đồ án môn học - thiết bị tàu thủy

Trong số các thiết bị đẩy đó thì chân vịt trong ống đạo lưu xoay đóng một vài trò to lớn, loại thiết bị đẩy này không chỉ tăng hiệu suất đẩy của chân vịt thông thường lên 20% tới 30% mà

Lời nói đầu

Tàu thủy là một công trình mổi đặc biệt mà con người từng tạo ra, nó có thể nổi, di chuyển,

và phục vụ nhiều nhu cầu của con người trên mặt nước Với nét đặc trưng như vậy cho nên tàu thủy có kết cấu rất đặc biệt Người ta khái niệm cơ bản tàu thủy gồm: vỏ, ngăn cách giữa môi trường nước và khô của tàu, cộng vào đó vỏ tàu được gia cường dọc và ngang đảm bảo cho tàu nổi trên mặt nước và làm việc an toàn trong các diều kiện khai thác

Và để tàu có thể di chuyển tiến lùi, quay trái, quay phải thì vai trò của thiết bị đẩy rất quan trọng Trong số các thiết bị đẩy đó thì chân vịt trong ống đạo lưu xoay đóng một vài trò to lớn, loại thiết bị đẩy này không chỉ tăng hiệu suất đẩy của chân vịt thông thường lên 20% tới 30%

mà nó còn có thể thay thế bánh lái trong một số trường hợp nhất định

Nhận thức được tầm quang trọng của môn học nên bản thân chung em đã cố gắng học tập

và nghiêng cứu một cách nghiêm túc dưới sự hướng dẫn nhiệt tình của các thầy, và kết quả là chúng em đã hoàn thành xong đồ án đúng thời gian cho phép Vì đây là đề tài mới và tự nhận thấy kiến thức còn chưa vững nên trong bài làm chắc chắn còn nhiều phần sai sót, hy vọng sẽ nhận được sự góp ý quý báu của các thầy để bài làm trở nên tốt nhất có thể

Và cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn thầy giáo bộ môn cũng như các thầy khác trong khoa đã hướng dẫn chúng em trong thời gian làm đồ án để chúng em hoàn thành đồ án một cách tốt nhất

SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM

Phần một

GIỚI THIỆU CHUNG

ĐỒ ÁN MÔN HỌC: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ĐẠO LƯU ĐỊNH HƯỚNG XOAY

2 Các thông số cơ bản

Ống đạo lưu là một ống hình trụ, có mặt cắt ngang dạng hình vành khuyên và mặt cắt dọc

có dạng profil của cánh máy bay Một số thông số hình học chính của ống đạo lưu gồm:

L - chiều dài ống, và chiều dài tương đối Ln được xác định theo biểu thức: Ln = L/D

C - độ hở của đầu cánh chân vịt và mép trong ống, và độ hở tương đối Cn được xác định theo biểu thức: Cn = C/D

t - chiều dày lớn nhất của thành ống , và

chiều dày tương đối tn được xác định theo

Với ống tăng tốc, thì vận tốc ra khỏi ống và hiệu suất chân vịt tăng đáng kể Loại ống này thường dùng cho chân vịt chạy nặng tải hoặc chân vịt có đường kính giới hạn Ống này còn được gọi dưới cái tên “Kort nozzle”

Với loại ống thứ hai, tốc độ dòng ra khỏi ống giảm đi so với dòng vào ống, chính vì thế

áp suất tăng nhờ đó mà giảm được quá trình sâm thực chân vịt Với tên gọi là “thiết bị đẩy phản lực” loại ống này thường được kết hợp với chân vịt cánh cố định

Viện nghiên cứu Hàng Hải Hà Lan đã đã đưa ra hàng loạt mô hình của hệ thống ống chân vịt làm việc có hiệu quả Một số dạng profil dạng cánh máy bay của NACA được đưa vào thử nghiệm và cải tiến thành công như NACA 4415 đã cho ra những đặc trưng rất tốt

Một trong những dạng ống được sử dụng rộng rãi nhất do có những ưu điểm cải tiến nổi trội là ống 19A và ống 37 Hai loại ống này có mép đẫn dạng bo tròn nên đễ dàng cho chế tạo

và nâng cao hiệu suất lực đẩy khi chạy Ban đầu, chân vịt nhóm B Wageningen được sử dụng rộng rãi, về sau chân vịt nhóm Kaplan với đầu cánh rộng cũng được đưa vào sử dụng

