Снижение негативного влияния систем охлаждения судовых энергетических установок на морскую среду тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 00.00.00, кандидат наук Гриненко Надежда Константиновна

• Гриненко Надежда Константиновна
• кандидат наук
• 2022

Оглавление диссертации кандидат наук Гриненко Надежда Константиновна

ВВЕДЕНИЕ

ГЛАВА 1 СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ СЭУ И ИХ ОТРИЦАТЕЛЬНОЕ ВЛИЯНИЕ НА МОРСКУЮ СРЕДУ

1.1 Системы охлаждения судовых дизельных энергетических установок

1.2 Оценка состояния морской среды

1.3 Механизм отрицательного влияния систем охлаждения

на морскую среду

1.4 Выводы по главе

ГЛАВА 2 СНИЖЕНИЕ ПОТРЕБЛЕНИЯ ЗАБОРТНОЙ ВОДЫ СИСТЕМАМИ ОХЛАЖДЕНИЯ

2.1 Способы снижения приема забортной воды

2.2 Анализ эффективности регулируемых приводов насосов систем охлаждения

2.3 Исследование особенностей теплоотвода при регулировании приема забортной воды

2.4 Снижение приема забортной воды за счет утилизации теплоты системы охлаждения

2.5 Выводы по главе

ГЛАВА 3 СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ, ИСКЛЮЧАЮЩИЕ ПОТРЕБЛЕНИЕ ЗАБОРТНОЙ ВОДЫ

3.1 Экспериментальная установка и методика обработки данных

3.2 Результаты теплотехнических исследований замкнутых систем охлаждения

3.3 Конструктивные факторы, влияющие на эффективность устройств теплоотвода систем

3.4 Влияние температурного фактора на показатели системы охлаждения

3.5 Выводы по главе

ГЛАВА 4 ИНТЕГРАЛЬНАЯ ОЦЕНКА ЭФФЕКТИВНОСТИ

СИСТЕМ С УЧЕТОМ ФАКТОРА НЕГАТИВНОГО ВЛИЯНИЯ

НА МОРСКУЮ СРЕДУ

4.1 Учет негативного влияния на морскую среду при оценке эффективности систем

4.2 Интегральный показатель эффективности систем охлаждения

4.3 Сопоставление эффективности различных вариантов систем

4.4 Выводы по главе

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК СОКРАЩЕНИЙ И УСЛОВНЫХОБОЗНАЧЕНИЙ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

ПРИЛОЖЕНИЕ Акты внедрения результатов диссертационной

работы

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Снижение негативного влияния систем охлаждения судовых энергетических установок на морскую среду»

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность темы исследования. Наблюдающаяся тенденция увеличения перевозок морским и речным транспортом предусматривает увеличение количества судов и их совершенствование. Программа Российской Федерации «Развитие транспортной системы» (Постановление Правительства РФ от 31 марта 2020 г. № 398) предусматривает создание новых судов и развитие соответствующей инфраструктуры. При этом неизбежно возрастает влияние судов и их энергетических установок на окружающую среду. В Международном кодексе по управлению безопасностью [1] в качестве одной из его основных целей четко указывается на необходимость исключения нанесения ущерба морской среде. Данный документ введен в виде девятой главы в Международную Конвенцию СОЛАС (8ОЬАБ-74) [2]. Требования по предотвращению загрязнения с судов сформулированы также в Международной конвенции МАРПОЛ 73/78 [3]. В РФ на базе этих документов разработана соответствующая система национальных руководящих документов.

В настоящее время наибольшее распространение на судах получили дизельные энергетические установки [4], обладающие высокой надежностью и эффективностью эксплуатации. Для морских платформ данный тип двигателей также достаточно распространен. Важнейшим элементом дизельных установок является система охлаждения. Наиболее широкое распространение получили разомкнутые двухконтурные системы охлаждения, предусматривающие потребление забортной воды, которое зачастую является весьма значительным. Судовые паротурбинные установки, реже встречающиеся на судах, также требуют потребления забортной воды для обеспечения работы конденсатора пара.

В настоящее время, к сожалению, четко наблюдается тенденция сокращения рыбной продуктивности морей. Так, например, по состоянию на ноябрь 2020 года общий вылов рыбы в азово-черноморском бассейне снизился на 7,7% по сравнению с соответствующим периодом предыдущего года. Вода морей и континентальных водоемов содержит планктон, икринки и рыбную молодь,

являющиеся основой существующих в водоеме пищевых цепочек. Прием судами забортной воды осуществляется с глубин наибольшего сосредоточения указанных организмов. В результате эти организмы, пройдя через систему охлаждения, практически все погибают. Как следствие, разрушается пищевая цепочка водоема, что приводит к соответствующей биодеградации и снижению рыбной продуктивности. По оценкам сотрудников ФГБУН «Институт морских биологических исследований им. А.О. Ковалевского» РАН разомкнутая система охлаждения только одной энергетической установки суммарной мощностью 5000 кВт морской платформы проекта 10170 за год уничтожает примерно 200 т промыслов видов рыб [5]. Системы охлаждения СЭУ аналогичны системам охлаждения, используемым на тепловых электростанциях, расположенных на берегу морей. С учетом этого весьма показательным является также тот факт, что в результате работы системы охлаждения Калининской атомной электростанции, расположенной на берегу Балтийского моря, рыбная продуктивность в данном морском районе сократилась на треть. Аналогичные результаты получены исследователями применительно для тепловой электростанции «Sizewell», расположенной на морском побережье Англии.

Учитывая принципиальную схожесть систем охлаждения тепловых электростанций и судовых энергетических установок, а также количество существующих судов, можно говорить о существенном отрицательном влиянии последних на морскую среду. Особенно сильно это влияние наблюдается для судов, длительное время находящихся в прибрежных акваториях, где сосредоточены основные биологические ресурсы.

Вопросам совершенствования дизелей и их систем посвящены работы Безюкова О.К., Драгомирова С.Г., Ерофеева В.Л., Жукова В.А., Ложкина В.Н., Медведева В.В., Покусаева М.Н., Федоровского К.Ю., Юра Г.С. и др. [6 -15]. При этом в большинстве случаев основное внимание сосредотачивается на повышении надежности эксплуатации, снижении массогабаритных характеристик, а также затрат на техническое обслуживание и ремонт систем охлаждения. Важное

внимание уделяется вопросам экологической безопасности и энергоэффективности [16 - 19], что обозначено в конвенции МАРПОЛ 73/78.

Тема исследования соответствует пункту 6 «Рациональное природопользование» приоритетных направлений развития науки, технологий и техники в Российской Федерации и пункту 19 «Технологии мониторинга и прогнозирования состояния окружающей среды, предотвращения и ликвидации ее загрязнения» перечня критических технологий Российской Федерации (утв. Указом Президента России от 7 июля 2011 г. № 899).

Изложенное указывает на актуальность проведения исследований снижения негативного влияния систем охлаждения на морскую среду. Это подтверждается требованиями Водного кодекса РФ [20], указывающего на необходимость для вновь создаваемых объектов, влияющих на состояние морей и континентальных водоемов, новых технологических процессов, базирующихся на замкнутых схемах.

Цели и задачи. Целью исследования является научно-техническое обоснование целесообразности и возможности широкого внедрения в практику судостроения СЭУ с системами охлаждения, минимизирующими отрицательное влияния на морскую среду, а в идеале - полностью исключающими это влияние.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие научно-технические задачи исследования:

1. Определение тенденций изменения состояния морской среды и уточнение механизма негативного влияния систем охлаждения СЭУ забортной водой.

2. Определение возможных путей уменьшения приема забортной воды и, на этой основе, снижение негативного влияния на морскую среду и повышение энергоэффективности широко используемых в настоящее время разомкнутых систем охлаждения СЭУ.

3. Экспериментальное моделирование и определение показателей эффективности замкнутой системы охлаждения СЭУ, полностью исключающей прием забортной воды.

4. Разработка интегрального показателя эффективности систем охлаждения, учитывающего кроме технических факторов, фактор негативного влияния на морскую среду, а также сопоставление на этой основе различных вариантов систем охлаждения СЭУ.

Объектом исследования являются теплогидравлические процессы во взаимосвязи с процессами отрицательного влияния на морскую среду систем охлаждения СЭУ.

Предметом исследования являются характеризующие систему охлаждения показатели эффективности теплоотвода, водопотребления системы и связанные с этим показатели энергоэффективности системы и наносимого отрицательно влияния на морскую среду.

Научная новизна полученных результатов состоит в следующем:

1. Уточнены механизм отрицательного влияния на морскую среду широко распространенных разомкнутых систем охлаждения СЭУ и эффективность существующих защитных устройств. Установлено, что во многих случаях они имеют недостаточную эффективность.

2. Показано, что использование в системе регулируемых приводов насосов забортной воды, учитывающих изменяющиеся загрузку СЭУ и температуру забортной воды, является эффективным средством снижения отрицательного влияния на морскую среду. Эффективным средством так же является применение водоопреснительных утилизационных установок. При этом дополнительное водопотребление такой установкой в 15...30 раз меньше достигаемого снижения приема системой охлаждения забортной воды.

3. На основании проведенных экспериментальных исследований получены соответствующие показатели и новые обобщающие зависимости, описывающие эффективность теплогидравлических процессов применительно к случаю использования замкнутых систем охлаждения СЭУ.

4. Применительно к системам охлаждения СЭУ и с учетом особенностей их эксплуатации получил дальнейшее развитие метод оценки ущерба, наносимого морской среде.

