Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remoldador dual (diesel - gas natural)

Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) Trabajo de Final de Grado Facultat de Nàutica de Barcelona Universitat Politècnica de Catalunya Trabajo realizado por: Albert Noguer Figueras Dirigido por: Ramón Grau Mur Doble titulación de Grado en Tecnologías Marinas y Grado en Ingeniería de Sistemas y Tecnología Naval Barcelona, Julio de 2019 Departamento de Ciencias e Ingeniería Náutica i Agradecimientos En primer lugar, me gustaría expresar mi más sincero agradecimiento al profesor Ramón Grau Mur por haberme guiado durante estos meses en el desarrollo del proyecto, además de agradecerle todo lo que me ha enseñado durante las asignaturas que ha impartido. Gracias a la confianza que depositó en mí y a su gran dedicación este trabajo ha sido terminado con éxito. Por otra parte, agradecer a mis compañeros de trabajo de la empresa de Remolcadores de Barcelona, los cuales me han facilitado gran parte de la información. Al mismo tiempo, trabajando allí he podido acceder a las instalaciones las cuales me han ofrecido documentación relevante para desarrollar el proyecto. Finalmente, me gustaría darles las gracias a mi familia y amigos, quienes siempre me han apoyado durante los momentos más importantes de mis estudios. Especialmente el apoyo incondicional recibido de mis padres y por la educación que me han proporcionado. Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) ii iii Resumen Actualmente, debido a la contaminación generada por los motores diesel están surgiendo nuevas restricciones medioambientales en el sector naval. El uso del gasoil está disminuyendo a causa de las emisiones tóxicas que genera su combustión. Por lo tanto, es conveniente investigar sobre nuevos sistemas de propulsión menos contaminantes. Recientemente, la principal apuesta de los buques mercantes para lograr estos requisitos medioambientales es el uso del GNL como combustible. Por esta razón, la demanda de barcos que incorporan motores de gas está aumentando muy rápidamente. Aunque en ocasiones, las navieras deciden modificar ciertas partes del motor de diesel y otros sistemas del barco para que pase a consumir gas natural. El proyecto se estructura en 6 capítulos que tienen como objetivo mostrar una posible solución a este problema que tiene el sector naval. En primer lugar, se ha realizado una introducción sobre el GNL como combustible utilizado en los buques mercantes. El segundo capítulo introduce las diferentes tipologías de remolcadores que encontramos según la ubicación del propulsor y tipo de hélice. Al mismo tiempo, dependiendo de las operaciones y funciones encontramos también distintos tipos de buques. En el tercer capítulo se describe el remolcador escogido y las funciones que realiza. Además, incluye las características de los dos motores principales fabricados por Rolls-Royce y sus respectivas especificaciones del sistema de propulsión Aquamaster. En cuarto lugar, encontramos las características del motor de gas. También se incluye una comparativa entre el motor de gas y el de diesel. Para diseñar la nueva sala de máquinas esta comparativa será necesaria para saber qué elementos modificar. En el siguiente capítulo, se especifica los elementos y sistemas que deberán ser modificados con la finalidad de que el remolcador pase a consumir gas natural. Finalmente, en el último apartado se resume el proyecto presentando y las conclusiones obtenidas teniendo en cuenta el contenido del cuerpo del trabajo. Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) iv Abstract Nowadays, due to the fuel consumption engines new environmental requirements are being established in the naval sector. The consumption of conventional fuel (diesel-oil or fuel oil) is decreasing because of the emissions generated. So, it is convenient to investigate about new possible propulsion systems less polluting. Currently, the main bet for merchant ships to achieve these requirements is the LNG propulsion systems. For this reason, the demand for ships that incorporate gas engines is increasing very quickly. Although, sometimes ship companies decide to modify certain parts of the diesel engine and some systems of the ship to consume natural gas. The present work, structured in 6 chapters, aims to propose a possible solution to this problem in the naval sector. First, an introduction is made about the LNG as fuel used in merchant ships. The second chapter introduces the different types of tugs according to the location and type of propeller. Depending on the operations or functions of the vessel we find so many different types of tugs. Third, in this new chapter the chosen tug and the work made are described. In addition, it includes the characteristics of the two main engines manufactured by Rolls-Royce and its respective specifications of Aquamaster propulsion system. Fourth, we find out about the characteristics of the gas engine. Moreover, in this chapter, gas engine is compared to the diesel engine. To design the new machine room this comparison will be required to know which the elements modify. In the next chapter, it's introduced an evaluation about the advantages and disadvantages between diesel and gas propulsion. Finally, the last chapter summarizes the project presenting the conclusions reached with the thesis. v Índice RESUMEN III ABSTRACT IV LISTA DE FIGURAS VII LISTA DE TABLAS IX CAPÍTULO 1. INTRODUCCIÓN 11 CAPÍTULO 2. TIPOS DE REMOLCADORES SEGÚN LA POSICIÓN DEL PROPULSOR 13 2.1. REMOLCADORES CON PROPULSIÓN A POPA 14 2.1.1. PROPULSIÓN CONVENCIONAL 14 2.1.2. AZIMUTAL 15 2.2. REMOLCADORES CON PROPULSIÓN A PROA 15 2.2.1.VOITH SCHNEIDER 15 2.2.2. AZIMUTAL 16 2.3. REMOLCADOR CON PROPULSIÓN AZIMUTAL ASIMÉTRICA 16 CAPÍTULO 3. DESCRIPCIÓN Y OPERATIVA DEL REMOLCADOR PROYECTO 17 3.1. DESCRIPCIÓN DEL REMOLCADOR 17 3.2. SISTEMA DE PROPULSIÓN ACTUAL 20 3.2.1. MOTOR PRINCIPAL 20 3.2.1.1. SISTEMA DE COMBUSTIBLE 22 3.2.1.2. SISTEMA DE PUESTA EN MARCHA 24 3.2.1.3. SISTEMA DE REFRIGERACIÓN 26 3.2.1.4. SISTEMA DE LUBRICACIÓN 27 3.2.2. PROPULSORES 28 CAPÍTULO 4. ELECCIÓN DEL MOTOR PROPULSOR 31 4.1. SISTEMA DE ALIMENTACIÓN 34 4.1.1. CARACTERÍSTICAS DEL GAS NATURAL 34 4.1.2. GAS NATURAL COMPRIMIDO 35 4.1.3. GAS NATURAL LICUADO 36 4.1.4. SISTEMA DE COMBUSTIBLE DEL MOTOR C26:33L8PG 37 4.2. SISTEMA DE PUESTA EN MARCHA 38 4.3. SISTEMA DE REFRIGERACIÓN 40 4.4. SISTEMA DE LUBRICACIÓN 41 Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 12 El buque proyecto, descrito a continuación, pertenece a la empresa Grupo Rebarsa que fue una de las primeras empresas fundadas a nivel Europeo, des de 1886 ofrece servicios en el puerto de Barcelona las veinticuatro horas al día de los trescientos sesentaicinco días del año. Ésta empresa está formada por diversas empresas entre las cuales, en el Puerto de Barcelona, destaca Remolcadores de Barcelona y servicio de recogida de residuos MARPOL (SPRA). Actualmente la empresa está formada por 5 buques remolcadores: MONTALT, MONTCLAR, MONTBRIO, CALA GULLO y CALA SEQUER. Cada uno de estos remolcadores dispone de tres tripulantes a bordo: un capitán o patrón, un jefe de máquinas o mecánico naval y un marinero. Además, en el Puerto de Barcelona, hay otra empresa que también presta servicios de remolque, los cuales entre las dos empresas hacen los servicios conjuntos. Esta empresa, S.A.R. (Sociedad Anónima de Remolcadores) dispone de 3 buque remolcadores: SALVADOR DALI, WILLY T y RAMON CASAS. El remolcador elegido para la realización del siguiente proyecto es el remolcador MONTBRIO, un remolcador tipo tractor (con propulsión a proa) con un tipo de propulsión azimutal y el cual dispone de dos motores principales colocados en paralelo acoplados a través de una reductora a los propulsores. Capítulo 2. Tipos de remolcadores según la posición del propulsor 13 Capítulo 2. Tipos de remolcadores según la posición del propulsor Los buques remolcadores, a lo largo de los años, han tenido un papel muy importante en el transporte marítimo, ayudando a los grandes buques en zonas de difícil acceso donde no gozaban de una buena capacidad de maniobra. Sus orígenes se remontan a la época de los buques a vela, los cuales se trataban de botes a remos. Poco a poco, fueron evolucionando hasta que en el siglo XIX, se construyeron remolcadores dotados con una máquina de vapor accionada mediante palas. Gracias a la invención del motor diesel se abrió una nueva etapa, y no solamente para el transporte marítimo sino para todos los vehículos, artefactos e infraestructuras que favorecen el desarrollo mundial. En el caso de los remolcadores pasan a disponer de una gran potencia en relación a sus dimensiones lo cual les hace aumentar considerablemente su capacidad de tiro y la respuesta para ejercer la maniobra. Actualmente se han desarrollado una gran variedad de diferentes tipos de remolcadores, cada uno de ellos diseñado para cumplir con una serie de requisitos determinados. Existen diferentes tipos de clasificación para designar a un buque remolcador, básicamente podemos distinguir tres categorías: según el lugar de operación, según el tipo de propulsión que se utiliza o según la función que deben realizar. El siguiente trabajo, enfocado al dimensionamiento de la sala de máquinas de un remolcador hace evidente hacer una pequeña introducción según el tipo de propulsión que puede utilizar un remolcador. Según la localización del propulsor se distinguen: ► Remolcadores con propulsión a popa x Propulsión convencional x Azimutal ► Remolcadores con propulsión a proa (tipo tractor) x Voith Schneider x Azimutal ► Remolcador con propulsión azimutal asimétrica Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 14 2.1. Remolcadores con propulsión a popa 2.1.1. Propulsión convencional Este sistema de propulsión, formado por una o más hélices, está basado en el acople directo, a través de una reductora, entre el motor propulsor y la hélice mediante un eje rígido. Con propulsión a popa es habitual colocar la maquinilla de remolque en la zona de proa, sobre todo si se trata para realizar maniobras en el interior de un puerto ya que al aumentar la distancia, en el plano horizontal, entre la maquinilla y el propulsor se consigue mejorar la maniobrabilidad y la efectividad del remolque. Además, con la finalidad de aumentar la capacidad de remolque se suele instalar hélices en tobera. Las más conocidas son las toberas Kort (en honor al físico Ludwing Kort que realizó el estudio), que consiste en una tobera alrededor de una hélice y que tiene la finalidad de incrementar la velocidad del flujo de agua en torno al propulsor, aumentando así su rendimiento y el empuje generado en relación a una hélice sin tobera. Por otra parte cabe destacar que el tipo de hélice utilizado pude ser de paso fijo o de paso controlable. Las hélices de paso variable a diferencia de las de paso fijo son capaces de girar alrededor de su eje cambiando el ángulo de ataque. Si el ángulo alcanza valores negativos de creará una inversión de empuje, ya sea para el frenado o para la marcha atrás sin la necesidad de cambiar la dirección de rotación del eje. Son de gran eficacia pero tienen el inconveniente de que en ciertos ángulos pueden cavitar. Figura 1. Propulsión convencional Capítulo 2. Tipos de remolcadores según la posición del propulsor 15 2.1.2. Azimutal Este sistema de propulsión, a diferencia del caso anterior, la transmisión de potencia desde el motor hasta la hélice se hace a través del eje y el sistema azimutal. Al igual que en el caso anterior es habitual colocar la maquinilla de remolque en la zona de proa con la finalidad de mejorar la maniobrabilidad de la embarcación. Además, algunos, disponen de una segunda maquinilla de remolque en la zona de popa de la cubierta principal para el caso de que se requiera hacer un remolque de altura, ya que no requiere tanta maniobrabilidad. El propulsor azimutal permite orientar la hélice a 360º de la horizontal, de modo que la propia hélice hace de timón. Además suelen disponer de una tobera entorno a la hélice incrementando el tiro que se genera en la maniobra. Las hélices pueden ser de paso variable o paso fijo. Figura 2. Propulsión azimutal a popa 2.2. Remolcadores con propulsión a proa 2.2.1. Voith Schneider También conocidos como propulsores epicicloidales. Este propulsor consta de unas palas dispuestas verticalmente, en la parte inferior de la quilla, que giran sobre un eje variable también vertical siguiendo una trayectoria circular, lo que permite el desplazamiento del buque en cualquier dirección. La principal ventaja de este tipo de propulsores es la maniobrabilidad, aunque tienen menor rendimiento que las hélices convencionales. En los remolcadores tipo tractor el Voith está dispuesta a un tercio de la proa y el chigre de remolque se sitúa sobre la cubierta principal en la parte de popa. Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 16 Figura 3. Sistema de propulsión Voith Schneider 2.2.2. Azimutal Como se ha comentado anteriormente la transmisión de potencia des del motor hasta la hélice se hace a través del eje y el sistema acimutal, pero en el caso de un remolcador tipo tractor el sistema azimutal está dispuesto a un tercio de la proa del remolcador. A diferencia del Voith Schneider el propulsor es una hélice en tobera cuyo eje motriz es vertical, lo que permite orientar la hélice a 360º del plano horizontal. Sobre la cubierta principal, en popa, se sitúa el chigre de remolque con una capacidad de frenado de hasta tres veces la tracción del remolcador. Además, a popa de chigre se dispone de una arco (en forma de U invertida) por donde pasa el cabo de remolque. En ocasiones, estos tipos de propulsores son conocidos como Schottel aunque existen otros fabricantes como: Aquamaster, Kamewa, Ulstein, Niigata… 2.3. Remolcador con propulsión azimutal asimétrica El sistema propulsor azimutal asimétrico dispone de dos motores principales que transmiten la potencia a la hélice a través de un eje rígido y el sistema azimutal. Los propulsores azimutales están situados paralelamente, uno a babor en popa y el otro a estribor en proa, con lo que se consigue una gran maniobrabilidad. Capítulo 3. Descripción y operativa del remolcador proyecto 17 Capítulo 3. Descripción y operativa del remolcador proyecto 3.1. Descripción del remolcador El buque elegido para realizar el siguiente proyecto ha sido el remolcador MONTBRIO. Se trata de un remolcador azimutal tipo tractor (propulsión a proa) el cual dispone de dos motores principales RollRoyce, Marine Bergen con una potencia efectiva de 2400 kW cada uno de ellos colocados en paralelo en la mitad hacia popa del buque. Se tratan de motores 4T capaces de ofrecer aceleraciones relativamente elevadas como para poder satisfacer las necesidades de maniobra de los buques mercantes que contratan sus servicios. El remolcador es capaz de generar 77 toneladas de tiro para dar servicio en alta mar o en puerto. Además, está complementado con un sistema, denominado sistema FI-FI, para la extinción de incendios que puedan suceder en otros buques o en alguna zona de tierra cercana al agua. Para ello, se emplean dos cañones, uno a cada lado del buque, situados en la parte más alta del puente para poder llegar a distancias lejanas con el chorro de agua que sale a presión. Por otra parte también dispone de un sistema oil-recovered que utiliza barreras y skimmers para hacer una limpieza de hidrocarburos en caso de derrame. El MONTBRIO es un remolcador de altura, es decir, puede operar en alta mar realizando operaciones de remolque o salvamento. Su uso es básicamente como remolcador de puerto aunque en ocasiones puntuales también realiza servicios fuera del puerto. Al tratarse de un buque remolcador de pequeñas dimensiones y que suele operar en puerto este solo consume diesel-oil, aparte de no disponer de los sistemas necesarios para poder quemar fueloil. Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 18 Figura 4. Remolcador MONTBRIO El puente de gobierno, dispuesto en la parte más alta del buque tiene una amplia visibilidad para controlar todo lo que pueda suceder alrededor del remolcador y facilitar la seguridad y eficacia de la maniobra. Por este motivo se disponen de ventanas en todo el contorno del puente. En el interior, en la zona de habilitación dispone de cuatro camarotes dormitorio, dos baños, una cocina y una sala principal que incorpora una mesa y un sofá. En la cubierta principal, en la parte de babor, justo antes de la puerta para realizar el embarque o desembarque, se alojan las seis botellas de . En cambio en la zona de estribor, por encima de las mismas cuadernas se dispone un pañol que se utiliza para guardar cabos de respeto y equipos de escape y de protección individual. Justo a la derecha de este pañol (hacia proa) hay el pasillo central que atraviesa de babor a estribor y comunica con la habilitación por la parte de proa y con el guardacalor por la parte de popa. En la parte de popa de la superestructura, en la cubierta principal, hay una segunda entrada al guardacalor y a su costado de estribor hay el pañol de pinturas y donde se almacenan todos los productos químicos. En la zona de proa del entrepuente se disponen dos balsas salvavidas, situadas una a babor y la otra a estribor. Estas balsas están diseñadas para transportar un número máximo de 8 tripulantes cada una. Además en esa misma zona de estribor hay el bote de rescate que solo se utilizara en caso de emergencia. El sistema de remolque, ubicado en la parte de popa de la cubierta principal, perteneciente a la marca IVERCISA y dispone de un carretel más uno de respeto. Cada carretel dispone de un sistema de embrague para poder ser accionado. El sistema por el cual están accionados es hidráulico. Además, en la imagen se puede observar como a popa del chigre de remolque se dispone de una arco (en forma de U invertida) por donde pasa el cabo de remolque. El tanque que almacena el aceite hidráulico de la maquinilla junto con las bombas se encuentra en la zona del guardacalor. Capítulo 3. Descripción y operativa del remolcador proyecto 19 A continuación se muestran las tablas con las características del remolcador: Dimensiones Eslora total 29,5 metros Manga máxima 11 metros Puntal 4 metros Calado máximo 6,95 metros Fuerza de tiro 77 toneladas Desplazamiento en rosca 550,57 toneladas Número IMO 9361299 Año de construcción 2007 Sociedad de Clasificación Germanisher Lloyd Puerto Base Barcelona Astillero de construcción Astilleros Zamakona (Bilbao) Tabla 1. Dimensiones del remolcador Capacidad de los tanques estructurales Tanques Almacén 141,5 Tanques de Agua de lastre 92,71 Tanques de Agua dulce 29,65 Tanque de Aceite sucio 4,47 Tanque de Aceite de los motores principales 4,64 Tanque de Aceite de los propulsores 4,64 Tanque de Lodos 4,47 Tabla 2. Capacidad de los tanques estructurales El volumen anotado anteriormente corresponde al volumen total de los diferentes tanques que almacenan el mismo fluido. De manera que el remolcador dispone de los siguientes tanques: - 8 tanques de combustible (diesel-oil) - 2 tanques de servicio diario - 1 tanque de reboses - 2 tanques de lastre - 2 tanques de agua dulce sanitaria - 1 tanque de aceite sucio - 1 tanque de aceite para los motores principales - 1 tanque de aceite para los propulsores - 4 tanques no estructurales para el almacenamiento de diferentes tipos de aceites - 1 tanque de lodos - 2 tanques de líquido espumójeno - 2 tanques no estructurales de agua dulce para la refrigeración Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 20 3.2 Sistema de propulsión actual En este presente apartado se pretende conocer el sistema de propulsión del remolcador compuesto principalmente por los dos motores principales acoplados directamente a los propulsores azimutales Aquamaster. Por este motivo el sistema de propulsión consta de dos salas, una sala de máquinas donde hay los motores principales y otra para propulsores. Propulsión Motores principales Rolls-Royce, Marine, Bergen C25:33L8P Potencia efectiva 2 2400 kW Propulsores Aquamaster USS 255 CP Tabla 3. Propulsión del remolcador 3.2.1. Motor principal En la sala de maquinas, además de haber los motores principales y auxiliares se encuentran otros sistemas fundamentales para el correcto funcionamiento del remolcador. Entre ellos destaca el sistema neumático de puesta en marcha formado por dos botellas de 500 litros cada una y 3 compresores del cual se describirá más adelante, diferentes válvulas y bombas que forman el sistema contraincendios, el sistema FI-FI formado por dos bombas centrifugas y dos multiplicadoras acopladas al motor principal (una para cada motor), las purificadoras de diesel-oil y de aceite lubricante de los motores principales, entre otros elementos. Como ya se ha comentado, el remolcador consta de dos motores Roll-Royce Bergen Tipo C con una potencia efectiva de 2400 kW cada uno de ellos. Estos motores, colocados en paralelo, están ubicados en la mitad hacia popa del buque. Los Bergen tipo C son motores 4T con una disposición de los cilindros en línea, con un diámetro interior de 250 mm y 330 mm de carrera. Se trata de un motor capaz de llegar a 1000 rpm y ofrecer aceleraciones relativamente rápidas como para satisfacer las necesidades de los buques mercantes que contratan sus servicios. Capítulo 3. Descripción y operativa del remolcador proyecto 21 Motor Roll-Royce Bergen C25:33L8P Nº de cilindros 8 Diámetro interior 250 mm Carrera 330 mm Cilindrada 16,2 Tipo 4 tiempos Grado de compresión 16:1 Velocidad nominal 1000 rpm Potencia nominal 2400 kW Consumo específico de gasoil 185 g/kWh Tipo de turbocompresor ABB A145 Temperatura nominal del agua de refrigeración en la salida 90⁰C Caudal de agua de refrigeración en la etapa de alta temperatura 61 Aceite lubricante SAE 40 (Disola M 4015) Presión habitual de arranque 30 bar Presión mínima de arranque 18 bar Tipo de inyección Inyección indirecta Año de construcción 2006 Tabla 4. Especificaciones del motor C25:33L8P Dimensiones principales: Figura 5. Dimensiones principales Rolls-Royce Bergen C25:33L8P Dimensiones Motor Roll-Royce Bergen C25:33L8P (en mm) A B C D Peso 3930 4796 3230 1873 23.900 kg Tabla 5. Dimensiones motor C25:33L8P Este motor esta sobrealimentado por un turbocompresor ABB A 145 con un enfriador que efectúa el intercambio de calor en dos etapas. Además es capaz de operar con combustibles de una viscosidad hasta 700 cSt a 50⁰C (IF700). Al tratarse de un buque de pequeñas dimensiones y que habitualmente Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 28 Aceite lubricante SAE 40 Temperatura mínima del lubricante 15 ⁰C Temperatura de trabajo del lubricante 60 ⁰C Temperatura máxima de diseño del lubricante 100 ⁰C Rango de filtrado del cartucho 15 micras Eficiencia del filtrado (parámetro beta) 90% a > 16μm y 98% a > 20μm Presión de trabajo 5 bar Presión de diseño 10 bar Tabla 11. Condiciones de trabajo del lubricante El tanque donde se almacena el aceite tiene una capacidad de 4,64 y está ubicado en el doble fondo de babor de la sala de propulsores. Además el sistema de aceite dispone de una purificadora, de la marca ALFA LAVAL, para hacer una limpieza de las impurezas que pueda contener el aceite. Datos específicos Capacidad de la bomba principal 83 Presión de trabajo 4-5 bar Alarma de baja presión 2,5 bar Shut-down 1,7 bar Temperatura de trabajo 60 ⁰C Alarma de alta temperatura 70 ⁰C Consumo específico 0,7 g/kW*h Alto nivel de aceite en el cárter 1665 l Bajo nivel de aceite en el cárter 1390 l Tabla 12. Datos específicos del sistema de lubricación, motor C25:33L8P 3.2.2. Propulsores En la sala de propulsores es donde están colocados los dos propulsores azimutales en paralelo el uno del otro. Al tratarse de un remolcador tipo tractor la sala de propulsores se encuentra a proa de la sala de maquinas y que comunican a través de una única puerta estanca. Además, en esta sala es donde están ubicados los cuadros eléctricos principales del remolcador, la planta séptica y el separador de sentinas. Estos elementos en principio no afectaran a las modificaciones que se pretenden realizar en el presente proyecto. Capítulo 3. Descripción y operativa del remolcador proyecto 29 Figura 9. Sala de propulsores Estos propulsores azimutales son los que permiten que el buque tenga una gran capacidad de maniobra, ya que pueden rotar en cualquier dirección, es decir, pueden rotar los 360⁰ sobre el plano horizontal con la finalidad de orientar las palas hacia donde se requiera desplazar el buque. Propulsor Aquamaster USS 255 CP Distancia del eje conductor al eje propulsor 3.550 mm Potencia máxima de entrada 2389 kW a 1000 rpm Par máximo de entrada 22,8 kW Ángulo de giro 360⁰ Velocidad de giro recomendada 226 rpm Aceite de lubricación Supertauro 150 Tabla 13. Especificaciones del propulsor El propulsor se encarga de mover la hélice de paso controlable y de 2600 mm de diámetro. El control del paso de la hélice es efectuado por un automatismo y una serie de presostatos que en función de la carga que se necesite y las revoluciones en que se encuentre el motor aumentará o disminuirá el paso, incrementando así la efectividad de la maniobra. El paso se modifica a través de unos cilindros incorporados en el interior del núcleo de la hélice que están accionados por un sistema hidráulico. Además este tipo de propulsor tiene la función de embragar o desembragar con el motor principal. El eje que conecta el motor principal con el propulsor ha sido suministrado por la misma empresa Aquamaster. Con el propósito de evitar un exceso de ruido y vibraciones la unión entre el propulsor y el motor se realiza mediante un eje con un acoplamiento elástico de alta resistencia que permite que la transmisión no sea toralmente rígida y se pueda absorber pare de las vibraciones que se producen. Este acoplamiento elástico ha sido suministrado por el fabricante Vulkan. Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 30 Figura 11. Propulsor Azimutal Aquamaster Como ya se ha especificado anteriormente en las especificaciones los propulsores disponen de un tanque estructural de aceite lubricante ubicado en el doble fondo de estribor de la sala de propulsores, este aceite perteneciente al fabricante Repsol es del tipo Supertauro 150. El lubricante es impulsado a través de una bomba de engranajes acoplada, mediante una correa de un material elástico, al eje de transmisión. Teniendo en cuenta la finalidad del proyecto se debe tener presente que si no se modifica la potencia ni las revoluciones se podrá instalar un motor que consuma gas sin la necesidad de modificar el propulsor descrito anteriormente. Por otro lado será necesario determinar si el motor de gas que se elegirá se podrá disponer en el espacio del motor actual. De manera que, en el siguiente apartado, se intentará elegir un motor principal que se adapte a esas características. Capítulo 4. Elección del motor propulsor 31 Capítulo 4. Elección del motor propulsor En este apartado se pretende escoger y describir el motor, que consuma gas natural, más adecuado para las condiciones de funcionamiento y de instalación en nuestro remolcador proyecto. El motor escogido, al igual que el motor descrito en el capítulo 3, pertenece al fabricante Roll-Royce. Se trata de un motor que también pertenece a la familia de Tipo C y esto hace que tengan unas características muy similares, este motor es el Bergen C26:33L8PG. Uno de los factores más importantes que se han tenido en cuenta a la hora de escoger el motor, alimentado por gas, para ser instalado en la sala de maquinas de nuestro remolcador proyecto ha sido la potencia. De modo que se ha intentado buscar un motor que ofreciera una potencia similar al motor instalado en el remolcador real (el Bergen C25:33 L8P). Además otro factor que se debe tener en cuenta a la hora de escoger el motor propulsor ha sido sus dimensiones. Es imprescindible elegir un motor que se pueda adapte a la sala de máquinas del remolcador proyecto sin la necesidad de hacer grandes modificaciones. Teniendo en cuenta que en la zona de proa del motor debe haber una separación para poder acceder a la parte de babor de la sala de máquinas. Por otra parte, se debe tener presente que en la parte de popa de cada motor hay instalado la bomba y la multiplicadora del sistema FI-FI. También se debe tener presente factores no tan evidentes como el número de cilindros que debe tener el motor teniendo en cuenta la relación que mantienen la hélice y el motor (en el caso de que no se cambie la hélice). El número de palas no puede ser proporcional al número de cilindros ya que la resultante de los dos focos que emiten vibraciones se sumarian y producirían vibraciones tan elevadas que contribuirían a disminuir la vida útil de la maquinaria. Al igual que et tipo C25:33 se trata de un motor de 4T con una disposición en línea de los 8 cilindros que tiene, con un diámetro interior de 260 mm y 330 mm de carrera. Se trata de un motor que ofrece 2160 kW de potencia a 1000 rpm. En la siguiente tabla se muestran las características principales que tiene el motor escogido, el C26:33L8PG: Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 32 Motor Roll-Royce Bergen C26:33L8PG Nº de cilindros 8 Diámetro interior 260 mm Carrera 330 mm Cilindrada por cilindro 17,52 Tipo 4 tiempos Grado de compresión Velocidad nominal 1000 rpm Potencia nominal 2160 kW Consumo especifico 360 kg/h (a 1000 rpm) Tipo de turbocompresor ABB TPS-57_VTG Temperatura nominal del agua de refrigeración en la salida 90 ⁰C Caudal de agua de refrigeración en la etapa de alta temperatura 61 Aceite lubricante SAE 40 Presión habitual de arranque 30 bar Presión mínima de arranque 15 bar Tipo de inyección Inyección indirecta Tabla 14. Especificaciones del motor C26:33L8PG Dimensiones principales: Figura 12. Motor Bergen C26:33 L8PG Dimensiones Motor Roll-Royce Bergen C26:33L8PG (en mm) A B C D Peso 3930 4796 3195 1748 20.700 kg Tabla 15. Dimensiones motor C26:33L8PG Capítulo 4. Elección del motor propulsor 33 Como se puede observar en la tabla anterior este motor tiene unas dimensiones muy similares a las del motor C25:33L8P. En longitud, tan A como B, son exactamente iguales a las del motor diesel. La altura, C, es 35 mm inferior al motor diesel y por último la anchura, D, es 125 mm más delgado al C25:33L8P. Teniendo en cuenta las dimensiones especificadas en los planos del fabricante en ambos casos la superficie de las patas que soportan el motor y lo unen con los polines tienen una anchura de 200 mm y además, la máxima distancia que separa las dos patas observando el motor frontalmente es de 2000 mm. De modo que se podría instalar el motor encima de los mismos polines sin la necesidad de ser modificados ya que los agujeros donde van colocadas las tuercas se encuentran exactamente en el mismo punto. Por otra parte, en ambos motores el centro donde debe ir acoplado el eje que lo une con el propulsor se encuentra a una altura de 700 mm respecto a la línea base (incluyendo las patas). Esto supondría que no sería necesario modificar la altura de la bancada o de los polines ya que estaría alineado con el eje. Además, al tratarse de motores que tienen la misma longitud, el eje que sobresale por la parte de popa del motor y que va acoplado a la multiplicadora del sistema FI-FI se encontraría a la misma altura ya que está alineado con el acople del eje que une el motor y el propulsor. Se debe tener en cuenta que la fiabilidad y la vida útil del motor en gran parte dependen de la alineación del motor, acoplamientos y/o reductoras con la finalidad de minimizar el movimiento relativo entre estos elementos debido a las deformaciones que se producen, causadas principalmente por la carga, la mar y la dilatación térmica. Por este motivo la colocación del motor encima de la bancada se trata de una operación muy difícil de realizar, en la que se necesita personal altamente cualificado. Además no debemos olvidar que el peso del motor, que es aproximadamente unos 3200 kg inferior al peso del motor original y esto seguramente afectaría a la alineación ya que probablemente el motor, al tener menos peso, quedaría unas micras más elevado que el motor original. Para ello se debería tener en cuenta el tipo de polín que hay instalado y efectuar la corrección disminuyendo su altura o remplazarlo por otro tipo. En definitiva, se puede afirmar que el motor elegido se podrá instalar en la sala de máquinas de nuestro remolcador proyecto sin la necesidad de hacer grandes modificaciones. En cuanto a la potencia, como se ha comentado, este motor ofrece 2160 kW (240 kW menos que el motor diesel), es decir, hay una pérdida del 10% de la potencia. A consecuencia de esto, se podría buscar un propulsor que trabajase a una potencia similar a la que ofrece el motor propuesto, de esta forma el propulsor trabajaría más cerca del rango de sus condiciones nominales de diseño. A pesar de esto, en el proyecto se ha optado para mantener el mismo propulsor con la finalidad de evitar realizar modificaciones y facilitar el proceso de dimensionamiento. Al optar por esta opción se debe tener presente que no aprovecharemos al máximo la máquina ya que nunca se llegará a las condiciones nominales para las que ha estado diseñado el propulsor. Al no saber qué tipo de hélice utiliza el remolcador no se puede disponer de la curva de la hélice de modo que no se puede determinar con exactitud cuál será el tiro que experimentara el buque con este nuevo motor de 2160 kW. Pero se realizará una aproximación teniendo en cuenta las potencias de los dos motores: Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 34 Podemos afirmar que con esta modificación el remolcador proyecto se verá afectado con una potencia del 10% menor que el remolcador real, que utiliza motores diesel para la propulsión. A partir de las especificaciones del remolcador sabemos que con los dos motores diesel el buque ofrece un tiro de 77 toneladas, de manera que con una regla de tres obtenemos el tiro aproximado de nuestro remolcador proyecto, teniendo en cuenta que seguramente habrá cierta desviación del valor real. 4.1. Sistema de alimentación 4.1.1. Características del gas natural El gas natural se trata de un combustible fósil originado a partir de la descomposición parcial de materia orgánica de hace ya millones de años. Esta transformación de la materia orgánica en combustible es debido a la presión y temperatura de los sedimentos acumulados por encima. Estos yacimientos de gas natural se suelen encontrara a altas profundidades en el subsuelo, bien en tierra firme (onshore) o bien bajo el mar (offshore). Su composición a nivel molecular puede variar significativamente dependiendo de su zona de extracción y de si ha sido procesado para el consumo o no. Generalmente, el gas natural se procesa antes de ser entregado a los consumidores. Está compuesto, aproximadamente de un 90% en metano y el resto es de varias concentraciones de etano, propano, butano y gases que no contienen combustible, como el nitrógeno o el dióxido de carbono. De modo, que su poder calorífico puede variar en función de según el lugar de extracción y su procesamiento. Además, se debe tener presente que se trata de un gas incoloro y inodoro, de modo que se suele añadir un aditivo, normalmente mercaptano, para su detección olfativa en caso de fuga ya que en zonas cerradas es peligroso y su inhalación puede tener efector médicos adversos. Por otro lado, es imprescindible comentar que el gas natural en condiciones normales, es decir, a una temperatura de 0 ⁰C y una presión de 1 atmosfera se trata de un combustible que se encuentra a la atmosfera en forma gaseosa. De manera para almacenarlo en el interior de un vehículo se suelen utilizar dos formas: comprimiendo el gas natural o licuando el gas, aplicando temperatura. De esta forma se consigue disponer a bordo volúmenes de gas natural más grandes, aumentando así la autonomía del vehículo que en el caso de disponer el gas natural en condiciones normales. Capítulo 4. Elección del motor propulsor 35 4.1.2. Gas natural comprimido En el caso de que se almacene el gas natural de forma comprimida se deberá almacenar de manera segura a estas altas presiones y se deberá establecer un sistema de control para entregar el gas de forma segura y precisa al motor. Las presiones de almacenamiento, alrededor de los 200-240 bar son las más comunes, y por lo general corresponde a una base de energía equivalente de gasoil alrededor de un 30% en volumen. Los tanques de almacenamiento suelen ser cilíndricos y una gran mayoría están construidos con recubrimientos de aluminio o acero con fibra de vidrio o fibra de carbono para aumentar la resistencia y minimizar el peso. Este sistema requiere un alto coste asociado al trabajo de compresión para almacenarlo, que generalmente se desperdicia cuando el gas se expansiona y se manda hacia el motor. Puede haber algún problema de compatibilidad operacional y de materiales debido principalmente a la posible presencia de gotitas de aceite lubricante y vapores fuera del sistema de compresión. Además la presencia de cualquier vapor de agua en el gas puede provocar la congelación del agua, especialmente después de la rápida expansión del gas a alta presión para su uso y pudiendo provocar problemas de corrosión. El tanque debe estar equipado con válvulas de alivio diseñadas para ventilas el gas en caso de incendio cerca de los tanques. Además debe haber válvulas de alivio de presión para ventear en caso de que se produzca una sobrepresión. El gas en el interior del recipiente se reduce a una presión alrededor de varias atmosferas a través de reguladores que pueden calentarse con agua cuando sea necesario para eliminar su congelación cuando se expanden hasta la presión de trabajo. Seguidamente se incluyen unos reguladores secundarios donde se reduce aún más la presión antes de enviar el gas al motor. Figura 13. Instalación de gas natural comprimido Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 36 4.1.3. Gas natural licuado En caso contrario, y que se almacene el gas en estado líquido, GNL, es la opción más utilizada por los grandes buques, permitiendo su transporte a largas distancias. Se necesita una temperatura muy baja para conseguir licuar el gas, de modo que este proceso se suele hacer en grandes instalaciones cerca de los puntos de la fuente de gas, aunque actualmente se puede realizar en unidades relativamente pequeñas con un gran coste económico. Por lo tanto, su disponibilidad limitada sigue siendo un problema asociado con su empleo y en aplicaciones de transporte para el consumo en motores. A menudo, por simplicidad, el metano líquido se utiliza para representar el GNL. Sin embargo, el punto de licuación del GNL puede variar ligeramente de un lote a otro, dependiendo de las concentraciones de algunos de sus componentes minoritarios que pueden permanecer en la solución, especialmente el etano y el propano. En la siguiente tabla se muestran las principales propiedades del metano licuado, representado como GNL. Propiedades del GNL cuando se considera metano líquido Gravedad especifica 0,415 Densidad 426,1 Punto de ebullición 111,8 K Temperatura critica 191,2 K Presión critica 46,3 bar Valor de calentamiento 55,83 MJ/kg Tabla 16. Propiedades del GNL Los tanques que almacenan el GNL son normalmente de doble pared con un recipiente interno de acero inoxidable y otro de acero al carbono. El GNL generalmente se almacena a presiones ligeramente superiores a la presión atmosférica. Estos tanques suelen tener un precio más alto que los que almacenan el gas natural comprimido. La transferencia de calor del medio ambiente al tanque de GNL, bien aislado, ara hervir cada vez más el combustible, aumentando la presión en el interior del tanque. Las válvulas de alivio que disponen estos tanques no liberaran los restos de gas hasta que haya una presión significativa a un valor prescrito durante un período prolongado de tiempo. Figura 14. Tanque para el almacenamiento del GNL La carga y el almacenamiento del GNL representan un peligro sustancial para la seguridad debido a su temperatura extremadamente baja, alrededor de los -162 ⁰C a presión atmosférica. El uso del GNL es Capítulo 4. Elección del motor propulsor 37 más atractivo en aplicaciones de motores debido a que se almacena mucha más energía por unidad de volumen que el gas natural comprimido a alta presión. Además, estos tanques, suele tener menor peso, tiempos de repostaje más cortos, menor coste de instalaciones de repostaje y un combustible más uniforme y de calidad relativamente más alta. El motor utiliza el combustible en estado gaseoso, esto significa que es necesario vaporizarlo añadiéndole calor antes de ingresar dentro del cilindro. Esto se suele hacer a través de un intercambiador de calor, generalmente utilizando el refrigerante procedente del motor. La presión del combustible se regula aún más antes de alimentar el motor, donde se mide y se mezcla con el aire. Estos tanques suelen disponer dos salidas que van hacia el motor, una, en la parte de abajo, que recoge el combustible en estado líquido y la otra, en la parte de arriba, que recoge el combustible en estado gaseoso. La de la parte de arriba recoge el boíl off generado debido a que el tanque no está completamente aislado y parte del calor ambiente se propaga a través del material vaporizando parte del combustible. En cambio, si con el boíl off generado no es suficiente para alimentar la demanda que ofrece el motor, parte del gas natural líquido se puede vaporizar y satisfacer la demanda del motor. En el presente trabajo se ha optado por colocar un tanque que contenga GNL gracias a las características mencionadas anteriormente que ofrece frente al almacenamiento del gas natural comprimido. De modo que seguidamente se analizará las propiedades que debe cumplir el sistema de combustible y el evaporador que se utilizará. 4.1.4. Sistema de alimentación del motor C26:33L8PG El sistema de alimentación que utilizan los motores Bergen (del fabricante Roll-Royce) alimentados por gas funcionan de acuerdo con el ciclo Otto, es decir, la mezcla pobre de gas y aire se comprime y es encendida por un sistema eléctrico (bujía). Estos motores operan con un exceso de aire de 1,8 o superior con la finalidad de aportar más aire del que es estequiométricamente necesario y asegurar una combustión completa. A consecuencia de este exceso de aire el motor ofrece mayor potencia y presenta una reducción de las emisiones de NOx. Características de la alimentación del motor C26:33L8PG Consumo de energía especifica 7550 KJ/kW*h Consumo de gas a MCR 450 h Consumo de gas a MCR 360 kg/h Consumo de aire 11700 kg/h Presión del aire de carga en la entrada 2,8 bar Presión del gas en la entrada 3,4 bar Alarma de alta velocidad del turbocompresor 39692 rpm Tabla 17. Características de alimentación del motor C26:33L8PG El aire aspirado por el turbocompresor pasa a través del enfriador de aire para reducir su volumen de manera que se pueda introducir más aire en el interior de los cilindros. Una válvula accionada mecánicamente inyecta el gas a una presión excesiva en la corriente de aire de entrada con la finalidad de asegurar una buena homogeneidad de la mezcla de aire y gas. El flujo de aire es controlado por la Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 44 bajas y los materiales que constituyen el tanque no lo soportarían. Por este motivo se debe escoger una zona donde pueda ubicarse un tanque, generalmente de forma cilíndrica, que pueda soportar una presión alrededor de los 6 bar, diseñados exclusivamente para almacenar GNL. Aunque también hay que considerar otra posible opción que consistiría en fabricar un tanque prismático capaz de soportar las características de almacenamiento del GNL de esta forma seguramente se aprovecharía mejor el espacio. En el presente trabajo se ha optado por colocar un tanque cilíndrico para determinar la viabilidad del proyecto, ya que en caso de fallo se podría vender el tanque además de ser una opción más económica que la de utilizar un tanque prismático. Figura 17. Disposición general de los tanques del remolcador real Nota: El plano completo de la disposición de tanques esta adjuntado en los anexos. Después de evaluando la posible ubicación del tanque de GNL a partir del plano de la disposición de tanques del remolcador real, despertó interés la zona de popa (zona remarcada en rojo en la figura anterior). En esa zona, comprendida entre el mamparo a popa de la sala de máquinas y el mamparo del pique de popa se encuentra cuatro tanques de almacenamiento de combustible (11B, 11E, 10B y 10E), el pañol de popa y los dos tanques de líquido espumógeno (9B y 9E). Diferentes motivos han llevado a elegir esa zona para ubicar el tanque del nuevo sistema de almacenamiento de combustible. En primer lugar, teniendo en cuenta que el nuevo sistema de propulsión ya no utilizará marine diesel-oil hace pensar que no será necesario mantener todo el volumen que ocupan los tanques de gasoil ya que los únicos consumidores que continuarán consumiendo diesel serán los auxiliares. En segundo lugar, el pañol de popa actualmente se utiliza únicamente para el almacenamiento de cabos de respeto, aunque también hay la bomba de rec-oil para realizar una limpieza de hidrocarburos, con barreras y skimmers, en el caso de que se produjese un vertido. Una posible solución podría ser almacenar los cabos de respeto en otro pañol, como por ejemplo el pañol de babor de la cubierta principal y en cuanto a la bomba de rec-oil se podría utilizar una bomba portátil. Esta bomba, ubicada en el pañol de popa, manda los hidrocarburos contenidos en las barreras a los tanques 11B, 11E, 10B, 10E, y en el tanque de lastre. De modo que en nuestro buque proyecto, al eliminar estos tanques, se podría establecer unas conexiones en la cubierta principal para acoplar la bomba portátil a dos de los seis Capítulo 5. Sistemas auxiliares afectados 45 tanques de diesel oil de los cuales consumen los auxiliares además de otra conexión que mandara parte de los hidrocarburos en el tanque de pique de popa. Por este motivo el colector principal de combustible se verá modificado, las tuberías que salen del colector hacia los tanques se suprimirán y la conexión quedará anulada (señalado en la siguiente imagen) con el propósito de poder colocar el depósito de GNL. Figura 18. Colector de combustible del remolcador real Con la finalizad de tener una noción del espacio disponible en la zona definida para ubicar el tanque de GNL se ha calculado el volumen total disponible. El volumen de los tanques es un dato que se conoce a partir del plano de la disposición de tanques, en cambio, para obtener el volumen del pañol de popa se ha exportado el archivo en formato pdf de la disposición de tanques al autocad para conocer las dimensiones en escala real. Espacio Volumen Tanque 11B 19,848 Tanque 11E 19,848 Tanque 10B 8,589 Tanque 10E 8,589 Tanques 9E 8,61 Tanque 9B 8,61 Pañol de popa 42,3 Total 116,394 Tabla 24. Volumen disponible para colocar el tanque almacén Según el Código Internacional de Seguridad para buques de gas el espacio para disponer el depósito de GNL debe ser independiente de la sala de máquinas, por este motivo la puerta que comunicaba el pañol de popa con la sala de máquinas será eliminada y se dispondrá un acceso estanco en la cubierta principal para acceder en caso de avería. Además deberá tener una ventilación de 30 cambios de aire por hora que se conseguirá añadiendo una ventilación con un ventilador que renueve el aire. También se dispondrá de un sistema de detección de gas en caso de fuga que actuará cerrando el cierre automático del suministro de gas y desconexión del equipo eléctrico. Las tuberías que salgan del tanque Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 46 deberán ser de doble forro. Todos estos elementos estarán a cargo del fabricante e instalador del depósito de GNL. 5.1.2. Disposición del depósito de GNL Debido a la forma cilíndrica del depósito de almacenamiento de combustible, el volumen total obtenido en la tabla anterior no será totalmente aprovechado, ya que el espacio descrito tiene una forma irregular. Estas formas irregulares son debidas a la curvatura que tiene el casco, tanto en la zona de las aletas como en la zona de la obra viva del casco y de la cubierta principal, aparte de tener en cuenta los refuerzos estructurales que componen ese espacio. Por este motivo seguidamente se delimitará la zona donde se ubicará el depósito con la ayuda del programa autocad: Figura 19. Disposición de la zona de popa vista de perfil (distancias en mm). En la figura anterior se observa la parte más hacia popa del buque vista de perfil, en la cual se puede apreciar la zona donde se colocará el depósito de combustible. El espacio disponible queda delimitado por los mamparos, cuadernas y refuerzos estructurales resaltados en color rojo. Para describir el diámetro máximo que puede tener el tanque cilíndrico se ha tenido en cuenta la altura, al tratarse de la medida más restrictiva. Dado que el volumen del GNL almacenado en el depósito es proporcional a su altura y al cuadrado de su diámetro es necesario aumentar al máximo el diámetro para alcanzar un mayor volumen en el interior del tanque con la finalidad de aumentar la autonomía del remolcador. Sin embargo, al aumentar el diámetro el perímetro del tanque se incrementa, suponiendo un mayor coste de fabricación. La altura máxima que podría tener el tanque es de 3,277 metros, aunque teniendo en cuenta que debe haber conexiones tanto de entrada como de salida al tanque, se deberá considerar una holgura para realizar las conexiones pertinentes. Capítulo 5. Sistemas auxiliares afectados 47 Para poder ubicar el depósito en ese espacio es necesario eliminar y modificar algunos de los refuerzos que soportan y constituyen el pañol de popa. Además, como se puede apreciar en la figura, el depósito ha sido colocado lo más cerca posible del mamparo situado a popa de la sala de máquinas, a una distancia de 6,5 cm, debido a que en esa zona se encuentra la altura máxima del espacio disponible. Esta holgura entre el mamparo a popa de la sala de máquinas y el depósito es debido a que al tratarse de un remolcador los mamparos y la estructura pueden sufrir pequeñas deformaciones, dentro de los límites elásticos de los materiales, cuando se apoyan a otros buques. De modo que si el tanque estuviese en contacto con el mamparo podría sufrir alguna deformación plástica y producir una fuga. A parte de que se debe considerar un espacio en la zona inferior del espacio disponible para ubicar las bombas que impulsarán el combustible líquido hacia el evaporador. Figura 20. Disposición de la zona de popa vista de planta (distancias en mm) Por otra parte, el centro de gravedad del depósito no se ha alineado con ninguna cuaderna debido a que se deberá diseñar una estructura que reparta la carga por igual entre las cuadernas 8, 9, 10 y 11 además de mantener el tanque bien firme y asegurado se deberá tener en cuenta las posibles dilataciones que puede sufrir el tanque a lo largo de su vida útil. A parte de que si se alineaba con una de las cuaderna no habría espacio para las conexiones de las cuales aspiran las bombas. Por este motivo es importante que a la hora de realizar el diseño de la estructura que soportará el tanque se tenga en consideración las Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 48 conexiones que dispondrá el tanque en la parte inferior. Concretamente en la parte