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 бв=500¸640 МПа и пределом текучести бт=260-290 МПа. Диаметр промежуточного вала в мм определяется: dпр.=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”; nв= 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% dуп=1,05dпр, а диаметр собственно упорного вала равен диаметру промежуточного вала. Диаметр гребного вала должен быть не менее определяемого по формуле в мм: dгр=1,1·dпр.+ к·Dв 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, dпр – подставляется в формулу в мм, а диаметр винта Dв 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 бв– 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 lo должно быть не более 2,5 м при диаметре валов 60 мм, 3 м – при 80 мм, 4м – при 100 мм и lo=l,25(dв)1/2 при других диаметрах валов, где dв- диаметр вала в см. Определение длин пролетов между подшипниками в соответствии с Правилами классификации и постройки судов Российского Морского Регистра судоходства: где Из приложения 175 выбирается соединительная фланцевая или продольно свертная муфта по допустимому крутящему моменту Мкр 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.
где Ре 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 бп с помощью следующей формулы: бп=(бо2+3·τк2)0,5 < бт/Ка, где бо=бсж+би+30 – наибольшие нормальные напряжения сжатия, МПа; бсж=0,004·N/(π·dв2)– напряжения сжатия от упора движителя, МПа; би=0,032·Миз/(π·dв3)– наибольшие напряжения при изгибе, МПа; τк=0,0008·Рв/(nв·dв3) – напряжения кручения, МПа; nв – номинальная частота вращения вала, с-1; Ка – запас прочности, принимаемый равным для промежуточного вала 2,8, а для гребного – 3,15;
N=0,85·Рен·ηп·ηв·ηпр/V – упор движителя, кН; Pен – номинальная мощность главного двигателя, кВт; Рв= Рен·ηп·ηв– номинальная мощность, передаваемая валом, кВт; nв – номинальная частота вращения вала, с-1; dв – диаметр рассчитываемого вала, м; V – скорость судна, м/с; – максимальный изгибающий момент на промежуточном валу в кН·м при наличии на пролете длиной lo сосредоточенной нагрузки Gо, расположенной на расстоянии “а” от опоры, роль которой играет соединительная муфта, выбранная из приложения 1517, q=π·dпр2·77/4 – интенсивность нагрузки вала собственной массой, а – выбирается в пределах (0,1¸0,4)lо; Миз=l2·(0,42·Dв3+30·l2·dг2) – максимальный изгибающий момент на гребном валу в кН·м при расположении винта диаметром Dв на консоли длиной l2 в м, определяемой по рисунку судна в масштабе из [8].
Тормоз валопровода
Тормоз следует выбирать по величине крутящего момента Мг 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, Dв – диаметр винта в метрах, V – скорость судна в м/с, ψ – коэффициент попутного потока корпуса судна, z – фактическое число лопастей винта, zгр – 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 Мг. 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+0,014Dв3/(l2·dг2))·dг/(l12 ·nг)>1,2, где l1 и l2 – длина дейдвудного пролета и консоли гребного вала, м; nг – номинальная частота вращения гребного вала мин-1. Проверке на продольную устойчивость подлежат валы, у которых lmax>20·dг, где lmax – максимальная длина пролета вала, м. Для таких валов необходимый запас по продольной устойчивости обеспечивается, если 104500000·dг4/lmax2>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: nк=12,08· dв – диаметр вала в см, lo – 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
где Е – модуль упругости стали Ст3, принимаемый равным 2·106 кг/см2, n – частота вращения вала в об/мин. ку= 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 ку, значеие которого не должно быть меньше 2,5. На этом проверка на продольную устойчивость вала заканчивается.
Воспользуйтесь поиском по сайту: ![]() ©2015 - 2025 megalektsii.ru Все авторские права принадлежат авторам лекционных материалов. Обратная связь с нами...
|