CHƯƠNG II. TÍNH CHỌN CÁC PHẦN TỬ CỦA HỆ ĐỘNG LỰC TÀU
3. THIẾT KẾ HỆ TRỤC TÀU THỦY
3.3 Bài toán ví dụ
Thiết kế hệ trục cho tàu có các thông số cơ bản như sau:
- Chiều dài thiết kế : L = 24,3m - Chiều rộng : B = 5,4m
- Chieàu cao : H = 1,8m
- Mớn nước : T = 1,2 m - Khoảng sườn thực : a = 500mm - Đường kính chân vịt : D = 0.9m
Máy chính tàu là Diesel CUMMIN S- 6BT5. 9-M với các thông số như sau:
- Công suất máy chính Nc = 180 ml (134 kw)
- Số vòng quay n = 2500 vòng/phút
- Hộp số MGN 46E có tỉ số truyền : I = 3,53 : 1
- Số xylanh z = 6 xếp hàng thẳng đứng
- Số thì động cơ : 4 thì
- Đường kính xylanh D = 102 mm
- Hành trình piston S = 120 mm
- Tổ soỏ neựn 16,5 ữ1
- Trọng lượng máy khô G = 579 kg - Suất tiêu hao dầu đốt gc = 180 g/ml.h - Suất tiêu hao dầu nhờn gm = 3 g/ml.h
Để tính được kích thước hệ trục trước hết xác định được phụ tải tác dụng lên hệ trục, trong quá trình làm việc hệ trục chịu tác dụng của rất nhiều lực, việc tính toán chính xác các phụ tải nầy rất khó khăn do đó việc tính toán kích thước hệ trục tàu chủ yếu dựa vào các công thức kinh nghiệm để tính. Trong trường hợp chung việc thiết kế hệ trục bao gồm các bước sau:
- Chọn vật liệu hệ trục
- Tính toán kích thước và chọn kết cấu hệ trục - Tính phụ tải gối trục
- Nghiệm độ bền hệ trục - Kiểm tra dao động hệ trục
1. Chọn vật liệu làm trục:
Theo Qui phạm phân cấp và đóng tàu sông qui định như sau:
- Các trục phải được chế tạo từ thép rèn, các trục có đường kính dưới 150mm được phép chế tạo từ thép các đã nhiệt luyện có giới hạn bền không dưới 430Mpa(44kG/mm2)
- Các trục phải được chế tạo từ thép có giới hạn bền từ 430Mpa ÷ 690Mpa (44kG/mm2
÷70kG/mm2)
Đối với bài toán trên ta chọn vật liệu hệ trục là thép không gỉ KSUS 316N với các tính năng cơ bản sau:
- Ứng suất cho phép [6] ≥ 550 N/mm2
[6s] ≥ 275 N/mm2
- Hệ số nở dài ≥ 35%
- Độ cứng HB ≥ 217 Phôi trục là phôi rèn được mua trên thị trường
Chú ý: Đối với hệ trục có kích thước tương đối ngắn người ta thường sử dụng bằng thép không gỉ vì có các ưu điểm sau:
- Vì là hệ trục ngắn nên giá thành của thép không gỉ so với các loại thép khác không khác bieọt laộm.
- Nếu vật liệu hệ trục là thép không gỉ thì không cần áo trục, do vậy kích thước bạc trục sẽ nhỏ đi, giá thành hệ trục sẽ giảm đi rất nhiều. Ngược lại, nếu chọn vật liệu hệ trục là các loại thép khác thì cần phải có áo trục , kích thước bạc trục sẽ lớn lên nên giá thành hệ trục seừ taờng cao.
- Kết cấu và việc lắp ráp hệ trục sẽ đơn giản hơn.
