đánh giá dao động xoắn của hệ trục chân vịt tàu vận tải quân sự trường sa bằng phương pháp phần tử hữu hạn

Ngày nay, việc tính toán dao động xoắn của hệ trục chân vịt là một nội dung quan trọng trong tính toán thiết kế tàu thủy và được đưa vào trong số các yêu cầu bắt buộc của Đăng kiểm các n

Trang 1

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NHA TRANG

  

LÊ VĂN DUYÊN

ĐÁNH GIÁ DAO ĐỘNG XOẮN CỦA HỆ TRỤC CHÂN VỊT TÀU VẬN TẢI QUÂN SỰ TRƯỜNG SA BẰNG PHƯƠNG PHÁP PHẦN TỬ HỮU HẠN

LUẬN VĂN THẠC SĨ

Khánh Hòa- 2014

Trang 2

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NHA TRANG

  

LÊ VĂN DUYÊN

ĐÁNH GIÁ DAO ĐỘNG XOẮN CỦA HỆ TRỤC CHÂN VỊT TÀU VẬN TẢI QUÂN SỰ TRƯỜNG SA BẰNG PHƯƠNG PHÁP PHẦN TỬ HỮU HẠN

NGÀNH ĐÀO TẠO: CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

Trang 3

Tôi tên Lê Văn Duyên, học viên lớp Cao học Cơ Khí Động Lực 2012 xin cam đoan:

Mọi tài liệu, số liệu dùng tính toán, dẫn chứng trong luận văn này là hợp lệ, trung thực và chính xác, không vi phạm bất cứ điều gì trong luật sở hữu trí tuệ và pháp luật Việt Nam

Nội dung luận văn này do chính bản thân tôi thực hiện dưới sự hướng dẫn khoa học của Thầy PGS TS Phạm Hùng Thắng

Tác giả

Lê Văn Duyên

Trang 4

Trang phụ bìa………

Lời cam đoan………

MỤC LỤC………

DANH MỤC CÁC CHỮ VÀ KÍ HIỆU VIẾT TẮT………

DANH MỤC CÁC BẢNG………

DANH MỤC CÁC HÌNH VẼ VÀ ĐỒ THỊ………

MỞ ĐẦU………1

CHƯƠNG 1 TỔNG QUAN VỀ TÀU VẬN TẢI QUÂN SỰ TRƯỜNG SA…… 4

1.1.GIỚI THIỆU CHUNG VỀ TÀU VTQSTS……… 4

1.1.1 Đặc điểm nhiệm vụ, điều kiện làm việc, phạm vi hoạt động của tàu VTQSTS 4

1.1.2 Tính năng đặc thù của tàu VTQSTS………4

1.2 ĐẶC ĐIỂM KẾT CẤU VÀ HỆ ĐỘNG LỰC CỦA TÀU VTQSTS……… 5

1.2.1 Các thông số kỹ thuật của tàu VTQSTS 5

1.2.2 Các thông số cơ bản của động cơ chính 6L350PN………5

1.2.3 Các chi tiết chủ yếu của động cơ 6L350 PN……….8

1.2.4 Đặc tính của động cơ chính 6L350PN 10

1.2.5 Kết cấu của hệ trục chân vịt tàu VTQSTS 11

1.3 TỔNG QUAN TÌNH HÌNH, KỂT QUẢ NGHIÊN CỨU VỀ DAO ĐỘNG XOẮN HỆ TRỤC CHÂN VỊT TÀU THỦY 17

1.3.1 Các nghiên cứu trên thế giới 17

1.3.2 Các nghiên cứu tại Việt Nam 21

1.4 NỘI DUNG NGHIÊN CỨU VÀ GIỚI HẠN CỦA ĐỀ TÀI 22

CHƯƠNG 2: CƠ SỞ LÝ THUYẾT TÍNH TOÁN DAO ĐỘNG XOẮN HỆ TRỤC CHÂN VỊT TÀU THỦY……… 24

2.1 PHÂN LOẠI DAO ĐỘNG XOẮN HỆ TRỤC TÀU THỦY 24

2.1.1 Dao động dọc trục 24

2.1.2 Dao động ngang 24

2.1.3 Dao động xoắn 27

2.2 LÝ THUYẾT VỀ DAO ĐỘNG XOẮN CỦA HỆ TRỤC CHÂN VỊT TÀU THỦY 29

Trang 5

THỦY ……… 30

2.4 MÔ HÌNH TÍNH DAO ĐỘNG XOẮN HỆ TRỤC CHÂN VỊT TÀU THỦY 32

2.5 TÍNH TOÁN XÁC ĐỊNH CÁC THAM SỐ DAO ĐỘNG VÀ QUY ĐỔI HỆ THỐNG TƯƠNG ĐƯƠNG……… 34

2.5.1 Tính toán chiều dài tương đương………34

2.5.2 Tính toán quy đổi mô men quán tính khối lượng………36

2.5.3 Tính toán các mô men kích thích gây nên dao động tác động lên hệ trục 40

2.5.4 Xác định các hệ số cản xoắn ……… ………51

2.6 PHƯƠNG PHÁP GIẢI BÀI TOÁN DAO ĐỘNG TỰ DO……… 57

2.6.1 Phương pháp giải bài toán dao động xoắn tự do có các khối lượng thu gọn là hằng số………57

2.6.2 Biểu đồ cộng hưỏng……….59

2.7 PHƯƠNG PHÁP GIẢI BÀI TOÁN DAO ĐỘNG CƯỠNG BỨC………… 60

2.7.1 Xác định biên độ và pha dao động……… 61

2.7.2 Xác định ứng suất khi cộng hưởng……… 62

2.8 GIỚI THIỆU CHUNG PHẦN MỀM ANSYS……… 63

CHƯƠNG 3 ĐÁNH GIÁ DAO ĐỘNG XOẮN HỆ TRỤC CHÂN VỊT TÀU VTQSTS……… 65

3.1 MÔ HÌNH TÍNH TOÁN DAO ĐỘNG XOẮN HỆ TRỤC CHÂN VỊT TÀU VTQSTS……… 65

3.2 HỆ THỐNG TƯƠNG ĐƯƠNG CỦA TOÀN BỘ HỆ ĐỘNG LỰC……….66

3.3 THIẾT LẬP HỆ THỐNG TƯƠNG ĐƯƠNG……… 67

3.3.1 Hệ thống tương đương của phần máy chính………67

3.3.2 Hệ thống tương đương của hệ trục và chân vịt……… 71

3.4 TÍNH TOÁN TẦN SỐ DAO ĐỘNG TỰ DO………74

3.5 TÍNH TOÁN MÔ MEN KÍCH THÍCH……… 75

3.5.1 Xây dựng đồ thị pha các cấp của mô men điều hòa……….75

3.5.2 Xác định mô men kích thích……….78

3.5.3 Phân tích Fourier mô men kích thích……… 82

3.5.4 Hệ số cản của cơ cấu khuỷu trục, thanh truyền và chân vịt ………… .92

3.5.5 Xác định biên độ cộng hưởng……… 92

Trang 6

KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ……….104 TÀI LIỆU THAM KHẢO……… 106

PHỤ LỤC 1: BẢNG TỐC ĐỘ CỘNG HƯỞNG TƯƠNG ỨNG VỚI 8 TẦN SỐ

RIÊNG CỦA DAO ĐỘNG TỰ DO VÀ 24 CẤP ĐIỀU HÒA ……… 108 PHỤ LỤC 2: DẠNG DAO ĐỘNG RIÊNG HỆ TRỤC CHÂN VỊT TÀU VTQSTS

(4 DẠNG ĐẦU TIÊN)……… ……….109

CỦA HỆ TRỤC CHÂN VỊT MẠN TÀU VTQSTS……… 110

Trang 7

Ký hiệu Diễn giải Đơn vị

VTQSTS Vận tải quân sự Trường Sa

δi Góc lệch pha công tác của xi lanh

ak, bk Các hệ số Fourier

Trang 8

Bảng 1.1 Các thông số kỹ thuật của tàu VTQSTS……… 5

Bảng 1.2 Các thông số của hệ trục chân vịt tàu VTQSTS……… 16

Bảng 3.1 Các thông số mô men quán tính khối lượng của động cơ 6L350PN……….69

Bảng 3.2 Các thông số độ cứng chống xoắn của động cơ 6L350PN.……… 70

Bảng 3.3 Các thông số hệ thống tương đương của động cơ chính ……… 71

Bảng 3.4 Các thông số mô men quán tính khối lượng và độ cứng chống xoắn của hệ động lực tàu VTQSTS……… 74

