Проектирование судового валопровода

Проектирование судового валопровода, включает:

- разработку принципиальной схемы валопровода;

- выбор материала валов и определение их диаметров;

- расчет промежуточного а гребного валов на прочность;

- оценку запаса по критической частоте вращения и продольной устойчивости гребного вала.

 

Разработка принципиальной схемы валопровода

 

Схема валопровода разрабатывается для выбранного в разделе 2.4 типа главной передачи. На схеме указываются основные элементы валопровода: валы, опоры в кронштейне и дейдвудной трубе, подшипники опорные и упорные, фланцевые и муфтовые соединения, тормоз и устройство отбора мощности.

Выбор материала валов и определение их диаметров по Правилам Регистра валы судовых валопроводов должны изготовляться из стальных поковок со временным сопротивлением 430-690 МПа. В качестве материала для валов можно использовать сталь Ст5 с временным сопротивлением б_в=500¸640 МПа и пределом текучести б_т=260-290 МПа.

Диаметр промежуточного вала в мм определяется:

d_пр.=L^.

где L– коэффициент, принимаемый равным: 96 - для валов судов класса “М” и “О”; 92 – для валов судов класса “Р” и “Л”; 102 – для валов судов класса “М-СП”;

n_в= n·i – частота вращения промежуточного вала, об/мин;

n – частота вращения главного двигателя, об/мин;

i – передаточное отношение редуктора;

k – коэффициент, учитывающий неравномерность крутящего момента; k=0 – для установок с турбинами, электродвигателями и гидронасосами в качестве главного двигателя

k=q(a-1) – коэффициент для установок с двигателями внутреннего сгорания;

q=0,4 – для установок с четырехтактными дизелями;

q=0,5 – для установок с двухтактными дизелями;

a – отношение максимального индикаторного крутящего момента к среднему индикаторному крутящему моменту, а=2,8 – для двигателей с 4 цилиндрами, a=2,15 – для двигателей с 6 цилиндрами, a=1,4 – для двигателей с 12 цилиндрами.

Диаметр упорного вала в районе упорного гребня должен превышать диаметр промежуточного вала не менее, чем на 5%

d_уп=1,05d_пр,

а диаметр собственно упорного вала равен диаметру промежуточного вала.

Диаметр гребного вала должен быть не менее определяемого по формуле в мм:

d_гр=1,1·d_пр.+ к·D_в

где к – коэффициент для гребных валов, числовое значение которого зависит от того, какой жидкостью производится смазка дейдвудных подшипников, к=7 для гребных валов со сплошной облицовкой, к=10 для гребных валов без сплошной облицовки, d_пр – подставляется в формулу в мм, а диаметр винта D_в в метрах.

Для дейдвудных подшипников применяют [11[C4]?] подшипники скольжения с неметаллическими и металлическими антифрикционными материалами. Среди неметаллических подшипников наибольшее распространение получили неразъемные подшипники с набором из бокаутовых, текстолитовых и резинометаллических планок. Втулки таких подшипников обычно изготавливают из бронзы или латуни. Перспективными материалами также являются капролон и древеснослоистые пластики. Объем применения неметаллических подшипников сокращается, так как допустимые удельные давления для них ограничены значением 0,3 МПа, а наибольший коэффициент трения не превышает величины 0,08. Вместе с тем они пользуются пока спросом потому, что смазываются и охлаждаются забортной водой. Давление прокачиваемой насосом воды на 0,07¸0,09 МПа выше давления, соответствующего уровню осадки судна.

Использование забортной воды для работы подшипников делает ненужными кормовые уплотнения дейдвудного устройства. Что касается носового уплотнения, то его выполняют в виде обычного сальника с мягкой набивкой на основе пеньковой пряжи, пропитанной маслом. Преимущество неметаллических подшипников, связанное с возможностью работать в забортной воде, вынуждает гидроизолировать гребной вал, поскольку в контакте с морской водой его предел выносливости резко снижается. Технически данная задача решается путем облицовки, которую напрессовывают на вал. Материалом для облицовки служит бронза Бр010Ц2 или нержавеющая сталь 06Х18Н9Т. Иногда с этой целью на поверхность вала наносят хромокадмиевое покрытие толщиной приблизительно 1 мм.

