Выборт основных размеров руля и расчет момента на баллере вариант 67

Курсовые и контрольные по судовым энергетическим установкам в короткие сроки с гаранитей. Заказ курсовых и контрольных онлайн.
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
162 21,4 8,5 11,2 15 3,0/6,0

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 → θ=1,7 → F=2340,9/100 →F=23,4 м^2

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

Рис. 1 Основные типы рулей
Полученная из таблицы 1 площадь пера руля проверяется также по значению циркуляции (в м), определяемой по формуле:
D=(L^2∙T)/(10∙F)
D=223074/234=953,31 м
Величина циркуляции должна лежать в пределах D = (4-10)∙L {D= 648 — 1620}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=√46,8=6,84 м b=6,84/2,0=3,42 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.2. Силы, действующие на перо руля при набегании потока

При отклонении руля на угол α возникает сила нормального гидродинамического давления на руль (рис.2), 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∙3,42=1,25 м
Z=K∙b=0,25∙3,42=0,86 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.
K_K=0,76 ψ=0,24.
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.
K_B=1+0,3∙1,1=1,33 δ_P=1,1
Сила нормального гидродинамического давления на руль (в Н):
N^`=C_N∙K_K∙K_B∙(ρ∙V_C^2)/2∙F
N^`=1,11∙0,76∙1,33∙(1030∙〖7,72〗^2)/2∙23,4=805834,58 H
15 узлов = 7,72 м/с.
Гидродинамический момент на баллере (в Н•м)
M_α^`=N^`∙(C_Д∙b-Z)
M_α^`=805834,58∙(0,365∙3,42-0,86)=312905,57 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^`=25032,44 H∙м
Суммарный момент на баллере (в Н•м):
M_δ=M_α^`+M_T
M_δ=337938,02 Н∙м

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∙∛(337938,02/(470+250))=313,19 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=(337938,02∙0,04)/(〖10〗^3∙0,35)=38,62 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=313 мм. то〖 R〗_C=2289 мм =2,29 м.
Касательное усилие на окружности цилиндрической шестерни (в Н):
Т_1=М_δ/R_C
Т_1=337938,02/2,29=147571 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)∙∛(147571/17)=20,6∙〖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∙20,6∙〖10〗^(-3))/3,14=91,6∙〖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=(147571∙91,6∙〖10〗^(-3))/(2∙0,97∙0,95∙0,94)=7805 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)∙∛((7805∙〖60〗^2)/13)=0,76 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=78053/(0,38∙70)=293,42 H∙м
Диаметр начальной окружности червяка (в м):
d_ч=D_ч/(i_ч∙tgβ_ч )
d_ч=0,76/(70∙0,07)=0,16 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∙2,29)/1473=0,33 м
Частота вращения шестерни и соосного с ней червячного колеса (об/с)
n_ш=R_C/R_ш ∙n_δ
n_ш=2,29/0,33∙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=293,42/(3∙0,97∙0,95)=106,14 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∙106,14)/〖10〗^3 =6,33 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∙106,14=63,68 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∙63,68)/〖10〗^3 =4,76 кВт

Определение мощности, основных размеров и параметров рулевой машины с электрогидравлическим приводом.
Составляется схема усилий, действующих в плунжерном приводе (рис.3):

Рис. 3. 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∙0,31=0,65 м
Диаметр плунжера (в м):
D_n=√((4M_δ∙〖cos〗^2 α_M)/(π∙P_i∙H∙η_n ))
D_n=√((4∙337938,02∙0,67)/(3,14∙8∙〖10〗^6∙0,65∙0,72))=0,28 м
Ход плунжеров при перекладке руля с борта на борт (в м):
L=2∙H∙tg α_M
L=2∙0,65∙0,7=0,91 м
Рабочий объём каждого цилиндра (в м3):
V_P=L (π∙D_n^2)/4
V_P=0,91∙(3,14∙〖0,28〗^2)/4=0,056 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=0,056/28=2∙〖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.
N_H=(2∙〖10〗^(-3 )∙8∙〖10〗^6)/(〖10〗^3∙0,6)=26,67 кВт

Расчет ручного запасного привода.
Определение момента на баллере руля Mδ3 (в Н•м) производится по формуле
M_δ3≅M_δ/4
M_δ3≅337938,02/4=84484,51 Н∙м
Частота вращения баллера руля при действии запасного рулевого привода (об/с):
n_δ3≅α^`/(180τ^` )
где α` = 20° , τ` = 60с.
n_δ3≅20/(180∙60)=1,85∙〖10〗^(-3) об/с
Общее передаточное число запасного рулевого устройства
i_3=n_шт/n_δ3
где nшт- частота вращения штурвала ручного привода, об/с.
n_шт=V_шт/〖π∙D〗_шт
где Vшт — окружная скорость рукоятки штурвала; для запасного ручного привода Vшт = 0,6-1,0 м/с.
Dшт- диаметр штурвала, м; принимается в пределах 0,5 — 0,75 м.
Возьмем Vшт = 0,8 м/с, Dшт=0,6 м.
n_шт=0,8/(3,14∙0,6)=0,42 об/с
i_3=0,42/(1,85∙〖10〗^(-3) )=227
Момент на валу штурвального колеса (в Н∙м):
М_шт=М_δ3/〖i_3∙η〗_3
где η3 — общий КПД запасного рулевого привода; подсчитывается приближенно согласно схемы привода. Возьмем η3 = 0,72.
М_шт=(84484,51 )/(227∙0,72 )=516,91 Н∙м
Усилие (в Н), необходимое для вращения штурвала
T_шт=〖2M〗_шт/D_шт
T_шт=(2∙516,91)/0,6=1723 Н
Потребное число рулевых
K_P=T_шт/P
где Р — усилие одного человека на рукоятках штурвала, Н; согласно Правил Регистра СССР ≤ 157 Н на каждого работающего.
K_P=1723/157≅11


