Đồ án môn học thiết kế hệ động lực tàu thuỷ

Chương 1: PHÂN TÍCH BỐ TRÍ THIẾT BỊ KHOANG MÁY 1.1 Khảo sát các đặc tính kỹ thuật cần thiết của tàu mẫu 1.1.1 Chọn và phân tích hồ sơ tham khảo: Dựa vào đặc điểm, loại tàu, chức năng

LỜI NÓI ĐẦU

Là một kỹ sư tàu thủy, thì việc thiết kế hệ động lực tàu là một việc cần thiết, quan trọng Đó là một công việc phức tạp và được quản lý hết sức cẩn thận thận vì tàu thủy là một phương tiện đòi hỏi tính an toàn khi khai thác rất cao Do đó, việc thiết kế không đơn thuần là việc tính toán như thiết kế cơ khí bình thường mà đây là công việc đòi hỏi phải kết hợp giữa việc thiết kế kỹ thuật và tra theo quy phạm Cho nên để làm quen với công việc phức tạp này ta phải làm quen với phương pháp tính và chọn theo

quy phạm phân cấp và đóng tàu Và Đồ án môn học “ Thiết Kế Hệ Động Lực Tàu

Thủy” nhằm giúp cho sinh viên bước đầu làm quen với công việc đó

Đồ án gồm 4 phần chính:

 Chương 1: Phân tích bố trí thiết bị khoang máy

 Chương 2: Tính chọn các phần tử của hệ động lực chính

 Chương 3: Thiết kế hệ trục

 Chương 4: Tính toán thiết kế các hệ thống phục vụ

Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Tiến Thừa, cùng các thầy cô trong

khoa đã tận tình giảng dạy và hướng dẫn để em có thể hoàn thành nhiệm vụ được giao

Dù đã rất cố gắng nhưng không thể tránh khỏi sai sót, em rất mong được sự chỉ bảo

thêm của thầy và sự góp ý của các bạn

Đà Nẵng, ngày 23 tháng 12 năm 2015

Sinh viên

Lê Văn Mẫn

Chương 1: PHÂN TÍCH BỐ TRÍ THIẾT BỊ KHOANG MÁY

1.1 Khảo sát các đặc tính kỹ thuật cần thiết của tàu mẫu

1.1.1 Chọn và phân tích hồ sơ tham khảo:

Dựa vào đặc điểm, loại tàu, chức năng và các thông số hình học tàu thiết kế, ta chọn

hồ sơ thiết kế Tàu mẫu có các thông số chính được trình bày trong bảng sau

Bảng 1.1: Bảng thông số tàu mẫu

Các thông số cơ bản của tàu mẫu và tàu thiết kế khá tương đồng nhau (về loại tàu, kích thước)

1.1.2 Khảo sát các đặc tính kỹ thuật của tàu mẫu:

Tàu mẫu được thiết kế để chuyên chở dầu và các loại khí hóa lỏng, vỏ thép, hoạt động trên vùng biển quốc tế cấp không hạn chế (không giới hạn vùng hoạt động của tàu)

Tàu được phân khoang theo bảng sau :

Bảng 1.2 Bảng phân khoang của tàu mẫu

1.1.3 Khảo sát sơ bộ hệ động lực tàu mẫu:

- Hệ động lực tàu mẫu được bố trí ở phần đuôi tàu có hình dạng sơ bộ được xác định như hình vẽ:

Hình 1.1: Vị trí bố trí khoang máy của tàu mẫu

- Hệ động lực tàu mẫu được bố trí phía đuôi tàu

Ta lựa chọn vị trí hệ động lực đặt ở đuôi tàu có đặc điểm như sau

+ Ưu điểm: tăng khả năng an toàn phòng cháy nổ; hệ trục ngắn ; dành được phần giữa tàu cho khoang hàng

+ Nhược điểm : phải dằn mũi khi chạy không tải ; tàu bị lắc mạnh hơn, tính ổn định kém hơn khi bị tác động của sóng ngang

Ngoài ra khoang máy được bố trí ở phần đuôi tàu, không gian khoang máy được chia thành các khu vực và khoang két khác nhau như khu vực đặt máy, giếng hút khô, két dầu cặn, két dầu DO Máy được đặt trên bệ máy được gia cố đảm bảo đủ bền, khoang máy được bố trí sàn buồng máy để thuận tiện trong quá trình vận hành Các két dầu dự trử phải đảm bảo đủ dung tích chứa dầu cho hành trình viễn dương