2. Tính toán kích thước hệ trục:
a. Đường kính trục trung gian:
Đường kính trục trung gian được tính theo công thức sau:
3 (1 )
87 k
n
d tg = N + (mm)
Trong đó:
N: công suất định mức truyền qua trục trung gian ,N = 180 CV n: tốc độ quay định mức của trục trung gian , n = 708 vòng/phút k: hệ số phụ thuộc loại động cơ ,k = q (a – 1 )
q: hệ số phụ thuộc số kì động cơ
Vì động cơ CUMMIN S-6BT5.9-M là động cơ 4 kì nên q = 0,4
a: hệ số tỷ lệ giữa momen tổng chỉ thị lớn nhất của toàn động cơ với momen xoắn chỉ thị trung bình , a = 2,15
Hệ số a lấy theo bảng sau :
Trũ soỏ cuỷa heọ soỏ a
Động cơ tác dụng đơn Động cơ tác dụng đơn Số lượng xy
lanh 4 kì 2 kì
Số lượng xy
lanh 4 kì 2 kì
1 2 3 4 5 6
14 6,4 4,5 2,8 2,4 2,15
8 3,8 2,6 2,2 1,8 1,5
7 8 9 10 11 12
2,1 2 1,85
1,6 1,5 1,4
1,3 1,2 1,15 1,15 1,1 1,05
Thế số ta có:
dtg [1 0,4(2,15 1) ] 62 ,52 mm 708
87 3 180 + + =
=
Chú ý: Hệ trục tàu có thể không có trục trung gian (đối với các tàu có hệ trục ngắn), tuy nhiên trong quá trình thiết kế ta phải tính đường kính trục trung gian mặc dù sau nầy hệ trục có thể không sử dụng trục trung gian, các kích thước khác của hệ trục được xác định trên cơ sở đường kớnh truùc trung gian naày.
b. Đường kính trục đẩy:
dtủ = 1.1 ì dtg = 1.1 ì 62.52 = 68.77mm c. Đường kính trục chân vịt:
Đường kính trục chân vịt được tính theo công thức sau:
dcv = 1,1 dtg + K ì Dcv
Trong đó:
dtg : đường kính trục trung gian , dtg = 62,52 mm K : hệ số bọc trục.
Vì hệ trục tàu làm bằng thép không gỉ nên K = 7 Dcv : đường kính chân vịt , D cv = 0,9 m
Thế số ta có:
dcv = 1,1 ì 62,52 + 7,09 = 75,08mm d. Áo trục chống ăn mòn:
Đối với trục được làm bằng thép không gỉ không cần có áo trục chống ăn mòn e. Gối đỡ trục và các cơ cấu khác:
- Bạc trục: Trên cơ sở kích thước trục chân vịt ta tiến hành chọn bạc, kích thước của bạc theo tiêu chuẩn do đó phải điều chỉnh lại kích thước trục chân vịt cho phù hợp.
- Ngoài ra còn phải tính toán thiết kế các chi tiết khác của hệ trục như : then, bích nối, bulong . . . (Xem tài liệu “Thiết kế và trang trí động lực” tác giả Đặng Hộ)
- Chọn kết cấu hệ trục: Căn cứ vào bố trí chung toàn tàu mà ta sẽ xác định phương án bố trí hệ trục cho hợp lý, việc bố trí hệ trục phải tuân theo các qui định sau:
- Góc nghiêng tối đa so với đường cơ bản là 50, góc lệch cho phép so với mặt phẳng cắt dọc giữa tàu là 30.
- Khoảng cách giữa hai ổ đỡ liên tiếp nhau của hệ trục không được lớn hơn 22 lần đường kính trục trung gian.
Đối với tàu trong ví dụ trên ta chọn như sau:
Căn cứ vào bố trí chung toàn tàu, ta thấy rằng tàu có buồng máy gần phía lái, khoảng cách trục không dài nên ta quyết định chọn hệ trục của tàu sẽ gồm hai gối đỡ:
- 1 ở giá chữ nhân nằm ở sườn 3 – 4
- 1 ở gần vách kín nước nằm ở sườn 7 – 8 bởi vì ở đây vỏ tàu tương đối cứng nhắc và ít bị biến dạng.
