WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

   Добро пожаловать!

Pages:     || 2 |
-- [ Страница 1 ] --

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ Национальный университет кораблестроения имени адмирала Макарова Рекомендовано Министерством образования и науки Украины в качестве учебного пособия для студентов

высших учебных заведений УДК 629.012.073(075) ББК 39.425 Р 24 Рекомендовано Министерством образования и науки Украины в качестве учебного пособия для студентов высших учебных заведений, письмо № 14/18.2–1483 от 17.09.2003 Рецензенты:

Л.М. Дыхта, доктор технических наук, профессор;

В.А. Некрасов, доктор технических наук, профессор;

В.П. Шостак, кандидат технических наук, профессор.

Р 24 Расчет ходкости надводных водоизмещающих судов: Учебное пособие / Н.Б. Слижевский, Ю.М. Король, М.Г. Соколик, В.Ф. Ти мошенко;

Под общ. ред. проф. Н.Б. Слижевского. – Николаев: НУК, 2004. – 192 с.

ISBN 966–321–009–5 Изложены методы расчета ходкости надводных водоизмещающих судов, на которых в качестве движителей используются гребные винты различных модификаций (ВФШ и ВРШ, свободные и винты в насадках, одиночные и вин ты-тандем противоположного вращения). Методы базируются на использова нии экспериментальных диаграмм коэффициентов буксировочного сопротив ления корпуса судна, а также гидродинамических характеристик гребных вин тов. Пособие снабжено примерами расчета.

Предназначено в качестве учебного пособия по курсовому и дипломному проектированию для специальностей "Корабли и океанотехника" и "Судовые энергетические установки и оборудование". Может быть также полезено для ин женеров и научных работников в области судостроения и водного транспорта.

УДК 629.012.073(075) ББК 39. ISBN 966–321–009– © Слижевский Н.Б., Король Ю.М., Соколик М.Г., Тимошенко В.Ф., © Видавництво НУК, Ходкостью называется способность судна перемещаться с заданной скоростью при минимальной затрате мощности либо же развивать максимальную скорость при заданной мощности главного двигателя.

Для ее оценки необходимы две основные составляющие: сопротивле ние движению судна и гидродинамические характеристики движителей.

Знание их позволяет связать гидродинамику пропульсивного комплек са корпус судна – движители с характеристиками его главных двигате лей в процессе проектирования и эксплуатации судна и, таким обра зом, дает возможность оценить ходовые качества судна.

Сопротивление движению судна представляет собой проекцию глав ного вектора сил давления и касательных напряжений трения, действу ющих на корпус судна и выступающие части со стороны воды и возду ха, на направление движения судна. Расчетным режимом при оценке хо дкости является продольное установившееся движение, которое совпа дает с направлением ДП судна. В свою очередь, величина силы со противления зависит от главных размерений судна, формы его обводов, характеризуемых соотношением главных размерений и коэффициента ми полноты, от состояния поверхности наружной обшивки, скорости и режима движения, от параметров посадки и условий эксплуатации. Для надводных водоизмещающих судов расчетным является режим плава ния, когда действующая на судно сила тяжести практически полностью уравновешивается архимедовой силой поддержания. Этот режим наблю дается, когда число Фруда по водоизмещению FrV = <1.

g3 V Вторым элементом пропульсивного комплекса является движитель.

Наиболее распространен в настоящее время на морских водоизмещаю щих судах гребной винт (ГВ) различных модификаций: винт фиксиро ванного шага (ВФШ), винт регулируемого шага (ВРШ), свободные и гребные винты в насадках, одиночные и гребные винты-тандем проти воположного вращения. Гидродинамические характеристики гребных винтов (упор и реактивный момент) зависят от их геометрии, режима работы, взаимного расположения ГВ и корпуса судна.

И, наконец, одним из элементов пропульсивного комплекса явля ется главный двигатель с устройствами, предназначенными для переда чи мощности от главного двигателя к ГВ. Характеристикой этого эле мента служит зависимость развиваемой мощности от частоты враще ния гребного вала.

Необходимо отметить, что судовой корпус, движители, главный двигатель с устройствами для передачи мощности от главного двигате ля к ГВ работают совместно, составляя единый пропульсивный ком плекс. И если по каким-либо причинам изменится характеристика од ного из элементов комплекса, то это вызовет соответствующие измене ния характеристик других элементов и, таким образом, установится новый режим работы комплекса. Этому комплексу присущи следую щие особенности работы:

создаваемый гребным винтом упор TB всегда больше тяги TE за счет дополнительного сопротивления R (силы засасывания), возни кающего на корпусе судна вследствие подсасывающего действия рабо тающего ГВ;

скорость натекающего на ГВ потока меньше скорости движения судна из-за подтормаживающего действия на поток корпуса судна;

мощность PD, потребляемая движителями, больше полезной (бук сировочной) мощности PE за счет гидродинамических потерь в про PE пульсивном комплексе. В этой связи отношение =, определяющее PD величину гидродинамических потерь в пропульсивном комплексе и име нуемое пропульсивным коэффициентом, является гидродинамической ха рактеристикой эффективности работы этого комплекса. Величина это го коэффициента для морских водоизмещающих судов составляет 0,45…0,75.

Расчет ходкости судна осуществляется в приведенной последова тельности.

1. Рассчитываются буксировочные сопротивление и мощность для приемосдаточных либо среднеэксплуатационных условий.

2. В соответствии с типом и назначением судна выбирается расчет ный режим для расчета ходкости судна.

3. Для расчетного режима определяются элементы и режим работы ГВ, потребная мощность главного двигателя и частота вращения ГВ.

4. Для выбранного главного двигателя методом последовательных приближений производится уточнение элементов и режима работы греб ного винта, а также скорости хода судна.

5. Выполняются расчет прочности лопастей и проверка винта на ка витацию.

6. Осуществляются расчет и построение теоретического чертежа гребного винта.

7. Для оценки ходкости на нерасчетных режимах производятся рас чет и построение диаграммы ходкости.

1.1. Сопротивление движению судна и его составляющие Сопротивлением движению R называют проекцию главного векто ра гидроаэродинамических сил, действующих на подводную и надвод ную судовую поверхности, на направление продольного движения суд на. Это сопротивление состоит из сопротивлений давлений Rp и каса тельных напряжений R, возникающих в результате взаимодействия подводной и надводной поверхностей судна с натекающими потоками воды и воздуха.

Сопротивление движению судна, в свою очередь, состоит из сопро тивления так называемого голого корпуса судна и дополнительных со противлений, обусловленных наличием выступающих частей и шеро ховатостей, а также воздушного сопротивления. Значительные измене ния структуры обтекания и сопротивления могут быть вызваны воз действием внешних условий, таких, как глубина и ширина фарватера, ветер, волнение и течение, наличие льда, изменение дифферента и сред ней осадки, обрастание подводной части корпуса судна при соверше нии рейсов и стоянок, разгон и торможение и т. п.

При выполнении расчетов ходкости полагают, что судно со свеже окрашенным корпусом движется равномерно прямолинейно со скоро стью переднего хода, на неограниченном фарватере и при отсутствии волн, ветра и течения. Учет влияния указанных выше эксплуатацион ных факторов на сопротивление производится по специальным мето дикам [6] либо введением поправочного коэффициента kE в соответст вии с отраслевой нормалью [15].