5. Получил дальнейшее развитие метод интегральной оценки и сравнения эффективности различных систем охлаждения СЭУ, обеспечивающий сопоставление влияния различных факторов, включая фактор негативного влияния на морскую среду, и выбор для судна наилучшего варианта системы охлаждения.

6. Уточнено, что фактор негативного влияния на морскую среду зависит от района эксплуатации судна и может быть весьма весомым, определяя необходимость перехода на замкнутые схемы систем. Для ряда морских районов, например северных морей, разомкнутые системы охлаждения СЭУ имеют интегральные показатели, сопоставимые с показателями замкнутых систем охлаждения, практически полностью исключающими негативное влияние на морскую среду.

Теоретическая и практическая значимость работы. Применительно к системам охлаждения СЭУ получили дальнейшее развитие и уточнение теоретические вопросы, связанные механизмом отрицательного влияния на морскую среду и возможными направлениями его минимизации. Определены показатели и обобщающие уравнения, описывающие эффективность теплоотвода замкнутых систем охлаждения, обеспечивающие выполнение необходимых теплотехнических расчетов.

Практическая значимость работы состоит в том, что на основе проведенных исследований разработана научно обоснованная методика оценки эффективности систем охлаждения энергоустановок, учитывающая фактор негативного влияния на морскую среду и позволяющая сопоставить различные варианты систем, с целью выбора наилучшего. Это дает возможность более широкого внедрения систем охлаждения, минимизирующих или полностью исключающих негативное воздействие на морскую среду, что обозначено в требованиях МКУБ. Кроме этого, обеспечивается сопоставление вариантов систем по энергоэффективности, требования к которой представлены в 4-й главе «Правила энергоэффективности для судов» приложения VI международной конвенции МАРПОЛ 73/78.

Методология и методы исследования. Методологической основой работы являлся системный анализ, предусматривающий установление определяющих связей и показателей, реализуемый посредством физического и математического моделирования систем охлаждения судовых энергетических установок и их влияния на морскую среду.

В частности использовались методы экспериментального теплотехнического исследования - при моделировании системы и определении показателей эффективности теплоотвода, статистической обработки экспериментальных данных - при определении обобщающих зависимостей, математического моделирования различных вариантов построения систем - при определении частных и интегральных показателей систем, а также определения наилучшего варианта.

Достоверность и обоснованность полученных результатов:

1. Реализованные в работе подходы базировались на фундаментальных принципах теории судовых энергетических установок, теории тепломассообмена и фундаментальным принципам обеспечения техносферной безопасности, а полученные результаты не противоречат им.

2. Выбранные средства измерения и методика обработки экспериментальных данных обеспечили необходимую точность полученных результатов.

3. Полученные результаты исследований, выводы и рекомендации в достаточной степени апробированы.

Положения, выносимые на защиту:

1. Уточненный механизм отрицательного влияния широко используемых в настоящее время разомкнутых систем охлаждения СЭУ на морскую среду, а также возможные пути снижения такого влияния.

2. Результаты экспериментального исследования эффективности теплоотвода замкнутых систем охлаждения и соответствующие обобщающие аналитические зависимости.

3. Метод оценки ущерба, наносимого морской среде вследствие эксплуатации разомкнутыми системами охлаждения, с учетом параметров их функционирования и состояния морской среды.

4. Результаты интегральной оценки эффективности различных вариантов построения систем охлаждения СЭУ, анализа влияния различных факторов, включая фактор негативного влияния на морскую среду, и на этой основе сопоставления различных вариантов систем охлаждения, с целью выбора наилучшего.

Апробация работы. Основные положения и результаты диссертационной работы докладывались на: международной научно-технической конференции «Проблемы водного транспорта» Азербайджан, г. Баку, 06-07.05.2015 г., 0708.05.2018 г., 09-10.05.2019 г.; межвузовской научно-технической конференции студентов «Глобализация и интеграционные процессы: достижения и перспективы инновационных технологий, г. Севастополь, 03-04.06.2015 г.; международном научном форуме молодых ученых «Наука будущего - наука молодых», г. Севастополь, 20.09-02.10.2015 г.; межвузовской научно-технической конференции «Совершенствование проектирования и эксплуатации морских судов и сооружений», г. Севастополь, 04-05.04.2016 г., 10-11.04.2017 г., 0203.04.2018 г., 15-16.04.2019 г., 27-28.04.2020 г.; всероссийской научно-технической конференция «Актуальные проблемы морской энергетики», г. Санкт-Петербург, 18-19.01.2016 г., 13-14.02.2018 г., 21-22.02.2019 г.; всероссийской конференции молодых ученых, «Техносфера 21 века», г. Севастополь, 1415.03.2016 г., 03-04.04.2017 г.; международной научно-практической конференции по атомной энергетике «Безопасность, эффективность, ресурс», Батилиман, 37.10.2017 г. 01-06.10.2018 г., 30.09.-05.10.2019 г.; всероссийском научно-техническом форуме «Корабельная энергетика», г. Санкт-Петербург, 12-15.02.2018 г.; всероссийском саммите молодых ученых и инженеров «Большие вызовы для общества, государства и науки», г. Сочи, 28.10-03.11.2019 г.; международной научно-техническая конференция «Динамика, надежность и долговечность механических и биомеханических систем», г. Орел, г. Севастополь, 13-15.11.2018

г., 10-12.11.2020 г.

Публикации. Результаты исследований и основные положения по теме диссертации опубликованы в 37 печатных работах, из них: 12 - в изданиях, входящих в перечень ВАК, в том числе 5 - по специальности 05.08.05 (2.5.20), 2 -в изданиях, входящих в базы данных SCOPUS и Web of Science, а так же одна коллективная монография.

Реализация результатов работы: Результаты исследований внедрены на предприятиях ОАО «Югрефтрансфлот» и ООО «Фарватер - С», а также используются в учебном процессе Морского института Севастопольского государственного университета.

Связь работы с научными программами, планами, темами. Работа выполнялась в рамках НИР Севастопольского государственного университета «Эффективные экологически безопасные системы теплоотвода морских и стационарных водопотребляющих энергетических установок» (№ госрегистрации 115042010032, шифр проекта 3862 госзадания 2015/702).

Структура и объём работы. Диссертационная работа включает в себя введение, четыре главы, общие выводы и заключение, список литературы и приложение. Общий объём диссертационной работы составляет 140 страниц, основная часть которой содержит 66 рисунков и 20 таблиц. Список литературы состоит из 115 позиций на 13 страницах. В работе представлено 1 приложение, включающее в себя акты внедрения результатов исследований.

ГЛАВА 1 СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ СЭУ И ИХ ОТРИЦАТЕЛЬНОЕ ВЛИЯНИЕ НА МОРСКУЮ СРЕДУ

Судовая энергетическая установка является важнейшим элементом судна. Её стоимость достигает 30...37% построечной стоимости судна, а затраты на эксплуатацию - 55.60% общей суммы эксплуатационных расходов по судну.

Основными типами судовых энергетических установок являются дизельные, паротурбинные и газотурбинные установки. В последнем случае охлаждение газотурбинного двигателя осуществляется воздухом. Дизельные и паротурбинные СЭУ предусматривают наличие системы охлаждения, обычно потребляющей забортную воду. Однако доля отводимой теплоты по отношению к подведенной с топливом теплоте в паротурбинных установках (ю = 45.50%) выше, чем в дизельных (ю = 19.35%). В последних охлаждаются циркулирующая по замкнутому контуру пресная вода, масло и надувочный воздух. В паротурбинных установках основной теплоотвод осуществляется в конденсаторе, где происходит конденсация пара - энергоемкий процесс фазового перехода. Так для конденсации 1 кг пара требуется от 40 до 80 кг охлаждающей воды, в зависимости от конструкции конденсатора и глубины поддерживаемого в нем вакуума [21].

Поскольку наибольшее распространение в практике получили судовые дизельные энергетические установки, то именно они будут более детально рассмотрены далее. При этом полученные результаты будут применимы и для систем охлаждения паротурбинных установок.

1.1 Системы охлаждения судовых дизельных энергетических установок

В судостроении наибольшее распространение получили дизельные энергетические установки, имеющие достаточно высокий КПД, сравнительно малый удельный расход топлива и достаточно большой моторесурс. Дизели хорошо работают при переменных нагрузках и могут использовать сравнительно дешевое высоковязкое жидкое топливо. Агрегатная мощность современных

дизелей, например Wartsila-Sulzer-RTA96-c, достигает значений около 100 тысяч кВт [22].

Важнейшим элементом, обеспечивающим работу судового дизеля, является его система охлаждения. В силу указанной причины проводятся постоянные исследования, направленные на повышение их надежности, эффективности и экологической безопасности [6, 8, 23, 24, 9].

Значение отводимой системой охлаждения теплоты Q для различных дизелей изменяется в определенных пределах и в частности зависит от нагрузки двигателя в процессе эксплуатации.

В результате сгорания топлива, подведенный в дизель тепловой поток QП, (без учета потерь в окружающее пространство), идет на совершение механической работы Ые, отводится с отработавшими газами Qог и охлаждающей водой Q. Уравнение теплового баланса имеет вид:

Оп = N + О + Оог, Вт.

или же

ю е + ю + ю ог = 1,

где ю е = К/ Оп ; ю = О/ Оп ; ю ог = Оог/ Оп.