3. РАСЧЁТ ЯКОРНО-ШВАРТОВНОГО УСТРОЙСТВА.
Мощность привода якорного механизма должна обеспечивать выбирание любой из якорных цепей со скоростью не менее 10 м/мин (0,167 м/с) при тяговом усилии F1 (в Н) на звездочке не менее определенного по формуле
F_1=1,13(q∙h+G)
где q — вес погонного метра якорной цепи, Н/м ; h — условная глубина якорной стоянки, м (табл. 5); G — вес якоря, Н.
Таблица 5
Диаметр якорной цепи, мм Условная глубина якорной стоянки, М
До 14 1/3 полной длины цепи
15-17 65
18-28 80
>28 100

Рекомендуемая скорость втягивания якоря в клюз не более 7 м/мин (0,12 м/с).
Пусковой момент привода якорного механизма должен создавать тяговое усилие на звездочке при неподвижной якорной цепи не менее 2∙F_1.
Привод якорного механизма должен обеспечивать одновременное выбирание двух свободно висящих якорей с половины условной глубины, определенной по табл. 5. Ручной привод должен обеспечивать скорость выбирания не менее 2,5 м/мин (0,05 м/с).
Разрывное усилие швартовных тросов в целом (в кН) должно быть не менее определенного по формуле
F=(a_2 √(N_c-b_2 ))/102
где a2 и b2 — величины, определяемые по табл. 6