Сопротивление корпуса надводного водоизмещающего судна со стоит из двух составляющих – вязкостной RV и волновой RW. В свою очередь, вязкостное сопротивление RV состоит из сопротивления тре ния RF, которое обусловлено наличием касательных напряжений вяз кости, возникающих за счет прилипания частиц жидкости к поверхно сти судна, и сопротивления давления (формы) RVP, обусловленного перераспределением давления вдоль корпуса судна в вязкой жидкос ти. Особенно существенно это изменение в кормовой оконечности, где формируемый корпусом судна пограничный слой достигает наиболь шей толщины.

На распределение давления по поверхности корпуса оказывает зна чительное влияние волнообразование на свободной поверхности, вы зываемое движением судна, которое приводит к возникновению волно вого сопротивления RW.

Процессы формирования пограничного слоя и волнообразования происходят в жидкости одновременно и оказывают влияние друг на друга. Однако, как показывают исследования, степень взаимодейст вия в большинстве случаев невелика. Это дает возможность исполь зовать гипотезу о независимости составляющих сопротивления суд на, что позволяет определять его величину в виде суммы следующих составляющих:

R = RF + RVP + RW + RAP + RA + RAA, (1.1) где RF – сопротивление трения;

RVP – сопротивление формы;

RW – волновое сопротивление;

RAP – сопротивление выступающих частей;

RA – сопротивление шероховатостей;

RAA – воздушное сопротивление.

Для водоизмещающего судна роль отдельных составляющих сопро тивления движению зависит от скорости движения судна (рис. 1.1), а также от формы корпуса судна (рис. 1.2). Анализ данных, приведенных на рис. 1.1 и 1.2, позволяет сделать вывод, что для транспортных судов основную роль в общем балансе играет вязкостное сопротивление. Со противление воздуха движению судна при отсутствии ветра невелико и в зависимости от скорости и формы надводной части корпуса судна и надстроек составляет 1,5…3,0 % от полного сопротивления судна.

% II Рис. 1.1. Относительная роль основ ных составляющих сопротивления транспортного судна:

I I – зона вязкостного сопротивления;

II – зона волнового сопротивления 0,1 0,2 Fr % Рис. 1.2. Влияние коэффициен III та общей полноты на роль 75 II составляющих сопротивления для скоростей полного хода:

I – зона сопротивления трения;

II – зона вязкостного сопротивле- 25 I ния давления;

III – зона волново го сопротивления 0,55 0,65 0, 1.2. Общие формулы для буксировочных сопротивления и мощности В соответствии с теорией гидродинамического подобия и модели рования сопротивление воды движению судна может быть вычислено по формуле R = C, (1.2) где C – безразмерный коэффициент буксировочного сопротивления;

– плотность воды, т/м3;

– скорость судна, м/с;

– площадь смочен ной поверхности судна, м2.

Входящий в (1.2) коэффициент буксировочного сопротивления яв ляется функцией формы корпуса судна, чисел Рейнольдса и Фруда и в соответствии с (1.1) может быть представлен в виде следующей суммы:

C = CF + CVP + CW + CAP + CA + CAA, (1.3) где CF – коэффициент сопротивления трения;

CVP – коэффициент со противления формы;

CW – коэффициент волнового сопротивления;

CAP – коэффициент сопротивления выступающих частей;

CA – коэффициент сопротивления шероховатостей (надбавки на шероховатость);

CAA – ко эффициент воздушного сопротивления.

Коэффициент сопротивления трения обычно представляют в виде суммы CF = CF0 + CFC, где CF0 – коэффициент сопротивления трения эквивалентной гладкой пластины, а CFC – добавка к CF0, обусловленная пространственным ха рактером обтекания телесного судна (как правило, CFC 0,05CF0 ). Сум му коэффициентов волнового сопротивления, формы и CFC называют коэффициентом остаточного сопротивления:

CR = CVP + CW + CFC.

Тогда выражение (1.3) перепишется в виде C = CF0 + CR + CAP + CA + CAA.

При расчете ходкости наряду с сопротивлением необходимо опре делить буксировочную мощность (в ваттах или киловаттах), которая расходуется на буксировку судна с заданной скоростью, PE = R.

1.3. Расчет площади смоченной поверхности судна Наиболее достоверные результаты можно получить при вычисле нии площади смоченной поверхности голого корпуса 0 с использова нием теоретического чертежа путем интегрирования смоченных длин шпангоутов.

Достаточную для практических целей точность обеспечивают спо собы, основанные на приближенном интегрировании смоченных длин li (0 i n) полупериметров равноотстоящих шпангоутов, снятых с проекции "Корпус" теоретического чертежа посредством курвиметра или циркуля-делителя. В этом случае площадь 0 может быть рас считана методами численного интегрирования (например, с использо ванием правила трапеций):

n 2L 0 = (1.4) i l - 2 (l0 + ln ), n i= где n – число шпаций (обычно n = 20).

На начальных стадиях проектирования, когда известны лишь ос новные элементы судна, для определения 0 могут быть использованы следующие формулы:

формула С.П. Мурагина для судов с небольшими значениями коэф фициентов общей полноты B 1, (1.5) 0 = LT +1,13, T где L, B, T – длина, ширина и осадка, м;

– коэффициент общей полноты;

формула В.А. Семеки для транспортных судов с большими значе ниями 0 = LT +1,37( - 0,274)B ;

(1.6) T формула А.Б. Карпова для речных судов без тоннелей 5,1+ 0,074 B - 0,0400.

2 / 0 =V (1.7) T Вычисление площади смоченной поверхности с использованием за висимостей (1.5)–(1.7) обеспечивает точность расчета в пределах откло нений, не превышающих 2…4 % значений, вычисленных по формуле (1.4) с использованием теоретического чертежа.

Площадь смоченной поверхности с учетом площади поверхно сти выступающих частей принимается:

для двухвинтовых судов с выкружками гребных валов = (1,01...1,04)0 ;

для двухвинтовых судов с кронштейнами гребных валов = (1,008...1,025)0 ;

для судов со скуловыми килями = (1,01...1,03)0.

Суммарная площадь поверхности всех выступающих частей у одно и двухвинтовых судов может составить 1,5…7,0 % площади смоченной поверхности голого корпуса 0.

1.4. Общая характеристика и классификация способов приближенного расчета буксировочных сопротивления и мощности В настоящее время наиболее достоверные данные о величине сопро тивления движению судна можно получить пересчетом результатов модельного эксперимента в опытовом бассейне. Проведение испыта ний, однако, не всегда оказывается возможным, особенно на ранних стадиях проектирования. Поэтому на начальных стадиях важную роль играют приближенные способы, которые позволяют при ограниченном числе характеризующих форму корпуса судна параметров с достаточ ной степенью точности рассчитать буксировочные сопротивление и мощность.

Поскольку главные размерения, их соотношения и коэффициенты полноты не могут полностью охарактеризовать форму корпуса судна, разработка универсального метода расчета буксировочного сопротив ления и мощности не представляется возможным. В настоящее время наиболее распространены приближенные методы для отдельных типов судов с характерными обводами, использование которых позволяет получить результаты расчета, обладающие достаточно высокой точ ностью.

Современные методы приближенного расчета буксировочных со противления и мощности базируются обычно на обработке результа тов буксировочных испытаний достаточно большого числа моделей судов данного типа. В этом случае точность расчета будет тем выше, чем больше форма корпуса проектируемого судна приближается к фор ме корпуса испытанной серии моделей. Наиболее достоверными сле дует считать методы, разработанные на основе систематических ис пытаний серий моделей судов с последовательно изменяющимися па раметрами формы корпуса судна (соотношения главных размерений и коэффициенты полноты). Материалы таких испытаний позволяют получить данные, пригодные не только для расчета буксировочных сопротивления и мощности, но и для выбора наиболее выгодной фор мы обводов судна.