Металлические дейдвудные подшипники выдерживают удельные нагрузки до 1 МПа. Эти подшипники имеют антифрикционную заливку баббитом Б83 (толщина заливки 3¸5 мм) и работают в масле. Для обеспечения надежной смазки предусматривают масляную циркуляционную систему, которая создает в дейдвудной трубе давление масла на 0,03¸0,04 МПа больше давления забортной воды на кормовое уплотнение. Рекомендуется поддерживать давление масла постоянным. Это удается, если масло поступает в подшипник самотеком из цистерны, расположенной на 3¸4 м выше плоскости конструктивной ватерлинии, а насос только откачивает масло из дейдвудного подшипника.

Подшипники с баббитовой заливкой обладают хорошей прирабатываемостью, высокой износостойкостью и повышенной эксплуатационной надежностью, прежде всего благодаря их способности обеспечивать жидкостную смазку, при которой поверхности трения отделяются друг от друга слоем масла и металлический контакт между ними отсутствует. В этих условиях коэффициент трения уменьшается до 0,005¸0,0005, а износ дейдвудных подшипников не превышает 0,003 мм за 1000 ходовых часов. Более того, жидкостная смазка способствует росту несущей способности подшипника. Отмеченное выше становится преимуществом только в том случае, если внутренняя полость дейдвудной трубы надежно защищена от попадания в нее забортной воды.

Величина диаметра валов уточняется с учетом качества материала по формуле в мм:

d₂=d₁·

где б_в– временное сопротивление материала вала в МПа, выбираемое студентом самостоятельно, d₁ – диаметр промежуточного или гребного вала, определенный по вышеуказанным формулам.

Диаметры гребного и упорного валов для судна с ледовым усилением должны быть увеличены на 5%

d₃=1,05·d₂

В соответствии с полученными расчетными значениями принимаются числовые значения диаметров валов. Найденные диаметры валов округляют в сторону числовых значений, представленных в приложении 1517, для удобного выбора в дальнейшем соединительной муфты. Расстояние между опорными подшипниками l_o должно быть не более 2,5 м при диаметре валов 60 мм, 3 м – при 80 мм, 4м – при 100 мм и

l_o=l,25(d_в)^1/2

при других диаметрах валов, где d_в- диаметр вала в см.

Определение длин пролетов между подшипниками в соответствии с Правилами классификации и постройки судов Российского Морского Регистра судоходства:

где , n – частота вращения в об/мин, d – диаметр вала в метрах.

Из приложения 175 выбирается соединительная фланцевая или продольно свертная муфта по допустимому крутящему моменту М_кр в Н·м и максимальной частоте вращения, устанавливаемая для соединения с промежуточным валом. Кроме крутящего момента и максимальной частоты вращения муфты необходимо для дальнейших прочностных расчетов выписать массу муфты.

[U5]

где Р_е подставляется в Вт, а n – в об/мин.

В связи с необходимостью компенсации усилий, передающихся через линию валопровода на редуктор или двигатель от винта, возникает необходимость в установке упорного подшипника, воспринимающего упор гребного винта и передающего его на корпус судна. Тип и модификация упорного подшипника выбирается по диаметру вала, упору винта, частоте вращения вала.

 

Расчет валов на прочность

 

Расчет валов на прочность выполняется по приведенным напряжениям б_п с помощью следующей формулы:

б_п=(б_о²+3·τ_к²)^0,5 < б_т/К_а,

где б_о=б_сж+б_и+30 – наибольшие нормальные напряжения сжатия, МПа;

б_сж=0,004·N/(π·d_в²)– напряжения сжатия от упора движителя, МПа;

б_и=0,032·М_из/(π·d_в³)– наибольшие напряжения при изгибе, МПа;

τ_к=0,0008·Р_в/(n_в·d_в³) – напряжения кручения, МПа;

n_в – номинальная частота вращения вала, с^-1;

К_а – запас прочности, принимаемый равным для промежуточного вала 2,8, а для гребного – 3,15;

N=0,85·Р_ен·η_п·η_в·η_пр/V – упор движителя, кН;

P_ен – номинальная мощность главного двигателя, кВт;