Hệ động lực tàu mẫu sử dụng một máy chính để lai hệ trục một chân vịt, do máy đặt ở phần lái nên hệ trục tàu ngắn

1.2 Phân tích lựa chọn phương án bố trí các thiết bị của hệ động lực trên tàu

Phân tích, lựa chọn vị trí đặt buồng máy:

Buồng máy có thể đặt ở mũi tàu, giữa tàu hay đuôi tàu Nhưng chúng ta thường có 2 cách bố trí buồng máy phổ biến nhất là ở giữa tàu và đuôi tàu

- Buồng máy được bố trí ở đuôi tàu

Ưu điểm:

+ Đường trục ngắn hơn so với bố trí ở giữa tàu

+ Tiết kiệm vật liệu,chi phí

+ Giảm tổn thất năng lượng trên đường truyền

+ Tạo nhiều thuận lợi cho việc bố trí khoang hàng

Nhược điểm:

+ Không gian buồng máy chật chội hơn so với bố trí giữa tàu

+ Khi không hàng hoặc ít hàng tàu luôn bị chúi đuôi vì vậy phải bố trí hàng sao cho đảm bảo đc cân bằng tàu hoăc phải dằn mũi tàu,tính chống chìm kém

- Bố trí buồng máy ở giữa tàu:

Ưu điểm:

+ Trọng tâm buồng máy gần trùng với trọng tâm của tàu Cho nên lúc không hàng cũng như đầy hàng tàu luôn đảm bảo cân bằng dọc Điều đó ảnh hưởng tốt đến sức khoẻ của nhân viên và hành khách

+ Tính chống chìm tăng vì có nhiều vách kín nước

Ta lựa chọn vị trí buồng máy chính đặt ở đuôi tàu có 1 số đặc điểm như đã khảo sát ở phần bố trí hệ động lực tàu mẫu

 Kích thước buồng máy

Chiều dài, chiều rộng,chiều cao buồng máy có liên quan đến kích thước của các

thiết bị và sự sắp xếp hợp lý các trang thiết bị trong buồng máy

+ Chiều dài buồng máy:có quan hệ mật thiết với chiều dài và công suất máy

(phương án bố trí 1 buồng máy đặt đuôi tàu,1 máy chính kiểu diessel)

+ Chiều rộng buồng máy:cũng chính là chiều rộng của tàu nơi chọn vị trí đặt buồng máy + Chiều cao buồng máy: có quan hệ với chiều cao của thiết bị và đảm bảo cho thiết

bị làm việc bình thường

 Chiều dài và vị trí các khoang

Chiều dài của khoang, cách phân chia khoang ở tàu dầu và số vách ngang tối thiểu có thể xác định.Chiều dài tàu L=136,6

Bố trí : 1 khoang đuôi+1 khoang máy+ 5 khoang dầu +1 khoang mũi + 1 khoang cách

ly

Trong buồng máy lắp đặt 01 máy chính và các thiết bị phục vụ hệ thống động lực, hệ thống ống toàn tàu Lên xuống buồng máy bằng 04 cầu thang chính Điều khiển các thiết bị được thực hiện tại chỗ trong buồng máy Điều khiển máy chính được thực hiện tại chỗ trong buồng máy hoặc từ xa trên buồng lái Một số bơm chuyên dụng có thể điều khiển từ xa trên boong chính như bơm vận chuyển dầu đốt, bơm nước vệ sinh, nước sinh hoạt, các quạt thông gió

Khoảng cách sườn vùng khoang máy,vùng mũi tàu, vùng đuôi tàu chọn S = 700[mm]

1.3.2 Phân khoang cơ bản:

o Chiều dài tàu : L = 136,6

o Số vách kín nước tối thiểu là 7 (vách )

o Chiều dài các khoang

 Chiều dài khoang mũi, khoang đuôi

5%LppLmũi 8%Lpp

Chia khoang dầu thành khoang

LKD1 = LKD2 = LKD3= LKD4= LKD5= 20,36 m (thõa mãn quy phạm bố trí khoang tàu dầu)

Vậy ta có bảng phân khoang và khoảng sườn tương ứng như sau:

Tên khoang Vị trí sườn Chiều dài khoang (m) Khoảng sườn (mm)