Bảng 3.5 Các thông số tần số dao động riêng của hệ động lực tàu VTQSTS….…… 75

Bảng 3.6 Các tốc độ cộng hưởng của hệ động lực.……… 76

Bảng 3.7 Hệ số Fourier của các xi lanh thứ 1,5,3 tại tốc độ 230 v/ph……… 84

Bảng 3.8 Hệ số Fourier của các xi lanh thứ 6,2,4 tại tốc độ 230 v/ph 85

Bảng 3.9 Hệ số Fourier của các xi lanh thứ 1,5,3 tại tốc độ 350 v/ph……… 86

Bảng 3.10 Hệ số Fourier của các xi lanh thứ 6,2,4 tại tốc độ 350 v/ph………… 87

Bảng 3.11 Hệ số Fourier của các xi lanh thứ 1,5,3 tại tốc độ 386 v/ph……… …88

Bảng 3.12 Hệ số Fourier của các xi lanh thứ 6,2,4 tại tốc độ 386 v/ph………… 89

Bảng 3.13 Giá trị hệ số cản chân vịt và hệ số cản động cơ tại các chế độ tính toán.… 92

Bảng 3.14 Ứng suất xoắn của các khối lượng tại n = 230 v/ph, ………102

Trang 9

Hình 1.1 Tàu vận tải quân sự Trường Sa……….4

Hình 1.2.Thanh truyền của động cơ.……… 9

Hình 1.3 Các đường đặc tính ngoài của động cơ 6L350PN 10

Hình 1.4 Hệ thống động lực tàu VTQSTS 11

Hình 1.5 Sơ đồ bố trí hệ trục tàu VTQSTS………12

Hình 1.6 Chân vịt tàu VTQSTS 13

Hình 1.7 Ống bao trục chân vịt tàu VTQSTS 14

Hình 1.8 Trục chân vịt tàu VTQSTS.……… 14

Hình 1.9 Trục trung gian I……… 15

Hình 1.10 Trục trung gian II……….15

Hình 1.11 Trục đẩy chân vịt……… 15

Hình 1.12 Ổ đỡ trục trung gian 16

Hình 1.13 Kết cấu ổ đỡ trục đẩy chân vịt 17

Hình 1.14 Mô men quán tính thu gọn của cơ cấu khuỷu trục thanh truyền 18

Hình 2.1 Dao động ngang của một đoạn trục 25

Hình 2.2 Mô hình tính toán dao động ngang trục 26

Hình 2.3 Hiện tượng gãy trục do dao động xoắn gây ra 28

Hình 2.4 Mô hình thanh- khối lượng 31

Hình 2.5 Các dạng lược đồ của mô hình tính toán dao động xoắn hệ trục chân vịt tàu thủy……….31

Hình 2.6 Mô hình dao động xoắn của hệ thống tương đương ……….……… 32

Hình 2.7 Trục có khớp nối bích……….35

Hình 2.8 Khuỷu trục……… 36

Hình 2.9 Má khuỷu ……….37

Hình 2.10 Phân tích lực cơ cấu Khuỷu trục thanh truyền……… 41

Hình 2.11 Thứ tự nổ của động cơ 4 kỳ 6 xilanh……… 42

Hình 2.12 Lực khí thể và lực quán tính trong động cơ 4 kỳ 1 xilanh……… 45

Hình 2.13 Tổng hợp hai thành phần điều hòa … ……… … 48

Hình 2.14 Đồ thị pha của động cơ 4 kỳ 6 xilanh ………50

Hình 2.15 Quy dẫn cản của cơ cấu khuỷu trục thanh truyền……… 52

Hình 2.16 Đường cong trễ của vật liệu……… 56

Trang 10

Hình 3.1 Mô hình hệ động lực tàu VTQSTS 66

Hình 3.2 Sơ đồ hệ thống tương đương của hệ động lực tàu VTQSTS 66

Hình 3.3 Sơ đồ hệ thống tương đương của động cơ 6L350PN 71

Hình 3.4 Sơ đồ hệ thống tương đương của hệ trục và chân vịt.……… 73

Hình 3.5 Mô hình tính dao động tự do bằng phần mền ANSYS 10.0.……….74

Hình 3.6 Các dạng dao động riêng 1, 2, 3, 4 điểm nút……… ……… 75

Hình 3.7 Biểu đồ cộng hưởng của hệ động lực tàu VTQSTS.……… 76

Hình 3.8 Đồ thị pha của các thành phần điều hòa động cơ 6L350PN……… 77

Hình 3.9 Mô hình tính toán chu trình công tác động cơ bằng phần mềm GT-POWER……… 79

Hình 3.10 Áp suất khí thể động cơ 6L350PN tại chế độ tốc độ 230 v/ph … 80

Hình 3.11 Áp suất khí thể động cơ 6L350PN tại chế độ tốc độ 350 v/ph………… 80

Hình 3.12 Áp suất khí thể động cơ 6L350PN tại chế độ tốc độ 386 v/ph………… 81

Hình 3.13 Đồ thị lực khí thể , lực quán tính, lực tổng hợp tại chế độ tốc độ 350 v/ph 77

Hình 3.14 Mô men xoắn của một xi lanh tại chế độ tốc độ 350 vg/ph.………78

Hình 3.15 Đồ thị lực khí thể , lực quán tính, lực tổng hợp tại chế độ tốc độ 386 v/ph 78

Hình 3.16 Mô men xoắn của một xi lanh tại chế độ tốc độ 386 vg/ph.………79

Hình 3.17 Phổ mô men kích thích tổng hợp xi lanh số 1 tại n=230 v/ph……… 86

Hình 3.18 Phổ mô men kích thích tổng hợp của động cơ tại n=230v/ph……… 86

Hình 3.19 Phổ mô men kích thích tổng hợp xi lanh số 1 tại n=350v/ph…… 86

Hình 3.20 Biên độ mô men kích thích tổng hợp của động cơ tại n=350v/ph……… 87

Hình 3.21 Phổ mô men kích thích tổng hợp xi lanh số 1 tại n=386v/ph…… 87

Hình 3.22 Biên độ mô men kích thích tổng hợp của động cơ tại n=386v/ph……… 87

Hình 3.23 Mô hình tính dao động cưỡng bức bằng ANSYS 10.0……… .88

Hình 3.24 Biên độ dao động tổng hợp khối lượng 1 tại n=230 v/ph ……….89

Hình 3.25 Biên độ dao động tổng hợp khối lượng 2 tại n=230 v/ph 89

Hình 3.27 Biên độ dao động tổng hợp khối lượng 4 tại n=230v/ph 90

Trang 11

Hình 3.33 Biên độ dao động tổng hợp khối lượng 2 tại n=350 v/ph……… 92

Hình 3.34 Biên độ dao động tổng hợp khối lượng 3 tại n=350v/ph ……… 93

Hình 3.35 Biên độ dao động tổng hợp khối lượng 4 tại n=350v/ph……… 93

Hình 3.36 Biên độ dao động tổng hợp khối lượng 5 tại n=350vg/ph……… 93

Hình 3.41 Biên độ dao động tổng hợp khối lượng 2 tại n=386 v/ph………95

Hình 3.42 Biên độ dao động tổng hợp khối lượng 3 tại n=386v/ph……… 95

Trang 12

MỞ ĐẦU

Dao động xoắn hệ trục chân vịt tàu thuỷ là một trong những vấn đề được quan tâm từ rất sớm Từ những năm đầu của thế kỷ 20, các nhà khoa học châu Âu đã xác định được một trong những nguyên nhân gây ra hư hỏng và gãy hệ trục chân vịt là do hiện tượng dao động xoắn gây ra Sau đó, lý thuyết về tính toán dao động xoắn của hệ trục chân vịt tàu thủy đã được hình thành và ngày càng hoàn thiện Ngày nay, việc tính toán dao động xoắn của hệ trục chân vịt là một nội dung quan trọng trong tính toán thiết kế tàu thủy và được đưa vào trong số các yêu cầu bắt buộc của Đăng kiểm các nước

Độ chính xác của các kết quả tính dao động xoắn của hệ trục chân vịt phụ thuộc vào nhiều yếu tố, trong đó việc xây dựng mô hình tương đương nhằm mô tả cấu trúc vật lý của hệ có ý nghĩa rất quan trọng Về mặt kết cấu nói chung, các hệ trục chân vịt tàu dân sự thường đơn giản hơn so với tàu Quân Sự Do yêu cầu về đảm bảo độ tin cậy, tính cơ động và sức sống cao nên hệ trục chân vịt tàu quân sự thường có kết cấu phức tạp: bao gồm nhiều đoạn trục, trên mỗi đoạn trục có nhiều thiết bị trung gian (khớp nối mềm, bộ ly hợp), chiều dài đoạn trục lớn và hệ trục làm việc ở chế độ quá tải lớn với cường độ cao Điều này sẽ làm tăng nguy cơ xuất hiện dao động xoắn cộng hưởng trong dải tốc độ làm việc của động cơ và dễ gây hư hỏng cho hệ trục Đây cũng chính là lý do buộc các nhà thiết kế phải hoàn thiện phương pháp tính, tăng độ chính xác của các kết quả tính toán