Таблица 6
Характеристика снабжения, NC a_2 b_2
N_C<1000 500 0 〖1000≤N〗_C<5000 630 375 5000≤N_C 825 2300 Исходными данными для расчёта якорно-швартовного устройства являются характеристика снабжения NC и требования Регистра СССР по скорости выбирания якоря и швартовного троса. Характеристика снабжения N_C=∆^(2⁄3)+2∙B∙h_1+0,1∙A где Δ – объёмное водоизмещение судна при осадке по летнюю грузовую ватерлинию, м3; ∆=δ∙L∙B∙T где L,В,T – главные размеренна судна: длина, ширина, осадка, м; δ – коэффициент полноты водоизмещения δ = 0,6 - 0,7; h1 - высота от летней грузовой ватерлинии до верхней кромки настила палубы у борта самой высокой рубки, имеющей ширину более чем 0,25∙В, м; A - площадь парусности в пределах длины судна L, считая от летней грузовой ватерлинии, м2. h_1=H-T=11,2-8,5=2,7 м A=L∙h_1=162∙2,7=437,4 м^2 N_C=〖(0,65∙162∙21,4∙8,5)〗^(2⁄3)+2∙21,4∙2,7+0,1∙437,4=875,18 Так как N_C<1000, то a_2=5, b_2=0. F=(5√875,18)/102=1,45 кН Суда неограниченного района плавания с N≥200 снабжаются тремя основными якорями, причём один из них принимается запасным Масса каждого станового якоря ( в кг): Q_C=k∙N_C где k - коэффициент, равный 3,00 для судов неограниченного района плавания. Q_C=3∙875,18=2625,54 кг Суммарная длина обеих цепей для становых якорей (в м) l_2=87∙r∜(N_C ) где r - коэффициент, равный 1,00 соответственно для судов неограниченного района плавания. l_2=87∙∜875,18=473,2 ≈475 м Полученное значение суммарной длины обеих цепей должно быть округлено до ближайшего целого числа смычек (длина смычки - 25-27,5м). Если число промежуточных смычек оказывается нечетным, то цепь правого борта должна иметь на одну промежуточную смычку больше, чем цепь левого борта. Суммарная длина обеих якорных цепей не должна быть менее 200 м для судов неограниченного района плавания. Калибр цепей для становых якорей (в мм): d_ц=S∙t√(N_C ) где S - коэффициент, равный 1,00 для судов неограниченного района плавания; t - коэффициент, равный 1,55 для цепей повышенной прочности. d_ц=1∙1,55∙√875,18=45,85 мм Масса одного погонного метра якорной цепи (в кг) с распорками: p=0,0218∙d_ц^2 p=0,0218∙〖45,85〗^2=45,84 кг Количество швартовных тросов на судне: n=(a+N_C)/b где а и b – величины, определяемые по табл. 7.   Таблица 7 Характеристика снабжения, NC a b N_C<500 410 260 〖500≤N〗_C<6100 3420 1120 〖6100≤N〗_C<8400 -2190 460 〖8400≤N〗_C -4541 286 Так как N_C≥500 , то a=3420,b=1120. n=(3420+875,18)/1120=3,83≈4 Длина каждого швартовного троса ( в м): l=a_1+b_1∙N_C где а1 и b1 - величины, определяемые по табл.8. Таблица 8 Характеристика снабжения, NC a1 b1 N_C<700 100 0,100 〖700≤N〗_C 157 0,018 Так как N_C≥700, то a_1=157,b_1=0,018. l=157+0,018∙875,18=172,8 м Номинальное тяговое усилие на звездочке (в Н) при номинальной скорости выбирания якорной цепи V_ЯН=0,2 м/с F_ЯН=1,13(q∙h+G) q=p∙9,81=449,7 Н∙м G=Q_C∙9,81=25756,5 H h=100 м из табл.5 (так как d_ц=45,85 мм) F_ЯН=1,13∙(449,7∙100+25756,5)=79921 H Усилие на звёздочке при втягивании якоря в клюз (в Н) при F_ЯМ≅0,5∙F_ЯН F_ЯМ≅39960,5 H Разрывное усилие швартовных тросов (в Н): F=(a_2 √(N_C-b_2 ))/(102∙〖10〗^(-3) ) F=(5√875,18)/(102∙〖10〗^(-3) )=1450,2 Н По разрывной нагрузке выбираем размер швартовного каната. Швартовными канатами в брашпилях и шпилях служат стальные канаты (ГОСТ 3083-66) с маркировочной группой по временному сопротивлению разрыву 1600 МПа для диаметра 13,5 мм. Номинальное тяговое усилие (в Н) при номинальной скорости выбирания швартова V_шн=0,3 м/с F_шн=F/n где n ≥ 4 - коэффициент запаса прочности стальных и растительных канатов. F_шн=1450,2/4=362,5 Н Тяговое усилие на турачке (в Н) при малой скорости выбирания швартовного каната V_шм=0,15 м/с F_шм=0,75∙F_шн F_шм=0,75∙362,5=271,9 Н Тяговое усилие на турачке (в Н) при наибольшей скорости выбирания ненагруженного швартовного каната V_шδ=0,5 м/с V_шδ=0,2∙F_шн V_шδ=0,2∙362,5=72,5 Н КПД якорной части механизма: η_Я=η_3в∙η_в∙η_ц∙η_ч где η_ц,η_ч – соответственно КПД цилиндрической и червячной передач из табл. 10; η_3в = 0,95 - КПД, учитывающий потери трения при скольжении звеньев цепи относительно звездочки и относительно друг друга; η_в = 0,98 - КПД, учитывающий потери на трение в опорах валов. Таблица 10 Передача η Цилиндрическая открытая Цилиндрическая открытая в редукторах Коническая Закрытая червячная с числом заходов k=1 k=2 k=3 0,93-0,95 0,96-0,98 0,95-0,97 0,65-0,7 0,7-0,75 0,8-0,85 Возьмем η_ц=0,97,η_ч=0,7. η_Я=0,95∙0,98∙0,97∙0,7=0,63 Мощность двигателя (в кВт), необходимая для выбирания якорной цепи при номинальной скорости , N_ЯН=(F_ЯН∙V_ЯН)/(〖10〗^3∙η_Я ) N_ЯН=(79921∙0,2)/(〖10〗^3∙0,63)=25,37 кВт Согласно найденным величинам мощности подбирается электродвигатель МАП 622-4, чтобы он обеспечивал работу механизма на номинальных режимах выбирания якорной цепи и швартовного каната. Диаметр звездочки (в м) D_зв=(8∙d_ц)/sin⁡〖360/10〗 D_зв=(8∙45,85)/0,59=621,7 мм=0,62 м Необходимая частота вращения звёздочки на номинальном режиме работы (об/с): n_(зв.н)=V_ЯН/(π∙D_зв ) n_(зв.H)=0,2/(3,14∙0,62)=0,1 об/с Передаточное число якорной и швартовной частей механизма для первой схемы компоновки i_ш=i_Я=n_(дв.ЯН)/n_(зв.Н) где 〖 n〗_(дв.ЯН) - частота вращения двигателя на режиме выбирания якорной цепи с номинальной скоростью, об/с. i_ш=i_Я=24/0,1=240 Скоростной расчетный диаметр витка (шлага) каната на турачке D_ск (в м) для обеспечения заданной скорости V_шн (0,3 м/с). D_ск=(V_шн∙i_ш)/(π∙n_(дв.шн) ) где 〖 n〗_(дв.шн) - частота вращения двигателя на режиме выбирания швартовного каната с номинальной скоростью, об/с. D_ск=(0,3∙240)/(3,14∙24)=0,96 м





Похожие статьи





Добавить комментарий