Chiều dài đường trục được xác định từ tâm bích hợp giảm tốc đến tâm chân vịt. Do đó căn cứ vào bố trí chung toàn tàu chiều dài hệ trục của tàu:
L = 3100mm.
Khoảng cách giữa 2 gối trục : l = 2050 mm
Theo tài liệu “Thiết kế và trang trí động lực” tác giả Đặng Hộ, khoảng cách lớn nhất cho phép giữa hai gối đỡ trục kế tiếp nhau tính cho trục có đường kính nhỏ hơn 100mm là
mm ,
D
Lmax =913 n2 =913 75082 =3524
Vậy khoảng cách giữa hai gối đỡ trục chọn ở trên thoả mãn lý thuyết.
3. Tính phụ tải gối trục:
a. Chọn vật liệu làm gối trục.
Gối trục chân vịt thường được chế tạo bằng gỗ gaiắc, chất dẻo, caosu, hợp kim babit. Mỗi loại vật liệu đều có những ưu khuyết điểm riêng, tùy thuộc vào đặc tính làm việc của từng tàu mà người thiết kế chọn loại vật liệu cho phù hợp. Đối với ví dụ trên chọn vật liệu làm gối trục là cao su
b. Tính phụ tải gối trục
Để đơn giản trong việc tính toán ta qui ước như sau : - Vật liệu được coi như đồng nhất
- Bỏ qua trọng lượng các bích
- Toàn bộ trục được xem là 1 dầm siêu tĩnh và chỗ bích nối trục và bích động cơ được xem là 1 ngàm cố định
Vì vậy sơ đồ bố trí hệ trục như sau :
Các thông số đầu vào như sau : - Vật liệu :thép không gỉ KSUS304 - Khối lượng riêng : q = 7850 kg/m3 - Mođun đàn hồi : E = 220 000 MPa Sau khi tính toán ta được kết quả như sau :
Biểu đồ biến dạng :
Biểu đồ lực cắt :
Biểu đồ moment uốn :
Biểu đồ góc xoay theo radian :
Biểu đồ góc xoay theo độ :
Phản lực tại các gối trục :
Tại gối thứ nhất : R1 = 132,79 kG Tại gối thứ hai : R2 = 43,73 kG
c. Tính toán diện tích chịu áp lực của gối
Vì vật liệu chế tạo gối trục là cao su nên hệ số chịu áp lực η0= 0,6 Đường kính trục : D=7,62 cm
Chiều dài đoạn trục treo : l1 = 50 cm Chiều dài giữa 2 gối trục : l2 = 205 cm
Áp suất cho phép của gối trục cao su : [P] ≤ 2 –2,5 kG/cm2 Diện tích chịu lực các gối :
- Gối thứ nhất : S1 = 0,9Dl1η0 =0,9.7,62.50.0,6 = 205,74 cm2 - Gối thứ hai : S2 = 0,9Dl2η0 =0,9.7,62.205.0,6 = 843,534 cm2 Áp suất trên các gối :
-Gối thứ nhất :P1 = R1/S1 = 132,79/205,74 = 0,65 KG/cm2 ≤ [P]
-Gối thứ hai : P2 = R1/S2 = 43,73/843,534 = 0,052 kG/cm2 ≤ [P]
Vậy cả 4 gối của hệ trục tàu đủ bền
4. Nghieọm beàn heọ truùc Lực đẩy chân vịt:
( )kG v
Pm ìNcìηp
=75 Trong đó:
Ne : công suất có ích của động cơ ,Ne = 180 cv ηp : hieọu suaỏt chaõn vũt ,ηp = 50%
v : tốc độ của tàu ,v = 10 m/s
( )kG
Pm , 675
10 5 0 180
75ì ì =
=
⇒
Theo mục 3 trong ví dụ, momen uốn lớn nhất trên trục chân vịt:
Mmax = 26 200 kG.mm
