în conformitate

cu ,,Reguli pentru clasificarea şi construcţia navelor maritime” din 1996 al R.N.R.,

Suplimentele 1 şi 2 pentru clasă. Deoarece ,,Reguli pentru clasificarea şi construcţia

navelor maritime” ale R.N.R. nu conţin reguli speciale pentru nave ferry-boat, la

stabilirea dimensiunilor pentru elementele de structură în zona magaziilor de încărcare

a mărfii (vagoane) s-au utilizat şi indicaţii din ,,Analysis of Hull Structures in Roll on /

off Ships – Guidelines and Clasifications Note – Det Norske Veritas”.

Punţile de încărcare a mărfii (puntea superioară, puntea inferioară şi plafonul

dublului fund) au fost calculate la sarcinile transmise de vagoane.

Vagoanele ce se vor transporta sunt de tipurile uzuale cu patru osii, existente

în parcul S.N.C.F.R. având următoarele caracteristici:

- greutate brută maximă 85 [t];

- ecartament 1135 [mm];

- gabarit de încărcare STAS 4392-68: înălţime 4650 [mm];

lăţime 3150 [mm].

Având în vedere că este posibil ca în viitor să sporească capacitatea de

încărcare a vagoanelor în calcule s-a considerat sarcina pe osie egală cu 22,5 tone.

Sistemul de construcţie al osaturii este:

- longitudinal, pentru: puntea superioară pe toată lungimea navei (cu excepţia pick-

ului prova), puntea inferioară pe toată lungimea navei (cu excepţia pick-urilor

prova şi pupa), dublul fund în zona de încărcare a mărfii;

- transversal, pentru: bordaj, pick-ul prova, pick-ul pupa, dublul fund în C.M.

Distanţele intercostale sunt:

- pupa … C12 ac = 0,600 [m];

- C12 … C172 ac = 0,800 [m];

- C172 … C208 ac = 0,700 [m];

- C208 … prova ac = 0,600 [m].

1.3.2. Învelişul exterior al navei

Grosimea tablelor fundului şi bordajului este determinată în conformitate cu

cerinţele Societăţilor de clasificare. Astfel, chila plată, centura, zona ieşirii arborelui

port – elice şi zona prinderii pintenului cârmei, a cavaleţilor au grosimile majorate faţă

de grosimea tablelor bordajului şi fundului din zona centrală.

1.3.3. Fundul şi dublul fund al navei

Nava este prevăzută cu dublu fund în zona compartimentului maşini, zona

magaziei de încărcare C61 … C187, extinzându-se spre prova până la C208. Dublul

fund în CM este construit în sistem transversal de osatură cu varange amplasate la

fiecare interval de coaste. În CM la amplasarea suporţilor s-a ţinut seama de poziţia

motoarelor principale.

Dublul fund în zona magaziei de încărcare C61 … C187 se extinde pe lăţime

numai între pereţii longitudinali ai tancurilor laterale. În zona magaziei de încărcare, la

nivelul plafonului dublului fund (2800 mm de la LB), sunt îngropate trei linii (şine) de

cale ferată. Şina de cale ferată este din fier având o secţiune pătrată de 60 x 60 [mm].

În zona liftului C100 … C139 şi a sectorului mobil de mutare a vagoanelor de

pe o linie pe alta, dublul fund este prevăzut cu câte o nişă de adâncime 600 [mm].

În zona magaziei de încărcare în dublu fund este construit un sistem

longitudinal de osatură cu patru suporţi laterali, câte doi în fiecare bord. Suporţii

laterali din apropierea planului diametral, câte unul în fiecare bord, închid un spaţiu

uscat (tunel) în care se vor monta tubulaturile instalaţiei de balast.

Longitudinalele fundului şi plafonului dublului fund sunt confecţionate din

profile platbandă cu bulb.

Varangele cu inimă din dublu fund sunt dispuse la trei intervale de coastă.

În tancurile laterale C61 … C187 fundul navei este de tip simplu şi este

construit în sistem longitudinal de osatură.

Varangele din tancurile laterale sunt dispuse în corespondenţa varangelor cu

inimă din zona magaziei de încărcare.

În zona 0,2∙L prova, fundul este întărit în mod deosebit pentru a rezista

sarcinilor care apar datorită slamming-ului.

În varange şi suporţi sunt prevăzute găuri de acces, de scurgere a lichidelor şi

de aerisire.

1.3.4. Pereţii transversali şi longitudinali ai navei

Pereţii transversali etanşi sunt dispuşi la coastele: C12, C20, C25, C61, C187,

C196, C208. Între C61 şi C187 sunt prevăzuţi doi pereţi longitudinali, câte unul în

fiecare bord, delimitând tancurile laterale.

Osatura pereţilor este compusă din montanţi simpli confecţionaţi din profile

platbandă cu bulb, montanţi întăriţi confecţionaţi din profile sudate, inimă cu

platbandă.

La 5600 mm de la LB, atât pe pereţii transversali cât şi pe cei longitudinali

este prevăzută o orizontală întărită.

1.3.5. Bordajul navei

Bordajul este construit în sistem transversal de osatură având coaste simple

confecţionate din profile platbandă cu bulb, coaste întărite dispuse la trei intervale de

coastă, confecţionate din profile sudate, inimă cu platbandă şi stringheri de bordaj.

Numărul şi amplasarea stringherilor de bordaj corespund cerinţelor Societăţilor de

clasificare.

1.3.6. Punţile şi platformele navei

Punţile superioară şi inferioară sunt destinate transportului mărfii (vagoane).

În aceste punţi, în zona de funcţionare a liftului C100 … C139 este prevăzută câte o

decupare. Decupări mari în aceste punţi sunt prevăzute şi în zona coşurilor de fum,

C34 … C58 lângă bordaj.

La puntea superioară în prova, în zona sectorului de mutare a vagoanelor este

prevăzută o nişă cu o adâncime de 600 [mm].

În punţile inferioară şi superioară sunt îngropate la nivelul învelişului câte

cinci linii (şine) de cale ferată. Şina de cale ferată este din fier având o secţiune pătrată

de 60 x 60 [mm].

Structura de rezistenţă a punţii superioare şi inferioare este compusă din

traverse întărite dispuse din trei în trei intervale de coastă şi doi curenţi, câte unul în

fiecare bord, dispuşi la 2300 mm faţă de PD. Curenţii sunt susţinuţi de câte un şir de

pontili.

Osatura simplă a punţii inferioare şi superioare este compusă din longitudinale

confecţionate din profile platbandă cu bulb.

Sub puntea superioară în tribord este prevăzut un tunel de trecere din CM la

suprastructura prova.

Platforma CM este construită în sistem transversal de osatură.

1.3.7. Pick-ul prova şi pick-ul pupa

Pick-ul prova şi pick-ul pupa sunt construite în sistem transversal de osatură.

Este asigurată o trecere graduală de la sistemul de construcţie transversal la cel

longitudinal.

Conform cerinţelor Societăţilor de clasificare referitoare la elementele de

rezistenţă, au fost prevăzuţi stringheri de bordaj şi platforme găurite.

Prova navei este prevăzută cu bulb întărit corespunzător.

1.3.8. Tancurile navei

Tancurile structurale sunt limitate de bordaj, pereţi longitudinali, pereţi

transversali parţiali şi pereţi transversali etanşi.

1.3.9. Suprastructura navei

Suprastructura este o construcţie cu patru nivele amplasată în prova, deasupra

punţii teuga. Structura fiecărui nivel se compune din:

- învelişul pereţilor exteriori şi punţilor din table;

- osatură simplă (montanţi şi traverse) din profile platbandă cu bulb;

- osatură întărită (traverse şi curenţi) confecţionaţi din profile inimă cu platbande.

În suprastructură, diverse compartimente situate între punţi sunt delimitate de

pereţi uşori confecţionaţi din tablă de grosime 6 mm rigidizaţi cu montanţi.

1.3.10. Coşurile de fum ale navei

Coşurile de fum sunt amplasate câte unul în fiecare bord. Sunt confecţionate

din table sudate, rigidizate corespunzător cu montanţi şi stringheri. Între coşurile de

fum este amplasată platforma care susţine arboretul. Este confecţionată din table

rigidizate cu elemente de osatură longitudinală.

Platforma este sudată de coşurile de fum şi susţinută în planul diametral de un

turn, construcţie tip grindă cu zăbrele.

1.3.11. Structuri speciale ale navei

Parapetul

La puntea teugă şi la puntea superioară sunt prevăzuţi parapeţi confecţionaţi

din table rigidizate cu montanţi din tablă flanşată. Pentru protecţia bordajului, la

nivelul punţii inferioare, este prevăzut un brâu de acostare.

Cavaleţii

Cavaleţii sunt prevăzuţi câte unul în fiecare bord, construcţia fiind simetrică.

Fiecare cavalet susţine bucşa şi tubul de protecţie al arborelui port – elice din bordul

respectiv.

Chilele de ruliu

Chilele de ruliu sunt amplasate în zona gurnei, câte una în fiecare bord,

simetric faţă de PD şi sunt executate din profile platbandă cu bulb şi table îmbinate

prin sudură.

Postamenţii

Postamenţii tuturor mecanismelor şi agregatelor au o construcţie

corespunzătoare cerinţelor Societăţilor de clasificare şi sunt fixaţi de corpul navei.

1.3.12. Cârmele navei

În spatele propulsoarelor vor fi amplasate două cârme, câte una în fiecare

bord, având profil hidrodinamic. La construcţia cârmelor şi a pintenilor sunt utilizate

table, piese turnate şi profile laminate îmbinate prin sudură.

Suprafaţa interioară a cârmelor se va trata prin umplere şi golire cu soluţie

bituminoasă sau vopsea.

1.3.13. Poarta pupa

În pupa, deschiderea de acces pe navă se închide şi se etanşează cu ajutorul

unei porţi având următoarele dimensiuni:

- lăţime l = 18800 [mm];

- înălţime h = 5720 [mm];

- grosime t = 420 [mm].

Poarta pupa este o construcţie metalică dimensionată la o sarcină de calcul de

60,172 [kN/m2].

Învelişul este confecţionat din table, iar osatura este formată din întărituri

transversale din profile platbandă cu bulb dispuse pe lăţimea porţii şi o întăritură

formată din profile compuse, inimă cu platbande sudate între ele.

Poarta este acţionată hidraulic cu ajutorul a doi cilindri hidraulici ф 200 / ф125

C – 1400 dispuşi în ambele borduri, sub puntea superioară. Alimentarea cilindrilor de

acţionare şi zăvorâre se face de la centrala proprie.

Poarta este articulată la partea superioară prin şapte balamale care permit

rabatarea în plan orizontal. În poziţia deschis poarta este asigurată prin intermediul a

doi tiranţi.

Etanşarea se face pe contur şi se asigură la închidere prin intermediul a opt

zăvoare acţionate hidraulic.

1.3.14. Capac punte superioară

La puntea superioară în zona C100 … C139, pentru a închide decuparea

liftului se prevede un capac etanş având dimensiunile:

- lungime L = 31400 [mm];

- lăţime l = 4800 [mm];

- înălţime h = 320 [mm].

Capacul a fost dimensionat la sarcina de calcul de 17,16 [kN/m2].

Învelişul este confecţionat din table, iar osatura este formată din întărituri

transversale confecţionate din profile platbandă cu bulb şi o întăritură formată din

profil compus, inimă cu platbande sudate între ele.

Capacul este acţionat hidraulic prin intermediul a patru cilindri hidraulici

ф130 / ф70 C – 1000, care permit deschiderea capacului pe verticală în bordul babord.

Alimentarea cilindrilor de acţionare se face de la centrala hidraulică a liftului.

În poziţia închis capacul este asigurat prin intermediul unor tiranţi speciali,

dispuşi pe contur.

1.4. Compatimentul maşini

1.4.1. Supravegherea C.M.

Compartimentul maşini şi postul central de comandă sunt prevăzute cu

dotările necesare pentru cart permanent.

1.4.2. Amplasarea C.M.

Compartimentul maşini este cuprins între dublul fund şi puntea principală între

C25 şi C61.