Существующие приближенные способы расчета могут быть подраз делены на следующие группы:

методы расчета полного сопротивления или мощности;

методы расчета остаточного или волнового сопротивления;

методы, основанные на пересчете остаточного сопротивления с про тотипа.

Методы первой группы, обладающие наименьшей точностью, при меняются для сугубо ориентировочной оценки величины буксировоч ной мощности. К ним относятся способы адмиралтейских коэффици ентов, методы Э.Э. Папмеля, Эйра, Дайсона и др. (см., например, [6]), единственное преимущество которых – их простота. Однако в настоя щее время в связи с широким использованием компьютерных техноло гий это качество утратило решающее значение, поэтому методы пер вой группы, как правило, не применяют и в настоящем учебном посо бии они не приводятся.

Методы второй группы позволяют производить расчеты буксиро вочных сопротивления и мощности с более высокой точностью, по скольку возникающие в этом случае погрешности связаны только с оп ределением остаточного или волнового сопротивления при достаточ ной точности расчета сопротивления трения судна. Основой для разра ботки методов этой группы являются результаты анализа буксировоч ных испытаний систематических серий моделей конкретных типов су дов. К этим методам относятся:

серии Японской судостроительной ассоциации и отечественные се рии быстроходных и среднескоростных универсальных сухогрузных, контейнерных и трейлерных судов;

серии с умеренной полнотой обводов, универсальные сухогрузы, танкеры, рудовозы;

серии института судостроения Токио и отечественные серии судов с полными обводами для крупнотоннажных танкеров и рудовозов;

серия "60" по данным буксировочных испытаний в опытовом бас сейне Д. Тейлора (США) для универсальных сухогрузов и среднетон нажных танкеров без носового бульба;

способ Д. Тейлора (США) для военных кораблей, пассажирских и быстроходных грузовых судов;

способ В.А. Первова для скоростных транспортных судов;

метод Г.Н. Кабачинского для среднескоростных судов смешанного плавания;

метод НИИВТ для грузовых и пассажирских судов внутреннего и смешанного плаваний;

способ В.А. Ерошина для МРТ, СРТ и БМРТ;

диаграммы удельного остаточного сопротивления буксиров, ледо колов и промысловых судов.

В табл. 1.1 приведены некоторые из распространенных отечествен ных и зарубежных систематических серий судов.

Методы третьей группы позволяют рассчитать буксировочные со противление и мощность с достаточно высокой степенью точности при условии достаточно близких значений относительных геометрических характеристик и общего характера обводов судна-прототипа и проек тируемого судна. К методам этой группы относятся:

метод И.В. Гирса для судов без цилиндрической вставки;

метод О.В. Дубровина для буксиров, ледоколов и рыбопромысло вых судов.

В принципе, для пересчетов коэффициента остаточного сопротив ления с прототипа можно воспользоваться материалами любой из при веденных серий.

1.5. Практические методы расчета остаточного сопротивления с использованием экспериментальных диаграмм (методы второй группы) 1.5.1. Серия быстроходных и среднескоростных судов Для расчета коэффициентов остаточного сопротивления СR судов с малыми значениями могут быть использованы результаты испыта ний моделей систематической серии Японской судостроительной иссле довательской ассоциации и отечественной серии быстроходных и сред нескоростных судов. Чаще всего эти результаты используются для рас чета сопротивления одно- и двухвинтовых контейнерных и трейлерных судов, в том числе с горизонтальным способом грузообработки, а так L же лихтеровозов со следующими характеристиками: ;

= 4,80...7, B B ;

;

носовые шпангоуты V-образные и буль = 2,00...5,00 = 0,500...0, T бообразные;

Fr = 0,17…0,34.

Чертежи корпуса и штевней моделей этой серии применительно к одновальному варианту расположения гребного винта приведены на рис. 1.3.

Таблица 1.1. Параметры систематических серий отечественных и зарубежных судов L L B xc № Форма Наименование Zp Источ = п/п оконечности*) ник B T L V Серия быстроходных и среднескоростных уни Нос – V, 4,8… 2,0… 0,50… 1 версальных сухогрузных, – – – – 1–2 [2, 6] бульб …7,0 …5,0 …0, контейнерных и трейлер ных судов Серия пассажирских и 6,5… 2,5… –0,05… 0,55… 2 Нос – V – – – 2 [2] грузопассажирских судов …7,3 …3,5 …0,00 …0, Серия судов с умеренной полнотой обводов, уни- 2,0… –0,025… 5,0... 0,60… 3 Нос – U, V – – – 1 [2, 6] версальные сухогрузы, …5,0 …0,030 …7,5 …0, танкеры, рудовозы Нос – V, бульб, Серия судов полных об- цилиндр, та 5,8... 2,2... 0,015... –0,800...

4 водов – танкеры, рудово- ранно-кони- – – – 1 [2, 6] …8,3 …3,5 …0,044 …0, зы ческая корма – U, V, сигара Серия "60" для 5,5... 2,5... –0,025... 4,5... 0,60...

5 универсальных сухогру- Нос – U – – 1 [6] …8,5 …3,5 …0,035 …7,5 …0, зов и танкеров Способ голландского 2,0... –0,020... 0,60...

6 бассейна для морских Нос – U – – – – 1 [6] …3,0 …0,023 …0, транспортных судов Способ Тейлора для во енных кораблей, пасса- Нос – V, 2,25... 5,2... 0,54...

7 – – – – 1–2 [6] жирских и быстроходных корма – V …3,75 …10,0 …0, грузовых судов Продолж. табл. 1. L L B xc № Форма Наименование Zp Источ = п/п оконечности*) ник B T L V Способ Первова для ско Нос – V, 2,0... –0,03... 5,0... 0,55...

8 ростных транспортных – – – 2 [7] корма – V …5,0 …–0,02 …7,5 …0, судов Серия Даусона для кабо- Нос – U, 5,5... 2,05... –0,02... 0,65...

9 – – – 1 [7] тажных судов корма – V …6,5 …2,42 …0,02 …0, Способ Дауэра–Гирса Нос – V, 5,0...

10 – – – – – – 1–2 [1] для быстроходных судов корма – V …11, Способ Кабачинского 4,0... 1,7... 0,65...

11 для среднескоростных – – – – – 1 [1] …12,0 …6,0 …0, судов Способ НИИВТ для гру зовых и пассажирских 5,0... 4,0... 0,45...

12 Нос – U – – – – 1–2 [20] судов внутреннего и сме- …9,0 …8,0 …0, шанного плавания Серия Ерошина для 5,0... 2,3... –0,03... 0,833... 0,60...

13 Нос – V – – 1 [12] БМРТ …7,0 …3,2 …0,02 …0,980 …0, 3,5... 2,3... –0,03... 0,65... 0,55...

14 Серия Ерошина для СРТ Нос – V – – 1 [6] …5,0 …3,2 …0,01 …0,92 …0, 2,5... 2,6... –0,05... 0,75... 0,50...

15 Серия Ерошина для МРТ Нос – V – – 1 [6] …3,5 …4,0 …–0,01 …0,92 …0, Диаграмма Неймана для 2,4... 3,9... 0,58...

