Подкрепление барабана траловой лебедки wtj-12,5 Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 639.2/.6

А. П. Аносов, Н. И. Восковщук ПОДКРЕПЛЕНИЕ БАРАБАНА ТРАЛОВОЙ ЛЕБЕДКИ WTJ-12,5

В процессе эксплуатации на больших автономных морозильных траулерах имеют место систематические отказы барабанов траловых лебедок вследствие их пластического деформирования в осевом направлении и отрывов реборд. Установлено, что причиной отрыва реборд барабанов траловых лебедок является усталость материала при пульсирующем цикле нагрузки. По результатам исследования напряженного состояния реборды барабана были разработаны ее подкрепления в виде дублирующего диска и радиальных ребер жесткости. Проверочные расчеты показали, что в результате подкрепления прочность реборды обеспечена и исключена возможность ее пластического деформирования. Показано, что напряжения в основании существующей реборды после ее подкрепления меняются по пульсирующему циклу в области сжатия, т. е. начальные усталостные повреждения, которые после длительного срока эксплуатации с большой степенью вероятности имеют место, при дальнейшей эксплуатации развиваться не будут.

Ключевые слова: траловые лебедки, отказы барабанов лебедок, усталостные повреждения, подкрепление дублирующими дисками.

Введение

В процессе эксплуатации на больших автономных морозильных траулерах (БАТМ) имеют место систематические отказы барабанов траловых лебедок вследствие их пластического деформирования в осевом направлении [1]. В ряде случаев это приводит к выборке осевых зазоров, касанию ребордой корпуса тормозного гидроцилиндра, его интенсивному истиранию, и в конечном итоге заклиниванию барабана. Характерный вид этого отказа приведен на рис. 1.

Рис. 1. Пластическое деформирование барабана траловой лебедки с выборкой осевого зазора

Повреждения такого рода накапливаются постепенно, контролируются и при правильном техническом обслуживании не могут привести к аварийному выходу лебедки из строя.

Анализ повреждений барабанов траловых лебедок

Более серьезные последствия имеют аварии, связанные с отрывом реборды барабана от веретена. В результате отрыва реборды барабана лебедки WTJ-12,5 БАТМ «Пионер Николаева» был снят с промысла и 16.12.2015 г. был вынужден встать на ремонт в заводских условиях. В результате осмотра поврежденного барабана (рис. 2) было обнаружено следующее:

— отрыв реборды барабана по линии сопряжения с веретеном приблизительно на трети ее длины;

— смещение кромки трещины на реборде вдоль веретена во внешнюю сторону (раскрытие трещины) на несколько десятков миллиметров;

— очевидный усталостный характер трещины с последующим хрупким доломом.

Рис. 2. Вид трещины при отрыве реборды от веретена

Последнее подтверждается описанием процесса аварии тралмейстером судна: «При выбирании ваера под нагрузкой раздался щелчок, после чего произошло выпучивание во внешнюю сторону стенки реборды в районе ее отрыва от веретена». Можно предположить, что после достижения усталостной трещиной критической величины произошел хрупкий долом стенки реборды при достаточно высокой разовой нагрузке распора от наматываемого ваера и ее отрыв от веретена по линии их сопряжения.

Изначально плоская внутренняя поверхность стенки реборды приобрела коническую форму вследствие отгиба внешней кромки реборды в наружную сторону, т. е. имеют место пластические деформации. Это свидетельствует о том, что под действием усилия распора со стороны наматываемого под натяжением ваера в стенке реборды, по крайней мере, в ее корневом сечении, изгибные напряжения превосходят предел пропорциональности.

Схема взаимодействия витков ваера с ребордой и полученные методом конечных элементов эквивалентные напряжения в реборде, возникающие при этом взаимодействии, приведены на рис. 3 [1].

\

г 1

Рис. 3. Действие витка троса, завершающего слой (а), схема конечно-элементной модели барабана (б) и эпюра распределения в нем эквивалентных напряжений (в)

б

а

в

Отмечено, что высокое давление на реборды подтверждается наблюдаемыми пластическими деформациями - при среднем (по обмеренным лебедкам) удлинении барабана на 20,5 мм расстояние между внешними краями реборд увеличивается на 29,8 мм [1]. Конструктивное изменение, внесенное судоверфью во время ремонтов в виде уменьшения рабочей длины веретена на 20 мм (без изменения длины рабочего хода ваероукладчика), привело к увеличению пластических деформаций реборд и появлению в них - вблизи стыка реборды и веретена - окружных усталостных трещин.

