Đang tải... (xem toàn văn)
THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Lời nói đầu Tàu thủy cơng trình mổi đặc biệt mà người tạo ra, nổi, di chuyển, phục vụ nhiều nhu cầu người mặt nước Với nét đặc trưng tàu thủy có kết cấu đặc biệt Người ta khái niệm tàu thủy gồm: vỏ, ngăn cách môi trường nước khô tàu, cộng vào vỏ tàu gia cường dọc ngang đảm bảo cho tàu mặt nước làm việc an toàn diều kiện khai thác Và để tàu di chuyển tiến lùi, quay trái, quay phải vai trị thiết bị đẩy quan trọng Trong số thiết bị đẩy chân vịt ống đạo lưu xoay đóng vài trò to lớn, loại thiết bị đẩy không tăng hiệu suất đẩy chân vịt thông thường lên 20% tới 30% mà cịn thay bánh lái số trường hợp định Với lý mà chân vịt ống đạo lưu nói chung mơn thiết bị tàu thủy nói riêng mơn tảng quang trọng Bên cạnh "ĐAMH thiết bị tàu thủy" công cụ phụ trợ cần thiết, nhằm giúp cố kiến thức làm quen với công việc quang trọng người kĩ sư làm việc thực tế Nhận thức tầm quang trọng môn học nên thân chung em cố gắng học tập nghiêng cứu cách nghiêm túc hướng dẫn nhiệt tình thầy, kết chúng em hoàn thành xong đồ án thời gian cho phép Vì đề tài tự nhận thấy kiến thức chưa vững nên làm chắn cịn nhiều phần sai sót, hy vọng nhận góp ý quý báu thầy để làm trở nên tốt Và cuối chúng em xin chân thành cảm ơn thầy giáo môn thầy khác khoa hướng dẫn chúng em thời gian làm đồ án để chúng em hoàn thành đồ án cách tốt SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Phần GIỚI THIỆU CHUNG ĐỒ ÁN MÔN HỌC: TÍNH TỐN THIẾT KẾ ĐẠO LƯU ĐỊNH HƯỚNG XOAY TÀU DỊCH VỤ DẦU KHÍ I LỊCH SỬ RA ĐỜI CỦA ĐẠO LƯU Lịch sử đời Trong năm 1920 Bộ Giao Thông Vận Tải Đức thị cho chủ tàu kéo kênh, rạch lớn phải gắn thêm thiết bị bảo vệ xung quanh chân vịt để làm giảm rữa trơi sói mịn đến kênh rạch Nhưng lạ thay tàu di chuyển nhanh lực đẩy cung cấp nhiều Lúc Ludwing Kort người Hanover, nước Đức bắt đầu thử nghiệm với hình dạng kích thước thiết bị bảo vệ chân vịt Kết vào năm 1930 ơng Hịa Kỳ cấp sáng chế cho nghiên cứu ông, tên ông đặt cho loại ống đạo lưu mà ngày ta thường gọi ống Kort Các thông số Ống đạo lưu ống hình trụ, có mặt cắt ngang dạng hình vành khuyên mặt cắt dọc có dạng profil cánh máy bay Một số thơng số hình học ống đạo lưu gồm: L - chiều dài ống, chiều dài tương đối Ln xác định theo biểu thức: Ln = L/D C - độ hở đầu cánh chân vịt mép ống, độ hở tương đối Cn xác định theo biểu thức: Cn = C/D t - chiều dày lớn thành ống , chiều dày tương đối tn xác định theo cơng thức: tn = t/b Trong đó: D – đường kính chân vịt b – chiều rộng profil Cx = Ax/A - tỉ lệ diện tích miệng hút diện tích mặt cắt ngang ống Cy = Ay/A - tỉ lệ diện tích miệng xả diện tích mặt cắt ngang ống Các hệ số thường nằm phạm vi: Ln = 0,5 đến 0,9; Cn = 0,005 đến 0,01; tn = 0,11 đến 0,14; Cx = 1,15 đến 1,5; Cy = 1,0 đến 1,5 Các loại ống Có hai dạng ống đạo lưu dạng ống tăng tốc ống giảm tốc: SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Với ống tăng tốc, vận tốc khỏi ống hiệu suất chân vịt tăng đáng kể Loại ống thường dùng cho chân vịt chạy nặng tải chân vịt có đường kính giới hạn Ống cịn gọi tên “Kort nozzle” Với loại ống thứ hai, tốc độ dòng khỏi ống giảm so với dòng vào ống, áp suất tăng nhờ mà giảm trình sâm thực chân vịt Với tên gọi “thiết bị đẩy phản lực” loại ống thường kết hợp với chân vịt cánh cố định Viện nghiên cứu Hàng Hải Hà Lan đã đưa hàng loạt mơ hình hệ thống ống chân vịt làm việc có hiệu Một số dạng profil dạng cánh máy bay NACA đưa vào thử nghiệm cải tiến thành công NACA 4415 cho đặc trưng tốt Một dạng ống sử dụng rộng rãi có ưu điểm cải tiến trội ống 19A ống 37 Hai loại ống có mép đẫn dạng bo tròn nên đễ dàng cho chế tạo nâng cao hiệu suất lực đẩy chạy Ban đầu, chân vịt nhóm B Wageningen sử dụng rộng rãi, sau chân vịt nhóm Kaplan với đầu cánh rộng đưa vào sử dụng Lý thuyết tạo lực đẩy bổ sung Với ống tăng tốc, vận tốc dịng chày phía ống tăng dẫn đến áp lực giảm Điều làm giảm lực đẩy momen xoắn chân vịt Đồng tời chênh lệch áp suất nên bề mặt cánh suất lực hướng vào ống, lực phân tích thành hai thành phần lực đẩy bổ sung hướng phía trước lực hướng tâm Do thành phần lực đẩy bổ sung lớn tổng thành phần lực cản phần giảm lực đẩy chân vịt nên hiệu suất chung chân vit tăng lên tiêu hao nhiên liệu lại giảm xuống Tốc độ tăng dẫn đến lực cản tăng, tới lúc lực cản lớn lực đẩy bổ sung Do tàu thông thường không trang bị thiết bị Với tàu kéo, tàu chạy với tốc độ thấp chân vịt làm việc môi trường nặng tải kéo ống đạo lưu loại thường trang bị cho tàu hiệu suất lực đẩy tăng tới 30% Với ống giảm tốc, loại ngược với loại phân tích lực thường sử dụng cho tàu cao tốc hoạt động theo nguyên lý phản lực Các tàu muốn giảm tiếng ồn tăng vận tốc tàu chiến thường dùng loại ống Ưu điểm nhược điểm thiết bị Ống Kort hay chân vịt ống đạo lưu tạo hiệu suất đẩy cao so với chân vịt thông thường tàu hoạt động vận tốc nhỏ, so với đơn vị diện tích cánh chân vịt lực đẩy tao lớn so với chân vịt khơng có ống đạo lưu Các loại tàu kéo đẩy, tàu cá, tàu khách loại áp dụng nhiều thiết bị cho hiệu rỏ nét kinh tế Một ưu điêm thiết bị tăng tính ăn lái giảm trình hút (nạo vét) đáy tàu hoạt động vùng nước cạn Đạo lưu định hướng xoay Thiết bị nhóm em xin thiết kế đạo lưu định hướng xoay, tên tiếng anh Azimuthing thruster, thiết bị có nhiều ưu điểm so với đạo lưu thơng thường có tính động cao, tính ăn lái cho tàu tốt…bảng vẽ mơ 3D thiết bị có dạng sau: SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CƠNG II TÍNH CÁC THƠNG SỐ CƠ BẢN CỦA TÀU KÉO Chiều dài thiết kế Chiều rộng thiết kế Chiều cao mạng Chiều chìm Hệ số béo thể tích (δ) Vận tốc Cấp tàu Vùng hoạt động SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Ltk = 24,5 m Btk = 8,8 m D=4m d = 2,7 m CB = 0,4271 V = HL/h *VRH SI Page ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CƠNG Phần hai NỘI DUNG TÍNH TỐN CHI TIẾT I TÍNH CHỌN KÍCH THƯỚC Tính sức cản tàu Các hệ số phụ trợ cho q trình tính tốn: p = 101,69 (mật độ nước biển) Lpp (m) = 24,50 (chiều dài hai trụ) B (m) = 8,80 (chiều rộng tàu) D (m) = 4,00 (chiều cao mạn) d (m) = 2,70 (chiều chìm) v (HL/h) = 7,00 (vận tốc tàu) A = 177,52 (diện tích phần ngâm nước) AM = 23,49 (diện tích sườn giữa) CB = 0,4271 (hệ số đầy thể tích CP = 0,4321 (hệ số đầy lăn trụ) Δ = 257,82 (lượng chiếm nước) 1.1 Tính theo phương pháp Ayre (1942) Áp dụng phương pháp Ayre tiến hành tính sức cản tàu theo sách “Lý thuyết tàu 2, tác giả Nguyễn Đức Ân, Nguyễn Bân” sau: Các thơng số cần tính a) Trị số Froude Fn b) Hệ số mảnh Lpp 1/3 D v *0,514 0, 232 9,81* 24,5 g L 24,5 3,85 (257,82)1/3 c) Tốc độ v 7*0,514 3,598(m / s) Từ đồ thị với trị số biết ta chọn C0 275 Hiệu chỉnh δ Hệ số điều chỉnh chuẩn tàu hai chân vịt 0, 68 0, 01 0, 69 0, 4271 0, 69 0, 4271 0, 2629 Vì 0 nên đưa vào đồ thị phụ với 0 20% 0 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Tăng 1C0 lên 13% Hiệu chỉnh tỉ số B/T Tỉ số B/T thực tàu B B 3, 26 T T 0 Phầm trăm giảm hệ số C xác định theo công thức B 2C0 10 * 5, 37% T Hiệu chỉnh chiều dài Chiều dài đường nước thực L0 1,125*90,8 62,32(m) Chiều dài thiết kế Ltk 25(m) Ltk L pp 0,5(m) Hệ số điều chỉnh tính từ công thức 3C0 100 * Ltk L0 2% L0 Tổng hiệu chỉnh 1C0 13% 2C0 5,37% 3C0 2% C0 9, 63% Trị số C hiệu chỉnh C0 275 C0 275 9, 63 26, 4825 100 C0 301, 4825 Sức cản vỏ tàu R 550* D 0,64 * v 825kG (Công thức 11,16 trang 188, sách Lý thuyết tàu thủy tập 2) C0 1.2 Tính theo cơng thức Viện Thiết Kế Leningrad Theo viện thiết kế Leningrad cơng thức tính