16 – – – – – – [6] буксиров …3,2 …5,2 …0, Диаграмма Неймана для 2,7... 4,2... 0,57...

17 – – – – – – [6] ледоколов …3,2 …5,0 …0, Диаграмма Неймана для 2,0... 4,7... 0,56...

18 – – – – – – [6] промысловых судов …2,4 …5,1 …0, Серия быстроходных 6,5... 2,1... –0,025... 5,37... 0,55... 0,58...

19 Нос – бульб – 1 [21] грузовых судов (Япония)...8,0 …2,7 …–0,007 …7,81 …0,65 …0, Серия крупнотоннажных 5,5... 2,76... 0,016... 4,99... 0,80... 0,80...

20 Нос – бульб – 1 [22] танкеров (Япония)...7,0 …3,06 …0,035 …5,58 …0,84 …0, Серия транспортных су дов Британской судо- 5,30... 2,13... –0,02... 4,20... 0,65... 0,66...

21 Нос – бульб – 1 [23, 24] строительной ассоциации...8,85 …3,92 …0,035 …6,35 …0,80 …0, (BSRA) *) V, U – V-, U-образная.

Рис. 1.3. Теоретический корпус и штевни исходной модели серии быстроходных и среднескоростных судов:

–––––– – V-образная;

- - - – бульбообразная носовая оконечность При расчете буксировочного сопротивления по материалам данной серии с использованием традиционной схемы разделения сопротивле ния корпуса судна на сопротивление трения и остаточное сопротивле ние коэффициент CR рассчитывается по следующей формуле:

CR = CR ()kL / BkB /T, где численное значение коэффициента CR() определяется с помощью экспериментальных диаграмм (рис. 1.4* и 1.5*)*) в зависимости от фор мы корпуса судна с V-образной и бульбообразной формой носовых L B шпангоутов стандартной серии с = 5, и = 3,50 для заданных зна B T чений коэффициента полноты и числа Фруда =.

Fr gL L Коэффициент kL/B влияния несоответствия отношения для про B L ектируемого судна и = 5,64 для стандартной серии определяется с B помощью экспериментальных диаграмм (рис. 1.6* и 1.7*) в зависимости от формы носовой оконечности.

L В этом случае коэффициент влияния несоответствия отношения B определяется по диаграммам (см. рис. 1.6* и 1.7*) для заданных значе ний числа Fr как отношение коэффициентов CR для расчетного и стан L дартного = 5,64, т. е.

B L CR, Fr B kL / B =.

L CR = 5,64, Fr B Значение коэффициента влияния kB/T, учитывающего несоответ B B ствие расчетного и стандартного = 3,50 значений, снимается с T T диаграмм (рис. 1.8*–1.10*) для заданных значений числа Fr.

1.5.2. Серия пассажирских и грузопассажирских двухвинтовых судов Систематическая серия предназначена для расчета коэффициента остаточного сопротивления двухвинтовых пассажирских и грузопасса жирских судов, имеющих следующие геометрические характеристики:

*) Отмеченные значком "*" рисунки приведены в конце главы.

xc L B xc = = -0,05...0,00;

= 0,55...0,65;

Fr = = 6,5...7,3;

= 2,5...3,5;

L B T = 0,17…0,37. Теоретический чертеж модели серии показан на рис. 1.11.

Рис. 1.11. Теоретический корпус и штевни моделей серии грузопассажирских и пассажирских судов Если проектные значения xc [-3,0;

-2,0] %, то коэффициент оста точного сопротивления рассчитывается по формуле CR = CR (,xc )kL / B kB /T, где CR (,xc ) определяется по диаграммам рис. 1.12*–1.14*;

коэффици енты влияния kL/B и kB/T находятся по материалам предыдущей серии.

Если заданное значение xc выходит за указанные пределы, то коэффи циент остаточного сопротивления вычисляется как CR = CR (,xc = -3,0 %)kxckL / B kB /T, 2– где kxc определяется по диаграммам рис. 1.15*–1.17* в зависимости от коэффициента полноты водоизмещения.

1.5.3. Серия судов с умеренной полнотой обводов Область значений коэффициентов общей полноты = 0,600...0, охватывает большую часть морских транспортных судов различных ти пов и назначения, включая универсальные сухогрузные суда, среднетон нажные танкеры и рудовозы, суда для каботажных перевозок, а также транспортные суда флота рыбной промышленности со следующими ха L B L рактеристиками: = 5,50...8,50;

= 2,50...3,50;

= = 4,50...7,50;

B T V = 0,614...0,805;

носовые шпангоуты U-образные, промежуточные и V-образные;

Fr = 0,16…0,30.

Форма обводов моделей этой серии иллюстрируется рис. 1. ( = 0,700).

а б Рис. 1.18. Теоретический корпус и штевни модели серии универсальных морских транспортных судов:

а – U-образная носовая оконечность;

б – V-образная носовая оконечность Коэффициент остаточного сопротивления в этом случае рассчиты вается по формуле CR = CR()kkB /T aB /T kxc. (1.8) Коэффициент CR() снимается с диаграммы рис. 1.19* для задан ных значений коэффициента и чисел Fr. С этой же диаграммы сни мается стандартное значение относительной длины 0() (шкала для 0 расположена справа).

Коэффициент k, учитывающий влияние относительной длины L = на остаточное сопротивление, вычисляется по формуле V a k =, a в которой значения коэффициентов a и a0 снимаются с диаграммы рис. 1.20* для заданного и стандартного 0 (снимаемого с диаграм мы рис. 1.19*) значений относительной длины и чисел Fr.

Коэффициенты kB /T и aB /T, произведение которых в формуле (1.8) B B учитывает влияние различия расчетного и стандартного = 2,5, T T определяются по графикам рис. 1.21* для заданных значений чисел Fr.

Коэффициент kxc, учитывающий влияние на остаточное сопротив ление CR несоответствия относительной абсциссы центра величины xc = xc (%) с его стандартным значением xc0, снимается с графиков L рис. 1.22*–1.24* для заданных значений коэффициентов общей полноты и чисел Фруда.

Оценка влияния носового бульба на коэффициент остаточного сопро тивления может быть выполнена по формуле CR = kбC', R где kб = 74,7Fr3 – 29,5Fr2 + 1,33Fr + 1,055 – коэффициент влияния буль ба;

C' – коэффициент остаточного сопротивления, рассчитанный по R формуле (1.8).

1.5.4. Серия судов полных образований В эту серию включены крупнотоннажные танкеры и рудовозы с ко эффициентами общей полноты 0,. Помимо систематической се рии моделей, испытанных институтом судостроения в Токио, наиболее 2* крупным исследованием является серия моделей судов, испытанных в ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова.

Эта серия судов имеет следующие характеристики: = 0,800...0,875;

L B = 5,8...8,3;

= 2,2...3,5 ;

xc = (1,5...4,4)%Lpp ;

Fr = 0,10...0,23. Форма B T носовой оконечности: V-образная, цилиндрическая, бульбообразная с заострением ГВЛ, таранно-коническая;

форма кормовой оконечности:

U-образная, V-образная, сигарообразная.

Теоретические чертежи корпусов и штевней этой серии приведены на рис. 1.25–1.27.