Chương 2: TÍNH CHỌN CÁC PHẦN TỬ CỦA HỆ ĐỘNG LỰC CHÍNH

2.1 Chọn máy chính theo yêu cầu

2.1.1 Tính sức cản:

Tính sức cản theo phương pháp Papmiel:

Phạm vi sử dụng của phương pháp này:

Thực tế đối với tàu đang tính toán :

C

V L

0  L =

V L

75

s m

V

xEPS

KG 15428,65 19255,61 24191,24 29033,34 34061,79 RKT

KG 17742,95 22143,95 27819,93 33388,34 39171,06

Từ bảng tính ta vẽ được đồ thị sức cản :

Hình 2.1: Đồ thị sức cản vỏ tàu

2.1.2 Chọn máy chính theo chế độ chạy tự do đường kính chân vịt hạn chế

Theo chương 5 của [3] ta chọn các đặc trưng hình học:

- Chọn số lượng chân vịt: X=1

- Chọn chiều quay chân vịt : Quay phải

- Chọn vật liệu làm chân vịt: Hợp kim đồng

- Chọn đường bao cánh: Seri B của bể thử Wageningen

- Chọn độ côn của củ chân vịt: K=1:15

- Đường kính chân vịt lớn nhất: Dmax= (0,7 0,8)dtb=0,7.7,8= 5,46 m

Trong đó dtb= 11 m : Chiều chìm trung bình của tàu

- Đường kính tối ưu của chân vịt theo CT (4.43)[8]

- Hệ số lực đẩy theo Dmax:

T V D d

'  max (2.9)

+Trong đó: = 104,5 (kg.m2/m4 ): Mật độ nước biển

+ Vận tốc tiến chân vịt Vp= 0,514.VS.(1- w)= 0,514.11(1-0,295)= 3,986 (m/s) CT(5.66)[3]

( )

( ) +K (2.10)

Trong đó:

+ K=0,2 cho tàu 1 chân vịt

+ P0-áp suất tĩnh tính đến điểm trong lòng chất lỏng,ngang trên tâm trục chân vịt p0=pa + hs

+ Pa-áp suất khí quyển tính trên mặt thoáng 10330 kG/m2 + hs : độ chìm đến trục chân vịt

= -0,54.D= 7,8-0,54.5,46=4,852 (m) (tính theo kinh nghiệm) p0=pa + hs= 10330+1025.4,852=15303,3 kG/m2 CT(5.159)[3]

pv- Áp suất hơi bão hòa.Tra từ bảng 5.47 của [3]

Bảng 2.3: Thông số tính toán lựa chọn chân vịt

2 Đường kính chân vịt lớn nhất Dmax 5,46(m)

8 Vận tốc tiến của chân vịt VP 3,986(m/s)

/m4 )

- Tính chọn máy chính và các thông số của chân vịt:

- Chọn số vòng quay chân vịt: chọn sơ bộ N  100 300( / )  v p

- Tính tần suất quay của chân vịt: n  N / 60( / ) v s

- Tính hệ số lực đẩy vòng quay: ' 4

P n

V K

T n

J  f K theo phương pháp nội suy tuyến tính

- Tính bước trượt tương đối khi kể đến hệ số ảnh hưởng: J a J opt 1,04.J opt (2.12)

- Tính đường kính chân vịt tối ưu: 1 P ( )

H D  f K J (với H(m) là bước xoắn) theo phương pháp nội suy tuyến tính

- Tra đồ thị Papmiel lập cho chân vịt B4.40 Wageningen để xác định hiệu suất tối ưu

của chân vịt P  f K J ( T; )theo phương pháp nội suy tuyến tính

- Tính công suất yêu cầu cần thiết để quay chân vịt:

- Muốn tính công suất yêu cầu cần thiết để quay chân vịt ta phải kể đến các ảnh hưởng của các hiệu suất trục chân vịt, hiệu suất khớp nối, hiệu suất hộp số, hiệu suất công tác của chân vịt, ảnh hưởng của môi trường, hiệu suất dòng xoáy Ta chọn sơ bộ các hệ

số ảnh hưởng từ Động lực học tàu thủy

- Hiệu suất trục chân vịt: ( ) chọn =0,95

- Hiệu suất khớp nối : =0,95

- Hiệu suất hộp số : =0,96

- Hiệu suất thân tàu : = = 1,19

- Hiệu suất chân vịt: tra theo đồ thị được giá trị P

- Hiệu suất dòng xoáy: R    1 1,025 chọn R  1,025

- Ảnh hưởng của môi trường : chọn

Bảng 2.4: Bảng tính toán chọn máy chính theo tốc độ quay chân vịt

TT Kí hiệu và công thức Đơn vị Kết quả

2.1.5 Tính toán xây dựng đồ thị chọn máy chính

Ta nhận thấy trong điều kiện bài toán có dải D luôn nhỏ hơn Dmax nên dải công suất máy ta có thể chọn trong dải D

Để đảm bảo động cơ chọn phù hợp với thân tàu và chân vịt ta cần phải tuân thủ chọn theo các điều kiện sau

- Chọn trong danh mục động cơ chính của tàu thủy

- Số vòng quay và công suất định mức phải phù hợp với chân vịt và chú ý tới hộp số

- Nếu là động cơ nhập từ nước ngoài phải để ý đến sự tổn hao công suất do điều kiện môi trường gây ra

- Trong khi chọn máy ta cần tính đến hệ số dự trữ công suất máy

- Kích thước, trọng lượng và điều kiện lắp đặt phải phù hợp với thân tàu

Để đảm bảo tính tốc độ và khả năng chịu đựng khi quá tải, thường chọn động cơ có công suất định mức lớn hơn Ne trong tính toán.Song song với vấn đề chọn động cơ,kết hợp giải quyết cả vấn đề có trang bị hộp số hay không để đảm bảo số vòng quay chân vịt cho phù hợp

Dựa vào các catolog của động cơ ta có thể chọn các động cơ sau làm máy chính

Hình 2.2:Đồ thị chọn máy chính Dựa vào đồ thị chọn máy ta dễ dàng nhận thấy động cơ 7L27/38 của hãng MAN B&W có công suất gần với đường Ne nhất, số vòng quay 208 v/p kích thước nhỏ,trọng lượng thấp, có tỷ số truyền lớn do đó chọn động cơ này làm máy chính để lắp đặt cho tàu là hợp lý nhất, đạt hiệu quả kinh tế cao nhất

- Chọn máy chính cho tàu thủy ta cần chú ý đến các yêu cầu sau:

+ Máy phải có công suất đủ để thắng lực cản để quay chân vịt làm tàu chuyển động với vận tốc yêu cầu của người đặt hàng và công suất đó phải là nhỏ nhất để giảm giá thành Máy có công suất càng cao thì giá thành càng cao mà giá thành của máy tàu gần như 1/2 giá trị con tàu nên ta chọn máy có công suất nhỏ nhất để giảm giá thành

+ Chọn máy sao cho bố trí trong buồng máy dễ dàng Nên chọn máy có chiều dài nhỏ nhất để có thể dễ dàng bố trí trong buồng máy và tiết kiệm được không gian chở hàng, máy có khối lượng nhỏ thì khối lượng hàng vận chuyển tăng lên

+ Chọn máy ta cần tránh các máy có số Cylinders không được là bội số chẵn của cánh chân vịt vì nếu mà máy có số Cylinders là bội số của cánh chân vịt thì khi máy và chân vịt làm việc sẽ dễ gây ra hiện tượng cộng hưởng làm giảm độ bền chân vịt và ảnh hưởng đến vỏ tàu làm tàu rung động

+ Chọn máy sao cho suất tiêu hao nhiên liệu của máy là nhỏ nhất để tiết kiệm nhiên liệu giảm giá thành vận hành

+ Chọn máy ta cần quan tâm đến việc hộp giảm tốc đi kèm sao để giảm giá thành thiết

kế chế tạo hộp giảm tốc

+ Chọn máy sao cho vận tốc piston nhỏ để giảm ma sát cho Cylinders để giảm giá thành sửa chữa và bảo hành

+ Chọn máy có tính cơ động cao, và bảo vệ được môi trường

 Hãng máy : MAN B&W Four stroke propulsion Systems

Suất tiêu hao nhiên liệu : 182 (g/kW.h )

Suất tiêu hao dầu bôi trơn : 0,8 (g/kW.h)

Vận tốc piston : 10,1 (m/s )

2.2 Thiết kế chân vịt

2.2.1 Tính toán và lựa chọn các thông số chủ yếu của chân vịt

Như trên ta đã chọn công suất của máy lớn hơn công suất tính một ít Nên tàu không phải chạy với tốc độ VS= 11 (hl/h) mà lớn hơn thế Ta thiết kế lại chân vịt để tận dụng hết công suất máy đã chọn Đây là bài toán thiết kế chân vị chạy tự do đường kính không hạn chế