Соотношение составляющих, входящих в уравнение теплового баланса зависит от типа двигателя, его агрегатной мощности и нагрузки, степени быстроходности, способа охлаждения, и других факторов. Так, например, по данным [25-27] соотношение рассматриваемых составляющих современного малооборотного дизеля при его работе на номинальной нагрузке составляет:

- с наддувом: ю е = 38 - 52%, ю = 19 - 26%, ю ог = 26 - 42%;

- без наддува ю е = 29 - 42%, ю = 20 - 35%, ю ог = 25 - 40%. Форсирование за счет увеличения частоты вращения коленвала или наддува

снижает относительные потери в охлаждающую воду, но увеличивает потери с отработавшими газами. У двигателей небольшой агрегатной мощностью значение ю больше за счет относительно большей поверхности охлаждения втулки цилиндров, по сравнению с двигателями большей мощности. При снижении нагрузки дизеля доля ю, возрастает, за счет чего снижается юе. При прочих

равных условиях, баланс теплоты в 2-х и 4-тактных дизелях примерно одинаков. С учетом тенденции увеличения форсировки по наддуву современных 4-тактных дизелей, можно отметить дальнейшее уменьшение для них ю до значений примерно 10.18%.

В таблице 1.1 применительно к дизельной СЭУ приведен перечень оборудования, требующего охлаждения, а так же указаны основные теплоносители и их температурные уровни. В принципе отвод теплоты может быть осуществлен в атмосферу и в забортную воду. В первом случае используются водовоздушные охладители, в отношении которых была сделана оценка их габаритов. Для этого использовались данные ГОСТа [28], в котором задается для судовых двигателей коэффициент использования объема

-5

охлаждающего элемента Ку = 46,5 Вт/(м К), причем за объем охлаждающего элемента охладителя принимается объем, занимаемый только трубным пучком. С учетом температур охлаждаемой пресной воды и максимальных температур воздуха экваториальных широт оценочные расчеты показывают, что на 1000 КВт мощности двигателя требуемый объем только трубного пучка составляет 0,45.0,6 м3.

Сюда следует добавить габариты водяных коллекторов, нагнетателя и его привода и других элементов. Поэтому указанные значения следует, как минимум, удвоить. Нельзя также забывать о значительных по сечению подводящих и отводящих воздуховодах, протяженность которых определяется конструктивными особенностями судна. В силу указанных причин системы с воздушным охлаждением не нашли широкого распространения [29, 30] и их можно встретить на некоторых маломерных судах. В соответствие с ГОСТ [31], для судовых дизелей при применении водоводяного охладителя упомянутый выше коэффициент использования объема охлаждающего элемента Ку = 267 Вт/(м3К), что в 5,7 раза больше по сравнению со случаем водовоздушных охладителей.

Таблица 1.1 - Характеристика охлаждаемого оборудования дизельной ЭУ [12]

Наименование оборудования Охлаждаемая среда Охлаждающая среда

теплоно ситель температу ра выхода из оборудова ния, °С охлаждение теплоносителя, °С теплоноситель температура входа в охладитель оборудования, °С подогрев теплоносителя, °С

Зарубашечное пространство дизеля металлические поверхности дизеля вода 50...80 6...10

Маслоохладит ель масло 55...70 5...15 вода 32...85 5...7

Охладитель наддувочного воздуха воздух на 70...80° выше темпер. вход. охлаждаю щей воды 60...70 вода 32...55 3...10

Электрогенера тор воздух - - вода 32 1...2

Установка кондициониро вания воздуха фреон 60...100 30...40 вода 32 2...5

Холодильная машина фреон 60...100 30...60 вода 32 4...5

Компрессор сжатого воздуха металлические поверхности компрессора вода 32 4...5

Это объясняется тем известным из теории тепломассообмена фактом, что вода, по сравнению с воздухом, является более лучшим теплоносителем и обеспечивает существенно большие значения коэффициентов теплоотдачи, а, следовательно, и коэффициента теплопередачи охладителя. В силу указанных причин в настоящее время широкое распространение получили разомкнутые системы охлаждения, предусматривающие потребление забортной воды. На рисунке 1.1 представлены основные варианты таких систем.

Рисунок 1.1 - Схемы основных типов систем охлаждения дизельной ЭУ 1 - разомкнутая одноконтурную; 2 - разомкнутая двухконтурная; 3 - разомкнутая трехконтурная ----пресная вода, - морская вода

Простейшей схемой является разомкнутая одноконтурная систем, в которой охлаждающая морская вода поступает непосредственно в дизель. Однако это приводит к засорению и образованию различных отложений в каналах зарубашечного пространства дизеля, что резко снижает надежность эксплуатации. Такие системы применяются на небольших моторных лодках и катерах.

Большинство судов используют разомкнутые двухконтурные схемы систем. Пресная вода, циркулирующая через дизель, охлаждается морской водой в промежуточном теплообменнике. В результате надежность эксплуатации такой системы резко возрастает.

Трехконтурные разомкнутые системы обычно используются для снижения протяженности трубопроводов забортной воды и предусматривают наличие дополнительного центрального теплообменника. Недостатком схем являются

увеличение массогабаритных показателей систем и дробление располагаемого температурного напора между контурами, что ведет к увеличению требуемой площади теплообменников со всеми вытекающими отсюда последствиями (увеличение габаритов, массы и стоимости).

Для судов, которые длительное время находятся в загрязненной акватории или же сами создают загрязнение (работа землечерпалки, плавкрана в грейферном режиме и др.) применяют замкнутые системы охлаждения, исключающие потребление морской воды. Для отвода теплоты используются бокскулеры, выносные трубчатые змеевики, блочные элементы различного конструктивного исполнения и т.д. [32, 33]. По данным [34] среди проектов судов, представляемых для рассмотрения Главным управлением Российского морского регистра судоходства, количество таких систем возрастает. Однако при этом определяющими факторами являются технические аспекты. Например, в [34] обсуждается достаточно актуальный вопрос энергосбережения. Экологические аспекты при этом практически не поднимаются и не обсуждаются.

В отличие от судостроения разработчики систем охлаждения энергетических установок тепловых электростанций вопросам воздействия таких систем на биоресурсы морей и континентальных водоемов уделяют большое внимание, проводя необходимые исследования и реализуя на практике соответствующие защитные мероприятия [35, 36].

Тем не менее, растет понимание важности экологических вопросов в отношении снижения отрицательного антропогенного воздействия систем охлаждения СЭУ, на что указывается, например в [37]. В частности Государственная экологическая экспертиза РФ [38] требует оснащения водозаборов морских поисково-разведочных буровых установок и морских нефтегазодобывающих платформ рыбозащитными устройствами. В [39, 40] отмечается, что для указанных объектов отсутствуют стандартные технические решения, а апробированные конструкции для береговых водозаборов во многих случаях неприемлемы. Существующая для судов и морских платформ специфика

обуславливает много сложностей, связанных с техническим обслуживанием, ремонтом, надежностью и т.д.

1.2 Оценка состояния морской среды

Состояние морской среды имеет чрезвычайно важное значение для человечества. В морях и океанах сосредоточены значительные минеральные, энергетические и биологические ресурсы. В числе последних огромная роль принадлежит рыбным ресурсам. Суммарная годовая рыбная продуктивность океанов составляет примерно 241,6 млн. тонн, из которых 99% приходится на прибрежные районы [41]. В таблице 1.2 показаны соответствующие данные. Хорошо видно, что основные промысловые районы расположены в прибрежных районах.

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Гриненко Надежда Константиновна, 2022 год

// ^ \

—■— _____ — ---- - " \з+п

\''Л \У

Рисунок 2.6 - Зависимость давления Р от расхода Ж насоса и сети при перепуске забортной воды в СО 1 - характеристика насоса; А - характеристика сети тракта насос-терморегулятор; З - характеристика сети тракта сброса забортной воды; П - характеристика сети тракта перепуска; АЖ - достигаемое уменьшение приема

забортной воды

Данный вопрос является достаточно важным с позиции обеспечения энергосбережения на судне в соответствии с требованиями четвертой главы шестого приложения международной конвенции МАРПОЛ 73/78.

Изменение частоты вращения п рабочего колеса насоса может быть достигнуто различными методами, которые будут рассмотрены и сопоставлены в следующем разделе. Естественно должно осуществляться автоматическое управление приводами, основные принципы которого рассмотрены в [8].

Потребление забортной воды, как известно, определяется тепловым потоком Q, который требуется отвести системой охлаждения. Один из возможных способов снижения Q при заданной мощности двигателя связан с утилизацией части этой теплоты, что также более детально будет рассмотрено в последующих разделах.

Забортная вода

Рисунок 2.7 - Система охлаждения забортной водой с регулируемой

частотой вращения насоса 1 - насос забортной воды с регулируемой частотой вращения; 2 - управляемый по частоте вращения привод насоса забортной воды; 3 - охладители масла и надувочного воздуха; 4 - водоводяной теплообменник; — контур охлаждения пресной водой; — контур охлаждения забортной

водой

Рисунок 2.8 - Зависимость давления Р от расхода Ж насоса и сети при регулировании посредством изменения частоты вращения рабочего колеса насоса СО: 1 - характеристика насоса при п1; 2 - характеристика насоса при п2 (п1 >п2); 3 - характеристика сети; АЖ - достигаемое уменьшение приема забортной воды

2.2 Анализ эффективности регулируемых приводов насосов систем

охлаждения

Как было показано выше, наиболее эффективным средством уменьшения приёма забортной воды системой охлаждения является применение регулируемых приводов, обеспечивающих изменение частоты вращения п рабочего колеса насоса в зависимости от нагрузки двигателя и температуры забортной воды. Во

всех случаях, исключая навешенные насосы, привод осуществляется посредством электродвигателя переменного тока с постоянной частотой вращения. Анализ возможных способов повышения эффективности навешенных насосов систем охлаждения представлен в [19]. Приводы с электродвигателем постоянного тока в СО судов практически не используются.