sức cản vỏ tàu tính gần sau: W L R 0,17 * *V 1,825 1, 45* 24 * 5/2 * *V B L 24,5 257,82 0,17 *32,55*3,5981,825 1, 45 24 *0, 42715/2 * *3,5984 321, 24(kG ) 8,8 24,5 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG B 1,1* L* T * 1,16 1, 25* * T 8,8 1,1* 24,5* 2, * 1,16 1, 25*0, 4271* 32,55(m ) 2, Trong với hệ số giải thích sau: R –sức cản vỏ tàu (kG) V –vân tốc tàu (m/s) δ –hệ số béo thể tích Ω -diện tích mặt ướt tàu W –lượng chiếm nước tàu L, B, T –chiều dài, chiều rộng, lượng chiếm nước thiết kế Với cách tính tương tự cho trạng thái vận tốc ta có bảng sơ liệu đồ thị sức cản sau: V (HL/h) 10 V (m/s) 0,541 1,082 1,623 2,164 2,705 3,246 3,787 4,328 4,869 5,41 R (kG) 0,00 71,26 262,06 585,82 1082,07 1811,13 2853,00 4306,83 6290,75 8941,68 12415,28 BIỂU ĐỒ SỨC CẢN 1400 1209,264 1200 R (kG) 1000 811,947 800 523,405 600 321,242 400 200 0,000 0 1,752 48,766 7,579 21,103 99,701 185,709 10 12 V (HL/h) SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG 1.3 So sánh hai phương pháp kết luận Từ hai phương pháp tính ta thấy kết có chệnh lệch, điều lẽ thường tình hai cơng thức từ q trình thử mơ hình mà Bên cạnh mơ hình tàu nằm giới hạn số loại tàu định Với hạn chế mà nói kết phép tính hai phương pháp khơng xác tuyệt đối chấp nhận cách gần Nhưng đây, toán đặt nội dung thiết kế đạo lưu tạo lực đẩy tối đa, có nghĩa giới hạn vận tốc tàu không nhỏ 7,9 HL/h Và xin nói thêm tốn kinh tế chưa tối ưu hóa, hay nói cách khác ta khơng xét đến Vì thực tế đơi tốn kinh tế mục tiêu quan trọng mà người thiết kế cần hướng tới Với nhận xét thành phần sức cản vỏ tàu chọn R = 825 kG theo công thức thực nghiệm Ayre (1942) để đảm bảo tàu đạt vận tốc thiết kế Như tổng sức cản tàu 5825 kG tính cho lực kéo 5000 kG giả sử cột bít Tính chọn máy lai chân vịt 2.1 Tính thơng số mở đầu Đường kính sơ chân vịt = 0,6 = 0,6.2,7 = 1,62 Hệ số dịng theo tính cho chân vịt thường tính theo công thức Papmiel (trang 201, sách lý thuyết tàu 2, Trần Công Nghị) sau: ∆ = 0,1( Fn > 0,2 ∆ ∇= = , = 0,156 ( , ) √∇ −∆ − 0,2) = 0,1 (0,232 − 0,2) = 3,2 10 = 0,053 áp dụng cho trường hợp = 251,53 thể tích chiếm nước tàu, m3 n : số chân vịt Các hệ số áp dụng cho chân vịt không nằm ống đạo lưu, chân vịt nằm ống đạo lưu hệ số dịng theo tính theo cơng thức sau: = (1,1 ÷ 1,2) = 0,0583 ÷ 0,0636 ta chọn hệ số w’ = 0,06 Hệ số lực hút tính cho chân vịt ống sau : = = 0,325 − 0,18885 √ = 0,076 (công thức trang 204, LTT2, Trần Công Nghị) Tổng thành phần thông số đầu vào liệt kê bảng sau : SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CƠNG STT Hệ số dịng theo Hệ số lực hút 10 11 = (1,1 ÷ 1,2) Đường kính max Độ chìm trục Số cánh chân vịt No Lực đẩy cần thiết Tốc độ tịnh tiến cv Hiệu suất thân tàu Công suất đẩy tàu Công suất đẩy tàu = = 0,325 − 0,18885 Dmax Hs = 0,6.d T=(75*No)/(v*(1-t)) Va η =(1-t)/(1-w) Nt'' = T*Vp/327,3 Nt = Nt''*(1000/1025) 0,06 0,076 √ 1,62 1,62 139,8 5857,683 6,58 0,98 259,616 253,284 m m PS kG HL/h - /ℎ Vận tốc tiến chân vịt kéo : = (1 − ) = 6,58 Chân vịt chọn thuộc họ Kplan, cánh Hệ số Bp sử dụng để chọn hai đồ thị Ka – 4.55 Ka – 4.70, để thõa mãn điều kiện tránh sủi bọt chân vịt tỉ lệ mặt đĩa phải tuân theo điều kiện sau : ≥ ( , ) Từ thông tin ta lập hai bảng giá trị thể mối tương quan công suất máy, đường kính chân vịt tỉ lệ mặt đĩa tối ưu cho hai kiều chân vịt Ka – 4.55 Ka – 4.70 dựa vào mẫu thử nghiệm thành công sau : Bảng Chân vịt Ka – 4.50 ST Đại lượng cần tính Đơn Giá trị tính xác định T vị Số vòng quay cần thiết rpm 294 303,8 313,6 323,4 333,2 Bu= (n*Nt''^0,5)/(Vp^2,5) 30,71 31,74 32,76 33,78 34,81 185 186 190 192 197 δ = f(Bu;η pop) 172,05 172,98 176,7 178,56 183,21 δ'' = b*δ 1,09 1,08 1,07 1,068 1,05 (H/D) = f(Bu;δ'') 0,579 0,578 0,572 0,57 0,566 ηp = f(Bu;δ'') m 4,14 4,03 3,99 3,91 3,89 D'' = (Vp*δ'')/n D = 0,3048*D'' m 1,26 1,23 1,22 1,19 1,19 PS 255,86 256,30 258,99 259,90 261,74 P = No/(ηh*ηt*ηp*ηk) 10 Công suất kW 188,19 188,51 190,49 191,16 192,51 Với bảng ta có thơng số tỉ lệ mặt đĩa tính theo cơng thức vừa nêu sau: Tỉ lệ mặt đĩa = 0,59 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Bảng Chân vịt Ka – 4.70 STT Đại lượng cần tính 10 Số vòng quay cần thiết Bu= (n*Nt''^0,5)/(Vp^2,5) δ = f(Bu;η pop) δ'' = b*δ (H/D) = f(Bu;δ'') ηp = f(Bu;δ'') D'' = (Vp*δ'')/n D = 0,3048*D'' Ne = No/(ηh*ηt*ηp*ηk) Công suất Đơn vị rpm m m PS kW Giá trị tính xác định 300 30,71 185 172,05 1,09 0,59 4,14 1,26 251,09 184,68 310 31,74 186 172,98 1,088 0,588 4,03 1,23 251,94 185,31 320 32,76 190 176,7 1,08 0,586 3,99 1,22 252,80 185,94 330 33,78 192 178,56 1,07 0,583 3,91 1,19 254,11 186,89 340 34,81 196 182,28 1,05 0,578 3,87 1,18 256,30 188,51 Với tiếp bang theo ta có thơng số tỉ lệ mặt đĩa tính theo cơng thức vừa nêu sau: Tỉ lệ mặt đĩa = 0,58 Với điều kiện chân vịt Ka – 4.50 thõa mãn điều kiện tỉ lệ mặt đĩa để tránh sủi bọt, ta chọn chân vịt để tiếp tục tính tốn Ta tiếp tục chọn cơng suất ban đầu giả sử cấp cho chân vịt 190,49 kW, từ thành phần cơng suất ta chọn đường kính chân vịt tối ưu 1,22 m thõa mãn điều kiện nhỏ đường kính chân vịt lớn 1,62 m Số vịng quay cơng tác 320 rpm Momen quay cần thiết để cấp cho chân vịt số vịng quay cơng tác tính theo cơng thức sau: = 80% = 565,8 kG.m (công thức trang 583, sổ tay kỹ thuật đóng tàu) Tiến hành kiểm nghiệm lại đặc tính làm việc chân vịt với công thức thông số bảng sau: STT 10 Ký hiệu công thức Vs Vp = 0,5144Vs(1-w) J = Vp/9,922 Kt Ktn Kq Kt'' =(Kt-0,3*Ktn) n = sqrt (Q/ρ*D^5*Kq) Te = (1-t) Z0 = Te - R Đơn vị HL/h m/s V/s kG kG Kết tính 0,00 0,00 3,38 0,00 0,52 0,56 0,325 0,27 0,098 0,05 0,046 0,48 0,30 6,33 6,67 4040,98 2764,82 7259,16 2352,32 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 10 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Trục hồnh thể khoảng cách thực tính mm điểm thuộc Path-1 Trục tung thể chuyển vị theo phương X điểm Giá trị thực liệt kê bảng sau X(mm) 16.7721 32.8008 57.3048 83.3166 102.94 122.097 147.049 168.354 188.879 209.203 229.472 249.726 269.975 290.223 310.471 330.718 350.966 371.213 391.46 U1(mm) 0.380094 0.38005 0.377118 0.362077 0.326063 0.306635 0.292134 0.275195 0.260692 0.246571 0.232771 0.219438 0.206548 0.193871 0.181143 0.168224 0.155125 0.141934 0.128732 0.115595 X(mm) 411.707 431.953 452.199 472.445 492.691 512.937 533.317 554.45 578.859 604.149 623.312 642.488 664.754 676.665 692.601 709.395 729.395 U1(mm) 0.102614 0.0899564 0.0778516 0.0664997 0.0559933 0.0463387 0.0374771 0.029217 0.0209252 0.0135657 0.00878181 0.00486634 0.000975193 -1.96E-005 -3.51E-005 -1.78E-006 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 45 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Chuyển vị theo phương Y Giá trị thực thể bảng sau U2(mm) X(mm) U2(mm) X(mm) -0.101414 411.707 0.00732909 16.7721 -0.06909 431.953 0.00788852 32.8008 -0.0373072 452.199 0.00818713 57.3048 -0.0227822 472.445 0.00825727 83.3166 -0.0212065 492.691 0.0081522 102.94 -0.0205518 512.937 0.00789872 122.097 -0.0182387 533.317 0.00750457 147.049 -0.0152372 554.45 0.00696098 168.354 -0.0125801 578.859 0.00618933 188.879 -0.0102224 604.149 0.00504734 209.203 -0.00811309 623.312 0.00408035 229.472 -0.00616747 642.488 0.00327109 249.726 -0.00428565 664.754 0.00173807 269.975 -0.00240925 676.665 0.000606878 290.223 -0.00056073 692.601 3.15E-005 310.471 0.00119474 709.395 -2.03E-005 330.718 0.00279795 729.395 350.966 0.00422733 371.213 0.00546794 391.46 0.00651285 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 