Ta có thông số đầu vào như ở phần trên đã chọn và tính toán:

+ Công suất máy: Ne= 2830/3235 (HP/kW)

+ Hiệu suất đường trục: = 0,95

+ Hiệu suất dòng xoáy: R  1,025

+ Hiệu suất thân tàu : =1,19

+ Hiệu suất môi trường : ηmt=0,98

+ Công suất đến trục chân vịt: do tổn thất công suất vì điều kiện môi trường và hiệu suất của đường trục nên công suất đến trục chân vịt là:

ND = Ne = 3235.0,95.0,98=3011,78 (kW) (2.17) + Mật độ nước:  104,5(Kg s 2 /m4)

Bảng 2.5: Bảng thông số thiết kế chân vịt

thức

Giá trị và đơn vị

Chọn đồ thị Taylor chân vịt B4.40 Wageningen để tính toán

-Muốn thiết kế lại chân vịt để tận dụng hết công suất máy đã chọn ta thực hiện theo các bước sau:

B1: Chọn dải tốc độ giả thiết của tàu: VS= 10-14 (hl/h)

B2: Vận tốc tiến của tàu khi kể đến hệ số dòng theo: Va = Vs(1-w) (2.18) B3: Công suất đẩy chân vịt: PD= ND/0,736 (PS) (2.19)

B4: Tính hệ số lực đẩy vòng quay:

a D

a V

P V

n

Bp 602 (2.20) B5: Từ BP ta tra đồ thị Taylor lập cho chân vịt B4.40 Wageningen được giá trị bước trượt tương đối δopt = f1(Bp) theo phương pháp nội suy tuyến tính

B6: Tính bước trượt tương đối khi kể đến hệ số ảnh hưởng δ = 0,95δopt

 (m) (2.21) B8: Tra đồ thị Taylor lập cho chân vịt B4.40 Wageningen để xác định tỉ số

) ,

 (với H(m) là bước xoắn) theo phương pháp nội suy tuyến tính

B9: Tra đồ thị Taylor lập cho chân vịt B4.40 Wageningen để xác định hiệu suất tối ưu của chân vịt p  f3(Bp,)theo phương pháp nội suy tuyến tính

B10: Tính lực đẩy chân vịt :

a

p D

V

P T

515,0

75 

 (kG) (2.22)

B11: Tính công suất: Te= T(1-t) (2.23)

Tính toán theo các bước trên với dải tốc độ giả thiết: VS= 10-14 (hl/h) ta lập được bảng

Bảng 2.6: Tính toán chân vịt sử dụng hết công suất máy

a V

P V

Ta có đồ thị:

Hình 2.3:Đồ thị sử dụng hết công suất máy

Từ đồ thị ta thấy:Te cắt RT tại vận tốc là 12 hl/h nên ta chọn được chân vịt thỏa mãn

theo yêu cầu Vậy chân vịt ở tốc độ Vs= 12 (hl/h) thì cần công suất để đẩy tàu là Te12=

29500 Vậy chân vịt ta thiết kế có các tham số chủ yếu sau:

Bảng 2.7: Thông số thiết kế chân vịt sử dụng hết công suất máy

- Vận tốc trên chân vịt tại tiết diện 0,7R

Pv: Áp suất hơi bão hòa (kG/m2) ở 200C thì Pv=238 kG/m2

Po: Áp suất tĩnh tính đến điểm trong lòng chất lỏng,ngang trên tâm trục chân vị

hs: Độ chìm đến trục chân vịt hs=Ttb -0,54.D = 5,743 (m)

Po = Pa + γhs =10330 + 1025.5,743 = 16216,58 KG/ (2.25)

0 5000 10000 15000 20000 25000 30000 35000 40000 45000

- Dựa vào đồ thị Burrill ta có thể đọc hệ số lực tương ứng: = 2

7 , 0

.5,0

) (2.28)

- Trong khi đó, diện tích thật của mặt chiếu chân vịt là:

( ) ( ) (m2

) Vậy diện tích cánh thực tế A > C Amin tính theo tiêu chuẩn Burril , ta kết luận chân vịt với

tỉ lệ mặt đĩa a e= 0.4 trong trường hợp này có khả năng tránh sủi bọt

2.2.3 Xác định khối lƣợng chân vịt:

Trọng lượng chân vịt tính theo công thức của Mkasman:

l d d A

l :là chiều dài củ chân vịt: l=(0.2÷0.8)D=0,4.3,81= 1,524 m

do là đường kính trung bình củ chân vịt

do=(0,14÷0,22)D= 0,16.3,81=0,61 m

=> ( ) kG

2.2.4 Xây dựng đặc tính thủy động chân vịt trong nước tự do

-Đường đặc tính thủy động chân vịt là đường cong biểu diễn mối quan hệ của các hệ

số lực đẩy (K T) , hệ số momen (K Q) , hệ số tiến (J )

-Từ đường đặc tính này cho phép người dùng xác định nhanh chóng xác định lực đẩy , momen quay , và hiệu suất của chân vịt tại mổi chế độ làm việc

-Đường đặc tính thủy động phù thuộc nhiều vào hình dáng như : tỉ lệ H/D , tỉ số mặt đĩa Ae/A , số cánh chân vịt …

Cách xây dựng :

Muốn xây dựng đồ thị đặc tính thủy động chân vịt ta tiến hành theo các bước sau :

 B1: Cho trước giá trị bước trượt tương đối: J = (0-0,6)

 B2: Vận tốc tiến của tàu: V P D n .p( / )m s (2.31)

 B3: Tính vận tốc tàu: 0,514. ( / )

1

P S

K K







 (2.33) Các bước trên sẽ thể hiện ở đây:

Bảng 2.8: Bảng thông số đầu vào của chân vịt

p T

+Chiều dày đầu cánh :ew=0,03.D=0,03.3,81=0,114 (m) (2.37)

+ Đường kính trung bình của may-ơ chân vịt dp theo Weganingen với chân vịt dạng đúc liền:

0 5 10 15 20 25 30

Từ trục tâm đến cạnh dẫn 0,64 0,72 0,77 0,79 0,77 0,70 0,57 0,34 0 Tổngchiều rộng

cánh 1,04 1,18 1,29 1,28 1,38 1,35 1,24 0,99 0 Khoảng cách từ cạnh dẫn đến

điểm có chiều dày lớn nhất theo

+Ứng suất nén giới hạn của thép hợp kim : = 600 (kG/cm2)

+Chiều dày lớn nhất của cánh ở bán kính r=0,2R (theo[4]):

e=√

= √ = 0,136 (m) (2.41) Với: m-hệ số cho công thức tính chiều dày

Máy chính tàu thuộc loại trung tốc, số vòng quay lớn do đó phải sử dụng hộp số

để giảm số vòng quay của máy chính trước khi truyền động tới chân vịt Do đó hệ trục tàu được bố trí thêm hộp số và trục đẩy

Động cơ chính được thiết kế kèm theo hộp số và trục đẩy nên:

Do đó, thành phần hệ trục bao gồm:

- Trục chân vịt : là trục cuối cùng mang chân vịt Đây là trục làm việc nặng nề

nhất so với các trục khác, vì phải chịu tải trọng trực tiếp từ chân vịt và một đầu hoạt động trong nước biển, đầu kia nối với trục ống bao(nếu có) hoặc trục trung gian bên trong tàu Trục thuoengf chịu các nguyên nhân sau :

+ Quá trình làm việc trong nước biển bị hao mòn, han gỉ

+ Chịu lực uốn của chân vịt và trọng lượng bản thân tại đoạn công sôn

+ Hoa mòn ổ đỡ nhất là ổ đỡ cuối cùng có thể gây ứng suất lớn trên trục, gây hư hỏng Mọi hư hỏng của chân vịt và trục chân vịt đều phải đun tàu lên triền đà để sửa chữa

+ Điều kiện kiểm tra trục chân vịt trong quá trình vận hành hết sức khó khăn thậm chí không thực hiện được

Cho nên đòi hỏi trục chân vịt phải được gia công lắp ráp đảm bảo bền vững và hoạt động tin cậy gần như tuyệt đối

Trục có kết cấu dạng bích rời được bôi trơn bằng dầu đặt trên 2 gối đỡ là hợp kim của đồng.dầu bôi trơn cho hệ trục là dầu bôi trơn cho máy chính.Theo QCVN 21:2010/BGTVT thì vật liệu để chế tạo các chi tiết của hệ trụcnhư trục đẩy, trục trung gian, trục chân vịt khớp nối trục, bu lông trục ….phải là thép rèn không rỉ, hoặc là thanh thép cán không rỉ Vật liệu chế tạo trục phải có giới hạn bền kéo danh nghĩa nằm trongkhoảng 400 đến 800(MPa) nên ta chọn chế tạo trục là thép rèn Cacbon và thanh cán với cấp thép 45

