Đồ án môn Thiết kế hệ động lực tàu

Chương 1: PHÂN TÍCH LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN BỐ TRÍ HỆ ĐỘNG LỰC. 1.1/ Khảo sát các đặt tính kỹ thuật cần thiết của tàu mẫu. 1.1.1 Chọn tàu mẫu. a/ Phân tích các đặc tính của tàu mẫu. Chế độ chạy tự do: Tàu ở trạng thái 1 xuất bến với 0% hàng và 100% dự trữ. Chế độ hoạt động ở trạng thái này thì tàu chạy với vận tốc tự do, sức cản của tàu là lớn nhất, chân vịt chạy ở chế độ tự do. Chế độ chạy nặng tải: + Ở chế độ này chân vịt phải làm việc ở điều kiện nặng tải, sức cản tác dụng lên thân tàu lớn, cộng thêm sức cản của lưới khai thác(đối với trạng thái 5) + Các trạng thái mà tàu phải chạy ở chế độ nặng tải: Trạng thái 2 tàu có 100% lượng hàng, 10% dữ trữ và nhiên liệu Trạng thái 3 tàu 20% hàng ,10% dữ trữ và nhiên liệu, lưới ướt Trạng thái 4 tàu thu 1 mẻ 0,5 tấn cá, 25% dữ trữ và nhiên liệu, lưới ướt Trạng thái 5 tàu đang thu lưới hướng ngang tàu, 25% dữ trữ và nhiên liệu. b/ Chọn tàu mẫu. Trên cơ sở phân tích các đặc tính làm việc của tàu mẫu, em đưa ra phương án thiết kế cho đề tài em được giao là mô hình được tham khảo từ tàu mẫu. Tàu mẫu được tham khảo trong đề tài của em là tàu cá, mang số hiệu TC001-ĐNA do công ty thiết kế tàu thủy “ Tân Tiến Phong “ thiết kế, lưu trữ ở cục khai thác và bảo vệ nguồn lợi thủy sản Đà Nẵng. Bảng 1.1: So sánh tàu tham khảo và tàu thiết kế STT Thông số Tàu mẫu Tàu thiết kế So sánh 2 N (CV) 840 800 4% 4 Lpp (m) 19,5 17.5 10% 6 Btk (m) 6,5 5.8 11% 7 D (m) 2,95 2.6 12% 8 d (m) 2,32 2 14% 10 Cb 0,7 0.69 1% 11 Lượng chiếm nước (T) 211 143.6 30% 14 Vùng hoạt động Cấp I Cấp I Cùng Như vậy, theo phân tích em chọn tàu mẫu có các thông số như bản nêu trên. 1.1.2/ Phân tích bố trí hệ động lực của tàu mẫu. Tàu mẫu chọn phương án bố trí hệ động lực phía đuôi tàu. a/ Ưu điểm: -Đảm bảo tính liên tục khi tàu bố trí các khoang để hầm cá , hầm đá ,phụ tùng thiết bị ....không là gián đoạn sức chở - Bố trí hệ trục ngắn làm giảm tổn hao hiệu suất nâng cao công suất có ích -Tàu phục vụ mục đích đánh cá nên sẽ làm tăng khả năng khai thác của tàu trong các trường hợp kéo thả lưới, thu lưới và thu gom cá.. - Nâng cao lợi ích kinh tế giảm giá thành của hệ trục. b/ Nhược điểm: - Ổn định dọc của con tàu kém do hệ trục và máy nằm về phía đuôi tàu là mất cân bằng dọc của tàu - Tầm nhìn quan sát của thuyền trường giảm vì có phát sinh khoảng cách từ lầu lái ở phái đuôi tới mũi tàu - Tàu đóng bằng vỏ gỗ nên kết cấu có độ bền thấp nên phải gia cường mạnh về phía đuôi tàu để đảm bảo sức bền cho con tàu hoạt động -Khả năng sinh tồn của tàu sẽ giảm nếu trường hợp tàu 1máy chính và 1 hệ trục khi đó nếu có sư cố mà ko khắc phục được tàu sẽ khó vượt qua và đây là hạn chế lớn nhất trong quá trình khai thác của tàu mẫu cần khắc phục. 1.2/ Phân tích phương án bố trí hệ động lực. 1.2.1/ Các phương án bố trí hệ động lực. Có 3 phương án bố trí hệ động lực: bố trí phía mũi, lái và đuôi. Phương án 1: Bố trí phía lái. Ưu điểm: Hệ trục ngắn, thuận tiện trong gia công lắp ráp và tận dụng được dung tích các khoang chứa. Vì vậy thường được bố trí cho các tàu chở hàng rời đồng nhất như: chở dầu, than, quặng, container Nhược điểm: Diện tích buồng máy chật hẹp, khó bố trí các trang thiết bị, cân bằng dọc khó hơn và hiện tượng dao động cộng hưởng dễ xảy ra giữa máy chính và chân vịt, khó quan sát điều khiển tàu nếu cabin máy lái nằm ngay trên buồng máy. Phương án 2: Bố trí phía mũi. Ưu điểm: Quan sát điều khiển tàu dễ hơn, cho nên được áp dụng cho các tàu lai dắt, tàu đẩy hoặc tàu đánh cá có boong thao tác phía đuôi tàu. Nhược điểm: Hệ trục dài hoặc rất dài dẫn đến gia công, lắp ráp phức tạp hơn. Hệ trục phải đi qua nhiều khoang hàng và vách ngăn choán dung tích khoang hàng, khó bố trí và kiểm tra trong quá trình vận hành. Cân bằng dọc của tàu khó hơn. Phương án 3: Bố trí ở giữa. Ưu điểm: Buồng máy ở giừa thì dung hòa được các nhược điểm nêu trên, việc cân bằng tàu dễ dàng hơn. Thường áp dụng cho tàu chở hàng khô hỗn hợp. Nhược điểm: Hệ trục vẫn phải đi qua các khoang hàng, choán chỗ, phân chia khoang khó hơn, bóc xếp hàng phiền phức hơn. b/ Lựa chọn phương án bố trí buồng máy cho tàu thiết kế. à Vậy theo yêu cầu của tàu thiết kế, cũng như phạm vi áp dụng của từng phương pháp bố trí hệ động lực. Em chọn phương án 1 là bố trí hệ động lực nằm về phía lái tàu. 1.2.2/ Phân khoang. a) Xác định khoảng sườn. Khoảng cách sườn được tính theo Quy phạm, như sau: Khoảng cách của các sườn ngang (s) được tính theo công thức sau đây: a ≥ L + 20 = 375 (mm). Với: L = 17,5 (m), chọn a = 400 (mm). Khoảng cách giữa các dầm dọc được