а б в г Рис. 1.25. Теоретические корпуса носовых оконечностей моделей серии судов полных образований:

а – V-образный вариант;

б – цилиндрический вариант;

в – бульбовый вариант;

г – таранно-конический вариант ––––– – бульбообразный ––––– – цилиндрический U- и V-образная корма вариант;

– – – – – та варинт;

– – – – – V-образ ранно-конический ва ный вариант риант Рис. 1.26. Обводы фор- и ахтерштев ней моделей серии судов полных образований Сигарообразная корма а в б Рис. 1.27. Теоретические корпуса кормовых оконечностей моделей серии судов полных образований:

а – U-образный вариант;

б – V-образный вариант;

в – сигарообразный вариант Коэффициент остаточного сопротивления для всех форм носовых обводов, кроме V-образных, рассчитывается по формуле L k CR = CR ;

kB /T kкорма, xc B L где значение коэффициента снимается с диаграмм рис. 1.28*– CR ;

B –1.39* для заданных значений и Fr с использованием линейной ин L терполяции по отношению или с рис. 1.40*–1.48* с интерполяцией по B для соответствующей формы носовой оконечности.

В случае V-образной формы носовой оконечности коэффициент остаточного сопротивления определяется по формуле CR = CR ()L / B=6,8 kL / Bkxckкорма, где снимается с диаграммы рис. 1.33*, а kL / B – с использовани CR () ем рис. 1.50*–1.51* и линейной интерполяции по.

Коэффициент kB /T, учитывающий несоответствие расчетного и B стандартного значений, для всех вариантов носовых обводов опре T деляется по графику рис. 1.52*.

Коэффициент, учитывающий несоответствие расчетного и стан kxc xc дартного значений относительной абсциссы центра величины xc =, L определяется для носовых обводов с заострением ГВЛ (бульбообраз ные) по диаграмме рис. 1.53*, а с затуплением ГВЛ (V-образные, цилин дрические, таранно-конические) – по рис. 1.54*.

Коэффициент kкорма учитывает отличие контура кормовых шпан гоутов от U-образной формы, и его значение определяется по рис. 1.55*.

1.5.5. Серии рыбопромысловых судов Наиболее полные систематические исследования сопротивления и характеристик ходкости промысловых судов различных типов были выполнены В.А. Ерошиным. Исходные модели серий среднетоннаж L ных и малых промысловых судов при различных значениях имели B одинаковую базовую форму обводов (теоретический корпус приведен на рис. 1.56).

Lpp B В обеих сериях варьировались в следующих,,,, xc pp B T пределах:

для среднетоннажных промысловых судов Lpp B pp = 3,5...5,0;

= 0,650...0,920;

pp = = 0,550...0,700;

= 2,3...3,2;

B T xc xc = = -0,03...0,01;

Fr = 0,21…0,37;

L для малых промысловых судов L B pp = 2,6...4,0;

= 0,500...0,720;

= 2,5...3,0;

= 0,750...0,920;

pp T B xc = -0,05... - 0,01;

Fr = 0,10…0,50.

Рис. 1.56. Теоретический корпус базовых моделей серий среднетоннажных и малых промысловых судов Результаты буксировочных испытаний моделей серий в виде зави симости СR от каждого варьируемого параметра при фиксированных базовых значениях остальных для среднетоннажных и малых судов при ведены на рис. 1.57*–1.66*. В этом случае коэффициент остаточного со противления рассчитывается по следующей формуле:

Lpp B CR = CR( )CR CR CR ()CR (xc ) pp B T Lpp B CR-4 pp0;

;

;

0;

xc0, B 0 T Lpp B где ( ) – по графику рис. 1.57*;

CR – рис. 1.59*;

CR – CR pp B T L B рис. 1.61*;

CR() – рис. 1.63*;

CR (xc ) – рис. 1.65*;

CR 0;

;

;

0;

xc0 B T 0 L для среднетоннажных промысловых судов при = 4,24 по графику B L рис. 1.59*, для малых промысловых судов при = 3,0 – по рис. 1.60*;

B Lpp B CR( ) – рис. 1.58*;

CR – рис. 1.60*;

– рис. 1.62*;

CR() – CR pp B T рис. 1.64*;

CR (xc ) – рис. 1.66*.

1.6. Способы пересчета остаточного сопротивления с прототипа (методы третьей группы) В этом случае точность расчета коэффициента остаточного сопро тивления проектируемого судна с использованием данных судна-про тотипа зависит от того, насколько близки у сопоставляемых судов их относительные размерения и коэффициенты полноты, а также харак тер обводов. Так как различия в геометриии судна-прототипа и проек тируемого судна всегда есть, то задача состоит в учете влияния на ко эффициент остаточного сопротивления отличий геометрических пара метров формы корпуса проектируемого судна от судна-прототипа. Та кой подход позволяет учесть влияние на коэффициент сопротивления не более трех-четырех геометрических параметров с использованием так называемых коэффициентов вляния.

1.6.1. Способ И.В. Гирса Этот способ применяется для расчета остаточного сопротивления морских скоростных судов без цилиндрической вставки, имеющих сле B дующие геометрические характеристики: = 0,500…0,850;

= 2,0… T...14,0;

= 5,0…11,0;

Fr = 0,25…0,65.

Коэффициент остаточного сопротивления в этом случае рассчиты вается по формуле CR = CRkkkB /T.

Здесь CR (Fr) – коэффициент остаточного сопротивления судна-про тотипа;

k = – коэффициент, учитывающий влияние отличия ко п эффициентов продольной остроты проектируемого судна и п суд на-прототипа, где значения коэффициентов = (;

Fr ) и п = = п (п;

Fr) определяются по графикам рис. 1.67*;

k = – коэф п фициент, учитывающий влияние различия коэффициентов остроты проектируемого судна и п судна-прототипа: значения коэффициен тов = (;

Fr) и п = п (п;

Fr) определяются по графикам B /T рис. 1.68*;

kB /T = – коэффициент, учитывающий влияние раз (B /T )п B В личия проектируемого судна и судна-прототипа, где значения T Т п B B коэффициентов B /T = B /T ;

Fr и (B /T )п = ( B /T )п ;

Fr оп T T п ределяются по графикам рис. 1.69*.

1.6.2. Способ О.В. Дубровина Этот способ используется для расчета остаточного сопротивления буксиров, ледоколов, промысловых судов, имеющих следующие геомет L B рические характеристики: = 0,450…0,550;

= 3,5…5,5;

= 2,0…3,5;

B T Fr = 0,10…0,35.

Коэффициент остаточного сопротивления рассчитывается по фор муле CR = CRkL / BkB /T k.

Здесь CR – коэффициент остаточного сопротивления судна-прото L / B типа;

kL / B = – коэффициент, учитывающий влияние различия (L / B)п L L проектируемого судна и судна-прототипа, где значения коэф B В п L L фициентов L / B = L / B ;

Fr и (L / B)п = B ;

Fr определяются B п В /Т B по графикам рис. 1.70*;

kВ /Т =, где В /Т = В /Т ;

Fr и T (В /Т )п B ( В /Т )п = (В /Т )п ;

Fr определяются по графикам рис. 1.71*;

T п k = – коэффициент, учитывающий влияние различия коэффици п ентов общей полноты проектируемого судна и п судна-прототипа, где значения коэффициентов = (;

Fr) и п = п (п ;

Fr) опре деляются по графикам рис. 1.72*.