Изменение частоты вращения рабочего колеса насоса может быть выполнено различными средствами, основными вариантами которых являются:

• частотно-регулируемый привод;

• гидравлическая муфта;

• гидротрансформатор;

• вариатор и т.д.

Частотно-регулируемый привод представляет собой систему, состоящую из электродвигателя и частотного преобразователя (рисунок 2.9).

Рисунок 2.9 - Частотно-регулируемый привод насоса: 1 - насос; 2 - электродвигатель; 3 - частотный преобразователь

Основными приводами насосов, используемых в СО, являются асинхронные и синхронные электродвигатели переменного тока [66]. Частота вращения вала асинхронного двигателя:

п = бО^-БУр, об/мин где f - частота тока Гц; р - число пар полюсов электродвигателя; ^ - скольжение (обычно 0,02.0,04).

Для синхронных двигателей, которые работают без скольжения (^ = 0) вал вращается с частотой

п = б0£/р, об/мин

Частотный преобразователь 3, в зависимости от поступившего управляющего сигнала, преобразует переменный ток фиксированной частоты f1 в изменяющийся по величине постоянный ток. После этого постоянный ток

преобразуется в переменный ток изменяющейся частоты ^ и амплитуды, что задает требуемую частоту вращения вала электродвигателя 2 и соответственно -частоту вращения п рабочего колеса насоса 1. В соответствии с данными [66] такие приводы могут применяться в насосных агрегатах мощностью до 1600кВт.

В случаях, если частота вращения вала электродвигателя не меняется, то за счет введения между электродвигателем и насосом дополнительного устройства изменения частоты вращения (УИЧВ) можно изменять частоту вращения рабочего колеса насоса (рисунок 2.10).

В качестве УИЧВ могут быть применены: гидравлическая муфта, гидротрансформатор, вариатор и т.д. Рассмотрим наиболее часто применяемые.

1

Рисунок 2.10 - Схема регулирования частоты вращения насоса: 1 - насос; 2 - устройство изменения частоты вращения; 3 -электродвигатель

В случае применения гидравлической муфты изменение частоты вращения рабочего колеса насоса осуществляется посредством различной степени заполнения рабочего пространства гидромуфты. Следует отметить, что при этом частота вращения насоса не может быть равна частоте вращения электродвигателя, поскольку гидромуфте имеется скольжение. Кроме того, по мере уменьшения частоты вращения рабочего колеса насоса КПД гидромуфты уменьшается. В случае, когда гидромуфта полностью заполнена маслом, а скольжение при этом минимально, КПД гидромуфты максимально и составляет 93. 96%. По данным [67] максимальная мощность гидромуфты может достигать 5000 кВт.

Гидротрансформатор, в отличие от гидромуфты, имеет дополнительно реактор. В результате чего меняется частота вращения турбинного колеса.

Следующий способ связан с использованием вариаторов, конструктивное исполнение которых может быть различно. Соответствующая классификация и описание достаточно подробно представлены в [68]. В вариаторах в качестве механизма, обеспечивающего преобразование частоты вращения используются передачи разных видов: фрикционные, ременные, цепные, планетарные и т.д., в основе которых лежит непосредственный контакт шкивов (ведущего и ведомого) или промежуточный элемент (например, ремень). Диапазон регулирования таких устройств, определяемый как отношение максимального передаточного числа к минимальному числу, как правило, составляет 3.6, иногда 10.12 [68]. При увеличении диапазона регулирования КПД вариатора снижается. В силовых приводах обычно используют фрикционные вариаторы, которые имеют максимальную среди вариаторов мощность, равную сотням киловатт. Фрикционные вариаторы конструктивно сравнительно простоты, бесшумны в работе, хорошо держат случайные перегрузки. Однако они характеризуются довольно большими радиальными нагрузками на опорные узлы валов, что может привести к интенсивному износу фрикционных частей вариаторов и даже к их разрушению. К недостаткам относится и то, что при изменении нагрузки они не сохраняют постоянства передаточного числа, а их КПД невысок [68].

На рисунке 2.11 представлено сопоставление КПД п различных устройств изменения частоты вращения рабочего колеса центробежного насоса. При этом для построения графика использовались данные различных источников [69-71].

Наглядно видно, что наибольшее значение коэффициента полезного действия наблюдается для частотно регулируемых приводов. Причём в тех случаях, когда п/птах приближается к единице, то значение КПД большинства приводов становится максимальным. Например, при п/птах= 0,6 КПД частотно-регулируемого привода оказывается на 10.15% выше, чем у остальных приводов (планетарного дискового вариатора, гидротрансформатора). Гидромуфты имеют еще более низкие показатели. КПД ЧРП характеризуется сравнительно небольшим снижением по мере уменьшения частоты вращения п/птах. В случае

использования гидротрансформатора (линия 6), точка А соответствует переводу гидротрансформатора в режим гидромуфты, что обеспечивает повышение КПД.

п

1 ---

— / г / /

...... . / / 4/ / / / *

/ V V. •Л

0,2 0,4 0,6 0,8 n/nmax

Рисунок 2.11 - Зависимость КПД п от относительной частоты вращения

n/nmax вала насоса 1 - частотно регулируемый привод [69]; 2 - планетарный дисковый вариатор [70]; 3 -вариатор «Disco» фирмы «Lenze» [70]; 4 - улучщенная гидромуфта «Verecon» [69]; 5 - гидромуфта [69]; 6 - гидротрансформатор [71]

С учётом представленного материала, касающегося возможности применения различных устройств изменения частоты вращения рабочего колеса насоса, целесообразно рассмотреть вопрос сбережения энергии при использовании тех или иных схем регулирования расхода охлаждающей воды. На рисунке 2.12 с использованием данных различных источников [72-74] представлены данные по относительной мощности N тех или иных приводов в зависимости от относительного расхода Ж охлаждающей воды.

W=Wз/Wmax ,

где N3 и ^ах - соответственно заданная и максимальная мощности, Вт; Ж3 и Жтах - соответственно заданный и максимальный расходы, м/с.

Рассматривая вопрос экономии энергии, в качестве некоторой точки отсчёта примем дроссельное регулирование. На графике Э1 - соответствует достигаемой экономии в случае использования гидромуфты, а Э2 - в случае использования ЧРП.

N1,%

40

20

80

60

20

40

60

80

Рисунок 2.12 - Зависимость относительной мощности N от относительного расхода Ж и сопоставление экономии энергии Э:

1 - дроссельное регулирование [72]; 2 - гидромуфта и гидротрансформатор [72,73]; 3 - частотно регулируемый привод [74]

Наглядно видно, что частотно-регулируемый привод обеспечивает большую экономию по сравнению с гидромуфтой. Например, в области относительного расхода Ж, равного примерно 60%, эта разница достигает примерно двух раз.

С учетом требований четвертой главы шестого приложения международной конвенции МАРПОЛ 73/78, относительно необходимости обеспечения энергосбережения и энергоэффективности судов, это однозначно указывает на целесообразность применения в системах охлаждения частотно регулируемых приводов, несмотря на их несколько большую стоимость.

2.3 Исследование особенностей теплоотвода при регулировании приема

В случае, когда осуществляется регулирование приема забортной воды за счет её перепуска соответствующие расходы и температуры на различных участках указаны на рисунке 2.13.

Система охлаждения отводит тепловой поток в охлаждаемом оборудовании 2 (рисунок 2.13).

забортной воды

0 = р- ср-ж (с - 4),

где р - плотность воды, кг/м ; Ср - удельная теплоемкость, Дж/(кгК); Ж и ЖЗВ -расходы воды соответственно насоса 1 (рис. 2.13) и забортной воды

-5

(сброс/прием), м /с; и ^ - соответственно температура забортной воды на входе и выходе охлаждаемого оборудования 2 (рисунок 2.13), оС.

Рисунок 2.13 - Температуры и расходы забортной воды при регулировании

перепуском:

1 - насос; 2 - охлаждаемое оборудование; 3 - терморегулятор

Этот же тепловой поток отводится водой, сбрасываемой за борт

б = Р-Ср • ЖзВ(4 -4),

где tзв - температура забортной воды, оС.

Приравняв эти выражения, можем определить

(г" - г' )

Ж - Ж—_—

Жзв - Ж (4 - 4) .

(2.2)

Тогда расход рециркуляции

ш - Ж - Ж - Ж

рц зв

г г" - г' л

1 - 1зв 1

V

г" - г

зв зв у

(2.3)

Максимальное значение 1'зв на входе в охлаждаемое оборудование в соответствии с существующими нормами для судов неограниченного района плавания равна 32оС. Для того, чтобы определить характер изменения ЖЗВ и Жрц следует определиться с реально имеющей место при эксплуатации судов величиной нагрева забортной воды дЗв=Цв - Ь'з

^зв•

Ранее, в таблице 1.8 были представлены результаты выполненного в ходе исследований анализа нагрева дЗВ = Цв - t'3e забортной воды в системе охлаждения энергоустановок различных дизельных судов.