1.4.3. Descriere de principiu a amenajării C.M.

La nivelul paiolului (simetric faţă de PD) se află amplasate M.P., caldarina cu

arzător, agregatele aferente M.P., diesel generatoarele, electrocompresoarele de aer,

agregatele aferente schimbării pasului elicei.

La baza coşului de fum în tribord şi babord sunt amplasate caldarinele

recuperatoare.

La nivelul platformei I a C.M. în pupa se află postul central de comandă,

ateliere, magazii.

1.4.4. Garanţii referitoare la condiţiile de mediu

Puterea nominală a M.P. şi a D.G.-urilor precum şi funcţionarea nominală a

instalaţiilor mecanismelor şi sistemelor din C.M. se garantează în următoarele condiţii

de mediu:

- temperatura aerului din C.M. max. 45 [°C];

- presiunea barometrică 760 [mm col. Hg];

- umiditatea relativă 70 %;

- temperatura apei de mare max. +32 [°C].

1.4.5. Combustibili folosiţi

M.P. funcţionează cu combustibil greu de 3500 SRI/106°F, D.G.-urile cu

motorină şi arzătorul caldarinei cu reziduuri de combustibil uşor sau combustibil greu.

1.4.6. Compartimentul diesel generator avarie

Compartimentul D.G. – avarie este amplasat pe puntea superioară în babord

între C188 şi C199. În compartiment este amplasat diesel generatorul de avarie,

rezervorul de expansiune, rezervorul de serviciu, combustibil şi tablourile de

automatizare şi distribuţie de avarie.

1.5. Instalaţiile de forţă

1.5.1. Motoarele principale

Caracteristicile principale

- Nr. de motoare 2, câte unul pentru fiecare linie de axe;

- Tipul motoarelor 8L52/55A construite la ICM Reşiţa în licenţă MAN;

- Nr. de cilindri 8 în linie;

- Putere la MCR 8000 [CP];

- Turaţie nominală MCR 430 [rot/min];

- Alezaj 520 [mm];

- Cursa 530 [mm];

- Consum specific de combustibil 150 [g/CP];

- Consum specific de ulei 1-1,2 [g/CP];

- Presiunea medie efectivă 1,7 [MPa].

Construcţia motoarelor

Motoarele de tip semirapid în 4 timpi cu simplă acţiune nereversibile cu

supraalimentare.

Echipamentul standard al M.P.

- placă de bază cu baie colectoare de ulei;

- bloc cilindri turnat dintr-o singură bucată;

- arbore cotit din oţel forjat;

- lagăre arbore cotit şi lagăre de bielă;

- amortizor de vibraţii torsionale;

- cămăşi de cilindri din fontă specială;

- chiulase turnate;

- supape de admisie şi evacuare fixate în suporţi demontabili şi prevăzute cu

dispozitive de rotire;

- biele matriţate din oţel special;

- pistoane cu cap din oţel şi corp din aliaj uşor prevăzute cu bolţuri de tip flotant;

- arbore cu came antrenat de arborele cotit cu roţi dinţate, poziţia camelor pompelor

de injecţie fiind reglabilă;

- console pe motor pentru fiecare platformă de acces;

- grup supraalimentare pe partea cuplajului şi instalaţia de spălare a turbinei;

- conducte de eşapare pe motor izolate termic şi ecranate;

- regulator tip Woodwar P.C. cu limitator de injecţie şi dispozitiv de oprire

electropneumatic;

- post local de comandă cu: manetă de limitarea umplerii, buton de oprire, buton de

start, turometru şi manometru ulei;

- ventil principal de pornire;

- rezervor de aer pentru avarie la supraturaţie;

- termoelemente pentru măsurarea temperaturii gazelor de evacuare;

- termometre pentru apă şi ulei;

- volant cu coroană de virare;

- viror acţionat electric sau manual;

- scule, dispozitive şi piese de rezervă conform recomandărilor standard ale

CCSITEN Reşiţa.

1.5.2. Linia de arbori şi comanda pasului elicei

Nava va fi dotată cu două linii de arbori cu elice cu pas reglabil, fiecare

compusă din:

- elice cu pas reglabil;

- arbore port elice;

- arbore intermediar;

- reductor;

- cuplaje (între arbori, arbori şi reductor, reductor şi volanta motorului principal cu

cuplaj elastic);

- cutie de distribuţie montată pe reductor;

Arborii vor fi confecţionaţi din oţel carbon forjat. Îmbinarea între arbori se va

face cu cuple manşon, iar îmbinarea între arborele intermediar şi reductor se va face cu

cuplă cu flanşă.

Cuplele vor fi montate pe arbori prin presare cu ulei.

Arborii port – elice, în cavaletul elicei şi tubul etambou, se vor sprijini pe

lagăre prevăzute cu bucşe căptuşite cu aliaj antifricţiune. Întregul sistem de arbori port

– elice va fi prevăzut cu ungere, iar pentru bucşele tubului etambou se va prevedea

sistem de măsurare a temperaturii cu indicare locală în PCC.

Arborii intermediari se vor sprijini pe lagăre radiale prevăzute cu sisteme de

ungere şi răcire.

Linia de arbori va fi prevăzută şi cu un sistem de protecţie catodică.

Întregul sistem (arbori port – elice, arborele intermediar şi reductor) până la

cutia de distribuţie va fi prevăzut cu gaură centrală prin care se face reglarea pasului

elicei de la cutia de distribuţie. Execuţia reglării pasului elicei se va face printr-un

sistem combinat hidraulic şi pneumatic.

În cadrul sistemului hidraulic vor fi prevăzute două pompe de acţionare (una

principală şi una de rezervă a căror interschimbare se face automat), o pompă de

acţionare în caz de avarie şi o pompă de ungere a cutiei de distribuţie.

Comanda pentru reglarea pasului elicei se va putea face pentru fiecare linie de

arbori independent din timonerie, PCC şi de pe aripile punţii de comandă. Fiecare post

de comandă a pasului va fi prevăzut şi cu indicatoare de poziţie pas.

Cutia va conţine şi un sistem mecanic de reglare a pasului în caz de avarie.

Acţionarea acestui sistem se va face local printr-o manetă de comandă.

1.5.3. Diesel generatoare – 1250 kVA tip DGN-12/50-400

Caracteristicile principale ale motorului de antrenare

- tipul motorului 12R 251-CGL construit la ICM Reşiţa sub licenţă ALCO;

- număr de cilindri 12 în V;

- turaţie nominală 750 [rot/min];

- alezaj 228,6 [mm];

- cursă 266,7 [mm];

- consum specific de combustibil 170 [g/CPh] + 5 %;

- consum ulei la putere nominală 2,5 [g/h];

- presiune medie efectivă 1,38 [MPa];

- raport de compresie 12,5.

Caracteristicile principale ale generatorului de curent

- tipul generatorului GSAF-M-1250;

- putere aparentă 1250 [kVA];

- putere nominală 1000 [kVA];

- factorul de putere (cos φ) 0,8;

- tensiune nominală 3 x 400 [V].

Construcţia motorului. Generalităţi

Este un motor diesel rapid cu 12 cilindri în V, în patru timpi, cu simplă

acţiune, nereversibil, cu răcirea aerului de supraalimentare.

Lansarea motorului se face cu demaror pneumatic, cu aer la presiunea maximă

de 1 [MPa].

Motorul este livrat împreună cu toate mecanismele, aparatele, instrumentele

necesare pentru o bună funcţionare şi de lungă durată la caracteristicile nominale,

precum şi pentru toate măsurătorile şi verificările necesare parametrilor de funcţionare

ai motorului termic şi ai generatorului de curent.

Conform recomandărilor standard ale CCSITEM Reşiţa, motorul este prevăzut

cu scule, dispozitive şi piese de rezervă.

Amplasarea şi fixarea diesel generatorului

Diesel generatorul este un agregat complex format din:

- motor termic de antrenare;

- generator de curent;

- instalaţie termică de deservire (răcitoare, filtre etc.);

- instalaţie de protecţie şi control al motorului diesel şi a generatorului de curent,

toate montate pe un suport comun.

Diesel generatorul de 1250 [kVA] se montează rigid la bordul navei pe un

postament construit conform recomandărilor furnizorului.

Conform recomandărilor standard ale CCSITEM Reşiţa, diesel generatorul

este prevăzut cu scule, dispozitive şi piese de rezervă.

1.5.4. Diesel generatorul de avarie 118 kVA

Caracteristici principale

- tipul diesel generatorului ABA 140;

- puterea nominală de lungă durată la bornele generatorului, la temperatura mediului

ambiant de 45˚C 118 [kVA];

- consumul specific de combustibil 182 [g/CPh];

- puterea nominală a motorului de antrenare, la 45˚C 162 [CP];

- puterea la bornele generatorului, la 20˚C 130 [kVA];

- turaţia 1000 [rot/min];

- curentul furnizat 3 x 380 [V], 50 [Hz].

Construcţia motorului

Motorul este de tip diesel rapid, în patru timpi, prevăzut cu răcire cu aer pentru

funcţionarea pe o navă cu zonă de navigaţie nelimitată în condiţiile specifice diesel

generatoarelor de avarie. Lansarea motorului se face electric din două grupuri de

baterii.

1.5.5. Diesel generatorul de staţionare

Pentru situaţia de staţionare, pe navă este instalat un diesel generator tip GEN

70/400 cu următoarele caracteristici:

- puterea aparentă nominală 70 [kVA];

- frecvenţa 50 [Hz];

- factorul de putere 0,8

- tensiunea nominală 3 x 400 [V];

- turaţie nominală 1500 [rot/min].

Motorul generatorului de tip GEN este un motor diesel în patru timpi cu

injecţie directă, nereversibil, răcit cu apă în circuit închis.

Caracteristicile motorului:

- tip D 120-N-8V;

- raport de compresie 17;

- alezaj 108 [mm];

- cursă 130 [mm];

- putere 86 [CP];

- consum specific de motorină la puterea nominală 210 ± 5 % [g/CPh].

1.5.6. Instalaţii generatoare de abur

Caldarina cu arzător

Caldarina cu arzător este o construcţie verticală cu un debit de 2000 [kg/h] şi

presiunea nominală de 0,7 [MPa] şi prezintă o instalaţie de ardere cu combustibil greu

şi rezidual. Reglarea automată a nivelului apei în caldarină se face cu regulatoare

magnetice de nivel care asigură următoarele funcţiuni:

- semnalizare nivel maxim şi minim;

- cuplarea şi decuplarea pompei de alimentare;

- decuplarea alimentării cu combustibil la nivel minim de avarie.

Caldarina recuperatoare

Caldarinele recuperatoare sunt construcţii verticale, acvatubulare, de tip La

Mont cu următoarele caracteristici:

- debit nominal Dn = 1000 [kg/h], (corespunzător sarcinii motorului principal de

85 % MCR şi temperaturii aerului din C.M. t = 20˚C);

- presiunea nominală pn = 0,7 [MPa];

- temperatura apei de alimentare taa = 50 [˚C];

- contrapresiunea maximă pe circuitul de gaze p = 1,5 [kPa].

Caldarina este dotată cu toate armăturile de manevră, siguranţă şi control

necesare funcţionării.

2. INSTALAŢII NAVALE DE PROPULSIE

2.1. Evoluţia instalaţiilor navale de propulsie

Începuturile navigaţiei se pierd în negura timpurilor foarte îndepărtate. Primele

corpuri plutitoare s-au deplasat probabil datorită mişcării apelor în care se aflau.

Oamenii, observând asemenea corpuri plutitoare (trunchiuri de copaci) cu păsări sau

vieţuitoare pe ele au căutat să le folosească pentru a naviga în lungul malurilor râurilor

şi mărilor în căutarea de hrană şi condiţii mai bune de viaţă.

Primele ambarcaţiuni de pe Nil înaintau cu ajutorul unor vâsle scurte (pagae).

Ulterior aceste pagae au fost lungite şi legate de borduri realizând astfel navele cu

vâsle. Acestea s-au dezvoltat mult în lungime (depăşeau 45 m); ele aveau borduri

foarte joase. Aceste nave, denumite galere, navigau greu pe mare agitată, aveau o rază

de acţiune redusă şi nu puteau să părăsească mările în care se formaseră. Astfel, după

trei milenii de existenţă, galerele ajung la apogeu, ulterior pierzându-şi din importanţă.