1.7. Сопротивление судов внутреннего и смешанного плавания Особенности судов внутреннего и смешанного (река–море) плава ния обусловлены экономическими требованиями и специфическими ус ловиями эксплуатации. Их размерения жестко ограничиваются глуби ной фарватера, габаритами шлюзов, извилистостью речного фарватера и др. В этой связи современные большегрузные (водоизмещением более 2000 т) суда внутреннего и смешанного плавания имеют полные образо вания (0,780 0,870), большую относительную ширину B > 3 и зна T чительную длину цилиндрической вставки. Как правило, эти суда двух вальные.

Основанием для определения остаточного сопротивления судов внутреннего и смешанного плавания являются обобщенные результа ты серийных модельных испытаний с систематической вариацией со отношений главных размерений и коэффициентов полноты. Как и для морских судов, способы расчета остаточного сопротивления основы ваются на использовании серийных диаграмм либо на пересчете оста точного сопротивления с судна-прототипа.

1.7.1. Метод НИИВТа расчета коэффициента остаточного сопротивления Для грузовых судов внутреннего и смешанного (река–море) плава ния на тихой и глубокой воде, имеющих следующие характеристики:

L B 0,07 Fr 0,25 ;

4,0 8,5;

3,7 14,0;

0,800 0,930, – исполь В T зуется эмпирическая формула, полученная Е.М. Сироткиным по резуль татам систематических испытаний моделей судов в опытовом бассейне Новосибирского института инженеров водного транспорта (НИИВТа):

L CR = kkB /T 1,62 - 0,143 10-3 + B L L + - 0,145 -1,28(Fr - 0,07)4, 1,64 B B где k – множитель, учитывающий влияние коэффициента общей пол ноты, рассчитывается по формуле k =1,00 + 0,80(10 - 8,5)+ 2,7(10 - 8,5)5;

B kB/T – множитель, учитывающий влияние относительной ширины, T численное значение которого определяется по формуле B B kB /T = 1,00 - 0,084 - 6 +[4,38 - 402(Fr - 0,195)2]T - 6 10-3.

T 1.7.2. Метод расчета коэффициента остаточного сопротивления путем пересчета с прототипа Этот метод базируется на результатах систематизации и обработ ки данных модельных и натурных судов, проведенных в ЛИВТе (Ленинградский институт инженеров водного транспорта), НИИВТе и ГИИВТе (Горьковский институт инженеров водного транспорта) для барж, грузовых судов, буксиров, пассажирских и грузопассажирских судов.

Коэффициент остаточного сопротивления CR проектируемого суд на определяется путем пересчета коэффициента остаточного сопротив ления CR судна-прототипа по формуле 2 / V CR = CR a1b1c1d1, (1.9) где V – водоизмещение, м3;

– площадь смоченной поверхности, м2;

a1, b1, c1, d1 – коэффициенты, учитывающие различие в соотношениях T Lц L,,, проектируемого и судна-прототипа (здесь Lц – длина B B L цилиндрической вставки).

Входящие в (1.9) значения коэффициента остаточного сопротивле ния судна прототипа определяются по графикам рис. 1.73*– СR = СR(Fr) 1.75* в зависимости от типа судна, характеристики которого приведе ны в табл. 1.2.

ap Коэффициенты a1, b1, c1 и d1 рассчитываются по формулам: a1 = ;

aп d bp cр p и d1 =, где ap, bp, cp, dp – коэффициенты для расчет b1 = ;

с1 = dп bп cп ного судна;

aп, bп, cп, dп – коэффициенты для судна-прототипа, опреде ляющиеся по следующим формулам:

3 L L L T a1 = -6,1710-4 + 0,0276 - 0,422 + 2,831;

b1 = 2 + 0,634;

B B B B Lц 2 Lц c1 = 6,49 -5,74 + 2,25 – для самоходных грузовых судов;

с1 = 1 – L L для буксирных, пассажирских и грузопассажирских судов;

d1 = 31,752 – - 45,04 +16, – для самоходных грузовых судов;

d1 = 7,1332 - 2,328 – - 0,164 – для буксирных, пассажирских и грузопассажирских судов.

Таблица 1.2. Характеристики типовых судов внутреннего и смешанного плавания Lц L T Номер B B L Самоходные грузовые суда 1 8,18 0,212 0,851 0, 2 6,93 0,216 0,837 0, 3 7,02 0,204 0,830 0, 4 7,95 0,266 0,869 0, 5 6,74 0,225 0,800 0, 6 8,50 0,266 0,818 0, 7 6,11 0,184 0,788 0, Буксирные суда и толкачи 1 4,99 0,243 0,545 – 2 4,73 0,253 0,557 – 3 5,02 0,243 0,636 – 4 4,60 0,400 0,522 – 5 5,13 0,275 0,525 – 6 4,70 0,244 0,618 – 7 4,04 0,135 0,528 – Пассажирские и грузопассажирские суда 1 7,75 0,190 0,575 – 2 8,10 0,198 0,710 – 3 6,60 0,202 0,573 – 4 5,72 0,249 0,465 – 5 4,73 0,202 0,581 – При расчете коэффициента остаточного сопротивления СR для пас сажирских и грузопассажирских судов необходимо пользоваться зави симостью CR = CRa1b1c1d1, причем на графиках рис. 1.75* число Фруда определялось по формуле Fr =.

g3 V 1.8. Сопротивление трения судна В соответствии с методом Фруда сопротивление корпуса судна раз деляется на остаточное сопротивление и сопротивление трения эквива лентной технически гладкой пластины. Эквивалентной называется пла стина, имеющая длину, площадь смоченной поверхности и скорость движения, равные их значениям для судна.

Так как для натурных судов пограничный слой является турбулент ным практически по всей длине, то для определения коэффициента со противления трения можно воспользоваться одной из формул (Пранд тля–Шлихтинга, Шенхерра, Пустошного и Котловича и т. д). В прак тике отечественного судостроения чаще всего используется формула Прандтля–Шлихтинга 0, CF 0 =, (1.10) (lgRe)2, L где Re = – число Рейнольдса;

– скорость судна, м/с;

L – длина судна по ватерлинии, м;

– кинематический коэффициент вязкости, значение которого для морской воды при t = 4 °С принимается равным = 1,6110–6 м2/с.

Численные значения CF 0 (Re), рассчитанные по формуле (1.10), при ведены в табл. 1.3.

Таблица 1.3. Коэффициент трения по формуле Прандтля–Шлихтинга Re·10–7 CF0·103 Re·10–8 CF0·103 Re·10–9 CF0· 1,00 3,00 1,00 2,13 1,00 1, 1,25 2,90 1,25 2,06 1,25 1, 1,50 2,82 1,50 2,01 1,50 1, 1,75 2,75 1,75 1,97 1,75 1, 2,00 2,69 2,00 1,94 2,00 1, 2,50 2,60 2,50 1,88 2,50 1, 3,00 2,53 3,00 1,83 3,00 1, 3,50 2,48 3,50 1,80 3,50 1, 4,00 2,43 4,00 1,77 4,00 1, 4,50 2,38 4,50 1,74 4,50 1, 5,00 2,35 5,00 1,71 5,00 1, 5,50 2,32 5,50 1,69 5,50 1, 6,00 2,29 6,00 1,67 6,00 1, 6,50 2,26 6,50 1,65 6,50 1, 7,00 2,24 7,00 1,64 7,00 1, 7,50 2,22 7,50 1,63 7,50 1, Продолж. табл. 1. Re·10–7 CF0·103 Re·10–8 CF0·103 Re·10–9 CF0· 8,00 2.20 8,00 1,62 8,00 1, 8,50 2,18 8,50 1,61 8,50 1, 9,00 2,16 9,00 1,60 9,00 1, 9,50 2,14 9,50 1,59 9,50 1, 1.9. Сопротивление шероховатостей, выступающих частей и воздушное сопротивление Для расчета указанных составляющих сопротивления водоизмеща ющих судов необходимо определить корреляционный коэффициент СА (надбавка на шероховатость), коэффициент сопротивления выступаю щих частей САР и коэффициент воздушного сопротивления САА.