inferior se ha dejado una holgura de 8 cm entre el tanque y la cuaderna más próxima. A diferencia de la parte superior que se ha dejado una holgura de 14,2 cm, entre el tanque y los refuerzos estructurales que soportan la cubierta principal. En los laterales se ha dejado un espacio de 20 cm para colocar las conexiones de los indicadores y sensores que debe disponer el tanque. Estos indicadores y sensores se dispondrán fuera del espacio disponible ya que es un espacio restringido, de modo que se ubicarán en el mamparo de popa de la sala de máquinas. La zona bajo el tanque deberá ser recubierta por un material que resista las características del GNL en caso de fuga ya que podría dañar la estructura. Estas holguras anotadas anteriormente se han realizado en base al trabajo de final de grado “Rediseño de una embarcación de recreo de menos de 24 metros para que pase a consumir LNG como combustible”. El cual, las conexiones del depósito sobresalen 8 cm tanto en la parte superior como en los laterales. Las dimensiones descritas anteriormente corresponden a las del depósito “en caliente”, es decir, a temperatura ambiente. Además se puede calcular los valores “en frío” durante la operación normal de trabajo (-161⁰C). Por este motivo, la estructura que soportará el depósito deberá estar diseñada teniendo en cuenta esta consideración. Para ello sabemos que la contracción de un material de longitud “L” debida a un decremento de temperatura ΔT vale: Siendo la contracción que experimenta el acero a lo largo del depósito interior: α: Coeficiente de dilatación lineal del material , que para el acero inoxidable vale α = . : Longitud de la circunferencia que forma el depósito interior, L = 2 , donde r =1,328 m Diferencia de temperatura entre la mínima y la máxima, También se puede calcular la contracción longitudinal: Capítulo 5. Sistemas auxiliares afectados 49 5.1.3. Cálculo del volumen del depósito En referencia al trabajo de final de grado “Rediseño de una embarcación de recreo de menos de 24 metros para que pase a consumir LNG como combustible” se han realizado todos los cálculos referentes al depósito de almacenamiento de GNL del presente proyecto. En el cual se considera que el depósito está formado por dos recipientes concéntricos, de acero inoxidable 316, con un aislamiento entre los dos recipientes de perlita, papel de vidrio y aluminio. La distancia que separa los dos recipientes es de 200 mm. Para calcular el volumen que dispone el tanque que se colocará en el remolcador proyecto se supondrá que la distancia entre los dos recipientes es de 200 mm, a pesar de que el tanque diseñado en el proyecto mencionado tiene unas dimensiones más reducidas. Sin embargo, en el proyecto mencionado se ha tenido en cuenta un factor de seguridad elevado, aumentando varios milímetros el grosor mínimo permitido, por este motivo se considerará valido para realzar el cálculo del presente proyecto. Teniendo en cuenta que se trata de un remolcador que opera todos los días del año no hace falta que haya un gran espesor de aislamiento ya que el calor que se propaga en el interior del tanque provocará la evaporación del GNL y se podrá aprovechar unas pocas horas más tarde cuando los motores entren en servicio. El cálculo del volumen que tiene del depósito de almacenamiento de GNL se ha realizado en dos partes o etapas. Una primera etapa en la que se ha calculado la parte cilíndrica del recipiente interior del depósito y una segunda etapa en la que se ha calculado el volumen de los laterales o casquetes esféricos. De manera que el volumen total del depósito quedará determinado por la siguiente fórmula: Figura 21. Sección del tanque de GNL (en mm) Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 50 El volumen del casquete se multiplicará por 2 debido a que un cilindro está formado por dos laterales. ● Parte central o cilíndrica: Ecuación utilizada: Todos los datos son conocidos de manera que: ● Parte lateral o casquetes esféricos: El volumen de los laterales del tanque han sido calculados como si fuesen parte de una esfera, es decir, dos casquetes, lo cual se podría resolver a partir de una integral triple aunque para simplificar el cálculo se ha realizado a partir de la siguiente fórmula, proveniente de la integral: Figura 22. Casquete esférico Como se puede observar a partir de la altura del casquete y el radio de la base del mismo se puede calcular su volumen. Tan el radio de la base del casquete como la altura del casquete son datos conocidos a partir del programa autocad y que se pueden calcular a partir de la formula anterior y su interpretación en la figura 22. Capítulo 5. Sistemas auxiliares afectados 51 Sabiendo que: y De modo que el volumen total que podrá almacenar el depósito de combustible será: 5.1.4. Cálculo de la autonomía del remolcador Una vez obtenido el volumen total del depósito de combustible, junto con el consumo específico del gas que consumen los motores trabajando a máxima carga se puede calcular la autonomía que tendrá el remolcador. Datos específicos para realizar el cálculo: x x x De modo que a partir de los datos anteriores se puede calcular la autonomía del remolcador. La autonomía calculada anteriormente correspondería a las horas que puede trabajar un sólo motor a plena carga. El remolcador, al disponer de dos motores principales que consumen GNL del mismo tanque, implicará que la autonomía se verá reducida a la mitad. Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 52 Con este cálculo relativamente sencillo podemos afirmar, tal y como se esperaba, que la autonomía del remolcador se verá reducida. De modo que el remolcador podrá navegar 28,04 horas a máxima potencia sin la necesidad de repostar. Teniendo en cuenta el tipo de operativa que realiza el remolcador, basada en prestar servicios de remolque en el interior del Puerto de Barcelona, la autonomía no es un factor primordial para este tipo de buques. Además, en el caso de que se tuviese que hacer un rescate o remolque de altura la flota de remolcadores de Barcelona dispone de dos remolcadores especializados en remolques de altura. Diferentes factores hacen pensar que la autonomía del remolcador proyecto, teniendo en cuenta su operativa, podría ser viable. Concretamente en el Puerto de Barcelona la carga de trabajo de servicios de remolque está repartida entre ocho remolcadores. Esto implicaría que el remolcador proyecto trabajaría unas horas al día, dependiendo del turno de trabajo al que le toque ese día y de la demanda de trabajo. Por otra parte, tal y como se ha comentado anteriormente, las 28,04 horas de autonomía que tiene el buque corresponden a cuando opera a plena carga. Generalmente en pocas ocasiones se opera a plena carga, sólo en ciertas maniobras y durante un tiempo relativamente corto, de varios minutos. Con la finalidad de tener una noción sobre los días que podría estar operando el remolcador proyecto sin repostar, se ha recopilado las horas de funcionamiento del motor principal de estribor de uno de los remolcadores que trabajan en el puerto de Barcelona durante un período determinado. El resultado que se obtendrá no es real, es decir, es un valor orientativo que podría diferir mucho de la realidad según la demanda de servicios de remolque. Abril de 2019 Días 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 Horas de funcionamiento 8 7 7 10 5 4 6 7 7 17 13 14 11 7 Tabla 25. Tiempos de trabajo Teniendo en cuenta la tabla anterior, en la cual se observa los tiempos de trabajo del motor principal de estribor de uno de los remolcadores de Barcelona, se observa que trabajó un total de 123 horas durante un período de 14 días. Como se observa, en la segunda semana registrada la carga de trabajo aumentó considerablemente a causa de que días anteriores había habido viento fuerte y mar de levante y por este motivo el tráfico marítimo en el interior del puerto estaba muy limitado. Concretamente el día 24 de abril el viento careció y como se observa muchos de los buques que estaban esperando fuera de la bocana empezaron a entrar. x Condición 1: El remolcador trabaja a plena carga durante todo este período. Capítulo 5. Sistemas auxiliares afectados 53 En este período de trabajo (en el supuesto caso que el remolcador trabajase a plena carga) tendría que repostar 5 veces, considerando que el tanque no quedará vacío en ningún momento, es decir, cuando se realice la carga de combustible habrá una pequeña cantidad de GNL (talón) que mantendrá el tanque a la temperatura de trabajo. x Condición 2: Primera semana de trabajo Durante la primera semana de trabajo el remolcador debería repostar 2 veces en el caso de que funcionase todo ese tiempo a plena carga. Considerando que a plena carga sólo se trabaja varios minutos y en ciertas maniobras es posible que el remolcador tuviese suficiente autonomía como para satisfacer las necesidades de esa semana repostando una sola vez al principio de la semana. x Condición 3: Segunda semana de trabajo Durante la segunda semana, en la cual se ha aumentado la carga de trabajo respecto a la anterior, el remolcador debería repostar 3 veces en el caso de que funcionase todo ese tiempo a plena carga. Teniendo en cuenta que a plena carga solo se trabaja en ciertas maniobras durante un tiempo relativamente corto, además de considerar que es necesario dejar siempre una cantidad mínima de GNL en el interior del tanque, el remolcador, probablemente, debería repostar dos veces esa semana. 5.1.5. Cálculo de la autonomía del grupo electrógeno Los dos auxiliares que dispone el remolcador real se utilizarán para la producción de la corriente eléctrica del remolcador proyecto. De modo que continuarán consumiendo marine diesel-oil, es por este motivo que se han conservado cuatro tanques para el almacenamiento de gasoil más dos que correspondían a los tanques de servicio diario del remolcador. Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 60 cuenta que los remolcadores del Puerto de Barcelona entran a dique una vez cada cinco años cuando les queda entre uno y dos años para entrar a dique ya empiezan a tener problemas de sobrecalentamiento, haciendo saltar las alarmas de alta temperatura. Por este motivo, colocando el evaporador de GNL, seguramente reduciríamos algunos problemas relacionados con el sobrecalentamiento. A parte, cuando se están realizando maniobras, sobre todo cuando el remolcador está empujando de carnero, en la que la circulación del agua alrededor del caso es reducida el sistema de refrigeración puede sufrir sobrecalentamiento. Para que haya una buena circulación de agua que circule a través del enfriador de quilla es conveniente que el remolcador navegue a una cierta velocidad. De modo, que el evaporador en estas situaciones disminuiría el riesgo de que el sistema de refrigeración sufriera sobrecalentamiento. 5.2.3. Cálculo del flujo másico de agua necesaria para aportar el Q total A partir del flujo de calor calculado anteriormente (Q total) se determinará el flujo másico de agua necesario para aportar ese calor. Sabiendo que el refrigerante sale del motor a una temperatura de 90⁰C y entra al evaporador a la misma temperatura, despreciando posibles pérdidas de calor en las tuberías, se supondrá una temperatura de salida con la finalidad de obtener el caudal de agua de refrigeración que debe circular por el evaporador. Como se verá en la fórmula siguiente el salto térmico es inversamente proporcional al caudal, es decir, a mayor salto térmico menor caudal. La única condición que se debe tener en cuenta al realizar esta suposición es que el caudal obtenido en el cálculo no puede superar el caudal total que dispone el sistema de refrigeración de los dos motores. Recordamos que: x x x Teniendo en cuenta que el máximo caudal que podría ofrecer el sistema de refrigeración de los motores principales al evaporador es de 122 , se deberá elegir un salto térmico que no sobrepase los límites admitidos por el caudal del sistema de refrigeración. En el supuesto caso de no cubrir las necesidades del evaporador con el sistema de refrigeración se podría optar por aprovechar el calor procedente del aceite lubricante aunque complicaría la complexidad de la instalación y los cálculos a realizar. Para calcular el flujo másico de agua se ha tenido en cuenta la siguiente fórmula: Capítulo 5. Sistemas auxiliares afectados 61 Datos conocidos: x x x 5 K Según la normativa estipulada en varios países del mundo, la caída de temperatura en el vaporizador no puede superar los 5 ⁰C, en el caso de utilizar agua salada para realizar el intercambio de calor. Este criterio no afectaría al proyecto ya que el remolcador dispone de un sistema de refrigeración cerrado aunque se ha tenido en cuenta. Al tratarse de un salto térmico relativamente pequeño indica que el caudal necesario para satisfacer las necesidades del evaporador será superior al de un salto térmico más grande. Considerando la densidad del agua de refrigeración cómo, Como se observa en los cálculos anteriores, con un salto térmico de 5 K se podría cubrir las necesidades del vaporizador ya que el caudal obtenido es inferior al máximo caudal del que se dispone en el sistema de refrigeración de alta temperatura . 5.2.4. Cálculo del coeficiente global de transmisión del calor Previamente a realizar el cálculo para obtener el coeficiente global de transmisión del calor (U), es necesario disponer del coeficiente de transmisión del calor del material que se empleará para construir el intercambiador y del espesor de las tuberías. Según lo indica la norma EN 1160 “Installation and equipment for liquefied natural gas”, el material de los tubos que forman el intercambiador debe ser de una aleación de aluminio. Un material muy utilizado para este tipo de evaporadores ORV es la aleación de aluminio 5052. Por este motivo esta aleación se utilizará para dimensionar el evaporador del remolcador proyecto. Además, como se podrá ver a continuación, este material tiene la peculiaridad de que tiene el coeficiente de conductividad térmica superior que el acero al carbono o el acero inoxidable. Esto significa que para transmitir el calor se necesitará menos superficie de contacto que en el supuesto caso de utilizar acero inoxidable o acero al carbono. Para tener una noción orientativa, el coeficiente de conductividad térmica del acero inoxidable suele fluctuar, aproximadamente, entre los 12 y 24 . Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 62 Según el estudio realizado por Ricardo Lizarazo y Danny Guillermo el cual se ha tenido en cuenta para realizar estos cálculos (tal y como se ha indicó al inicio de este apartado 5.2.) se consideró un espesor de 0,4 mm para las tuberías del intercambiador. En el presente proyecto, se ha tenido en cuenta que el evaporador está a bordo de un buque y además en el interior de la sala de máquinas donde el nivel de vibraciones es elevado la cual cosa podría provocar una rotura por fatiga de una tubería o de alguna unión soldada. Por este motivo, con la finalidad de aumentar la resistencia del evaporador, se ha tomado como referencia 1 mm de espesor para dimensionar las tuberías del evaporador de GNL. Al suponer un espesor mayor la transmisión del calor se verá reducida y sólo afectará al área de intercambio de calor que se verá incrementada. Datos: x x Sabiendo que la resistencia térmica viene dada por la fórmula siguiente: Realizando la inversa de la resistencia térmica se obtiene el coeficiente global de transmisión del calor, es decir: Capítulo 5. Sistemas auxiliares afectados 63 5.2.5. Cálculo del área de intercambio de calor útil para vaporizar el GNL Para calcular el área de intercambio de calor necesaria para vaporizar el GNL es necesario obtener la diferencia de temperatura a lo largo del tubo. Teniendo en cuenta que la diferencia de temperatura a lo largo del tubo no es constante, sigue una forma logarítmica (“ΔT”ln), se deberá calcular de la siguiente manera: Figura 26. Dirección de los fluidos en el tubo del evaporador Una vez obtenida la diferencia de temperatura media logarítmica (ΔT ln), se puede determinar el área de transferencia de calor según la fórmula siguiente: Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 64 El resultado anterior corresponde al área necesaria para evaporar el GNL utilizando agua procedente del sistema de refrigeración de los motores principales para realizar el intercambio de calor. Como se puede observar, el valor obtenido en el cálculo anterior es más bajo del que se esperaba. De modo que con un bajo número de tubos (uno o dos) se podrá alcanzar esa superficie necesaria para realizar el intercambio de calor teniendo en cuenta la longitud y el diámetro de los conductos. Es necesario tener presente que las pérdidas de carga aumentan cuando el fluido circula por conductos de pequeño diámetro, es decir, a menor diámetro mayores pérdidas de carga. Por este motivo se intentará diseñar el evaporador con un diámetro de tubos razonable sin que sean demasiado pequeños. Para conseguir este propósito se supondrá un diámetro que hará modificará sus variables dependientes, la longitud y el número de conductos. Debido a la poca superficie necesaria para realizar el intercambio de calor no se podrá diseñará el evaporador ORV tal y cómo se había especificado en el apartado 5.2.1., teniendo en cuenta que ese evaporador planteado necesitaba varios colectores, tanto en la parte superior como en la parte inferior y los conductos que los comunicaban. De modo que para poder colocar tantos tubos es necesario disponer una superficie de intercambio de calor bastante más elevada de la obtenida, a no ser que se quiera diseñar el evaporador con diámetros y longitudes de conductos muy pequeños. A pesar de esto, la opción de diseñar el evaporador ORV con diámetros y longitudes de conductos muy pequeños queda descartada ya que según lo dispuesto en el párrafo anterior no es una opción viable debido a las pérdidas de carga que se generarían. Teniendo en cuenta que la temperatura de evaporación del gas natural se encuentra alrededor de los -160⁰C, muy cercana a la temperatura de almacenamiento del GNL hace que no sea necesario aplicar mucha energía para realizar el cambio de fase. Éste es un factor primordial por el cual el área necesaria para realizar la evaporación es bastante baja. Además, se debería considerar la temperatura en la que se encuentra la sala de máquinas ya que aportaría una parte del calor necesario para evaporar el GNL. Este factor no se ha tenido en cuenta en el cálculo ya que se ha considerado una aportación de calor suplementaria y beneficiosa para la evaporación del GNL. 5.2.6. Dimensionamiento del evaporador El dimensionamiento del evaporador se realizará partiendo de la suposición de disponer un sólo conducto de un diámetro determinado para realizar el intercambio de calor. Al suponer un diámetro y el número de conductos se obtendrá una longitud de tubo, la cual se deberá evaluar si se trata de una longitud apta para dimensionar el evaporador de tal forma que se pueda disponer en algún lugar de la sala de máquinas. El diámetro es el valor escogido que se mantendrá fijo en nuestro estudio al tratarse de un valor estándar para los fabricantes de conductos ya que la longitud se puede modificar seccionando el tubo. Capítulo 5. Sistemas auxiliares afectados 65 Partiendo de las siguientes consideraciones se obtendrá la longitud “L” que debe tener el conducto para realizar el intercambio de calor: x x El área interior de un conducto está determinada por la siguiente fórmula: Como se observa, suponiendo que el evaporador dispone un sólo conducto con un diámetro interior de 2 cm se obtiene una longitud de la tubería para realizar el intercambio de calor de 17,105 cm. Se puede considerar un valor aceptable para realizar el dimensionamiento del intercambiador al tratarse de un conducto de poca longitud que permitiría disponer el evaporador en varias zonas de la sala de máquinas sin entorpecer el funcionamiento de los demás sistemas. Por otra parte, para diseñar el evaporador se deberá tener en cuenta que el refrigerante de cada motor no se puede mezclar tal y como se ha especificado en apartados anteriores. Al considerar que el evaporador dispone un sólo tubo para realizar el intercambio de calor se deberá realizar el dimensionamiento de tal forma que el refrigerante de cada motor abarque la misma superficie de intercambio de calor. Pero además se tendrá en cuenta que la temperatura del gas natural varía a lo largo del conducto, de modo que el refrigerante de cada motor intercambie más o menos la misma cantidad de calor de tal forma que se garantice el mismo salto térmico en los ambos refrigerantes. Estableciendo este concepto al evaporador también permitirá que el refrigerante tenga la misma temperatura o similar a la entrada de cada motor, sin que un motor trabaje con un refrigerante más frio que el otro. A partir de las consideraciones descritas anteriormente se dimensionará el evaporador del remolcador proyecto. En primer lugar, se deberá separar con un deflector o placa el tubo, con la finalidad de mantener el refrigerante de cada motor principal separados uno del otro, sin que se mezclen. Además esta separación deberá abarcar la misma superficie de contacto para ambos refrigerantes de modo que se garantice por igual el salto térmico. En segundo lugar, el refrigerante de cada motor deberá intercambiar, más o menos, la misma cantidad de calor teniendo en cuenta que cuando el gas natural entra en el intercambiador tiene una temperatura alrededor de los -160 ⁰C y a medida que circula por el conducto aumenta considerablemente su temperatura. Por este motivo se ha optado por colocar el deflector en el centro del conducto siguiendo la misma dirección. Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 66 En las siguientes imágenes se puede observar el diseño propuesto para el evaporador de GNL que necesita el remolcador proyecto. Figura 27. Evaporador del remolcador proyecto Al observar las imágenes anteriores se llega a la conclusión de que el conducto diseñado no dispone el área suficiente, calculada en el apartado anterior, debido al espesor del deflector que dificulta la transmisión del calor. Por este motivo seguidamente se calcularan sus dimensiones teniendo en cuenta el espesor de la placa central. Para realizar este cálculo se ha optado por mantener el diámetro, de 2 cm, y aumentar la longitud del conducto con la finalidad de obtener el área real necesaria de intercambio de calor. Se considerará que el espesor de la chapa es de 0,5 mm ya que sólo tiene la función mantener separados los dos refrigerantes procedentes de cada motor principal. La placa no realizará ninguna fuerza y además, al tratarse de agua dulce tratada no estará sometida a la misma corrosión que provoca el agua salada produciendo un adelgazamiento del material. El perímetro de una circunferencia se calcula según la siguiente fórmula: Siendo “d” el diámetro interior del conducto. Capítulo 5. Sistemas auxiliares afectados 67 De modo que la sección interna del conducto representada en dos dimensiones sería: Figura 28. Representación en 2D de la superficie de trasmisión de calor Como se puede observar, la figura anterior representa las dimensiones conocidas de la superficie interior del conducto. La zona seccionada representa el área total desaprovechada por el espesor de la plancha, es decir, la suma de los dos espesores de 0,5 mm que unen el conducto tanto por la parte superior cómo por la parte inferior. En cambio la zona blanca, no seccionada, representa el área efectiva de intercambio de calor. Sabiendo que el área efectiva del conducto debe ser 107,475 , aplicando la siguiente fórmula se obtiene la longitud del conducto. Teniendo en cuenta que la chapa esta unida al tubo tanto por la parte superior como por la parte inferior se le deberá restar ambos espesores, siendo la altura efectiva del conducto: Aplicando la fórmula remarcada anteriormente se obtiene la longitud “L” que debe tener el conducto: Siendo “L”: Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 68 De modo que el evaporador que se ha diseñado para ser empleado en el remolcador proyecto dispondrá de un sólo conducto con un diámetro interior de 2 cm y una longitud de 17,383 cm. 5.2.7. Caudal mínimo necesario para la bomba de GNL El caudal mínimo necesario que debe tener la bomba de GNL está determinado por el consumo de combustible de los motores principales. A partir de los siguientes datos, especificados en apartados anteriores, se calcula el caudal mínimo necesario para la bomba de GNL: x x x A partir de los datos anteriores se calcula el caudal en : De modo que la bomba que se instalará deberá tener un caudal superior a 1,67 . Por motivos de seguridad el sistema deberá disponer dos bombas que puedan extraer el GNL del tanque, una que estará en funcionamiento y otra en espera. Las dos bombas estarán comunicadas mediante una tubería y válvulas a un colector común. Se había reservado la parte inferior del espacio disponible para colocar las bombas de GNL (descrito en el apartado 5.1.2.) pero se ha optado para instalarlas en el interior de la sala de máquinas al tratarse de un sitio accesible en caso de avería. Figura 29. Espacio reservado inicialmente para disponer las bombas (en mm) Capítulo 5. Sistemas auxiliares afectados 69 Como se puede apreciar en la figura anterior se había considerado un espacio en el interior del compartimento donde hay el tanque para disponer las bombas con sus respectivos motores eléctricos aunque se ha descartado por varias razones. En primer lugar, se trata de un lugar de difícil acceso en caso de avería ya que se debería colocar unos tapines en el mamparo a popa de la sala de máquinas para acceder a un espacio que puede haber gases peligrosos para el