Thit kế bánh lái tàu hàng 1000(T) chạy biển không hạn chế vận tốc 11.5hl(đính kèm bản vẽ)

ĐỀ TÀI: Thiết kế bánh lái tàu hàng 1000 tấn chạy biển không hạn chế với các thông số chính sau Vận tốc tàu vS = 11,5 hlh Chiều dàI tàu L = 62 m Chiều rộng tàu B = 9.8 m Chiều cao mạn H = 5 m Chiều chìm thiết kế T = 3.75 m

Trờng đại học hàng hải

Khoa đóng tàu

Ngời thực hiện: nguyễn văn a

Thiết kế môn học thiết bị tàu

Đề tài: Thiết kế bánh lái tàu hàng 10000 tấn chạy biển không hạn chế với

các thông số chính sau

* Vận tốc tàu vS = 11,5 hl/h

* Chiều dàI tàu L = 62 m

* Chiều rộng tàu B = 9.8 m

* Chiều cao mạn H = 5 m

* Chiều chìm thiết kế T = 3.75 m

HảI phòng 20…

Mục lục

I.Các thông số chính của tàu 4

phần I : Tính toán sức cản và đờng kính chong chóng 4

1 Tính toán lực cản 5

2 Tính toán đờng kính chong chóng : 6

2.1 Chọn số cánh chong chóng : 6

2 2 Tính hệ số dòng theo tính toán WT và hệ số hút t theo công thức Taylor cho tàu 1 chong chóng : 6

2.3 Chọn sơ bộ đờng kính chong chóng : 7

2.4 Chọn số cánh chong chóng : 8

2.5 Chọn tỉ số đĩa : 8

2.6 Tính toán đờng kính tối u và tỉ số bớc của chong chóng : 9

2.7 Kiểm tra tỉ số đĩa theo điều kiện xâm thực : 10

phần ii : Tính toán thiết bị lái 12

I , Các thông số hình học của bánh lái : 12

1)Chọn dạng thiết bị lái 12

2)Diện tích bánh lái : 12

3) Chiều cao bánh lái : hp 12

4)Chiều rộng bánh lái : bp 13

5)Độ dang của bánh lái :p 13

6)Chiều dày lớn nhất profin bánh lái 13

7)Hoành độ chiều dày lớn nhất profin bánh lái; 13

8)Tung độ lớn nhất của profin bánh lái: 13

9)Tính toán các hệ số thuỷ động của bánh lái: 13

10) Xác định vị trí đặt trục tối u: 14

11)Xác định hệ số cân đối: 15

II, Tính lực và mômen thuỷ động: 15

III : Kết cấu thiết bị: 18

1) Vật liệu chế tạo bánh lái : 18

2) Khoảng cách cơ cấu : 18

3) Chiều dày tôn bao : 19

4) Chiều dày cơ cấu : 19

5) Kiểm tra môđun chống uốn cua vùng trụ láI thay thế : 20

6.Khối lợng & toạ độ trọng tâm bánh lái 21

7,Kết cấu trục lái 25

8, Mối nối 32

9, Truyền động lái 38

I.C¸c th«ng sè chÝnh cña tµu

ThiÕt kÕ b¸nh l¸i tµu hµng 1000 th«ng sè chÝnh sau :

CF0 =f(Re) (Tra b¶ng

8-1, STKT§T,TËp 1 ) - 1.872 1.861 1.849 1.838 1.8271

397.654

464.941

555.34

694.893

2 2 Tính hệ số dòng theo tính toán W T và hệ số hút t theo công thức Taylor cho tàu 1 chong chóng :

 _ hệ số béo thể tích của tàu  = 0,68 ;

kt _ hệ số phụ thuộc vào hình dáng bánh láI ;

kt = 0.5ữ0.7 cho tàu 1 chong chóng Chọn kt = 0.6 ;

2.3 Chọn sơ bộ đ ờng kính chong chóng :

Trong đó:

D _ Đờng kính chong chóng , m ;

nm _ Vòng quay của chong chóng , v / ph ;

T _ lực đẩy của chong chóng , kN ;

T=TE / ( 1 - t ) ,

TE = R / ZP

vs _ tốc độ của tàu , hảI lý / giờ , vs = 11,5 h l / h

Tra đồ thị lực cản và công suất kéo của tàu ta có : R = 57755 N

Công suất kéo của tàu PE = 341,87 KW = 464,94CV

n - vòng quay của chong chóng , n = 5,833 v / s ;

_ khôí lợng riêng của nớc biển ,  = 1025 kg / m3

T _ lực đẩy của chong chóng , T = 69921 N ;

Tỉ số đĩa theo điều kiện xâm thực ;

Chọn tỉ số đĩa theo điều kiện bền :

A E

A O≤( A E

A O)'min

C’ _ hệ số phụ thuộc vào vật liệu , C’ = 0.055 _ hơp kim đồng ;

dmax _ chiều dày tơng đối profin tiết diện cánh chong chóng ;

2.6 Tính toán đ ờng kính tối u và tỉ số b ớc của chong chóng :

Quá trình tính toán đợc trình bày dới bảng sau :

69921.31

69921

3

69921.312

14 Dopt = vA.a/(J0.n) m 1.85 1.82 1.80 1.77 1.7615

609.825

Ps= TEv

ηDηs10

−3

PS' = PS / 0.85 kW 675.23

9 688.744 695.701

702.800

717.442

Vậy chọn động cơ là : động cơ kiểu MA32GSC-4

-Công suất định mức : PS = 900 kW =655 CV ;

- Vòng quay định mức : nm = 350 v / ph ;

Ta phải dự trữ công suất để khi tàu gặp sóng gió phát huy hết công suất động cơ thì taù vẫn đảm bảo vận tốc Vs = 11,5 hl/h Do đó ở đây ta chỉ tính cho chong chóng sử dụng 85% công suất

Dựa vào các thông số về kích thớc của tàu ,vận tốc tàu , vùng hoạt động của tàu cũng

nh để chọn đợc loại bánh lái có hiệu quả cao , có độ tin cậy mà công suất lại thấp do

đó ta nên chọn loại bánh lái cân bằng có propin nasa 009

Chọn diện tích bánh lái :FDmin = 5,0(m2)

3) Chiều cao bánh lái : h p

-Tàu biển : độ ngập sâu bánh lái t 0.25.hp

Và t + hp  T

R =1,1(tmax/bep) =0,099(m)

8)Tung độ lớn nhất của profin bánh lái:

y=±y tmax

100Bảng tung độ profin bánh lái NACA 009 :

9)Tính toán các hệ số thuỷ động của bánh lái:

Báng(11_3)_STKTĐT cho các hệ số thuỷ động đối với 0 =6

Dựa vào công thức tính chuyển ta tính đợc các hệ số thuỷ động của bánh lái

Trong đó Cx0 ,Cy0,Cm0,po :Là các hệ số thuỷ động và góc bẻ lái của bánh lái tiêu chuẩn

Cx ,Cy,Cm,p : Là các hệ số thuỷ động và góc bẻ lái của bánh lái có  =1.25

Các hệ số đợc xác định theo bảng sau:

po Cy0 Cx0 C2.Cy C2y.C1 Cx

(3)+(5)

Trờng hợp tối u nhất để mômen tác dụng lên trục lái nhỏ nhất là a=xp (lí tởng)

(Cx sinp+Cy cosp)

Xp(m)((3):(7))bep

0,496+0 ,428

2 = 0,462(m)

Do đó ta chọn vị trí đặt trục tối u là aopt= 0.46(m)

II, Tính lực và mômen thuỷ động:

A)với tàu chạy tiến :

1) Tốc độ lớn nhất của dòng nớc đến bánh lái :