Р_в= Р_ен·η_п·η_в– номинальная мощность, передаваемая валом, кВт;

n_в – номинальная частота вращения вала, с^-1;

d_в – диаметр рассчитываемого вала, м;

V – скорость судна, м/с;

– максимальный изгибающий момент на промежуточном валу в кН·м при наличии на пролете длиной l_o сосредоточенной нагрузки G_о, расположенной на расстоянии “а” от опоры, роль которой играет соединительная муфта, выбранная из приложения 1517,

q=π·d_пр²·77/4 – интенсивность нагрузки вала собственной массой,

а – выбирается в пределах (0,1¸0,4)l_о;

М_из=l₂·(0,42·D_в³+30·l₂·d_г²) – максимальный изгибающий момент на гребном валу в кН·м при расположении винта диаметром D_в на консоли длиной l₂ в м, определяемой по рисунку судна в масштабе из [8].

 

Тормоз валопровода

 

Тормоз следует выбирать по величине крутящего момента М_г в кН·м, создаваемого застопоренным гребным винтом.

,

где k – постоянная, выбираемая по графикам из приожения 11, в зависимости от шагового и дискового отношений гребного винта, D_в – диаметр винта в метрах, V – скорость судна в м/с, ψ – коэффициент попутного потока корпуса судна, z – фактическое число лопастей винта, z_гр – число лопастей гребных винтов, по которым построены графики приложения 11.

Шаговое отношение гребного винта это отношение шага винта к его диаметру, а дисковое отношение гребного винта это отношение площади поверхности всех лопастей к площади круга, описываемого лопастью при вращении винта(числовые значения берутся из [8]).

Тормозной момент выбранного тормоза не должен быть меньше расчётной величины крутящего момента М_г. Тип тормоза выбирается по приложению 10.

 

Оценка запаса по критической частоте вращения и продольной устойчивости гребного вала

 

Необходимый запас по критической частоте вращения гребного вала обеспечивается, если

123000·[1-3,3·(l₂/l₁)³]·(1+0,014D_в³/(l₂·d_г²))·d_г/(l₁² ·n_г)>1,2,

где l₁ и l₂ – длина дейдвудного пролета и консоли гребного вала, м;

n_г – номинальная частота вращения гребного вала мин^-1.

Проверке на продольную устойчивость подлежат валы, у которых

l_max>20·d_г,

где l_max – максимальная длина пролета вала, м.

Для таких валов необходимый запас по продольной устойчивости обеспечивается, если 104500000·d_г⁴/l_max²>2,75·N.

При несоблюдении этих условий изменяются расстояния между опорами вала.

При проведении расчета на продольную устойчивость гребные и промежуточные валы должны проходить проверку на прочность. Для этого определяют критическое число оборотов вала по формуле:

n_к=12,08· , об/мин

d_в – диаметр вала в см, l_o – длина пролета между подшипниками в см. Затем определяется экваториальный момент инерции сечения вала в см⁴:

J= ,

и площадь его поперечного сечения. Если разделить экваториальный момент инерции на площадь поперечного сечения, то можно получить квадрат радиуса инерции вала. Таким образом радиус инерции в см:

i=

где F – площадь поперечного сечения в см². Гибкость вала определяется по формуле:

Предельное значение гибкости вала для качественной стали составляет

. Если значение гибкости вала меньше предельного знчения, то такие валы дальнейшую проверку на продольную устойчивость могут не проходить. Они называются ”жесткими”. Для валов, числовое значение гибкости которых превысило предельное значение, называют “гибкими”. Для расчета этих валов применима формула Л.Эйлера для расчета критической силы в кН. Критической силой называется минимально возможная сжимающая вал сила, выводящая его из прямолинейного состояния в криволинейное.

,

где Е – модуль упругости стали Ст3, принимаемый равным 2·10⁶ кг/см²,

n – частота вращения вала в об/мин.

к_у=

Разделив значение критической силы на максимальное значение упора винта, имеющего место на швартовных режимах судна и превышающего числовое значение упора, полученное нами при расчете валов на прочность на 25-30%, получим запас устойчивости к_у, значеие которого не должно быть меньше 2,5. На этом проверка на продольную устойчивость вала заканчивается.

 

⇐ Предыдущая12345678Следующая ⇒

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: