Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и задачи исследования 7
1.1 Анализ конструкционных схем, нагрузок и условий работы судовых валопроводов 7
1.2 Износы и повреждения валопроводов и дейдвудных подшипников судов 12
1.3 Способы определения допускаемой величины зазора между валом и дейдвудным подшипником 13
1.4 Конструкционные и эксплуатационные особенности капролоновых подшипников 16
1.5 Методы расчёта валопровода на поперечные колебания 20
1.6 Цель и задачи исследования 30
2. Теоретические основы расчётов поперечных колебаний валопроводов судов 32
2.1 Расчёт собственных частот поперечных колебаний балки на точечных опорах 32
2.2 Расчёт поперечных колебаний балок, опирающихся на упругое основание 40
2.3 Методика расчёта собственной частоты поперечных колебаний балки с учётом износа поверхности упругого основания 46
2.4 Алгоритм расчёта валопровода с учётом износа кормового дейдвудного подшипника 50
2.5 Выводы 53
3. Теоретическое и экспериментальное исследование поперечных колебаний судового валопровода 54
3.1 Экспериментальное исследование формы и величины износа дейдвудных подшипников 54
3.2 Экспериментальное исследование изменения формы износа капролоновых втулок во времени 57
3.3 Определение коэффициента жесткости капролоновых дейдвудных подшипников 60
3.4 Конструкция экспериментальной установки 69
3.5 Экспериментальное исследование поперечных колебаний балки на точеных опорах 75
3.6 Экспериментальное исследование поперечных колебаний балки на протяженной опоре 78
3.7 Влияние величины отрыва балки от протяженной опоры на значение собственной частоты поперечных колебаний. 84
3.8 Выводы 87
4. Разработка методики определения допускаемой величины износов дейдвудных подшипников для натурных судов 89
4.1 Оценка влияния длины и жесткости дейдвудных подшипнкиов на частоту собственных колебаний валопроводов судов 89
4.2 Влияние массы увлекаемой воды на частоту собственных колебаний судового валопровода . 96
4.3 Определение допускаемой величины износа кормового дейдвудного подшипника на РДОС пр.12911 типа “Моряна” 97
4.4 Определение допускаемой величины износа кормового дейдвудного подшипника на СРТМ пр.502ЭМ типа “Нолинск”. 101
4.5 Выводы 105
5. Определение экономического эффекта от внедрения методики определения допускаемой величины износа дейдвудных подшипников 107
Выводы по работе 110
Список использованной литературы 1
- Способы определения допускаемой величины зазора между валом и дейдвудным подшипником
- Методика расчёта собственной частоты поперечных колебаний балки с учётом износа поверхности упругого основания
- Конструкция экспериментальной установки
- Влияние массы увлекаемой воды на частоту собственных колебаний судового валопровода
Способы определения допускаемой величины зазора между валом и дейдвудным подшипником
Расположение опор валопровода (подшипников) по его длине определяет напряженно-деформированное состояние валов, нагруженность самих опор и работоспособность валопровода. От расположения опор зависит его компенсирующая способность, под которой понимается возможность сохранять в допустимых пределах проектное напряженно-деформированное состояние при эксплуатационных и построечных деформациях корпуса судна, вызывающих относительные перемещения опор и изменение формы оси валопровода [36].
Количество промежуточных валов зависит от длины валопровода судна. Выбор типа соединения валов между собой определяется принятыми схемами валопровода и проведения монтажных работ, условиями его работы. Тип соединения оказывает влияние на конструкцию валов, стоимость и трудоёмкость изготовления валопровода [72]. Одна из распространенных конструкций валов предусматривает фланцы для соединения валов [39, 82]. Фланцы могут быть откованы вместе с валом. Применяют также составные валы, у которых фланцевая полумуфта с центральным отверстием конической формы напрессовывается на конус вала [82]. Промежуточные и упорные валы могут не иметь фланцев, их соединяют безфланцевой втулочной или втулочно-штифтовой муфтами. Для соединения гребного и дейдвудного валов часто применяют глухое коническое соединение [71,87], а также втулочно-штифтовое соединение, снабженное обтекателями и уплотнительными прокладками. Валы диаметром менее 300 мм с цилиндрическими хвостовиками соединяют часто при помощи продольно-свертных муфт [82]. Нагрузка при данном соединении передаётся силами трения и с помощью шпонок.