operario. Por otra parte, no es recomendable disponer un foco caliente y que posiblemente pueda emitir chispas, cómo puede ser un motor eléctrico, en una zona donde puede haber gases inflamables. De modo que se ha considerado cómo un lugar más apropiado colocar las dos bombas de gas natural licuado en el interior de la sala de máquinas. Al tratase de bombas de poco caudal sus dimensiones, tanto de la bomba cómo del motor, serán reducidas de modo que facilitará la zona donde se ubicarán. Concretamente, el lugar de la sala de máquinas más idóneo para colocar estas dos bombas será a estribor del mamparo de popa, ya que en esa zona sólo se dispondrán los receptores y estarán a una cierta altura del suelo (como se podrá observar en el siguiente apartado), además de que la distancia que separaría el tanque de las bombas es corta. Al igual que la ubicación designada para colocar la bomba descrita en el párrafo anterior, la aspiración de la bomba se encontraría más abajo que la parte inferior del tanque de GNL lo cual disminuiría el riesgo de que la bomba se descebara. Teniendo en cuenta que la temperatura en la salida del tanque de GNL se encuentra alrededor de los -160 ⁰C es posible que se forme escarcha entorno a las tuberías o incluso a alrededor de la bomba. Estos trozos de hielo que se forman debido a la condensación del aire pueden producir problemas en el sistema de alimentación. Por este motivo, se colocará un aislamiento térmico alrededor de las tuberías para que en caso de que se forme hielo no afecte a la tubería interna por la cual circula el GNL. 5.3. Sistema de aire comprimido En el presente apartado se determinaran las características que debe reunir el sistema de aire comprimido para la puesta en marcha de los motores de gas C26:33L8PG. Como se verá a continuación el sistema de aire se verá afectado, principalmente, a causa del consumo de aire que necesitan estos nuevos motores en cada puesta en marcha. Por este motivo, según los requisitos estipulados por la normativa y las necesidades de los nuevos motores se deberá modificar la capacidad de las botellas de almacenamiento de aire comprimido. 5.3.1. Necesidades del sistema de aire comprimido Para recordar las especificaciones del motor diesel C25:33L8P, anotadas en el capítulo 3, se ha recopilado una tabla con los datos más importantes para resolver este problema: Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 76 Una vez obtenido este resultado podemos afirmar que los dos compresores SAUER, model WP33L utilizados en el remolcador real no podrán abastecer las necesidades del nuevo sistema por poco caudal. La capacidad mínima que deberán tener los compresores que se instalarán para rellenar los receptores según el criterio establecido por el fabricante es de 73,427 . Es decir, en el caso de colocar dos compresores de servicio, cada uno de ellos deberá tener una capacidad mínima de: Por motivos de seguridad, según lo exige la normativa y la gran mayoría de las sociedades de clasificación obligan a que ciertos elementos y sistemas estén duplicados. El compresor es uno de estos elementos, de modo que el remolcador proyecto, al igual que el remolcador real, deberá disponer dos compresores del mismo caudal mencionado anteriormente y un compresor de emergencia. Generalmente, los compresores de servicio están accionados por un motor eléctrico que mediante un controlador se pone en marcha cuando la presión en el interior de los receptores es inferior a 16 bar. Para calcular el caudal necesario que necesita el compresor de emergencia se ha establecido una relación de proporcionalidad entre la capacidad de los compresores de servicio y del de emergencia del remolcador real respecto al caudal obtenido anteriormente para los compresores de servicio del remolcador proyecto. Conociendo el caudal de los compresores de servicio, 31,5 y el caudal del compresor de emergencia, 15 del remolcador real se puede obtener una aproximación del caudal mínimo necesario que necesitaría el compresor de emergencia del remolcador proyecto: : Capítulo 5. Sistemas auxiliares afectados 77 De modo que el compresor de emergencia deberá proporcionar como mínimo un caudal de 17,5 . Este compresor, a diferencia de los compresores de servicio, tiene la peculiaridad de que debe ser autónomo, es decir, debe poder funcionar aunque la planta eléctrica haya caído, por este motivo suelen estar accionados por un motor de combustión interna alternativo. Teniendo en cuenta el caudal necesario para rellenar los receptores des de la presión atmosférica hasta 31 bar, cumpliendo con el tiempo mínimo estipulado por el fabricante, se ha determinado dos compresores de servicio que suministren mayor caudal para instalar en el remolcador proyecto. Además, para seleccionar estos compresores se ha tenido en cuenta las dimensiones del espacio disponible. Los compresores se ubicarán en la zona de babor y a popa de la sala de máquinas, en el lugar donde hay los compresores SAUER WP33L del remolcador real, por este motivo es conveniente conocer las dimensiones de los compresores que dispone el remolcador real. Figura 35. Compresores SAUER WP33L, remolcador real Dimensiones del compresores y motor SAUER WP33L Longitud Anchura Altura Peso 890 mm 610 mm 63,5 mm 145 kg Tabla 31. Dimensiones del compresores SAUER WP33L Teniendo en cuenta los requisitos anteriores se han seleccionado dos compresores del mismo fabricante SAUER, para dar servicio al sistema neumático del buque. Estos compresores, del modelo WP65L (Mistral Series), trabajan con caudales entre 10 y 80 . De modo que serían válidos para satisfacer las necesidades del sistema neumático del remolcador proyecto. Cada uno de ellos dispone de dos cilindros para realizar la compresión en dos etapas. El motor eléctrico que acciona el compresor tiene mayor potencia que el que utiliza el compresor SAUER WP33L. Estos requisitos hacen que este compresor pueda ser adecuado para la instalación neumática del remolcador proyecto pero queda por determinar si cumple con las dimensiones que ofrece el espacio disponible para su ubicación. Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 78 Figura 36. Compresor SAUER WP65L Dimensiones del compresores y motor SAUER WP65L Longitud Anchura Altura Peso 1240 mm 730 mm 810 mm 328 kg Tabla 32. Dimensiones del compresor SAUER WP65L Como se puede observar en la tabla anterior el compresor SAUER WP65L que se propone instalar en el remolcador proyecto es más voluminoso en comparación con el compresor WP33L que tiene un menor tamaño en las tres dimensiones del espacio. Aún así, se ha comprobado midiendo las dimensiones del espacio disponible para ubicar los compresores que este compresor es válido para instalarlo en el lugar donde hay instalados los compresores utilizados en el remolcador real. Se deberá tener en cuenta que los soportes que mantienen firme los compresores deberán ser modificados. Para elegir el compresor de emergencia idóneo para ser instalado en el remolcador proyecto se ha tenido en cuenta los tres requisitos principales que caracterizan el compresor de emergencia. En primer lugar el compresor debe ofrecer un caudal mínimo de 17,5 . Debe disponer de una puesta en marcha independiente en el caso de que se produzca una caída de planta con la finalidad de rellenar los receptores, poner en marcha el auxiliar y volver a levantar la planta. Finalmente debe poder ofrecer una presión de trabajo de 30 bar, la necesaria para efectuar la puesta en marcha del auxiliar. Teniendo en cuenta los criterios especificados en el párrafo anterior se ha buscado un compresor que cumpliese con esos requisitos. A pesar de realizar una búsqueda exhaustiva, en catálogos de diferentes fabricantes, para encontrar un compresor que se adaptase a esas condiciones no se encontró ningún compresor accionado por un motor térmico que se adaptase a esas necesidades. Aún así se escogió un compresor que cumplía tanto con la presión de trabajo y el caudal mínimo necesario pero el fabricante lo subministraba con un motor eléctrico o solamente el bloque del compresor. Se observó, en las especificaciones, que este compresor podía ser accionado por un motor térmico, de modo que en el presente proyecto se ha considerado que este compresor estará accionado por un motor térmico que ofrezca la misma potencia de accionamiento. El compresor de emergencia escogido ha sido el compresor Atlas Copco LT 7-30 teniendo en cuenta que se trata de un compresor que ofrece un caudal superior al mínimo exigido y que puede trabajar hasta Capítulo 5. Sistemas auxiliares afectados 79 una presión de servicio de 30 bar. Según el fabricante este compresor esta accionado por un motor eléctrico que proporciona una potencia de 7,5 CV, de modo que se deberá escoger un motor térmico que ofrezca la misma potencia de salida. Según el fabricante este compresor ofrece un caudal de 6,4 l/s o 384 l/min. El conducto para evacuar los gases al exterior no se modificará ya que podrá ser aprovechado para evacuar los gases de este nuevo compresor. Como el caudal que ofrece el compresor elegido es superior al caudal mínimo necesario que debe tener el compresor de emergencia este compresor es válido para satisfacer las necesidades del remolcador. Al igual que los compresores de servicio se trata de un compresor alternativo que efectúa la compresión en dos etapas, con la finalidad de conseguir una presión máxima de 30 bar, además este compresor está lubricado a diferencia de otros modelos exentos de aceite. Figura 37. Compresor de emergencia Atlas Copco LT 7-30 Por otra parte, el fabricante no ofrece las dimensiones de este compresor de modo que no se podrá determinar si este compresor es válido para ubicarlo en la zona donde está el compresor de emergencia en el remolcador real. Teniendo en cuenta el caudal que ofrece y la potencia del motor térmico es posible que se adapte a la zona disponible para colocarlo, en caso contrario se debería buscar algún lugar alternativo, preferiblemente cerca a los receptores con la finalidad de disminuir las pérdidas de carga que se producen en las tuberias. El peso de este compresor tampoco está disponible en las especificaciones que ofrece el fabricante. Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 80 5.4. Variación de pesos En este apartado se realizará una valoración aproximada de la variación de los pesos distribuidos entre el remolcador real y el futuro remolcador proyecto. Al no disponer de suficientes datos para calcular con exactitud ciertos elementos modificados, la desviación de pesos que sufrirá el remolcador proyecto será una aproximación de la realidad aunque se realizarán ciertas valoraciones respecto a los resultados obtenidos y sus posibles correcciones. Además, al no disponer de las curvas hidrostáticas ni de la distribución exacta de pesos no se podrá realizar el cálculo de estabilidad. 5.4.1. Motores principales Comparando las especificaciones de los dos motores, el C25:.33L8P (alimentado por diesel) y el C26:33L8PG (alimentado por gas natural), expuestas en los capítulos 3 y 4 respectivamente se ha observado que el nuevo motor escogido y alimentado por gas tiene menor peso que el motor diesel instalado actualmente. Recopilando los datos que caracterizan el peso de cada motor se obtiene que: Siendo el peso sustraído de: Cómo se observa el peso sustraído del remolcador debido a la disposición de estos nuevos motores ha sido de 6.400 kg. Estos nuevos motores estarán colocados exactamente en el mismo lugar donde había los motores diesel. A pesar de estar dispuestos en la misma zona pero disponiendo de un peso más reducido se puede afirmar que el centro de gravedad del buque se verá afectado, incrementando la distancia que lo separa de los motores principales. Teniendo en cuenta esta consideración se puede afirmar que al subir el centro de gravedad del buque la estabilidad del remolcador se verá más reducida. 