tính theo điều 5.2.2 của Quy phạm: S = 550 +2.L = 550+2.17,5 = 585 (mm). Chọn s = 600 (mm). b) Tiến hành phân khoang. Trên cơ sở khoảng cách sườn đã tính toán, chia chiều dài tàu thành khoảng sườn thực, với khoảng cách sườn tại các khu vực như sau: Chiều dài khoang đuôi: Lđ = 2,8 (m) ( từ sườn 0 đến sườn 7 ). Chiều dài khoang máy: Lmc = 4,8 (m) ( từ sườn 7 đến sườn 19 ). Chiều dài khoang mũi: 5%L < Lm < 5%L+3,05 (m). Với L=17,5 (m), chọn chiều dài khoang mũi: Lm = 1,2 (m) Như vậy, chiều dài của khoang cá và khoang đá, sẽ còn: Lcd=Ltk-Lm-Lmc-Lđ=17,5-1,2-2,8-4,8=8,8(m). Chiều dài khoang cá: bố trí 2 khoang cá. + Khoang cá: 3,6(m) mỗi khoang. Khoang cá 1 ( từ sườn 19 đến sườn 28 ) Khoang cá 2 ( từ sườn 32 đến sườn 41 ) + Khoang đá: 1,6(m). ( từ sườn 28 đến sườn 32 ). Khoang mũi: 1,2(m) ( từ sườn 41 đến sườn 44 ). 1.3/ Bố trí sơ bộ hệ động lực chính. Phát thảo sơ bộ vị trí đặt máy – hệ trục: Sơ đồ phân khoang: Bố trí sơ bộ buồng máy: Chương 2: TÍNH CHỌN CÁC PHẦN TỬ CỦA HỆ ĐỘNG LỰC CHÍNH. 2.1/ Tính lực cản 2.1.1/ Lựa chọn phương pháp tính. Phương pháp lựa chọn: Oortsmersena. Phạm vi áp dụng: sử dụng cho tàu cá và tàu chạy nhanh. Nội dung phương pháp: Sức cản tàu cá khi chạy kéo lưới được tính theo phương pháp Oortsmerssen: [CT8- 61; tr463; 4] Trong đó: + Chiều dài tính toán: . Do nên + Hệ số được tính theo: với: lcb :Tâm nổi thân tàu với tàu CB > 0.65 tính theo công thức bề thử Wagerningen : Với : là góc vào nước: Hệ số di,0di,11: I 1 2 3 4 di,0 79,32134 6714,884 -908,444 3012,15 di,1 -0,09287 19,83 2,52704 2,71437 di,2 -0,00209 2,66997 -0,35794 0,25521 di,3 -246,459 -19662 755,1866 -9198,81 di,4 187,1366 14099,9 -48,9395 6886,6 di,5 -1,42893 137,3361 -9,86873 -159,927 di,6 0,11898 -13,3694 -0,77652 16,2362 di,7 0,15727 -4,49852 3,7902 -0,82014 di,8 -0,00064 0,021 -0,01879 0,00225 di,9 -2,52862 216,4492 -9,24399 236,38 di,10 0,50619 -35,076 1,28571 -44,1782 di,11 1,62851 -128,725 250,6491 207,256 Sau khi tính ta có bảng hệ số Ci;i=1,2,3,4: + : được tính theo công thức sau: Với: Hệ số Số Froude của tàu: [CT8- 30; tr450; 4] Gia tốc trọng trường + Hệ số sức cản ma sát tính theo ITTC-57: với: Số Reynol:Re = v.LD/u Độ nhớt động học của nước biển tại 21,11oC: u=0,9803.10-6(m2/s-1) + : Hệ số sức cản ma sát bổ sung trong đó: cho tàu vỏ gỗ cho bánh lái cho ky đứng cho không khí + : mật độ nước biển tại 70oF , + Diện tích mặt ướt tàu được tính theo : Cho dải vận tốc kéo lưới của tàu ta thực hiện tính sức cản tàu khi kéo lưới và công suất kéo theo các bước sau: B1: Cho dải vận tốc kéo lưới . B2: Tính . B3: Tính số Froude . B4: Tính . B5,,B8: Tính giá trị . B9,B12: Tính giá trị ( bảng 4 - 3). B13: Tính tổng . B14: Tính số Reynol:Re = v.LD/u. B15: Tính hệ số sức cản ma sát . B16: Tính hệ số sức cản ma sát bổ sung . B17: Tính tổng hệ số sức cản ma sát. B18: Tính sức cản sóng của tàu B19: Tính sức cản ma sát của tàu . B20: Tính sức cản toàn tàu khi kéo lưới với RW; Rf là sức cản song và sức cản ma sát của tàu. B21: Tính công suất kéo lưới . 2.1.2/ Tiến hành tính toán. Vận tốc kéo yêu cầu : Vk = 6 (hl/h). Với Ld = 17,5 (m). TT Đại lượng tính Ký hiệu Giá trị tính 1 Vận tốc tàu (hl/h) Vs 6 7 8 9 10 2 Vận tốc tàu (m/s) V 3.084 3.598 4.112 4.626 5.14 3 Số Froude (-) Fr 0.235 0.275 0.314 0.353 0.392 4 Fr-2 Fr-2 18.05 13.26 10.15 8.02 6.50 5 f1 f1 0.58 0.67 0.74 0.79 0.82 6 f2 f2 0.01 0.03 0.06 0.11 0.17 7 f3 f3 0.0024 0.0064 0.0114 0.0160 0.0196 8 f4 f4 0.01 0.03 0.06 0.11 0.17 9 C1 C1 -0.00492 -0.00492 -0.00492 -0.00492 -0.00492 10 C2 C2 0.40 0.40 0.40 0.40 0.40 11 C3 C3 -0.19 -0.19 -0.19 -0.19 -0.19 12 C4 C4 0.16 0.16 0.16 0.16 0.16 13 0.0009 0.0109 0.0301 0.0570 0.0888 14 Số Renol Re 55054575 64230338 73406100 82581863 91757625 15 Cf Cf 0.00228 0.00222 0.00218 0.00214 0.00211 16 0.00037 0.00037 0.00037 0.00037 0.00037 17 Cf + Cf + 0.00265 0.00259 0.00255 0.00251 0.00248 18 Lực cản sóng (KG) Rw 129.95 1571.48 4322.96 8184.50 12744.41 19 Lực cản ma sát (KG) Rf 176.52 235.53 302.44 377.14 459.53 20 Lực cản tổng cộng (KG) RT 306.47 1807.00 4625.40 8561.64 13203.94 21 Lực cản tổng cộng (KG) RT 30.65 180.70 462.54 856.16 1320.39 22 Lực cản tổng cộng (KN) Rt 3064.66 18070.03 46253.98 85616.36 132039.41 23 CS kéo lưới (CV) EHP 12.60 86.69 253.60 528.08 904.91 Để tính sức cản tàu khi kéo lưới, cũng như công suất kéo cho dải vận tốc kéo lưới của tàu vs (hl/h). Bảng tính 2.1: Bảng tính sức cản và công suất máy. * Giải thích số liệu tính toán: Theo như bảng số liệu tính toán trên ta có thể thấy: Khi tàu kéo lưới ở vận tốc kéo thiết kế là Vk, thì máy chính sẽ trích 1 phần nhỏ công suất của máy để duy trì vận tốc kéo của tàu ( chống lại sức cản vỏ tàu ), phần công suất còn lại của máy sẽ được chuyển thành lực để kéo lưới. Để trực quan cho những giải thích trên ta có thể xem đồ thị sức cản và công suất kéo của tàu theo vận tốc kéo của tàu ở đồ thị ........ Hình 2. 1. Đồ thị lực cản và công suất kéo tàu. 2.1.3/ Tính chọn máy. Dựa vào phương án mà đề tài được đưa ra cùng số liệu kết quả của quá trình tính toán sức cản. Phương án được chọn, là chọn máy của hãng YUCHAI với số hiệu là YC6T400C. Đặc tính cơ bản của máy: + Công suất máy phù hợp với điều kiện của tàu được thiết kế (400-440 CV ). + Kích thước của máy phù hợp với buồng máy nhỏ của tàu cá. + Số vòng quay và tỷ số truyền của hộp số: + Các thông số cụ thể của máy YC6T400C: Bảng 2.2. Catalog động cơ YC6T400C. Tên động cơ YC6T400C Thế hệ động cơ Động cơ 4 kỳ, kiểu đứng, 6 xylanh – thẳng hàng, làm mát bằng nước Số - đường kính - hành trình của xilanh 6x145x165 Tổng dung tích xilanh 16,35L Công suất liên tục/tốc độ 294kW(400HP)/1500rpm Công suất tối đa 323kW(440HP)/1548rpm Kiểu phun nhiên liệu Phun trực tiếp Phương thức khởi động Khởi động điện hoặc khí Trọng lượng 1960kG Hệ thống làm mát Làm mát bằng nước Bảng 2.3. Thông số hộp số sử dụng cho động cơ YC6T400C. Tên gọi KMH61A Kiểu hộp số Hộp số thủy lực Trọng lượng 78kG Tỉ số truyền 3.43 Tốc độ quay của trục chân vịt 428 Chiều quay hộp số Cùng chiều kim đồng hồ và ngược chiều kim đồng hồ 2.2) Thiết kế chân vịt. Thiết kế chân vịt theo chế độ kéo 2.2.1/ Thông số ban đầu. Bảng 2.5. Thông số thiết kế ban đầu STT Thông số Kí hiệu Trị số Đơn vị 1 Chiều dài tàu L 17,5 (m) 2 Chiều rộng tàu B 5,8 (m) 3 Chiều cao mạn T 2,6 (m) 4 Chiều chìm tàu d 2 (m) 5 Hệ số béo thể tích CB(d) 0,69 6 Hệ số béo sườn giữa CM(b) 0,92 7 Hệ số béo đường nước CW(a) 0,94 8 Hệ số béo lăng trụ CP(φ) 0,76 9 Lượng chiếm nước D 143,6 (tấn) 10 Công suất máy chính Ne 800 (CV) 11 Số vòng quay máy chính N 1500 (v/p) 12 Tỉ số truyền của hộp số i 3.43 13 Vận tốc sơ bộ của tàu vsb 6 (Hl/h) 14 Bố trí buồng máy Phía đuôi 2.2.2/ Thiết kế sơ bộ chân vịt. a/ Chọn sơ bộ và tính toán các thông số của chân vịt. - Số lượng chân vịt: Zp=2. - Series chân vịt: chân vịt nhóm B-Wageningen. - Số cánh chân vịt: 4. - Profil cánh: dạng profil cánh máy bay. - Vật liệu chế tạo: đồng thau. - Đồ thị sử dụng: Taylor. b/ Tính toán các thông số của chân vịt: Số vòng quay và tốc độ tịnh tiến chân vịt. - Sử dụng hộp số thủy lực với hiệu suất hhs = (0,95-0,97). Chọn hhs =0,95. - Ta lấy số vòng quay của hộp số là số vòng quay của trục ra của máy chính. - Số vòng quay đầu ra của hộp số: Nhs= nm/ihs = 1500/3,43 = 437 (v/ph). ( lấy số vòng quay đầu vào hộp số bằng với số vòng quay do máy tạo ra) - Như ta đã biết, thì tần suất quay của chân vịt bằng 0.98 – 0.99 tần suất quay định mức do máy truyền đến, vậy ta có số vòng quay trục chân vịt: Ncv = Nhs.0,98 = 437.0,98 = 428 (v/ph). - Ta có tốc độ tịnh tiến chân vịt: va = v.(1-w) = 6.(1-0,2) = 4,8 (Hl/h). Tính toán hệ số lực hút và hệ số dòng theo. - Áp dụng công thức Keldvil đối với tàu kéo 2 trục chân vịt để tính hệ số dòng theo: Ta có: w=CB3-0,03=0,693-0,03=0,2. Áp dụng công thức Heckscher đối với tàu cá lưới kéo ta có: Hệ số lực hút: t=0,77.φ-0,30=0,77.0,75-0,30=0,2775. Công suất dẫn đến trục chân vịt: - Phát thảo sơ bộ bộ truyền từ máy chính đến chân vịt: 1. Máy chính 2. Khớp nối 3. Hộp số 4. Máy phát điện 5. Trục trung gian 6. Trục chân vịt 7. Chân vịt Hình 2.2: Hệ động lực chính. Tính toán công suất dẫn đến trục chân vịt: + Công thức tính: PD = hB.hS. hhs.PE. Trong đó: hB = 0,97 : hiệu suất gối đỡ. hS = 0,95 : hiệu suất đường trục hhs = 0,96 : hiệu suất hộp số thủy lực. PE = 400: công suất của máy. (CV) + Tính toán: PD = 0,97.0,95.0,96.400 = 353,856 (CV). + Chuyển đổi sang đơn vị HP: PD=354*7576*10001025=340 HP. Tính sơ bộ lực đẩy chân vịt: Lực đẩy của chân vịt T (KG) trong giai đoạn thiết kế ban đầu tính theo công thức kinh nghiệm, dựa vào công suất máy chính PD (CV) cung cấp cho chân vịt và điều kiện khai thác của tàu. T = (8,5 ÷ 12).PD = 9. 