Odată cu dezvoltarea lor, unele dintre navele cu vâsle au fost prevăzute cu

catarge şi vele, astfel că, atunci când vântul era favorabil, se utilizau şi velele pentru

propulsie; apar deci noile tipuri de nave (velierele) prevăzute numai cu vele. Acestea,

începând din secolul al XV-lea, aveau să înlocuiască treptat galerele. Velierele au

preluat de la galere mobilitatea, forma alungită şi pânzele triunghiulare care pot ,,tăia”

uşor vântul. Corpul lor era uşor armat cu piese metalice. Începând cu velierele,

construcţia navelor şi navigaţia devine o ştiinţă şi o artă.

Din cele mai îndepărtate timpuri şi până în sec. XVII, mersul navelor a fost

condiţionat de puterea vâslaşilor şi de intensitatea curenţilor de aer. Toate încercările

de perfecţionare, făcute între timp, urmăreau doar folosirea cât mai eficientă a acestor

factori. Progresele realizate în metalurgie şi fizică, precum şi în domeniul construcţiei

de nave, au permis realizarea propulsiei mecanice cu maşini cu abur. Astfel, la 25

Septembrie 1707, Denis Papin a încercat o navă mică cu maşină cu abur având roţi cu

zbaturi. Încercările au fost făcute pe râul Fulda din Germania. Nava a fost distrusă de

marinari, considerând-o un pericol pentru activitatea lor. În Franţa, Claude de

Jouffroy, asociat cu Follenay, construieşte o navă cu roţi cu zbaturi, acţionate de o

maşină cu abur, cu care face o demonstraţie publică la 15 Iulie 1783. Încercări similare

au fost efectuate în Anglia şi în America, unde John Fitch, în 1790, reuşeşte să

înfiinţeze un serviciu regulat de navigaţie cu nave mici cu propulsie cu abur, între

Philadelphia şi Newton, cu viteza de 6…8 mile/h. În Europa, printre primele nave cu

maşini cu abur şi roţi cu zbaturi a fost vaporul Elisabeta construit la Petersburg şi

lansat în 1815 pentru navigaţia pe ruta Petersburg – Kronstadt.

Pentru o perioadă de tranziţie, de circa un secol, s-a folosit o soluţie mixtă,

nave cu vele şi maşini cu abur, care au continuat să fie folosite încă mult timp cu

rezultate bune.

Prima navă comercială cu maşină cu abur, numită CLAIRMONT, a fost

construită după proiectul lui Robert Fulton. Nava, cu o lungime de 45,72 m şi un

deplasament de 100 t, trebuia să asigure legătura pe Hudson între New York şi Albany.

Prima cursă a fost realizată la 17 August 1807, cu viteza de circa 7,5 km/h, având o

maşină alternativă cu abur, verticală, de 18 CP, care antrena propulsorul, o roată cu

pale din lemn. Nava era prevăzută şi cu vele care se foloseau pentru propulsie când era

vânt favorabil. La începutul anului 1900 au apărut primele nave la care propulsia era

realizată exclusiv cu maşini alternative cu abur. Tot cu asemenea maşini erau acţionate

şi mecanismele auxiliare ale acestor nave.

Primele nave cu turbine cu abur au fost construite şi puse în exploatare în anul

1898. În 1910 s-a realizat prima instalaţie de propulsie cu turbine cu abur, la care între

turbină şi propulsor s-a introdus un reductor. Ulterior s-au construit asemenea nave,

dotate cu transmisie electrică sau hidraulică.

Instalaţiile navale de propulsie cu motoare diesel încep a fi cunoscute din anul

1903, când în Rusia a fost construită nava ,,VANDAL” pe care s-au instalat trei

motoare, având fiecare trei cilindri şi dezvoltând 120 CP. Cele trei propulsoare (elice)

erau acţionate cu electromotoare.

Prima instalaţie de propulsie cu turbine cu gaze, având cameră de ardere, s-a

construit în Anglia (1951) şi a fost montată pe petrolierul maritim ,,AURIS”. Ulterior

au mai fost construite şi alte asemenea sisteme de propulsie. Datorită economicităţii

lor scăzute, aceste instalaţii de propulsie se află încă în stadiu experimental.

Descoperirea energiei atomice şi folosirea ei în scopuri paşnice a intervenit cu

implicaţii mari şi în propulsia navelor. Începând din anul 1955, s-au construit mai întâi

sisteme de propulsie cu energie atomică pentru navele militare, după care s-au aplicat

şi la navele comerciale. Economicitatea acestor sisteme de propulsie este deocamdată

scăzută, iar masa lor este mult mai mare comparativ cu masa instalaţiilor care folosesc

combustibil clasic. Datorită acestor dezavantaje, asemenea sisteme de propulsie nu

s-au răspândit.

În ţara noastră, la Şantierul Naval Galaţi, între anii 1912 – 1914 s-a construit

prima navă, dotată cu instalaţie de propulsie având maşini cu abur. Aceasta a fost o

navă fluvială de pasageri. În prezent navele sunt dotate cu sisteme de propulsie cu

motoare cu ardere internă.

2.2. Rolul instalaţiei de propulsie

Prin sistem, sau instalaţie navală de propulsie, se defineşte complexul format

din maşinile principale şi auxiliare, care au rolul de a transforma energia conţinută în

combustibil în energie: termică, mecanică, electrică şi hidraulică, destinată pentru:

1) deplasarea navei, în condiţii normale de exploatare, cu viteza prevăzută, pe drumul

dorit;

2) funcţionarea maşinilor şi a instalaţiilor ce deservesc maşinile principale de

propulsie;

3) alimentarea cu energie electrică a aparaturii de navigaţie, a instalaţiilor de

semnalizare şi a aparatelor şi sistemelor de măsură, control şi comandă, a

sistemului de propulsie şi a altor instalaţii;

4) acţionarea mecanismelor pe punte folosite pentru diverse operaţiuni în timpul

exploatării navei;

5) funcţionarea instalaţiilor care asigură condiţii normale de viaţă pentru călători şi

echipajul navei;

6) funcţionarea diferitelor agregate şi instalaţii care îndeplinesc sarcini deosebite la

bordul navei.

2.3. Instalaţii navale de propulsie cu transmisie directă

Aceste tipuri de instalaţii sunt compuse din maşina de propulsie, care poate fi

un motor diesel sau o altă maşină termică, linia de arbori şi propulsorul. În acest caz,

propulsorul fiind o elice cu pale fixe EPF, maşina principală trebuie să îndeplinească

două condiţii:

1) să fie reversibilă;

2) turaţia arborelui maşinii de propulsie să fie egală cu turaţia propulsorului.

La transmisia directă, energia recepţionată de propulsor reprezintă 97…98 %

din energia dezvoltată de maşina de propulsie. Acest tip de transmisie fiind cel mai

simplu, a obţinut o mare răspândire, atât în sistemele de propulsie ale navelor maritime

cât şi fluviale.

2.4. Instalaţii de propulsie cu motoare cu piston

Instalaţiile de propulsie de acest tip au fost realizate la început cu motoare cu

aprindere prin comprimare MAC, ireversibile, cu transmisie electrică a energiei între

motorul termic şi propulsor. Primul motor naval reversibil, prezentat la expoziţia

mondială de la Milano din anul 1906, avea patru cilindri şi dezvolta 90 [CP] la 375

[rot/min].

Comparând sistemele de propulsie cu MAC, cu instalaţiile de propulsie cu

turbine cu vapori se constată următoarele:

1) consumul de combustibil este mai redus, de unde va rezulta o economicitate mai

mare faţă de SPTV;

2) cheltuielile necesare pentru reviziile generale periodice sunt mai mici cu 40…50%

la sistemele cu MAC;

3) costul precum şi cheltuielile de exploatare al sistemelor cu MAC, având puteri

(10.000…30.000) kW, sunt mai mici decât ale SPTV. La puteri mai mari de

30.000 [kW], SPTV devin mai economice;

4) durata necesară pentru punerea în funcţiune a sistemului cu MAC poate fi de 10…

30 de minute, iar la SPTV poate fi de una până la trei ore;

5) posibilitatea apariţiei incendiilor şi a producerii exploziilor este mult mai mică la

navele cu MAC, datorită inexistenţei subsistemului de generare a vaporilor;

6) sistemele de propulsie cu MAC produc zgomote şi vibraţii mult mai puternice

decât SPTV.

În ultimii 25…35 ani, după turaţia arborelui motor, s-au conturat două tipuri

principale de instalaţii de propulsie:

a) cu motor lent, cuplat direct cu propulsorul;

b) cu motoare semirapide, cuplate prin reductor cu propulsorul.

Comparativ cu sistemele de propulsie cu motoare lente, instalaţiile de

propulsie cu motoare semirapide au următoarele avantaje şi dezavantaje:

A. Avantaje:

a) avantaje certe:

1) masa şi volumul compartimentului de maşini pe unitate de putere sunt mai

reduse cu circa 40…50%;

2) costul instalaţiei este mai mic cu circa 10 – 15%;

3) posibilitatea antrenării generatoarelor electrice de către motoarele

principale, ceea ce reduce atât costul energiei electrice cât şi numărul

grupurilor auxiliare diesel – generatoare;

4) pot fi realizate sisteme de propulsie într-o gamă mare de puteri, cu un

singur tip de motor, prin alegerea numărului de cilindri pentru un motor şi

a numărului de motoare pentru un sistem de propulsie;

5) uzura cilindrilor, a segmenţilor de piston şi a pistoanelor produsă într-o mie

de ore de funcţionare este mai mică la motoarele semirapide în patru

timpi;

6) posibilităţi mai bune pentru amplasarea raţională a compartimentului de

maşini la bordul navei;

7) introducerea mai simplă a motoarelor în compartimentul maşini;

b) avantaje discutabile:

1) siguranţa în exploatare a sistemului de propulsie cu mai multe motoare;

2) organizarea mai bună a întreţinerii, în special în cazul sistemelor

automatizate cu două sau mai multe motoare;

3) consumul de combustibil mai redus.

B. Dezavantaje:

1) întreţinerea supapelor de evacuare este mai dificilă;

2) la aceeaşi putere, număr mai mare de cilindri, deci mai multe posibilităţi de

apariţie a defecţiunilor, inclusiv mai multe piese de schimb necesare la

bordul navei;

3) cerinţe mai riguroase privind calitatea combustibilului;

4) nivelul zgomotului mai înalt.

În general, instalaţiile de propulsie cu MAC sunt montate pe toate tipurile de

nave.

2.5. Condiţii tehnice şi economice cerute unui sistem de propulsie

2.5.1. Siguranţă mare în funcţionare

Într-un anumit moment, în funcţie de condiţiile naturale, nava poate fi

surprinsă în împrejurări foarte grele, pe mare agitată, departe de orice port, supusă

unor oscilaţii mari de ruliu şi tangaj. Dacă în asemenea condiţii grele de navigaţie

sistemul de propulsie va fi scos din funcţiune, ca urmare a unei defecţiuni, atunci nava,

nemaiputând fi guvernată, se va răsturna şi scufunda cu uşurinţă. Dimpotrivă, dacă

instalaţia de propulsie va funcţiona în mod sigur, nava va trece prin astfel de condiţii

fără a periclita viaţa oamenilor şi starea încărcăturii de la bordul navei. Numeroase

evenimente maritime din istoria navigaţiei justifică pe deplin importanţa de prim ordin

ce trebuie atribuită siguranţei în funcţionare a sistemului de propulsie.

2.5.2. Accesibilitatea pentru control în timpul funcţionării

Pentru evitarea unor defecţiuni care ar putea apărea în timpul funcţionării,

sistemul de propulsie al unei nave trebuie astfel proiectat şi construit încât să existe

posibilitatea de a fi controlat în timpul funcţionării, atât prin observaţie directă cât şi

prin prevederea şi montarea unor sisteme de semnalizare – avertizare a posibilităţilor

de apariţie şi producere a avariilor.