Trong những năm gần đây, ngành đóng tàu Việt Nam đã có những bước phát triển mạnh mẽ Tuy nhiên, việc tính toán dao động xoắn hệ trục chân vịt tại các cơ sở đóng tàu, các Viện thiết kế thường vẫn chủ yếu dựa vào các phương pháp giải tích được đưa ra từ những năm 50 của thế kỷ trước Các kết quả tính toán nhìn chung đã đáp ứng được một số yêu cầu của việc tính toán thiết kế hệ trục chân vịt nhưng trong một số trường hợp chưa được quan tâm với thực tế khai thác sử dụng 100- 110% công suất của tàu vận tải quân sự Mặt khác, do không được trang bị đầy đủ thiết bị đo kiểm nên hầu hết các tàu thủy được thiết kế và đóng mới trong nước không được đo kiểm dao động xoắn trước khi đưa vào sử dụng lâu dài Điều này đặt ra yêu cầu cần phải xây dựng một mô hình tính toán dao động xoắn hệ trục chính xác và sát với thực tế hơn trên cơ sở sử dụng các phần mềm tính toán chuyên dụng và hiện đại

Trang 13

Xuất phát từ thực tế trên, việc thực hiện đề tài: “ Đánh giá dao động xoắn của

hệ trục chân vịt tàu vận tải quân sự Trường Sa bằng phương pháp phần tử hữu hạn” là cần thiết, có ý nghĩa khoa học và thực tiễn quan trọng

Mục đích nghiên cứu: Xây dựng phương pháp đánh giá tính toán dao động xoắn

của hệ trục chân vịt tàu vận tải quân sự Trường Sa trên cơ sở sử dụng các phần mềm chuyên dụng nhằm nâng cao độ chính xác của kết quả tính

Đối tượng nghiên cứu: Hệ trục chân vịt của tàu vận tải quân sự Trường Sa được đóng mới tại Việt Nam hoạt động trong điều kiện thực hiện các nhiệm vụ vận tải hàng quân sự, tìm kiếm cứu nạn trên biển, bảo vệ quần đảo Trường Sa và khu vực dầu khí của Tổ Quốc

Phương pháp nghiên cứu: Xây dựng mô hình, tính toán dao động xoắn tự do

và cưỡng bức của hệ trục tàu vận tải quân sự Trường Sa, đánh giá tính toán dao động xoắn của hệ trục khi làm việc ở chế độ tốc độ cộng hưởng và chế độ sử dụng thực tế 110% công suất định mức trên cơ sở ứng dụng phần mềm ANSYS

Ý nghĩa khoa học:

Ứng dụng phương pháp phần tử hữu hạn và phần mềm hiện đại để giải bài toán dao động xoắn hệ trục chân vịt nhằm nâng cao độ chính xác cũng như giảm thời gian tính toán

Ý nghĩa thực tiễn: Xác định ứng suất do dao động xoắn gây ra trên toàn bộ hệ

trục làm cơ sở để đánh giá độ làm việc tin cậy của hệ trục cũng như xác định được các vùng vòng quay cấm trong quá trình khai thác sử dụng Trên cơ sở kết quả tính toán dao động xoắn của hệ trục có thể đưa ra những thay đổi kết cấu phù hợp ngay từ giai đoạn thiết kế góp phần giảm thời gian và chi phí thiết kế

Bố cục luận văn:

Nội dung chính của luận văn gồm 3 chương:

Chương 1: Tổng quan về hệ động lực của tàu vận tải quân sự Trường Sa

Chương 2: Cơ sở lý thuyết tính toán dao động xoắn của hệ trục chân vịt tàu thủy Chương 3: Đánh giá tính toán dao động xoắn của hệ trục chân vịt tàu vận tải quân sự Trường Sa Công cụ được sử dụng chính cho tính toán là phần mềm ANSYS

Phần cuối của luận văn trình bày những kết luận rút ra trong lĩnh vực chuyên ngành và hướng nghiên cứu tiếp theo của đề tài

Trang 14

Do trình độ nghiên cứu của cá nhân còn hạn chế nên luận văn không tránh khỏi những thiếu sót Kính mong sự góp ý của các thầy giáo và đồng nghiệp

Qua đây xin bày tỏ lòng biết ơn sâu sắc đến thầy PGS.TS Phạm Hùng Thắng, người đã trực tiếp hướng dẫn tôi thực hiện đề tài Xin chân thành cảm ơn PGS.TS Trần Gia Thái đã có những góp ý chuyên môn và động viên thiết thực Xin thành thật cảm

ơn các thầy cô trong Khoa Kỹ Thuật Giao Thông và các bạn đồng nghiệp đã giúp tôi hoàn thành đề tài này

Nha Trang, tháng 01 năm 2014

Người thực hiện

Lê Văn Duyên

Trang 15

CHƯƠNG 1 TỔNG QUAN VỀ TÀU VẬN TẢI QUÂN SỰ TRƯỜNG SA

l.l GIỚI THIỆU CHUNG VỀ TÀU VTQSTS

1.1.1 Đặc điểm nhiệm vụ, điều kiện làm việc, phạm vi hoạt động của tàu VTQSTS

Tàu vận tải Trường Sa là loại tàu vận tải quân sự do Việt Nam sản xuất vào đầu thập kỷ 90 của thế kỷ XX, để thực hiện nhiệm vụ vận chuyển vật liệu xây dựng, vũ khí trang bị kỹ thuật, hàng hóa phục vụ Hải quân xây dựng và bảo vệ quần đảo Trường Sa

và các đảo dọc theo bờ biển của đất nước Ngoài nhiệm vụ chính trên, tàu VTQSTS còn đảm nhiệm rất nhiều nhiệm vụ khác khi có lệnh của cấp trên như: tìm kiếm cứu nạn trên biển, trực bảo vệ chủ quyền biển đảo, cảnh giới bảo vệ tàu thăm dò dầu khí, chuyển quân ra đảo và về đất liền Tàu vận tải quân sự Trường Sa là loại tàu vỏ thép

có trọng tải 1000 tấn, tầm hoạt động 4000 hải lý Tàu hoạt động trong điệu kiện thời tiết khắc nghiệt, chịu sóng tới sóng cấp 8 Các thiết bị trên tàu đã được tính toán phù hợp với điều kiện khai thác và khí hậu của vùng biển Việt Nam

Hình 1.1: Tàu vận tải quân sự Trường Sa

1.1.2 Tính năng đặc thù của tàu VTQSTS

Tàu VTQSTS hoạt động trong mọi điều kiện hàng hải trên vùng biển rộng, nên

hệ động lực của tàu thường xuyên phải làm việc ở các chế độ quá tải Vì vậy, tàu VTQSTS có tính năng đặc biệt hơn các loại tàu vận tải thông thường khác

Trang 16

- Tàu được trang bị hệ động lực có công suất lớn gồm 2 máy chính với 2 hệ trục chân vịt và 3 tổ hợp Diesel- máy phát điện

- Tàu được trang bị 2 hệ trục chân vịt nên cơ động cao nhằm mục đích bảo đảm hoàn thành tốt các nhiệm vụ phức tạp được giao

1.2 ĐẶC ĐIỂM KẾT CẤU VÀ HỆ ĐỘNG LỰC CỦA TÀU VTQSTS 1.2.1 Các thông số chính của tàu VTQSTS[16].