Величина нагрева дЗВ меняется в достаточно широком диапазоне в зависимости от нагрузки двигателя, температуры забортной воды и подходов, заложенных при проектировании системы охлаждения. Представленные в таблице 1.8 данные получены при эксплуатации судов в акваториях с температурой забортной воды в диапазоне 2.. .34°С.

Отводимый тепловой поток системой охлаждения

Q = Cp р w3b ззв, Вт,

откуда

5зв = Q / (Cp р WSE).

Значения Cp и р являются практически постоянными для данного диапазона изменения температуры забортной воды. Тогда удельное потребление забортной воды, приходящееся на единицу отводимой теплоты:

W3B / Q = 1/(53BCp р), м3/Дж. (2.4)

Следует иметь в виду, что в рассматриваемом диапазоне изменения температуры забортной воды можно с достаточной точностью принять

Cp р -const.

На рисунке 2.14 показана зависимость удельного потребления забортной воды W3B / Q от температуры забортной воды t3e для обследованных судов в ходе их эксплуатации.

Хорошо видно, что в процессе эксплуатации удельное потребление забортной воды различными судами существенно отличается. Поскольку значение Q однозначно связано в мощностью двигателя Ne, то это говорит о факте излишнего потребления забортной воды, возможности и целесообразности снижения её потребления с энергетической и экологической точек зрения.

Рисунок 2.14 - Зависимость удельного потребления забортной воды W3B / Q от температуры забортной воды t3e 1 - А «Ангара», 2 - 0 «Нептун - 3», 3 - □ «Wild Plone», 4 - о «Wild

Cosmos»

В случае применения перепуска, с использованием выше приведенных зависимостей (2.2) и (2.3) определен характер относительного изменения ЖЗВ= и WРц = WРц/W (рис. 2.15). В случае, когда ?ЗВ=?'ЗВ=32°С рециркуляция прекращается ЖРц=0 и ЖЗВ = 1. Снижение 1ЗВ и подогрева дЗВ снижают прием

забортной воды ЖЗВ.

При таком регулировании через теплообменные аппараты вода циркулирует с постоянным расходом, которой соответствует максимальной производительности насоса забортной воды Жтах. При этом скорость забортной воды в теплообменном оборудовании не изменяется, что соответствует практически постоянным значениям коэффициентов теплоотдачи со стороны забортной воды. Отводимый системой охлаждения суммарный тепловой поток

е а .,вт. где 6 . - теплоотвод в /-ом теплообменнике, Вт.

Теплоотвод в каждом /-ом теплообменнике определяется уравнением теплопередачи

6 . = К^, Вт,

где К - коэффициент теплопередачи,

Вт/(м2К); М - температурный напор между теплоносителями, °К; F - площадь теплопередающей поверхности теплообменника, м2.

Значение коэффициента теплопередачи в случае использования пластинчатых ТОА определяется

1 2Т

К =

1 , + 5заг ,

апв ^с ^ЗАГ

т, Вт/(м2К)

(2.5)

где апв и а - соответственно коэффициенты теплоотдачи со стороны пресной и

забортной воды, Вт/(м2К); ^и 5 ЗАГ

^ с ^ ЗАГ

соответственно термическое сопротивление

теплопередающей стенки ТОА и слоя загрязнения, (м К)/Вт.

w

0.6

0,2

2 w звУ

1 ч

»4 ^^ ---- Ч > Ч у/ ^ N У N / .у/ 4

1 2 ' Ч ч ч ч \ \ \ ч \ Чч N

\ ^ Wpu\ \ \

10 15 20 25

зо "С

Рисунок 2.15 - Относительное изменение ЖРЦ и ЖЗВ в зависимости от температуры забортной воды tЗВ и её нагрева дЗВ 1 - дзв = 15°С, 2 - 7оС

В случае же использования кожухотрубных ТОА линейная плотность теплового потока:

/ л

, Вт/м.

q = у = kiK

tПВ 1зв

V

У

Линейный коэффициент теплопередачи k¡ через цилиндрическую стенку кожухотрубного теплообменника

а

ki -;- * ,-' ВT/(мК),

1 1 i d2 1 , dЗАГ 1

-+-ln — +-ln—^ +-

d| 2ЯС d ^ d2 a d

где d1, d2 и d3Ar - соответственно внутренний и наружный диаметры трубки, а

5 5

также диаметр загрязнения, м; -^и - соответственно термическое

^ с ^ ЗАГ

сопротивление теплопередающей стенки ТОА и слоя загрязнения, (м К) / Вт.

Поскольку для большинства используемых труб в судовых кожухотрубных аппаратах справедливо соотношение d2/dx< 1,4, то, как следует из теории теплопередачи, это позволяет с достаточной точностью зависимости для цилиндрических стенок в дальнейшем заменить на зависимости для плоских стенок.

Ранее было показано, что наиболее целесообразным средством снижения приема забортной воды является применение регулируемых приводов, в первую очередь ЧРП, то рассмотрим далее этот вопрос подробней. При таком регулировании меняется расход за счет изменения производительности насоса W, что должно влиять на а. В общем случае расчет значений апв и а ведется с использованием уравнений подобия. Так например, для широко используемых в практике судостроения кожухотрубных теплообменных аппаратов, как правило, забортная вода движется в трубной полости, а пресная - в межтрубной. Во всех случаях обеспечивается турбулентный режим течения. Для труб с длиной более 50 диаметров трубки уравнение подобия, описывающее среднюю по поверхности теплоотдачу, имеет вид:

NU = 0,021 Re0'80 Рг°'43(Ргж/ Prc f25

где Nu - число Нуссельта; Re - число Рейнольдса; Pr - число Прандтля; Ргж и Prc - соответственно числа Прандтля взятые при средней температуре жидкости и стенки (трубки).

Указанное уравнение подобия справедливо в диапазоне Re = i io4...5 106 и Pr = 0,6...2500. В качестве характерного линейного размера взят внутренний диаметр трубки d, а определяющая температура равна

tзв _ °>5(Хзв + tзв)' С

где t'3e и Це - соответственно температура входа и выхода забортной воды оС. Число Рейнольдса определяется:

49

у а Шй

у у f п'

где V - скорость движения забортной воды в трубке теплообменника, м/с;

Л

d - диаметр трубки, м; у - коэффициент кинематической вязкости, м /с;

л

/- площадь поперечного сечения трубки, м ; п - количество труб в трубном пучке одного хода теплоносителя.

Выполнив соответствующие подстановки и преобразования окончательно получим, что значение коэффициента теплоотдачи со стороны забортной воды а определяется:

а = 0,026Аа-1^0,8^-0,8п-0,8Рг°,43(Ргж/Ргс)0,25 ,Вт/(м2К). (2.6)

Из представленной зависимости видно, что снижение расхода забортной воды W через теплообменник, обеспечивающий охлаждение пресной воды, приводит к снижению коэффициента теплоотдачи а, а следовательно и коэффициента теплопередачи К всего теплообменника.

Изменение расхода W через теплообменник неизбежно ведет и к изменению гидравлического сопротивления. Потери давления по длине труб определяются:

ар = -Р2 , Па,

а 2

где l - длина трубы, м; % - коэффициент сопротивления по длине трубы;

-5

р - плотность воды, кг/м .

Обычно забортная вода движется в трубках со скоростью 1.3м/с, что при заданных температурах и диаметрах трубок соответствует турбулентному режиму течения жидкости. Для этого режима:

% =---г.

(1,82- ^Яе -1,64)2

Потери давления ар. на местных сопротивлениях теплообменника

определяются:

2

ар , Па,

1 2

где £ - коэффициент /-го местного сопротивления; у - скорость воды,

используемая в расчетах конкретных местных гидравлических сопротивлений, м/с.

Скорость воды в трубках теплообменника V, а так же скорость воды в местных сопротивлениях у прямо пропорциональны расходу забортной воды Ж

через теплообменник. Тогда, гидравлическое сопротивление теплообменника по тракту забортной воды определяется:

ЛР = (£Г=1 £ № + № Па. (2.7)

Поскольку VI = к¡V = /(м), то АР однозначно связано с расходом Ж забортной воды.

Рассмотрим вопрос относительного изменения коэффициента теплоотдачи а/атах в трубках теплообменника и гидравлического сопротивления АР/АРтах по забортной воде при изменении относительного расхода Ж/Жтах. При этом атах и АРтах - максимальные значения соответственно коэффициента теплоотдачи и гидравлического сопротивления при максимальном расходе забортной воды Жтах. Результаты соответствующих расчетов представлены на рисунке 2.16. Наглядно видно, что уменьшение расхода в два раза приводит к снижению коэффициента теплоотдачи на 35.38%. При этом гидравлическое сопротивление уменьшается в четыре раза. Таким образом, за счет изменения расхода можно достаточно эффективно управлять теплоотдачей со стороны забортной воды, исключая излишние затраты мощности на привод насоса при частичной загрузке двигателя и невысоких температурах забортной воды.

Изменение теплоотдачи со стороны забортной воды неизбежно ведет к изменению коэффициента теплопередачи К (зависимость 2.5). Степень этого влияния зависит от соотношения коэффициентов теплоотдачи по разные стороны теплопередающей стенки. Забортная вода отводит теплоту в водоводяном теплообменнике, маслоохладителе и в охладители надувочного воздуха. В таблице 2.1 представлены средние значения коэффициентов теплоотдачи воды, масла и воздуха.

С целью получения соответствующих численных характеристик были выполнены необходимые расчеты применительно к трубчатым конструкциям теплообменников. При этом коэффициент теплоотдачи масла принимался равным 800 Вт/(м2К), воздуха - 26 Вт/(м2К).

Рисунок 2.16 - Зависимость относительного изменения коэффициента теплоотдачи а/атах и гидравлического сопротивления АР/АРтах от величины

относительного расхода Ж/Жтах

Таблица 2.1 - Ориентировочные значения коэффициентов теплоотдачи

Среда Коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2К)

Вода 232...11600

Масло 58...1740

Воздух 1,16.58

Коэффициент теплоотдачи в межтрубной полости водоводяного

л

теплообменника 10000 Вт/(м К), а коэффициент теплоотдачи в трубной полости в случае максимального расхода забортной воды Жтах, (соответствует

л

максимальной скорости в трубке vmax=3 м/с) а=9000 Вт/(м К). Учитывалось, что

обычно скорость движения воды в трубке не должна превышать 3 м/с [75]. На рисунке 2.17 представлены результаты соответствующих расчетов.

о

О 1 2 У,м/с

Рисунок 2.17 - Зависимость коэффициентов теплопередачи К водоводяного охладителя (обозначено А), маслоохладителя (о) и охладителя надувочного воздуха (□) от скорости движения забортной воды V в трубке

Так, для водоводяного охладителя уменьшение скорости (расхода охлаждающей воды) в два раза приводит к снижению коэффициента теплопередачи примерно на 25%, для маслоохладителя - на 5%. Изменение скорости V практически не влияет на коэффициент теплопередачи охладителя надувочного воздуха.

Это является следствием того факта, что значение коэффициент теплопередачи численно меньше наименьшего из значений коэффициентов теплоотдачи, включенных в зависимость (2.5).

Следует заметить, что терморегулирование контура пресной воды приводит также к изменению расхода и соответственно скорости воды уПВ в водоводяном охладителе, что неизбежно сказывается на коэффициенте теплоотдачи аПВ.

В межтрубной полости имеет место теплоотдача поперечно обтекаемого пучка труб, которая описывается уравнением подобия [76].

Nuпв = С • RenPr0g3 (Р^)0,25 • • где для шахматной компоновки С = 0,41; п = 0,6. Поправочные коэффициенты^= 1,12, а е1 = 1 [76]. На рисунке 2.17 показано относительное изменение а/атах в зависимости от относительного изменения расхода Ж/Жтах пресной и забортной воды через охладитель.

а

атах 0,5

0,25 0,5 0,75 ^/^тах

Рисунок 2.18 - Относительное изменение коэффициента теплоотдачиа/атах в зависимости от относительного изменения расхода W/Wmax пресной (1) и

забортной (2) воды

Относительное изменение коэффициентов теплоотдачи пресной и забортной воды подобно. Причем в межтрубной полости значения несколько больше по сравнению с трубной полостью, что, в принципе, хорошо известно. Поскольку известно, что коэффициент теплопередачи меньше наименьшего а, то это указывает на возможность и целесообразность снижения расхода/скорости со стороны теплоносителя с большим значением а. На рисунке 2.19 показано изменение коэффициента теплопередачи водоводяного охладителя в случаях изменения отдельно скорости пресной воды vnB (v3B = const), забортной воды v3B

(vm = const) и их одновременного изменения. В качестве исходных приняты упомянутые выше условия для водоводяного охладителя.

Рисунок 2.19 - Изменение коэффициента теплопередачи К водоводяного охладителя в случаях отдельного изменения скорости пресной (1) и забортной (2) воды, а также их одновременного изменения (3)

Хорошо видно, что в случае снижения вследствие рециркуляции расхода пресной воды через охладитель есть все основания пропорционально снижать расход забортной воды. Отсюда следует, что при применении насоса забортной воды с ЧРП, в качестве управляющего сигнала можно использовать изменение расхода пресной воды через охладитель.

Автоматическому регулированию систем охлаждения дизелей посвящены многочисленные работы [8,77-79] и потому здесь более детально данный вопрос не рассматривается.

Тепловой баланс судового дизеля был рассмотрен ранее в разделе 1.1. По данным [80] за счет утилизации теплоты ю и юог коэффициент полезного использования теплоты можно в принципе довести до 80.85 %. Рассмотрим вопрос утилизации теплоты, отводимой системой охлаждения, в аспекте возможного снижения приема забортной воды.

о

2

v,m/c

2.4 Снижение приема забортной воды за счет утилизации теплоты

системы охлаждения

Утилизация теплоты позволяет часть теплоты Qу, отводимой системой охлаждения Q, направить на другие потребители, требующие тепловой энергии. В результате тепловой поток, который должен быть отведен системой охлаждения в заборную воду Qзв уменьшается.

Озв = О - Оу, Вт.

Известно, что

Озв= pСрW - Цв), Вт,

-5

где р - плотность забортной воды, кг/м ; Ср - удельная теплоемкость забортной

-5

воды, Дж/(кг К); Ж - объемный расход, м /с; Рзв и Цв - соответственно температуры входа и выхода забортной воды, оС.

Тогда требуемый для отвода теплоты в забортную воду расход равен

Ш = * Л, м3/с.

А уменьшение расхода за счет утилизации теплоты

ДШ = ——-, м3/с. (2.8)

РСрЩв-Цв)

Следует отметить, что потенциально возможность утилизации теплоты контура охлаждения пресной водой ограничена её сравнительно невысокой температурой на выходе из двигателя, равной примерно 65.. ,85°С.

В таблице 2.2 приведены основные возможные потребители утилизируемой теплоты на судне в рамках построения систем малой утилизации теплоты [80,81].

Соответственно основными направлениями утилизации теплоты следует считать:

1. Отвод теплоты для нагрева, реализация которого возможна при температуре греющей пресной воды 60.. ,85°С.

2. Отвод теплоты для нагрева забортной воды, используемой для получения пресной воды на судне.

3. Отвод теплоты для нагрева, реализация которого требует более высоких температур, что может быть достигнуто посредством использования тепловых насосов.

4. Отвод теплоты для нагрева (обеспечения кипения) низкокипящих органических теплоносителей при реализации, например цикла Ренкена, с целью выработки дополнительной механической или электрической энергии. Таблица 2.2 - Основные потенциальные потребители утилизируемой теплоты на судне [81]

Потребитель теплоты Температуры подогреваемой среды, °С Температуры греющей среды, °С Греющая среда

1. Подогреватель тяжелого топлива главного двигателя 150 170.180 Пар

2.Система отопления, зимнего кондиционирования, подогревателя воздуха 20.40 70.140 Вода, пар

3. Хозяйственно- бытовые нужды - 70.140 Вода, пар

4. Абсорбционно - холодильные установки - 80.140 Вода, пар

5. Подогрев груза для судов типа танкер (нефть) 40.70 80.140 Вода, пар

6. Система обогрева цистерн топлива, масла, кингстонных ящиков, подогреватели воды 50.80 80.140 Вода, пар

7. Опреснители воды вакуумные 40.42 55.70 Вода

В отношении пункта 1 соответствующие ответы дает таблица 2.2. Рассмотрим более детально вопрос, касающийся отвода теплоты для опреснения воды.

Опреснительные установки широко используются на судах с данной целью. Требуемое количество пресной воды на судне зависит от типа судна (транспортное, промысловое, пассажирское и т. п.); вида и мощности СЭУ (ДВС, ПТУ, ГТУ); численности экипажа и пассажиров, автономности плавания и пр. Запасы пресной воды приблизительно можно оценить значением 2.8% от водоизмещения [82, 83]. По данным [84] в среднем суточная потребность в пресной воде для дизельных судов составляет 5.10 т. Для рыбоперерабатывающих судов и пассажирских лайнеров эта величина достигает 100.200 т.

Опреснительные установки можно разделить на два класса: • поверхностного типа (изотермические);

• бесповерхностного типа (адиабатные).

В первом случае теплота подводится от внешнего источника к поверхностям нагрева, размещенным внутри камеры опреснительной установки. Имеет место поверхностное кипение морской воды при постоянной температуре насыщения (изотермический процесс), соответствующей давлению в камере.

Во втором случае нагрев морской воды осуществляется во внешнем теплообменнике без доведения её до кипения (при температуре, ниже температуры насыщения), что исключает накипеобразование в этом теплообменнике. Внутри камеры опреснительной установки поддерживается пониженное давление, обеспечивающее объемное кипение жидкости за счет её теплоты (адиабатный процесс), полученной во внешнем подогревателе. Установка может быть многосекционной, что повышает её эффективность.

Хорошо известно, что при температурах кипения морской воды более 38...42°С происходит интенсивное накипеобразование. Благодаря поддержанию пониженного давления, удается обеспечить условия, при которых указанная температура соответствует температуре кипения, что значительно снижает скорость накипеобразования в опреснительной установке. Поэтому вакуумные одноступенчатые утилизационные установки получили наибольшее распространение для утилизации теплоты горячей пресной воды системы охлаждения двигателя [85].

Максимально возможную производительность опреснительной установки, можно оценить по формуле [86, 87]

3600

итах =--- , ^^

Ч п

где ю - доля теплоты, отводимой водой СО; ge - удельный расход топлива, кг/(кВт ч); Ые - эффективная мощность двигателя, кВт; - низшая теплотворная способность топлива, Дж/кг; - количество теплоты, необходимой для получения 1 кг дистиллята в одноступенчатой установке, Дж/кг.