2.5.3. Realizarea parametrilor de proiectare

Pentru navele comerciale (cargouri, petroliere, mineraliere, nave de pasageri,

etc.) parametrii principali de proiectare sunt: încărcătura utilă şi viteza. În exploatare,

nava trebuie să realizeze parametrii pentru care a fost proiectată şi construită,

îndeplinind astfel condiţiile de competitivitate sub aspect tehnic şi economic.

2.5.4. Economicitate maximă

În exploatare, sistemul de propulsie al unei nave trebuie să funcţioneze în

deplină siguranţă, cu cheltuieli cât mai reduse, astfel încât costul specific al

transportului să fie cât mai mic. Pentru navele comerciale costul specific, exprimat în

lei pe tonă milă sau în lei pe pasager milă, reprezintă indicele prin care se poate aprecia

şi compara economicitatea unei nave faţă de o altă navă de acelaşi tip.

Factorii care influenţează costul specific al transportului sunt:

1) consumul specific de combustibil al maşinilor sistemului de propulsie;

2) consumul specific de combustibil al maşinilor auxiliare;

3) consumul specific de lubrifiant al maşinilor principale şi auxiliare ale sistemului

de propulsie;

4) costul specific al combustibilului folosit pentru alimentarea maşinilor principale şi

auxiliare;

5) costul specific al lubrifiantului folosit pentru ungerea maşinilor principale şi

auxiliare;

6) costul instalaţiei de propulsie;

7) costul cheltuielilor pentru crearea condiţiilor de viaţă a oamenilor;

8) numărul şi nivelul de retribuire a echipajului necesar pentru deservirea instalaţiei

de propulsie.

În afara factorilor prezentaţi mai pot interveni şi alţii însă cu o influenţă mult

mai mică. În final, alegerea tipului sistemului de propulsie trebuie să fie rezultatul unei

analize tehnico – economice, care să ia în considerare toţi factorii de care depinde

siguranţa şi economicitatea navei.

2.6. Instalaţiile de propulsie ale navelor comerciale

Navele comerciale care se construiesc la şantierele navale din ţara noastră se

echipează cu MAC. Pe navele existente în exploatare sunt montate, în majoritate,

sisteme de propulsie cu MAC, construite la Reşiţa, sau cu motoare de alte tipuri la

navele importante. După tipul maşinilor principale, instalaţiile de propulsie ale navelor

noastre comerciale se încadrează în tendinţa generală care se manifestă pe plan

mondial privind maşinile de propulsie.

2.7. Tendinţe privind dezvoltarea sistemelor de propulsie

Evoluţia construcţiilor de nave este caracterizată, în perioada (1967-1977),

prin creşterea dimensiunilor şi a vitezei navelor, iar în perioada (1977-prezent), prin

realizarea de nave economice care să realizeze transportul cu cheltuieli minime de

exploatare. În acest scop s-a acţionat atât asupra corpului, în sensul de a obţine

reducerea rezistenţei la înaintarea navei, cât şi asupra sistemului de propulsie în sensul

de a mări randamentul, respectiv de a reduce consumul de combustibil.

3. REZISTENŢA LA ÎNAINTARE

Una dintre problemele de bază ale proiectării, construcţiei şi exploatării navei

se referă la asigurarea calităţilor de marş.

Calităţile de marş sunt acele însuşiri care conferă navei posibilitatea de a se

deplasa cu viteze cât mai mari la consumuri de putere cât mai mici.

Calităţile de marş ale navei depind în mare măsură de forţele hidrodinamice şi

aerodinamice care acţionază asupra corpului şi care se opun deplasării sale.

Interacţiunea dintre corpul navei şi apă respectiv aer este un fenomen complex şi

dificil de descris matematic. Soluţionarea practică a problemelor referitoare la studiul

acestui fenomen se face, în majoritatea cazurilor, prin metode experimental – analitice.

Rezistenţa la înaintare a navei este influenţată de o serie de factori dintre care

cei mai importanţi sunt:

regimul de curgere al apei în jurul carenei (laminar sau turbulent), care este

determinat de viteza navei şi starea suprafeţei udate (rugozitate, grad de coroziune,

depunerile de alge şi vieţuitoarele marine);

adâncimea la care are loc mişcarea (poziţia de navigaţie: la suprafaţă, la mică sau la

mare adâncime);

viteza de deplasare a navei, care influenţează asupra pescajului mediu şi asietei;

caracteristicile şenalului navigabil utilizat (adâncime, lăţime etc.);

situaţia de încărcare a navei, cu implicaţiile pe care aceasta le are asupra pescajului,

asietei şi poziţiei transversale;

factorii fizico – climatici ai zonei de navigaţie (caracteristicile apei, vânturilor,

valurilor etc.).

Având în vedere cele menţionate mai sus se poate spune că rezistenţa la

înaintare este formată din mai multe componente, determinate de cauze diverse şi care

interacţionează între ele într-un mod complicat.

În studiul teoretico – experimental al rezistenţei la înaintare se face următoarea

ipoteză: componentele rezistenţei la înaintare se studiază separat şi se neglijează

interacţiunile dintre acestea.

3.1. Determinarea rezistenţei la înaintare principale prin metoda Harvald

Rezistenţa la înaintare principală se poate determina prin mai multe metode.

Metoda aleasă este cea a formulelor aproximative şi a diagramelor. Această metodă se

foloseşte frecvent în stadiul preliminar de proiectare şi are la bază formule

aproximative şi diagrame, rezultate din date statistice sau în urma experimentărilor

efectuate pentru diverse tipuri de nave.

Cu anumite corecţii, aceste formule şi diagrame, permit determinarea valorilor

aproximative ale componentelor rezistenţei la înaintare principale. Gradul de precizie

al metodei depinde de asemănarea geometrică dintre nava de proiectat şi cea pentru

care au fost stabilite formulele sau diagramele.

Unele bazine hidrodinamice din lume, au publicat rezultatele încercărilor lor

sistematice, cu serii de modele, pentru o gamă largă de forme geometrice şi coeficienţi

de fineţe. Prin prelucrarea acestor rezultate, Sv. Aa. Harvald şi H. E. Guldhammer au

elaborat o serie de diagrame, care poate fi utilizată în faza de proiect preliminar, pentru

determinarea rezistenţei la înaintare principale.

Analiza rezultatelor, folosite la întocmirea diagramelor Harvald, a avut în

vedere următoarele aspecte:

rezistenţa la înaintare principală a modelelor încercate a fost determinată în funcţie

de viteză;

coeficientul CRm, al rezistenţei la înaintare principale a modelului a fost calculat cu

relaţia:

,

unde: Rm reprezintă rezistenţa la înaintare principală a modelului, la temperatura t,

măsurată în [kN], m densitatea apei de experimentare în [t/m3], vm viteza modelului în

[m/s], iar Sm aria suprafeţei udate a modelului în [m2];

coeficientul rezistanţei de presiune s-a determinat cu relaţia:

,

în care coeficientul CFm al rezistenţei de frecare a modelului, s-a calculat cu relaţia:

,

unde: vm este viteza modelului în [m/s], LWLm lungimea modelului la plutire în [m], iar

m vâscozitatea cinematică a apei din bazin, la temperatura t de experimentare, în m2/s.

coeficientul CP, al rezistenţei de presiune, a fost exprimat ca o funcţie de numărul:

;

rezultatele au fost grupate în funcţie de raportul LWL/V1/3 şi coeficientul de fineţe

longitudinal prismatic CLP, al carenei;

diagramele de bază au fost trasate, considerând curbele rezultate din valorile medii

ale lui CP, pentru raportul BWL/TWL = 2,5 al navei standard.

Rezultatele analizei descrise mai înainte, s-au materializat în seria

diagramelor de bază, care permite determinarea coeficientului rezistenţei de presiune

CPSd, al navei standard, în funcţie de numărul Fr şi coeficientul de fineţe longitudinal

prismatic CLP, pentru diferite valori ale raportului LWL/V1/3.

Seria diagramelor de bază Harvald este valabilă pentru Fr = 0,15..0,45;

CLP= 0,50..0,80 şi

LWL/V1/3 = 4,0; 4,5; 5,0; 5,5; 6,0; 6,5; 7,0; 7,5; 8,0.

Având la bază seria de diagrame descrisă mai înainte, Harvald a elaborat o

metodă de calcul a rezistenţei la înaintare principale. În continuare sunt prezentate

etapele acestei metode.

a) Calculul coeficientului rezistenţei de frecare

Coeficientul rezistenţei de frecare, CF, se calculează cu formula:

,

în care: kC este coeficient de corecţie care se determină din tabele în funcţie de raportul

LWL/BWL, CAR este coeficientul adiţional de rugozitate şi se determină din tabele în

funcţie de tipul navei, iar CFO se determină cu formula:

kC=1.0375

CAR=0.000049

b) Determinarea coeficientului rezistenţei de presiune

Cunoscând valorile LWL/V1/3, Fr şi CLP, corespunzătoare navei de proiectat, se

alege din seria Harvald diagrama potrivită şi din ea se extrage valoarea CPSd. Atât

raportul BWL/TWL, cât şi formele geometrice ale navei de proiectat pot să difere de cele

standard pentru care au fost întocmite diagramele. În aceste condiţii, coeficientul

rezistenţei de presiune, CP, al navei de proiectat, se obţine prin corectarea lui CPSd,

deci:

.

Corecţia δCP1 pentru raportul BWL/TWL este determinată de faptul că BWL/TWL

≠ 2,5, valoare pentru care au fost întocmite diagramele Harvald. Această corecţie se

calculează cu formula aproximativă:

,

în care: BWL, TWL reprezintă lăţimea respectiv pescajul navei de proiectat, la plutire, în

[m].

Corecţia δCP2 pentru poziţia centrului de carenă pe lungime: poziţia pe

lungime a centrului de carenă este definită de abscisa acestuia xBWL, măsurată faţă de

cuplul maestru. Dependenţa coeficientului CP de xBWL este evidentă la viteze mari.

În faza proiectului preliminar se ţine cont de valoarea lui Fr. Astfel, pentru

cazul acesta în care Fr > 0,18 se impune considerarea corecţiei δCP2 şi pentru calculul

ei se recomandă folosirea următoarei formule:

,

unde:

,

iar a se determină din tabele şi este:

a = 0,5

c) Calculul coeficientul rezistenţei la înaintare principale

Coeficientul CR, al rezistenţei la înaintare principale, se calculează cu

următoarea formulă:

,

în care valorile coeficienţilor CF şi CP necesare în formulă au fost calculate în

paragrafele anterioare.

d) Calculul rezistenţei la înaintare principale

Pentru acest lucru se utilizează următoarea formulă:

[kN].

În această ecuaţie CR este cel calculat la punctul c al prezentului paragraf, iar

aria S reprezintă suprafaţa udă a carenei.

Formele complexe ale carenei, care nu pot fi exprimate riguros matematic, nu

permit un calcul exact al suprafeţei udate. În stadiul preliminar de proiectare, aria

suprafeţei udate se poate determina cu ajutorul unor formule empirice stabilite pentru

diferite tipuri de nave. Astfel pentru navele maritime se recomandă formula lui

Semeka:

[m2]

În practică se determină rezistenţele principale la înaintare Ri, corespunzătoare

unui domeniu de viteze vi, care include viteza impusă prin tema de proiectare.

Calculele se prezintă sistematizat sub formă tabelară.

După valoarea numărului Fr, navele de transport se clasifică în trei categorii:

de viteză mică sau lentă, caracterizate prin Fr = 0…0,22;

de viteză medie sau semirapide, caracterizate prin Fr = 0,22…0,35;

de viteză mare sau rapide, caracterizate prin Fr > 0,35.

Majoritatea tipurilor de nave destinate transportului de mărfuri se încadrează

în primele două categorii menţionate mai înainte.

Pornind de la această clasificare şi de la caracteristicile seriei de diagrame

prezentate în prezentul paragraf se poate deduce următoarea concluzie: metoda

Harvald, de determinare a rezistenţei la înaintare principale, se poate aplica în bune

condiţiuni navelor semirapide. Calculele au fost făcute tabelar şi adăugate la sfârşitul

capitolului 3.

3.2. Determinarea rezistenţei la înaintare suplimentare a navei

După cum s-a specificat în capitolul anterior rezistenţa la înaintare principală

se referă la acţiunea forţelor hidrodinamice, asupra carenei nude, pe timpul mişcării

navei în apă liniştită.

În realitate, navele sunt prevăzute cu o serie de apendici, amplasaţi în afara

suprafeţei udate, care abat liniile de curent de la direcţia lor obişnuită, modificând

spectrul hidrodinamic din jurul corpului. De asemenea, în multe situaţii reale,

suprafaţa liberă a apei prezintă valuri, care influenţează rezistenţa la înaintare a navei.

Partea emersă a corpului se deplasează prin aer. Interacţiunea dintre aer şi

navă determină, atât în atmosferă calmă, cât mai ales în condiţii de vânt, modificarea

rezistenţei la înaintare.

Factorii descrişi mai înainte, conduc la apariţia rezistenţei la înaintare

suplimentare (secundare).

Rezistenţa la înaintare suplimentară, RS, reprezintă o fracţiune din rezistenţa la

înaintare totală şi este determinată de interacţiunea dintre apă şi apendici, de acţiunea

valurilor mării respectiv a aerului atmosferic asupra corpului navei, la deplasarea

acesteia cu o anumită viteză. Pe baza acestei afirmaţii se poate scrie:

,

unde: RAP reprezintă rezistenţa la înaintare datorată apendicilor, RVM rezistenţa la

înaintare generată de valurile mării, iar RAA rezistenţa la înaintare datorată aerului.

a) Rezistenţa la înaintare datorată apendicilor

Apendicii sunt elemente constructive situate sub planul plutirii şi care ies în

afara suprafeţei udate a corpului navei.

Printre apendicii mai importanţi se menţionează: cavaleţii de susţinere ai

axelor port – elice; axele port – elice; pantalonii axelor port – elice; cârmele; cârmele

de ruliu; apărătorile cârmelor; chilele de ruliu; vibratorul sondei acustice şi brâiele de

acostare.

În faza iniţială de proiectare, neavând date suficiente referitoare la

dimensiunile, formele geometrice şi amplasarea apendicilor pe suprafaţa udată,

rezistenţa la înaintare totală a acestora se determină cu relaţia:

[kN],

în care: S este suprafaţa udată a carenei în m2, ρ densitatea apei în t/m3, v viteza navei

în m/s, iar CAP coeficientul rezistenţei apendicilor se alege din tabele în funcţie de tipul

navei şi are valoarea:

CAP = 0,00025.

b) Rezistenţa la înaintare generată de valurile mării

Din experimentele efectuate pe modele şi din datele statistice, culese în timpul

navigaţiei diferitelor nave, a rezultat faptul că, în timpul marşului pe valuri, rezistenţa

la înaintare înregistrează o creştere apreciabilă. Această creştere este datorată

rezistenţei suplimentare generată de valurile mării.

În majoritatea cazurilor, apariţia şi menţinerea stării de agitaţie a mării se

datorează vântului. Cadrul natural nu oferă posbilitatea separării rezistenţei la înaintare

generată de valurile mării de cea datorată aerului. Separarea celor două componente

ale rezistenţei la înaintare suplimentare se realizează în bazinele de încercări, unde

valurile sunt create pe cale artificială.

În faza iniţială de proiectare, rezistenţa la înaintare generată de valurile mării

se poate determina cu relaţia:

[kN].

Valoarea coeficientului CVM se alege din tabele în funcţie de gradul de agitaţie

al mării şi este:

CVM = 0,0003.

c) Rezistenţa la înaintare datorată aerului

Rezistenţa la înaintare datorată aerului se manifestă atât pe timpul navigaţiei

într-o atmosferă calmă cât mai ales în condiţii de vânt.

În ipoteza unei atmosfere calme, rezistenţa la înaintare datorată aerului este

mică. Ea reduce viteza navelor cu aproximativ (0,2..0,3) Nd.

Pentru aprecierea rezistenţei la înaintare datorată aerului, în faza iniţială de

proiectare, se recomandă formula aproximativă:

,

în care: R reprezintă rezistenţa la înaintare principală exprimată în kN, iar kaer un

coeficient adimensional.

Valoarea coeficientului kaer, corespunzătoare vântului de forţa 3 pe scara

Beaufort, se alege din tabele în funcţie de tipul navei şi este:

kaer = 0,015.

3.3. Determinarea rezistenţei la înaintare totale

Rezistenţa la înaintare totală a navei se determină cu relaţia:

,

în care: R reprezintă rezistenţa la înaintare principală, iar RS reprezintă rezistenţa la

înaintare suplimentară.

Deplasarea navei prin apă, cu o anumită viteză constantă, se realizează cu

ajutorul instalaţiei de propulsie care, prin forţa ce o dezvoltă, trebuie să învingă

rezistenţa la înaintare totală.

Puterea instalaţiei de propulsie reprezintă lucrul mecanic realizat de aceasta, în

unitatea de timp, pentru a învinge rezistenţa la înaintare totală.

3.4.Calculul numeric al rezistenţei la înaintare

Valorile numerice necesare efectuării calcului de rezistenţă la înaintare:

Lungimea de calcul: LWL = 170,55 [m];

Lăţimea de calcul: BWL = 26 [m];

Pescaj de calcul: TWL = 7,4 [m];

Deplasament volumetric: = V = 22116,515 [m3];

Coeficientul de fineţe bloc al carenei: CB = 0,674;

Coeficient secţiune maestră: CM = 0,96;

Coeficient plutire: CWL = 0,812;

Coeficientul de fineţe longitudinal – prismatic: CLP = CB/CM = 0,702;

Diametrul elicei: D = 3,7 [m];

Profunzimea axului elicei: ha = 5,4205 [m];

Numărul elicelor: x = 2;

Raportul dintre lungimea şi lăţimea de calcul a navei: LWL/BWL = 6,5596;

Raportul dintre lăţimea şi pescajul de calcul a navei: BWL/TWL = 3,5135;

Abscisa centrului de carenă: xBWL = 85,275;

Abscisa relativă a centrului de carenă: 100xBWL/LWL = 50;

Raportul lungime / volum: LWL/V1/3 = 6,0759;

Aria secţiunii maestre imerse: AM = 184,704 [m2];

Aria suprafeţei udate a carenei: S = 4954,1364 [m2];

Densitatea apei: = 1,025 [t/m3];

Vâscozitatea cinematică a apei: = 1,35810-6;

Corecţia coeficientului rezistenţei de presiune: δCP1 = 0,0001216;

Coeficientul de corecţie al rezisteţei de frecare: kC = 1,0375;

Coeficientul adiţional de rugozitate: CAR = 0,000049;

Acceleraţia gravitaţională: g = 9,81 [m/s2].

Calculul rezistenţei la înaintare principale

Nr. crt.

Denumirea mărimii ce se calculează

NotaţiaUnitatea

de măsură

Forma analitică a relaţiei utilizate

Valori calculate

I II III IV V VI VII VIII IX X1 Viteza navei v'i Nd - 14 15 16 17 182 Viteza navei vi m/s 0,514v'i 7,196 7,71 8,224 8,738 9,2523 Numărul Reynolds Rei - viLWL/υ 903739175,3 968291973,5 1032844772 1097397570 1161950368

4Coeficientul rezistenţei de

frecare a plăcii netede echivalente

CFOi - 0,075/(lgRei-2)2 0,000216275 0,000214681 0,000213206 0,000211835 0,000210554

5Coeficientul rezistenţei de frecare a corpului navei

CFi - kCCFOi + CAR 0,000273385 0,000271732 0,000270202 0,000268778 0,000267449

6 Numărul Froude Fri - vi/(gLWL)1/2 0,175926308 0,188492473 0,201058638 0,213624803 0,226190968

7Coeficientul rezistenţei de presiune a navei standard

CPSDi - Se determină grafic 0,0005 0,0005 0,0005 0,0005 0,00065

8Abscisa relativă a centrului

de carenă, pentru nava standard

100(xBWL

/LWL)Sdi% Se determină grafic 1,675 1,24 0,82 0,5 0,09

9Diferenţa absciselor

relativeδ(xBWL/ LWL)I

%100xBWL/LWL-

100(xBWL/LWL)Sdi48,325 48,76 49,18 49,5 49,91

10Corecţia pentru poziţia centrului de carenă pe

lungimeδCP2i -

a(3,355Fri-0,6) d(xBWL/LWL)i10-3 -0,000236001 0,000789723 0,001833227 0,002888603 0,003964618

11Coeficientul rezistenţei de

presiuneCPi - CPSdi+δCp1+δCp2i 0,000385621 0,001411345 0,002454849 0,003510224 0,00473624

12Coeficientul rezistenţei la

înaintare principaleCRi - CFi+CPi 0,000659006 0,001683076 0,00272505 0,003779003 0,005003689

13Rezistenţa la înaintare

principalăRi kN CRiSρv2

i/2 86,64301086 254,0238061 467,9533374 732,5935756 1087,485311

Calculul rezistenţei la înaintare suplimentare

Nr. crt.


NotaţiaUnitatea

de măsură

Forma analitică a relaţiei utilizate

Valori calculate

I II III IV V VI VII VIII IX X

1 Viteza navei v'i Nd - 14 15 16 17 18

2 Viteza navei vi m/s 0,514v'i 7,196 7,71 8,224 8,738 9,252

3Rezistenţa la înaintare datorată apendicilor

RAPi kN CAPr v2iS0,5 32,8688226 37,73206676 42,93070707 48,46474352 54,33417613


generată de valurile măriiRVMi kN CVMrv2

iS0,5 39,44258712 45,27848011 51,51684848 58,15769223 65,20101136


datorată aerului RAAi kN kaer*Ri 1,299645163 3,810357092 7,019300062 10,98890363 16,31227966


suplimentarăRSi kN RAPi+RVMi+RAAi 73,61105488 86,82090396 101,4668556 117,6113394 135,8474672

Calculul rezistenţei la înaintare totale şi a puterii de remorcare

Nr. crt.


NotaţiaUnitatea

de măsurăForma analitică a relaţiei utilizate

Valori calculate

I II III IV V

1 Viteza navei v'i Nd - 14 15 16 17 18

2 Viteza navei vi m/s 0,514v'i 7,196 7,71 8,224 8,738 9,252


totalăRTi kN Ri +RSi 160,2540657 340,8447101 569,420193 850,204915 1223,332778

4Puterea de remorcare a

naveiPEi

kW RTivi 1153,188257 2627,912715 4682,911668 7429,090547 11318,27486CP 1,36RTivi 1568,33603 3573,961292 6368,759868 10103,56314 15392,85381

4. ALEGEREA MOTORULUI

Caracteristicile de bază ale acestui motor sunt:

puterea motorului: P = 8080 [CP];

numărul de cilindri: i = 8;

turaţia motorului: n = 173 [rot/min];

diametrul cilindrilor: D = 350 [mm];

cursa pistonului: S = 1400 [mm];

presiunea medie efectivă: pe = 19,1 [bar];

consumul de combustibil la 100% MCR: ce = 131 [g/CPh];

consumul de ulei: culei = 0,7 ÷ 1,1 [g/CPh];

masa: M = 93 [t].

În desenul următor este prezentat motorul cu următoarele dimensiuni de bază:

C = 6435 [mm];

D = 2200 [mm];

E = 650 [mm];

H1 = 6425 [mm];

H2 = 6050 [mm];

H3 = 5923 [mm].

5. CALCULUL LINIEI DE ARBORI

5.1.Calculul arborelui de împingere

În acest capitol al proiectului se determină dimensiunile minime ale

diametrelor arborilor, fără a lua în consideraţie adaosurile pentru strunjirea ulterioară

în perioada de exploatare. În acestă primă parte a calculului se presupune că tensiunile

suplimentare produse de vibraţii nu vor depăşi valorile minime admisibile.

Diametrul arborelui de împingere, dim, nu trebuie să fie mai mic decât cel

determinat cu următoarea formulă:

= 336,341 [mm]

în care: P = 5762 – puterea de calcul la arborele de împingere în [kW];

n = 2,883 – turaţia de calcul a arborelui de împingere în [rot/sec];

A = 1 – coeficient care ţine seama de orificiul axial din arbore şi care

pentru arborele de împingere este 1, ceea ce impune ca raportul dintre diametrul real al

orficiului axial şi diametrul real al arborelui să fie maxim 0,4;

B – coeficient care ia în considerare materialul din care este confecţionat

arborele, OL 50, şi se calculează cu formula:

= 0,848

în care Rm este rezistenţa de rupere a materialului arborelui şi are valoarea Rm=500

[N/mm2];

F – coeficient ce ţine seama de tipul instalaţiei principale de propulsie şi

are valoarea 100 pentru motoarele diesel;

K = 1,1 – coeficient ce ţine seama de tipul constructiv al arborelui de

împingere.

Am adoptat valorile:

- diametrul arborelui de împingere dim = 350 [mm];

- lungimea arborelui de împingere L = 10,4 [m].

Desenul de execuţie al arborelui de împingere este ataşat la sfârşitul

proiectului.

5.2.Calculul arborelui intermediar

Diametrul arborelui intermediar, din, nu trebuie să fie mai mic decât cel


= 305,764 [mm]

în care: P = 5762 – puterea de calcul la arborele intermediar în [kW];

n = 2,883 – turaţia de calcul a arborelui intermediar în [rot/sec];


pentru arborele intermediar este 1, ceea ce impune ca raportul dintre diametrul real al




= 0,848


[N/mm2];



K = 1 – coeficient ce ţine seama de tipul constructiv al arborelui de

împingere.


- diametrul arborelui intermediar din = 325 [mm];

- lungimea arborelui intermediar L = 9,6 [m].

Desenul de execuţie al arborelui intermediar este ataşat la sfârşitul proiectului.

5.3.Calculul arborelui port – elice

Diametrul arborelui port – elice, dpe, nu trebuie să fie mai mic decât cel


= 373,032 [mm]

în care: P = 5762 – puterea de calcul la elice în [kW];

n = 2,883 – turaţia de calcul a elicei în [rot/sec];


pentru arborele port – elice este 1, ceea ce impune ca raportul dintre diametrul real al




= 0,848


[N/mm2];

K = 1,22 – coeficient care ţine seama de tipul constructiv al arborelui

port – elice şi are valoarea 1,22 deoarece elicea este fixată pe arborele port – elice fără

pană, printr-o metodă aprobată de RNR, sau pe flanşa realizată dintr-o bucată cu

arborele;




- diametrul arborelui port – elice din = 400 [mm];

- lungimea arborelui port – elice L = 11,9 [m].

Arborele port – elice trebuie să fie sigur protejat împotriva contactului cu apa

de mare. Spaţiul dintre tubul etambou şi butucul elicei va fi protejat cu o carcasă

rezistentă.

Bucşa de protecţie a arborelui port – elice va fi confecţionată din aliaje cu o

rezistenţă mare la coroziune în apa de mare.

Grosimea t a bucşei de protecţie din bronz al arborelui nu va fi mai mică decât

cea determinată cu formula:

= 19,5 [mm]

Grosimea bucşei de protecţie între lagărele de protecţie poate fi micşorată până

la 0,75∙t.

Se recomandă folosirea unor bucşe de protecţie continue pe toată lungimea

arborelui. Bucşele de protecţie care sunt executate din părţi componente trebuie să fie

îmbinate prin sudură sau alt procedeu aprobat de RNR. Îmbinările sudate cap la cap se

recomandă să fie situate în afara porţiunii de lucru a bucşelor.

În cazul unor bucşe de protecţie discontinue partea arborelui dintre bucşele de

protecţie trebuie să fie protejată contra acţiunii corozive a apei de mare printr-un

procedeu aprobat de RNR.

Etanşările tubului etambou trebuie să fie de o construcţie aprobată de RNR.

Desenul de execuţie al arborelui port – elice este ataşat la sfârşitul proiectului.

5.4. Îmbinarea arborilor

Îmbinarea arborilor se va face cu ajutorul flanşelor.

Îmbinarea flanşelor se va face cu ajutorul buloanelor cilindrice calibrate. În

cazuri justificate, numărul buloanelor cilindrice calibrate poate fi micşorat până la 50

% din numărul total, dar în nici un caz acest număr nu trebuie să fie sub 3.

Posibilitatea utilizării îmbinărilor cu flanşe fără buloane calibrate formează în

fiecare caz în parte obiectul unei examinări speciale din partea R.N.R.

Diametrul dd al buloanelor flanşelor de îmbinare a arborilor intermediari, de

împingere şi port elice nu trebuie să fie mai mică decât cel determinat cu formula:

= 46,797 [mm]

în care:

din – diametrul arborelui intermediar [mm];

i – numărul buloanelor de îmbinare;

D – diametrul cercului centrelor buloanelor de îmbinare [mm];

Rma – rezistenţa de rupere a materialului arborelui [N/mm2];

Rmb – rezistenţa de rupere a materialului buloanelor [N/mm2]

De asemenea trebuie îndeplinită condiţia:

Rma ≤ Rmb ≤ 1,7∙Rma, dar nu mai mare de 1000 N/mm2.


- numărul buloanelor de îmbinare i = 10 [mm];

- diametrul cercului centrelor buloanelor de îmbinare D = 700 [mm];

- rezistenţa de rupere a materialului arborelui Rma = 500 [N/mm2];

- rezistenţa de rupere a materialului buloanelor Rmb = 520 [N/mm2];

- diametrul arborelui intermediar din = 325 [mm];

- diametrul buloanelor dd = 50 [mm].

6. CALCULUL DE PROIECTARE AL ELICEI

CU AJUTORUL DIAGRAMELOR KQ – λP

ŞI OPTIMIZAREA INSTALAŢIEI DE PROPULSIE

6.1.Calculul parametrilor principali ai elicei

În practica proiectării elicelor în unele ţări, diagramele seriilor Troost (seriile

B) se utilizează sub o formă relativ comodă, fiind transpuse într-un sistem propus de

E.E. Papmel, având în abscisă avansul relativ p iar ordonata coeficientul KT sau

coeficientul KQ pe care sunt trasate curbele de variaţie ale acestor coeficienţi în funcţie

de avansul relativ şi de raportul de pas H/D, acesta din urmă variind între limitele 0,5

1,4.

Fiecare diagramă diferă de alta prin numărul de pale z, raportul de disc θ şi

prin grosimea relativă a palei în axa elicei t0/D.

Pentru fiecare serie de elice s-au alcătuit câte două diagrame, una având în

ordonată coeficientul împingerii KT, cealaltă coeficientul momentului KQ.

Pe diagrame sunt trasate de asemenea curbele valorilor constante ale

randamentelor elicelor 0 în funcţie de avansul relativ p şi de raportul de pas H/D.

Datorită domeniului de activitate al navei cel mai bun randament de

funcţionare se obţine utilizând elicile de tip Wageningen B care au 4 pale şi un raport

de disc θ = 0,70.

6.2.Optimizarea instalaţiei de propulsie

Calculul este făcut sub formă tabelară. Este un calcul iterativ, fiecărei iteraţii

corespunzându-i o elice.

În cadrul acestui proiect am folosit două cazuri pentru proiectarea elicei.

În primul caz se cunosc puterea furnizată elicei PD [CP], turaţia n [rot/min] şi

viteza curentului în discul elicei vA [m/s], fiind necesar a fi determinate raportul de pas

H/D, randamentul elicei η şi diametrul optim al elicei D [m]. Întrucât diametrul este

necunoscut nu se pot determina coordonatele KQ şi p.

Impunându-se diverse valori pentru diametru, pe diagrama KQ – p se obţin o

infinitate de puncte reprezentând multitudinea de soluţii care satisfac datele problemei,

ele diferind prin valoarea randamentului.

Pentru găsirea soluţiei optime, pe diagrama KQ – p este trasată o curbă a

diametrelor optime (Dopt), care reprezintă locul geometric al punctelor de randament

maxim de pe curbele valorilor constante ale parametrului:

numit coeficient de putere – turaţie. Diferitele valori ale acestui coeficient sunt marcate

pe curba diametrului optim prin nişte segmente care intersectează această curbă.

Ca urmare, pentru rezolvarea problemei, utilizând datele impuse se calculează

coeficientul de putere – turaţie şi se caută valoarea acestuia pe curba diametrului

optim, punct care corespunde soluţiei optime a problemei. Corespunzător, pe diagrama

KQ – p se citesc valorile avansului relativ λp şi raportului de pas H/D, după care cu

formulele următoare se calculează diametrul optim şi respectiv împingerea elicei.

.

Pentru calculul coeficientului de siaj am folosit relaţia:

= 0,130687

pentru navele de transport cu două elice, ce se rotesc spre exterior, având axele port –

elice prevăzute cu cavaleţi.

Teoretic şi experimental s-a stabilit că, între coeficientul de sucţiune t şi cel de

siaj există anumite relaţii de legătură. Astfel, pentru navele cu două elice la care

axele port – elice sunt prevăzute cu cavaleţi se foloseşte următoarea formulă:

= 0,151481

Viteza navei în m/s se calculează cu relaţia:

Iteraţia 1

În cadrul acestui calcul s-au folosit următorii parametri:

puterea dezvoltată de un singur motor P = 8080 [CP];

randamentul liniei axiale ax = 0,9703;

numărul de elice i = 2;

numărul de motoare x = 2;

coeficient de siaj = 0,130687;

coeficient de sucţiune t = 0,151481;

puterea primită de elice PD = 7840 [CP];

turaţia n = 175 [rot/min]

n = 2,916667 [m/s]

vs [Nd] 15 16 17 18 19 16,81w 0,130687 0,130687 0,130687 0,130687 0,130687 0,130687t 0,151481 0,151481 0,151481 0,151481 0,151481 0,151481R 340844,7 569420,2 850204,9 1223333 1637004 802187,5vA [m/s] 6,71544 7,163136 7,610832 8,058528 8,506224 7,525769K’n 2,150553 2,331235 2,514763 2,701013 2,889868 2,47968λp 0,525 0,575 0,61 0,65 0,68 0,6H/D 0,812 0,85 0,885 0,91 0,933 0,875η0 0,58 0,608 0,622 0,643 0,651 0,61D [m] 4,385593 4,271186 4,277751 4,250652 4,288852 4,30044T [N] 497687,7 489106,9 470935,8 459789,1 441009,1 467070,4xTe 844594,8 830032,8 799195,7 780279,4 748409,1 804636

Pe baza datelor obţinute în urma calculului se va trasa graficul forţei de

împingere şi al rezistenţei la înaintare funcţie de viteza navei în Nd. Pentru punctul de

intersecţie al celor două curbe s-au efectuat calculele obţinându-se următorii parametri:

viteza navei vs = 16,81 [Nd];

coeficientul de putere – turaţie K’n = 2,47968;

avansul relativ λp = 0,6;

raportul de pas H/D = 0,875;

randamentul elicei el = 0,6;

diametrul optim Dopt = 4,297881 [m];

împingerea elicei T = 467,3484 [kN].

