tìm hiểu về tàu hàng khô sức chở 6200 tấn

CHƯƠNG 1 GIỚI THIỆU CHUNG 1.1.Giới thiệu tàu. 1.1.1.Loại tàu, công dụng. Tàu hàng khô sức chở 6200 tấn là loại tàu vỏ thép, kết cấu hàn điện hồ quang, một boong chính, một boong dâng lái và boong dâng mũi. Tàu được thiết kế trang bị 01 diesel chính 4 kỳ truyền động trực tiếp cho 01 hệ trục chân vịt. Tàu được thiết kế dùng để chở hàng khô, hàng bách hóa.

CHƯƠNG 1 GIỚI THIỆU CHUNG

1.1.Giới thiệu tàu.

1.1.1.Loại tàu, công dụng.

Tàu hàng khô sức chở 6200 tấn là loại tàu vỏ thép, kết cấu hàn điện hồquang, một boong chính, một boong dâng lái và boong dâng mũi Tàu đượcthiết kế trang bị 01 diesel chính 4 kỳ truyền động trực tiếp cho 01 hệ trục chânvịt

Tàu được thiết kế dùng để chở hàng khô, hàng bách hóa

1.1.2.Vùng hoạt động, cấp thiết kế.

Vùng hoạt động của tàu: Đông Nam Á

Tàu hàng 6200 tấn được thiết kế thoả mãn Cấp III hạn chế theo Quy

phạm phân cấp và đóng tàu vỏ thép – 2003, do Bộ Khoa học Công nghệ và Môitrường ban hành Phần hệ thống động lực được tính toán thiết kế thoả mãn

tương ứng Cấp III hạn chế theo TCVN 6259 – 3 : 2003.

1.1.3.Các thông số chủ yếu của tàu.

Buồng máy được bố trí từ sườn 08 (Sn8) đến sườn 25 (Sn25) Diện tích

cầu thang chính (02 cầu thang tầng1 và 02 cầu thang tầng 2) và 01 cầu thang

sự cố

Trong buồng máy lắp đặt 01 máy chính và các thiết bị phục vụ hệ thốngđộng lực, hệ thống ống toàn tàu Điều khiển các thiết bị được thực hiện tại chỗtrong buồng máy Điều khiển máy chính được thực hiện tại chỗ trong buồng Trang: 1

máy hoặc từ xa trên buồng lái Một số bơm chuyên dụng có thể điều khiển từ xatrên boong chính như bơm vận chuyển dầu đốt, bơm nước vệ sinh, sinh hoạt,các quạt thông gió

Buồng máy có các kích thước chính:

1.2.2.Máy chính.

Máy chính có ký hiệu AH-41 do hãng AKASAKA –JAPAN sản xuất, là

động cơ diesel 4 kỳ,dạng thùng, một hàng xy-lanh thẳng đứng, làm mát giántiếp hai vòng tuần hoàn, bôi trơn áp lực tuần hoàn kín, khởi động bằng khôngkhí nén, tự đảo chiều, điều khiển tại chỗ hoặc từ xa trên buồng lái

Thông số của máy chính:

1.2.3.Thiết bị kèm theo máy chính.

– Ống bù hoà giãn nở 01 đoạn

1.2.4.Tổ máy phát điện.JD–MAR 50

1.2.4.1 Diesel lai máy phát

Diesel lai máy phát có ký hiệu 4045DFM do hãng JOHN DEERE (USA)

sản xuất, là diesel 4 kỳ tác dụng đơn, một hàng xy-lanh thẳng đứng, tăng áp,làm mát gián tiếp hai vòng tuần hoàn, bôi trơn áp lực tuần hoàn kín, khởi độngbằng điện DC 24V

1.2.4.3 Thiết bị kèm theo mỗi tổ máy phát điện

9– Két giữ nước đáy tàu

– Kiểu động cơ điện AC, 3 pha

– Công suất động cơ điện 4,5 kW

– Hãng (Nước) sản xuất HẢI DƯƠNG VIETNAM

2– Tổ ắc-quy chiếu sáng sự cố

3– Tổ ắc-quy vô tuyến điện

4– Tổ ắc-quy chiếu sáng hàng hải

– Dung lượng 01 bình 12V–180Ah

1.2.5.7 Các thiết bị chữa cháy buồng máy

1– Trạm chữa cháy buồng máy cố định bằng CO 2

3– Bình dập cháy buồng máy

1.2.5.8 Các thiết bị buồng máy khác

1– Cầu thang buồng máy

– Số lượng 01 bộ

1.2.6.Tổ máy phát điện sự cố.

1.2.6.1 Diesel lai máy phát

Diesel lai máy phát có ký hiệu 3ESDL do hãng YANMAR (JAPAN) sản

xuất, là diesel 4 kỳ tác dụng đơn, một hàng xy-lanh thẳng đứng, không tăng áp,làm mát gián tiếp hai vòng tuần hoàn, bôi trơn áp lực tuần hoàn kín, khởi độngbằng điện DC 24V

1.2.6.3 Kèm theo mỗi tổ máy phát điện

CHƯƠNG 2

TÍNH SỨC CẢN VÀ THIẾT KẾ SƠ BỘ CHONG CHÓNG

2.1.Tính sức cản.

2.1.1 Các kích thước cơ bản.

2- Công thức xác định sức cản của Pamiel

Công suất kéo theo Pamiel

) ( ,

0

3

hp LC

V

Trong đó:

Trang:13

 – Lượng chiếm nước của tàu, (tons);

L – Chiều dài tàu thiết kế, (m);

3- Kết quả xác định sức cản tàu theo Pamiel

No Đại lượng xác định Công thức tính Kết quả

4- Đồ thị sức cản R = f(v) và công suất kéo EPS = f(v)

Căn cứ vào kết quả tính toán các giá trị R và EPS xây dựng đồ thị R = f(v) và EPS = f(v) cho tra cứu tính toán Đồ thị được trình bày dưới đây:

2.1.2 Xác định sơ bộ tốc độ tàu cho thiết kế chong chóng

– Trên đồ thị vẽ thêm đường EPS’ = 1636,99(cv)

– Giao của EPS’ với đường EPS = f(v) tại trục hoành là Vtk

Tương ứng (gần đúng) trên đồ thị sức cản có:

Trang:15

Kết luận: Do K’n < 1 nên ta chọn số cánh của chong chóng là: Z = 4

2.2.4 Tính chọn tỉ số đĩa của của chong chóng theo điều kiện bền

0 A

A A

A e e

0,375.3

4 2

max 10

'.

.

'. m P D

Z C

C’ - Hệ số phụ thục vào vật liệu chế tạo chong chóng với

0 A

A A

A e e

0,375.3

4 2

max 10

'.

.

'. m P D

Z C

10

76 , 31337

15 , 1 ) 1 , 0 46 , 5

4 06 , 0

3 Vận tốc dòng nướcchảy đến chong

8 Tỉ số bước thực tế với tàu một chong

max 10

'.

.

'. m P D

Z C

Trong đó:

Z - Là cánh của chong chóng: Z = 4

C’ - Hệ số phụ thục vào vật liệu chế tạo chong chóng

với đồng thau: C’ = 0,06

m’ - Hệ số phụ thụôc loại tàu với tàu hàng: m’ =1,15

bán kính (0,6  0,7)R Chọn max = 0,1

P - Lực đẩy của chong chóng, P = 31337,76 ( KG ) Thay vào công thức:

0 A

A A

A e e

0,375.3

4 max 10

'.

.

'. m P D

Z C

10

76 , 31337

15 , 1 ) 1 , 0 2 , 3

4 06 , 0

2.2.7.Nghiệm lại chong chóng theo điều kiện xâm thực

Điều kiện chống xâm thực

Dp- Đường kính của chong chóng: Dp = 3,2 (m)

np- Vòng quay của chong chóng: np = 3,83 (v/s)

Pđ- áp suất hơi bão hoà ở nhiệt độ 200c: Pđ = 238 (kG/m2)

 - Trọng lượng riêng của nước biển:  = 1025 (kG/m2)

P0- áp suất trên mặt nước : P0 = 10330 (kG/m2)

 P1=10330 + 1025.6,5 - 238 = 16754,5 (kG/m2) Thay vào công thức:   ’’

Kết luận: Vậy tỉ số đĩa của chong chóng được chọn thoả mãn điều kiện chống xâm thực và điều kiện bền

2.2.8.Tính trọng lượng và kích thước của chong chóng

Khối lượng chân vịt được xác định theo công thức

2 0 0 6

, 0 0 4

6 , 0 3

10

e D

d D

b D

Nắp chụp chân vịt có các bulong nối , và được làm kín

Vật liệu của nắp chụp : đồng nhôm niken

Trang: 21

d 2

d 1

L

L

d k

CHƯƠNG 3 TÍNH THIẾT KẾ HỆ TRỤC

H K d

s s





H K d

s s

1 ,

T n

N F d

s d



Trong đó : F - hệ số tra bảng 3/6.1 , với động cơ diesel F= 100

Các thành phần khác giống phần đường kính trục chân vịt

Kết luận : Chọn dd = 250 (mm)

3.3.Tính các thiết bị trên hệ truc.

3.3.1.Bích nối và bulông bích nối.

Da :đường kính ngoài áo trục.

ds : đường kính trục chân vịt

ds = 280 mm

3.3.3.2.Ống bao trục.

Vật liệu chế tạo ống bao gang đúc

Đoạn trục lực đẩy có chiều dài LLĐ= 2085 (mm) được được đặt trên 1 ổ đỡchặn.

Hệ trục nằm song song và cách chuẩn là 2100 (mm)

Coi hệ trục như một đoạn dầm siêu tĩnh được đặt trên các gối đỡ,đầu bích coinhư một ngàm cứng,lực phân bố trên đoạn trục coi như đều.Khi đó ta sẽ có sơ sơ đồtải trọng tác dụng lên gối đỡ như sau :

3.3.6.Tính phụ tải tác dụng lên gối trục

Trong quá trình làm việc, hệ trục chịu tác dụng của các lực sau:

+ Trọng lượng của chong chóng: G = 3887,3 (KG)+ Tải trọng phân bố trên trục (do trọng lượng bản thân):

Trục chân vịt qcv =

4

2

3.3.7 Xác định tải trọng trung bình , đường kính trung bình , mômen quán tính của các đoạn giữa 2 gối đỡ.

3.3.7.1 Tải trọng trung bình trên các đoạn trục.

L L

q L q L

2 2

L L

d L d L

2 2

100





= 26,6cm Trong đó :

d23 = dd = 25 cm Trang:27

3.3.7.3 Mômen quán tính tiết diện các đoạn trục

1 1 1

1

.4

1

.2

n

n n n

n n n

n n n

n n

n n n

n n

J

L q J

L q J

L M J

L J

L M J

3 1 01 12

2 2 12

2 01

1 1 01

1

.4

1

2

J

L q J

L q J

L M J

L J

L M J

3 2 12 23

3 3 23

3 12

2 2 12

2

.4

1

2

J

L q J

L q J

L M J

L J

L M J

3 3 23

3

.4

1

2

J

L q J

L M J

L M

1 1

2

2

n

n n

n n n n

L

M M

L

M M

L q L q

R0=

1

0 1 1

01 0 01

2

.2

L

M M G L q L q

1 0 2 12 1 01

2

.2

L

M M L

M M L q L

2 1 3 23 2 12

2

.2

L

M M L

M M L q L

2

L

M M L



Nghiệm lại kết quả :

Theo điều kiện :

Trang:29

3.6.Nghiệm bền hệ trục và các chi tiết.

3.6.1.Nghiệm bền trục theo hệ số an toàn.

Lấy theo kết quả phần

trước

561526,993640

đoạn trục dài nhất

5

Mômen cản uốn tại tại tiết

diện trục nguy hiểm

d



21541533,2

cv

e x

31

Kết luận : Trục được thiết kế thoả mãn về hệ số an toàn.

3.6.2.Nghiệm biến dạng xoắn.

Ch n tr c chân v t ọn trục chân vịt để nghiệm bền : ục chân vịt để nghiệm bền : ịt để nghiệm bền : để nghiệm bền : nghi m b n :ệm bền : ền :

Mômen quán tính độc cực tại

P

X

J G

M

100 180

Kết luận :Từ kết quả tính toán ta thấy  < [] Như vậy trục được thiết kế thoảmãn về góc xoắn.

3.6.3.Kiểm tra độ võng do uốn.

Ki m nghi m tr c v ể nghiệm bền : ệm bền : ục chân vịt để nghiệm bền : ền : độ võng là việc đi xác định độ võng lớn nhất của các đoạn võng l vi c i xác à việc đi xác định độ võng lớn nhất của các đoạn ệm bền : đ địt để nghiệm bền :nh độ võng là việc đi xác định độ võng lớn nhất của các đoạn võng l n nh t c a các o nớn nhất của các đoạn ất của các đoạn ủa các đoạn đ ạn

tr c sau ó em so sánh v i ục chân vịt để nghiệm bền : đ đ ớn nhất của các đoạn độ võng là việc đi xác định độ võng lớn nhất của các đoạn võng cho phép theo quy ph m c a ạn ủa các đoạn Đăng Kiểm.Nếu động Ki m.N u ể nghiệm bền : ếu độ độ võng là việc đi xác định độ võng lớn nhất của các đoạnvõng tính đư c nh h n ỏ hơn độ võng cho phép thì có nghĩa là độ võng của trục đảm ơn độ võng cho phép thì có nghĩa là độ võng của trục đảm độ võng là việc đi xác định độ võng lớn nhất của các đoạn võng cho phép thì có ngh a l ĩa là độ võng của trục đảm à việc đi xác định độ võng lớn nhất của các đoạn độ võng là việc đi xác định độ võng lớn nhất của các đoạn võng c a tr c ủa các đoạn ục chân vịt để nghiệm bền : đảmm

b o.Ti n h nh ki m tra ảm ếu độ à việc đi xác định độ võng lớn nhất của các đoạn ể nghiệm bền : độ võng là việc đi xác định độ võng lớn nhất của các đoạn võng cho o n tr c d i nh t v có mômen u n l n nh tđ ạn ục chân vịt để nghiệm bền : à việc đi xác định độ võng lớn nhất của các đoạn ất của các đoạn à việc đi xác định độ võng lớn nhất của các đoạn ốn lớn nhất ớn nhất của các đoạn ất của các đoạn( o n 0-1 trên tr c chân v t).đ ạn ục chân vịt để nghiệm bền : ịt để nghiệm bền :

hiệu Đơn vị Công trức tính Kết quả

L G

384

0,789.10-3

J E

L M

16

3.6.4.Nghi m ệm bền : độ võng là việc đi xác định độ võng lớn nhất của các đoạn ổn định dọc trục địt để nghiệm bền : n nh d c tr c.ọn trục chân vịt để nghiệm bền : ục chân vịt để nghiệm bền :

TT Đại lượng tính K.hiệu Đ.vị Công thức Kết quả

TT Đại lượng tính K.hiệu Đ.vị Công thức Kết quả

Theo thiết kế trục

1051055

3.7.Nghiệm bền các chi tiết lắp ráp trên trục.

3.7.1.Nghiệm bền bulông bích nối.

a-Nghiệm bền theo điều kiện cắt

F là tổng diện tích chịu cắt của cả 8 bulông

F = 4

Kết luận: Bulông đủ bền về điều kiện cắt.

b- Nghiệm bền theo điều kiện nén

Trang:35

Kết luận: Bulông đủ bền về điều kiện nén.

c- Nghiệm bền theo điều kiện kéo

2

d



 f0 = 6.

4

8 , 6 14 ,

=217,8 cm2

 k = 28305217,8,6 = 129,96 KG/cm2 ứng suất kéo cho phép k0,4 = 0,4 3200 = 1280 KG/cm2

n: Số bulông , n = 8

b: Chiều dày bích nối tại vòng chia , b= 55mm

ổn định Nguyên nhân phát sinh hiện tượng trên là do trục di động trong phạm

vi khe hở của gối trục và do trọng tâm của trục không trùng với tâm quay củatrục Nếu khai thác lâu dài trong điều kiện đó, không những gối trục bị gõ mộtcách nghiêm trọng, hệ trục bị hư hỏng mà còn đưa đến sự chấn động vỏ tàu, hệtrục mất dần đàn tính Vòng quay đó gọi là vòng quay tới hạn

Tính toán vòng quay tới hạn (tính dao động ngang) là nhằm xác định

năng công tác an toàn của trục Kiểm tra và thay đổi phương án thiết kế nếuthấy cần thiết

4.1.2 Sơ đồ tính

1- Mô hình tính

2- Số liệu thiết kế

Đường kính cơ bản của trục chong chóng dcc = 28 cm

4- Tính dao động ngang

4.1 - Chọn phương pháp tính

Để tính vòng quay tới hạn của hệ trục có nhiều phương pháp tính như phươngpháp : Rêli , Smit, Simanxki,… Trong tất cả các phương pháp trên thì phươngpháp Simanxki có nhiều ưu điểm hơn cả đó là cho độ chính xác cao và côngviệc tính toán đơn giản

4.2.1- Các bước tính toán của Simanxki

(3a) – Bước 1: Hàng ngang đầu tiên trong bảng ghi thứ tự các đoạn trục,

n l

l

m

k n

– l max, Chiều dài nhịp dài nhất;

– E , Mô-đuyn đàn hồi của vật liệu;

– I, Mô men quán tính tiết diện trục;

– q, Tải trọng phân bố trên chiều dài trục.

điền vào hàng ngang thứ 5

A 49 , 2 .

a n = X 1n + X 2n

(3g) – Bước 7: Tính các giá trị X 1n , X 2n của tất cả các nhịp và điền vàohàng ngang thứ 7.