Упорный вал предназначен для восприятия упора, который образуется от гребного винта и передает упор к корпусу судна через главный упорный подшипник. По сравнению с промежуточным и гребным упорный вал в системе валопровода достаточно короткий, что делает удобным монтаж и демонтаж упорного подшипника.
Дейдвудное устройство одинаково для всех судов независимо от их размеров и назначения состоит из дейдвудной трубы, внутри которой находятся подшипники и уплотнительное устройство, предотвращающее проникновение забортной воды внутрь судна [6,82].
Назначение дейдвудного устройства состоит в том, чтобы обеспечить необходимую водонепроницаемость корпуса судна, а гребному валу- одну или две опоры, воспринимать статические нагрузки от веса вала и винта и динамические от работы гребного винта в условиях действия на него различных нагрузок [39,62].
Дейдвудные подшипники судна- это подшипники скольжения с неметаллическим или металлическими материалами.
В качестве антифрикционного материала подшипника в первом случае применяется бакаут, текстолиты, древесно-слоистый пластик, резинометаллические и резиноэбонитовые сегменты, термопластические материалы (капрографит, капролон) и др. [85]. К металлическим подшипникам относится баббит .
В дейдвудной трубе устанавливается один или два подшипника (кормовой и носовой). Выбор материала и длины кормового дейдвудного подшипника зависит от величины контактной нагрузки на них [83].
Все нагрузки, действующие на валопровод, можно разделить на три группы: основные, дополнительные и случайные.
Переменные нагрузки возникают под действием сил и моментов, передаваемых гребному валу от двигателя и гребного винта. Они вызывают напряжения не только в самом валопроводе, но и в дейдвудных подшипниках и трубах [13]. Двигатель передаёт на винт крутящий момент, который не является постоянным в процессе эксплуатации валопровода. Гребной винт работает в набегающем потоке воды с различными скоростями, возможна работа также частично погруженного винта, с учетом этого на валопровод действует переменный гидродинамический момент [93,102]. Переменный гидродинамический момент так же возникает из-за различия по шагу каждой лопасти, который в процессе эксплуатации при поломке или деформации отдельных лопастей существенно изменяется, что и приводит к колебаниям валопровода.
К случайным нагрузкам, действующих на гребной винт, относятся удары лопастей гребного винта о льдины или другие твёрдые тела. [60,68]. Ледовые нагрузки существенно превышают гидродинамические усилия, свойственные работе гребного винта в чистой воде: по крутящему моменту- в 6-10 раз, по изгибающему моменту- в 8-15 раз, по упору- в 1,5-2,5 раза [84].
Методика расчёта собственной частоты поперечных колебаний балки с учётом износа поверхности упругого основания
Как указывается в работе [83] точность расчёта по данному методу зависит от величины l:при l 10d (d -диаметр гребного вала) погрешность расчёта составляет 15%; при l 10d уравнение (1.28) даёт завышенные результаты. Исключение же из расчёта носовой опоры гребного вала приводит к заниженным результатам. В этом случае расчётную величину частоты свободных колебаний рекомендуется определять как среднее между указанными значениями по формуле [39]:
Частота свободных поперечных колебаний в горизонтальной плоскости определяется по формуле [116]: в дейдвудных подшипниках, м; пе- частота свободных поперечных колебаний в вертикальной плоскости.
Отсутствие резонанса при эксплуатации судового валопровода из расчёта свободных поперечных колебаний по методу, описанного в РД 5.4307-79 определяется из условия: пе{пГ) где п- частота вращения валопровода.
По методу Суслова В.П. [70] для определения частоты свободных поперечных колебаний неразрезных бесконсольных балок при помощи графиков определяются критические числа оборотов для любого числа пролётов с валами различных поперечных сечений и с учетом влияния консоли с гребным винтом. В данном методе учитывается длина дейдвудного подшипника. В связи со сложностью определения собственной частоты валопровода метод доведён до форм, удобных для практического пользования.
При всем различии существующих методов, которые были перечислены и описаны выше, все они рассматривают валопровод как балку ступенчато-постоянного сечения, опирающуюся на, так называемые, «точечные» опоры. Поэтому основным недостатком всех методов по исследованию поперечных колебаний валопровода является то, что они не учитывают упругие свойства, длину дейдвудных подшипников и, соответственно, длину контакта вала с дейдвудными подшипниками, которая в процессе износа дейдвудного подшипника изменяется.