353,856= 3184,704 (kG). Tính sơ bộ đường kính chân vịt: Đường kính sơ bộ của chân vịt được xác định theo công thức kinh nghiệm: Trong đó: PD = 353,856 (CV) : Công suất dẫn động đến chân vịt. ncv=NCV60=42860=7,1 (v/s) :Số vòng quay chân vịt trong 1 giây. Þ (m). Chọn sơ bộ tỷ số mặt đĩa chân vịt: Tỷ số diện tích mặt đĩa chọn theo điều kiện xâm thực chân vịt của bể thử Wagningen: Trong đó: Z = 4 : số cánh chân vịt. D = 2,1 (m) : đường kính chân vịt. T = 3184,704 (KG) : lực đẩy của chân vịt. K = 0,15 : tàu 2 chân vịt. - d= 2 (m): chiều chìm thiết kế Độ cao tâm trục chân vịt (h) so với đường cơ sở: = 1,23 (m) Độ sâu trục chân vịt so với mặt nước: Hs = d – h = 2– 1,23= 0,77 (m) Áp suất tĩnh (p0) tính đến điểm trong lòng chất lỏng, ngang trên tâm trục chân vịt, cách mặt thoáng Hs (m) theo công thức trong cơ học chất lỏng: p0 = pa + g.Hs = 10330 + 1025.0,77 = 11114(KG/m2). Pa = 10330(KG/m2) : áp suất khí quyển. g = 1025 (kG/m3) : trọng lượng riêng nước biển. Áp suất hơi bão hòa ở 250C: pd = 335,5(KG/m2) Þ ae = Lấy tỷ lệ diện tích mặt đĩa thấp nhất ae = 0,4. Từ các đồ thị chuẩn của Wageningen ta chọn chân vịt nhóm B4, tỉ lệ diện tích mặt đĩa 0,4. Tiến hành tính toán, dùng đồ thị Taylor để tính. Với giả thiết vận tốc từ 6 ÷ 10 (HL/h), dựa vào đồ thị Bp-d ( đồ thị bể thử Taylor ) của chân vịt seri B 4.40 ta tiến hành tính lực đẩy có ích Te: Bảng 2.6 Kết quả tính toán sơ bộ chân vịt Đại lượng tính Đơn vị Kết quả tính Vs hl/h 6 7 8 9 10 Va=Vs.(1-w) hl/h 5 6 6 7 8 Bp 160 109 78 58 45 δopt ( đồ thị ) 435 375 325 300 285 δ=0,95.δopt 413 356 309 285 271 D m 1.41 1.42 1.41 1.46 1.54 H/D ( đồ thị ) 0.58 0.56 0.60 0.56 0.51 ηp ( đồ thị) 0.38 0.43 0.47 0.51 0.53 T KG 4079.65 3956.95 3784.41 3650.21 3414.02 Te = T(1-t) KG 2947.55 2858.90 2734.24 2637.28 2466.63 Te ( 2 CV ) KG 5895.09 5717.80 5468.48 5274.56 4933.26 Hình 2.2: Đồ thị xác định vận tốc tự do của tàu. Thông qua biểu đồ trên ta xác định được vận tốc tự do của tàu là: Vtd = 8,2 (hl/h). Tương ứng với vận tốc tự do trên, ta cũng xác định được các giá trị tương ứng khác tại đó, như sau: Bảng 2.7 Kết quả tính toán chân vịt khi hoạt động ở vận tốc tự do STT Ký hiệu Kết quả Đơn vị 1 Vs 8.2 hl/h 2 Va=Vs.(1-w) 6.56 hl/h 3 Bp 73.14 4 δopt ( đồ thị ) 340 5 δ=0,95.δopt 323 6 D 1.51 m 7 H/D ( đồ thị ) 0.51 8 ηp ( đồ thị) 0.48 9 T 3770.67 KG 10 Te = T(1-t) 2724.31 KG 11 Te ( 2 CV ) 5448.61 KG c/ Kiểm tra tính sủi bọt theo tiêu chuẩn Burrill. Hệ số mặt đĩa đã chọn chỉ phù hợp cho giả thuyết ban đầu khi chưa đủ đặc trưng hình học của chân vịt. Như vậy, để tránh sủi bọt và khỏi bị xâm thực nhất thiết phải kiểm tra chân vịt theo tiêu chuẩn tránh sủi bọt. Vận tốc các điểm trên cánh tính tại 0,7R: = . . Số sủi bọt trung bình: =. Với: Hs = 0,77 (m). γ = 1025 (KG/m3). Pd = 335,5(KG/m2). ρ=101,76 kg.s2m4. Dựa vào đồ thị Burrill có thể đọc giá trị hệ số lực tương ứng: = 0,14 = f(s0,7) Diện tích tối thiểu mặt chiếu chân vịt: = = 0,642(m2). Trong khi đó, diện tích thật của mặt chiếu chân vịt là: = = 0,679 (m2). Với: H/D = 0,51 . Ae/A= 0,4. D = 1,51 (m). Kết luận: Vậy chân vịt đã thiết kế đảm bảo tính sủi bọt khi hoạt động. c/ Xây dựng củ chân vịt. Đường kính chân vịt: D = 1,508 (m). Đường kính củ chân vịt: dh = 0,16.D = 0,241 (m). Đường kính đầu củ: d1 = 0,18.D = 0,271 (m). Đường kính phía nhỏ: d2 = 0,13.D = 0,196 (m). Chiều dài củ: lh = 0,25.D = 0,377 (m). Chiều dài mủ củ: l2 = dh = 0,241 (m). Độ côn trong: k = 1/15. Bán kính góc lượn cánh ( đầu nhỏ củ ): R1 = 0,03.D = 0,045 (m). Bán kính góc lượn cánh ( đầu lớn củ ): R2 = 0,035.D = 0,053 (m). Bảng 2.8 Đường bao cánh chân vịt nhóm B.4, tính bằng % so với br0,6. r/R b b1 b2 tmax/D 0,2 76,8 46,9 35,0 0,0406 0,3 85,96 52,64 35,0 0,0359 0,4 93,62 56,32 35,0 0,312 0,5 98,38 57,60 35,5 0,0265 0,6 100 56,08 38,9 0,0218 0,7 98,08 51,40 44,3 0,0171 0,8 90,00 41,65 47,9 0,0124 0,9 72,35 25,35 50,0 0,0077 1 - - - 0,0030 d/ Tính toán khối lượng chân vịt. Theo Kopeetki, khối lượng chân vịt tàu được tính theo công thức sau: Trong đó: g = 8425 (kG/m3) : khối lượng riêng đồng thau. D = 1,51 (m) : đường kính chân vịt. Z = 4 : số cánh chân vịt. b0,6R = = 0,412(m) : chiều rộng cánh tại tiết diện r = 0,6R. dp = 0,17.D = 0,256 (m) : đường kính trung bình củ chân vịt. e0,6R = 0,0218.D = 0,0328 (m):chiều dày lớn nhất của tiết diện cánh tại r = 0,6R lp = (0,2 ÷ 0,27).D = 0,25.D = 0,38 (m) chiều dài củ chân vịt. = 313,88(kG). Chương 3: THIẾT KẾ HỆ TRỤC. 3.1. Lựa chọn kết cấu và xác định kích thước cơ bản của hệ trục. Tàu thiết kế có 2 chân vịt nên có 2 hệ trục trên tàu. Vị trí buồng máy được bố trí ở đuôi tàu nên hệ trục thường ngắn nên chỉ có trục chân vịt, không có trục trung gian và trục đẩy. 3.1.1. Chọn vật liệu chế tạo trục. Theo quy phạm thì vật liệu để chế tọa các chi tiết của hệ trục như trục chân vịt, khớp nối trục, bulông 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 trong khoảng 400(MPa) đến 800(MPa). Ta chọn thép có kí hiệu SF50 làm vật liệu chế tạo hệ trục: Bảng 3 – 1 Bảng chọn vật liệu làm trục Cấp thép Giới hạn bền kéo(MPa) Giới hạn chảy(MPa) KSF50 Thép rèn cácbon và thanh cán 3.1.2. Tính đường kính trục chân vịt. Do trục chân vịt được chế tọa từ thép rèn không gỉ nên đường kính trục chân vịt được tính theo: (mm) Trong đó: N = 294/400 (kw/CV) : Công suất liên tục lớn nhất của động cơ n = 429 (v/ph) : Tốc độ quay của trục chân vịt k3 = 1,16 : hệ số vật liệu. Þ = 97,8 (mm) Þ Lấy đường kính trục chân vịt: dv = 120 (mm). 3.2. Tính chọn các phần tử của hệ trục. 3.2.1. Phần côn trục chân vịt. Phần côn phía lái của trục chân vịt để lắp chân vịt có thể lấy độ côn 1:10; 1:12; 1:15. Ta lấy độ côn của trục chân vịt bằng 1:15. Kết cấu phần côn trục chân vịt như hình 3 – 1. Hình 3.1 Kết cấu phần côn trục chân vịt Tỉ lệ kết cấu phần côn trục lắp chân vịt có thể lấy theo: + Chiều dài phần côn trục Lk so với đường kính của phần côn trục Dk: Chọn + Kích thước phần ren và then của côn trục: Với Dk =100(mm) Đường kính đoạn ren đai ốc chân vịt: dr = M60x2=75 (mm). Chiều dài đoạn ren đai ốc chân vịt: Lr = 55(mm). Chiều dài then: chọn Lt = 250(mm) Chiều rộng then: Chọn b = 28 (mm). H = 16 (mm). Chiều sâu rảnh then trên trục chân vịt: t1 = 8(mm). Chiều sâu rảnh then trên củ chân vịt: t2 = 8,2(mm). 3.2.2. Đai ốc hãm chân vịt. Đai ốc hãm chân vịt có nhiệm vụ hãm chân vịt trên phần ren của đầu côn trục sao cho trong mọi bất cứ tình huống nào chân vịt cũng không được lỏng ra hoặc tuột khỏi trục. Chiều ren đai đai ốc hãm chân vịt phải trái với chiều quay của chân vịt tức là chiều ren của đai ốc hãm chân vịt phải quay trái vì chân vịt quay phải. Phần đai ốc hãm chân vịt gồm hai phần: đai ốc hãm và nắp xuôi dòng (kín nước) Hình 3.2 Đai ốc hãm chân vịt 3.2.3. Bích nối trục. Bích nối trục giữa trục chân vịt với trục của hộp số có thể chế tạo rời hoặc liền với trục chân vịt. Bích rời có thể có lỗ mayo hình côn hoặc hình trụ tùy theo trục. Chiều dày của bích nối tại vòng chia không được nhỏ hơn đường kính bulông bích nối. Tuỳ thuộc vào cách lắp ráp, trục chong chóng sẽ có các dạng kết cấu khác nhau. Nếu chong chóng được lắp từ ngoài vào, thì tất cả các kích thước trên đoạn trục này đều phải nhỏ hơn kích thước của cổ trục, và do đó phần đầu trục phía lắp với trục trung gian không được làm bích nối liền. Còn khi chong chóng được lắp từ trong ra, phía đầu trục này có thể có làm bích liền. Theo như phân tích trên phương án đưa ra là: Chọn bích đúc liền với trục. Hình 3 – 3 Kết cấu bích nối trục + Vật liệu làm bulông bích nối trục: chọn thép có ứng suất bền kéo danh nghĩa: . + Số bulông bích nối trục: chọn n = 8(chiếc). + Bích nối giữa trục hộp số và trục chân vịt. + Ta chọn đường kính của trục chân vịt để tính toán bích nối trục: Dk = 100 (mm). Kích thước của bích nối trục, ta có: + Bán kính R ở chân mặt bích không được nhỏ hơn 0,08d(mm) với d = 100(mm) là đường kính trục. + Đường kính ngoài của mặt bích nối:. + Đường kính vòng chia bulông bích nối: chọn D2 = 170 (mm) + Chiều dày mặt bích đo tại vòng chia: chọn b1 = 20(mm) + Bán kính ở chân mặt bích:chọn R = 10(mm) + Đường kính bulông bích nối: ta cóvới: - Đường kính trục chân vịt: dt = 100(mm). - Số lượng bulông: n = 8(chiếc). - Đường kính vòng chia: D = D2 = 170(mm). - Giới hàn bền kéo của vật liệu làm trục chân vịt: chọn. - Giới hạn bền kéo của vật liệu làm bulông bích nối:. chọn db =20 (mm). 3.2.4. Áo trục chân vịt. Trục chân vịt làm việc trực tiếp với nước biển, vì bạc đỡ của trục chân vịt và ống bao trục thường làm bằng vật liệu mềm như gỗ gai- ắc, cao su, textoolit lại làm việc tốt với vật liệu đồng trong điều kiện bôi trơn tự nhiên bằng nước biển tự nhiên, nên tại nơi làm việc với ổ đỡ người ta thường bọc cổ trục thép bằng 1 ống đồng gọi là áo trục. Còn các phần khác không chịu ma sát thì bọc bằng ống đồng hoặc dây quấn lớp bảo vệ trục khỏi bị hao mòn do tác dụng của nước biển và thuận lợi cho sữa chữa. Áo trục thường đúc liền hoặc cũng có thế làm rời từng đoạn rồi hàn liền với nhau trước khi gia công cơ để lắp như hình 3 – 4 Chiều dày nhỏ nhất của áo trục được xác định như sau: chọn S = 11(mm) Hình 3 – 4 Kết cấu áo trục Để giảm ứng suất cục bộ phát sinh ở mép các chi tiết lắp ghép trên trục, tại mặt đầu áo trục và mayo của trục chân vịt người ta tiện rảnh. Kích thước rảnh giảm ứng suất ứng với S = 11(mm): + C = 5,5(mm). + E = 6,35(mm). + a = 1,6(mm). + R = 2,4(mm). + a = 40o . Vật liệu làm áo trục phải chống được ăn mòn và mài mòn. Dùng đồng thau để chế tạo áo trục. Đặc tính cơ học chủ yếu của đồng thau: + Sức bền kéo: + Giới hạn chảy: + Độ giản nở dài tương đối: δ = 2 – 10% + Độ cứng: HB = 80 – 90. + Độ giai va đập: a = 1 – 1,5 (kGm/cm2). 3.2.5. Thiết bị ống bao trục. Thiết bị ống bao trục gồm ống bao trục, ổ đỡ trục nằm bên trong ống bao và cụm kín ống bao. Thiết bị ống bao trục có nhiệm vụ đỡ trục chân vịt, thông qua các ổ đỡ truyền tải trọng vào vỏ tàu và ngăn cách nước biển bên ngoài với bên trong vỏ tàu nhờ cụm kín ống bao. a. Ống bao trục. Ống bao trục thường được chế tạo liền. Ống bao trục thường một đầu có mặt bích đúc liền, và một đầu có ren có thể được lắp từ lái vào hoặc từ phía trong tàu ra phía lái. Chọn gang làm vật liệu chế tạo ống bao trục. Kết cấu ống bao trục như hình 3 - 5. Hình 3 – 5 Kết cấu ống bao trục Chiều dày ống bao trục được xác định theo: + Chiều dày nhỏ nhất của ống bao trục tại chổ giữa 2 ổ đỡ: Với đường kính áo trục: Da = dv + 2S = 100+2.11= 122(mm) + Chiều dày tại chổ lắp bạc lót: Chọn S2 = 45(mm) b. Ổ đỡ trục chân vịt. Trục chân vịt thường có thể có từ 1÷ 4 ổ đỡ tùy theo kết cấu của tàu. Ổ đỡ trục chân vịt thường được bố trí ngay trong ống bao trục. Kết cấu bạc đỡ: kết cấu bạc đỡ gồm hai phần chủ yếu là ống lót 1 và các tấm chịu ma sát 2(bạc đỡ) trực tiếp với trục được ghép bên trong ống lót như hình 3 – 6 Hình 3 – 6 Kết cấu bạc đỡ trục chân vịt Ống lót có nhiệm vụ như áo trục hình trụ bọc các tấm bạc đỡ để dễ dàng lắp vào ống bao hoặc giá treo. Ống lót có thể chế tạo từ đồng thanh, đồng thau. Ống lót có thể đúc liền hoặc làm rời. Chọn ống lót làm bằng đồng thanh và được đúc liền. Vật liệu làm bạc đỡ phải chịu được ma sát, chụi được nước biển và làm việc trong điều kiện bôi trơn bằng nước biển. Những vật liệu được sử dụng rộng rải như gỗ gai- ắc, cao su pha kim loại, lignôphôn, texlotit. Tuy nhiên khi so sánh về giá thành chế tạo, độ cứng, độ bền và độ chịu nén của các vật liệu so với tàu được thiết kế thì: Chọn cao su kim pha kim loại để chế tạo bạc đỡ: cao su pha kim loại được chế thành từng tấm rồi ghép trong ống lót hoặc cũng có thể đúc liền trong ống lót, cao su pha kim loại có các đặc tính cơ học như sức bền kéo, độ giản nỡ tương đối, độ mài mòn ≤ 40(cm3/kW.h), độ cứng HB = 55÷65. Kích thước và kết cấu của bạc đỡ bằng cao su pha kim loại như hình 3 – 7 Hình 3 – 7 Kết cấu ổ đỡ cao su pha kim loại Kết cấu ổ đỡ theo : + Chiều dài ổ đỡ phía lái:chọn L = 400(mm) + Chiều dài ổ đỡ phía mũi: chọn L = 200(mm) + Chiều rộng các tấm bạc đỡ:chọn B = 80(mm) + Chiều dày bạc đỡ:chọn H= 20(mm) + Chiều sâu rảnh làm mát: h = 0,01dv = 0,01*100= 1(mm) trên cung 70o÷80o + Bán kính rảnh làm mát: R = 0,443dv = 0,443.100 = 44,3(mm) + Khe hở giới hạn cho phép khi lắp ráp hướng kính giữa áo trục và bạc đỡ đối với cao su pha kim loại khi Da ≤ 600(mm): dgh = (0,012Da+1,8) = (0,012.122+1,8) = 3,264(mm) + Khe hở lắp ráp hướng kính giữa áo trục và bạc đỡ được tính theo: với đường kính áo trục chân vịt Da = 122(mm). 3.2.6. Cụm kín ống bao. - Cụm kín ống bao có nhiệm không cho nước từ ống bao trục rò rỉ vào bên trong tàu. Cụm kín ống bao có thể là đoạn kéo dài phía mũi của ống bao trục hoặc kết cấu tách rời được gắn liền với đầu phía mũi của ống bao trục bằng bulông. Cụm kín ống bao bao giờ cũng gắn ngay đầu ống bao và phải có điều kiện để với tay trong quá trình vận hành. Kết cấu cụm kín ống bao như hình 3 – 8 Hình 3 – 8 Kết cấu cụm kín ống bao - Chiều dài phần đệm kín: chọn L = 170(mm) - Khe hở lắp ráp giữa áo trục với các chi tiết cụm kín ống bao tra theo với đường kính áo trục Da = 122(mm) thì d = 5+0,4(mm) 3.2.7. Ổ đỡ trục và phanh trục chân vịt. - Ổ đỡ chặn lực đẩy chân vịt có thể là ổ lăn hoặc ổ trượt. Loại ổ lăn thường áp dụng cho tàu nhỏ, trục nhỏ và có tốc độ quay cao. Với máy có công suất nhỏ thì ổ đỡ chặn được bố trí ngay trong hộp số. Chọn ổ đỡ trục chân vịt là ổ lăn. Nhiệm vụ chủ yếu của ổ lăn là chặn lực đẩy chân vịt truyền ngược lại cho máy. Kết cấu của ổ đỡ trục chân vịt như hình 3 – 9 Hình 3 – 9 Kết cấu ổ chặn lực đẩy chân vịt - Phanh hệ trục tàu có nhiệm vụ hãm hệ trục lại trong trường hợp bản thân hệ trục hay ổ đỡ, máy chính có sự cố đồng thời giảm quán tính quay của hệ trục khi dừng máy. Kết cấu của phanh hệ trục như hình 3 – 10. Hình 3 - 10 Kết cấu phanh hệ trục tàu 3.3. Phân tích bố trí hệ trục. 3.3.1. Điều kiện làm việc của hệ trục. Hệ trục làm việc trong điều kiện phức tạp. Một đầu hệ trục nối với máy chính – chịu tác động trực tiếp của momen xoắn từ máy chính, đầu kia mang chân vịt và chịu trực tiếp momen cản của chân vịt. Sự uốn chung của vỏ tàu sẽ dẫn đến sự uốn trục. 3.3.2. Số lượng hệ trục trên tàu. - Tàu được bố trí 2 hệ trục. - Các hệ trục được bố trí đối xứng về 2 phía so với đường tâm dọc tàu. Các máy chính được bố trí song song nhau. - Chiều quay của 2 chân vịt ngược chiều nhau, nếu nhìn từ lái về mũi tàu thì 2 chân vịt thường quay theo chiều từ ngoài mạn vào tìm giữa tàu, cụ thể: chân vịt trái quay theo chiều kim đồng hồ và chân vịt bên phải thì quay theo chiều ngược kim đồng hồ. 3.3.3. Góc nghiêng của hệ trục. - Hệ trục được lắp nghiêng dọc với góc ∝ = 0o. - Nghiêng ngang với góc tin cậy lâu dài 10 – 15 độ. - Lắc ngang với góc tin cậy 30 – 40 độ. 3.3.4. Chiều dài hệ trục. Do buồng máy bố trí phía lái nên hệ trục ngắn, thuận lợi trong việc gia công lắp ráp và tận dụng được dung tích các khoang chứa. 3.3.5. Số lượng ổ đở và bố trí ổ đỡ hệ trục. - Ổ đở được bố trí gần vách ngang, đà ngang đáy để tránh trường hợp ổ đở bị xê dịch - đường trục mất ổn định do sự tác động của uốn cục bộ vỏ tàu. - Số ổ đở chọn trên tàu thiết kế: 2 ổ đở. 1 ổ sát vách buồng máy, 1 ổ sát vách đuôi. 3.4. Tính toán kiểm tra sức bền hệ trục. 3.4.1. Tính bền trục chân vịt. - Coi trục chân vịt như dầm nằm tự do trên 2 gối đỡ (trong ống bao trục), một đầu công sôn treo chân vịt và chịu các tải trọng sau: mômen xoắn từ máy chính Mx, mômen uốn do trọng lượng chân vịt Pv, lực đẩy chân vịt T, trọng lượng đơn vị q phân bố đều trên chiều dài trục. - Nếu tính sức bền trục chân vịt theo sơ đồ tính toán cho toàn bộ hệ trục thì không thuận lợi và phức tạp cho nên sơ đồ tính toán như hình 3 – 11 đủ để đảm bảo. Mặt cắt nguy hiểm của trục chân vịt cần kiểm tra sức bền là nơi tập trung mômen uốn tối đa. Mặt cắt này qua tính toán cũng như khảo sát thực tế nhiều tàu thường nằm gần gối đỡ cuối cùng phía lái của trục chân vịt hoặc giữa 2 gối. Hình 3 - 11 Sơ đồ tính sức bền trục chân vịt Vì vậy để đơn giản hóa trong tính toán nhưng vẫn đảm bảo đủ độ tin cậy thì chỉ cần khảo sát riêng phần trục chân vịt như hình 3 - 11 kể cả khi trục chân vịt tựa trên 2 gối. Trong tính toán giả thiết trục có cùng tiết diện trên suốt chiều dài (bỏ qua các cổ trục và áo trục không tham gia vào sức bền trục). Ngoài ra thực tế cho thấy ứng suất uốn do trọng lượng chân vịt và trọng lượng bản thân của trục và ứng suất uốn bổ sung do lắp ráp không đáng kể so với ứng suất chung trên trục chân vịt. Cho nên để đơn giản hóa trong tính toán mà vẫn đủ độ chính xác người ta bỏ qua tính ứng suất uốn su mà thay vào đó là hệ số kể đến ứng suất uốn e = 1,02÷1,06 chọn e = 1,04 (lấy giá trị trung bình). Công thức tính ứng suất chung tổng hợp cho trục chân vịt: trong đó: + Hệ số ứng suất uốn: e = 1,04. + Ứng suất nén:với: Lực đẩy chân vịt: T =2724,31 (KG) Đường kính chân vịt: dv = 10(cm). Hệ số trục rỗng: m = 0(do trục đặc) + Ứng suất xoắn: trong đó: Công suất truyền đến trục chân vịt: N = PD = 353,9(CV). Số vòng quay trục chân vịt: n = 428,6(v/p). Đường kính trục chân vịt: dv = 10(cm). Hệ số trục rỗng: m = 0. Vậy ứng suất chung tổng hợp cho trục chân vịt: Hệ số dự trữ bền: Với: + Giới hạn nóng chảy của vật làm trục:chọn: + Hệ số dự trữ bền cho phép của trục chân vịt: [K] = 2,8÷5,8 Kết luận: Vậy trục đủ bền 3.4.2. Áp lực trên gối do trọng lượng bản thân trục. - Áp lực trên bạc đỡ do trọng lượng bản thân trọng lượng bản thân trục được tính theo: trong đó: + Chiều dài tối đa của của nhịp trục:. chọn L = 200(cm) + Diện tích mặt cắt ngang của trục: + Đường kính chân vịt: dv = 10(cm) + Trọng lượng riêng của vật liệu là trục: Vậy áp lực trên bạc đở do trọng lượng bản thân trục gây ra có giá trị: 3.4.3. Ứng suất uốn do trọng lượng bản thân trục. Mômen uốn do trọng lượng bản thân trục được tính theo công thức như sau: trong đó: + Trọng lượng đơn vị phân bố đều trên chiều dài trục + Chiều dài của của nhịp trục: L = 300(cm) Ứng suất uốn do trọng lượng bản thân trục được tính theo công thức như sau: 3.4.4. Số vòng quay giới hạn cho dao động riêng. Tần số dao động uốn riêng của hệ trục nằm trên nhiều điểm tựa trước hết phụ thuộc vào tải trọng tập trung ở 2 đầu công sôn chủa hệ trục tàu, ở đây là trọng lượng chân vịt ở đầu công sôn phía lái của hệ trục tàu. Số vòng quay giới hạn của hệ trục được tính theo: Trong đó: + Modun đàn hồi vật liệu: E = 2,1.106(kG/cm2). + Momen quán tính tiết diện trục: + Gia tốc trọng trường: g = 981(cm/s2) + Trọng lượng đơn vị phân bố đều trên chiều dài trục: q = 0,62(kG/cm) + Chiều dài của của nhịp trục:L = 200(cm) Ta thấy số vòng quay trên trục chân vịt n = 429(v/p) < nk = 30455(v/p) thỏa mãn điều kiện tần số dao động riêng của hệ trục. 3.4.5. Ổn định của hệ trục dưới tác dụng của lực đẩy chân vịt. Ta kiểm nghiệm ổn định dọc của hệ trục theo công thức Euler trong trạng thái tĩnh. Trị số lực dọc trục cho phép luôn lớn hơn lực đẩy chân vịt. Lực dọc trục cho phép được tính theo: Trong đó: + Modun đàn hồi vật liệu: E = 2,1.106(KG/cm2). + Momen quán tính tiết diện trục: J = 500(cm4). + Chiều dài của của nhịp trục: l = 200(cm) + Hệ số dự trữ bền: chọn K = 2,5. + Số vòng quay của trục chân vịt: n = 428(v/p). + Số vòng quay giới hạn của hệ trục: nk = 30455 (v/p). + Lực đẩy chân vịt: T = 2724,31(kG). 3.4.6. Tính áp lực riêng trên các gối đỡ hệ trục tàu. Áp lực riêng trên các gối đỡ của hệ trục không đều nhau. Áp lực lớn nhất bao giờ cũng tập trung ở gối đỡ cuối cùng của trục chân vịt vì tại đây trực tiếp chịu tải trọng uốn do trọng lượng chân vịt, còn các gối đỡ trung gian phía mũi tàu thì nhẹ tải hơn. Áp lực trên các gối đỡ ảnh hưởng đến tốc độ mài mòn của bạc đỡ, dẫn đến sai lệch đường tim hệ trục. Sơ đồ tính toán hệ trục tàu: + Chiều dài trục chân vịt: + Chiều dài các đoạn trục:. Các chiều dài lo, l1, l2 và lp được tính dựa theo thực tế ( tàu mẫu ). Với các thông số từ tàu mẫu: và dcv = 160 (cm) + Trọng lượng đơn vị phân bố đều trên chiều dài trục: q = 62(kG/cm). + Khối lượng chân vịt: G = 313,88(KG) a. Tính các momen tại gối đỡ. + Momen uốn tại gối đỡ gần trục chân vịt: xét đoạn trục lo + Phương trình 3 momen cho nhịp 1 và nhịp 2: + Phương trình góc xoay tại ngàm B: Giải 2 phương trình (a), (b) ta được kết quả: b. Tính các phản lực tại các gối đỡ. + Tại gối đỡ 0: + Tại gối đỡ 1: + Tại ngàm B: Kiểm tra lại tổng phản lực trên các gối đỡ: Tổng trọng lượng chân vịt và trọng lượng bản thân trục: nên kết quả tính đúng c. Tính áp lực trên từng gối đỡ. Thực chất trục không tựa hoàn toàn trên toàn bộ diện tích hình chiếu của bạc đỡ nên chúng ta lấy giảm đi 10% so với diện tích thực tế. Diện tích hình chiếu của bạc đỡ: + Gối 0: + Gối 1: Áp lực trên các gối như sau: + Gối 0: + Gối 1: Đối với cao su pha kim loại thì nên gối đỡ bền Vậy gối đỡ bền Chương 4. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC HỆ THỐNG PHỤC VỤ. ( Hệ thống bôi trơn ) 4.1. Tính chọn các phần tử của hệ thống. Hành trình hoạt động trong vùng biển hạn chế cấp I với khoảng cách không quá 200 hải lý, thời gian hoạt động của tàu khoảng 9 ngày/ 1 tháng ( 288 h ). Hệ thống bôi trơn trên tàu có các nhiệm vụ chính như: + Bôi trơn các bề mặt ma sát. + Làm mát ổ trục. + Tẩy rửa bề mặt ma sát. + Bao kín bùn cháy. Chọn phương pháp bôi trơn: “ Bôi trơn cưỡng bức “ các te khô với các bộ phận chính như: thùng dầu ( các te dầu ), bơm dầu, bầu lọc thô, bầu lọc tinh, két làm mát dầu, đường ống dẫn dầu, đồng hồ đo áp suất dầu, đồng hồ đo nhiệt độ dầu. Nguyên lý bôi trơn: “ Bôi trơn kiểu áp lực “. 4.1.1. Tính toán hệ thống. a. Tính toán bơm dầu nhờn: Lượng dầu nhờn trong động cơ phụ thuộc vào nhiệt lượng của động cơ truyền cho nó. Lượng nhiệt mà động cơ truyền cho dầu nhờn, là: Với: + qd: 0,07 – 0,08 là phần trăm nhiệt mà dầu nhờn mang đi. + Nhiệt lượng do nhiên liệu cháy tỏa ra trong 1 (s) ( kJ/s ) ge: 191(g/kW.h) suất tiêu hao nhiên liệu của động cơ. Ne: 294 (kW) công suất có ích của động cơ. QH: 41135 (kJ/kG) nhiệt lượng thấp nhất của nhiên liệu. Lượng dầu tuần hoàn lý thuyết: ρd: 900(kG/m3) khối lượng riêng của dầu nhờn. Cd: 2,094 (kJ/kg.độ) tỷ nhiệt của dầu. ∆td: 10 – 15 (độ) độ chênh nhiệt độ dầu trong động cơ. Lưu lượng dầu tuần hoàn thực tế: Lượng dầu do bơm cung cấp để tạo ra tuần hoàn của dầu, là: . Công suất tiêu tốn để dẫn động bơm: . b. Tính toán két làm mát dầu nhờn: Tính toán két làm mát dầu là để xác định diện tích làm mát ( diện tích tiếp xúc với môi chất làm mát ) của két ( Fk ) m2. Diện tích làm mát tính theo phương trình truyền nhiệt: Cd: 2,094 (kJ/kg.độ) tỷ nhiệt của dầu. ρd: 900 (kG/m3) khối lượng riêng của dầu nhờn. Vd: 0,00272 (m3/s) lưu lượng dầu tuần hoàn lý thuyết. ∆td: 10 – 15 (độ) độ chênh nhiệt độ dầu trong động cơ. tdtb: 75 – 90 (độ) nhiệt độ trung bình của dầu trong két. tmtb: 70 – 85 (độ) nhiệt độ trung bình của nước làm mát. Kd: 115 – 350 (W/m2.độ). 4.2. Phân tích bố trí các phần tử của hệ thống. KẾT LUẬN Các thông số của tàu được thiết kế đều thõa mãn các yêu cầu của quy phạm. Thỏa mãn các tính năng hàng hải của tàu như : Tính nổi, cân bằng - ổn định tàu Đề tài ở phần thiết kế riêng “ Thiết kế hệ động lực chính ”. Trong giới hạn tìm tòi, học hỏi của em thì em nghĩ rằng đề tài mình làm ra dù có hoàn thiện đến đâu thì cũng chưa đạt đến mức tối ưu trong thiết kế kỹ thuật, vậy em mong rằng ở các khoá sau, các thầy các cô sẽ giúp cho các sinh viên nghiên cứu, hướng dẫn sinh viên tính toán thiết kế tối ưu hơn nữa đề tài mà em đã làm, cũng hi vọng đề tài sẽ được ứng dụng trong thực tế, giúp ích cho ngành đóng tàu. Trong quá trình làm đồ án, xin cảm ơn thầy cô đã chỉ dẫn, cho mượn tài liệu, ân cần hướng dẫn để truyền đạt kiến thức cho em làm bài tốt.