Повреждения барабана траловой лебедки (развитие трещины и отрыв реборды) имеют усталостную природу. Учитывая условия работы реборды барабана, отметим, что она испытывает переменный изгиб под действием усилия распора со стороны ваера при его намотке на барабан.

Усилие распора (давление на реборду) меняется по пульсирующему закону - максимальное давление имеет место при заполненном барабане и практически нулевое давление при стравленном до допустимого предела ваере. По такому же закону меняются изгибные напряжения в сечении у основания реборды о (рис. 4).

Рис. 4. Закон изменения изгибных напряжений у основания реборды: о - изгибное напряжение; оа - амплитуда напряжений; от - среднее напряжение в цикле; ? - время

Предельная амплитуда изгибных напряжений для материала барабана при пульсирующем цикле

Предельная амплитуда напряжений для углеродистой стали при асимметричных циклах в соответствии с [2] определяется выражением

о = с (оп - о )а.

а V В т )

При от = оа для пульсирующего цикла запишем

0а = С ( 0В - 0а )а , (1)

где с = 1,23 и а = 0,85.

В дальнейшем воспользуемся характеристиками стали 10 (аналог стали К 22). При пределе текучести о В = 340 МПа зависимость (1) примет вид

Оа = 1,23(340 - оа Г.

Варьируя оа, получим предельную амплитуду изгибных напряжений в основании реборды:

оа «120 МПа.

Таким образом, максимально допустимое напряжение в основании реборды при ее изгибе под действием усилия распора не должно превышать

отах = 2оа = 2 • 120 = 240 МПа,

ШйЛ. а '

что, однако, выше предела текучести стали К 22, т. е. оТ = 216 МПа, что, в свою очередь, подтверждается наличием пластических деформаций реборды.

Фактическая амплитуда напряжений в процессе эксплуатации

Поскольку после определенного периода эксплуатации в основании реборды (по линии сопряжения с веретеном) возникают трещины усталости, фактическая амплитуда предельных напряжений, возникающих при эксплуатации, превосходит ее предельно допустимую величину.

Для определения фактической амплитуды напряжений воспользуемся кривой усталости (кривой Велера), полученной для амплитуд напряжений при пульсирующем цикле нагрузки.

В соответствии с [2] при пульсирующем цикле нагрузки предел усталости

о„ = о + о = 2а .

к т а а

Согласно [3], (рис. 5),

tg а = 7,5 + 0,098а в = 7,5 + 0,098 • 340 = 40,8.

X А

^ N

N0 = 2 ■ 106

о

а

Рис. 5. Упрощенная кривая усталости

Уравнение наклонного участка кривой усталости (прямая вида у = кл + Ь) имеет вид

2о а = к ^ N + Ь. (2)

Подставим в уравнение (2) координаты точки А, оа = 120 МПа (рис. 5), N = NG = 2 • 106 циклов (базовое число циклов при испытании) и к = - tg а = - 40,8, т. е.

2 ■ 120 = -40,8^ 2 ■ 106 + Ь,

откуда коэффициент

Ь = 240 + 40,8^ 2 ■ 106 = 497. Тогда уравнение (2) наклонного участка кривой усталости примет вид

2оа = 497 - 40,8^ N . (3)

Зададим приближенно число циклов до разрушения реборды, исходя из максимально возможной интенсивности эксплуатации траловой лебедки.

По статистическим данным рыбопромысловых предприятий, суда типа БАТМ могут находиться на промысле до 70 % календарного времени, т. е. г = 0,7 • 365 = 256 сут.

При некоторых условиях суточная добыча БАТМ, с учетом возможностей переработки, может быть доведена до 400 т. При этом будем исходить приблизительно из 5 циклов стравливания и выборки ваера в сутки. Тогда число циклов нагрузки в год

п = 256 • 5 = 1280.

Исходя из возраста судна около 30 лет, получим число циклов нагрузки за весь период эксплуатации

NR =п •30=1280•30=38400,

что привело в конечном итоге к усталостному разрушению реборды барабана лебедки. Следует отметить, что разрушение происходит по малоцикловому, а не по многоцикловому типу усталости, т. к. границей между ними служит число циклов до разрушения Nк ~ 50000 циклов.

Подставим NR = 38400 циклов в уравнение (3) и определим максимальное напряжение пульсирующего цикла о тах = 2оа, приведшее к разрушению реборды, т. е.

2оа = 497 - 40,8^3,84-104 = 310 МПа.

При этом, в соответствии с [4], допускаемые напряжения для стали 10 при пульсирующем цикле нагрузки составляют [о] = 98 МПа, что более чем в три раза ниже фактических эксплуатационных напряжений, т. е. разрушение должно было неизбежно произойти.

Следует иметь в виду, что эта величина напряжений соответствует напряженному состоянию с учетом всех факторов, влияющих на процесс усталостного разрушения: концентрации напряжений, эффективного значения коэффициента концентрации, шероховатости поверхности и среды, в которой эксплуатируется изделие, масштабного фактора.

Необходимо, исключив влияние этих факторов, перейти к величине напряжения, действующего в основании реборды и получаемого расчетом изгиба плоского диска, который защемлен на жестком валу, под действием распределенного по плоскости диска давления.

Рассмотрим коэффициенты концентрации напряжений. В соответствии с [5], расчетный коэффициент концентрации напряжений в основании реборды при заданном соотношении ее диаметра 1500 мм и диаметра веретена 500 мм, а также радиуса галтели в месте их сопряжения г = 16 мм составляет а ~ 2,8.

В соответствии с [3], эффективный коэффициент концентрации напряжений определяется выражением

ко = 1 + 4 (а -1), (4)

где 4 = 0,3—0,5 - коэффициент чувствительности малоуглеродистых сталей к концентрации напряжений. Примем 4 = 0,4. Тогда, в соответствии с (4), получим

ко = 1 + 0,4 (2,8 -1) = 1,72.

Коэффициент поверхностной чувствительности (учитывает влияние шероховатости поверхности и среды), в соответствии с [6], для стали с пределом прочности оВ = 340 МПа, при наличии концентрации напряжений и влиянии морской воды, составляет еП « 0,75 .

В соответствии с [6], при диаметре веретена 500 мм, для мягкой углеродистой стали масштабный коэффициент ео ^ 0,6 .

После исключения влияния указанных факторов расчетное изгибное напряжение в основании реборды составит

о = 2о = 3100,75•0,6 = ± 81,1 МПа.

а

Ч

К 1,72

Расчетное давление на реборду

Усилие распора при намотке ваера на барабан, действующее на реборду, представим приближенно как равномерно распределенное по поверхности реборды давление 4 .

Расчетная схема реборды представлена на рис. 6. Расчет выполнен в соответствии с методикой, изложенной в [5].

И = 2,5 см

Рис. 6. Расчетная схема реборды (обозначения в соответствии с принятыми в [5]) Напряжения в опорном сечении реборды от ее изгиба определяются выражением

о = к.

дЬ2

о к2

а прогиб реборды на ее внешнем контуре - выражением

, дЬ*

= к„ —г

д ш Ек3

(5)

(6)

Коэффициенты ко = 2,306 и кт = 0,3159, в соответствии с [5], определяются линейной интерполяцией по таблицам при следующих соотношениях размеров, указанных на рис. 6:

а 25 с 25

а = а = 25 = 0,333; в = с = 25 = 0,333. Ь 75 Ь 75

Решая уравнение (5) относительно искомого давления (при о = о = 81,1 МПа,

т. е. о„ = 828 кг/см2), получим

д

= оИ = 828 • 2,52

коЬ2 2,306 • 752

= 0,339 кг/см2.

Расчет реборды после подкрепления дублирующим диском

Наиболее рациональным вариантом усиления ваерного барабана представляется подкрепление реборд дублирующими дисками с внутренней стороны барабана (рис. 7).

20 мм „

Дублирующий диск

ш

ш

2^в = 2 ■ 32 = 64 мм

1

Реборда

< 25 мм

Рис. 7. Установка дублирующего диска

Такое подкрепление несколько снизит емкость барабана за счет уменьшения длины рабочей части веретена, но при этом должно исключить возможность возникновения усталостных повреждений.

Расстояние установки дублирующего диска от внутренней поверхности реборды должно быть кратно диаметру ваера dВ . Из технологических соображений (возможность монтажа и сварки, установка внутренних ребер жесткости) следует выбрать размер равным двум диаметрам ваера.

Расчетная схема системы «реборда - дублирующий диск» приведена на рис. 8.

У/////////////////,

R

hi

R

И

I

V/////A

i-1

И

p

h

2

q

p

б

а

Рис. 8. Расчетная схема реборды, подкрепленной дублирующим диском (а); расчетная схема диска, нагруженного распределенной по внешнему контуру реакцией (б) (обозначения в соответствии с принятыми в [5])

Система представляет собой два параллельных диска, жестко закрепленных с зазором между ними по внутреннему контуру на веретене и соединенных по периметру внешнего контура обечайкой. При этом дублирующий диск нагружен расчетным давлением распора и распределенной реакцией со стороны обечайки по внешнему контуру. Реборда нагружена по внешнему контуру распределенной реакцией 2 со стороны обечайки.

Расчет выполняется в соответствии с методикой, изложенной в [5].

При действии распределенной по окружности 2- = 2Ь нагрузки = р/2п- напряжения от изгиба в опорном сечении (р = Я ), в соответствии с (5),

о * = ко к2,

а прогиб на внешнем контуре, в соответствии с (6),

,,ЯЬ2

= к„—г.

* ш Ек3

а 25 г. 75

Коэффициенты к' = 1,251 и к' = 0,2188 при а = - = — = 0,333 и в = г = — = 1.

Ь 75 Ь 75

Задача является статически неопределимой. Неизвестную реакцию Я определим из условия равенства прогибов внешних контуров реборды и подкрепляющего диска.

Прогиб дублирующего диска определяется разностью прогибов под действием усилий д и Я, т. е.

, дЬА ,, ЯЬ2

Eh3 Eh3

Прогиб реборды на внешнем контуре при действии реакции К определяется выражением

,,КЬ2

ютт = -ю ^,3

ВИ3

Из условия равенства прогибов ют = ю тт получим

дЬ4 - , ЯЬ?_ = , ю ЕК кю Ек1 кю Ек1

или

Кк'

(к[+к1 > к • к ,

= к,

дЬ2

т к13

Отсюда окончательно

К = дЬ

к

0,3159пОАА „2 2,53

кЮ (к13 + к3) 0,2188

0,399 • 752

23 + 2,53

= 2143 кг.

Распределенная по периметру внешнего контура реборды и дублирующего диска реакция

К 2143 . __ ,

= - = - = 4,55 кг/см.

2пЬ 2 • 3,14 • 75

Изгибные напряжения в опорном сечении дублирующего диска (на валу)

, дЬ2 0,399• 752 2143 ,2 . , Л/ГТТ

от = к,—п— К—г = 2,306—----1,251—— = ± 624 кг/см2 = ± 61,1 МПа.

1 о к12 о к12 22 22

Изгибные напряжения в опорном сечении реборды (на веретене)

2143

отт = к'^- = 1,251^^ = ± 429 кг/см2 = ± 42,0 МПа.

11 о к22 2,52

Расчет реборды после подкрепления дублирующим диском и ребрами жесткости

В рассмотренной схеме подкрепления реборда и дублирующий диск установлены с зазором и контактируют только на опорном и внешнем контурах. В связи с этим оба диска гнутся относительно собственных нейтральных плоскостей. При этом на внутренней стороне опорного контура обоих дисков (со стороны веретена) действуют пульсирующие растягивающие напряжения. С учетом того, что барабаны лебедок эксплуатируются практически с момента постройки судов, в основании реборд возможно существование зачаточных усталостных трещин, которые пока не достигли критической величины, приводящей к отрыву реборд, т. е. никак себя не проявляют. При сохранении растягивающих эксплуатационных напряжений эти трещины будут прогрессировать. Чтобы исключить развитие трещин («законсервировать» их), необходимо добиться наличия в основании существующих реборд сжимающих пульсирующих напряжений.

Этого можно достичь, если обеспечить совместный изгиб обоих дисков как единого целого. Для этого в зазоре между дисками следует установить радиально ориентированные распорные ребра жесткости, соединенные по линям прилегания с обоими дисками (рис. 9). Достаточно установить по кругу шесть ребер жесткости с интервалом 60°.

Рис. 9. Установка дублирующего диска и ребра жесткости: s12 - толщина ребра жесткости

В теории упругости нет готового решения для составного диска, подкрепленного радиальными ребрами жесткости. Воспользуемся приближенным решением с последующей оценкой погрешностей, которые возникнут в результате принятых упрощающих допущений.

Поскольку значительная часть сечения вблизи нейтрального слоя малоэффективна в обеспечении прочности конструкций, испытывающих изгиб, будем считать, что диск имеет толщину, определяемую внешним размером подкрепленной реборды, т. е. к = 89 мм. При этом очевидно, что возникающая ошибка дает переоценку прочности, т. е. уменьшает ее нормативный запас.

Коэффициент влияния для жестко закрепленного на валу диска определен выше [5], т. е. ко = 2,306 . Тогда напряжения от изгиба в основании двухслойной реборды

о = ± ко= 2,3060,399 275 = ± 65,3 кг/см2 = ± 6,4 МПа.

о к2 8,92

Оценку погрешности при определении напряжений от изгиба выполним сопоставлением сплошного и составного сечений двух балок единичной ширины (рис. 10).

Рис. 10. Сопоставление моментов сопротивления сплошного и составного сечений: на графике 1/W штриховая линия соответствует сплошному сечению, сплошная линия - составному сечению

Такой подход представляется правомерным, т. к. цилиндрическая жесткость пластины, как и момент инерции сечения балки, зависит от куба толщины (высоты прямоугольного сечения).

Обе балки имеют высоту сечений, равную толщине двухслойной реборды, но одно из сечений сплошное, а второе составлено из двух прямоугольников с высотами, равными значениям толщины реборды и подкрепляющего диска.

Выполнив элементарные расчеты, определим моменты инерции и моменты сопротивления обоих сечений:

/спл = 58,8 см4, ^СПЛ = 13,2 см3;

/сост = 51,1 см4, теСОСт = 10,9 см3; = 12,1 см3.

На рис. 10 представлены эпюры напряжений при действии единичного момента. Максимальная погрешность в оценке напряжений при принятых размерах составляет 21 %.

С учетом этого определенные выше напряжения в основании двухслойной реборды

о = ± 65,3-1,21 = ± 79,0 кг/см2 = ± 7,74МПа.

Отсюда фактические напряжения в основании сборной реборды с учетом концентрации напряжений, шероховатости и масштабного фактора

о = о • ко = 7,74 а72 = 29,6 МПа.

еП • ео 0,75 • 0,6

Допускаемые напряжения для стали 10 при пульсирующем цикле нагрузки, в соответствии с [4], равны [о] = 98 МПа, т. е. прочность реборды после подкрепления обеспечена. При

этом уровень действующих напряжений исключает возможность пластического деформирования. Кроме того, напряжения в основании существующей реборды после ее подкрепления меняются по пульсирующему циклу в области сжатия, т. е. начальные усталостные повреждения, которые с большой степенью вероятности имеют место, дальше развиваться не будут.

Заключение

1. Причиной отрыва реборд барабанов траловых лебедок является усталость материала при пульсирующем цикле нагрузки (развитие усталостных трещин до критической величины с последующим хрупким доломом).

2. В результате подкрепления прочность сборной реборды обеспечена и исключена возможность ее пластического деформирования.

3. Напряжения в основании существующей реборды после ее подкрепления меняются по пульсирующему циклу в области сжатия, т. е. начальные усталостные повреждения, которые после длительного срока эксплуатации с большой степенью вероятности имеют место, но пока не представляют опасности, при дальнейшей эксплуатации развиваться не будут.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Скрягин В. В. Исследование процесса упругопластического деформирования барабана траловой лебедки при многослойной укладке растянутого ваера / В. В. Скрягин, В. И. Соловьев, А. О. Чернявский // М-лы Второй Всерос. науч.-практ. конф. «Наука, образование, инновации: пути развития» (Петропавловск-Камчатский, 25-28 апреля 2011 г.). Петропавловск-Камчатский, 2011. 422 с.

2. Степанов М. Н. Косвенная оценка пределов выносливости сталей и алюминиевых сплавов / М. Н. Степанов // Заводская лаборатория. 1981. № 3.

3. Гребеник В. М. Усталостная прочность и долговечность металлургического оборудования / В. М. Гребеник. М.: Машиностроение, 1969. 256 с.

4. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя / В. И. Анурьев. М.: Машиностроение, 1980. Т. 1. 928 с.

5. Биргер И. А. Расчет на прочность деталей машин / И. А. Биргер, Б. Ф. Шорр, Г. Б. Иосилевич. М.: Машиностроение, 1979. 702 с.

6. Фесик С. П. Справочник по сопротивлению материалов / С. П. Фесик. Киев: Буд1вельник, 1970. 179 с.

Статья поступила в редакцию 28.01.2016

ИНФОРМАЦИЯ ОБ АВТОРАХ

Аносов Анатолий Петрович - Россия, 690077, Владивосток; Дальневосточный федеральный университет, д-р техн. наук, доцент; профессор кафедры «Кораблестроение и океанотехника»; [email protected].

Восковшук Николай Иванович - Россия, 690077, Владивосток; Дальневосточный федеральный университет; канд. техн. наук, профессор; профессор кафедры «Кораблестроение и океанотехника»; [email protected].

A. P. Anosov, N. I. Voskovshchuk THE REINFORCEMENT OF DRUM OF THE TRAWL WINCH WTJ-12.5

Abstract. During the operations on the large stand-alone freezer trawlers there are systematic failures of the drums of the trawl winches due to their plastic deformation in the axial direction and breaking away of bearing ribs. It was found that the reason for the separation of bearing ribs of drums of the trawl winches is material fatigue under pulsating load cycle. According to the study the stress state of the drum flange, there were developed its reinforcements in the form of back-up disc and radial ribs. Testing calculations showed that as a result of the strength of the flange reinforcement was ensured and there was no possibility of its plastic deformation. It is shown that stresses at the base of the existing flange after its reinforcement vary in a pulsating cycle in compression, i.e. the initial fatigue damages, which take place after a long service life with a high degree of probability, will not be developed with further operations.

Key words: trawl winches, failures of drums of winches, fatigue damages, reinforcement with back-up discs.

REFERENCES

1. Skriagin V. V., Solov'ev V. I., Cherniavskii A. O. Issledovanie protsessa uprugo-plasticheskogo deformiro-vaniia barabana tralovoi lebedki pri mnogosloinoi ukladke rastianutogo vaera [Study of the elastic-plastic deformation of the drum of trawl winch with multilayer stretched warp]. Materialy Vtoroi Vserossiiskoi nauchno-prakticheskoi kon-ferentsii «Nauka, obrazovanie, innovatsii: puti razvitiia» (Petropavlovsk-Kamchatskii, 25-28 aprelia 2011 g.). Petropavlovsk-Kamchatsky, 2011. 422 p.

2. Stepanov M. N. Kosvennaia otsenka predelov vynoslivosti stalei i aliuminievykh splavov [Indirect evaluation of limits of bearing capacity of steel and aluminium alloys]. Zavodskaia laboratoriia, 1981, no. 3.

3. Grebenik V. M. Ustalostnaia prochnost' i dolgovechnost' metallurgicheskogo oborudovaniia [Fatigue strength and life cycle of metallurgic machinery]. Moscow, Mashinostroenie Publ., 1969. 256 p.

4. Anur'ev V. I. Spravochnik konstruktora-mashinostroitelia [Reference of machine designer]. Moscow, Mashinostroenie Publ., 1980. 928 p.

5. Birger I. A., Shorr B. F., Iosilevich I. A. Raschet na prochnost' detalei mashin [Calculation for strength of machine details]. Moscow, Mashinostroenie Publ., 1979. 702 p.

6. Fesik S. P. Spravochnik po soprotivleniiu materialov [Reference on metallic resistance]. Kiev, Budivel'nik Publ., 1970. 179 p.

The article submitted to the editors 28.01.2016

INFORMATION ABOUT THE AUTHORS

Anosov Anatoliy Petrovich - Russia, 690077, Vladivostok; Far Eastern Federal University; Doctor of Technical Sciences, Assistant Professor; Professor of the Department "Shipbuilding and Ocean Engineering", [email protected].

Voskovshchuk Nikolay Ivanovich - Russia, 690077, Vladivostok; Far Eastern Federal University; Candidate of Technical Sciences, Professor; Professor of the Department "Shipbuilding and Ocean Engineering"; [email protected].