Hình 3.1 Trục chân vịt

- Trục trung gian :là trục hoặc các đoạn trục nối từ trục đẩy với trục chân

vịt.Nhiệm vụ chính là truyền momen xoắn đến trục chân vịt Nói chung chịu tải do momen xoắn, trọng lượng bản thân lực đẩy và tải bổ sung do biến dạng cục bộ Tuy nhiên điều kiện hoạt động của trục trung gian hoạt động nhẹ nhàng nhất so với các trục khác, cho nên đường kính trục trung gian cũng nhỏ nhất Trục có kết cấu bích liền được đặt trên 1 gối đỡ là hợp kim của đồng được bôi trơn bằng dầu lấy từ dầu bôi trơn máy chính Theo Quy phạm phân cấp và đóng tàu biển vỏ thép 2003: 7/6.1 ta chọn vật liệu chế tạo trục là thép rèn Cacbon và thanh cán với cấp thép 65

Tính chất của thép rèn Cacbon và thép cán:

- Cấp thép 65

- Giới hạn bền kéo 440 N/mm2

- Giới hạn chảy 220 N/mm2

- Độ giãn dài: Hướng dọc so với đường tâm trục 24%

Hướng ngang so với đường tâm trục 18%

- Độ co thắt: Hướng dọc so với đường tâm trục 50%

Hướng ngang so với đường tâm trục 35%

- Trục đẩy: là trục có nhiệm vụ chặn lực chân vịt thông qua vành chặn lực kết

cấu liền với trục Một đầu nối với trục trung gian và một đầu nối với bích bộ giảm toocs hoặc máy chính Trục đẩy được lắp trực tiếp vào ổ đỡ chặn trong đó có các bạc

đỡ để chặn lực đẩy

- Ổ đỡ trung gian : là các ổ đỡ của các trục trung gian có thể là ổ trượt hoặc ổ

lăn

- Thiết bị ống bao: gồm các ống bao trục, các gối đỡ được lắp ngay trong ống

bao, cụm kín ống bao và các chi tiết khác để cố định thiết bị vào vỏ tàu Thiết bị ống bao có nhiệm vụ đỡ trục chân vịt và chân vịt đồng thời ngăn cách nước biển với

không gian bên trong tàu vì hoạt động trong môi trường nước biển, nên các gối đỡ được chủ yếu làm từ vật liệu mềm như gỗ gai ắc chẳng hạn được bôi trơn trực tiếp bằng nước biển

- Cụm kín ống bao : là một bộ phận kín nước, không cho nược từ ống bao trục

lọt vào long tàu Chi tiết chủ yếu gồm : thân cụm kín, bích nén và vòng đệm kín

- Cụm kín vách ngang : tương tự như cụm kín ống bao, nhưng nhiệm vụ chính

là không cho nước lọt vào buồng máy trong trường hợp khoang kế cận phía lái bị ngập nước Bộ phận này được lắp ngay ở phía vách lái của buồng máy

- Ổ đỡ- chặn chính và phụ : làm nhiệm vụ chính là chuyển lực đây chân vịt

thông qua vành trục đẩy vào vỏ tàu, để bảo vệ máy chính

- Phanh hệ trục : làm nhiệm vụ phanh, hãm hệ trục mỗi khi xảy ra sự cố hoặc

cần giảm quán tính quay của hệ trục trường hợp tàu có nhiều hệ trục, thì phanh còn có nhiệm vụ hãm trục không làm việc, để không bị xoay trong khi hệ trục khác làm việc

dt : Đường kính trục trung gian (mm)

N : Công suất liên tục lớn nhất của máy chính (Kw) N= 2380 Kw

n : Số vòng quay định mức của chân vịt (vòng/phút) n = 208 vòng/phút

F : Hệ số tùy thuộc loại động cơ máy chính: chọn F = 100 (sử dụng động cơ diesel)

k: Hệ số kể đến đặc điểm của hệ trục, chọn k=1 cho trục có bích liền

S

 : Giới hạn bền kéo danh nghĩa của vật liệu làm trục (N/mm2) Theo chương 2 của [4], trong tính toán (N/mm2