46 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Chuyển vị theo phương Z Giá trị thực thể bảng sau X(mm) 16.7721 32.8008 57.3048 83.3166 102.94 122.097 147.049 168.354 188.879 209.203 229.472 249.726 269.975 290.223 310.471 330.718 350.966 371.213 391.46 U3(mm) -0.0311197 -0.0319005 -0.0327319 -0.0313784 -0.0265582 -0.02405 -0.0231836 -0.0218209 -0.0207358 -0.0196516 -0.0185731 -0.0175224 -0.016501 -0.0155021 -0.0145116 -0.013518 -0.0125151 -0.0115052 -0.0104807 -0.00945125 X(mm) U3(mm) 411.707 -0.00842654 431.953 -0.00742073 452.199 -0.00645412 472.445 -0.00553907 492.691 -0.00468939 512.937 -0.00390968 533.317 -0.0031962 554.45 -0.00253097 578.859 -0.00184039 604.149 -0.00129453 623.312 -0.000930186 642.488 -0.000486787 664.754 -6.70E-005 676.665 2.83E-005 692.601 4.38E-006 709.395 5.88E-007 729.395 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 47 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Như vậy, trục đạt độ cứng Chuyển vị lớn trục 0.35mm phương X, node Path-1 Chú thích cho kết Sau ký hiệu dùng file result abaqus tạo Element Label Int Pt AC Yield E.Max Prin S.Mises S.Max S.Tresca Mã phần tử Intergration point: Đỉnh phần tử theo thứ tự Active Yielding: Ứng suất chảy vật liệu Năng lượng Ứng suất Von Mises Ứng suất lớn ứng suất Chính Ứng suất Tresca V TÍNH TỐN CỤM MÁY LÁI VÀ BÁNH RĂNG Bánh chọn bánh trụ thẳng, ăn khớp Chất liệu làm bánh thép hợp kim cứng C50 cải thiện để đạt tới độ rắn 240HB Các thông số sơ vật liệu nêu bảng Độ rắn 240HB Ứng suất phá hủy 640MPa Ứng suất chảy 380MPa Chu kỳ tải tiếp xúc tương đương Cần phải xác định chu kỳ tải tương đương để làm đầu vào tính ứng suất cho phép, tính ảnh hưởng tuổi thọ Số chu kỳ tải tương ứng bánh lớn: ni 500 6 N HE2= 60 C t σ ∑ μ T i t i= 60× 1× 5× 300× 16 (1 × 0.7+0.8 × 0.3)= 1.40× 10 Số chu kỳ tải tương ứng bánh nhỏ: ni 500 6 N HE2 = 60 C t σ ∑ μ T i t i= 60× 1× 5× 300× 16 (1 × 0.7+0.8 × 0.3)= 560.623× 10 Do độ nhám bề mặt bánh 240HB, ta chọn từ bảng 10-8 trang 175 sách Nguyễn Trong Hiệp: N HO≈ 16× 10 Ta thấy giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ tải N HE tính cơng thức o σ HLim= σ HLim K HL Trong đó, K HL hệ số ảnh hưởng chu kỳ làm việc lên tuổi thọ Hệ số N HE N HO lấy Suy ra, gía trị giới bạn bền mỏi tiếp xúc hai bánh rang: σ HLim1= σ oHLim1 = 2× 240+70= 550 MPa o σ HLim2= σ HLim2= 2× 240+ 70= 550 MPa SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 48 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Ứng suất tiếp xúc cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh xác định theo công thức: [ σ H ]= ( σ HLim ) Z R Z V K L K xH SH S H : Là hệ số an toàn chọn 1.35 chân gãy chắn gây hư hỏng bánh kế cận trục K xH : Là hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng, chọn đường kính bánh dự kiến khơng vượt q 700mm Lưu ý trường hợp tính tốn thiết kế lý tưởng, cho phép ta chọn Z R Z V K L K xH = Như ứng suất tiếp xúc cho phép hai bánh là: [ σ H ]= 550 = 407.4 MPa 1.35 Ứng suất tiếp xúc tải hai bánh [ σ H1] max = [ σ H2 ] max= 2.8σ ch = 2.8× 380= 1064 MPa Chu kỳ chiệu tải uốn tương đương Chu kỳ chịu tải uốn tương đương tương tự với chu kỳ chịu tải tiếp xúc Đối với bánh lớn: ni 500 6 N FE2 = 60 C t σ ∑ μ T i t i = 60× 1× 5× 300× 16 (1 × 0.7+0.8 × 0.3)= 1.40× 10 Đối với bánh nhỏ: n 500 N FE1= 60C t σ ∑ μi T 6i t i = 60× 1× 5× 300× 16 (1 × 0.7+0.86× 0.3)= 5.6× 108 Tương tự trên, hệ số K FL cho phép rang = Nhờ đó, ta xác định giới hạn uốn Ứng suất uốn cho phép σ Flim1= σoFlim= 550 MPa o σ Flim2= σ Flim= 550 MPa Ứng suất mỏi uốn cho phép tính theo cơng thức tương tự phần ứng suất tiếp xúc Tuy nhiên hệ số mang ý nghĩa khác [ σ F ]= σ Flim Y R Y S K xF SF S F = 1.7 cải thiện K xF = đường kính bánh 400mm Y R= Y S = 1.03 chọn mơ đun bánh 2mm Từ đó, ứng suất uốn cho phép bánh [σ F1]= [ σ F2 ]= Ứng suất uốn cho phép tải 550 × 1.03= 333.3 MPa 1.7 [ σ F1] max= [σ F1 ]max = 2.2 HB= 2.2× 240= 528 MPa SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 49 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG [ σ F2 ]max = [ σ F2 ]max = 2.2 HB= 2.2× 240= 528 MPa Đường kính vịng lăn sơ Đường kính bánh nhỏ theo cơng thức 10-43 trang 162 sách Nguyễn Trọng Hiệp = 68 ( + 1) = 108,473 y [ ] Trong tham số lần lượt: T = 420000 Nmm : Là moment xoắn trục bánh nhỏ liệt kê bảng tóm tắt Ψd = b d ω1 : Là hệ số chiều rộng vành răng, chọn theo cơng thức Ψa = b = 0.3 aω Từ suy Ψd = 0.75 Ψd = Ψa ( u+1) Mà ta có tỉ số rộng K H α ≈ : Là hệ số phân bố không tải bánh răng, lấy xấp xỉ tính tốn thiết kế K H β = 1.375 : Là hệ số tập trung tải trọng, tra đồ thị 10-14a, trang 147 sách Nguyễn Trọng Hiệp K Hv = 1.3 : Là hệ số tải trọng động tính theo cơng thức 10-12 trang 148 sách Nguyễn Trọng Hiệp lấy 1.3 tính tốn thiết kế theo hướng dẫn trang 150 Chọn d ω1= 100 mm Khoảng cách trục sơ Khoảng cách trục sơ aω = d ω1 (u+1) 100 (25/ 3+1) = = 466 mm 2 Modun bánh nên chọn tiêu chuẩn thuộc khoảng m= (0.01÷ 0.02) aω= 4.06÷ 10.08 mm Vậy ta chọn modun bánh m= mm Hình học bánh Chọn số Z 1= 30 Số bánh từ Z 2= u Z 1= 250 Đường kính vịng chia truyền khơng dịch chỉnh Chiều rộng vành d 1= d ω1= m Z 1= 120 mm d 2= d ω2= m Z 2= 1000 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 50 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG bω= Ψ d d ω1= 75 Khoảng cách trục aω = 550 mm Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Độ bền tiếp xúc kiểm nghiệm theo điều kiện ứng suất tiếp xúc bé ứng suất tiếp xúc giới hạn tính Ứng suất tiếp xúc theo công thức 10-40 trang 183 Lưu ý, lần khác với lần tính thiết kế sơ bộ, phép tính ta mang tính kiểm nghiệm σH = √ Z M Z H Z ϵ T K H α K H β K HV ( u+1) d ω1 bω u Trong tham số tính lại 1/2 Z M = 275( MPa) Là hệ số tính vật liệu bánh thép = thuộc góc = 1.76 Là hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc Hệ số có giá trị phụ αtω Góc tính theo cơng thức 10-4 trang 139 tan (α ) α t ω= = tan (α )= 20o cos(β) Hệ số trùng khớp ngang trang 141 β= ϵ α = [1.88− 3.2( Theo công thức 10-42 trang 161 = 1 + )]cos(β)= 1.768 Z1 Z2 theo công thức 10-6 = 0,753 K H β = 1.375 Là hệ số tập trung tải trọng, tra đồ thị 10-14a, trang 147 sách Nguyễn Trọng Hiệp Để xác định K H α cần phải xác định vận tốc vòng v = πd ω1 n1 = 0.523 m/ s 60 1000 Theo bảng 10-1 trang 142 bánh có vận tốc xác Tra đồ thị hình 10-11 trang 145 cho ta H H α = 1.15 K Hv = 1+ v H bω d ω1 T K H α K H β theo công thức 10-12 trang 148 =3 ta chọn cấp Hệ số Các hệ số liên quan δB= 0.006 Tra bảng 10-2 trang 149 cho thẳng không vát mép g o = 73 Tra bảng 10-3 trang 149 cho bánh cấp xác 9, modun khơng lớn 3.55 = Từ K Hv = 1.124 = 10,1479 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 51 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Vậy ta rút ứng suất tiếp xúc hệ σ H = 130.6 MPa[σ H ] Thỏa mãn yêu cầu độ bền tiếp xúc Kiểm nghiệm độ bền uốn Ứng suất uốn tính theo cơng thức 10-45 trang 162: σ F1= T Y ϵ Y β Y F1 K F α K F β K Fv bω d ω1 m Y F2 σ F2= σ F1 Y F1 Trong đó, tham số sau Y ϵ = ϵ α = 0.565 Y β : Hệ số ảnh hưởng góc nghiêng Ở thẳng, ta có Y β = Y F1 Y F2 : hệ số dạng răng, phụ thuộc vào số tương đương Mà số tương đương xuất nghiêng Đối với thẳng số tương đương Z td1 = Z , Z td1 = Z 10 Tính chọn máy lái Số bánh chủ động z = 30 Số bánh bị động z 1= 250 Tỉ số truyền i= 250 30 Tốc độ quay lái yêu cầu N 1= 12 RPM Tốc độ động quay lái N 2= 100 RPM Moment xoắn trục động M2= 840 Nm Các thông số sau đầu vào để tính tốn động quay