Однако в литературе отмечается, что условия опирания гребного вала в дейдвуде влияют на его собственную частоту. Поэтому некоторые исследователи пытаются учесть этот факт. В [2] вводятся понятия минимальной и максимальной собственной частоты. Е.С. Рейнберг [81] указывает, что в процессе колебаний собственная частота изменяется. В работе [80] сделана попытка учесть взаимодействие вала с дейдвудным подшипниками, но и здесь расчёт сводится к расчёту балки на «точечных» опорах.
Никитушев В.Н. в статье [69], исходя из условий работы дейдвудного устройства, закономерностей развития и взаимосвязей дефектов его элементов и всего валогребного комплекса, предлагает диагностировать техническое состояние устройства путем оценки зазора в кормовом дейдвудном подшипнике по параметрам вибрации гребного вала и по нагрузкам на промежуточные подшипники валопровода. Автор в работе приводит зависимость собственной частоты валопровода судна БМРТ пр.394 от зазора в кормовом дейдвудном подшипнике, на базе расчёта поперечных колебаний валопровода по методу Брунелли.
Таким образом, все известные методики вычисления собственных частот поперечных колебаний валопровода в той или иной степени являются приближенными и следовательно, нуждаются в тщательной экспериментальной проверке. Однако в открытой литературе экспериментальные данные по поперечным колебаниям валопроводов судов практически не приводятся.
Целью диссертационной работы является определение допускаемой величины износа капролоновых дейдвудных подшипников на основе расчёта поперечных колебаний валопроводов для увеличения межремонтного периода и снижения затрат на ремонт судов.
Для достижения поставленной цели необходимо исследовать, разработать и научно обосновать методику определения допускаемой величины износа дейдвудных капролоновых подшипников с учетом собственной частоты поперечных колебаний валопроводов судов.
Конструкция экспериментальной установки
Измерительная система для исследования механических перемещений балки экспериментальной установки представляет собой устройство, которое состоит из потенциометра Rj последовательно соединённого с балластным резистором Rб, работающего по потенциометрической схеме (рис.3.19). Потенциометр представляет собой резистор с подвижным отводным контактом (движком). Большинство разновидностей переменных резисторов могут использоваться как в качестве потенциометров, так и в качестве реостатов, разница в схемах подключения и в назначении (потенциометр- регулятор напряжения, реостат- силы тока). В нашем случае потенциометр представляет собой регулятор напряжения.
Подвижный отводной контакт (движок) потенциометра механически соединён с колеблющейся балкой экспериментальной установки. Питание на резисторы Rj и Rб подаётся через стабилизирующий блок питания. При колебании балки происходит вращение движка резистора (потенциометра) вокруг своей оси. При этом изменяется его сопротивление. В качестве нагрузки используется осциллографа марки С1-83. На вход осциллографа подаётся напряжение, пропорциональное омическому сопротивлению резистора R], тем самым фиксируется амплитуда колебаний балки экспериментальной установки. При каждой частоте измеряется прогиб y колебаний на конце балки осциллографом. Из теории колебаний известно, что при совпадении частот вынужденных и собственных колебаний амплитуда колебаний системы максимальна (рис.3.20). Поэтому наибольший размах амплитуды будет соответствовать собственной частоте (резонансная частота).
Явление резонанса колеблющейся балки установки от действия переменного изгибающего момента. Для более точного определения собственной частоты по показаниям осциллографа строятся графики зависимости амплитуды колебаний балки от частоты задаваемой нагрузки, то есть строится амплитудно-частотная характеристика (АЧХ).
Масштабная сетка, нанесенная на экране осциллографа, позволяет измерять параметры переменного напряжения потенциометра, возникающего при изгибных колебаниях балки экспериментальной установки- амплитуду и период колебаний. 3.5 Экспериментальное исследование поперечных колебаний балки на точечных опорах
Для сравнения результатов теоретических исследований с экспериментальными данными на первоначальном этапе исследования, рассмотрены колебания двухопорной балки диаметром d=14 мм и длиной L=l,6 м. (рис.2.2). На диск 4 (рис.3.15) массой М=2 кг от нажимного устройства 3 (рис.318) действует сила F=7,57 Н с переменной частотой, на расстоянии 12= 0,4 м. Опора расположена от диска на расстоянии 1=0,3 м (рис.3.18).
Для построения АЧХ с целью выявления резонансных колебаний балки эксперимент проводился при каждом режиме не менее 20 раз. Результаты испытаний представлены в Приложение В.