4 Lý thuyết tạo lực đẩy bổ sung

Với ống tăng tốc, vận tốc dòng chày phía trong ống tăng dẫn đến áp lực giảm Điều đó làm giảm lực đẩy và momen xoắn của chân vịt Đồng tời do chênh lệch áp suất nên bề mặt trong của cánh suất hiện một lực hướng vào trong ống, lực này được phân tích thành hai thành phần lực đẩy bổ sung hướng về phía trước và lực hướng tâm Do thành phần lực đẩy bổ sung lớn hơn tổng thành phần lực cản và phần giảm lực đẩy chân vịt nên hiệu suất chung của chân vit tăng lên trong khi đó tiêu hao nhiên liệu lại giảm xuống

Tốc độ tăng dẫn đến lực cản tăng, tới lúc nào đó lực cản lớn hơn lực đẩy bổ sung Do vậy tàu thông thường không trang bị thiết bị này Với tàu kéo, tàu chạy với tốc độ thấp và chân vịt làm việc trong môi trường nặng tải khi kéo do vậy ống đạo lưu loại này thường được trang bị cho tàu và hiệu suất lực đẩy có thể tăng tới 30%

Với ống giảm tốc, loại này ngược với loại trên về phân tích lực và thường được sử dụng cho tàu cao tốc do hoạt động theo nguyên lý phản lực Các tàu muốn giảm tiếng ồn và tăng vận tốc như tàu chiến thường dùng loại ống này

5 Ưu điểm và nhược điểm của thiết bị

Ống Kort hay chân vịt trong ống đạo lưu có thể tạo ra hiệu suất đẩy cao hơn so với chân vịt thông thường khi tàu hoạt động ở vận tốc nhỏ, và so với cùng một đơn vị diện tích cánh chân vịt thì lực đẩy tao ra lớn hơn so với chân vịt không có ống đạo lưu Các loại tàu kéo đẩy, tàu cá, tàu khách là những loại áp dụng nhiều nhất thiết bị này bởi vì nó cho hiệu quả rỏ nét

về kinh tế Một trong những ưu điêm nữa của thiết bị là tăng tính ăn lái và giảm quá trình hút (nạo vét) đáy khi tàu hoạt động ở những vùng nước cạn

6 Đạo lưu định hướng xoay

Thiết bị nhóm em xin thiết kế là đạo lưu định hướng xoay, tên tiếng anh là Azimuthing thruster, thiết bị này có nhiều ưu điểm hơn so với đạo lưu thông thường do có tính cơ động cao, tính ăn lái cho tàu tốt…bảng vẽ mô phỏng 3D của thiết bị có dạng như sau:

II TÍNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA TÀU KÉO

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” như sau:

Hiệu chỉnh chiều dài

Chiều dài đường nước thực L0 1,125*90,8 62,32( ) m

Chiều dài thiết kế 25( )

275275.9, 63 26, 4825100

  (Công thức 11,16 trang 188, sách Lý thuyết tàu thủy tập 2)

1.2 Tính theo công thức của Viện Thiết Kế Leningrad

Theo viện thiết kế Leningrad thì công thức tính sức cản vỏ tàu tính gần đúng như sau:

1,1* L* * 1,16 1, 25* *

8,81,1* 24, 5* 2, 7 * 1,16 1, 25* 0, 4271* 32, 55( )

2, 7

B T

Ω -diện tích mặt ướt của tàu

W –lượng chiếm nước của tàu

L, B, T –chiều dài, chiều rộng, lượng chiếm nước thiết kế

Với cách tính tương tự như trên cho các trạng thái vận tốc ta có bảng sô liệu và đồ thị sức cản như sau:

0 200 400 600 800 1000 1200 1400

V (HL/h)

BIỂU ĐỒ SỨC CẢN

1.3 So sánh hai phương pháp và kết luận

Từ hai phương pháp tính ta có thể thấy kết quả có sự chệnh lệch, điều này là lẽ thường tình vì cả hai công thức trên đều từ quá trình thử mô hình mà ra Bên cạnh đó các mô hình của tàu cũng nằm trong giới hạn của một số loại tàu nhất định Với những hạn chế trên mà có thể nói kết quả phép tính trong hai phương pháp trên đều không chính xác tuyệt đối nhưng vẫn có thể chấp nhận được một cách gần đúng

Nhưng ở đây, bài toán đặt ra trong nội dung thiết kế đạo lưu này là tạo được lực đẩy tối

đa, có nghĩa là giới hạn vận tốc tàu không được nhỏ hơn 7,9 HL/h Và xin nói thêm là bài toán

về kinh tế ở đây chưa được tối ưu hóa, hay nói cách khác ta có thể không xét đến nó Vì trong thực tế đôi khi bài toán kinh tế cũng là một mục tiêu quan trọng mà người thiết kế cần hướng tới

Với những nhận xét cơ bản như trên thì thành phần sức cản vỏ tàu được chọn bây giờ là

R = 825 kG theo như công thức thực nghiệm của Ayre (1942) để đảm bảo tàu đạt được vận

tốc thiết kế Như vậy tổng sức cản trên tàu bây giờ là 5825 kG tính cho cả lực kéo 5000 kG

giả sử trên cột bít

2 Tính chọn máy lai chân vịt

2.1 Tính các thông số mở đầu

Đường kính sơ bộ chân vịt = 0,6 = 0,6.2,7 = 1,62

Hệ số dòng theo tính cho chân vịt thường được tính theo công thức Papmiel (trang 201, sách lý thuyết tàu 2, Trần Công Nghị) như sau:

10 Công suất đẩy tàu Nt' = T*Vp/327,3 259,616 -

11 Công suất đẩy tàu Nt = Nt'*(1000/1025) 253,284 -

Vận tốc tiến của chân vịt khi kéo : = (1 − ) = 6,58 /ℎ

Chân vịt được chọn thuộc họ Kplan, 4 cánh

Hệ số Bp được sử dụng để chọn trên hai đồ thị Ka – 4.55 và Ka – 4.70, ngoài ra để thõa mãn điều kiện tránh sủi bọt chân vịt thì tỉ lệ mặt đĩa phải tuân theo điều kiện sau :

Với tiếp bang theo đây ta có thông số về tỉ lệ mặt đĩa tính theo như công thức vừa nêu trên

như sau: Tỉ lệ mặt đĩa = 0,58

Với điều kiện trên thì chân vịt Ka – 4.50 thõa mãn điều kiện tỉ lệ mặt đĩa để tránh sủi bọt,

vậy ta chọn chân vịt trên để tiếp tục tính toán

Ta tiếp tục chọn công suất ban đầu giả sử cấp cho chân vịt là 190,49 kW, từ thành phần công suất này ta chọn được đường kính chân vịt tối ưu là 1,22 m thõa mãn điều kiện nhỏ hơn đường kính chân vịt lớn nhất là 1,62 m Số vòng quay công tác 320 rpm

Momen quay cần thiết để cấp cho chân vịt tại số vòng quay công tác được tính theo công thức như 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 của chân vịt với công thức và thông số như

Với 1 hệ chân vịt và ống đạo lưu ta có lực đẩy tạo ra là 2352,32 kG suy ra hệ 2 chân vịt

và ống ta có 4704,64 kG sấp xỉ 5000 kG Ngoài ra do các thông số tính trên đây được tính với 98% công suất máy, rõ ràng với 100% công suất thì bài toán thiết kế đã thõa mãn toàn diện Tiếp tục dựa vào các thông số vừa mới tính ta đi chọn các loại máy

2.2 Tính toán chọn máy

Công thức liên hệ bơm và động cơ

Đối với động cơ thủy lực (Hydraulic Motor), lưu lượng đầu vào của bơm (l/min):

q= D × n

1000× ηvMoment xoắn trên trục công tác (N.m):

M = D× Δ p× η hm

63Công suất của động cơ (kW):

Đối với động cơ: n= 320 rpm , ηv= 0.99 , ηhm= 0.98 , Δ p= 370(bar)

Đối với bơm thủy lực: ηv= 0.98 , ηhm= 0.97 , Δ p= 370(bar)

Tính chọn động cơ và bơm

Đối với động cơ thủy lực

Đối với bơm thủy lực

Động cơ A2FO125 A2FO200 A2FO250 A2FO500 A2FO1000

Moment xoắn trên

trục bơm N.m

759.24 1214.79 1518.48 3036.97 6073.94

Từ hai bảng thông tin trên ta chọn được động cơ A2FM1000 của hãng RexRoth BOSCH

với các thông số thõa mãn, khối lượng động cơ là m = 336 kG Bên cạnh đó thông số công

suất của đông cơ cũng thõa mãn là lớn hơn (không quá 5%) công suất chọn giả sử ban đầu là 190,49 kW Cũng với loại động cơ thủy lực trên ta chọn được bơm tương ứng là loại A2FO1000 với lưu lượng cung cấp phù hợp với động cơ

Vì bơm cần động cơ lai nên tiếp theo ta đi tính chọn động cơ cho máy bơm trên

Đối với động cơ Diesel lai bơm

Sử dụng hệ truyền động đai với 2 đai cao su: ηbelt= 0.97

Động cơ Diesel cần công suất là : P diesel = P pump/ ηbelt = 216.17 kW

Chu kỳ tải được chọn theo khuyến cáo để tuổi thọ động cơ và bơm đạt 20 000 giờ là 70%

Hệ thống thủy lực sẽ hoạt động ở định mức 400 bar trong vòng 42 phút mỗi giờ

Hình ảnh: chu kỳ tải của động cơ Công suất cần của động cơ lai bơm là :

kW

= +

P +

P

=

0.30.7

0.850.3



Sử dụng động cơ CUMMINS 200kW Như vậy đã chọn sơ bộ được một hệ bơm, động cơ,

và diesel lai đã nêu

2.3 Tính toán đường ống dẫn dầu

Ứng suất cho phép của ống

Thép chọn làm ống là thép carbon A53B, có giới hạn bền là : σref= 206× 106Pa

3 R4 = 1Là hệ số đặc trưng của ống Nếu là ống thép thì chọn bằng 1

4 SF = 1.8Là hệ số an toàn theo tính chất tải Ở đây, điều kiện tải tương đối đồng đều, ít va đập

Tính chọn độ dày thành ống

Các thông số đầu vào như sau:

1 d p = 50.8 mm Đường kính cổng vào máy lái

2 d= 50.8 mmĐường kính trong của ống

Độ dày tối thiểu của thành ống tính theo công thức:

e0= d e × p i

20× σacc + p i = 1.143 mm

Trong đó:

1 e0Là độ dày tối thiểu của thành ống

2 d e = 60 mmLà đường kính ngoài của ống

3 p i= 400 bar Là áp suất làm việc của ống (Yêu cầu phải lấy lớn hơn so với áp suất thực tế làm việc)

Như vậy với đường kính ngoài là d e = 60 mmống thỏa mãn yêu cầu về độ dày tối thiểu Kiểm tra bền sơ bộ hệ ống

Hình ảnh: các thành phần ứng suất trên thành ống Ứng suất dọc ống khi ống chịu áp lực dầu:

1 V ' '=

323.23 l

60 s Là lưu lượng yêu cầu của máy tính trên giây

Khối lượng riêng của dầu thủy lực tra trong sổ tay của nhà sản xuất ở nhiệt độ là 50 độ C

1 P0Là tổn thất khi đi qua valve bảo vệ quá tải được lắp ngay trong máy lái và bích nối

ở cửa máy lái

2 P1Là tổn thất khi đi đoạn ống cong

3 P2Là tổn thất khi đi mối ghép chữ T

4 P3 Là tổn thất khi đi qua bích nối

5 P4Là tổn thất khi đi qua mối ghép chữ T

6 : Là tổn thất khi đi qua valve điều khiển

7 P L Là tổn thất trên toàn bộ chiều dài đường ống

Tính lần lượt các tổn thất như sau :

P0= P flange + P relief valve

ζflange= 0.1 Do tra trong tài liệu

P relief valve= ζvalve ρF

ζbend= 0.23× 2= 0.46 Do tỉ số

R

d=

20050.8= 3.99= 4

P2= ζT ρT

2× 105w

2

= 3.38× 10− 3bar

Hình ảnh: sơ đồ nguyên lý của hệ thống

3 Tính sơ bộ chân vịt

3.1 Thiết kế chân vịt

Chân vịt được thiết kế có các đặc trưng cơ bản như sau

STT Kí hiệu và công thức Đơn vị Kết quả

Hình ảnh: thông số của chân vịt tính bởi PropCad 2005

Bảng thông tin được xuất ra bởi phân mềm như trên, với cái thông tin cần thiết phục vụ tính toán về sau như:

Khối lượng chân vịt là m = 188,1 kG

Momen quáng tính là I = 9,03 kg/m 2

Đường kính chân vịt là D = 1,22 m

3.3 Thiết kế và kiểm tra bền trục chân vịt

Trục chân vịt được chọn thiết kế phù hợp với cụm kết cấu sau khi đã chọn được máy lái

và chân vịt, kết quả cho như hình bên dưới

Ngoài ra khối lượng trục là m = 48,02 kG được trích xuất từ phần mềm SolidWorks

Hình ảnh

Hình ảnh: trục chân vịt Kiểm tra bền

Moment xoắn trên trục chân vịt T = 5658 Nm

Độ bền vật liệu làm trục chân vịt (thép không rỉ)

Trục đã chọn thỏa mãn điều kiện bền

3.4 Thiết kế củ chứa trục chân vịt

Củ chứa trục chân vịt được làm từ gan dẻo, thông số hình dạng được vẽ theo mẫu với kích thước được chọn cho phù hợp với trục chân vịt của bài làm Khối lương củ cũng được phần

mềm SolidWorks xuất ra là m = 126,82 kG Bản vẽ củ được trình bày tại trang bên

Hình ảnh: bản vẽ thiết kế củ chứa trục chân vịt 3.5 Tính chọn ổ đỡ chặn trục chân vịt

Vì khoảng cách giữa các ổ lăn và bề rộng các ổ lăn bé hơn nhiều so với đường kính trục,

ta sẽ không tiến hành xem xét các ổ lăn này như gối của dầm là gán trực tiếp lực dọc và lực hướng kính trên trục chân vịt cho các ổ lăn

Hệ số chịu tải động của ổ lăn

12

L= L n

106× 60 n= 384.0

Là hệ số tuổi thọ (hệ thiết kế dự kiến làm việc 20 000h)

13 m= 10 / 3 Là hệ số ổ lăn, ở đây chọn ổ lăn đỡ chặn

Đối với ổ chặn đỡ trục chân vịt

với V = 1 là hệ số giảm tải

Như vậy, ta thấy rõ là lực dọc trục trong trường hợp này cần quan tâm nhiều hơn so với lực hướng kính Hai hệ số X và Y chọn như sau X = 0.1 ∧Y = 1

Khối lượng mỗi ổ là 10 kG

4 Tính toán sơ bộ đạo lưu

Ống đạo lưu được chọn ở đây là ống 19A, tỉ lệ = 0,5 với các thông số hình học được xác định như sau:

4.1 Đường kính trong nhỏ nhất của đạo lưu D

Đường kính trong nhỏ nhất của đạo lưu được tính theo công thức nhu sau:

= + 2∆ = 1,232 trong đó: : là đường kính đạo lưu

: là đường kính chân vịt

∆ : là khe hở giữa đạo lưu và cánh cv

4.2 Chiều dài của đạo lưu

Với tỉ lệ = 0,5 ta có thể suy ra chiều dài đạo lưu là:

= 0,5 = 0,61 = 610

4.3 Bán kính lượn phần mũi, đuôi đạo lưu

Bán kính lượn phần mũi đạo lưu Rin và bán kính lượn phần đuôi đạo lưu Rout được tính

theo các công thức trang 215, sách Principles of Naval Architecture V2 như sau:

= 5,57% → = 5,57% 610 = 33,977 → = 17

= 3,78% → = 3,78% 610 = 23,058 → = 11,5

Trong đó : là đường kính cửa vào đạo lưu

: là đường kính cửa ra đạo lưu

: là bán kính cửa vào đạo lưu

: là bán kính cửa ra đạo lưu

4.4 Tọa độ profil đạo lưu trước hiệu chỉnh

Với chiều dài đạo lưu L = 610 mm ta có bảng tọa độ của đạo lưu theo trang 215, sách

Principles of Naval Architecture V2 như sau:

Bảng 1 Bảng tỉ lệ phần trăm

x/L (%) 0 1,25 2,5 5 7,5 10 15 20 25 30 40 50 60 70 80 90 95 100 y(in)/L

(%) 18,25 14,68 12,8 10,87 8 6,34 3,87 2,17 1,1 0,48 0 0 0 0,3 0,82 1,45 1,86 2,36 y(out)/L

Với bảng thông sô trên sau khi vẽ xong đạo lưu thì kết quả cho hình ảnh đạo lưu chưa

hoàn chỉnh, vì vậy cần hiệu chỉnh bản vẽ cho có hình dạng giống với hình ảnh mặt cắt ngang

cánh theo tiêu chuẩn thủy động học của NACA Các nguyên tắc khi hiệu chỉnh là phải tuyết

đối tuân theo các hệ số cửa ra và của vào của đạo lưu như đã nêu trong “Sổ tay thiết bị tàu

thủy tập 1” Với điểm tựa là cuốn sách bên thì kết quả của các hệ số của đạo lưu sau khi hiệu

chỉnh là

4.5 Thông số kích thước đạo lưu sau hiệu chỉnh

4.5.1 Đường kính cửa ra của đạo lưu

Đường kính cửa ra của đạo lưu được đo trực tiếp từ bản vẽ sau khi đã hiệu chỉnh như

sau:

= 1293

4.5.2 Hệ số cửa ra của đạo lưu

Hệ số cửa ra của đạo lưu được tính theo công thức 1.14 trang 17 sách “Sổ tay thiết bị tàu

thủy tập 1” như sau:

1232 = 1,1

Kết luận: với cách hiệu chỉnh profil của đạo lưu như đã thực hiện thì kết quả sau khi kiểm tra lại hệ số cửa ra của đạo lưu là = 1,1 nằm trong giới hạn 1,1 ÷ 1,15 như trong “Sổ tay thiết bị tàu thủy tập 1” đề suất, vậy cách hiệu chỉnh trên chấp nhận được

4.5.3 Đường kính cửa vào đạo lưu

Dường kính cửa vào của đạo lưu được đo trực tiếp từ bản vẽ sau khi đã hiệu chỉnh như sau:

= 1454

4.5.4 Hệ số cửa vào của đạo lưu

Hệ số cửa vào của đạo lưu được tính theo công thức 1.14 trang 17 sách “Sổ tay thiết bị tàu thủy tập 1” như sau:

1232 = 1,39 Trong các công thức trên thì: : là đường kính cửa vào đạo lưu

: là đường kính cửa ra đạo lưu

: là đường kính đạo lưu tại mặt cắt chân vịt

: là dien tích cửa vào đạo lưu

: là diện tích cửa ra đạo lưu

: là diện tích đạo lưu tại mặt cắt chân vịt

Kết luận: kết quả kiểm tra lại hệ số cửa vao của đạo lưu là = 1,39 nằm trong giới hạn 1,÷ 1,5 như trong “Sổ tay thiết bị tàu thủy tập 1” đề suất, vậy cách hiệu chỉnh trên chấp nhận được

4.6 Vị trí đặt trục của đạo lưu

Với thiết bị đẩy azimuthing thruster thì có 2 vị trị đặt trục tương ứng với chức năng là

“chân vịt đẩy” hoặc “chân vịt kéo” như đã trình bày ở trên Thiết kế trong bài dùng cho chân vịt đảm nhiệm chức năng là chân vịt đẩy nên vị trí đặt trục là tại mép trước của đạo lưu, tức tại cửa vào của đạo lưu

4.7 Biên dạng profil của đạo lưu

Sau khi tính toán sơ bộ ta có thể vẽ được hình ảnh của đạo lưu với các thông số kích thước như sau:

Chiều dài đạo lưu: L = 610 mm

Đường kính trong nhỏ nhất của đạo lưu: = 1232

Đường kính cửa ra của đạo lưu: = 1293

Đường kính cửa vào của đạo lưu: = 1454

Vị trí đặt trục hệ thống: Tại cửa vào của đạo lưu

Bán kính lượn phần mũi đạo lưu: = 17

Bán kính lượn phần đuôi đạo lưu: = 11,5

II TÍNH LỰC VÀ MOMEN THỦY ĐỘNG

1 Tính toán theo lý thuyết

Với hệ chân vịt đạo lưu thông thường thì việc xác định lực thủy động và momen có thể thực hiện thông qua đồ thị trong sách Thiết bị tàu thủy tập 1 đối với tàu chạy tiến và lùi Ngoài ra đối với đạo lưu thường, momen thủy động của đạo lưu và cánh ổn định được tính thông qua trục lái nằm trên đạo lưu và có đồ thị để ta có thể tính gần đúng với các giá trị trên, dựa vào momen này ta có thể chọn máy lái phù hợp Nhưng đối với thiết bị lái góc phương vị thì cách tính trên không còn tuyệt đối chính xác, vậy cách giải quyết như sau:

Đối với góc lái từ 0 tới 40 độ thì tính lực thủy động thực hiện như thường nhờ đồ thị bể thử, momen thủy động trong trường hợp này được xác định bằng tích giữa cách tay đòn (khoảng cách từ tâm áp lực tới tâm trục đạo lưu) và lực thủy động

Đối với thiết bị đẩy Azimuthing thruster có thể xuay 360 độ thì giới hạn momen xoắn cực đại trên trục nằm trong khoảng từ 0 đến 90 độ, tại 90 độ lực tác dụng lên đạo lưu lúc này chỉ

là áp lực nước và được tính bằng áp lực thủy động Ngoài ra do azimuthing thruster có thể xoay 360 độ nên ở đây ta chỉ xét một trường hợp có thành phần lực tác động lớn hơn tác động lên hệ đạo lưu là lúc tàu tiến, vậy cách tính gần đúng được thực hiện theo các bước như sau:

1.1 Xác định hệ số tải và tốc độ kích thích chiều trục của chân vịt trong ống

Vận tốc dòng chảy của nước tới chân vịt: = 0,5144 (1 − ) = 3,38

Hệ số tải của đạo lưu: = = 4,3

Trong đó: là lực đẩy toàn phần của chân vịt trong ống đạo lưu được tính theo công thức như sau = ≈ 3000 với = = 2764,82

= . = 1,17 là diện tích quay vòng của cánh chân vịt

Hệ số tải của chân vịt trong ống đạo lưu: = = 3,4

ℎ = −0,27 được tra trong hình 1.27 sách Sổ tay thiết bị tàu thủy tập 1 với hệ số cửa vào của đạo lưu = 1,39 và = 4,3

1.2 Xác định lực thủy động và momen thủy động trên đạo lưu

Lực và momen thủy động từ góc 0 đến 40 độ được xác định bằng các hệ số tra trong sổ tay thiết bị tàu Ngoài ra một số công thức bổ xung cho quá trình tính như sau:

= → = với là hệ số tâm áp lực tra ở hình 1.26 trang 48 Sổ tay thiết bị tàu thủy tập 1

L xp

= = 1,3735 : là đường kính trung bình của đạo lưu

Kết quả được tổng hợp thành bảng sau:

Các góc từ 40 đến 90 độ do không có đồ thị hay công thức dạng chung nào nên tạm thời

ta chỉ xét áp lực nước tác động lên đạo lưu tại 90 độ và dùng phương trình nội suy Lagrange

vẽ đồ thị qua các điểm mốc lực pháp tuyến và momen thủy động, từ đó ta sẽ có nhận xét khách quan về lực pháp tuyến và momen thủy động lớn nhất cần tìm Các bước tính toán như sau:

Lực pháp tuyến tác dụng lên đạo lưu được tính theo công thức (8-2) trang 98, sách cơ học

thủy khí ứng dụng, TS.Trương Ngọc Lợi, NXB trường ĐH BÁCH KHOA HÀ NỘI, áp dụng

cho ống hình trụ tròn

= là lực pháp tuyến trên dạo lưu tại 90 độ

= là momen thủy động trên đạo lưu tại 90 độ

Trong đó là khoảng cách từ tâm áp lực đến trục lái đạo lưu và được tính gần đúng bằng công thức giả sử: =

Kết quả tính được tập hợp trong bảng sau:

tra bảng 3, trang web

thuy-dong , áp dụng đối với hình trụ tròn

1 Pn kG 104,539 209,077 313,616 418,154 522,693 627,231 731,77 836,308 731,333

2 M σ kG.m 18,93 41,37 67,96 111,62 160,76 237,78 356,80 538,02 223,057

Đồ thị thể hiện sự thay đổi của các lực:

Kết luận: Từ 2 đồ thì ta có thể thấy thành phần lực pháp tuyến và momen thủy động đạt

giá trị lớn nhất tại góc lái 40 độ, điều này cũng sát với các đề suất trong Sổ tay thiết bị tàu thủy

104,5385347 209,077 313,6156042 418,1541389 522,6926737 627,2312084 731,7697431

836,3082779

731,333

0 100 200 300 400 500 600 700 800 900

223,057

0,00 100,00 200,00 300,00 400,00 500,00 600,00

Góc bẻ lái (độ)

ĐỒ THỊ M

tập 1 là lực pháp tuyến và momen thủy động lớn nhất tác dụng lên hệ đạo lưu là từ góc 35 đến

45 độ Vậy các thành phần lực tại góc lái 40 độ được tiếp tục đưa đi tính toán các phần sau III TÍNH KẾT CẤU ĐẠO LƯU

1 Tính kết cấu đạo lưu

Đạo lưu có dạng ống trụ tròn thoát nước Đường kính trong nhỏ nhất của đạo lưu =

1232 nên ta chọn đạo được gia công bằng phương pháp hàn

Kết cấu đạo lưu gồm tôn bao ngoài, tôn bao trong, các xương cứng dọc và xương cứng tròn (ngang) Ngoài ra phần giữa của tôn bao trong tại vị trí chân vịt là một ống thép không rỉ hình trụ

Mép dẫn và mép thoát của đạo lưu được gia công bằng thép ống hoặc thép rèn để tiện cho công nghệ

Đạo lưu được cố định vào trục lái bằng 3 càng cố định Ba càng được hàn chắc vào đạo lưu ngay tại vị trí của các xương gia cường dọc nhằm đảm bảo độ bền Sau đây là thông số tính toán chi tiết:

1.1 Khoảng cách giữa các xương gia cường

Khoảng cách nhỏ nhất giữa các xương gia cường được tính theo công thức trong quy phạm như sau: = 0,2 + 0,4 = 0,40122

Với L là chiều dài tàu

Chọn x = 400 mm

Số xương gia cường dọc: = = . ≈ 10 tấm

Số xương gia cường ngang: = = ≈ 1 tấm

1.2 Chiều dày tôn bao trong

Phần tôn tại vị trí chân vịt cũng như toàn bộ kết cấu đạo lưu được làm bằng thép đóng tàu A36 có = 235 / Chiều dày phần tôn giữa này được xác định bằng công thức 1.146 trang 105 sách Sổ tay thiết bị tàu thủy tập 1: = 1,64 [ ] = 0,89 vậy để đảm bảo

điều kiện bền khi làm việc nặng nhọc của phần tôn tại vị trí này ta chọn 9 mm

Với = 40 khoảng cách giữa các xương gia cường

= 123,2 [ ] = (0,354 ÷ 0,5) = (82 ÷ 118) ℎọ 118

= 27648,2 Phần tôn bao trong còn lại có chiều dày: = 0,87 = 7,83 ℎọ 8

1.3 Chiều dày tôn bao ngoài

Chiều dày tôn bao ngoài được tính bằng công thức 1.148 trang 106 sách Sổ tay thiết bị tàu thủy tập 1: = 40 = 3,72 ℎọ 4

Với L = 24,5 m là chiều dài tàu

1.4 Chiều dày xương gia cường

Chiều dày xương gia cường dọc và ngang được tính theo công thức:

= 1,2 = 9,6 ℎọ 10

1.5 Kiểm tra ứng suất tại các mặt cắt nguy hiểm

Áp lực thủy tĩnh tại h = 1,62 m chiều chim được tính bằng công thức:

là đường kính ngoài của đạo lưu

là chiều dài của đạo lưu

là chiều chìm tàu

là khoảng cách giữa các xương gia cường

là chiều dày tôn bao ngoài

, , , là hệ số được tra ở bảng 1.31 trang 107 Sổ tay thiết bị tàu tập 1 theo hệ số m