lái N = 100 RPM Tốc độ ηV = 0.99 η H = 0.98 δ P= 370 bar Hiệu suất thể tích Hiệu suất thủy lực Áp suất làm việc SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 52 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CƠNG Bảng tính chọn động motor Disp (cm^3) Input Flow (l/min) Torque (Nm) Power 45 4.55 259.00 2.72 56 5.66 322.31 3.38 63 6.36 362.60 3.81 80 8.08 460.44 4.83 90 9.09 860.42 5.44 Vậy đông chọn loại A2FM90 hảng REROXTH BOSCH VI TÍNH TỐN Ổ ĐỠ TRỤ LÁI Tính lựa chọn ổ lăn đỡ chặn trục lái (cụm phía trên) Tốc độ quay trục lái thấp, nên trường hợp gần tính cho ổ lăn làm việc trạng thái tĩnh Hệ số chịu tải động ổ lăn Trong = √ C d Là hệ số chịu tải động theo quy cách Fr F a Là thơng số tải Là lực hướng kính Là lực dọc trục Q= (XVF r +YF a )k t k d L= Ln 106 × 60 n= Là hệ số tuổi thọ, chọn Là hệ số ổ lăn, chọn ổ lăn đỡ chặn Đối với ổ chặn đỡ trục chân vịt m= 10/ F a= 1321 83 kG Fr = 6276 23 kG Tỉ lệ hai lực s= Fa V × Fr = 211 với V= hệ số giảm tải Như cần phải quan tâm lực hướng tâm nhiều lực dọc trục, từ chọn hệ số X lớn Y Tuy nhiên ta lấy hai hệ số để tăng tính an tồn phép tính X= 1∧Y= Từ cho ta Q= 59× 10 C d = 59× 10 Với thơng số ta chọn ổ đũa đỡ chặn dãy “pherical tapered roller” với đặc trưng sau: Đường kính là: 220 mm Dường kính ngồi 300 mm Tính lựa chọn ổ lăn đỡ chặn trục lái (cụm phía trên) SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 53 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Hệ số chịu tải động ổ lăn Trong = √ C d Là hệ số chịu tải động theo quy cách Fr F a Là thơng số tải Là lực hướng kính Là lực dọc trục Q= (XVF r +YF a )k t k d L= Ln 106 × 60 n= m= 10/ Là hệ số tuổi thọ, chọn Là hệ số ổ lăn, chọn ổ lăn đỡ chặn Đối với ổ chặn đỡ trục chân vịt F a= 1321 83 kG Fr = 9041 05 kG Tỉ lệ hai lực s= Fa V × Fr = 146 với V= hệ số giảm tải Như cần phải quan tâm lực hướng tâm nhiều lực dọc trục Ta lấy hai hệ số để tăng tính an tồn phép tính X= 1∧Y= Từ cho ta Q= 10 32× 10 C d = 10 32× 10 Vậy ta chọn ổ đũa đỡ chặn dãy “taper roller bearing_din720-SKF 32044x” với thông số kích thước sau: Đường kính là: 220 mm Dường kính ngồi : 340 mm VII TÍNH TỐN CHỌN BU LƠNG Các thơng số Khi tính tốn bu lơng, ta có thơng số hình học cần quan tâm sau Đường kính danh nghĩa: Nominal Diameter Góc ren: Pitch angle = 60 Đường kính ngồi (đường kính đỉnh răng): Outer Diameter Dmajor ( mm) Đường kính (đường kính chân răng): Inner Diameter Di= Dmajor − p cos(30) Bước ren: Pitch p(mm) 2 Diện tích mặt cắt chịu kéo: Tensile Area A t = 0.7854 ( Dmajor − 0.9382 p) (mm ) Kiểm tra độ bền bu lông SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 54 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Khi kiểm tra độ bền bu lông cần phải quan tâm điều kiện sau (modes of failure) 2.1 Ứng suất cắt, dập thân bu long F ≤ [σ ] At σ= Trong F( N ) Là lực kéo ngang 2 A t (mm ) Là diện tích mặt cắt chịu kéo 2.2 Ứng suất kéo dọc thân bu long σ= P ≤ [σ ] At Trong P( N ) Là lực kéo dọc bu lông 2 A t (mm ) Là diện tích mắt cắt chịu kéo 2.3 Độ bền ren Thực tế, tiếp xúc với đai ốc phải chịu 37% lực kéo tồn thân bu lơng 0.37 P ≤ [σ] σ= π ( D out − D2¿) Trong P( N ) Là lực kéo dọc thân bu lông Dout (mm) Là đường kính ngồi Di (mm) Là đường kính 2.4 Độ bền cắt chân ren τ= P πD i p Trong P (N) Là lực cắt dọc thân bu lông p bước ren Di Là đường kính 2.5 Điều kiện bền Sử dụng thuyết bền Von Mises = + ≤ [ ] 3.2.6 Lực siết Moment xoắn cần để siết bu lơng tính theo cơng thức Bảng tính chọn bu long Bảng Bảng chọn bu long nối trục L1 L2 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 55 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY Bang tinh chon bu long So bu long F P GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG 4608,03333 2274,96667 Kich thuoc chinh D_major D_minor p Yield Dien tich chiu cat mm^2 Ben than bu long Ung suat cat N/mm^2 Ung suat keo doc than N/mm^2 Von Mises N/mm^2 Ben rang Luc siet 16 10,536 156,668511 29,4126325 14,5208929 60,5909905 Ung suat uon rang N/mm^2 Ung suat cat chan rang N/mm^2 Von Mises 9,35755824 34,3826726 69,3991109 He so boi tron Moment siet N/mm 0,15 5,45992 Bảng Bảng chọn bu lông nối trục L1 củ chứa trục chân vịt Bang tinh chon bu long So bu long F P Kich thuoc chinh D_major D_minor p Yield Dien tich chiu cat mm^2 Ben than bu long Ung suat cat N/mm^2 Ung suat keo doc than N/mm^2 Von Mises N/mm^2 4608,03333 2203,05 16 10,536 156,668511 29,4126325 14,0618557 60,4826222 Ben rang Ung suat uon rang N/mm^2 Ung suat cat chan rang N/mm^2 Von Mises 9,06174538 33,2957612 67,2052534 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 56 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Luc siet He so boi tron Moment siet N/mm 0,15 5,28732 Bảng Bảng chọn bu lông nối đông củ chứa trục chân vịt Bang tinh chon bu long So bu long F P Kich thuoc chinh D_major D_minor p Yield Dien tich chiu cat mm^2 Ben than bu long Ung suat cat N/mm^2 Ung suat keo doc than N/mm^2 Von Mises N/mm^2 10 336 2764,82 22 16,536 318,055016 1,05642101 8,69289859 8,94598162 Ben rang Ung suat uon rang N/mm^2 Ung suat cat chan rang N/mm^2 Von Mises 9,60541444 26,6242115 54,1078418 Luc siet He so boi tron Moment siet N/mm 0,15 9,123906 VIII BỐ TRÍ BAO TRỤC VÀ MÃ GIA CƯỜNG Hệ thống bố trí vịm tàu, mã gia cường liên kết với ống bao trục lái với đà ngang nhằm đảm bảo độ bền cho kết cấu Ngồi cịn có sống dọc phụ chạy xuyên qua liên kết trực tiếp với mã gia cường hệ thống Đĩa cụm thiết bị cố định với sàn thông qua bulong Ổ đũa đỡ chặn dãy nằm vị trí tôn sàn, ổ đũa đỡ chặn dãy nằm vị trí tơn ngồi SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 57 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CƠNG Hình ảnh: Sơ đồ bố trí liên kết hệ trống lên sàn tàu SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 58 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CƠNG TÀI LIỆU THAM KHẢO Trần Cơng Nghị, 2009, Lý thuyết tàu, tập –Sức cản vỏ tàu thiết bị đẩy tàu, Đại học giao thông vân tải thành phố Hồ Chí Minh Nguyễn Đức Ân, Nguyễn Bân, 2005, Lý thuyết tàu thủy tập 2, Nhà xuất giao thông vận tải, Hà Nội Edward V.Lewis (editor), 1988, Principles of Naval Architecture, Vol.2 John Carlton, 2007, Marine Propellers and Proplusion, Second edition Phạm Văn Hội (chủ biên), Phan Vĩnh Trị, Hồ Ngọc Tùng, 1986, Sổ tay thiết bị tàu thủy tập 1, Nhà xuất giao thông vận tải, Hà Nội Nguyễn Đức Ân, Nguyễn Bân, Hồ Văn Bình, Hồ Quang Long, Trần Hùng Nam, Trần Cơng Nghị, Dương Đình Ngun, Sổ tay kỹ thuật đóng tàu tập 1, Nhà xuất khoa học kỹ thuât, Hà Nội Nguyễn Trọng Hiệp, Chi tiết máy, tập một, NXB Giáo Dục TS.Trương Ngọc Lợi, 2008, Cơ học thủy khí ứng dụng, Trường đại học bách khoa Hà Nội Nguyễn Văn Quảng (biên soạn), hiệu chỉnh Trần Lê Bình – Phạm Quang Dũng, Sức bền vật liệu, ĐH Giao Thông Vận Tải TP.HCM Czesław Dymarski, A new design of the poded azimuth thruster for a diesel-hydraulic propulsion system of a small vessel, Gdansk University of Technology 10 Nguyễn Thế Đạo, Cơ Học Chất Lỏng, ĐH Giao Thông Vận Tải TP.HCM 11 Sổ tay thiết kế hãng Rexroth BOSCH SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 59
ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Lời nói đầu Tàu thủy cơng trình mổi đặc biệt mà người tạo ra, nổi, di chuyển, phục vụ nhiều nhu cầu người mặt nước Với nét đặc trưng tàu thủy có kết cấu đặc biệt Người ta khái niệm tàu thủy gồm: vỏ, ngăn cách môi trường nước khô tàu, cộng vào vỏ tàu gia cường dọc ngang đảm bảo cho tàu mặt nước làm việc an toàn diều kiện khai thác Và để tàu di chuyển tiến lùi, quay trái, quay phải vai trị thiết bị đẩy quan trọng Trong số thiết bị đẩy chân vịt ống đạo lưu xoay đóng vài trò to lớn, loại thiết bị đẩy không tăng hiệu suất đẩy chân vịt thông thường lên 20% tới 30% mà cịn thay bánh lái số trường hợp định Với lý mà chân vịt ống đạo lưu nói chung mơn thiết bị tàu thủy nói riêng mơn tảng quang trọng Bên cạnh "ĐAMH thiết bị tàu thủy" công cụ phụ trợ cần thiết, nhằm giúp cố kiến thức làm quen với công việc quang trọng người kĩ sư làm việc thực tế Nhận thức tầm quang trọng môn học nên thân chung em cố gắng học tập nghiêng cứu cách nghiêm túc hướng dẫn nhiệt tình thầy, kết chúng em hoàn thành xong đồ án thời gian cho phép Vì đề tài tự nhận thấy kiến thức chưa vững nên làm chắn cịn nhiều phần sai sót, hy vọng nhận góp ý quý báu thầy để làm trở nên tốt Và cuối chúng em xin chân thành cảm ơn thầy giáo môn thầy khác khoa hướng dẫn chúng em thời gian làm đồ án để chúng em hoàn thành đồ án cách tốt SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Phần GIỚI THIỆU CHUNG ĐỒ ÁN MÔN HỌC: TÍNH TỐN THIẾT KẾ ĐẠO LƯU ĐỊNH HƯỚNG XOAY TÀU DỊCH VỤ DẦU KHÍ I LỊCH SỬ RA ĐỜI CỦA ĐẠO LƯU Lịch sử đời Trong năm 1920 Bộ Giao Thông Vận Tải Đức thị cho chủ tàu kéo kênh, rạch lớn phải gắn thêm thiết bị bảo vệ xung quanh chân vịt để làm giảm rữa trơi sói mịn đến kênh rạch Nhưng lạ thay tàu di chuyển nhanh lực đẩy cung cấp nhiều Lúc Ludwing Kort người Hanover, nước Đức bắt đầu thử nghiệm với hình dạng kích thước thiết bị bảo vệ chân vịt Kết vào năm 1930 ơng Hịa Kỳ cấp sáng chế cho nghiên cứu ông, tên ông đặt cho loại ống đạo lưu mà ngày ta thường gọi ống Kort Các thông số Ống đạo lưu ống hình trụ, có mặt cắt ngang dạng hình vành khuyên mặt cắt dọc có dạng profil cánh máy bay Một số thơng số hình học ống đạo lưu gồm: L - chiều dài ống, chiều dài tương đối Ln xác định theo biểu thức: Ln = L/D C - độ hở đầu cánh chân vịt mép ống, độ hở tương đối Cn xác định theo biểu thức: Cn = C/D t - chiều dày lớn thành ống , chiều dày tương đối tn xác định theo cơng thức: tn = t/b Trong đó: D – đường kính chân vịt b – chiều rộng profil Cx = Ax/A - tỉ lệ diện tích miệng hút diện tích mặt cắt ngang ống Cy = Ay/A - tỉ lệ diện tích miệng xả diện tích mặt cắt ngang ống Các hệ số thường nằm phạm vi: Ln = 0,5 đến 0,9; Cn = 0,005 đến 0,01; tn = 0,11 đến 0,14; Cx = 1,15 đến 1,5; Cy = 1,0 đến 1,5 Các loại ống Có hai dạng ống đạo lưu dạng ống tăng tốc ống giảm tốc: SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Với ống tăng tốc, vận tốc khỏi ống hiệu suất chân vịt tăng đáng kể Loại ống thường dùng cho chân vịt chạy nặng tải chân vịt có đường kính giới hạn Ống cịn gọi tên “Kort nozzle” Với loại ống thứ hai, tốc độ dòng khỏi ống giảm so với dòng vào ống, áp suất tăng nhờ mà giảm trình sâm thực chân vịt Với tên gọi “thiết bị đẩy phản lực” loại ống thường kết hợp với chân vịt cánh cố định Viện nghiên cứu Hàng Hải Hà Lan đã đưa hàng loạt mơ hình hệ thống ống chân vịt làm việc có hiệu Một số dạng profil dạng cánh máy bay NACA đưa vào thử nghiệm cải tiến thành công NACA 4415 cho đặc trưng tốt Một dạng ống sử dụng rộng rãi có ưu điểm cải tiến trội ống 19A ống 37 Hai loại ống có mép đẫn dạng bo tròn nên đễ dàng cho chế tạo nâng cao hiệu suất lực đẩy chạy Ban đầu, chân vịt nhóm B Wageningen sử dụng rộng rãi, sau chân vịt nhóm Kaplan với đầu cánh rộng đưa vào sử dụng Lý thuyết tạo lực đẩy bổ sung Với ống tăng tốc, vận tốc dịng chày phía ống tăng dẫn đến áp lực giảm Điều làm giảm lực đẩy momen xoắn chân vịt Đồng tời chênh lệch áp suất nên bề mặt cánh suất lực hướng vào ống, lực phân tích thành hai thành phần lực đẩy bổ sung hướng phía trước lực hướng tâm Do thành phần lực đẩy bổ sung lớn tổng thành phần lực cản phần giảm lực đẩy chân vịt nên hiệu suất chung chân vit tăng lên tiêu hao nhiên liệu lại giảm xuống Tốc độ tăng dẫn đến lực cản tăng, tới lúc lực cản lớn lực đẩy bổ sung Do tàu thông thường không trang bị thiết bị Với tàu kéo, tàu chạy với tốc độ thấp chân vịt làm việc môi trường nặng tải kéo ống đạo lưu loại thường trang bị cho tàu hiệu suất lực đẩy tăng tới 30% Với ống giảm tốc, loại ngược với loại phân tích lực thường sử dụng cho tàu cao tốc hoạt động theo nguyên lý phản lực Các tàu muốn giảm tiếng ồn tăng vận tốc tàu chiến thường dùng loại ống Ưu điểm nhược điểm thiết bị Ống Kort hay chân vịt ống đạo lưu tạo hiệu suất đẩy cao so với chân vịt thông thường tàu hoạt động vận tốc nhỏ, so với đơn vị diện tích cánh chân vịt lực đẩy tao lớn so với chân vịt khơng có ống đạo lưu Các loại tàu kéo đẩy, tàu cá, tàu khách loại áp dụng nhiều thiết bị cho hiệu rỏ nét kinh tế Một ưu điêm thiết bị tăng tính ăn lái giảm trình hút (nạo vét) đáy tàu hoạt động vùng nước cạn Đạo lưu định hướng xoay Thiết bị nhóm em xin thiết kế đạo lưu định hướng xoay, tên tiếng anh Azimuthing thruster, thiết bị có nhiều ưu điểm so với đạo lưu thơng thường có tính động cao, tính ăn lái cho tàu tốt…bảng vẽ mơ 3D thiết bị có dạng sau: SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CƠNG II TÍNH CÁC THƠNG SỐ CƠ BẢN CỦA TÀU KÉO Chiều dài thiết kế Chiều rộng thiết kế Chiều cao mạng Chiều chìm Hệ số béo thể tích (δ) Vận tốc Cấp tàu Vùng hoạt động SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Ltk = 24,5 m Btk = 8,8 m D=4m d = 2,7 m CB = 0,4271 V = HL/h *VRH SI Page ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CƠNG Phần hai NỘI DUNG TÍNH TỐN CHI TIẾT I TÍNH CHỌN KÍCH THƯỚC Tính sức cản tàu Các hệ số phụ trợ cho q trình tính tốn: p = 101,69 (mật độ nước biển) Lpp (m) = 24,50 (chiều dài hai trụ) B (m) = 8,80 (chiều rộng tàu) D (m) = 4,00 (chiều cao mạn) d (m) = 2,70 (chiều chìm) v (HL/h) = 7,00 (vận tốc tàu) A = 177,52 (diện tích phần ngâm nước) AM = 23,49 (diện tích sườn giữa) CB = 0,4271 (hệ số đầy thể tích CP = 0,4321 (hệ số đầy lăn trụ) Δ = 257,82 (lượng chiếm nước) 1.1 Tính theo phương pháp Ayre (1942) Áp dụng phương pháp Ayre tiến hành tính sức cản tàu theo sách “Lý thuyết tàu 2, tác giả Nguyễn Đức Ân, Nguyễn Bân” sau: Các thơng số cần tính a) Trị số Froude Fn b) Hệ số mảnh Lpp 1/3 D v *0,514 0, 232 9,81* 24,5 g L 24,5 3,85 (257,82)1/3 c) Tốc độ v 7*0,514 3,598(m / s) Từ đồ thị với trị số biết ta chọn C0 275 Hiệu chỉnh δ Hệ số điều chỉnh chuẩn tàu hai chân vịt 0, 68 0, 01 0, 69 0, 4271 0, 69 0, 4271 0, 2629 Vì 0 nên đưa vào đồ thị phụ với 0 20% 0 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Tăng 1C0 lên 13% Hiệu chỉnh tỉ số B/T Tỉ số B/T thực tàu B B 3, 26 T T 0 Phầm trăm giảm hệ số C xác định theo công thức B 2C0 10 * 5, 37% T Hiệu chỉnh chiều dài Chiều dài đường nước thực L0 1,125*90,8 62,32(m) Chiều dài thiết kế Ltk 25(m) Ltk L pp 0,5(m) Hệ số điều chỉnh tính từ công thức 3C0 100 * Ltk L0 2% L0 Tổng hiệu chỉnh 1C0 13% 2C0 5,37% 3C0 2% C0 9, 63% Trị số C hiệu chỉnh C0 275 C0 275 9, 63 26, 4825 100 C0 301, 4825 Sức cản vỏ tàu R 550* D 0,64 * v 825kG (Công thức 11,16 trang 188, sách Lý thuyết tàu thủy tập 2) C0 1.2 Tính theo cơng thức Viện Thiết Kế Leningrad Theo viện thiết kế Leningrad cơng thức tính sức cản vỏ tàu tính gần sau: W L R 0,17 * *V 1,825 1, 45* 24 * 5/2 * *V B L 24,5 257,82 0,17 *32,55*3,5981,825 1, 45 24 *0, 42715/2 * *3,5984 321, 24(kG ) 8,8 24,5 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG B 1,1* L* T * 1,16 1, 25* * T 8,8 1,1* 24,5* 2, * 1,16 1, 25*0, 4271* 32,55(m ) 2, Trong với hệ số giải thích sau: R –sức cản vỏ tàu (kG) V –vân tốc tàu (m/s) δ –hệ số béo thể tích Ω -diện tích mặt ướt tàu W –lượng chiếm nước tàu L, B, T –chiều dài, chiều rộng, lượng chiếm nước thiết kế Với cách tính tương tự cho trạng thái vận tốc ta có bảng sơ liệu đồ thị sức cản sau: V (HL/h) 10 V (m/s) 0,541 1,082 1,623 2,164 2,705 3,246 3,787 4,328 4,869 5,41 R (kG) 0,00 71,26 262,06 585,82 1082,07 1811,13 2853,00 4306,83 6290,75 8941,68 12415,28 BIỂU ĐỒ SỨC CẢN 1400 1209,264 1200 R (kG) 1000 811,947 800 523,405 600 321,242 400 200 0,000 0 1,752 48,766 7,579 21,103 99,701 185,709 10 12 V (HL/h) SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG 1.3 So sánh hai phương pháp kết luận Từ hai phương pháp tính ta thấy kết có chệnh lệch, điều lẽ thường tình hai cơng thức từ q trình thử mơ hình mà Bên cạnh mơ hình tàu nằm giới hạn số loại tàu định Với hạn chế mà nói kết phép tính hai phương pháp khơng xác tuyệt đối chấp nhận cách gần Nhưng đây, toán đặt nội dung thiết kế đạo lưu tạo lực đẩy tối đa, có nghĩa giới hạn vận tốc tàu không nhỏ 7,9 HL/h Và xin nói thêm tốn kinh tế chưa tối ưu hóa, hay nói cách khác ta khơng xét đến Vì thực tế đơi tốn kinh tế mục tiêu quan trọng mà người thiết kế cần hướng tới Với nhận xét thành phần sức cản vỏ tàu chọn R = 825 kG theo công thức thực nghiệm Ayre (1942) để đảm bảo tàu đạt vận tốc thiết kế Như tổng sức cản tàu 5825 kG tính cho lực kéo 5000 kG giả sử cột bít Tính chọn máy lai chân vịt 2.1 Tính thơng số mở đầu Đường kính sơ chân vịt = 0,6 = 0,6.2,7 = 1,62 Hệ số dịng theo tính cho chân vịt thường tính theo công thức Papmiel (trang 201, sách lý thuyết tàu 2, Trần Công Nghị) sau: ∆ = 0,1( Fn > 0,2 ∆ ∇= = , = 0,156 ( , ) √∇ −∆ − 0,2) = 0,1 (0,232 − 0,2) = 3,2 10 = 0,053 áp dụng cho trường hợp = 251,53 thể tích chiếm nước tàu, m3 n : số chân vịt Các hệ số áp dụng cho chân vịt không nằm ống đạo lưu, chân vịt nằm ống đạo lưu hệ số dịng theo tính theo cơng thức sau: = (1,1 ÷ 1,2) = 0,0583 ÷ 0,0636 ta chọn hệ số w’ = 0,06 Hệ số lực hút tính cho chân vịt ống sau : = = 0,325 − 0,18885 √ = 0,076 (công thức trang 204, LTT2, Trần Công Nghị) Tổng thành phần thông số đầu vào liệt kê bảng sau : SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CƠNG STT Hệ số dịng theo Hệ số lực hút 10 11 = (1,1 ÷ 1,2) Đường kính max Độ chìm trục Số cánh chân vịt No Lực đẩy cần thiết Tốc độ tịnh tiến cv Hiệu suất thân tàu Công suất đẩy tàu Công suất đẩy tàu = = 0,325 − 0,18885 Dmax Hs = 0,6.d T=(75*No)/(v*(1-t)) Va η =(1-t)/(1-w) Nt' = T*Vp/327,3 Nt = Nt'*(1000/1025) 0,06 0,076 √ 1,62 1,62 139,8 5857,683 6,58 0,98 259,616 253,284 m m PS kG HL/h - /ℎ Vận tốc tiến chân vịt kéo : = (1 − ) = 6,58 Chân vịt chọn thuộc họ Kplan, cánh Hệ số Bp sử dụng để chọn hai đồ thị Ka – 4.55 Ka – 4.70, để thõa mãn điều kiện tránh sủi bọt chân vịt tỉ lệ mặt đĩa phải tuân theo điều kiện sau : ≥ ( , ) Từ thông tin ta lập hai bảng giá trị thể mối tương quan công suất máy, đường kính chân vịt tỉ lệ mặt đĩa tối ưu cho hai kiều chân vịt Ka – 4.55 Ka – 4.70 dựa vào mẫu thử nghiệm thành công sau : Bảng Chân vịt Ka – 4.50 ST Đại lượng cần tính Đơn Giá trị tính xác định T vị Số vòng quay cần thiết rpm 294 303,8 313,6 323,4 333,2 Bu= (n*Nt'^0,5)/(Vp^2,5) 30,71 31,74 32,76 33,78 34,81 185 186 190 192 197 δ = f(Bu;η pop) 172,05 172,98 176,7 178,56 183,21 δ' = b*δ 1,09 1,08 1,07 1,068 1,05 (H/D) = f(Bu;δ') 0,579 0,578 0,572 0,57 0,566 ηp = f(Bu;δ') m 4,14 4,03 3,99 3,91 3,89 D' = (Vp*δ')/n D = 0,3048*D' m 1,26 1,23 1,22 1,19 1,19 PS 255,86 256,30 258,99 259,90 261,74 P = No/(ηh*ηt*ηp*ηk) 10 Công suất kW 188,19 188,51 190,49 191,16 192,51 Với bảng ta có thơng số tỉ lệ mặt đĩa tính theo cơng thức vừa nêu sau: Tỉ lệ mặt đĩa = 0,59 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Bảng Chân vịt Ka – 4.70 STT Đại lượng cần tính 10 Số vòng quay cần thiết Bu= (n*Nt'^0,5)/(Vp^2,5) δ = f(Bu;η pop) δ' = b*δ (H/D) = f(Bu;δ') ηp = f(Bu;δ') D' = (Vp*δ')/n D = 0,3048*D' Ne = No/(ηh*ηt*ηp*ηk) Công suất Đơn vị rpm m m PS kW Giá trị tính xác định 300 30,71 185 172,05 1,09 0,59 4,14 1,26 251,09 184,68 310 31,74 186 172,98 1,088 0,588 4,03 1,23 251,94 185,31 320 32,76 190 176,7 1,08 0,586 3,99 1,22 252,80 185,94 330 33,78 192 178,56 1,07 0,583 3,91 1,19 254,11 186,89 340 34,81 196 182,28 1,05 0,578 3,87 1,18 256,30 188,51 Với tiếp bang theo ta có thơng số tỉ lệ mặt đĩa tính theo cơng thức vừa nêu sau: Tỉ lệ mặt đĩa = 0,58 Với điều kiện chân vịt Ka – 4.50 thõa mãn điều kiện tỉ lệ mặt đĩa để tránh sủi bọt, ta chọn chân vịt để tiếp tục tính tốn Ta tiếp tục chọn cơng suất ban đầu giả sử cấp cho chân vịt 190,49 kW, từ thành phần cơng suất ta chọn đường kính chân vịt tối ưu 1,22 m thõa mãn điều kiện nhỏ đường kính chân vịt lớn 1,62 m Số vịng quay cơng tác 320 rpm Momen quay cần thiết để cấp cho chân vịt số vịng quay cơng tác tính theo cơng thức sau: = 80% = 565,8 kG.m (công thức trang 583, sổ tay kỹ thuật đóng tàu) Tiến hành kiểm nghiệm lại đặc tính làm việc chân vịt với công thức thông số bảng sau: STT 10 Ký hiệu công thức Vs Vp = 0,5144Vs(1-w) J = Vp/9,922 Kt Ktn Kq Kt' =(Kt-0,3*Ktn) n = sqrt (Q/ρ*D^5*Kq) Te = (1-t) Z0 = Te - R Đơn vị HL/h m/s V/s kG kG Kết tính 0,00 0,00 3,38 0,00 0,52 0,56 0,325 0,27 0,098 0,05 0,046 0,48 0,30 6,33 6,67 4040,98 2764,82 7259,16 2352,32 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 10 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Trục hồnh thể khoảng cách thực tính mm điểm thuộc Path-1 Trục tung thể chuyển vị theo phương X điểm Giá trị thực liệt kê bảng sau X(mm) 16.7721 32.8008 57.3048 83.3166 102.94 122.097 147.049 168.354 188.879 209.203 229.472 249.726 269.975 290.223 310.471 330.718 350.966 371.213 391.46 U1(mm) 0.380094 0.38005 0.377118 0.362077 0.326063 0.306635 0.292134 0.275195 0.260692 0.246571 0.232771 0.219438 0.206548 0.193871 0.181143 0.168224 0.155125 0.141934 0.128732 0.115595 X(mm) 411.707 431.953 452.199 472.445 492.691 512.937 533.317 554.45 578.859 604.149 623.312 642.488 664.754 676.665 692.601 709.395 729.395 U1(mm) 0.102614 0.0899564 0.0778516 0.0664997 0.0559933 0.0463387 0.0374771 0.029217 0.0209252 0.0135657 0.00878181 0.00486634 0.000975193 -1.96E-005 -3.51E-005 -1.78E-006 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 45 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Chuyển vị theo phương Y Giá trị thực thể bảng sau U2(mm) X(mm) U2(mm) X(mm) -0.101414 411.707 0.00732909 16.7721 -0.06909 431.953 0.00788852 32.8008 -0.0373072 452.199 0.00818713 57.3048 -0.0227822 472.445 0.00825727 83.3166 -0.0212065 492.691 0.0081522 102.94 -0.0205518 512.937 0.00789872 122.097 -0.0182387 533.317 0.00750457 147.049 -0.0152372 554.45 0.00696098 168.354 -0.0125801 578.859 0.00618933 188.879 -0.0102224 604.149 0.00504734 209.203 -0.00811309 623.312 0.00408035 229.472 -0.00616747 642.488 0.00327109 249.726 -0.00428565 664.754 0.00173807 269.975 -0.00240925 676.665 0.000606878 290.223 -0.00056073 692.601 3.15E-005 310.471 0.00119474 709.395 -2.03E-005 330.718 0.00279795 729.395 350.966 0.00422733 371.213 0.00546794 391.46 0.00651285 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 46 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Chuyển vị theo phương Z Giá trị thực thể bảng sau X(mm) 16.7721 32.8008 57.3048 83.3166 102.94 122.097 147.049 168.354 188.879 209.203 229.472 249.726 269.975 290.223 310.471 330.718 350.966 371.213 391.46 U3(mm) -0.0311197 -0.0319005 -0.0327319 -0.0313784 -0.0265582 -0.02405 -0.0231836 -0.0218209 -0.0207358 -0.0196516 -0.0185731 -0.0175224 -0.016501 -0.0155021 -0.0145116 -0.013518 -0.0125151 -0.0115052 -0.0104807 -0.00945125 X(mm) U3(mm) 411.707 -0.00842654 431.953 -0.00742073 452.199 -0.00645412 472.445 -0.00553907 492.691 -0.00468939 512.937 -0.00390968 533.317 -0.0031962 554.45 -0.00253097 578.859 -0.00184039 604.149 -0.00129453 623.312 -0.000930186 642.488 -0.000486787 664.754 -6.70E-005 676.665 2.83E-005 692.601 4.38E-006 709.395 5.88E-007 729.395 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 47 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Như vậy, trục đạt độ cứng Chuyển vị lớn trục 0.35mm phương X, node Path-1 Chú thích cho kết Sau ký hiệu dùng file result abaqus tạo Element Label Int Pt AC Yield E.Max Prin S.Mises S.Max S.Tresca Mã phần tử Intergration point: Đỉnh phần tử theo thứ tự Active Yielding: Ứng suất chảy vật liệu Năng lượng Ứng suất Von Mises Ứng suất lớn ứng suất Chính Ứng suất Tresca V TÍNH TỐN CỤM MÁY LÁI VÀ BÁNH RĂNG Bánh chọn bánh trụ thẳng, ăn khớp Chất liệu làm bánh thép hợp kim cứng C50 cải thiện để đạt tới độ rắn 240HB Các thông số sơ vật liệu nêu bảng Độ rắn 240HB Ứng suất phá hủy 640MPa Ứng suất chảy 380MPa Chu kỳ tải tiếp xúc tương đương Cần phải xác định chu kỳ tải tương đương để làm đầu vào tính ứng suất cho phép, tính ảnh hưởng tuổi thọ Số chu kỳ tải tương ứng bánh lớn: ni 500 6 N HE2= 60 C t σ ∑ μ T i t i= 60× 1× 5× 300× 16 (1 × 0.7+0.8 × 0.3)= 1.40× 10 Số chu kỳ tải tương ứng bánh nhỏ: ni 500 6 N HE2 = 60 C t σ ∑ μ T i t i= 60× 1× 5× 300× 16 (1 × 0.7+0.8 × 0.3)= 560.623× 10 Do độ nhám bề mặt bánh 240HB, ta chọn từ bảng 10-8 trang 175 sách Nguyễn Trong Hiệp: N HO≈ 16× 10 Ta thấy giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ tải N HE tính cơng thức o σ HLim= σ HLim K HL Trong đó, K HL hệ số ảnh hưởng chu kỳ làm việc lên tuổi thọ Hệ số N HE N HO lấy Suy ra, gía trị giới bạn bền mỏi tiếp xúc hai bánh rang: σ HLim1= σ oHLim1 = 2× 240+70= 550 MPa o σ HLim2= σ HLim2= 2× 240+ 70= 550 MPa SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 48 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Ứng suất tiếp xúc cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh xác định theo công thức: [ σ H ]= ( σ HLim ) Z R Z V K L K xH SH S H : Là hệ số an toàn chọn 1.35 chân gãy chắn gây hư hỏng bánh kế cận trục K xH : Là hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng, chọn đường kính bánh dự kiến khơng vượt q 700mm Lưu ý trường hợp tính tốn thiết kế lý tưởng, cho phép ta chọn Z R Z V K L K xH = Như ứng suất tiếp xúc cho phép hai bánh là: [ σ H ]= 550 = 407.4 MPa 1.35 Ứng suất tiếp xúc tải hai bánh [ σ H1] max = [ σ H2 ] max= 2.8σ ch = 2.8× 380= 1064 MPa Chu kỳ chiệu tải uốn tương đương Chu kỳ chịu tải uốn tương đương tương tự với chu kỳ chịu tải tiếp xúc Đối với bánh lớn: ni 500 6 N FE2 = 60 C t σ ∑ μ T i t i = 60× 1× 5× 300× 16 (1 × 0.7+0.8 × 0.3)= 1.40× 10 Đối với bánh nhỏ: n 500 N FE1= 60C t σ ∑ μi T 6i t i = 60× 1× 5× 300× 16 (1 × 0.7+0.86× 0.3)= 5.6× 108 Tương tự trên, hệ số K FL cho phép rang = Nhờ đó, ta xác định giới hạn uốn Ứng suất uốn cho phép σ Flim1= σoFlim= 550 MPa o σ Flim2= σ Flim= 550 MPa Ứng suất mỏi uốn cho phép tính theo cơng thức tương tự phần ứng suất tiếp xúc Tuy nhiên hệ số mang ý nghĩa khác [ σ F ]= σ Flim Y R Y S K xF SF S F = 1.7 cải thiện K xF = đường kính bánh 400mm Y R= Y S = 1.03 chọn mơ đun bánh 2mm Từ đó, ứng suất uốn cho phép bánh [σ F1]= [ σ F2 ]= Ứng suất uốn cho phép tải 550 × 1.03= 333.3 MPa 1.7 [ σ F1] max= [σ F1 ]max = 2.2 HB= 2.2× 240= 528 MPa SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 49 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG [ σ F2 ]max = [ σ F2 ]max = 2.2 HB= 2.2× 240= 528 MPa Đường kính vịng lăn sơ Đường kính bánh nhỏ theo cơng thức 10-43 trang 162 sách Nguyễn Trọng Hiệp = 68 ( + 1) = 108,473 y [ ] Trong tham số lần lượt: T = 420000 Nmm : Là moment xoắn trục bánh nhỏ liệt kê bảng tóm tắt Ψd = b d ω1 : Là hệ số chiều rộng vành răng, chọn theo cơng thức Ψa = b = 0.3 aω Từ suy Ψd = 0.75 Ψd = Ψa ( u+1) Mà ta có tỉ số rộng K H α ≈ : Là hệ số phân bố không tải bánh răng, lấy xấp xỉ tính tốn thiết kế K H β = 1.375 : Là hệ số tập trung tải trọng, tra đồ thị 10-14a, trang 147 sách Nguyễn Trọng Hiệp K Hv = 1.3 : Là hệ số tải trọng động tính theo cơng thức 10-12 trang 148 sách Nguyễn Trọng Hiệp lấy 1.3 tính tốn thiết kế theo hướng dẫn trang 150 Chọn d ω1= 100 mm Khoảng cách trục sơ Khoảng cách trục sơ aω = d ω1 (u+1) 100 (25/ 3+1) = = 466 mm 2 Modun bánh nên chọn tiêu chuẩn thuộc khoảng m= (0.01÷ 0.02) aω= 4.06÷ 10.08 mm Vậy ta chọn modun bánh m= mm Hình học bánh Chọn số Z 1= 30 Số bánh từ Z 2= u Z 1= 250 Đường kính vịng chia truyền khơng dịch chỉnh Chiều rộng vành d 1= d ω1= m Z 1= 120 mm d 2= d ω2= m Z 2= 1000 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 50 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG bω= Ψ d d ω1= 75 Khoảng cách trục aω = 550 mm Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Độ bền tiếp xúc kiểm nghiệm theo điều kiện ứng suất tiếp xúc bé ứng suất tiếp xúc giới hạn tính Ứng suất tiếp xúc theo công thức 10-40 trang 183 Lưu ý, lần khác với lần tính thiết kế sơ bộ, phép tính ta mang tính kiểm nghiệm σH = √ Z M Z H Z ϵ T K H α K H β K HV ( u+1) d ω1 bω u Trong tham số tính lại 1/2 Z M = 275( MPa) Là hệ số tính vật liệu bánh thép = thuộc góc = 1.76 Là hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc Hệ số có giá trị phụ αtω Góc tính theo cơng thức 10-4 trang 139 tan (α ) α t ω= = tan (α )= 20o cos(β) Hệ số trùng khớp ngang trang 141 β= ϵ α = [1.88− 3.2( Theo công thức 10-42 trang 161 = 1 + )]cos(β)= 1.768 Z1 Z2 theo công thức 10-6 = 0,753 K H β = 1.375 Là hệ số tập trung tải trọng, tra đồ thị 10-14a, trang 147 sách Nguyễn Trọng Hiệp Để xác định K H α cần phải xác định vận tốc vòng v = πd ω1 n1 = 0.523 m/ s 60 1000 Theo bảng 10-1 trang 142 bánh có vận tốc xác Tra đồ thị hình 10-11 trang 145 cho ta H H α = 1.15 K Hv = 1+ v H bω d ω1 T K H α K H β theo công thức 10-12 trang 148 =3 ta chọn cấp Hệ số Các hệ số liên quan δB= 0.006 Tra bảng 10-2 trang 149 cho thẳng không vát mép g o = 73 Tra bảng 10-3 trang 149 cho bánh cấp xác 9, modun khơng lớn 3.55 = Từ K Hv = 1.124 = 10,1479 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 51 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Vậy ta rút ứng suất tiếp xúc hệ σ H = 130.6 MPa[σ H ] Thỏa mãn yêu cầu độ bền tiếp xúc Kiểm nghiệm độ bền uốn Ứng suất uốn tính theo cơng thức 10-45 trang 162: σ F1= T Y ϵ Y β Y F1 K F α K F β K Fv bω d ω1 m Y F2 σ F2= σ F1 Y F1 Trong đó, tham số sau Y ϵ = ϵ α = 0.565 Y β : Hệ số ảnh hưởng góc nghiêng Ở thẳng, ta có Y β = Y F1 Y F2 : hệ số dạng răng, phụ thuộc vào số tương đương Mà số tương đương xuất nghiêng Đối với thẳng số tương đương Z td1 = Z , Z td1 = Z 10 Tính chọn máy lái Số bánh chủ động z = 30 Số bánh bị động z 1= 250 Tỉ số truyền i= 250 30 Tốc độ quay lái yêu cầu N 1= 12 RPM Tốc độ động quay lái N 2= 100 RPM Moment xoắn trục động M2= 840 Nm Các thông số sau đầu vào để tính tốn động quay lái N = 100 RPM Tốc độ ηV = 0.99 η H = 0.98 δ P= 370 bar Hiệu suất thể tích Hiệu suất thủy lực Áp suất làm việc SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 52 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CƠNG Bảng tính chọn động motor Disp (cm^3) Input Flow (l/min) Torque (Nm) Power 45 4.55 259.00 2.72 56 5.66 322.31 3.38 63 6.36 362.60 3.81 80 8.08 