Величина может быть определена:

Чп = [г + тСр(11ву - ¿зву)]1 , Дж/кг, (2.9)

где г - удельная теплота парообразования Дж/кг; т - коэффициент продувки (т = 2,5.3,5), равный отношению количества питательной забортной воды к производительности опреснителя; Ср - удельная теплоемкость забортной воды, Дж/(кг/К); t,звy и t"звy - температуры забортной воды соответственно на входе и выходе утилизационной установки, °С; Ь - коэффициент учета тепловых потерь в окружающую среду (равен примерно 0,98).

Адиабатные водоопреснительные установки подразделяются на проточные и циркуляционные. В проточных установках не испарившаяся в камере забортная вода удаляется рассольным насосом за борт. В циркуляционных установках неиспарившаяся морская вода циркуляционном насосом вновь подается в подогреватель. Это приводит к тому, что значение коэффициента продувки т в зависимости (2.9) оказывается для проточных установок больше, по сравнению с циркуляционными. Соответственно удельный расход теплоты в проточных установках оказывается относительно большим, так как часто до 98.99 % нагретой воды удаляется за борт. Как следствие снижается £тах. В циркуляционных установках удельный расход теплоты в 2.4 раза меньше по сравнению с проточными [85, 87]. Соответственно для обеспечения требуемой производительности опреснительной установки в последнем случае требуется принимать меньше забортной воды. С учетом поставленной задачи, поиска путей максимально возможного снижения приёма забортной воды, установки данного типа являются более предпочтительными.

Использование теплоты, отводимой системой охлаждения с целью ее утилизации в опреснительной установки, имеет свои особенности. С одной стороны, это приводит к снижению теплоотвода системой охлаждения забортной водой, а, следовательно, и к снижению потребления этой воды А Ж. С другой стороны, опреснительная установка сама потребляет забортную воду Шзву, что, в аспекте рассматриваемой проблемы, максимально возможного снижения потребления забортной воды, является отрицательным фактором. Следует исследовать вопрос соотношения снижения потребления забортной воды системой охлаждения АЖ и требуемого потребления утилизационной

установкой Шзву, поскольку, если АЖ < Шзву, то не достигается требуемый результат.

На рисунке 2.20 показана схема с принятыми обозначениями в случае использования утилизационной водоопреснительной установки.

Рисунок 2.20 - Утилизационная водоопреснительная установка в составе

системы охлаждения 1 - охлаждаемый двигатель, 2 - насос, 3 - терморегулятор, 4 - утилизационный водоопреснитель; 5 - теплообменник отвода теплоты в

забортную воду

Из контура охлаждения пресной воды с целью утилизации забирается теплота

Qу = ЩгвРСр {р'пву — ^пву), Вт,

где Рпву и Рпву - температура пресной воды системы охлаждения соответственно на выходе и входе в утилизационную опреснительную установку, °С.

Величина упомянутого утилизированного теплового потока может быть записана в виде выражения:

Qу = А№рСр&в - Ьзв), Вт. (2.10)

Эта же теплота расходуется в утилизационной опреснительной установки на подогрев жидкости до температуры насыщения и парообразование.

Qу = [г + тСр(Рву - Цву)] ^, Вт, (2.11)

где Шопв - количество вырабатываемой утилизационной установкой пресной воды, м /с.

опв

Приравняв правые части выражений (2.10) и (2.11), получаем:

ШСрfe - t,e) = [г + тСр(цву - t,ey)] b Принимая во внимание, что

W = ^

опв ?

т

получаем:

/ШСр fe - t'e) = + W3eyCp (f-ey — t'ey)],

и окончательно, принимая во внимание, что t'3ey=t'3e

ш _ [-^+Ср(.£'3ву-£'зв)]

Шзву bcp(t'3e-t3e) '

Полученная зависимость позволяет оценить соотношение изменения &W относительно Ж.ву. Если принять температуру кипения забортной воды в опреснительной установки ¿з'ву = 40°С, то в соответствие с [88] в установке

5 3

должно поддерживаться давление 0,07 10 Па, а величина г = 2407 10 Дж/кг. Теплоемкость воды Ср известна. Для определения значения (¿з'в — ¿зв) воспользуемся данными относительно этой величины, приведенными в таблице 2.1 раздела 2.3, которые получены в результате исследования различных судов в различных районах эксплуатации. Значения (¿з'в — ¿зв) колеблются в пределах 2.19 градусов. Для дальнейших оценочных расчетов примем эту величину равной 10 градусам.

ТТ mi bW

На рисунке 2.21 показана зависимость отношения — от температуры

^зву

забортной воды ¿зв. Наглядно видно, что снижение потребления забортной воды &W в 16.33 раз больше по сравнению с потреблением морской воды, с целью ее опреснения в утилизационной установке. Это связано с тем, что затраты теплоты на обеспечение фазового перехода, связанного с кипением забортной охлаждаемой воды, существенно больше затрат теплоты на доведение воды до температуры насыщения.

А\У

30

20

10

___Л 1

с_2

_ т.

-СЬ-^

10

Ш

20

Рисунок 2.21 - Зависимость — от температуры забортной воды ¿зв.

Щву

при: 1 - т=2, 2 - 3, 3 - 4

ш

На рисунке 2.22 показана зависимость отношения — от коэффициента

^зву

продувки т. Увеличение т приводит к снижению отношения

ш

Щ^у

Поскольку снижение потребления системой охлаждения забортной воды ЛЖ существенно превышает дополнительное потребление забортной воды опреснительной установкой Ж.ву, то это говорит о целесообразности с экологической точки зрения рассмотренного способа утилизации теплоты системой охлаждения дизеля. Вода системы охлаждения обладает сравнительно невысоким температурным потенциалом, что ограничивает возможности использования её теплоты.

Кроме этого, опреснительная установка обычно не работает постоянно, а лишь призвана восполнить имеющиеся запасы пресной воды. Поэтому утилизация теплоты с ее помощью носит в основном периодический характер.

Рассмотрим другое, обозначенное выше направление, связанное с повышением температуры греющей среды.

В настоящее время имеются технические решения, позволяющие обеспечить повышение температурного уровня, например за счёт использования тепловых насосов, что достаточно подробно рассмотрено в работах [89, 90].

при: 1 - ^ = 5°С, 2 - 25°С

В частности в [91] отмечается, что для систем охлаждения и смазки, температуры в которых редко превышают 80...90°С, могут быть использованы тепловые насосы. Обосновывается, что при этом могут быть достигнуты температуры до 130°С и выше. В этой связи существенно расширяется спектр возможного использования данной теплоты. Показано, что за счет применения теплового насоса с использованием в качестве теплоносителя органического вещества R113 можно заменить автономный котел системы подогрева груза с требуемой температурой подогрева 160°С. При этом обеспечивается относительная экономия топлива 24%. По данным [89] в испарителе теплонасосной установки, вследствие реализации энергоемкого процесса фазового перехода (испарения хладагента), можно снизить температуру горячей пресной воды на 6.10оС.

Следующее направление утилизации теплоты, связанно с возможной выработкой дополнительной электрической или механической энергии, например за счет реализации цикла Ренкена. В работе [91] так же показано, что за счет утилизации теплоты системы охлаждения при использовании теплоносителя R717 при реализации цикла Ренкена возможна генерация электроэнергии в объеме до 3.5 % от мощности теплового двигателя (табл. 2.3). Однако, при этом

необходимо использовать тепловой насос, с целью достижения температурных уровней, обеспечивающих кипение теплоносителей. Таблица 2.3 - Параметры цикла Ренкена [91]

Рабочее тело Гемперат ура пара перед турбиной , ¿1, °с Давление пара перед турбиной, Р1, бар Давление пара за турбиной, Р2, бар Удельная энтальпия пара перед турбиной, /1, кДж/кг Удельная энтальпия пара за турбиной, 12, кДж/кг Работа цикла, /ц, кДж/кг Гермичес кий КПД цикла Ренкена, Пр N ГД е • 100%

Я717 155 60 16 2000 1800 200 0,16 5,34

250 20 12 2300 2150 150 0,09 3,0

Параметры идеальных циклов Ренкена и возможности получения электроэнергии за счет утилизации теплоты системы охлаждения представлены в [91]. Анализ результатов, представленных в [91] позволяет говорить, что утилизация отводимой системой охлаждения теплоты посредством указанных методов позволяет снизить теплоотвод примерно на 5.10%. Принимая во внимание зависимость (2.8), получаем, что будет достигнуто и соответствующее снижение приема забортной воды. В принципе возможны различные схемы реализации представленных методов (некоторые из которых в частности представлены в [89], в зависимости от чего будет определяться конкретный результат.

Фактически речь идет о получении энергии качественно более высокого уровня. Однако при реализации цикла Ренкена необходим отвод теплоты, что наиболее целесообразно выполнить в забортную воду при температуре окружающей акватории. Это означает, что требуется дополнительное потребление забортной воды, являющееся отрицательным фактором в аспекте решения рассматриваемой экологической проблемы.

Таким образом, с целью снижения приема забортной воды наиболее целесообразными следует считать отвод теплоты на низкотемпературный (60...85°С) нагрев различных сред; на обеспечение работы опреснительной установки и на обеспечение работы теплового насоса, позволяющего поднять температурный потенциал греющей среды.