Iteraţia 2










n = 2,666667 [m/s]

vs [Nd] 15 16 17 18 19 16,9w 0,130687 0,130687 0,130687 0,130687 0,130687 0,130687t 0,151481 0,151481 0,151481 0,151481 0,151481 0,151481R 340844,7 569420,2 850204,9 1223333 1637004 818327,3vA [m/s] 6,71544 7,163136 7,610832 8,058528 8,506224 7,566062K’n 2,249102 2,438063 2,630003 2,824787 3,022296 2,610679λp 0,551 0,59 0,64 0,68 0,69 0,63H/D 0,845 0,87 0,905 0,94 0,95 0,9η0 0,59 0,618 0,637 0,652 0,659 0,634D [m] 4,570399 4,55284 4,459472 4,444041 4,622948 4,503608T [N] 506268,6 497151,4 482292,7 466224,7 446428,6 482861,7xTe 859156,8 843684,7 818468,9 791200,9 757606,1 819434,5








randamentul elicei el =0,634;



Iteraţia 3










n = 2,5 [m/s]

vs [Nd] 15 16 17 18 19 16,92w 0,130687 0,130687 0,130687 0,130687 0,130687 0,130687t 0,151481 0,151481 0,151481 0,151481 0,151481 0,151481R 340844,7 569420,2 850204,9 1223333 1637004 824536,3vA [m/s] 6,71544 7,163136 7,610832 8,058528 8,506224 7,575016K’n 2,322862 2,518021 2,716255 2,917427 3,121414 2,700286λp 0,575 0,62 0,656 0,69 0,7 0,651H/D 0,85 0,888 0,92 0,94 0,955 0,915η0 0,605 0,626 0,645 0,654 0,66 0,642D [m] 4,67161 4,621378 4,640751 4,67161 4,860699 4,654388T [N] 519139,8 503587,1 488349,8 467654,9 447106 488376,6xTe 880999,8 854606,2 828748 793627,9 758755,8 828793,5











Iteraţia 4










n = 2,333333 [m/s]

vs [Nd] 15 16 17 18 19 16,97w 0,130687 0,130687 0,130687 0,130687 0,130687 0,130687t 0,151481 0,151481 0,151481 0,151481 0,151481 0,151481R 340844,7 569420,2 850204,9 1223333 1637004 842863,4vA [m/s] 6,71544 7,163136 7,610832 8,058528 8,506224 7,597401K’n 2,404391 2,606399 2,811591 3,019824 3,230971 2,80539λp 0,59 0,636 0,67 0,755 0,8 0,665H/D 0,87 0,903 0,93 1,005 1,05 0,925η0 0,615 0,632 0,655 0,68 0,694 0,654D [m] 4,878043 4,826911 4,868336 4,574377 4,556905 4,896284T [N] 527720,6 508413,8 495921,1 486246,6 470138,8 496039,3xTe 895561,7 862797,3 841596,8 825178,8 797843,2 843797,4











În al doilea caz, cunoscute fiind puterea furnizată elicei PD (CP), diametrul D

[m] precum şi viteza curentului în discul elicei vA [m/s], se pune problema determinării

raportului de pas H/D precum şi a turaţiei optime nopt [rot/min] care să asigure un

randament maxim funcţionării elicei. Şi în acest caz, datelor impuse le corespund o

infinitate de elice care diferă între ele prin randament şi raport de pas.

Soluţia problemei este reprezentată în diagrama KQ – p de punctul aflat la

intersecţia aşa numitei curbe a turaţiei optime (nopt) cu segmentele curbelor valorilor

constante ale parametrului:

, numit coeficient de putere – diametru.

Cu datele impuse, rezolvarea problemei se rezumă la a calcula coeficientul de

putere – diametru utilizând relaţia anterioară, după care se caută valoarea acestuia

înscrisă în lungul curbei turaţiei optime din diagrama KQ – p. Corespunzător punctului

respectiv se citesc valorile raportului de pas H/D, randamentului ηo şi avansului relativ

λp.

În continuare cu formulele următoare se determină turaţia optimă precum şi

împingerea realizată de elice.

.

Pentru calculul coeficientului de siaj am folosit relaţia:

= 0,130687

pentru navele de transport cu două elice, ce se rotesc spre exterior, având axele port –

elice prevăzute cu cavaleţi.

Teoretic şi experimental s-a stabilit că, între coeficientul de sucţiune t şi cel de

siaj există anumite relaţii de legătură. Astfel pentru navele cu două elice la care

axele port – elice sunt prevăzute cu cavaleţi se foloseşte următoarea formulă:

= 0,151481

Viteza navei în m/s se calculează cu relaţia:

Calculul este făcut sub formă tabelară.

Iteraţia 1









diametrul elicei D = 3,7 [m];

vs [Nd] 15 16 17 18 19 16,75w 0,130687 0,130687 0,130687 0,1306874 0,130687 0,130687t 0,151481 0,151481 0,151481 0,1514812 0,151481 0,151481R 340844,7 569420,2 850204,9 1223332,8 1637004 773793,3vA [m/s] 6,71544 7,163136 7,610832 8,0585276 8,506224 7,498908Kd 7,426907 8,181842 8,960752 9,7629227 10,5877 8,763817λp 0,54 0,575 0,62 0,661 0,71 0,61H/D 0,945 0,95 1 1,025 1,055 0,97η0 0,554 0,575 0,598 0,614 0,632 0,595n [rot/sec] 3,361081 3,366926 3,317712 3,2949779 3,237999 3,322511T [N] 475377,6 462560 452764,6 439052,12 428137,9 457217xTe 806733,7 784981,7 768358,6 745087,96 726566,1 775914,4





coeficientul de putere – diametru Kd = 8,763817;




turaţia n = 199,3507 [rot/min];

n = 3,322511 [m/s];


Iteraţia 2










vs [Nd] 15 16 17 18 19 16,775w 0,130687 0,130687 0,130687 0,1306874 0,130687 0,130687t 0,151481 0,151481 0,151481 0,1514812 0,151481 0,151481R 340844,7 569420,2 850204,9 1223332,8 1637004 780975,2vA [m/s] 6,71544 7,163136 7,610832 8,0585276 8,506224 7,5101Kd 7,627634 8,402972 9,202935 10,026785 10,87385 9,020835λp 0,55 0,59 0,63 0,675 0,71 0,615H/D 0,95 0,978 1,005 1,035 1,06 0,98η0 0,56 0,58 0,6 0,617 0,635 0,6n [rot/sec] 3,213129 3,194976 3,179128 3,1417261 3,152789 3,213564T [N] 480526,1 466582,3 454278,9 441197,32 430170,2 460372xTe 815470,9 791807,6 770928,3 748728,45 730015 781268,7










n = 3,213564 [m/s];


Iteraţia 3










vs [Nd] 15 16 17 18 19 16,8w 0,130687 0,130687 0,130687 0,1306874 0,130687 0,130687t 0,151481 0,151481 0,151481 0,1514812 0,151481 0,151481R 340844,7 569420,2 850204,9 1223332,8 1637004 788187,5vA [m/s] 6,71544 7,163136 7,610832 8,0585276 8,506224 7,521292Kd 7,828361 8,624103 9,445117 10,290648 11,16 9,27893λp 0,555 0,605 0,65 0,69 0,73 0,64H/D 0,95 0,99 1,02 1,06 1,07 1,01η0 0,56 0,59 0,61 0,628 0,644 0,607n [rot/sec] 3,102536 3,03587 3,0023 2,9946219 2,987785 3,013338T [N] 480526,1 474626,8 461850,2 449063,08 436267,1 465050xTe 815470,9 805459,5 783777,1 762076,93 740361,7 789207,3










n = 3,013338 [m/s];


Iteraţia 4









diametrul elicei D = 4 [m];

vs [Nd] 15 16 17 18 19 16,825w 0,130687 0,130687 0,130687 0,1306874 0,130687 0,130687t 0,151481 0,151481 0,151481 0,1514812 0,151481 0,151481R 340844,7 569420,2 850204,9 1223332,8 1637004 795219,7vA [m/s] 6,71544 7,163136 7,610832 8,0585276 8,506224 7,532485Kd 8,029089 8,845234 9,6873 10,554511 11,44616 9,538102λp 0,58 0,62 0,66 0,71 0,74 0,655H/D 0,98 1 1,03 1,06 1,09 1,025η0 0,575 0,595 0,615 0,638 0,652 0,613n [rot/sec] 2,894586 2,888361 2,882891 2,8375097 2,873724 2,874994T [N] 493397,3 478649 465635,8 456213,77 441686,6 468949xTe 837313,8 812285,4 790201,5 774211,91 749558,7 795824,1










n = 2,874994 [m/s];


7. VERIFICAREA ELICEI LA CAVITAŢIE

ŞI REZISTENŢA PALEI

7.1.Verificarea elicei la cavitaţie

Pentru a face verificarea la cavitaţie am folosit criteriul lui Schoenherr. După

Schoenherr, pentru ca o elice să nu caviteze este necesar ca raportul de disc al acesteia

să satisfacă inegalitatea:

în care: Kc – este caracteristica cavitaţională determinabilă după diagramele

Schoenherr în funcţie de avansul relativ λp şi raportul de disc al elicei;

f = 1.3 – coeficient empiric;

n = 2.87499 – turaţia elicei în [rot/sec];

D = 4 – diametrul elicei în [m];

ρ = 1025 – densitatea apei în [kg/m3];

pS – presiunea hidrostatică absolută la vârful superior al palelor elicei în

[N/m2] şi determinată cu relaţia:

= 133396 [N/m2]

unde: p0 = 101337 [N/m2] – presiunea atmosferică normală;

g = 9,81 [m/sec] – acceleraţia gravitaţională;

ha = 5,4205 – adâncimea axei arborelui port – elice în [m];

pd = 2335 – presiunea vaporilor saturaţi a căror valoare se adoptă în

funcţie de temperatură (20˚C).

După efectuarea calculelor se obţine:

= 0,645926

deci parametrii au fost bine aleşi iar elicea nu cavitează.

7.2.Calculul de rezistenţă al palelor elicei

Datorită formelor complexe ale elicei şi caracterului sarcinilor la care aceasta

este supusă în timpul funcţionării, nu se poate efectua un calcul exact al rezistenţei

mecanice a palelor. Din acest motiv, în practică, se utilizează unele metode

aproximative, care se bazează pe ipoteze simplificatoare.

Astfel, în practica proiectării elicelor navale, o utilizare mai largă are metoda

elaborată de Taylor. Această metodă este recomandată pentru elicele cu AE/A00,8 ale

căror pale au conturul eliptic şi profilul segment, dublu segment sau aripă de avion.

Metoda lui Taylor, de calcul al rezistenţei palelor, se bazează pe ipotezele

simplificatoare prezentate în continuare.

a) Pala se consideră ca o grindă în consolă, încastrată în butucul de rază r0,

supusă la încovoiere sub acţiunea forţelor hidrodinamice axiale şi tangenţiale.

b) Distribuţia împingerii în sens radial se face după o lege liniară. Circulaţia

lichidului în lungul palei este constantă, iar variaţia împingerii este proporţională cu

raza.

c) Forţa tangenţială, rezultată din momentul de rotaţie al elicei, este uniform

distribuită în lungul palei.

d) Se neglijează acţiunea forţelor dinamice datorate neuniformităţii curentului şi

se adoptă o încărcare medie statică a palei.

e) Pentru calculul modulului de rezistenţă se folosesc profilele hidrodinamice

ale conturului îndreptat al palei, corespunzător secţiunilor ce se verifică.

f) Tensiunile maxime apar în secţiunea de la rădăcina palei, situată la r0=0,2R.

În timpul funcţionării elicei, unei palei îi revine împingerea:

= 11,724 [kN]

Rezistenţa palei se calculează la distanţa r0 = 0,2R = 0,4 [m].

Se noteză cu qT împingerea distribuită pe unitatea de lungime a palei.

= 2,809 [kN/m],

unde: m este un coeficient de corecţie, care ţine seama de condiţiile de funcţionare ale

elicei la diferite tipuri de nave.

m = 1,15

Valoare momentului încovoietor produs în secţiunea corespunzătoare razei r0

de către împingerea T1 este:

= 6,591 [kN m]

Momentul de rotaţie, ce revine unei pale în timpul funcţionării elicei, este:

= 7,795 [kN m]

şi determină forţa tangenţială Ft1. Se notează cu qFt forţa tangenţială distribuită pe

unitatea de lungime a palei şi are următoarea formulă de calcul:

= 4,777 [kN/m]

Se calculează în continuare valoarea momentului încovoietor produs, în

secţiunea corespunzătoare razei r0, de către forţa tangenţială:

= 6,114 [kN m]

Unghiul de pas al elicei este:

= = 187’.

Se consideră secţiunea palei, corespunzătoare razei r0, ale cărei caracteristici

geometrice sunt:

lăţimea palei cr = 1,163 [m];

grosimea maximă tmax = 0,146 [m];

unghiul de pas = 187’.

Cu aceste date se calculează mărimile vectorilor momentelor încovoietoare:

= 8,163 [kN m]

= -3,768 [kN m]

Înlocuind în relaţiile lui Mx şi My se obţine:

= 7,214 [kN m]

= -0,862 [kN m]

unde s-au făcut notaţiile:

= 0,257

= -0,031

Suprapunerea efectelor momentelor încovoietoare Mx şi My conduce la cele

mai mari solicitări în punctele în care pala este întinsă respectiv comprimată.