460.44 4.83 90 9.09 860.42 5.44 Vậy đông chọn loại A2FM90 hảng REROXTH BOSCH VI TÍNH TỐN Ổ ĐỠ TRỤ LÁI Tính lựa chọn ổ lăn đỡ chặn trục lái (cụm phía trên) Tốc độ quay trục lái thấp, nên trường hợp gần tính cho ổ lăn làm việc trạng thái tĩnh Hệ số chịu tải động ổ lăn Trong = √ C d Là hệ số chịu tải động theo quy cách Fr F a Là thơng số tải Là lực hướng kính Là lực dọc trục Q= (XVF r +YF a )k t k d L= Ln 106 × 60 n= Là hệ số tuổi thọ, chọn Là hệ số ổ lăn, chọn ổ lăn đỡ chặn Đối với ổ chặn đỡ trục chân vịt m= 10/ F a= 1321 83 kG Fr = 6276 23 kG Tỉ lệ hai lực s= Fa V × Fr = 211 với V= hệ số giảm tải Như cần phải quan tâm lực hướng tâm nhiều lực dọc trục, từ chọn hệ số X lớn Y Tuy nhiên ta lấy hai hệ số để tăng tính an tồn phép tính X= 1∧Y= Từ cho ta Q= 59× 10 C d = 59× 10 Với thơng số ta chọn ổ đũa đỡ chặn dãy “pherical tapered roller” với đặc trưng sau: Đường kính là: 220 mm Dường kính ngồi 300 mm Tính lựa chọn ổ lăn đỡ chặn trục lái (cụm phía trên) SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 53 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Hệ số chịu tải động ổ lăn Trong = √ C d Là hệ số chịu tải động theo quy cách Fr F a Là thơng số tải Là lực hướng kính Là lực dọc trục Q= (XVF r +YF a )k t k d L= Ln 106 × 60 n= m= 10/ Là hệ số tuổi thọ, chọn Là hệ số ổ lăn, chọn ổ lăn đỡ chặn Đối với ổ chặn đỡ trục chân vịt F a= 1321 83 kG Fr = 9041 05 kG Tỉ lệ hai lực s= Fa V × Fr = 146 với V= hệ số giảm tải Như cần phải quan tâm lực hướng tâm nhiều lực dọc trục Ta lấy hai hệ số để tăng tính an tồn phép tính X= 1∧Y= Từ cho ta Q= 10 32× 10 C d = 10 32× 10 Vậy ta chọn ổ đũa đỡ chặn dãy “taper roller bearing_din720-SKF 32044x” với thông số kích thước sau: Đường kính là: 220 mm Dường kính ngồi : 340 mm VII TÍNH TỐN CHỌN BU LƠNG Các thơng số Khi tính tốn bu lơng, ta có thơng số hình học cần quan tâm sau Đường kính danh nghĩa: Nominal Diameter Góc ren: Pitch angle = 60 Đường kính ngồi (đường kính đỉnh răng): Outer Diameter Dmajor ( mm) Đường kính (đường kính chân răng): Inner Diameter Di= Dmajor − p cos(30) Bước ren: Pitch p(mm) 2 Diện tích mặt cắt chịu kéo: Tensile Area A t = 0.7854 ( Dmajor − 0.9382 p) (mm ) Kiểm tra độ bền bu lông SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 54 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Khi kiểm tra độ bền bu lông cần phải quan tâm điều kiện sau (modes of failure) 2.1 Ứng suất cắt, dập thân bu long F ≤ [σ ] At σ= Trong F( N ) Là lực kéo ngang 2 A t (mm ) Là diện tích mặt cắt chịu kéo 2.2 Ứng suất kéo dọc thân bu long σ= P ≤ [σ ] At Trong P( N ) Là lực kéo dọc bu lông 2 A t (mm ) Là diện tích mắt cắt chịu kéo 2.3 Độ bền ren Thực tế, tiếp xúc với đai ốc phải chịu 37% lực kéo tồn thân bu lơng 0.37 P ≤ [σ] σ= π ( D out − D2¿) Trong P( N ) Là lực kéo dọc thân bu lông Dout (mm) Là đường kính ngồi Di (mm) Là đường kính 2.4 Độ bền cắt chân ren τ= P πD i p Trong P (N) Là lực cắt dọc thân bu lông p bước ren Di Là đường kính 2.5 Điều kiện bền Sử dụng thuyết bền Von Mises = + ≤ [ ] 3.2.6 Lực siết Moment xoắn cần để siết bu lơng tính theo cơng thức Bảng tính chọn bu long Bảng Bảng chọn bu long nối trục L1 L2 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 55 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY Bang tinh chon bu long So bu long F P GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG 4608,03333 2274,96667 Kich thuoc chinh D_major D_minor p Yield Dien tich chiu cat mm^2 Ben than bu long Ung suat cat N/mm^2 Ung suat keo doc than N/mm^2 Von Mises N/mm^2 Ben rang Luc siet 16 10,536 156,668511 29,4126325 14,5208929 60,5909905 Ung suat uon rang N/mm^2 Ung suat cat chan rang N/mm^2 Von Mises 9,35755824 34,3826726 69,3991109 He so boi tron Moment siet N/mm 0,15 5,45992 Bảng Bảng chọn bu lông nối trục L1 củ chứa trục chân vịt Bang tinh chon bu long So bu long F P Kich thuoc chinh D_major D_minor p Yield Dien tich chiu cat mm^2 Ben than bu long Ung suat cat N/mm^2 Ung suat keo doc than N/mm^2 Von Mises N/mm^2 4608,03333 2203,05 16 10,536 156,668511 29,4126325 14,0618557 60,4826222 Ben rang Ung suat uon rang N/mm^2 Ung suat cat chan rang N/mm^2 Von Mises 9,06174538 33,2957612 67,2052534 SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 56 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG Luc siet He so boi tron Moment siet N/mm 0,15 5,28732 Bảng Bảng chọn bu lông nối đông củ chứa trục chân vịt Bang tinh chon bu long So bu long F P Kich thuoc chinh D_major D_minor p Yield Dien tich chiu cat mm^2 Ben than bu long Ung suat cat N/mm^2 Ung suat keo doc than N/mm^2 Von Mises N/mm^2 10 336 2764,82 22 16,536 318,055016 1,05642101 8,69289859 8,94598162 Ben rang Ung suat uon rang N/mm^2 Ung suat cat chan rang N/mm^2 Von Mises 9,60541444 26,6242115 54,1078418 Luc siet He so boi tron Moment siet N/mm 0,15 9,123906 VIII BỐ TRÍ BAO TRỤC VÀ MÃ GIA CƯỜNG Hệ thống bố trí vịm tàu, mã gia cường liên kết với ống bao trục lái với đà ngang nhằm đảm bảo độ bền cho kết cấu Ngồi cịn có sống dọc phụ chạy xuyên qua liên kết trực tiếp với mã gia cường hệ thống Đĩa cụm thiết bị cố định với sàn thông qua bulong Ổ đũa đỡ chặn dãy nằm vị trí tôn sàn, ổ đũa đỡ chặn dãy nằm vị trí tơn ngồi SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 57 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CƠNG Hình ảnh: Sơ đồ bố trí liên kết hệ trống lên sàn tàu SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 58 ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CƠNG TÀI LIỆU THAM KHẢO Trần Cơng Nghị, 2009, Lý thuyết tàu, tập –Sức cản vỏ tàu thiết bị đẩy tàu, Đại học giao thông vân tải thành phố Hồ Chí Minh Nguyễn Đức Ân, Nguyễn Bân, 2005, Lý thuyết tàu thủy tập 2, Nhà xuất giao thông vận tải, Hà Nội Edward V.Lewis (editor), 1988, Principles of Naval Architecture, Vol.2 John Carlton, 2007, Marine Propellers and Proplusion, Second edition Phạm Văn Hội (chủ biên), Phan Vĩnh Trị, Hồ Ngọc Tùng, 1986, Sổ tay thiết bị tàu thủy tập 1, Nhà xuất giao thông vận tải, Hà Nội Nguyễn Đức Ân, Nguyễn Bân, Hồ Văn Bình, Hồ Quang Long, Trần Hùng Nam, Trần Cơng Nghị, Dương Đình Ngun, Sổ tay kỹ thuật đóng tàu tập 1, Nhà xuất khoa học kỹ thuât, Hà Nội Nguyễn Trọng Hiệp, Chi tiết máy, tập một, NXB Giáo Dục TS.Trương Ngọc Lợi, 2008, Cơ học thủy khí ứng dụng, Trường đại học bách khoa Hà Nội Nguyễn Văn Quảng (biên soạn), hiệu chỉnh Trần Lê Bình – Phạm Quang Dũng, Sức bền vật liệu, ĐH Giao Thông Vận Tải TP.HCM Czesław Dymarski, A new design of the poded azimuth thruster for a diesel-hydraulic propulsion system of a small vessel, Gdansk University of Technology 10 Nguyễn Thế Đạo, Cơ Học Chất Lỏng, ĐH Giao Thông Vận Tải TP.HCM 11 Sổ tay thiết kế hãng Rexroth BOSCH SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 59 ... hợp c? ? thành phần l? ?c t? ?c động lớn t? ?c động lên hệ đạo lưu l? ?c tàu tiến, c? ?ch tính gần th? ?c theo b? ?? ?c sau: 1.1 X? ?c định hệ số tải t? ?c độ kích thích chiều tr? ?c chân vịt ống Vận t? ?c dòng chảy nư? ?c. .. ảnh chi tiết thiết kế hình vẽ b? ?n trang b? ?n C? ?ng c? ?? định chiệu t? ?c dụng l? ?c như: 1/3 l? ?c đẩy chân vịt (do c? ? vị trí chiệu l? ?c đạo lưu), 1/3 khối lượng thân đạo lưu, l? ?c b? ?? xung sinh ro chênh lệch... THIẾT B? ?? TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN C? ?NG Hình ảnh: vẽ thiết kế c? ?? chứa tr? ?c chân vịt 3.5 Tính chọn ổ đỡ chặn tr? ?c chân vịt Vì khoảng c? ?ch ổ lăn b? ?? rộng ổ lăn b? ? nhiều so với đường kính tr? ?c, ta