Правильный выбор тех или иных решений требует соответствующей технико-экономической оценки, учитывающей как достигаемый положительный результат, так и имеющиеся капитальные и эксплуатационные затраты. Естественно при этом требуется учет экологического фактора, связанного с описанным выше негативным воздействием на рыбные ресурсы приема забортной воды.

2.5 Выводы по главе 2

1. В результате исследования возможных путей снижения приема забортной воды разомкнутыми системами охлаждения СЭУ определено, что наиболее перспективным направлением снижения отрицательного воздействия систем охлаждения на морскую среду является применение насосов забортной воды с регулируемой производительностью в зависимости от загрузки двигателя и температуры забортной воды, а также систем утилизации теплоты. Использование в системе перепуска (терморегулирование) несколько менее эффективно, поскольку не уменьшает потребление энергии на привод насосов.

2. Среди возможных методов обеспечения регулируемой производительности насоса забортной воды наиболее приемлемой является использование частотно-регулируемых приводов, отличающихся наибольшим КПД и соответственно максимальной экономией энергии. Это отвечает требованиям четвертой главы шестого приложения международной конвенции МАРПОЛ 73/78, относительно необходимости обеспечения энергосбережения и энергоэффективности судов.

3. В результате исследования вопроса теплопередачи в теплообменном оборудовании системы охлаждения определено, что по сравнение со случаем использования рециркуляции, обеспечивающем постоянство коэффициентов теплопередачи в ТОА, применение частотно - регулируемых приводов насоса связано с изменением коэффициентов теплопередачи (особенно для водоводянного теплообменника), что может быть использовано с целью

регулирования величины теплоотвода системой. При этом резко снижается гидравлическое сопротивление системы при частичных загрузках СЭУ и снижении температуры забортной воды.

4. Утилизация теплоты является эффективным методом снижения потребления забортной воды. Использование адиабатных циркуляционных утилизационных водоопреснительных установок позволяет в 15.30 раз снизить потребление забортной воды, по сравнению с потреблением забортной воды самой опреснительной установкой. Определено, что увеличение кратности циркуляции т приводит к уменьшению указанного выше эффекта.

5. Показано, что перспективным направлением расширения возможностей снижения приема забортной воды за счет утилизации теплоты является применение тепловых насосов с низкокипящими органическими теплоносителями, что обеспечивает повышение температурного уровня греющей среды.

ГЛАВА 3 СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ, ИСКЛЮЧАЮЩИЕ ПОТРЕБЛЕНИЕ ЗАБОРТНОЙ ВОДЫ

В статье 105 Водного кодекса РФ [20] особо подчеркивается, что для вновь создаваемых и реконструируемых хозяйственных и других объектов, а также при внедрении новых технологических процессов, влияющих на состояние водных объектов, необходимо предусматривать создание замкнутых систем технического водоснабжения. Особо остро эта задача должна стоять для районов интенсивного рыболовства.

Относительно ЗСО СЭУ это означает, что они должны иметь устройство теплоотвода, обеспечивающее охлаждение циркулирующего по замкнутому контуру теплоносителя, обычно пресной воды. Такое устройство должно быть в максимальной степени конструктивно простым, надежным в работе и удобным при обслуживании и ремонте. Так же важно, чтобы такие устройства достаточно легко очищались от обрастателей (болянус, мидии и т.д.). С этих позиций целесообразно использовать плоские поверхности теплоотвода. В принципе для судов могут использоваться элементы обшивки корпуса. Для стационарных или малоподвижных морских объектов (стационарные, самоподъемные морские платформы, полупогружные буровые установки и др.) указанному требованию в значительной степени соответствуют конструкции, выполненные в виде полых пластин, внутри которых движется охлаждаемая пресная вода. Одиночная пластина или пакет параллельно расположенных пластин погружены в забортную воду, в которую осуществляется отвод теплоты. Наиболее неблагоприятный режим работы таких устройств связан со случаем, когда забортная вода неподвижна относительно поверхности теплоотвода. При этом теплоотдача осуществляется при свободной конвекции. Данный режим следует рассматривать в качестве основного расчетного режима, поскольку при движении судна теплоотдача заборной воде резко возрастает, что соответственно ведет к увеличению коэффициента теплопередачи К и теплоотвода Q. Для случая неподвижной относительно судна забортной воды важно знать зависимость Q в первую очередь от таких величин, как температурный напор № = 1пв - 1зв и

скорость охлаждаемой пресной воды в канале устройства упв. При этом желательно найти такие формы соответствующих зависимостей, которые легко адаптировались бы к методикам, обосновывающим целесообразность, использования замкнутых систем охлаждения СЭУ тех или иных морских объектов, в аспекте минимизации или полного исключения негативного влияния на морскую среду.

С указанной целью была создана экспериментальная установка и проведены соответствующие исследования.

3.1 Экспериментальная установка и методика обработки данных

Для исследования тепловой эффективности замкнутой системы охлаждения была создана установка, моделирующая работу такой системы.

Принципиальная схема установки показана на рисунке 3.1. В контуре такой системы охлаждения циркулировала пресная вода. Вода забиралась из расходной емкости 1 и насосом 2 прокачивалась через нагреватель 3, моделирующий теплоподвод от судового двигателя. После этого вода поступала в устройство теплоотвода 4 и на выходе из него попадала в расходомерную ёмкость 5, предназначенную для определения расхода объемным методом. Устройство

-5

теплоотвода 4 размещалась в бассейне 6 объемом около 17 м с неподвижной

-5

охлаждающей водой. Насос 2 имел производительность 12 м /ч. Расход воды регулировался клапанами. В нагревателе 3 подвод теплоты осуществлялся с помощью ТЭНов, суммарной мощностью 50 кВт.

Общий вид экспериментальной установки показан на рисунке 3.2. Модель устройства теплоотвода (рис. 3.3) представляла собой полую пластину высотой 0,8 м и шириной 0,5 м. В модели были предусмотрены отверстия 1 для подвода и отвода охлаждаемой пресной воды. Внутренняя полость разделялась перегородками, которые формировали лабиринтный канал 2 для прохода охлаждаемой пресной воды.

Рисунок 3.1 - Схема установки, моделирующей ЗСО ЭУ 1 - расходная цистерна; 2 - насос; 3 - нагреватель; 4 - модель устройства теплоотвода; 5 - расходомерная ёмкость; 6- ёмкость с охлаждающей водой

Рисунок 3.2 - Общий вид экспериментальной установки 1 - расходная цистерна; 2 - электрический нагреватель; 3 -трубопровод подвода горячей пресной воды к УТ; 4 -трубопровод отвода охлажденной в УТ воды; 5 - расходомерная емкость; 6, 7 - регулирующие клапаны; 8 - таль; 9 - горловина бассейна с охлаждающей водой

Теплопередающая стенка 3 имела толщину 5 мм и была выполнена из углеродистой стали. Тыльная стенка модели, а также её торцевые поверхности,

тщательно теплоизолировались. Общий вид теплоизолированной модели УТ представлен на рисунке 3.4.

А

« А-Л

Рисунок 3.3 - Общий вид модели пластинчатого устройства теплоотвода 1 - подводящие и отводящие патрубки; 2 - лабиринтный канал; 3 - теплопередающая стенка; 4 - теплоизоляция

Рисунок 3.4 - Общий вид модели УТ со стороны теплоизоляции

Конструктивно была предусмотрена возможность наклона модели. Для этого присоединение модели к трубопроводам подвода и отвода охлаждаемой воды осуществлялось с помощью дюритов 3 и 4 (рис. 3.2).

Основной целью проведения теплотехнических исследований являлось определения достигаемого значения теплоотвода, которое рассчитывалось по зависимости

2 = Српв пв •Рпв ■ И пв - ("пв ) ) (3.1)

где СрПВ - изобарная теплоемкость горячей пресной воды Вт/(кгК); ЖПВ -

3 3

объемный расход горячей воды, м /с; рПВ - плотность горячей воды, кг/м ; (пв,(т - соответственно температуры входа и выхода горячей воды УТ, оС.

Измерение расхода ЖПВ осуществлялось объемным методом. С помощью расходомерной емкости замерялось время т заполнения фиксированного объема V. В результате значение расхода определялось:

Wпв= V/ т, м3/с.

Измерение температур горячей пресной воды на входе (пв и выходе {пв УТ и охлаждающей воды осуществлялось с помощью хромель-копелевых термопар (рисунок 3.5). Измерение термо-эдс осуществлялось с использованием потенциометра. Перепад давления на УТ измерялся с помощью манометров.

Рисунок 3.5 - Схема измерений параметров работы УТ 1 - устройство теплоотвода; 2 - переключатель термопар; 3 - сосуд Дюара;

4 - потенциометр

Поскольку определение значения теплоотвода осуществляется косвенным методом, то хорошо известно, что при этом точность конечных результатов экспериментальных исследований зависит от принятой методики измерений, класса точности применяемых средств измерения, диапазона изменения измеряемых величин и может быть оценена по абсолютной погрешности величин, входящих в расчетные уравнения.

В наиболее общем случае абсолютную погрешность функции нескольких переменных у = /{а, Ь, с, ...) находят по формуле [92]

Лу =

[/12 кда у

о

• Ла +

(/12 \дЬ ]

• ЛЬ 2 +

(д/_ 12 1дс )

•Лс2 + ... ,

где Аа, АЬ, Ас, ... - абсолютные предельные погрешности измерения величин а, Ь, с.

Относительная погрешность выражается следующим образом:

гу-Лу