CC BY
111
Список литературы
1. Георгиевская Е. П. Кавитационная эрозия гребных винтов и методы борьбы с ней /
Е. П. Георгиевская. — Л.: Судостроение, 1978. — 208 с.
2. Цветков Ю. Н. Кавитационное изнашивание металлов и оборудования / Ю. Н. Цветков. — СПб.: Изд-во СПбГПУ, 2003. — 155 с.
3. Быстрицкий В. В. Эрозионный износ направляющих насадок / В. В. Быстрицкий // Тр. ЛИВТ. — 1972. — Вып. 135.
4. Иванченко И. Н. Кавитационные разрушения в дизелях / И. Н. Иванченко, А. А. Скуридин, М. Д. Никитин. — Л.: Машиностроение, 1970. — 152 с.
5. Спринжер Дж. С. Эрозия при воздействии капель жидкости / Дж. С. Спринжер. — М.: Машиностроение, 1981. — 200 с.
6. Погодаев Л. И. Исследование закономерностей капельной эрозии материалов / Л. И. Пого-даев, А. С. Протопопов // Трение и износ. — 1989. — Т. 10, № 1.
7. Балина В. С. Прочность, долговечность и трещиностойкость при циклическом нагружении / В. С. Балина, Г. Г. Мядякшас. — СПб.: Политехника, 1994. — 204 с.
8. Третьяков Д. В. Долговечность металлических материалов при кавитационном воздействии нерегулярной интенсивности / Д. В. Третьяков, Ю. Н. Цветков // Безопасность водного транспорта: тр. Междунар. науч.-практ. конф., 10-13 сентября 2003 г. — СПб.: ИИЦ СПГУВК, 2003. — Т. 3.
9. Дель Г. Д. Пластичность металла при сложном пластическом нагружении / Г. Д. Дель,
В. А. Огородников, Л. К. Спиридонов // Изв. вузов. Машиностроение. — 1974. — № 2.
10. Львовский Е. Н. Статистические методы построения эмпирических формул / Е. Н. Львовский. — М.: Высш. шк., 1988. — 239 с.
УДК 621.431:629 А. В. Коптев,
доцент,
СПГУВК;
В. В. Мартьянов,
ассистент,
СПГУВК
РАСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИК КОЛЕБАНИЙ СУДОВОГО ВАЛОПРОВОДА ПРОГУЛОЧНОГО ПАССАЖИРСКОГО ТЕПЛОХОДА ТИПА «ФОНТАНКА» (ПРОЕКТ № Р118)
СALCULATION OF CHARACTERISTICS OF A SHIP SHAFTING OSCIOLATION OF A PLEASURE PASSENGER SHIP “FONTANKA” TYPE (DESIGN R118)
В работе проведен расчет основных характеристик свободных колебаний судового валопровода прогулочного пассажирского теплохода типа «Фонтанка» (проект № Р118).
Приведены результаты математических расчетов, на основании которых можно дать рекомендации по увеличению надежности и долговечности судового валопровода, а также рекомендовать некоторые конструктивные изменения.
The calculation of the basic characteristics of autonomous oscillation of ship shafting of a pleasure passenger ship type “Fontanka” (design No. R118) is carried out in the present work.
The math calculations are cited in the work, on the ground of which one can give recommendations on increasing safety and longevity of ship shafting and also recommend some constructive changes.
«43
Выпуск 1
Ключевые слова: судно, валопровод, гребной вал, гребной винт, эксплуатация, механические, колебания, вибрация, отказ.
Key words: ship, shafting, propeller shaft, screw, exploitation, oscillazioni meccaniche, vibration, refusal.
СУДОВОЙ валопровод следует отнести к наиболее ответственным и напряженным узлам энергетической установки.
В процессе работы валопровод испытывает интенсивные и неравномерные нагрузки, что способствует большим напряжениям, деформациям и, как следствие, износу.
Ремонт валопровода связан с выводом судна из эксплуатации и постановкой его в док, что приводит к существенным экономическим потерям.
Проблема диагностики валопровода и проведения мероприятий по увеличению его срока службы — это важная и актуальная задача.
Анализ отказов элементов судового оборудования [1; 2] показывает, что повреждения валопроводов являются второй по распространенности причиной всех отказов.
Одной из причин этого является то, что в процессе вращения валопровода возбуждаются и развиваются различного рода колебания и вибрации [3].
Опыт эксплуатации судов показывает, что наряду с различными вибрациями и колебаниями особо негативное влияние на вало-провод оказывают крутильные колебания.
Эти колебания наиболее интенсивно развиваются и оказывают разрушающее воздействие на конструкцию. Они приводят к повреждениям, трещинам и, в конечном итоге, к поломкам.
Для пассажирских прогулочных судов проблема износа и повреждения валопрово-дов особенно актуальна. В связи с относительно малой массой и достаточно большими скоростями элементы пассажирских и маломерных судов обладают большей виброактивностью. Они испытывают значительно большие колебания и вибрации в процессе работы, а значит, больше подвержены деформациям и износу.
Опыт эксплуатации судов показывает, что существуют особо опасные частоты, при
которых малые крутильные колебания резко возрастают — возникает явление резонанса.
Для пассажирских судов колебания, помимо их влияния на конструкции и машины, оказывают вредное воздействие на людей, вызывая вибрационные болезни. Например, при частотах колебаний 5-7 Гц наступает резонанс в системе кровообращения, а при частотах 200 Гц — нарушение вестибулярного аппарата.
Поставим своей задачей произвести расчет основных характеристик свободных колебаний судового валопровода прогулочного пассажирского судна типа «Фонтанка» проект № Р118.
Для расчета примем следующие исходные данные. Общая длина валопровода составляет 2170 мм. Отдельные элементы валопровода имеют различные диаметры. Диаметр упорного вала равен 60 мм, гребного вала и дейдвудного вала — 55 мм. Диаметр гребного винта равен 470 мм, винт трехлопастной фиксированного шага. Валопровод изготовлен из стали СТ-35 (хромистая, кислотостойкая) [4].
Базовой схемой для расчета примем дискретную колебательную модель. Валопро-вод рассматриваем как систему четырех массивных дисков, соединенных тремя звеньями /1 = 715 мм, /2 = /3 = 727 мм.
Все соединяющие звенья цилиндрической формы. Их диаметры следующие: d1 = 60 мм, d2 = d3 = 55 мм.
Первый диск самый массивный. Он соответствует маховику вала двигателя. Его диаметр 550 мм, толщина 180 мм. При плотности стали 7,8103 кг/м3 его масса составляет 275 кг. Последний, четвертый диск соответствует гребному винту. С учетом массы лопаток, используемых для судов рассматриваемого типа, общая масса гребного винта равна 95 кг. Его диаметр ВА = 470 мм.
Промежуточные диски, второй и третий, соответствуют промежуточному и дейд-вудному звеньям валопровода. Они наименее массивные из всех четырех. Их массы пола-
гаем одинаковыми по 13,5 кг. Их диаметры
В2 = Въ = 170 мм.
Для стали СТ-35, из которой изготовлены элементы валопровода, модуль сдвига
С = 8100 (или 8,1 гПа).
мм
Крутильные жесткости рассчитываем по формуле [3; 5]
Т1с1.С
с, =
32/.
(1)
В результате вычислений получаются следующие значения.
с1 = 0,144 • 106 кг • м2/с2 с2 = с3 = 0,100 • 106 кг • м2/с2.
Для рассматриваемой системы матрица жесткости получается в виде [3; 6-7]
С =
0,144 -0,144 -0,144 0,244 0 -0,100 0 0
0
-0,100
0,200
-0,100
0
0
-0,100
0,100
•106.
Элементы данной матрицы имеют размерность кгм2 /с2.
Моменты инерции дисков вычисляем по формуле [6]
РЛ2
(2)
где Р. — вес /-го диска, н.
В результате получаем значения = 8,769 кгм2, У2=У3 = 0,498 кгм2, J4 = 2,677 кгм2. Для рассматриваемой крутильной системы матрица инерции имеет вид
^8,769 0 0 0 Л
0 0,498 0 0
0 0 0,498 0
0 0 0 2,677
А =
Все элементы данной матрицы имеют размерность кг/м2.
Вычисления коэффициентов кубического уравнения производится по формулам:
(3)
I С\С2 | С\С2 | С\СЪ | С\СЪ | С2СЪ |
JЪJц
+ С2С3 + С1С3 + С2С3 + С1С2
/3/4
*^2*Л
•/2^з
С[С2С3 С[С2С3 С[С2С3 С[С2С3
(5)
1/^*/2'^5 1^| </2'^4 1/1 </^ >/4 щ!2</^1/4
Получаем следующие результаты:
^ = -1,143 • 106, ^2 = 1,9276 • 1011, ^3 = -3,077 • 1015.
Коэффициенты приведенного кубического уравнения вычислены по формулам
X?
2Л.1
(6)
Результаты оказываются следующими:
р = -2,4314 • 1011, ц = -0,4024 • 1017.
Величину ^ (дискриминант кубического уравнения) можно найти по формуле
£> =
чЗу
+
(7)
Получаем величину ^ = -0,1279 • 1033. Это значение отрицательно. Для этого случая имеем три различных действительных корня приведенного кубического уравнения:
г3 + рг + ц = 0.
Их находим по формуле [8]:
(8)
2 =
+
-і+Тїї 2
(9)
Вычисления дают следующие значе-
ния:
гх = 4,896 • 105, г2 = -3,611 • 105, г3 = -1,982 • 105.
Вычислим корни основного уравнения частот:
w4 + wъ'k1 + w2^2 + w'kъ = 0.
(10)
Из уравнения частот получаем значе-
ния:
w1 = 5,277 • 105, ^2 = 0,199 • 105, ^3 = 1,828 • 105.
Зная эти величины, находим главные частоты свободных колебаний системы по формулам:
= ЕМ к=Х *,=■§*
к
г.' - ^ (11)
Получаем частоты свободных колеба-
ний системы:
к1 = 7,264 • 102, к2 = 1,4106 • 102, къ = 4,275 • 102. Эти величины имеют размерность 1/с.
Выпуск 1
Результаты рассмотрения позволяют сделать следующий вывод. Полученные при расчетах околорезонансные частоты свидетельствуют о нежелательных режимах работы двигателя. В соответствии с ТТХ достигаться
может лишь частота к
Рекомендуется выбрать такой режим работы, при котором частота вращения коленчатого вала не будет достигать величины к2.
Список литературы
1. Обзор повреждений судов и их элементов за 2001-2006 гг. — М.: Изд-во Рос. реч. регистра.
2002.
2. Обзор повреждений судов и их элементов за 2007-2009 гг. — М.: Изд-во Рос. реч. регистра,
2006.
3. Тимошенко С. П. Колебания в инженерном деле / С. П. Тимошенко. — М.: Ком. книга, 2006. — 440 с.
4. Валопровод проекта № Р118 / ЦТКБ МРФ. — Л., 1975.
5. Семенов Ю. А. Механика. Теория механических колебаний / Ю. А. Семенов. — СПб.: СПГПУ, 2008. — 412 с.
6. Лашко В. А. Матричные методы в расчетах крутильных колебаний в силовых установках с ДВС / В. А. Лашко, М. В. Лейбович; ХГТУ. — Хабаровск, 2003. — 212 с.
7. Терских В. П. Крутильные колебания валопровода силовых установок. Свободные и резонансные колебания: в 4 т. / В. П. Терских. — Л.: Судостроение, 1970. — 208 с.
8. Корн Г. Справочник по математике для научных работников и инженеров / Г. Корн, Т. Корн. — М.: Наука, 1970. — 720 с.
УДК 629.5.03-8:621.039
Б. В. Ракицкий,
д-р техн. наук, профессор, СПбГМТУ;
И. А. Боровикова,
канд. техн. наук, СПбГМТУ;
А. Ю. Чистяков,
канд. техн. наук, СПбГМТУ
АНАЛИЗ ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИХ ЦИКЛОВ СУДОВЫХ ЯДЕРНЫХ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК
В
146»
THE ANALYSIS OF MARINE NUCLEAR POWER PLANTS THERMODYNAMIC CYCLES
В работе выполнен сравнительный термодинамический анализ четырех вариантов судовых ядерных энергетических установок, а также осуществлена оценка влияния рода цикла судовой ядерной энергетической установки на массу, габариты и надежность установки.