1.9.1. Сопротивление шероховатостей Введение надбавки СА обусловлено причинами физического и ме тодологического характера. С ее помощью учитывается невоспроизво димое в условиях модельного эксперимента дополнительное сопротив ление, вызванное наличием технологической шероховатости, которая, в свою очередь, обусловлена чистотой обработки и волнистостью по верхности листов наружной обшивки, а также выбором материала ла кокрасочного покрытия и методов его нанесения.

Эксплуатационная шероховатость, которая является следствием физико-химических процессов взаимодействия лакокрасочного покры тия с окружающей водной средой и определяется соотношением стоя ночного и ходового времени, режимом плавания, а также биологиче скими процессами обрастания наружной обшивки морскими организ мами и водорослями, учитывается в специальных расчетах, связанных с учетом влияния условий эксплуатации на ходкость судна.

Надбавка СА обычно назначается с использованием статистиче ских данных для близких по типу и размерам судов, получаемых путем сопоставления прогнозируемой скорости судна и скорости, полученной на ходовых испытаниях, и поэтому отчасти учитывает также влияние масштабного эффекта. С этой точки зрения она является, по существу, корреляционной поправкой, используемой для приведения результатов пересчета модельных испытаний к натурным условиям.

В отечественной практике (при использовании в качестве экстрапо лятора трения формулы Прандтля–Шлихтинга ) значения СА для мор ских судов определяются в зависимости от их длины L и изменяются в пределах, представленных в табл. 1.4.

Для речных судов:

Таблица 1.4. Значения надбавки на большегрузных внутреннего и шероховатость для морских судов смешанного плавания ( 0,800 и Fr 0,200) L, м CA· 50…150 0,3…0, СА = (0,5…0,7)10–3;

150…210 0, 210…250 0, мелкосидящих речных судов и 250…300 Fr барж ( 0,820 и 0,180) 300…350 –0, 350…400 –0, СА = (0,7…1,0)10–3.

1.9.2. Сопротивление выступающих частей Выступающими частями называются детали подводной поверхно сти корпуса судна, выходящие за пределы пограничного слоя и резко нарушающие плавный характер обтекания судна. К ним относятся круп ные детали корпуса: скуловые кили, рули, конструкции выходов из кор пуса гребных валов (дейдвудное утолщение у одновинтовых судов, вы кружки или кронштейны и гребные валы – у двухвинтовых).

Сложный характер формирования потока, обтекающего выступа ющие части, затрудняет расчетное определение их сопротивления. По этому, учитывая относительно небольшую (по сравнению с сопротив лением корпуса водоизмещающих судов) величину сопротивления вы ступающих частей надводных водоизмещающих судов, коэффициент сопротивления выступающих частей САР принято рассчитывать в виде суммарной добавки, определяемой с использованием статистических данных, которые получены в результате модельных и натурных испы таний водоизмещающих судов (табл. 1.5).

Таблица 1.5. Значения коэффициента выступающих частей Одновинтовые суда Двухвинтовые суда Длина судна CAP·103 Коэффициент общей Количество CAP· L, м рулей полноты 50…130 0,15 1 0, 0,550…0, 130…200 0,10 2 0, 200…400 0,05 1 0, 0,600…0, 2 0, 1.9.3. Воздушное сопротивление Воздушное сопротивление имеет вязкостную природу и воздействует на надводные конструкции корпуса судна (надводную часть корпуса, надстройки и рубки, мачты, трубы). В расчетах ходкости оно определя ется аэродинамическим сопротивлением надводной части при отсут ствии ветра. Другими словами, величина этого сопротивления являет ся аэродинамической реакцией воздушного потока, натекающего на над водную часть со скоростью движения судна. В этом случае относитель ная величина воздушного сопротивления для водоизмещающих судов невелика (1…3 %) и ею принято пренебрегать.

Влияние ветра и волнения учитывается при расчете ходкости судна в эксплуатационных условиях.

1.10. Учет влияния условий эксплуатации на буксировочное сопротивление судна В процессе эксплуатации судно попадает в условия, отличные от условий приемосдаточных испытаний (свежеокрашенный корпус, от сутствие ветра и волнения, глубокая вода). Следствием этого является увеличение буксировочных сопротивления и мощности, падение ско рости, изменение условий работы движителя и главного двигателя.

К основным факторам, влияющим на увеличение буксировочных сопротивления и мощности в условиях эксплуатации, относятся:

обрастание и коррозия поверхности подводной части корпуса судна;

ветер, течение, волнение.

Интенсивность воздействия этих факторов на сопротивление зави сит от гидрометеорологических условий, состояния подводной части наружной обшивки и др. Влияние этих факторов, учитывая перемен ный во времени характер их воздействия, можно оценить, опираясь на статистический подход к анализу рассматриваемых явлений.

Эксплуатационные надбавки kE к буксировочным сопротивлению и мощности рекомендуется Таблица 1.6. Значения эксплуатационной принимать в соответствии с надбавки для морских судов рекомендациями табл. 1.6.

Тип судна DW, т kE Дедвейт судна может быть Сухогруз До 7000 1, определен по формуле Сухогруз Свыше 7000 1, До 10000 1, DW = DW, Нефтеналивное Свыше 10000 1, где коэффициент утилизации Пассажирское – 1, водоизмещения DW = 0,60...

...0,80 и зависит от типа, размеров, скорости и дальности плавания;

– водоизмещение судна, т.

Более строгий учет влияния ветра и волнения, а также других фак торов (ледовой обстановки, мелководья и стесненности фарватера) мож но осуществить согласно рекомендациям [6].

1.11. Пример расчета буксировочных сопротивления и мощности Рассмотрим пример расчета буксировочных сопротивления и мощ ности для сухогрузного судна "Архангельск", у которого длина L = = 130,30 м;

ширина B = 17,68 м;

осадка T = 7,83 м;

водоизмещение V = = 12428 м3;

абсцисса центра величины xc = –0,56 м;

коэффициент пол ноты водоизмещения = 0,689;

форма носовой оконечности U-образ ная;

количество гребных винтов zP = 1;

эксплуатационная скорость хода S = 14,4 уз.

Для выбора метода расчета сопротивления необходимо определить следующие безразмерные характеристики корпуса:

L 130, относительную длину = ;

= = 5,625;

3 V xc относительную абсциссу центра величины xc = 100%, L 1000, xc = = 0,43 %.

130, Исходные и полученные данные свидетельствуют о том, что для расчета коэффициента остаточного сопротивления можно применить серию судов с умеренной полнотой обводов (см. п. 1.5.3.).

Площадь смоченной поверхности голого корпуса определим по формуле В.А. Семеки B 0 = LT +1,37( - 0,274), T 17, 3350 м2.

0 =130,307,83 +1,37(0,689 - 0,274) = 7, Площадь смоченной поверхности с учетом скуловых килей вычис лим как = 1,020;

= 1,023350 = 3417 м2.