Tensiunea normală maximă, în fibra întinsă, este:

= 24,37 [N/mm2]

Tensiunea normală maximă, în fibra comprimată, este:

= 42,176 [N/mm2]

Din tabele se scot valorile tensiunilor normal admisibile σia şi σic

corespunzătoare aliajului din cupru din care este confecţionată elicea:

σia = 70 [N/mm2];

σic = 70 [N/mm2].

Rezultă:

σiA < σia

σiC < σic

deci materialul a fost bine ales pentru a rezista solicitărilor datorate acţiunii forţelor

hidrodinamice care apar în palele elicei în timpul funcţionării.

Modulele de rezistenţă care apar în ecuaţiile de mai sus se calculelează cu

formulele următoare:

= 0,0002553 [m3]

= 0,0001711 [m3]

= 0,0002219 [m3]

în care ξ1, ξ2, ξ3 sunt coeficienţii de corecţie pentru forma profilului şi au fost aleşi din

tabele:

ξ1 = 0,103

ξ2 = 0,069

ξ3 = 0,0895.

În continuare se face calculul de rezistenţă al palelor elicei aflate sub acţiunea

forţelor centrifuge. Forţa centrifugă, Fc, are direcţia normală pe axa elicei, sensul spre

vârful palei şi este aplicată în centrul de greutate cg al acesteia, situat la raza:

= 0,88 [m]

unde: ro şi R reprezintă raza butucului şi respectiv a elicei în [m].

Modulul forţei centrifuge se calculează cu formula:

= 296,486 [kN]

în care: Mp este masa palei în [t], iar n turaţia elicei în [rot/min].

Forţa centrifugă are o dublă acţiune şi anume: întindere şi încovoiere.

Momentul încovoietor produs de forţa centrifugă este:

,

în care: bc reprezintă braţul forţei centrifuge în [m], adică distanţa măsurată după

direcţia axei elicei, între cg şi centrul geometric c, al secţiunii palei.

bc = 0,012 [m]

Mc = 2,49 [kN m]

Având în vedere solicitările suplimentare introduse de acţiunea forţei

centrifuge, prezentate mai înainte, se obţin următoarele relaţii:

= 30,358 [N/mm2]

= 58,942 [N/mm2]

unde:

= 10,53 [kN m]

= -2,996 [kN m]

iar Sr reprezintă aria suprafaţei secţiunii verificate a palei şi se calculează cu formula:

= 0,113 [m2]

Masa palei se calculează cu relaţia lui Kopeeţki:

= 1,032 [t]

în care: ρ este densitatea materialului din care este construită pala, în [t/m3]; d0, D sunt

diametrele butucului şi elicei, în [m]; cmax, tmax sunt lungimea palei şi grosimea maximă

a profilului acesteia la raza r = 0,6∙R, în [m].

8. DESENUL ELICEI

După stabilirea caracteristicilor principale ale elicei se trece la executarea

desenului elicei. Acest desen conţine în esenţă reprezentarea grafică a conturului

expandat a suprafeţei nominale a palei, a conturului proiectat şi proiecţia laterală a

palei.

Pentru elicele clasice, cum sunt elicele de tip Wageningen din seria B,

literatura de specialitate oferă datele necesare pentru construirea conturului expandat al

palei, a traseului liniei grosimilor maxime precum şi pentru stabilirea valorilor acestor

grosimi maxime.

Cu aceste date se determină pentru fiecare rază r = (0,2; 0,3; …; 0,6; …0,9;

1,0)∙R, lăţimea palei br, distanţa de la muchia de intrare până la axa palei b ri, distanţa

de la muchia de ieşire până la axa palei bre, distanţa de la muchia de intrare până la

linia grosimilor maxime cr precum şi grosimile maxime ale secţiunilor palei pentru

razele respective.

Pentru determinarea elementelor palei necesare construirii conturului expandat

la elicele cu 4 pale am utilizat datele din următorul tabel extrase din lucrarea “The

Wageningen B-Screw Series” de W.P.A van Lammeren, S.D. van Manen şi M.W.C.

Dosterveld – New York 1969.

0,2 1,662 0,617 0,35 0,03660,3 1,882 0,613 0,35 0,03240,4 2,05 0,601 0,35 0,02820,5 2,152 0,586 0,35 0,0240,6 2,187 0,561 0,389 0,01980,7 2,144 0,524 0,443 0,01560,8 1,98 0,463 0,479 0,01140,9 1,582 0,351 0,5 0,00721,0 - 0 - 0,003

Utilizarea datelor din acest tabel se rezumă la aplicarea următoarelor relaţii:

pentru lăţimea palei la o rază r:

pentru distanţa de la muchia de intrare până la axa palei:

pentru distanţa de la muchia de ieşire până la axa palei:

pentru distanţa de la muchia de intrare până la linia grosimilor maxime:

pentru grosimea maximă a secţiunii palei la raza r:

Semnificaţiile elementelor din aceste relaţii sunt:

br – lăţimea palei la raza r;

bri – distanţa de la muchia de intrare până la axa (generatoarea) palei;

bre – distanţa de la muchia de ieşire până la axa palei:

cr – distanţa de la muchia de intrare până la linia grosimilor maxime;

D – diametrul elicei;

R – raza elicei;

r – raza unei secţiuni;

θ = AE/A0 – raportul de disc al elicei;

z – numărul de pale;

er – grosimea maximă a secţiunii palei la raza r.

Toate calculele sunt făcute sub formă tabelară.

Valori calculate

r/R 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1

Lăţimea paleix1 1,662 1,882 2,05 2,152 2,187 2,144 1,97 1,582 -

br 1163,4 1317,4 1435 1506,4 1530,9 1500,8 1379 1107,4 -

De la generatoarea palei la muchia de intrare

x2 0,617 0,613 0,601 0,586 0,561 0,524 0,463 0,351 0

bri 717,8178 807,5662 862,435 882,7504 858,8349 786,4192 638,477 388,6974 0

De la generatoarea palei la muchia de ieşire

bre 445,5822 509,8338 572,565 623,6496 672,0651 714,3808 740,523 718,7026 0

De la muchia de intrare la linia grosimilor maxime

x3 0,35 0,35 0,35 0,35 0,389 0,443 0,479 0,5 -

cr 407,19 461,09 502,25 527,24 595,5201 664,8544 660,541 553,7 -

Grosimea maximă a secţiunii

x4 0,0366 0,0324 0,0282 0,024 0,0198 0,0156 0,0114 0,0072 0,0035

er 146,4 129,6 112,8 96 79,2 62,4 45,6 28,8 14

Valori calculate

r/RDistanţele relative de la linia grosimilor maxime

spre muchia de ieşire xr/ar

Distanţele relative de la linia grosimilor maximespre muchia de intrare xr/br

1 0,8 0,6 0,4 0,2 0,2 0,4 0,6 0,8 0,9 0,95 1

Ordonata relativă a

extradosului ydr / tmaxr

0,2 - 0,5335 0,7265 0,869 0,9645 0,986 0,945 0,87 0,744 0,6435 0,5695 -0,3 - 0,5095 0,716 0,868 0,968 0,984 0,94 0,858 0,725 0,6265 0,549 -0,4 - 0,477 0,7025 0,8655 0,97 0,982 0,9325 0,843 0,704 0,6015 0,522 -0,5 - 0,434 0,684 0,861 0,9695 0,981 0,924 0,823 0,677 0,568 0,486 -0,6 - 0,402 0,6715 0,854 0,968 0,981 0,9125 0,7935 0,636 0,522 0,4335 -0,7 - 0,394 0,669 0,849 0,9665 0,976 0,888 0,749 0,57 0,442 0,35 -0,8 - 0,4095 0,678 0,853 0,967 0,97 0,953 0,687 0,4825 0,3455 0,2545 -0,9 - 0,4515 0,7 0,87 0,97 0,97 0,87 0,7 0,4515 0,301 0,22 -

Ordonata relativă a

intradosului yar / tmaxr

0,2 0,3 0,182 0,1092 0,0545 0,0182 0,0045 0,0229 0,0592 0,1344 0,2028 0,2618 0,40,3 0,2533 0,1235 0,0572 0,018 - - 0,0129 0,045 0,1 0,1698 0,2222 0,37550,4 0,1772 0,062 0,0148 - - - 0,003 0,0265 0,0798 0,1315 0,1774 0,3450,5 0,0954 0,0174 - - - - - - 0,0417 0,0668 0,132 0,29510,6 - - - - - - - - 0,0053 0,0379 0,0842 0,34520,7 - - - - - - - - - 0,0053 0,0378 0,16030,8 - - - - - - - - - - - -0,9 - - - - - - - - - - - -

9. CONCLUZII

În cadrul proiectului am prezentat modalităţile de calcul pentru realizarea

optimizării caracteristicilor de propulsie ale unui ferry-boat maritim de tipul ,,Eforie”

dotat cu două elice şi două motoare de câte 8000 CP fiecare, având o turaţie de 430

[rot/min].

În primele capitole ale proiectului am făcut o prezentare generală a ferry-boat-

ului ,,Eforie”, precum şi a rolului instalaţiilor de propulsie de-a lungul timpului.

Pentru realizarea optimizării am efectuat mai întâi calculul de rezistenţă la

înaintare al navei. Acest calcul a fost absolut necesar deoarece în funcţie de valoarea

rezistenţei la înaintare am putut determina puterea necesară a motoarelor de propulsie

şi viteza maximă pe care o poate dezvolta nava.

Alegerea motorului am făcut-o urmărind:

- un consum de combustibil mai mic;

- o putere a motorului care să asigure o viteză de deplasare mai mare;

- o turaţie mai mică pentru a reduce consumul de combustibil.

Pe baza acestor considerente am ales două motore de tip MAN 8S35MC

fiecare având 8080 CP la o turaţie de 173 rot/min. Cu toate că puterea motorului ales

este mai mare decât cea a motoarelor deja existente, consumul de combustibil total

este mai mic.

În funcţie de parametrii motorului, putere şi turaţie, am efectuat calculele de

dimensionare ale arborilor de împingere, intermediari şi port – elice.

După aceasta efectuat optimizarea elicelor utilizând două metode diferite de

calcul. În urma efectuării acestor calcule am obţinut diferite diametre ale elicelor.

Ţinând cont de spaţiul destinat amplasării elicelor, conform Societăţilor de clasificare,

şi fără a modifica corpul navei am ales două elice cu diametrul optim de 4 m. Pentru

aceste elice am efectuat verificarea la cavitaţie precum şi rezistenţa palelor.

În continuare am efectuat calculele de proiectare şi determinare a

dimensiunilor elicelor.

În urma optimizării am obţinut următoarele rezultate:

- o creştere a vitezei de la 16 Nd la 16,825 Nd;

- un randament al elicei de 0,613;

- o economie de combustibil, pentru un voiaj de 7 zile cu o funcţionare permanentă

a motoarelor, de:

= 47,551 [t]

unde:

= 403,2 [t]

consumul actual de combustibil;

= 355,649 [t]

consumul de combustibil după optimizare.

În concluzie s-a obţinut astfel o îmbunătăţire a performanţelor ferry-boat-ului

şi un cost final de exploatare, din punct de vedere al combustibilului, mai mic cu cca.

8,5 %.

Bibliografie

1. Bidoaie Ion – ,,Teoria şi construcţia navei – Îndrumar de

proiectare”

Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1977

2. Maier Viorel – ,,Mecanica şi construcţia navei – Statica navei”

Editura Tehnică, Bucureşti, 1987

3. Maier Viorel – ,,Mecanica şi construcţia navei – Dinamica navei”


4. Pruiu Anastase – ,,Instalaţii energetice navale”

Editura Muntenia & Editura Leda, Constanţa, 2000

5. Costică Alexandru – ,,Maşini şi instalaţii navale de propulsie”


6. Uzunov Ghe, Pruiu A – ,,Manualul ofiţerului mecanic maritim”, vol.I


7. Documentaţia navei

8. Registrul Naval Român 1996

proiect de diploma bmc forma finala 010602

Documents