intTypePromotion=1
zunia.vn Tuyển sinh 2024 dành cho Gen-Z zunia.vn zunia.vn
ADSENSE
 » 
 » 

Tính dao động xoắn hệ trục tàu thủy bằng phương pháp phần tử hữu hạn

Chia sẻ: Vũ Văn Nghĩa | Ngày: | Loại File: PDF | Số trang:0

Thêm vào BST
Báo xấu
320
lượt xem 116
download
 
  Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Hệ thống động lực tàu thủy bao gồm máy chính - hệ trục - chân vịt, phát ra năng lượng vận hành và các thiết bị trên tàu, làm việc trong điều kiện tải trọng cao và biến đổi theo thời gian. Từ đó sinh ra dao động dọc, dao động ngang và dao động xoắn. Trong đó dao động xoắn là nguy hiểm nhất.

Chủ đề:

Bình luận(0) Đăng nhập để gửi bình luận!

Lưu

Nội dung Text: Tính dao động xoắn hệ trục tàu thủy bằng phương pháp phần tử hữu hạn

  1. http://kimcokynhan.wordpress.com TÍNH DAO ĐỘNG XOẮN HỆ TRỤC TÀU THỦY BẰNG PHƯƠNG PHÁP PHẦN TỬ HỮU HẠN CALCULATE TORSIONAL VIBRATION OF MARINE PROPULSION SYSTEM BY FINITE ELEMENT METHOD Ts. Lê Đình Tuân*, Ks. Nguyễn Trí Dũng†, Ths. Nguyễn Anh Quâna Khoa Kỹ thuật Giao thông, Đại học Bách khoa Tp.HCM, Việt Nam (a) C.ty tư vấn Tân Bách Khoa – TT ứng dụng công nghệ xây dựng REATEC, TP.HCM -------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------- TÓM TẮT Hệ thống động lực tàu thuỷ bao gồm máy chính – hệ trục – chân vịt, phát ra năng lượng vận hành tàu và các thiết bị trên tàu, làm việc trong điều kiện tải trọng cao và biến đổi theo thời gian. Từ đó sinh ra dao động dọc, dao động ngang và dao động xoắn. Trong đó dao động xoắn là nguy hiểm nhất. Các dao động này làm hư hỏng các chi tiết trong hệ trục thậm chí gãy trục, rung động tàu và gây thiệt hại về kinh tế trong đóng mới và vận tải. Bảng tính dao động xoắn là yêu cầu bắt buộc của các cơ quan đăng kiểm. Tại Việt Nam, các bảng tính thường được mua từ nước ngoài hoặc được thực hiện bằng phương pháp giải tích. Phương pháp giải tích bị hạn chế về số bậc tự do và sử dụng nhiều công thức kinh nghiệm. Do đó, việc xây dựng chương trình tính toán dao động hệ trục tàu thủy bằng phương pháp phần tử hữu hạn cho các công ty thiết kế và đóng mới tại Việt Nam nhằm tránh các nguy hiểm nêu trên, giảm bớt chi phí mua thiết kế từ nước ngoài và dần làm chủ được các công việc thiết kế tàu là một nhu cầu cấp bách góp phần phát triển ngành công nghiệp đóng tàu của Việt Nam. Từ khóa: dao động xoắn, dao động hệ trục tàu thủy, rung động tàu ABSTRACT Marine propulsion system, including main machinery – shaft – propeller, creating power to operate the ship and equipments, works in high and variable load. Therefore, the lateral, axial and torsional vibrations occur. Among of them, torsional vibration is the most dangerous. That these kinds of vibration can result in damage to components in the shafting system, even fracture of shafts, cause ship vibration and make economic harm in ship building and transportation. Torsional vibration calculations are asked obligingly by registers. In Vietnam, the calculations are often bought from foreign countries or carried out by analysis method. This method has restriction of degree of freedom and uses many experimental formulars. Thus, establishing a calculating torsional vibration program of marine propulsion system by finite element method for design and shipbuilding companies to avoid above damage, reduce cost of buying foreign designs and master the design works is necessary requirement to contribute to development of Vietnam shipbuilding industry. Keywords: torsional vibration, vibration of marine propulsion system, ship vibration * E-mail liên lạc: Tuan-Ledinh@hcmut.edu.vn † Dung-nguyentri@hcmut.edu.vn 1. GIỚI THIỆU HỆ TRỤC TÀU THUỶ tính năng của từng loại tàu mà tàu có thể có một hoặc nhiều đường trục. Hệ trục tàu thuỷ có nhiệm vụ truyền mômen Hệ trục làm việc trong điều kiện rất phức tạp, xoắn từ động cơ đến chân vịt tàu thuỷ và nhận một đầu hệ trục nối liền với máy chính, chịu lực đẩy từ chân vịt truyền lại cho vỏ tàu làm tác động trực tiếp của momen xoắn từ máy cho tàu tiến hoặc lùi. Hệ trục tàu thuỷ gồm chính, đầu kia mang chân vịt, chịu tác động nhiều đoạn trục nối liền nhau và được đặt trên trực tiếp momen cản của chân vịt trong nước. một đường thẳng. Tùy thuộc vào công dụng và Ngoài ra hệ trục còn chịu tác động bởi lực đẩy    1  http://kimcokynhan.wordpress.com
  2. http://kimcokynhan.wordpress.com của chân vịt, chịu tác dụng của trọng lượng gồm xung lực do sự cháy khí thể trong các bản thân trục…Vì vậy việc xác định chế độ xylanh động cơ, momen do lực quán tính tịnh làm việc tối ưu của trục là việc làm quan trọng tiến của cơ cấu piston-thanh truyền, moment và cần thiết . tác động lên chân vịt. Tốc độ chạy tàu gần với tốc độ cộng hưởng làm cho ứng suất trên trục vượt quá giới hạn mỏi dẫn đến gãy trục, sự va đập mạnh giữa các răng của bánh răng dẫn đến gãy răng, giảm khả năng giảm chấn của các khớp nối đàn hồi và bộ giảm chấn do nhiệt độ cao từ sự tiêu tán năng lượng. 3. PHƯƠNG PHÁP PTHH TRONG TÍNH TOÁN DAO ĐỘNG XOẮN 1. Máy chính; 2. Trục động cơ và khớp nối đàn hồi; 3. Hộp số; 4. Máy phát điện; 5. Bạc trục 3.1. Moment quán tính khối lượng và độ và ổ đỡ; 6. Trục chân vịt; 7. Chân vịt cứng xoắn của đoạn trục chịu xoắn Hình 1: Hệ trục tàu thủy Chuyển vị của vật rắn trong chuyển động quay 2. CÁC KIỂU DAO ĐỘNG HỆ TRỤC được đo bằng tọa độ góc quay. Momen phục hồi trong dao động xoắn là do sự đàn hồi của 2.1. Dao động ngang trục GJθ (1) Mt = Trục được xem như một dầm liên tục có độ l cứng và khối lượng phân bố không đối xứng, G [N/m2]: modul đàn hồi trượt của vật liệu, luôn luôn có sự mất cân bằng trong chuyển l [m]: chiều dài trục, động quay. Khi trục quay các phần tử khối J [m4]: momen quán tính độc cực của mặt cắt lượng mất cân bằng này sẽ chịu tác dụng của ngang trên trục. lực ly tâm làm cho sự lệch tâm trở nên lớn πd 4 (2) J= hơn. Dao động ngang xảy ra khi phương dao 32 động vuông góc với đường tâm trục, gây gia d [m]: đường kính trục bị xoắn tăng ứng suất trên hệ trục, tăng độ lớn của Trục ứng xử như một lò xo xoắn có độ cứng phản lực trong các gối đỡ là nguyên nhân làm xoắn phụ thuộc vào kích thước và vật liệu trục rung động kết cấu thân tàu, làm giảm chức theo công thức sau: năng của ống bao trục và gối đỡ do sự quá M GJ πGd 4 nhiệt và mài mòn. kt = t = = (3) θ l 32l Momen quán tính khối lượng của đĩa được tính 2.2. Dao động dọc bằng công thức sau Dao động dọc hệ trục tàu thủy được kích thích ρhπD 4 WD 2 Jo = = (4) bởi lực đẩy chân vịt và lực của các cơ cấu 32 8g khuỷu động cơ. Các lực đẩy này làm cho hệ ρ [kg/m3]: trọng lượng riêng, trục mất ổn định dọc dẫn đến hiện tượng đoạn h [m]: chiều cao, trục bị cong. Dao động dọc rất ít khi gây ra các D [m]: đường kính đĩa, hư hỏng nghiêm trọng trên hệ trục. Chúng W [N]: trọng lượng đĩa, thường gây ra các rung động vỏ tàu do các lực hoạt động của động cơ truyền xuống bệ máy. 3.2. Thiết lập phương trình dao động Xét hệ có n phần tử trục có khối lượng (hình 2.3. Dao động xoắn 2), momen quán tính khối lượng của 1 phần tử được phân ra tập trung tại hai đầu của phần tử Dao động xoắn xảy ra khi có sự thay đổi vận đó. Khi đó ma trận độ cứng phần tử và ma trận tốc góc trục. Khi đó các thành phần có moment khối lượng phần tử của phần tử chịu xoắn thứ i quán tính khối lượng dao động quanh đường có dạng sau tâm trục. Nguồn kích thích dao động xoắn bao    2  http://kimcokynhan.wordpress.com
  3. http://kimcokynhan.wordpress.com ⎡k − ki ⎤ 4. MOMENT NGOẠI LỰC TÁC DỤNG Ke = ⎢ i (5) ki ⎥⎦ LÊN HỆ DAO ĐỘNG XOẮN ⎣− k i ki là độ cứng phần tử thứ i 4.1. Moment kích thích dao động ⎡J 0 ⎤ Me = ⎢ i (6) ⎣0 J i +1 ⎥⎦ Moment xoắn phát ra tử trục khuỷu do lực khí thể của động cơ Ji + Ji+1 là momen quán tính khối lượng của ⎛ r ⎞ phần tử trục thứ i T = P r sin ωt ⎜1 + cos ωt ⎟ (11) ⎝ l ⎠ Hình 2: hệ dao động xoắn n bậc tự do Nếu tại đầu của các phần tử trục tập trung đĩa Hình 3: mô hình lực khí thể khối lượng thì momen quán tính khối lượng của đĩa đó được cộng vào ma trận momen Moment xoắn trên trục khuỷu do lực quán tính quán tính khối lượng phần tử tương ứng. m ⎛r 3r ⎞ Ma trận độ cứng kết cấu và ma trận momen Tqt = B r 2ω 2 ⎜ sin ωt − sin 2ωt − sin 3ωt ⎟ kˆ quán tính khối lượng kết cấu có dạng sau 2 ⎝ 2l 2l ⎠ ⎡ k1 − k1 0 0 0 ⎤ ⎢− k k + k − k2 0 0 ⎥⎥ ⎢ 1 1 2 (7) K =⎢ 0 − k2 k 2 + k3 O 0 ⎥ ⎢ ⎥ ⎢ 0 0 O O − kn ⎥ ⎢⎣ 0 0 0 − k n k n ⎥⎦ ⎡ J1 0 0 L 0 ⎤ Hình 4: mô hình lực quán tính ⎢0 J 0 O M ⎥⎥ ⎢ 2 (8) M = ⎢ 0 0 J3 O 0 ⎥ Tổng moment xoắn do lực quán tính và lực khí ⎢ ⎥ thể là moment phát ra trên trục khuỷu động cơ, ⎢M O O O 0⎥ là nguồn lực làm quay chân vịt và tạo dao ⎢⎣ 0 L 0 0 J n ⎥⎦ động xoắn trên hệ trục. Giảm chấn của hệ có thể xuất hiện ở phần tử trục hoăc tại khối lượng tập trung. Ta chọn ma 4.2. Moment cản của chân vịt trận giảm chấn có dạng C = αM + βK, với α = 10-7 và β = 10-5 Q = K Q ρn 2 D 5 (13) Phương trình dao động tự do của hệ: KQ : hệ số momen quay chân vịt, xác định Mq&& + Cq& + Kq = 0 (9) bằng các đồ thị thực nghiệm Giải bài toán dao động tự do ta được tần số ρ [kG.m-4.s2]: mật độ chất lỏng (nước sông riêng và mode riêng của hệ hoặc nước biển) Phương trình dao động cưỡng bức của hệ: n [v/s]: số vòng quay chân vịt, Mq&& + Cq& + Kq = p (t ) (10) n = ne/ i, với i là tỉ số truyền hộp số và ne là số p(t) là vec tơ momen ngoại lực tác dụng lên hệ vòng quay động cơ tại các nút D [m]: đường kính chân vịt Giải bài toán dao động cưỡng bức bằng Hệ số KQ phụ thuộc vào hệ số tiến J của tàu. phương pháp Newmark ta được góc quay của VP J= (14) mỗi nút theo thời gian và ứng suất của phần tử nD trục theo thời gian    3  http://kimcokynhan.wordpress.com
  4. http://kimcokynhan.wordpress.com 5. CHƯƠNG TRÌNH TÍNH DAO ĐỘNG d. Trục chân vịt XOẮN HỆ TRỤC TÀU THỦY Đường kính: 195 mm. Chiều dài: 2900 mm. 5.1 Giải thuật chương trình e. Chân vịt Đường kính: 2060 mm. Döõ lieäu ñoäng cô Döõ lieäu heä truïc Döõ lieäu chaân vòt Tỉ số mặt đĩa: 0,55. Tỉ số bước: 0,604. Löu Löu Löu Hệ số cấu tạo chân vịt: 9,1. Tính moment kích Choïn soá ñóa quy daãn, Tính moment caûn do do ñoäng cô gaây ra quy ñoåi heä truïc chaân vòt, moment quaùn tính chaân vòt Löu Löu Löu Toång hôïp thaønh heä dao ñoäng ñaày ñuû Hình 6: Mô hình dao động hệ trục tàu 1250T Löu Bảng 1: thông số sau mô hình hóa Tính dao ñoäng töï do, dao ñoäng cöôõng böùc, Stt Mass ID J (kgm2) Ki (MNm/rad) Di (mm) tìm öùng suaát xoaén 1 Flange 38.069 11.637 135 trong truïc 2 Cylinder 18.247 6.779 135 Löu 3 Cylinder 11.556 6.779 135 4 Cylinder 11.556 6.779 135 Keát quaû tính dao Keát quaû dao ñoäng Keát quaû tính öùng 5 Cylinder 18.247 11.637 135 ñoäng töï do: mode cöôõng böùc: ñaùp suaát trong truïc, aùp rieâng, taàn soá rieâng öùng cöôõng böùc duïng qui phaïm 6 Flywheel 633.790 11.637 135 7 Gear 37.431 Hình 5: sơ đồ giải thuật của chương trình. 5.2 Kết quả tính dao động xoắn hệ trục tàu Các bước giải của chương trình dầu 1250T Thông số hệ thống động lực tàu dầu 1250T a. Máy chính Model: 3508B. Nhà sản xuất: Caterpillar. Kiểu máy: V type 60 degree. Công suất: 735,40 kW (1000 HP). Số xi lanh: 8. Số thì động cơ: 4. Số vòng quay định mức:1800 v/ph. Số vòng quay nhỏ nhất: 600 v/ph. Số vòng quay lớn nhất: 1850 v/ph. Đường kính xi lanh: 170 mm. Hình 7: Nhập dữ liệu máy chính Hành trình piston: 190 mm. Đường kính trục khủyu: 135 mm. Thứ tự nổ của xi lanh: 1-2-7-3-4-5-6-8 b. Hộp số Loại: Nico MGN91BL. Tỉ số truyền: 5.04 c. Trục trung gian Đường kính: 160 mm. Chiều dài: 1350 mm. Hình 8: moment kích thích    4  http://kimcokynhan.wordpress.com
  5. http://kimcokynhan.wordpress.com Hình 9: nhập dữ liệu hệ trục Hình 13: ứng suất của đoạn trục so với quy phạm 5.2 Kết quả tính dao động xoắn hệ trục tàu dầu 104000T Hình 10: Nhập dữ liệu chân vịt Machinery Data: Engine : H.CEGIELSKI-MAN B&W Type : 6S60 MC-C Max continuous power (CMCR) : 13560 kW Max continuous speed (CMCR) : 105 rpm Minimum speed: 26 rpm Stroke number: 2 Number of cylinders: 6 Sroke: 2400 mm Cylinder bore diameter: 600 mm Mean indicated pressure MIPCMCR : 20.03 bar Hình 11: dao động tự do và cưỡng bức Oscillating mass per cylinder (m0): 5003 kg Connecting rod ratio (λ) : 0.488 Flywheel (Turning wheel): J=4982 kgm2 Tuning wheel: J=20000 kgm2 Crankshaft journal diameter: 720/150 Crankshaft pin diameter : 720 Cylinder damping coefficient (Rho=ρ): 0.0085 Shafting: Intermediate shafts diameter: 515 mm Propeller shaft diameter: 615 mm. Tensile strength of shaft material (steel): Intermediate shafts…… …Rm≥570 N/mm2. Propeller shaft… ……….Rm≥515 N/mm2 Propeller: Propeller diameter ……7200 mm Number of blades ..…..5 Pitch ratio (mean) ………..0.6339 Blade area ratio…………..0.609 Moment of inertia in air ..70900 kgm2. Amount of entrained water….18.34%. Mass………...…………….28400 kg. Propeller damping factor Hình 12: tần số riêng và mode của hệ (Rho=ρ)….0.055x0.8=0.044.    5  http://kimcokynhan.wordpress.com
  6. http://kimcokynhan.wordpress.com Intermediate shaft length…… 8000 mm. Ứng suất của hệ được tính tại từng phần tử Propeller shaft length… .8430 mm. trục theo sự thay đổi số vòng quay động cơ Engine room length… .22.95 mm. dựa trên các lý thuyết về dao động kỹ thuật, Flange fillet radius … 26 mm/ 113 mm. sức bền vật liệu và được lập trình bằng Matlab   nên ta có thể đánh giá toàn diện hơn về độ bền của đoạn trục đó. Từ đó xác định vòng quay 12 11 10 9 8 7 6 5 4 3 2 1 Part 11 Part 10 Part 9 cấm nếu ứng suất khi cộng hưởng vượt quá giới hạn cho phép của quy phạm (hình 15). P.8 P.7 P.6 P.5 P.4 P.3 P.2 P.1 Ưu điểm nổi bật của đề tài là toàn bộ công Hình 14: mô hình dao động hệ trục tàu dầu việc tính toán đã được lập trình thành chương 104000T trình với giao diện thân thiện cho người sử 90 Part 1 (crankshaft) - Max resonant stress 11.2609 (MN/m2), at v = 47 (rpm) 90 Part 6 (crankshaft) - Max resonant stress 34.2126 (MN/m2), at v = 47 (rpm) dụng. Đồ thị, kết quả tính được thể hiện qua 80 80 từng giao diện tính của chương trình. Chương trình đưa ra kết quả chính xác và tin cậy hơn 70 70 Stress - normal operation (MN/m-2) Stress - normal operation (MN/m-2) 60 60 và rút ngắn được quá trình tính toán của người τ2 τ2 50 50 thiết kế so với phương pháp giải tích. 40 40 30 30 τ1 τ1 20 20 10 0 10 0 TÀI LIỆU THAM KHẢO 1. Singiresu S. Rao, Mechanical Vibration. 0 20 40 60 80 100 120 140 0 20 40 60 80 100 120 140 Angular velocity v (rpm) Angular velocity v (rpm) Addision – Wesley Publishing Company, Part 10 (Intermediate shaft) - Max resonant stress 105.4067 (MN/m2), at v = 43 (rpm) 200 Part 8 (crankshaft) - Max resonant stress 37.1482 (MN/m2), at v = 44 (rpm) 200 180 160 180 160 Massachusetts, 1990 2. William T.Thomson, Theory of Vibration Stress - normal operation (MN/m-2) 140 Stress - normal operation (MN/m-2) 140 120 τ2 120 τ2 100 80 100 with Applications. Prentice – Hall International Edition 80 60 60 τ1 τ1 3. Michel Géradin / Daniel Rixen, Theory 40 40 20 20 0 0 20 40 60 Angular velocity v (rpm) 80 100 12 0 0 20 40 60 Angular velocity v (rpm) 80 100 120 and application to Structural Dynamics. Hình 15: ứng suất các đoạn trục theo số vòng Wiley Pulishers, 1994 quay động cơ 4. Lê Đình Tuân, Dynamic Course, Center EMMC – Hochiminh City University of 6. KẾT LUẬN Technology, 2004 5. Joseph Edward Shigley, John Joseph Quá trình tính toán có xét đến khối lượng Uicker, Theory of Mechines and của các đoạn trục và mỗi đoạn trục được chia Mechanisms, McGraw – Hill international thành nhiều phần tử có số lượng tùy ý (không editions, 1995 giới hạn về số bậc tự do của từng đoạn trục). 6. Nguyễn Đức Phú (chủ biên), Kết Cấu và Phương trình chuyển động tự do của hệ với Tính Toán Động Cơ Đốt Trong, tập I. số bậc tự do lớn được giải quyết để tìm trị NXB Giáo Dục, 1996. riêng và vectơ riêng bằng các phương pháp số. 7. Đặng Hộ, Thiết Kế Trang Trí Động Lực Khi đó ta sẽ biết được chuyển vị góc của tất cả Tàu Thủy, tập II. NXB Giao Thông Vận các đĩa tại cùng thời điểm. Các mode được thể Tải Hà Nội, 1986 hiện trên mô hình ba chiều sẽ cho cách nhìn 8. Phạm Xuân Mai (chủ biên), Tính Toán trực quan về hệ dao động xoắn. Mode có càng Nhiệt và Động Lực Học Động Cơ Đốt nhiều tâm dao động thì ứng suất trên trục càng Trong. NXB ĐHQG TPHCM, 2002 cao và biến đổi nhiều lần dọc theo hệ trục 9. Trần Công Nghị, Lý Thuyết Tàu 2 Sức Lực kích thích của hệ dao động gồm có Cản Vỏ Tàu và Thiết Bị Đẩy Tàu. NXB moment xoắn của động cơ được tính chính xác Đại Học Quốc Gia TPHCM, 2002 theo thời gian, ứng với từng số vòng quay và 10. Lund university, Calfem – A Finite moment cản của chân vịt cũng được tính theo Element Toolbox to Matlab Version 3.3. thời gian trong trường hợp chân vịt chìm hoàn Jabe Offset AB, Lund, Sweden, 1999 toàn trong nước và chìm một phần trong nước. 11. Klaas Van Dokkum, Ship Knowledge Đáp ứng cưỡng bức (góc xoắn) theo thời convering ship design construction and gian được tính bằng phương pháp Newmark. operation, www.DOKMAR.com, 3th edition, 2006    6  http://kimcokynhan.wordpress.com
ADSENSE

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

LV.15: Bộ Đồ Án Tốt Nghiệp Chuyên Ngành Cơ Khí
65 tài liệu
2431 lượt tải
THÔNG TIN
TRỢ GIÚP
HỖ TRỢ KHÁCH HÀNG
Theo dõi chúng tôi

Chịu trách nhiệm nội dung:

Nguyễn Công Hà - Giám đốc Công ty TNHH TÀI LIỆU TRỰC TUYẾN VI NA

LIÊN HỆ

Địa chỉ: P402, 54A Nơ Trang Long, Phường 14, Q.Bình Thạnh, TP.HCM

Hotline: 093 303 0098

Email: support@tailieu.vn

Giấy phép Mạng Xã Hội số: 670/GP-BTTTT cấp ngày 30/11/2015 Copyright © 2022-2032 TaiLieu.VN. All rights reserved.

 

Đồng bộ tài khoản
2=>2