⇒ Ứng suất do momen uốn gây nên:
mm / kG , ,
d , , M
cv
u u 413
2 76 179000 2
10 2
10 ì 3 = ì 3 =
= σ
Momen xoaộn treõn truùc chaõn vũt:
mm . kG cm
. kG n ,
MKP Ne 182055 182085
708 180 71620 71620
=
ì =
ì =
= Heọ soỏ choỏng caột cuỷa truùc
3 3
3
16 8683 2 76 14 3
16d , , mm
W cv ì =
ì =
=π
Ứng suất cắt do momen xoắn gây nên
1 2
86831 2
182085 , kG/mm W
TKp = MKp = =
Ứng suất nén do lực đẩy:
2 2
2 015
2 76 14 3
675 4
4
mm / kG , ,
d , P F
P
cv m
c m =
ì
= ì
ì
= π
= σ
Ta có:
σm = 2,5 kG/mm2: ứng suất phụ sinh ra do lắp ghép không chính xác và do vỏ tàu biến dạng ( theo Nikôlaiep )
Điều kiện bền của trục được kiểm tra theo lý thuyết bền thế năng biến đổi hình dạng:
] KP [
m ) u
( σ c + σ + σ + τ < σ
∑ =
σ 2 3 2
Tổng ứng suất trên trục:
7,69kG/mm 2 3.2,12
4,13)2 2,5
0,15+ + + =
∑ = σ Ứng suất cho phép:
[σ] = σs / np = 27,5 / 3,5 = 7,86 kG/mm2 Với:
σs : ứng suất chảy của thép KSUS316N , σs = 27,5 kG/mm2 np : hệ số an toàn ( theo Nikôlaiep ) , np = 3,5
⇒ σΣ < [σ]
Vậy trục đủ bền khi làm việc.
5. Kiểm tra dao động hệ trục.
Trục chân vịt tàu lắp máy CUMMIN 6BT.9-M ( không có trục trung gian ) với đường kính trục 76,2 mm được bố trí với các gối đỡ và chân vịt như hình vẽ:
la = 32 cm QB = 68 kg L1 = 59 cm Dcv = 90 cm L2 = 201 cm Da = 7,62 cm L3 = 50 cm q = 0,3578 kg/cm.
Tỷ số chiều dài hai đoạn trục kề nhau:
/ −1
= n n
n l l
β
⇒ β 2 = l2 / l1 = 201 / 59 = 3,407
⇒ β = l / l = 50 / 201 = 0,249
Tính sơ bộ vòng quay tới hạn:
η . . 1 .
. 2 ,
49 2
max q
I E
n k = l ( laàn/s)
Trong đó:
⇒ à1 = 0,086 à2 = 0,999
à
à
à
Căn cứ vào hệ số dựa vào đồ thị I ta xác định được các hệ số X ( trừ nhịp cuối không tính vì là nhòp treo )
à1 = 0,086 ⇒ X11 + X12 = 2,95 à2 = 0,999 ⇒ X12 + X22 = 2,95 Tính trị số X1n , X2n của tất cả các nhịp.
Vì nhịp đầu tiên của hệ trục nối cứng với bích động cơ nên X11 = 0
⇒ X21 = ( X11 + X21 ) – X11 = 2,95 – 0 = 2,95 Nhịp thứ hai:
0,307
95 , 2
95 , 2 .1 407 , 3 1
1 .1
1
1
21 21 2
12 − − =
− =
−
=
X X X
β
X22 = (X12 – X22) – X12 = 2,05 – 0,307 = 1,743
0 , 9
743 , 1
743 , 1 . 1 249 , 0 1
1 . 1
1
1
22 22 3
13 =
− −
− =
−
=
X X X
β
Với X13 = 0,9 căn cứ vào đồ thị II ta xác định được:
àm = à3 = 0,5
Vậy hệ số B của tần số dao động là:
B = 54,8
Nghiệm lại vòng quay tới hạn:
nK = B * = 54,8 * 0,5 = 27,4 laàn/s Kieồm tra sai soỏ:
⎢ nK - nK’ ⎢* 60 ⎢38,8 – 27,4 ⎢* 60 = 684 vòng/ph > 10 vòng/ph
⇒ Không thỏa
Tính lại lần 2
Vì nK tính được nhỏ hơn nK ban đầu do đó trong lần tính này chọn nK = 33 lần/s.