Bảng 1.1: Các thông số kỹ thuật của tàu VTQSTS

TT Các đặc tính kỹ thuật

1.2.2 Các thông số cơ bản của động cơ chính 6L350PN[15]

Động cơ Diesel 6L350PN được sản xuất tại hãng SKODA (Cộng hòa Séc) Đây

là kiểu động cơ 4 kỳ phun nhiên liệu trực tiếp có tăng áp bằng tua bin khí xả Động

cơ chính được bố trí hai bên gọi là máy phải và máy trái Máy phải: hành trình tiến,

Trang 17

quay phải, hành trình lùi quay trái (hướng quay cùng chiều kim đồng hồ) Máy trái:

hành trình tiến, quay trái, hành trình lùi quay phải

Động cơ có tính năng đảo được chiều (giúp tàu chạy tiến và chạy lùi), có các thông

số kỹ thuật cơ bản như sau:

- Công suất định mức: NeH = 720 kW;

- Tốc độ định mức: nH = 375 v/ph;

- Công suất quá tải 10% : Nemax = 792 kW;

- Tốc độ tối thiểu: nmin = 120 v/ph;

- Tốc độ tối đa: nmax = 412 v/ph;

- Tốc độ vượt tải 10%: 386 v/ph;

- Tốc độ không tải: 394 v/ph;

- Tốc độ chạy trơn: 120± 5 v/ph;

- Khối lượng khô toàn bộ: 22.700 kg;

- Lượng nước trong máy: 600 kg;

- Lượng dầu bôi trơn trong máy: 80 kg;

* Máy quay phải: Chiều tiến (ngược chiều kim đồng hồ) 1-3-5-6-2-4;

Chiều lùi (cùng chiều kim đồng hồ) 1-4-2-6-3-5;

* Máy quay trái: Chiều tiến (theo chiều kim đồng hồ) 1-4-2-6-3-5;

Chiều lùi (ngược chiều kim đồng hồ) 1-3-5-6-2-4;

+ Tốc độ trung bình của piston: Cm =6,25 m/s;

+ Nhiệt độ khí xả ra khỏi xylanh: t0max =4300C;

+ Nhiệt độ khí xả ở 110% của tải: t0max =4600C;

+ Nhiệt độ khí xả trước tua bin: t0max =5500C;

+ Nhiệt độ khí xả trước tua bin ở 110% tải: t0max = 5800C;

- Thời điểm đóng mở supap:

Trang 18

+ Nạp mở: 900 trước ĐCT;

+ Nạp đóng: 260 sau ĐCD;

+ Xả mở: 400 trước ĐCD;

+ Xả đóng: 560 sau ĐCT;

- Góc phun sớm nhiên liệu: 160 trước ĐCT;

+ Độ nâng của bơm cao áp: 5,5 ± 0,1;

+ Tuổi thọ danh định: 20.000 giờ;

+ Số giờ thay dầu bôi trơn: 500 giờ

- Thông số áp suất:

+ Áp suất hữu ích trung bình trên piston: 8kG/cm2

+ Áp suất nén ở 75% Nen : 35,3 ÷ 39,2kG/cm2 + Áp suất khí cháy ở 110% Nen : 61,8kG/cm2

+ Áp suất dầu nhờn bôi trơn: 1 ÷ 39,2kG/ cm2

+ Áp suất khí xả sau tuabin : 2940Pa

- Các thông số của khuỷu trục, piston, thanh truyền:

+ Khối lượng bánh đà: mbđ=1680 Kg + Mô men quan tính khối lượng bánh đà: Jbđ = 20,84 KNmS2+ Đường kính cổ khuỷu trục: dck = 240 mm + Đường kính cổ chốt khuỷu: dch = 220 mm + Bán kính quay khuỷu trục: R = 250 mm + Chiều dài cổ khuỷu trục: lck= 240mm

+ Chiều dài chốt khuỷu: lch= 220 mm + Chiều dày má khuỷu: h= 120 mm

+ Chiều rộng má khuỷu: b= 390 mm

+ Chiều cao má khuỷu: D= 500 mm + Chiều dài thanh truyền : ltt = 1066 mm + Chiều dài piston : lpt= 640 mm

+ Trọng lượng thanh truyền : mtt= 60 kg

+ Trọng lượng nhóm piston: mpt= 67 Kg

+ Khoảng cách giữa 2 tâm xi lanh liên tiếp: H= 700 mm + Khoảng cách từ tâm xylanh cuối đến bánh đà: Hc= 990 mm

Trang 19

+ Chiều dài trục khuỷu: Lkh=4200 mm

1.2.3 Các chi tiết cơ bản của động cơ 6L350 PN

1) Trục khuỷu

Trục khuỷu là một trong những chi tiết quan trọng nhất của động cơ, trục khuỷu tiếp nhận lực tác dụng lên piston chuyền qua thanh truyền, biến chuyển động tịnh tiến của piston thành chuyển động quay của trục khuỷu để đưa công suất ra ngoài cùng hệ trục chân vịt làm động lực đẩy tàu

Trong quá trình làm việc trục khuỷu luôn chịu tác dụng của lực khí thể, lực quán

tính (quán tính chuyển động tịnh tiến và quán tính chuyển động quay) những lực có trị

số lớn và thay đổi theo chu kỳ nhất định, nên có tính va đập mạnh Các lực tác dụng gây ra ứng suất uốn, xoắn, đồng thời còn gây hiện tượng dao động dọc trục hoặc dao động xoắn, làm động cơ rung động mất thăng bằng Ngoài ra, các lực tác dụng trên còn gây ra hao mòn lớn trên các bề mặt ma sát của cổ trục và chốt khuỷu

2) Thanh truyền

Thanh truyền là chi tiết quan trọng nối giữa piston với trục khuỷu, có tác dụng truyền lực tác dụng trên chốt piston xuống trục để làm quay trục khuỷu

a) Đặc điểm làm việc của thanh truyền :

- Chịu lực khí thể trong xylanh

- Chịu lực quán tính chuyển động tịnh tiến của nhóm piston

- Chịu lực quán tính của thanh truyền

Cho nên kết cấu của thanh truyền phải đảm bảo được các yêu cầu sau:

- Khe hở làm việc của đầu to và đầu nhỏ thanh truyền nằm trong phạm vi cho phép, không tạo va đập mạnh, bị biến dạng trong quá trình làm việc

- Thân thanh truyền chịu được nén và uốn dọc do hợp lực của khí thể và lực quán tính của khối lượng chuyển động tịnh tiến gây ra

+ Chịu kéo do tác dụng của lực quán tính chuyển động tịnh tiến

+ Chịu uốn ngang do tác dụng của lực quán tính chuyển động lắc thanh truyền gây ra

- Chỗ chuyển tiếp giữa thân và đầu to, đầu nhỏ thanh truyền có góc lượn để giảm ứng suất tập trung

b) Kết cấu thanh truyền (Hình 1.2)

Thanh truyền được làm bằng thép, có tiết diện hình chữ I với đầu to được chế

Trang 20

tạo rời Kết cấu thanh truyền được chia làm 3 phần sau đây:

- Đầu nhỏ thanh truyền có hình trụ rỗng, được lắp ghép với chốt piston, phần tại rỗng trong được ép ống lót (bạc lót), được làm từ hỗn hợp đồng thanh pha thiếc Trên bạc lót có rãnh chứa dầu, phần trên đầu nhỏ bố trí các lỗ phun dầu, dầu có áp lực sau khi bôi trơn bạc và chốt sẽ phun vào mặt dưới đỉnh piston để làm mát đỉnh

- Đầu to thanh truyền được chế tạo rời với thân thanh truyền, đầu to được lắp với thân bằng các bulông chống xoay, giữa mối ghép nửa trên đầu to với thân có các miếng đệm để điều chỉnh dung tích buồng cháy (hành trình piston) Nửa dưới đầu to

có các chốt định vị để khi lắp với thân và đầu to trên, bulông được lắp chính xác

- Thân thanh truyền được nối giữa đầu to và đầu nhỏ, chiều dài của thân được làm đồng đều trên suốt chiều dài, chiều rộng của thân tăng dần từ đầu nhỏ xuống đầu

to để phù hợp phân bố lực quán tính tác dụng lên thanh truyền trong mặt phẳng lắc

Hình 1.2: Thanh truyền của động cơ [6]

Trang 21

0 20

40 60 80 100 120 140 160 (kg/h) 204

t v C o 3922 5884 7845

218231245 258 272 286 299 312 426 340 354 367 380 394

9804 11765 13729 15690 17652 19613 735 588 441 294 231

Piston được chia làm 3 phần:

- Đỉnh có dạng hình  để tạo xoáy lốc trong buồng cháy Chỗ đối diện với supap hút và xả lõm xuống để trong quá trình làm việc tránh va chạm giữa piston và xupap

- Đầu piston có 6 rãnh xécmăng để lắp 5 xécmăng khí và 1 xécmăng dầu, xécmăng dầu được đặt ở rãnh cuối thứ 6 và tại rãnh có khoét lỗ để thoát dầu, dưới đỉnh piston làm bán kính góc lượn và các gân tản nhiệt để chuyền nhiệt tốt và tăng độ cứng vững cho bệ chốt khuỷu

- Thân piston: tính từ chỗ thoát dầu ở xécmăng đầu tiên xuống hết phần dẫn, hướng piston, gồm : bệ chốt và 1 rãnh lắp xécmăng dầu

1.2.4 Đặc tính của động cơ chính 6L350PN [15]

e

Hình 1.3: Các đường đặc tính ngoài của động cơ 6L350PN

Trang 22

Trong đó: P- Công suất động cơ (kW); Mk- Momen xoắn (Nm); Se- Suất tiêu

hao nhiên liệu riêng (g/kWh); G- lượng tiêu hao nhiên liệu giờ (kg/h); tν1- Nhiệt độ khí

xả tại cửa thoát của mỗi xilanh ( 0 C); tν2- Nhiệt độ khí xả trước tăng áp ( 0 C)

1.2.5 Kết cấu của hệ trục chân vịt tàu VTQSTS

1) Đặc điểm kỹ thuật hệ trục chân vịt

Tàu VTQSTS được bố trí 02 hệ trục chân vịt Mỗi hệ trục do một máy chính dẫn động trực tiếp Sơ đồ nguyên lý các phần tử chính của hệ trục chân vịt tàu VTQSTS (Hình 1.4 và Hình 1.5) [16]:

Hình 1.4: Hệ thống động lực tàu VTQSTS

Trong đó:1-1’- chân vịt; 2, 2’- Ổ đỡ trục chân vịt; 3, 3’- Trục chân vịt; 4, 4’- Ổ kín nước đuôi tàu; 5, 5’- trục trung gian I; 6, 6’- Ổ đỡ trục trung gian I; 7, 7’- Trục đẩy; 8, 8’- Ổ đỡ chặn; 9, 9’- Khớp nối; 10, 10’- Trục trung gian II; 11, 11’- Ổ đỡ trục trung gian II; 12, 12’- Động cơ chính; 13, 13’- Các thiết bị phục vụ hệ thống động lực;

14 Thân vỏ tàu

1’ 2’ 3’ 4’ 5’ 6’ 7’ 8’ 9’ 10’ 11’ 12’ 13’

10 1

Trang 23

Hình 1.5: Sơ đồ bố trí hệ trục tàu VTQSTS

Trong đó: 1- Trục chân vịt; 2- Khớp nối trục trung gian I; 3- Ổ đỡ trục trung

gian I; 4- Khớp nối trục đẩy; 5- Ổ đỡ chặn; 6- Ổ đỡ trục trung gian II

2) Thiết bị đẩy tàu (Chân vịt)

- Nhiệm vụ của chân vịt: Sau khi nhận được công suất Np từ mặt bích của động

cơ chính thông qua hệ trục tạo ra một động lực dọc trục (lực đẩy chân vịt P) để thắng được lực cản chuyển động R của tàu và đẩy tàu chuyển động với vận tốc Vs nào đó

- Điều kiện làm việc của chân vịt hết sức phức tạp, tiếp xúc trực tiếp với môi trường nước biển, chịu tác động của các yếu tố ngoại cảnh nên thường xuyên bị một số hỏng hóc như : ăn mòn, biến dạng, quăn mép, rỗ, nứt, mẻ, gẫy, Hiện tượng sủi bọt, xâm thực, hư hỏng sự cố xảy ra thường xuyên trong quá trình khai thác nên dẫn đến hiệu suất đẩy tàu của chân vịt giảm

Trang 24

- Chân vịt sử dụng dưới tàu VTQSTS là loại chân vịt cố định bước, được cố định vào trục nhờ mặt côn và các then

Các thông số kỹ thuật chủ yếu của chân vịt:

3) Ống bao trục chân vịt và ổ kín nước đuôi tàu

Ống bao trục chân vịt và ổ kín nước đuôi tàu là tổ hợp thiết bị có nhiệm vụ dẫn hướng chuyển động cho trục chân vịt và ngăn không cho nước tràn vào bên trong tàu, được làm kín dầu và kín nước bằng các thiết bị chuyên dùng, có một phần tiếp xúc trực tiếp với nước biển

Các thông số đặc trưng: Chiều dài lắp trên trục mạn phải: 4641 mm; trên trục mạn trái: 4711 mm; vật liệu chế tạo: Thép CT3

Trang 25

Hình 1.7: Ống bao trục chân vịt tàu VTQSTS [16]

Trục trung gian I là trục đặc làm bằng thép CT45, hai đầu nối bằng khớp kiểu bích lắp bằng 8 bulông M42 (Thép CT5)

Các thông số đặc trưng là: Chiều dài: 1650 mm; vật liệu: Thép CT45 đặc; đường kính: 200mm; đặt trên một ổ đỡ Φ220 mm; có dầu bôi trơn ổ và dầu bôi trơn ổ được làm mát bằng nước biển

Trang 26

Hình 1.9: Trục trung gian I [16]

6) Trục trung gian II (Hình 1.10)

Trục trung gian II là đoạn trục nối bánh đà của động cơ chính với trục đẩy Các thông số đặc trưng là: Chiều dài: 989 mm; vật liệu: Thép CT45; đường kính: 220mm; đặt trên một ổ đỡ Φ230 mm; có dầu bôi trơn ổ (được làm mát bằng nước biển)

Trang 27

8) Các thông số của hệ trục chân vịt

Hệ trục gồm: 1 trục chân vịt, 2 trục trung gian và 1 trục đẩy có các số liệu như Bảng 1.2:

Bảng 1.2: Các thông số của hệ trục chân vịt tàu VTQSTS

Vật liệu các trục là thép cacbon có trọng lượng riêng  = 7,85.10-3(Kg/cm3)

Số lượng: 2 chiếc vật liệu: Batit;

Đường kính ổ đỡ của trục trung gian I: 220mm;

Đường kính ổ đỡ của trục trung gian II: 230mm;

Hình 1.12: Ổ đỡ trục trung gian

Trang 28

- Ổ đỡ trục đẩy:

Đường kính ổ đỡ chặn trục: 230mm vật liệu: Batit;

Bôi trơn bằng dầu chứa trong ổ, vòng quay định mức: 375v/ph, lực đẩy tối đa: 1800kG

Hình 1.13: Kết cấu ổ đỡ trục đẩy chân vịt

1-Bệ ổ đỡ; 2- Ổ đỡ trục; 3- Trục đẩy; 4- Nắp chặn dầu; 5- Nửa trên ổ đỡ; 6- Giá

đỡ bạc chặn; 7- Bạc chặn; 8- Nắp; 9-Vành chặn

1.3 TỔNG QUAN TÌNH HÌNH, KỂT QUẢ NGHIÊN CỨU VỀ DAO ĐỘNG XOẮN HỆ TRỤC CHÂN VỊT TÀU THỦY

1.3.1 Các nghiên cứu trên thế giới

1) Các nghiên cứu về lý thuyết

Độ chính xác của mô hình tính dao động xoắn của hệ trục chân vịt phụ thuộc vào nhiều yếu tố, trong đó việc xác định các thông số cấu trúc của hệ cũng như việc xác định tải trọng tác dụng lên hệ có ý nghĩa quyết định

Một trong những vấn đề khó khăn gặp phải khi xây dựng mô hình tính đó là việc xác định các mô men quán tính thu gọn và độ cứng tương đương của cơ cấu khuỷu trục thanh truyền Trước đây, để đơn giản cho việc tính toán, tất cả các khối lượng tham gia chuyển động của cơ cấu khuỷu trục thanh truyền được thay thế bằng các khối lượng tập trung (đĩa tập trung) với mô men quán tính không đổi Khi thu gọn như vậy đã bỏ qua sự biến đổi tuần hoàn của mô men quán tính đối với các khối lượng

Trang 29

của cơ cấu khuỷu trục thanh truyền Trong thực tế, do khoảng cách của các khối lượng tham gia chuyển động tịnh tiến so với đường tâm trục khuỷu luôn thay đổi nên mô men quán tính thu gọn của toàn bộ cơ cấu về đường tâm trục khuỷu cũng là một hàm thay đổi theo thời gian

Hình 1.14 là sự biến thiên mô men quán tính thu gọn J(α) của cơ cấu khuỷu trục thanh truyền theo góc quay của trục khuỷu

Hình 1.14: Mô men quán tính thu gọn của cơ cấu khuỷu trục thanh truyền

Do hình dạng, kết cấu của các khuỷu trục rất phức tạp nên việc xác định độ cứng chống xoắn của chúng gặp nhiều khó khăn Hầu hết trong các giáo trình chuyên ngành, các công trình nghiên cứu về dao động xoắn hệ trục khuỷu động cơ đốt trong cũng như hệ trục chân vịt đều tính toán độ cứng của các khuỷu trục theo các công thức kinh nghiệm và bán kinh nghiệm [12] Ưu điểm của các công thức kinh nghiệm là đơn giản, dễ sử dụng Tuy nhiên, các công thức này thường chỉ đúng với một loại khuỷu trục nhất định và thường không xét hết ảnh hưởng của các đoạn có kết cấu phức tạp như góc lượn, vát góc, sự sai khác về kích thước giữa hai má khuỷu, đến độ cứng chống xoắn của cả khuỷu trục Để có được kết quả tính toán gần đúng độ cứng chống xoắn của các khuỷu trục với độ chính xác cao thì việc sử dụng các mô hình 3D trên cơ

sở phương pháp PTHH là cách lựa chọn tốt nhất Ngày nay, có nhiều phần mềm ứng dụng được viết trên cơ sở phương pháp PTHH cho phép xác định độ cứng chống xoắn của các đoạn trục có hình dạng phức tạp một cách nhanh chóng và chính xác

Một trong những nội dung nghiên cứu quan trọng khi tính toán dao động xoắn

hệ trục chân vịt tàu thủy đó là giải bài toán dao động tự do nhằm xác định tần số dao động riêng và dạng dao động riêng của hệ Mặc dù các phương pháp lập bảng kết hợp

J(α)

Jmax

Jmin

Trang 30

với đồ thị của Holzer và Tolle; phương pháp ‘Chuỗi phân số’ của Terskich được đánh

giá là rất hiệu quả và dễ sử dụng, tuy nhiên các phương pháp này được đưa ra khi mà công cụ máy tính còn chưa phát triển Việc tính toán theo các phương pháp này mất nhiều thời gian đặc biệt đối với hệ có nhiều khối lượng Ngày nay, bài toán trên đã được giải quyết một cách dễ dàng và có độ chính xác cao nhờ các phần mềm hỗ trợ [4]

Dao động xoắn của hệ trục xuất hiện chủ yếu là do sự biến thiên mô men xoắn của động cơ Sự biến thiên này phụ thuộc vào số kỳ, khối lượng của các chi tiết chuyển động tịnh tiến của cơ cấu khuỷu trục thanh truyền, tốc độ trục khuỷu, phụ tải động cơ, Do quy luật biến thiên của mô men xoắn động cơ là đường cong phức tạp nên khi khảo sát dao động xoắn người ta thường phân tích mô men này thành tập hợp

các đường cong điều hòa Trên thực tế, mô men xoắn của động cơ thường được cho

dưới dạng bảng hoặc đồ thị do đó việc phân tích điều hòa mô men xoắn thường được tiến hành bằng phương pháp phân tích điều hòa thực tế

Trước đây, khi công cụ tính toán chưa phát triển thì phương pháp nhóm các hệ

số (của các tác giả N Klok và M.G.Serebrenikov) và phương pháp sử dụng các dụng

cụ hỗ trợ (các dưỡng) được ứng dụng nhiều hơn cả để xác định các hệ số Fourier Ngày nay, việc phân tích điều hòa thực tế thường chủ yếu sử dụng phương pháp số học trên cơ sở ứng dụng các phần mềm tính toán như Excel, Mathcad, Nội dung chi tiết của phương pháp số học đã được trình bày trong các tài liệu [4]

Khi hệ dao động bình ổn, biên độ dao động của các khối lượng phụ thuộc chủ yếu vào các cấp điều hòa chính gây ra cộng hưởng Tuy nhiên, ảnh hưởng tổng hợp của các cấp điều hòa lân cận của cấp đang xét cũng là đáng kể (đặc biệt là các cấp bậc thấp), trong một số trường hợp khi xét dao động xoắn của hệ dưới tác dụng tổng hợp của mô men điều hòa các cấp thì ứng suất trên trục lại lớn hơn ứng suất cho phép còn nếu chỉ xét ảnh hưởng của các cấp điều hoà chính thì ứng suất xuất hiện trên trục lại nhỏ hơn mô men cho phép Do đó việc xác định tải tổng hợp dưới tác dụng của tất cả các cấp điều hoà cần phải được xét đến khi tính toán dao động xoắn của hệ trục [4]

Trên thực tế dao động xoắn của hệ trục luôn xảy ra đồng thời với chuyển động quay của hệ trục Các lực kích thích, lực cản khi dao động và các ngoại lực gây ra chuyển động quay của hệ trục luôn có quan hệ mật thiết với nhau Việc khảo sát độc lập hai chuyển động này được thực hiện với điều kiện bỏ qua tính phi tuyến của các

Trang 31

khâu trong hệ Khi đó phương trình vi phân chuyển động của hệ là phương trình vi phân tuyến tính và áp dụng được nguyên lý chồng chất nghiệm (hay còn gọi là nguyên

lý cộng tác dụng)

2) Các nghiên cứu thực nghiệm

Song song với việc nghiên cứu lý thuyết thì các nghiên cứu dao động xoắn hệ trục chân vịt bằng thực nghiệm cũng được nhiều hãng đóng tàu quan tâm Trước khi được đưa vào sử dụng lâu dài, hầu hết các tàu thủy đóng mới đều được kiểm tra dao động xoắn bằng thực nghiệm nhằm đảm bảo tính an toàn của hệ trục Ngoài ra, với kết quả đo dao động xoắn còn cho phép chẩn đoán, đánh giá tình trạng kỹ thuật của toàn

bộ hệ trục chân vịt

Các nghiên cứu dao động xoắn của hệ trục bằng thực nghiệm nhằm xác định một trong các thông số sau: góc quay tức thời, tốc độ góc tức thời hoặc ứng suất do dao động xoắn gây ra (qua việc xác định biến dạng của trục)

Có nhiều dạng thiết bị đo dao động xoắn khác nhau dựa trên các nguyên tắc khác nhau Trước đây, các thiết bị đo dao động xoắn thực hiện dựa trên hiện tượng cộng hưởng và chỉ xác định được dao động tại các tốc độ cộng hưởng Điển hình là các thiết bị của Liên xô (cũ) do các nhà khoa học Gayger và Papov chế tạo Việc gá lắp, hiệu chỉnh các thiết bị này rất phức tạp và ảnh hưởng trực tiếp tới kết quả đo Các thiết bị đo hiện đại cho phép xác định được dao động xoắn của hệ trục tại tất cả các tốc

độ khác nhau với độ chính xác cao Hiện nay, chủ yếu có các thiết bị đo dao động xoắn sau:

Thiết bị Laser Vibrometer: Nguyên lý đo của thiết bị này được dựa trên hiệu

ứng Doppler Sử dụng hai tia laser song song chiếu vào 2 điểm khác nhau trên bề mặt vật quay, phân tích tín hiệu phản hồi thu được sẽ xác định được tốc độ tức thời của vật quay Trên cơ sở phân tích Fourier sẽ thu được tốc độ góc trung bình của vật quay và

sự biến thiên (dao động) của tốc độ góc theo khoảng thời gian đo Từ đó sẽ xác định được góc lệch (góc xoắn) do dao động xoắn gây ra

Ưu điểm chính của phương pháp này là đo không tiếp xúc (non-contact), dải đo của thiết bị rộng có thể đo được tại những vị trí có không gian hẹp, tốn ít thời gian cho việc chuẩn bị đo và triển khai lắp đặt thiết bị Tuy nhiên, giá thành của thiết bị đo bằng laser tương đối cao và đòi hỏi người sử dụng phải có trình độ chuyên môn cao

Trang 32

Thiết bị Encoder: Ecoder chia ra làm 2 loại: Absolute Encoder và Incremental

Encoder (theo thói quen còn gọi là Encoder tuyệt đối và Encoder tương đối) Với Encoder tuyệt đối tín hiệu thu được cho biết rõ vị trí của trục đo mà không cần xử lý gì thêm Với Encoder tương đối thì cần phải đếm số xung thu được và kết hợp với độ phân giải của Encoder mới xác định được vị trí của trục đo Bằng cách phân tích số liệu đo sẽ xác định được biên độ góc cũng như tốc độ góc dao động của vị trí đo Nguyên lý làm việc Encoder chia ra làm 3 loại chính: loại cơ khí, điện từ và quang học Ưu điểm của thiết bị Encoder là kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ dàng gá lắp

và hiệu chỉnh, tuy nhiên thiết bị này chỉ xác định được biên độ và tốc độ dao động góc tại các đầu tự do của hệ trục (ví dụ như đầu trục khuỷu)

Cảm biến dây điện trở (strain gage): Thiết bị đo sử dụng cảm biến dây điện trở

ngày càng được sử dụng rộng rãi trong các ngành công nghiệp, các phòng thí nghiệm

và các viện nghiên cứu Nguyên lý đo của thiết bị này dựa trên tính chất cơ - điện của dây kim loại Các cảm biến được dán lên bề mặt vật đo và kết quả chính xác về biến dạng của bề mặt vật đo có thể thu được một cách nhanh chóng thông qua hệ thống thiết bị thu phát không dây Dựa vào kết quả đo biến dạng có thế xác định được ứng suất do dao động gây ra cũng như mô men xoắn trung bình được truyền trên trục

Khi sử dụng thiết bị đo bằng cảm biến dây điện trở để xác định dao động xoắn của hệ trục thì điểm đo càng gần điểm nút dao động càng tốt trong khi đó đối với thiết

bị Laser Vibrometer và Encoder thì ngược lại vị trí đo càng xa điểm nút dao động thì tín hiệu đo càng lớn

1.3.2 Các nghiên cứu tại Việt Nam

Tại Việt Nam, trong những năm gần đây cũng có nhiều các công trình nghiên cứu tính toán về dao động xoắn hệ trục khuỷu động cơ đốt trong cũng như hệ trục chân vịt

Công trình nghiên cứu của Trần Đình Sơn [10] đã quan tâm đến dao động xoắn của hệ có khối lượng thu gọn biến đổi Trong công trình này đã đề cập đến phương pháp giải gần đúng bằng giải tích hệ phương trình vi phân có hệ số là hàm biến đổi theo thời gian, đã xét đến tính ổn định của hệ dao động xoắn có các khối lượng thu gọn biến đổi Tuy nhiên công trình này mới chỉ quan tâm về lý thuyết giải bài toán mà không quan tâm đến các thông số đầu vào, điều kiện biên của bài toán

Trang 33

Trong luận án tiến sĩ kỹ thuật của Lê Trung Dũng [3] đã ứng dụng phần mềm ANSYS để khảo sát dao động xoắn hệ trục khuỷu động cơ đốt trong dưới tác dụng tổng hợp của các cấp điều hòa Luận án đã sử dụng mô hình thanh - khối lượng để khảo sát dao động của hệ có các khối lượng thu gọn là hằng số trên cơ sở giải hệ phương trình vi phân tuyến tính

Luận án tiến sĩ kỹ thuật của Nguyễn Năng Thắng [13] đã ứng dụng mô hình không gian trên cơ sở phương pháp PTHH để xác định mô men quán tính khối lượng

và độ cứng chống xoắn của các thành phần thuộc hệ nhằm nâng cao độ chính xác của

mô hình tính Xây dựng mô hình và phương pháp giải có xét đến tính phi tuyến của

mô men quán tính thu gọn các khối lượng tham gia chuyển động tịnh tiến của cơ cấu khuỷu trục thanh truyền Đồng thời, tiến hành khảo sát dao động xoắn không tách rời với chuyển động quay tròn của hệ Xác định tốc độ cộng hưởng, biên độ và ứng suất khi cộng hưởng dưới tác dụng tổng hợp của mô men điều hòa các cấp

1.4 NỘI DUNG NGHIÊN CỨU VÀ GIỚI HẠN CỦA ĐỀ TÀI

Nội dung nghiên cứu của đề tài: Do các vấn đề liên quan đến bài toán dao

động xoắn hệ trục chân vịt rất rộng và phức tạp, trong phạm vi nghiên cứu của luận văn chỉ tập trung giải quyết các nội dung chính sau:

- Xây dựng mô hình tính và phương pháp giải là mô hình tuyến tính của mô men quán tính thu gọn các khối lượng tham gia chuyển động tịnh tiến của cơ cấu khuỷu trục thanh truyền Đồng thời, tiến hành khảo sát dao động xoắn không tách rời với chuyển động quay tròn của hệ

- Ứng dụng các công thức để xác định mô men quán tính khối lượng, độ cứng chống xoắn và chiều dài tương đương của các thành phần thuộc hệ trục chân vịt

- Xác định tốc độ cộng hưởng, biên độ và ứng suất khi cộng hưởng dưới tác dụng tổng hợp của mô men điều hòa các cấp

Giới hạn nghiên cứu của đề tài:

Trong khuôn khổ của luận văn mới chỉ quan tâm đến ảnh hưởng của tuyến tính

mô men quán tính thu gọn của độ cứng chống xoắn, các hệ số cản của động cơ và chân vịt Khảo sát dao động xoắn của hệ tại các chế độ làm việc cộng hưởng và chế độ làm việc mới 110% công suất định mức

Trang 34

Trên cơ sở phân tích tổng quan của hệ động lực tàu thuỷ có thể rút ra những kết luận sau:

- Do yêu cầu đảm bảo độ tin cậy, sức sống và tính cơ động cao nên việc khảo sát dao động xoắn của hệ trục chân vịt tàu vận tải quân sự là một yêu cầu bắt buộc với các nhà thiết kế và đóng mới

- Hệ trục chân vịt tàu thủy nói chung và đặc biệt hệ trục chân vịt tàu vận tải quân sự sử dụng động cơ Diesel nói riêng là một hệ thống phức tạp bao gồm nhiều cơ cấu, chi tiết Do đó việc chọn mô hình đĩa - lò xo để tính toán dao xoắn của hệ là hợp

lý nhất Để tăng cường độ chính xác của mô hình tính trên cơ sở phương pháp PTHH

để xác định mô men quán tính khối lượng và độ cứng chống xoắn của các thành phần thuộc hệ động lực

- Do mức độ tuyến tính của mô men quán tính thu gọn của cơ cấu khuỷu trục thanh truyền là tương đối lớn nên điều này cần được xét đến khi tính toán dao động xoắn của toàn hệ trục chân vịt

- Tại một chế độ cộng hưởng, ngoài tác dụng của cấp điều hòa chính gây ra cộng hưởng, hệ còn chịu tác động đồng thời của các cấp điều hòa khác của mô men kích thích Trong một số trường hợp, ảnh hưởng của các cấp điều hòa phụ này là không nhỏ (đặc biệt là các cấp điều hòa bậc thấp) do đó cần phải khảo sát dao động xoắn của hệ dưới tác dụng tổng hợp của các cấp điều hòa

Trang 35

CHƯƠNG 2

CƠ SỞ LÝ THUYẾT TÍNH TOÁN DAO ĐỘNG XOẮN HỆ TRỤC

CHÂN VỊT TÀU THỦY

2.1 PHÂN LOẠI DAO ĐỘNG HỆ TRỤC TÀU THUỶ [6]

Dao động tàu thuỷ là một lĩnh vực khá phức tạp, tuy nhiên trong thiết kế và đóng tàu nếu không chú ý tới nó sẽ làm hạn chế chất lượng thiết kế cũng như hiệu quả và tính an toàn cho hoạt động của con tàu

Dao động của tàu thuỷ nói chung và tàu vận tải quân sự nói riêng gây ra bởi nhiều nguyên nhân khác nhau như: rung động của máy chính, hệ trục chân vịt, vỏ tàu, các thiết bị khác và sóng gió, Các yếu tố này tác động qua lại rất phức tạp do vậy rất khó xác định một cách chính xác mức độ tác động của từng yếu tố cụ thể Bởi vậy việc phân loại dao động nhằm mục đích phân chia chúng ra, tìm ra nguyên nhân và tìm cách khắc phục và hạn chế ngay từ khâu thiết kế khi đóng mới hoặc tìm mọi biện pháp tránh đối với những tàu đã vận hành rồi nhưng gặp phải vấn đề về dao động

Dao động hệ trục chân vịt tàu thủy có thể được phân loại như sau:

2.1.1 Dao động dọc trục

Dao động dọc là dao động mà phương biến dạng dọc theo đường trục của hệ trục Dao động dọc gây ra bởi các nguyên nhân sau đây:

- Lực đẩy của chân vịt không ổn định do chân vịt không được cân bằng

- Do sóng gió và biến dạng của vỏ tàu

- Do dao xoắn của hệ trục

Người ta thấy rằng khi tăng tốc độ tàu không phù hợp cũng gây ra dao động dọc trục Tuy nhiên biên độ dao động dọc trục không lớn lắm so với các dạng dao động khác và nó ít phụ thuộc vào tần số góc quay của trục Mặc dù vậy nếu trục bị cong vênh thì biên độ dao động khá lớn Dao động dọc trục gây nên ứng suất lớn tại ổ đỡ chặn lực đẩy của chân vịt, ổ đỡ trục khuỷu máy chính, hộp giảm tốc và gây rung động khoang máy và vỏ tàu

Để khắc phục dao động dọc trục cần tiến hành khắc phục các nguyên nhân của nó trong đó chú ý nhất đến vấn đề chế tạo và lắp ráp hệ trục sao cho đường tâm trục phải thẳng, sử dụng chân vịt được cân bằng tốt cũng như tăng cường thêm ổ chặn

2.1.2 Dao động ngang

Trang 36

Dao động ngang là dao động có phương biến dạng vuông góc với đường tâm của

hệ trục Ví dụ khi một đoạn trục lệch tâm quay quanh trục của nó trên hai gối đỡ sẽ gây ra dao động ngang

Dao động ngang gây ra bởi lực quán tính không cân bằng trên đường trục, khi mà trọng tâm của toàn bộ đường trục không nằm trên tâm quay của nó Hiện tượng dao động ngang gây ra chấn động ở sàn đáy tàu trong buồng máy, nơi đặt các gối đỡ, khiến cho bạc các gối đỡ trục bị chóng mòn Khi các bạc gối đỡ mòn thì làm cho đường tâm trục càng lệch và gây ra dao động ngang càng mạnh, vận hành lâu dài trong trạng thái này sẽ không an toàn dễ gây hư hỏng hoặc gãy trục

Về lý thuyết dao động ngang được minh hoạ như sau:

Xét một đoạn trục và xem nó như một dầm liên tục tựa trên hai gối đỡ, trọng

lượng phân bố đều q trên suốt chiều dài l của nó

OO’ là độ võng tĩnh của hệ trục do trọng lượng bản thân của nó Do sai số trong

gia công và vật liệu chế tạo không đồng nhất mà trọng tâm của trục là S chứ không phải tại O Trục lúc này có thể xem là trục mềm và trong tâm S quay quanh O chứ

không phải quay quanh O’

Trong khi quay quanh tâm O, trên trục xuất hiện lực li tâm gây ra độ văng y =

OW Tốc độ quay của trục càng cao thì lực li tâm P càng lớn, độ văng y càng lớn cho đến khi cân bằng với lực đàn hồi Q mới thôi (P = Q)

P được tính như sau: [6]

)()

2

e y m e y g

Trang 37

EJ y

Trong đó:

J - momen quán tính tiết diện trục (cm4);

E - mođun đàn hồi của vật liệu (kG/cm2);

L - chiều dài của nhịp trụ giữa hai gối đỡ (cm)

Từ (2.1) và (2.2) ta suy ra độ võng y:

2 2

Ở trên chỉ xét một đoạn trục đặt trên hai gối đỡ Đối với hệ trục tàu thuỷ, nó là một dầm liên tục đặt trên nhiều gối đỡ khác nhau và chịu nhiều ngoại lực phức tạp nên công thức tính nth sẽ khá Hiện nay có nhiều phương pháp tính dao động ngang trên cơ

sở xác định số vòng quay tới hạn nhưng phương pháp phổ biến nhất là phương pháp

Hình 2.2: Mô hình tính toán dao động ngang [6]

Trang 38

gần đúng của Simanxki Việc tính số vòng quay giới hạn dựa trên giả thiết xem hệ trục

là một dầm đàn hồi nhiều nhịp nằm ngang không quay

Trị số momen M tại các gối tựa tỷ lệ thuận với góc nghiêng  của đường cong đàn hồi của trục (M =  u với u là hệ số cứng uốn của trục tai mặt cắt của các điểm

2

Trong đó:

q - trọng lượng của dầm trên một đơn vị chiều dài,

E - mođun đàn hồi của vật liệu (kG/cm2),

J - momen quán tính mặt cắt ngang (cm4),

l - chiều dài nhịp (cm),

- hệ số xét đến việc cố định của dầm đối với tần số dao động tự do

Số lần dao động tự do của trục trong một phút:

Dao động xoắn trong máy móc là một hiện tượng nguy hiểm Ban đầu, khi thiết

kế người ta đã dự kiến và tính toán bền cho các chi tiết trong trường hợp tải trọng lớn nhất mà máy sẽ phải chịu Tuy nhiên, trong quá trình khai thác sử dụng, người ta phát hiện ra rằng có nhiều chi tiết và cụm máy bị phá hỏng ngay cả khi các tải trọng còn chưa đạt đến giá trị tính toán ban đầu Nguyên nhân chính của các hư hỏng này là do hiện tượng cộng hưởng Khi tần số của lực kích thích trùng với tần số dao động riêng

Trang 39

của hệ thì hiện tượng cộng hưởng xảy ra Khi đó, trong các chi tiết sẽ xuất hiện một ứng suất phụ rất lớn (ứng suất do dao động) Ứng suất này có thể lớn hơn nhiều so với ứng suất khi tính toán bền ban đầu Do ứng suất này thay đổi dấu liên tục nên có thể gây ra hiện tượng hư hỏng vì mỏi của vật liệu Một đặc điểm chung của các hư hỏng

do dao động xoắn là các vết nứt, vết gãy thường có góc nghiêng 45o so với đường tâm của trục (Hình ) và nói chung dao động xoắn thường khó phát hiện để đưa ra những cảnh báo kịp thời [33] Khi dao động xoắn xảy ra ở những bộ truyền bánh răng, cơ cấu khuỷu trục thanh truyền với biên độ lớn thì có thể xuất hiện hiện tượng rung động cùng với những tiếng gõ kim loại, còn khi xảy ra ở những đoạn trục dẫn động như trục trung gian, trục chân vịt thì hầu như không có biểu hiện gì và người ta thường không thể cảm nhận được Dao động xoắn cộng hưởng sẽ làm cho động cơ làm việc mất ổn định, phá vỡ sự cân bằng của hệ lực quán tính Trong quá trình vận hành có thể hệ trục khuỷu và hệ trục chân vịt bị nóng ở những vùng không hề ma sát với một chi tiết nào

cả Nguyên nhân chính của trường hợp này là do khi cộng hưởng ma sát của các lớp vật liệu chế tạo trục đã phát nhiệt và làm giảm công suất của động cơ

Hình 2.3: Hiện tượng gãy trục do dao động xoắn gây ra [6]

Ngày nay, với xu hướng nâng cao công suất và tốc độ vòng quay cùng với những yêu cầu nâng cao tính kinh tế, giảm chi phí vật tư, nguyên liệu thì vấn đề dao động xoắn càng phải được quan tâm nhiều hơn Đối với lĩnh vực động cơ đốt trong, cùng với việc tăng tốc độ vòng quay trục khuỷu và số xylanh của động cơ sẽ làm tăng tần số của lực kích thích, đồng thời làm giảm tần số dao động riêng của hệ (do tăng chiều dài trục khuỷu sẽ làm giảm độ cứng chống xoắn) Do vậy làm cho tần số của lực kích thích và tần số dao động riêng càng tiến lại gần nhau và nguy cơ xuất hiện hiện tượng cộng hưởng trong dải vòng quay làm việc của

Trang 40

động cơ càng lớn Ngoài ra, với việc cường hóa động cơ bằng tăng áp cũng làm tăng biên độ dao động cưỡng bức của hệ trục khuỷu động cơ

Dao động xoắn là loại dao động nguy hiểm nhất trong các loại dao động của hệ trục chân vịt tàu thủy [4] Việc tính toán dao động xoắn hệ trục chân vịt tàu thủy là yêu cầu bắt buộc được quy định trong tất cả các quy phạm phân cấp tàu thủy của các nước trên thế giới

Những phân tích trên cho thấy việc tính toán dao động xoắn của các loại động

cơ và các hệ thống truyền động nói chung là một nhiệm vụ rất quan trọng Từ những kết quả tính toán đó có thể đưa ra những biện pháp nhằm giảm thiểu những hư hỏng do dao động xoắn gây ra

2.2 LÝ THUYẾT VỀ DAO ĐỘNG XOẮN CỦA HỆ TRỤC CHÂN VỊT TÀU THỦY

Khi động cơ làm việc, trên mỗi khuỷu đều có lực tiếp tuyến T hay mô men xoắn

M Lực và mô men này biến đổi có chu kỳ do hợp lực của lực khí thể và lực quán tính sinh ra Chu kỳ thay đổi của các lực và momen này đối với động cơ đốt trong 4 kỳ là

4 và đối với động cơ 2 kỳ là 2 

Khác với các dạng dao động khác, dao động xoắn chỉ tồn tại trong bản thân hệ trục không truyền ra ngoài giá máy và vỏ tàu Tuy nhiên, dao động xoắn có tác hại lớn đồng thời nó thường xuất hiện ở những dải tần số thấp trong phạm vi sử dụng thông dụng của động cơ nên rất nguy hiểm

Về lý thuyết dao động xoắn, người ta chia ra dao động tự do và dao động cưỡng bức

Dao động xoắn sinh ra khi các lực hoặc các mô men kích thích bên ngoài ngừng tác dụng gọi là dao động xoắn tự do Tần số dao động tự do của hệ trục quyết định bởi hình dáng hình học, khối lượng, kích thước và độ đàn hồi các bộ phận của toàn bộ hệ trục từ trục khuỷu đến chân vịt Nếu tần số dao động tự do có quan hệ nhất định với quy luật thay đổi của lực quán tính và lực khí thể (sẽ chỉ ra ở phần sau) thì trên toàn bộ

hệ trục sẽ phát sinh cộng hưởng Tốc độ của máy chính khi phát sinh cộng hưởng gọi

là tốc độ tới hạn Trong trường hợp cộng hưởng, biên độ dao động xoắn tăng lên rất lớn, nếu biên độ này vượt quá phạm vị cho phép thì ứng suất do nó sinh ra sẽ phá huỷ một trong các thành phần của hệ trục (có thể là trục khuỷu, trục chân vịt hay các đoạn trục khác trên hệ trục)[1]

Định dạng
Số trang	127
Dung lượng	2,44 MB