9

17071.91

20394.9

5

211.287

320.116

454.4202

658.78

2

253.545

384.139

545.3042

790.54Vậy : Pnmax = 20394.9 (KG) với p =33.95(o)

Mmax =-790,54 (KGm ) với p =33.95(o)

III : Kết cấu thiết bị:

1) Vật liệu chế tạo bánh lái :

Vật liệu chế tạo bánh lái là thép CT3C co ch =2400(kG/cm2)

2) Khoảng cách cơ cấu :

ac : khoảng cách giữa các xơng gia cờng ngang

L = 62 (m) : Chiều dàI tàu

 ac = 0.524 m

Chọn ac = 500 (mm) = 50(cm)

bc : khoảng cách giữa các xơng gia cờng doc

Chọn bc = 500 (mm)

3) Chiều dày tôn bao :

Tôn bao lái chịu áp lực thuỷ tĩnh của nớc và áp lực thuỷ động khi bẻ lái có chiều dày

đợc tính bằng công thức :

δ0=Ks√ (d+ P n

F p)a[σ2c] +1,5

d : chiều chìm tàu (m) d= 3.75 (m)

Pn : áp lực pháp tuyến khi bẻ lái (kG), Pn = 20394.9(kG) =200074 (N)

* [σ] : ứng suất cho phép của vật liệu(N/mm2) Lấy hệ số an toàn bằng 2

a c=0,2( L

100)+0,4

Chän chiÒu dµy t«n bao b¸nh l¸i 0 = 9 (mm)

4) ChiÒu dµy c¬ cÊu :

ChiÒu dµy t«n mÆt trªn vµ t«n mÆt d íi

ChiÒu dµy x¬ng gia cêng thay thÕ cho trôc l¸i b»ng (1,8~2)0 = 16.2 ~ 18 mm

Chän chiÒu dµy x¬ng gia cêng thay thÕ cho trôc l¸i

* Chiều rông lập là b =(8~10)0 = 80 mm

5) Kiểm tra môđun chống uốn cua vùng trụ láI thay thế :

Bánh lái đợc coi là đủ bền nếu mômen chống uốn của xơng đúng thay thế cho trục lái và mép kèm của nó lớn hơn mômen chống uốn cho phép

6.Khối l ợng & toạ độ trọng tâm bánh lái

Ta tính diện tích prôfin và toạ độ trọng tâm Xc của prôfin Diện tíchprôfin đợc tínhgần đúng bằng cách chia thành các hình thang

Theo chiều dài prôfin ta chia thành 25 hình thang tơng ứng với các toạ độở phần xây dựng prôfin

2

Si = 2.1/2.(Yi + Yi-1).(Xi - Xi-1)

206521065 9

xG =

∑V i x i

8061647,4 101148,6 = 79.7 cm

Khoảng cách từ trọng tâm bánh lái tới trục lái

7,Kết cấu trục lái

Tải trọng tác dụng lên trục lái gồm có

# áp lực thuỷ động Pn của nớc tác dụng vuông góc gây uốn trục

# Mômen thuỷ động M gây xoắn trục

# Lực tác dụng lên đầu sectơ lái

PC = MC/RC với RC là bán kính sectơ lái

# Trọng lợng bánh lái Gm và trọng lợng bản thân của trục lái

a, Tính toán lần gần đúng thứ nhất

Ta giả thiết PC = 0 và ta áp dụng nguyên lý độc lập tác dụng

+ Trục lái dới tác dụng của P n và M

Khi đó dầm là siêu tĩnh bậc nhất

Viết phơng trình góc xoay cho gối 1

D1 

3

√ √M '

1 +M σ

0 1[σ] (kGm)cm)Víi [σ] = 0.4 σ T = 0,4.2400 = 960 (kGm)kG/cm2 )