Cũng tính cách trên ta có:
Trị số các nhịp:
à1 = 0,0732 à2 = 0,85 Hệ số hoạt động X:
X11 + X12 = 2,94 X12 + X22 = 2,3
X21 = ( X11 + X12 ) – X11 = 2,94 – 0 = 2,94 X12 = 0,308
X22 = 2 X13 = 0,89
Dựa vào đồ thị II ứng với X13 = 0,89 ta được à 3 = 0,62 Nghiệm lại vòng quay tới hạn:
n'K = B * = 54,8 * 0,62 = 33,976 laàn/s Kieồm tra sai soỏ:
⎢nK – nK’⎢* 60 = ⎢33 – 33,976 ⎢* 60 = 58,56 vòng/ph > 10 vòng/ph
⇒ Không thỏa.
Tính lại lần 3
Vì nK tính được gần đúng với nK ban đầu, do đó ta chọn nK = 34 lần/s Cũng cách tính trên ta có:
Trị số các nhịp:
à1 = 0,075 à2 = 0,875 Hệ số hoạt động X X11 + X12 = 2,93 X12 + X22 = 2,25 X21 = 2,93 X12 = 0,3082 X22 = 1,942 X13 = 0,892
Dựa vào đồ thị II ứng với X13 = 0,892 ta được à 3 = 0,622
Nghiệm lại vòng quay tới hạn:
n’K = B* = 54,8 * 0,622 = 34,097 laàn/s Sai số của tần số dao động:
⎢nK = nK’ ⎢* 60 = ⎢34 – 34,097 ⎢* 60 = 5,82 vòng/ph < 10 vòng/ph
⇒ Sai số của tần số dao động phù hợp với yêu cầu Với các số liệu vừa tính toán được ta có bảng sau
Thứ tự nhịp 1 2 3
Chiều dài nhịp (cm) 59 201 50
Heọ soỏ 3,407 0,249
0,086 0,999 0,5
X1n + X2n 2,95 2,05
nK = 38,8 X1
n
X2n 0 2,95 0,307 1,743 0,9
nK = 27,6
0,0732 0,85 0,62
X1n + X2n 2,94 2,3
nK = 33
X1n X2n 0 2,94 0,308 2 0,89
nK = 33,976 0,0754 0,875 0,622
X1n + X2n 2,93 2,25
nK = 34
X1n X2n 0 2,93 0,3082 1,942 0,892
nK = 34,097
Vậy vòng quay tới hạn của hệ trục là:
nK = 34,097 * 60 = 2025,2 vòng/phút
Khi tính toán số vòng quay tới hạn như trên ta đã bỏ qua các yếu tố ảnh hưởng đến vòng quay tới hạn như gối trục, lực đẩy chân vịt, đệm làm kín vách ngăn… Để bổ sung cho các yếu tố này ta đưa vào hệ số dư lượng K.
00 100 00 186 00
708 708 2
,
100 = 2025 − =
= − x x
n n K n
p p k
Với nK = 2025,2: vòng/phút: vòng quay tới hạn
np = 708 : vòng quay công tác lớn nhất của trục
Khi tính toán đã bỏ qua nhiều yếu tố mà K vẫn đạt giá trị 186%. Như vậy trục làm việc an toàn.