При повышении частоты вращения вала двигателя преобразователем частот в диапазоне от 2 до 12 с"1 увеличивалась амплитуда колебаний балки. Наибольшую амплитуду осциллограф показал при среднем значении частоты колебаний балки, равной 7,4 с"1. Данная частота является резонансной. После прохождения зоны резонанса амплитуда колебаний балки снижалась. На рис.3.21 представлен график АЧХ зависимости среднего значения прогиба уср на конце балки от среднего значения частоты колебаний vcp.
График зависимости y=f(v). Для сравнения теоретических данных с экспериментальными циклическую частоту, полученную по уравнению (2.30), переведём в обычную. Тогда обычная частота будет иметь вид:
Как видно из графиков с увеличением длины консоли l2 значение собственной частоты понижается. Так же происходит и в системе судового валопровода- с увеличением износа контакт вала с дейдвудным подшипником уменьшается, а, следовательно, значение собственной частоты понижается и может привести судовой валопровод в резонансное состояние при его рабочих частотах.
Приведённый выше эксперимент показывает, что не только в процессе эксплуатации валопровода, но и при его первоначальном проектировании необходимо учитывать массу увлекаемой воды, так как с повышением массы диска значение собственной частоты поперечных колебаний понижается. На полученных графиках это хорошо видно. Данное условие позволяет повысить надёжность и эффективность работы судового валопровода. 3.6 Экспериментальное исследование поперечных колебаний балки на протяженной опоре
Для исследования влияния длины и величины износа подшипников на собственную частоту при поперечных колебаниях валопровода судов на экспериментальной установке точечная опора заменялась протяженной (рис.3.23).
Общий вид капролоновой втулки. Протяженная опора установки (рис.3.15) балки диаметром d=14 мм представляет собой капролоновую втулку с внешним диаметром D=30 мм и с внутренним- di=14,5 мм. Исследованию подвергали втулки длиной 25, 50 и 100 мм. Форма отверстия втулок, моделирующая натурную параболическую форму изношенных дейдвудных втулок, получена специальным сверлом.
Замер внутреннего диаметра по длине капролоновой втулки проводился нутромером. Толщина втулки, которая моделирует собой износ, определялась как: где: -толщина втулки, мм; D- внешний диаметр втулки, мм; -внутренний диаметр, мм.
Несмотря на то, что сечение втулки по длине становится переменным, введем допущение- примем коэффициент жесткости по методу Клейнера А.Б. постоянным и равным к=0,4108Ла.
В таблице 3.8 представлены уравнения кривой, по которой изменяется поверхность втулки и средний зазор между балкой и поверхностью на левом конце капролоновой втулки. Данная кривая моделирует износ кормового дейдвудного подшипника. Таблица 3.8- Значение коэффициентов уравнения кривых, описывающих внутреннюю поверхность по длине втулок разной длины.
В таблице 3.9 представлены значения собственной частоты балки от величины износа yi втулки длиной /=25 мм, полученные экспериментально на установке v и расчётом со. Так же как и при колебаниях балки на точечных опорах, масса диска 4 (рис.3.15) имело значение 2, 4 и 8 кг. В колонке / таблицы 3.8 величина зазора на конце капролоновой втулки равнау=0; II- yj=\ мм.; Ill- yj=2 мм.; IV-уi=3 мм.; V- /=4мм.; VI-уг5 мм.
По результатам эксперимента, которые представлены в таблице 3.8, построены графики влияния величины износа втулки длиной 25 мм на частоту собственных колебаний балки (рис.3.24).
Влияние массы увлекаемой воды на частоту собственных колебаний судового валопровода
Для определения допускаемой величины износа капролоновых дейдвудных подшипников проведены исследования влияния величины зазора в подшипниках на собственную частоту поперечных колебаниях валопровода. Разработка методики этого исследования является одним из основных результатов диссертационной работы.
Установлено, что износ по длине капролоновых дейдвудных подшипников судов неравномерный и представляет собой форму параболы четвёртого порядка.
Произведена оценка влияния массы увлекаемой воды винтом на собственную частоту судового валопровода. Теоретически установлено, что масса увлекаемой воды является дополнительной нагрузкой на вал. При расчете поперечных колебаний значение собственной частоты с учетом массы увлекаемой воды понижается примерно на 8-10 %.
