Контрольная работа по дисциплине судовые энергетические установки вариант 05

Задания для выполнения контрольной работы
Длина судна L, м Ширина судна B, м Осадка судна T, м Высота борта, H, м Скорость судна V, уз Грузоподъёмность лебёдки, M, т
140 20,6 7,65 12,3 12 0,5/1,0

ЗАДАЧА 1.
ВЫБОР ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ РУЛЯ И РАСЧЕТ МОМЕНТА НА БАЛЛЕРЕ.
Для выбора площади пера руля F ( ) в первом приближении используют данные по судну прототипу, обладающему хорошей поворотливостью и устойчивостью на курсе, а если близкого прототипа нет, то статистические материалы. Обычно их представляют в виде таблиц, в которых определяется относительная площадь пера руля
θ=F/(L∙T)∙100%
где L – длина судна, м;
T – осадка судна, м.
F=(L∙T∙θ)/100
Из таблицы 1 для одновальных морских сухогрузов и танкеров определяем значение θ.

Таблица 1. Статистические данные рулевых устройств
Тип судна Тип рулевого устройства Относительная площадь рулей (суммарная) θ, %
Одновальные морские сухогрузы и танкеры II и III 1,3–1,9

θ=1,7 ⟹F=1820,7/100=18,2 м^2
Полученная из таблицы 1 площадь пера руля проверяется также по значению циркуляции (в м), определяемой по формуле:
D=(L^2∙T)/(10∙F)
D=149940/182=823,85 м
Величина циркуляции должна лежать в пределах D = (4-10)∙L {D= 560 — 1400}в зависимости от назначения судна. Для грузовых судов D={810 – 972}.
Высота руля h определяется главным образом условиями расположения в кормовом подзоре и уточняется при разработке теоретического чертежа винторулевого комплекса. Высота руля h выбирается равной осадке судна, при этом перо руля должно быть расположено выше килевой линии судна не менее чем на 50 мм. Наиболее эффективными считаются рули с относительным размахом λ =2-2,5.
λ=h/b=h^2/F=F/b^2
где h-высота руля, м; b-ширина руля, м.
При решении задачи рекомендуется выбирать какое-либо значение λ из числового ряда 1,0, 1,5, 2,0, 2,5. Возьмем λ=2,0.
По выбранному значению λ и F определяется высота руля h (в м) и ширина руля b (в м):
h=√(λ∙F) b=h/λ
h=√36,4=6,03 м b=6,03/2,0=3,02 м
При проектировании балансирных рулей особое значение имеет коэффициент компенсации
K=F_δ/F
где Fδ-площадь балансирной части руля, м2.
Для простых балансирных рулей (тип ΙΙ )
K=Z/b
где Z-ширина балансирной части руля, м.
Обычно коэффициент компенсации равен (0,20-0,35) и его значение уточняется после определения коэффициента центра давления профиля CД.
Возьмем К=0,25.
Исходные данные для определения момента на баллере.

Рис.1. Силы, действующие на перо руля при набегании потока

При отклонении руля на угол α возникает сила нормального гидродинамического давления на руль (рис.1), создающая гидродинамический момент сопротивления относительно оси баллера (в Н•м), равный
M_a=N∙(S-Z)
где N–сила нормального гидродинамического давления на руль, Н;
S – отстояние центра гидродинамического давления потока на руль от передней кромки пера руля, м;
Z – отстояние оси баллера от передней кромки руля, м.
Сила нормального гидродинамического давления на руль
N=y∙cos⁡〖α+x∙sin⁡α 〗
где у — подъемная сила руля, Н; x — сила лобового сопротивления, Н.
Эти силы могут быть записаны с помощью, так называемых безразмерных коэффициентов C_x,C_y,C_N.
x=C_x∙(ρ∙V^2)/2∙F
y=C_y∙(ρ∙V^2)/2∙F
N=C_N∙(ρ∙V^2)/2∙F=(C_y∙cos⁡α+C_x∙sin⁡α)∙(ρ∙V^2)/2∙F
где ρ- плотность морской воды, равная 1030 кг/м3;
V-скорость потока, набегающего на руль, м/с.
Отстояние центра давления от передней кромки пера руля (в м):
S=C_Д∙b
где CД — коэффициент центра давления.
В табл. 2 даны безразмерные коэффициенты C_x,C_y,C_Д по данным испытаниям моделей изолированных рулей (без учета влияния корпуса и винта).

Таблица 2. Безразмерные коэффициенты профиля
λ α° 0 5 10 15 20 25 30 35
2,0 Сх
Су
СД 0,03

0,040
0,250
0,230 0,060
0,530
0,245 0,090
0,835
0,265 0,170
1,060
0,285 0,270
1,100
0,365 0,385
1,000
0,385

Для выбранного профиля с его λ из табл. 2 определяется коэффициенты C_x,C_y,C_Д, при оптимальном α. Поскольку при значениях α до α=α_крит величина С_x∙sin⁡α мала, зависимость C_П=f(α) и, следовательно, M_α=f(α) имеет такой же характер, как и〖 C〗_y=f(α). Поэтому значение оптимального угла α определяется максимумом Cy.
Поэтому берем α=25°, так как Cy при этом максимальный. СД = 0,365.
S=0,365∙3,02=1,1 м
Z=K∙b=0,25∙3,02=0,76 м
После определения безразмерного коэффициента СД необходимо сравнить его с ранее выбранным произвольно коэффициентом компенсации К. Для обеспечения устойчивого потока на профиле пера руля при переднем ходе судна необходимо расположение центра давления за осью вращения пера, определяемом коэффициентом компенсации. Следовательно, численное значение коэффициента центра давления должно быть больше численного значения коэффициента компенсации. У нас СД = 0,365 > К=0,25.

Безразмерный коэффициент
С_N=C_y∙cos⁡α+C_x∙sin⁡α.
С_N=1,1∙cos⁡25+0,27∙sin⁡〖25=0,997+0,114=1,11〗
Коэффициент, учитывающий влияние корпуса,
K_K=1-ψ
где ψ – коэффициент попутного потока, для сухогрузов ψ=0,22-0,26.
ψ=0,24⟹K_K=0,76
Коэффициент, учитывающий влияние винта,
K_B=1+F_B/F∙δ_P
где FB — часть площади руля, омываемая потоком винта, м2, в расчетах ориентировочно можно полагать F_B=0,3∙F;
δ_P≈0,8-1,5 − коэффициент нагрузки винта по упору.
〖δ_P=1,1⟹K〗_B=1+0,3∙1,1=1,33
Сила нормального гидродинамического давления на руль (в Н):
N^`=C_N∙K_K∙K_B∙(ρ∙V_C^2)/2∙F
Скорость необходимо перевести из узлов в м/с: 12 узлов = 6,17 м/с.
N^`=1,11∙0,76∙1,33∙(1030∙〖6,17〗^2)/2∙18,2=400347,53 H
Гидродинамический момент на баллере (в Н•м)
M_α^`=N^`∙(C_Д∙b-Z)
M_α^`=400347,53∙(0,365∙3,02-0,76)=137038,96 H∙м
Момент сил трения в опорах руля (в Н•м)
M_T=(0,05-0,1) M_α^`
М_Т=0,08∙М_α^`=10963,12 H∙м
Суммарный момент на баллере (в Н•м):
M_δ=M_α^`+M_T
M_δ=148002,08 Н∙м

ЗАДАЧА 2.
РАСЧЕТ РУЛЕВОГО ПРИВОДА.
Исходными данными для расчета рулевого привода является момент на баллере руля M_δ, диаметр баллера dδ и время перекладки руля с борта на борт τ.
Минимальный диаметр головы баллера (в мм) определятся согласно Правилам Регистра РФ по формуле:
d_δ=40,3∙∛(M_δ/(470+δ_T ))
где M_δ- расчетный крутящийся момент, Н•м;
δT — предел текучести материала баллера, (H⁄〖мм〗^2 ) МПа.
В поверочных и приближённых расчётах величину δT можно принимать равной 250 МПа (H⁄〖мм〗^2 ).
d_δ=40,3∙∛(148002,08/(470+250))=237,84 мм
Время перекладки руля с борта на борт τ (в с) регламентируется Правилами Регистра (τ=28 c) и определяет частоту вращения баллера.
Угловая скорость вращения баллера ωδ (в с-1) определяется по формуле:
ω_δ=2∙π∙n_δ
где nδ- частота вращения баллера, об/с.
Отсюда
n_δ=ω_δ/2π
С другой стороны, если α_ср^°=32,5° — угол поворота руля от диаметральной плоскости, то угловая скорость вращения баллера
ω_δ=(2∙α∙π)/(τ∙180)
следовательно
n_δ=α/(τ∙180)
τ=28 c ⇒ n_δ=32,5/(28∙180)=6,45∙〖10〗^(-3) об/с
ω_δ=(2∙32,5∙3,14)/(28∙180)=0,04 с^(-1)

Определение мощности, основных размеров и параметров рулевой машины с электромеханическим приводом.
Требуемая мощность рулевой машины (в кВт) определяется в зависимости от исходных величин по формуле
N_P=(M_δ∙ω_δ)/(〖10〗^3∙η_P )=(2π∙n_δ∙M_δ)/(〖10〗^3∙η_P )
где M_δ- расчетный момент на баллере руля, Н∙м;
nδ — частота вращения баллера, об\с;
ηδ — общий КПД рулевой машины, зависящий от числа и типа передач, конструкции рулевого привода.
Для электрической рулевой машины с механическим приводом в предварительных расчетах задаются ηδ = 0,35-0,45. Возьмем ηδ=0,35.
N_P=(148002,08∙0,04)/(〖10〗^3∙0,35)=16,91 кВт
По вычисленному значению NP можно подобрать подходящий электродвигатель по каталогу. В табл. 3 приведен мощностной ряд исполнительных электродвигателей для секторных рулевых машин моделей РЭР. Выбираем ПНЗ-290.

Таблица 3 Электродвигатели для рулевых машин РЭР.
Тип электродвигателя ПНЗ-68 ПНЗ-85 П42М ПНЗ-145 ПНЗ-145 ПНЗ-290
Мощность, кВт 1,35 2,0 3,0 4,2 6,2 9,3
Частота вращения, об/с 10,83 10 16,66 13,83 14,33 9,5

Зная номинальную частоту вращения nP (nP=9,5 об/с) выбранного электродвигателя, найдем общее передаточное отношение рулевой машины
i_P=n_P/n_δ
i_P=9,5/(6,45∙〖10〗^(-3) )=1473
По полученному передаточному числу определяется количество и тип передач
i_P=i_ш∙i_ч∙i_к
где i_ш= 6-10 – передаточное число цилиндрической передачи (зубчатый сектор-шестерня);
i_ч= 50-80 – передаточное число червячной передачи (червячное колесо-червяк);
i_к= 2-4 – передаточное число конической или цилиндрической передачи, которую приходится включать между валом червяка и электродвигателя.
Численные значения всех передаточных отношений выбираются и определяются в процессе расчета. Возьмем i_ш=7,〖 i〗_ч=70, i_к=3.
Из таблицы 4 по диаметру баллера d_δ определяется радиус сектора R_C.

Таблица 4
Диаметр баллера d_δ, мм 50 100 150 200 250 300 350 375
Радиус сектора или длина румпеля〖 R〗_C, мм 750 1000 1200 1400 1800 2250 2400 2400

Так как d_δ=238 мм, то〖 R〗_C=1666 мм =1,67 м.
Касательное усилие на окружности цилиндрической шестерни (в Н):
Т_1=М_δ/R_C
Т_1=148002,08/1,67=88624 H

Шаг зубцов сектора и сцепленной с ним цилиндрической шестерни (в м):
t_ш=〖10〗^(-3)∙∛(Т_1/А)
где А – величина, зависящая от допускаемого напряжения и отношения длины зуба к шагу зацепления, МПа (Н/мм2);
Цилиндрическая шестерня выполняется из кованой стали, и потому величина А принимается равной 15-20 МПа.
Возьмем А = 17 МПа.
t_ш=〖10〗^(-3)∙∛(88624/17)=17,3∙〖10〗^(-3) м
Диаметр цилиндрической шестерни (в м)
D_ш=(Z_ш∙t_ш)/π
где Z_ш=12-16 – число зубьев шестерни, которое должно быть не менее 12 во избежание сильного подрезания зубьев.
Возьмем Z_ш=14.
D_ш=(14∙17,3∙〖10〗^(-3))/3,14=77,1∙〖10〗^(-3 ) м
Потребный крутящий момент на оси червячного колеса (в Н∙м):
М_1=(Т_1∙D_ш)/(2∙η_C∙η_ц∙η_в )
где ηс= 0,97 — КПД сектора и шарнира с учетом потерь в направляющих роликах;
ηц=0,93-0,97 – КПД цилиндрической зубчатой передачи (сектора, сцепленного с шестерней);
ηв= 0,94 – КПД подшипников скольжения вертикального вала.
〖η_ц=0,95 ⇒ М〗_1=(88624∙77,1∙〖10〗^(-3))/(2∙0,97∙0,95∙0,94)=3944 Н∙м
Диаметр червячного колеса (в м):
D_ч=5,88∙〖10〗^(-3)∙∛((M_1∙Z_ч^2)/А)
где Zч- число зубцов у червячного колеса, которое надо брать в пределах от 50 до 100 в зависимости от необходимого передаточного числа iч червячной пары и числа заходов червяка .
Червяк лучше делать однозаходным и передаточное число брать в пределах 50-60. Так как обод червячного колеса делается бронзовым, то число А следует принимать равной 10 – 15 МПа. Возьмем А = 13 МПа, Zч = 60.
D_ч=5,88∙〖10〗^(-3)∙∛((3944∙〖60〗^2)/13)=0,61 м
КПД червячной передачи
η_ч=η_n∙(tg β_ч)/(tg(β_ч+φ_ч))
где ηn ≈ 0,97– КПД подшипников качения горизонтального вала червячной передачи;
φч ≈ 5-7º – угол трения, при самотормозящей передаче .
β_ч=4°, φ_ч=6° ⇒ η_ч=0,97∙0,07/0,18=0,38
Необходимый крутящий момент на валу червяка (в Н∙м):
М_ч=М_1/(η_ч∙i_ч )
М_ч=3944/(0,38∙70)=148,27 H∙м
Диаметр начальной окружности червяка (в м):
d_ч=D_ч/(i_ч∙tgβ_ч )
d_ч=0,61/(70∙0,07)=0,12 м
Передаточное отношение конической или цилиндрической передачи
i_к=(i_Р∙R_ш)/(i_ч∙R_с ) ⇒ R_ш=(i_к∙i_ч∙R_с)/i_P
R_ш=(3∙70∙1,67)/1473=0,24 м
Частота вращения шестерни и соосного с ней червячного колеса (об/с)
n_ш=R_C/R_ш ∙n_δ
n_ш=1,67/0,24∙6,45∙〖10〗^(-3)=0,045 об/с
Наибольший вращающий момент на валу электродвигателя рулевой машины (в Н∙м):
M_P=M_ч/(i_к∙η_n∙η_ц )
где ηn ≈ 0,97 – КПД подшипников качения горизонтального вала червячной передачи;
ηц ≈ 0,92-0,96 – КПД зубчатой передачи.
〖η_ц=0,95 ⇒ M〗_P=148,27/(3∙0,97∙0,95)=53,63 Н∙м
Необходимая мощность на валу электродвигателя (в кВт):
N_e=(2π∙n_P∙M_P)/〖10〗^3
N_e=(2∙3,14∙9,5∙53,63)/〖10〗^3 =3,2 кВт
Полученное значение мощности на валу электродвигателя Ne является более точным в сравнении с мощностью Np, вычисленной в начале расчета, так как уточняются значения всех КПД рулевого привода.
Номинальный вращающий момент на валу электродвигателя:
M_H=(0,5-0,7)∙M_P
M_H=0,6∙53,63=32,18 Н∙м
Номинальная частота вращения электродвигателя:
n_H=(1,15-1,35)∙n_P
n_H=1,25∙9,5=11,9 об/с
Номинальная мощность электродвигателя (в кВт):
N_H=(2π∙n_H∙M_H)/〖10〗^3
N_H=(2∙3,14∙11,9∙32,18)/〖10〗^3 =2,4 кВт

ЗАДАЧА 3.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ, ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ И ПАРАМЕТРОВ РУЛЕВОЙ МАШИНЫ С ЭЛЕКТРОГИДРАВЛИЧЕСКИМ ПРИВОДОМ.
Составляется схема усилий, действующих в плунжерном приводе (рис.2):

Рис. 2. Схема усилий, действующих в плунжерном приводе.
Момент сопротивления на баллере Мδ создает на цапфе усилие Т, действующее на плече R. Сила Т в свою очередь раскладывается на две составляющих Р` и N. Первая из них, действующая по оси плунжера, а также потери, учитывающие силы сопротивления от трения преодолеваются силой Р, создаваемой давлением масла в гидроцилиндре. Вторая действующая перпендикулярно к оси плунжеров, воспринимается опорными втулками гидроцилиндров.
Выражение для Мδ представляется в виде
M_δ=T∙R=(P^`∙R)/cos⁡〖α_M 〗
где αM =35˚ — максимальный угол перекладки руля.
Величина P` с учетом потерь на трение может быть принята P^`=η_n, где ηn — КПД привода при передаче движения от плунжера к баллеру; при максимальном угле перекладки αM = 35˚ он может быть принят равным ≈ 0,72.
При известном давлении масла P_i=(7-10)∙〖10〗^6 H/м^2, создаваемом насосом, силу P (в Н) можно найти из выражения
Р=Р_i (π∙D_n^2)/4
где Dn — диаметр плунжера, м.
Тогда выразив переменный радиус R=H/cos⁡〖α_M 〗 через постоянный размер H, принимаемый в пределах H=(2,0-2,3)∙d_δ, получим (в Н∙м):
M_δ=(P_(i∙) (π∙D_n^2)/4∙H)/(〖cos〗^2 α_M )
P_i=8∙〖10〗^6 Н/м^2,H=2,1∙0,24=0,5 м
Диаметр плунжера (в м):
D_n=√((4M_δ∙〖cos〗^2 α_M)/(π∙P_i∙H∙η_n ))
D_n=√((4∙148002,08∙0,67)/(3,14∙8∙〖10〗^6∙0,5∙0,72))=0,21 м
Ход плунжеров при перекладке руля с борта на борт (в м):
L=2∙H∙tg α_M
L=2∙0,5∙0,7=0,7 м
Рабочий объём каждого цилиндра (в м3):
V_P=L (π∙D_n^2)/4
V_P=0,7∙(3,14∙〖0,21〗^2)/4=0,024 м^3
Секундный объём жидкости, нагнетаемой и всасываемой двухцилиндровым приводом (в м3/с):
q=V_P/τ
где τ — время перекладки руля с борта на борт, с.
q=0,024/28=0,86∙〖10〗^(-3 ) м^3/с
Мощность электродвигателя насоса (в кВт):
N_H=(q∙P_i)/(〖10〗^3∙η_H )
где ηH ≈ 0,5 – 0,7- общий КПД насоса аксиально поршневого типа, учитывающий гидравлические и механические потери.
〖η_H=0,6 ⇒ N〗_H=(0,86∙〖10〗^(-3 )∙8∙〖10〗^6)/(〖10〗^3∙0,6)=11,47 кВт

Добавить комментарий

Реклама

Помощь студентам