 D1 

3

√ √6863 72+790.542

0,1 960 = 4,16 (kGm)cm) §êng kÝnh trôc t¹i gèi 2:

víi Mc lµ m«men xo¾n ®Çu ra cña m¸y l¸i

Chän m¸y l¸i ®iÖn thuû lùc cã:

c, Kiểm tra bền trục lái

Ta nên kiểm tra bền trục lái tại 3 tiết diện nguy hiểm

# Tiết diện 1-1 là tiết diện mà gót ki lái liên kết với trục lái

# Tiết diện 2-2 là tiết diện ổ trên trục lái

# Tiết diện 3-3 là là nới lắp vành chặn 2 nửa để đỡ toàn bộ trọng lợng của bánh lái và trục lái

# Tại tiết diện 1-1 có mômen uốn tổng cộng :

7 ứng suất tổng i kG/cm2 872.08 837.53 897.31

8 Độ dự trữ bền n = ch/i > 2,5 2.75 2.87 2.67

8, Mối nối

a, Trục lái và bánh lái

Chọn dạng mối nối là mặt bích hình chữ nhật nằm ngang có kích thớc nh hình vẽ

trong đó

M = 79054 kGcm là mômen xoắn thuỷ động

Mu là mômen uốn tại vị trí đặt bích

Để thiên về an toàn ta lấy Mu bằng mômen uốn tại gối 1

d B = 55mm

1.3.Kiểm tra bền mối nối

Bulông trong mối nối gồm có 4 bulông thô và 2 bulông tinh

Bulông đợc chia thành 2 nhóm

* Nhóm bulông cách xa tâm là bulông ghép không khe hở

* Nhóm bulông gần tâm là bulông ghép có khe hở

a)Bulông d ới tác dụng của M 

Lực siết trên mỗi bulông phải tạo ra đợc ma sát nhằm chống lại mômen xoắn thuỷ

N2 = 6020 kG

ứng suất kéo do N2 gây ra (có kể đến ứng suất do xoắn)

k = 1,3

N2πd

Vậy bulông thoả mãn điều kiện bền dập

b)Bulông d ới tác dụng của P n

Dới tác dụng của Pn thì mặt cắt ngang tại mối ghép bị uốn.Ta phải xác định lực xiết

u =

M u

W u

trong đó

Wu = 4083 cm3 là môđun chống uốn của mặt bích bỏ qua lỗ khoét

Mu = 495000 kGcm là mômen uốn do Pn gây ra tại gối 1

Kết luận : Các bulông trong mối ghép đủ bền

2.Trục lái với vỏ tàu

2.1.ổ đỡ gót ki lái

Đờng kính của chốt không kể lớp bọc

dch = 3 √pmax

[σ] (cm)trong đó

pmax là phản lực lớn nhất trên chốt do uốn

Chiều dài đoạn côn của chốt chọn

Chọn vật liệu lót ổ là đồng thanh có chiều dày là 10 mm

Khe hở giữa hai ống lót = (0,5~1)%dch Chọn = 1 mm

Chiều dày moayơ chốt = 1/2dch = 6 cm

Kiểm tra áp lực riêng của chốt

Ta lµm kÝn níc b»ng 5 vßng tÕt b»ng sîi v¶i tÈm cao su

# M«men ®Çu ra cña m¸y Mc = 16 kNm

# §êng kÝnh ®Çu trôc l¸i d = 150 mm

# Thêi gian quay cña b¸nh l¸i,trôc l¸i t = 28 s

11036 14714.7

9

15450.5

Chän m¸y l¸i dù tr÷ lµ m¸y l¸i xilanh ®iÖn thuû lôc P09 , Mc = 10 kNm

§êng kÝnh ®Çu trôc l¸i 125 mm

9

4743.815

4981.01

Chän m¸y l¸i dù tr÷ lµ m¸y l¸i xilanh ®iÖn thuû lôc P01, Mc = 6,3 kNm

§êng kÝnh ®Çu trôc l¸i 95 mm