– Các trường hợp khác tính theo công thức

 

 1 

2

1 2

1 1

X X X

X 2n = a n – X 1n

k

k k

X

X

5 , 0 1

k

k

q l

G

I E l

24 , 0

64

, 8

Các thông số sử dụng tring tính toán :

Trang:41

.2,49

- B ng tính l n th hai -ảm ần thứ hai - ứ hai

Kiểm tra kết quả : (nK’’ – nK’’’).60 = 3 < 10 (lần / s)

Vòng quay tới hạn của hệ trục là :

nk= 82,55.60 = 4953 (vòng/phút)

4.2.3-Hệ số dư lượng K:

Vì khi tính toán nk đã bỏ qua nhiều yếu tố ảnh hưởng nên phải đưa vào hệ số dưlượng K để tính nghiệm dao động ngang.

p

p k

n

n

n 

= 4953 230230 = 2053%

Hệ số dư lượng cho phép : [K] = 30%

Kết luận : Vòng quay làm việc của hệ trục khác xa vòng quay tới hạn nên hệ trục làmviệc ổn định

CHƯƠNG 5 DAO ĐỘNG XOẮN

5.1.Dữ kiện phục vụ thiết kế.

5.1.1.Máy chính.

Máy chính có ký hiệu AKASAKA AH-41 do Nhật Bản xuất, là loại động

cơ Diesel 4 kỳ, tác dụng đơn, 6 xilanh một hàng thẳng đứng

Thông số của máy chính:

– Đường kính cổ trục, [dct] 350 mm

– Áp suất hiệu dụng trung bình [ Pe ] 10,8 kG/cm 2

5.2.Mô hình tính dao động.

5.2.1 Mômen quán tính khối lượng.

1- Mô men quán tính khối lượng nhóm piston - biên khuỷu

Theo công thức Epêmốp

2- Mô men quán tính khối lượng của bánh đà

Mô men quán tính khối lượng của bánh đà được tính theo công thức:

10

θ- Tỉ số đĩa của chong chóng - Tỉ số đĩa của chong chóng - Tỉ số đĩa của chong chóng

θ- Tỉ số đĩa của chong chóng = 0,58 Trang:47

7 ,

.

5 Mômen quán tính khối lượng của bích nối và vành chặn lực đẩy

a Mômen quán tính khối lượng của bích nối rời

- Jbn1 = J1 + J2 = 43,76 KG.cm.s2

Trong đó :

2 4

0 4 1 1

1 ( ) 30 , 56 32

.

s cm KG D

D b g

2 4 1

2 ( ) 13 , 2 32

.

s cm KG d

d L g

b Mômen quán tính khối lượng của bích nối liền.

0 4 1

2 ( ) 29 , 89

32

.

s cm KG D

D b g

2 ( ) 75 , 66

32

.

s cm KG D

D b g

6 ( 0 , 5 ) 10

11

c x

d

l G

5.2.3.Thành lập hệ dao động xoắn tương đương.

- Hệ thống dao động xoắn được quy đổi hệ thống dao động xoắn tương đương với đặc tính động lực Đặc trưng cho tính động lực là mô men quán tính khối lượng (J)

và hệ số mềm (e)

Trang:51

- Hệ dao động xoắn tương đương gồm 11khối lượng tập trung ( J1, J2, ….J11) được nối bởi 10 đoạn trục không khối lượng (e12, e23,…e1011).

6 - Mô men quán tính khối lượng của các khối lượng tập trung

piston – biên khuỷu

- Giá trị độ mềm xoắn các đoạn trục :

5.3 Dao động xoắn tự do.

Hệ thống tương đương gồm 11 khối lượng tập trung, do đó tồn tại 10 tâm daođộng Vì tồn tại số dao động tự do tương đương với số tâm dao động của hệ nên có thểnói rằng toàn bộ hệ thống đồng thời tham gia vào hình thức dao động 1 tâm , 2 tâm ,…

10 tâm Trong thực tế dạng dao động từ hai tâm trở nên có tần số dao động rất cao do

đó ta chỉ xét dạng dao động 1 tâm là phổ biến

Để tìm tần số dao động tự do của dạng dao động một tâm nhiều khối lượng, tachuyển hệ thống thành hệ thống không thứ nguyên

5.3.1 Hệ thống không thứ nguyên nhiều khối lượng

1- Mômen quán tính khối lượng không thứ nguyên.

Sơ đồ hệ thống không thứ nguyên:

5.3.2 Dao động một nút.(Hệ thống 2 khối lượng)

1- Tính gần đúng bình phương tần số dao động tự do ()

Đưa hệ thống không thứ nguyên nhiều khối lượng về hệ thống không thứ nguyên 2

khối lượng

+ Khối lượng 1: Bao gồm; Cơ cấu biên khuỷu, bánh đà, các đoạn trục

+ Khối lượng 2: Chong chóng

Sơ đồ hệ thống

10

11