5.4.2. Sistema de combustible Recordando las especificaciones dispuestas en el apartado 5.1 de este mismo capítulo, el espacio reservado para ubicar el depósito de GNL ha sido los tanques dispuestos, en el remolcador real, entre el mamparo a popa de la sala de máquinas y el mamparo de pique de popa. Los cuales cuatro (11B, 11E, 10B, 10E) se utilizan para el almacenamiento de combustible, dos para el líquido espumógeno que ya no se utiliza más el pañol a popa de la sala de máquinas. Teniendo en cuenta que los tanques de espuma están vacios únicamente se considerará los 4 tanques de almacenamiento de combustible para realizar este estudio. Se supondrá que los cuatro tanques están llenos de diesel ocupando todo el volumen que dispone el tanque. Capítulo 5. Sistemas auxiliares afectados 81 Recordamos que: Espacio Volumen Tanque 11B 19,848 Tanque 11E 19,848 Tanque 10B 8,589 Tanque 10E 8,589 Volumen total 56,874 Tabla 33. Tanques de combustible de popa del remolcador real Considerando la densidad del diesel-oil como: x El valor del peso obtenido representa únicamente el peso debido al diesel-oil contenido en los cuatro tanques ubicados a popa de remolcador real. Cómo se puede comprobar se trata de un peso significativo teniendo en cuenta las dimensiones del buque. Para tener una orientación de la diferencia de pesos entre el peso sustraído, 47.774 kg, y el peso añadido debido al GNL se deberá calcular el peso del nuevo combustible, gas natural licuado, contenido en el depósito de almacenamiento de GNL. Datos específicos para realizar el cálculo: x x Disponiendo del peso del GNL cuando éste se encuentra almacenado en el tanque dimensionado y considerando que ocupa todo el volumen disponible se puede obtener la variación de pesos entre antes y después de la modificación. Evaluando los dos resultados se observa que el peso del GNL es inferior al peso del combustible diesel debido a que la densidad del GNL es prácticamente la mitad de la que tiene el diesel a pesar de que el volumen del tanque de GNL es superior al volumen de los tanques de diesel. Para poder disponer el depósito de GNL en el espacio comprendido entre el mamparo a popa de sala de máquinas y el mamparo de pique de popa se debe eliminar parte de los refuerzos que componen los seis tanques especificados anteriormente más los refuerzos que componen el pañol de popa. Al no disponer del peso de todos estos refuerzos que se han eliminado y el peso de los elementos que había Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 82 en el interior del pañol de popa se ha supuesto que la suma de estos pesos es igual al peso añadido debido a la colocación del depósito de GNL más el peso de los refuerzos para soportarlo y dar resistencia a ese espacio. Esta consideración puede diferir bastante de la realidad pero al no disponer de suficiente información se ha considerado cómo la mejor opción para continuar el estudio. En el supuesto caso de tratarse de un proyecto real se debería estudiar detalladamente el peso y la posición de cada elemento mencionado. De modo que el peso sustraído debido a la modificación del sistema de combustible, inicialmente consumiendo diesel y posteriormente consumiendo GNL queda determinado según la siguiente expresión: Al tratarse de una diferencia de unas 20 toneladas, bastante significativa en relación a las dimensiones y el desplazamiento del buque, seguramente afectaría el trimado, haciendo que el remolcador navegase aproado. Al modificar el trimado también se modificaría la posición del centro de gravedad del remolcador, lo cual podría reducir su capacidad de maniobra. En primer lugar, se debería comprobar si con los tanques de lastre es suficiente como para compensar este peso restante. Es importante tener presente que cualquier peso que se desaloje en un buque puede ser aprovechado para colocar otros elementos o sistemas necesarios para la navegación. Otra posible opción viable para añadir este peso restante consistiría en añadir un tanque de lastre o ampliar el tanque de pique de popa ya que en la parte a popa del depósito hay cierto espacio disponible que no está aprovechado. En referencia al resultado obtenido, al tratarse de una peso desalojada, se puede considerar beneficioso respecto a que hubiese sido un peso añadido debido a que añadiendo ciertos elementos se puede conseguir las mismas condiciones de estabilidad que originariamente tenía el remolcador real. 5.4.3. Sistema neumático En este apartado se especificará la variación de pesos debido a las modificaciones realizadas en el sistema neumático. Teniendo en cuenta que los elementos modificados en este sistema han sido los receptores de aire y los compresores de aire. Este apartado ha sido dividido en dos apartados para facilitar la comprensión. 5.4.3.1. Receptores de aire Tal y cómo se ha especificado en este capítulo los receptores de aire han sido modificados con la finalidad de cumplir con las expectativas que necesitan estos nuevos motores para la puesta en marcha y cumpliendo con las especificaciones estipuladas por la normativa. En referencia a los datos expuestos en el capítulo 3, en el cuál se detalla el tipo de botella utilizada en el remolcador real se obtiene la siguiente tabla: Capítulo 5. Sistemas auxiliares afectados 83 Volumen (litros) Peso (kg) 500 450 Tabla 34. Peso de los receptores de aire utilizados en el remolcador real Teniendo en cuenta que el remolcador real dispone de dos receptores de 500 litros y con un peso de 450 kg cada uno de ellos, el peso total debido a las botellas de aire es: Contrastando el resultado anterior con el peso de los receptores escogidos para ser instalados en el remolcador proyecto se puede obtener la variación de pesos debido a la modificación de los receptores de aire. Teniendo en cuenta los datos especificados en el capítulo 4, en el cual se detalla las dimensiones y el peso de cada botella según el volumen requerido, se puede calcular esta diferencia de pesos. En la siguiente tabla se exponen los datos, especificados anteriormente, para realizar este cálculo: Volumen (litros) Peso (kg) 1000 800 Tabla 35. Peso de los receptores de aire utilizados en el remolcador proyecto Recordando que para dimensionar el sistema neumático del remolcador proyecto se han escogido dos receptores de 1000 litros y 800 kg cada uno de ellos, de modo que el peso debido a la disposición de estos nuevos receptores queda determinado por: Comparando los dos resultados se observa que el peso debido a los nuevos receptores añadidos es superior al peso de los receptores originales del remolcador real, siendo la variación de pesos la siguiente: Este peso añadido debido a estos nuevos receptores de aire contrarrestará una pequeña parte del peso desalojado debido a la eliminación de los tanques de diesel por el depósito de GNL. Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 84 5.4.3.1. Compresores de aire En este subapartado se determinará la variación de pesos debido a la instalación de los nuevos compresores que dispondrá el remolcador proyecto. Como se ha especificado en apartados anteriores, a parte de los dos compresores de servicio es obligatorio que el buque disponga de un compresor de emergencia para restablecer el funcionamiento del remolcador en caso de que caiga la planta. Debido a la manca de información sobre el peso de los compresores de emergencia, tanto del que dispone el remolcador real cómo del que se ha escogido, se despreciará esta diferencia a pesar de que probablemente el peso del compresor escogido será superior al del compresor dispuesto en el remolcador real ya que proporciona un mayor caudal. Además, el resultado que se obtendría al realizar esta diferencia de pesos, supuestamente, sería muy bajo de modo que prácticamente no afectaría a la estabilidad del buque. Por este motivo únicamente se considerará la variación de pesos debido a la modificación de los compresores de servicio. Seguidamente se calcula el peso total debido a los dos compresores de servicio de servicio, SAUER WP33L, instalados en el remolcador real con un peso de 145 kg cada uno de ellos: En cambio los dos compresores de servicio escogidos, SAUER WP65L, para ser instalados en el remolcador proyecto tienen un peso de 328 kg, bastante superior a los compresores SAUER WP33L ya que ofrecen mayor caudal. Comparando los dos resultados se observa que el peso debido a los compresores elegidos es superior al peso de los compresores instalados en el remolcador real, siendo esta variación de pesos la siguiente: Esta variación de pesos no es muy significativa, en comparación al peso desalojado debido al nuevo sistema de combustible instalado, pero a tener en cuenta en caso de realizar el cálculo de estabilidad ya que al estar concentrado en un lateral (a babor de la sala de maquinas) provocaría un pequeño momento escorarte. 5.4.4. Evaluación del conjunto En el presente apartado se pretende mostrar la representación, en dos dimensiones, de la variación de pesos debido a las modificaciones realizadas y especificadas anteriormente. En la cual se representa, en Capítulo 5. Sistemas auxiliares afectados 85 la parte inferior de la figura, la sala de máquinas y, en la parte superior, los depósitos de combustible que disponía el remolcador real y el pañol de popa visto des de planta (sobre el plano horizontal). Para identificar esta variación de pesos se ha representado en color rojo la sección afectada debido al peso sustraído al realizar la modificación. Como se observa el peso sustraído se ha producido principalmente en la zona a popa de la sala de máquinas debido a la eliminación de los tanques de diesel-oil y el pañol de popa, con la finalidad de colocar el depósito de GNL. También se observa que al colocar estos nuevos motores principales una parte del peso ha sido sustraído a cause de que son menos pesados que los que disponía el remolcador antes de realizar la modificación. El valor anotado dentro del área seccionada corresponde a la diferencia de peso entre antes y después de realizar la modificación. El área seccionada en color verde representa la variación de pesos añadida debido a esta nueva modificación. Se puede observar que este peso añadido se ha producido en el mamparo a popa de sala de maquinas debido al aumento de peso de estos nuevos receptores y en la parte de popa a babor de la sala de máquinas debido a la colocación de unos compresores que ofrecieran más caudal al sistema. Figura 38. Distribución de la variación de pesos 5.5. Sistema de GNL propuesto En el presente apartado se pretende diseñar un circuito para el transporte del gas natural des de que sale del depósito de almacenamiento, en estado líquido, hasta que llega a los motores principales, en estado de gas. Para realizar este posible diseño se ha tenido en cuenta las especificaciones dispuestas en los capítulos anteriores. Dimensionamiento de los equipos de la sala de máquinas de un remolcador dual (dieselgas natural) 92 restricciones medioambientales que se están dando estos últimos años más las que se esperan es de esperar que el uso de los combustibles fósiles desaparezca. Además de que las reservas petrolíferas que hay en el planeta se están agotando cada vez más, por este motivo es necesario investigar sobre nuevos sistemas de propulsión que no sean tan perjudiciales como los combustibles fósiles. Observando la trayectoria de diferentes navieras parece ser que la apuesta mayoritaria para reducir estas emisiones estipuladas por la IMO es el uso del gas natural como combustible. Es necesario destacar que el gas natural no es un combustible que sea totalmente limpio ya que está formado mayoritariamente por metano, que contribuye significativamente al efecto invernadero. A pesar de ser un gas que contribuye al calentamiento global prácticamente no emite partículas y los niveles de SOx y NOx son inferiores a los emitidos por un motor alimentado por fuel o diesel. Por este motivo se considera un combustible más limpio en comparación con el fuel o el diesel. Bibliografía 93 Bibliografía 1. Rolls-Royce. Project Guide, Bergen engine type C25:33P, Propulsion engines. 2016. Guía técnica de los motores diesel tipo C25:33P del fabricante Rolls-Royce. 2. Rolls-Royce. Project Guide, Bergen engine type C26:33 Gas, Propulsion engines. 2018. Guía técnica de los motores de gas tipo C26:33LPG del fabricante Rolls-Royce. 3. Rolls-Royce. Fact Sheet, Gas engines, Bergen C26:33L – lean-burn gas engine, Marine. Hoja de las especificaciones de los motores de gas tipo C26:33L del fabricante Rolls-Royce. 4. ASTILLEROS ZAMAKONA. Bilbao. Rebarsa. Planos y documentación facilitada por la empresa Remolcadores de Barcelona. 5. Ingeniero Marino. Remolcadores. (Dia de consulta: 12/02/2019). Disponible en: https://ingenieromarino.com/remolcadores/#.XQuZifZuLIU 6. Javier Acabes Escudero. Escuela técnica superior de ingenieros navales. Memoria Explicativa remolcadores. (Dia de consulta: 17/02/2019). Disponible en:….......................................... http://oa.upm.es/5529/1/PFC_Javier_Acebes_Escudero.pdf 7. Rotación. Seaplace diseña el primer remolcador tractor propulsado por gas, 13 junio, 2016. (Día de consulta: 28/02/2019). 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Departamento de Energía y Combustibles. Septiembre de 2014. 16. SAUER. Compresor WP33L. (Día de consulta: 19/05/2019). Disponible en: https://catalog.sauerusa.com/item/all-categories/0-to-580-psi-compressors-air-cooled-mistralseries/wp33l 17. SAUER. Compresor WP65L. (Día de consulta: 23/05/2019). Disponible en: https://catalog.sauerusa.com/item/all-categories/0-to-580-psi-compressors-air-cooled-mistralseries/wp65l 18. Atlas Copco. Compresor LT7-30. (Día de consulta: 15/06/2019). Disponible en: http://www.rycamsl.com/wp-content/uploads/2016/12/LE-LT-LF.pdf Anexos 95 Anexo 1. Disposición general de los tanques Anexos 97 Anexo 2. Sistema de refrigeración del remolcador