Теоретически и экспериментально установлено, что с учетом коэффициента жесткости и длины кормового дейдвудного подшипника при расчете поперечных колебаний валопровода значение собственной частоты повышается. Для судов Хазар-1, ТСЖ-300, РДОС пр. 12911 типа “Моряна” значение собственной частоты повышается по сравнению с результатами расчета выполенного по методике, представленной в РД 5.4307-79, примерно на 92; 59 и 63 % соответственно.
Показано, что при расчете поперечных колебаний с учетом износа кормового дейдвудного подшипника собственная частота вала понижается. При износе, составляющем 2,35 мм. у судна СРТМ пр.502ЭМ типа “Нолинск” значение собственной частоты снижается на 20%.
Определены допускаемые зазоры между валом и дейдвудным подшипником судов РДОС пр.12911 типа “Моряна” и СРТМ пр.502ЭМ типа “Нолинск”, которые составили 5 и 5,84 мм. соответственно. При этом межремонтный период увеличился на 185...240 суток.
Результаты исследования внедрены в производство в ОАО «Мумринский судоремонтный завод» и ОАО «Каспрыбхолодфлот» с экономическим эффектом в размере около 300000 руб. Полученные результаты используются в учебном процессе Астраханского государственного технического университета при подготовке морских инженеров, бакалавров и магистров. Как правило, срок эксплуатации судна наряду с другими причинами зависит от зазора между гребным валов и кормовым дейдвудным подшипником
Схема ремонтного цикла валопровода судов типов РДОС “Моряна” пр.12911 в сутках. 1- средний ремонт; 2- межрейсовое техническое обслуживание; 3- расширенное межрейсовое техническое обслуживание; 4-текущий ремонт. Новые нормы предельно допустимого зазора позволяют изменить ремонтный цикл судна, повысив его межремонтный период. Тем самым продлевается срок эксплуатации судна без замены дейдвудных подшипников. Это сокращает расходы на ремонт дейдвудного устройства и тем самым обеспечивает высокую эффективность эксплуатации судна.
Для оценки экономических показателей эксплуатации судна с учетом новых допускаемых величин зазоров в дейдвудных подшипниках проведён расчёт сравнительной экономической эффективности судна РДОС пр.12911 типа “Моряна”. Схема ремонтного цикла валопровода данного судна представлена на рис.5.1. Таблица 5.1- Спецификация ремонтных работ (ремонт капролоновой втулки).
То есть, замену кормовой дейдвудной втулки необходимо произвести не через два года, как предусмотрено ремонтным циклом, а при расширенном межрейсовом техническом обслуживании приблизительно через 3 года эксплуатации.
По результатам расчётов стоимости ремонта одной дейдвудной втулки судна два раза за шесть лет, экономический эффект составляет примерно 300000 руб. В конструкции же дейдвудного устройства предусмотрено две втулки.
Для определения допускаемой величины износа капролоновых дейдвудных подшипников проведены исследования влияния величины зазора в подшипниках на собственную частоту поперечных колебаниях валопровода. Разработка методики этого исследования является одним из основных результатов диссертационной работы.
Установлено, что износ по длине капролоновых дейдвудных подшипников судов неравномерный и представляет собой форму параболы четвёртого порядка. Произведена оценка влияния массы увлекаемой воды винтом на собственную частоту судового валопровода. Теоретически установлено, что масса увлекаемой воды является дополнительной нагрузкой на вал. При расчёте поперечных колебаний значение собственной частоты с учетом массы увлекаемой воды понижается примерно на 8-10 %.
Теоретически и экспериментально установлено, что с учетом коэффициента жесткости и длины кормового дейдвудного подшипника при расчёте поперечных колебаний валопровода значение собственной частоты повышается. Для судов Хазар-1, ТСЖ-300, РДОС пр. 12911 типа “Моряна” значение собственной частоты повышается по сравнению с результатами расчёта выполенного по методике, представленной в РД 5.4307-79, примерно на 92; 59 и 63 % соответственно.
Показано, что при расчёте поперечных колебаний с учетом износа кормового дейдвудного подшипника собственная частота вала понижается. При износе, составляющем 2,35 мм. у судна СРТМ пр.502ЭМ типа “Нолинск” значение собственной частоты снижается на 20%.
Определёны допускаемые зазоры между валом и дейдвудным подшипником судов РДОС пр.12911 типа “Моряна” и СРТМ пр.502ЭМ типа “Нолинск”, которые составили 5 и 5,84 мм. соответственно. При этом межремонтный период увеличился на 185...240 суток.