Расчеты буксировочных сопротивления и мощности выполнены в табличной форме (см. табл. 1.7). Результаты расчета представлены в виде графиков на рис. 1.76*.

3– Таблица 1.7. Расчет буксировочного сопротивлення Единица № Расчетная величина величи- Значения п/п ны 1 s уз 11,0 12,0 13,0 14,4 15, 2 = 0,514s м/с 5,65 6,17 6,68 7,40 7, 3 2 м2/с2 31,97 38,04 44,65 54,78 59, 4 Fr = / – 0,158 0,173 0,187 0,207 0, gL 5 CR·103 – по рис. 1.19 – 0,667 0,731 0,814 0,868 0, 6 kxc – по рис. 1.23 – 1,187 1,105 1,083 1,050 0, 7 0() – по рис. 1.19 – 5,76 5,76 5,76 5,76 5, 8 a (Fr) – по рис. 1.20 – 1,17 1,17 1,17 1,14 1, 9 a0(Fr) – по рис. 1.20 – 1,09 1,09 1,09 1,09 1, 10 k = a/a0 – 1,073 1,073 1,073 1,046 1, 11 kB/T(Fr) – по рис. 1.21 – 0,985 0,985 0,985 0,985 0, 12 aB/T – по рис. 1.21 – 1,0 1,0 1,0 1,0 1, 13 CR·103 = п.5·п.6·п.10·п.11·п.12 – 0,837 0,854 0,932 0,939 0, 14 Re·10–8 = (L/)·10–8 – 4,580 4,996 5,413 5,995 6, 15 CF0·103 – по формуле (1.10) – 1,734 1,715 1,697 1,675 1, 16 CA·103 – по табл. 1.4 – 0,35 0,35 0,35 0,35 0, 17 CAP·103 – по табл. 1.5 – 0,15 0,15 0,15 0,15 0, 18 C·103 = п.13 + п.15 + п.16 + п.17 – 3,071 3,069 3,129 3,114 3, 19 R = (/2)·п.18·п.3 кН 171,9 204,4 244,7 298,7 322, 20 PE = R кВт 971 1261 1635 2210 21 RE = kER кН 197,7 235,1 281,4 343,5 370, 22 PEE = kEPE кВт 1117 1450 1880 2541 CR CR? 0,50 0,55 0, Рис. 1.4. Зависимость CR() для вариантов с V-образной носовой оконечностью при L/B = 5,64 и B/T = 3, 3* CR CR? 0,55 0, 0,50 0, Рис 1.5. Зависимость CR() для вариантов с бульбообразной носовой око нечностью при L/B = 5,64 и B/T = 3, CR 5 5,5 6,5 L/B Рис 1.6. Зависимость CR от отношения L/B для вариантов с V-образной носовой оконечностью при = 0,564 и B/T = 3, CR 4,8 5,2 5,6 6,0 6,4 6,8 7,2 L/B Рис 1.7. Зависимость CR от отношения L/B для вариантов с бульбообраз ной носовой оконечностью при = 0,564 и B/T = 3, kB/T kB/T Fr=0. 1, 0. 0. 0. 1, 0.25;

0. 0. 0. 1, 0. 0. 1, 0. 0.19;

0. 1, 0. 0. 0, 0. 0. 0. 0. 0.20;

0. 0. 0, 0. 0. 0. 0, 0, 2345 В/Т Рис. 1.8. Зависимость коэффициента влияния kB/T от отношения В/Т при L/B = 4,92 и = 0, kB/T 1, 1, 1, 0, 0, 2345 В/Т Рис. 1.9. Зависимость коэффициента влияния kB/T от отношения В/Т при L/B = 5,64 и = 0, kB/T 1, 1, 1, 1, 1, 1, 1, 1, 0, 0, 234 В/Т Рис. 1.10. Зависимость коэффициента влияния kB/T от отношения В/Т при L/B = 6,35 и = 0, CR 4, 4, 3, 3, 2, 2, 1, 1, 0, 0,55 0,56 0,57 0,58 0,59 0,60 0,61 0,62 0,63 0,64 0, Рис. 1.12. Зависимость для xc = -2,0 % CR () CR 4, 4, 3, 3, 2, 2, 2, 1, 1, 0, 0, 0,55 0,56 0,57 0,58 0,59 0,60 0,61 0,62 0,63 0,64 0,65 0, Рис. 1.13. Зависимость для xc = -2,5 % CR () CR 4, 4, 3, 3, 2, 2, 2, 1, 1, 0, 0, 0,55 0,56 0,57 0,58 0,59 0,60 0,61 0,62 0,63 0,64 0,65 0, Рис. 1.14. Зависимость для xc = -3,0 % CR () kxc 1, 1, 1, 1, 1, 1, 1, 1, 1, 1, –5,5 –5,0 –4,5 –4,0 –3,5 xc, % Рис. 1.15. Зависимость kxc (xc ) для = 0, kxc 1, Определя определя ется по ется по рис.1.12– рис.1.12- –1. 1. CR (xc) kxc = CR(xc = -3,0) 1, 1, xc –5,5 –5,0 –4,5 –4,0 –3,5 –3,0 –2,5 –2,0 –1,5 –1,0 –0,5 xc, % Рис. 1.16. Зависимость kxc (xc ) для = 0, kxc 1, 1, 1, 1, 0, –2,0 –1,5 –1,0 –0,5 0 xc, % Рис. 1.17. Зависимость kxc (xc ) для = 0, CR 4, 4, 3, 6, 3, 2, 5, 2, 1, 1, 5, 0, 0,58 0,60 0,62 0,64 0,66 0,68 0,70 0,72 0,74 0,76 0,78 0, Рис. 1.19. Зависимость коэффициента остаточного сопротивления от коэффициента общей полноты при L/B = 7, а 1, 1, 1, 1, 1, 1, 0, 0, 0, 0, 6,5 7, 5,0 6, 5,5 7, Рис. 1.20. Зависимость а от относительной длины 4– kB/T 1, Fr=0. 0. аB/T aB/T 0. 1, 1, 0. 0. aB/T 1, 0, 1, 0, 0, B 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0 4,5 В/Т Рис. 1.21. Зависимость коэффициентов kB/T и aB/T от отношения B/T kxc 1, 1, 1, 0, –2,75 –2,50 –2,25 –2,00 –1,75 –1,50 –1,25 –1,00 –0,75 –0,50 xc, % Рис. 1.22. Зависимость коэффициента влияния kxc от xc при = 0, 4* kxc 1, 1, 1, 0, 0, –0,5 0 0,5 1,0 1,5 xc, % Рис. 1.23. Зависимость коэффициента влияния kxc от xc при = 0, kxc 1, 1, 0, 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 1,8 2,0 2,2 2,4 2,6 2,8 3,0 xc, % Рис. 1.24. Зависимость коэффициента влияния kxc от xc при = 0, CR 0,80 0,81 0,82 0,83 0,84 0, Рис. 1.28. Зависимость для вариантов с цилиндрической носовой CR () оконечностью при L B = 5, CR 0,80 0,81 0,82 0,83 0,84 0, Рис. 1.29. Зависимость для вариантов с бульбообразной носовой CR () оконечностью при L B = 5, CR 0,80 0,81 0,82 0,83 0,84 0, Рис. 1.30. Зависимость для вариантов с таранно-конической носовой CR () оконечностью при L B = 5, CR 0,80 0,81 0,82 0,83 0,84 0, Рис. 1.31. Зависимость для вариантов с бульбообразной носовой CR () оконечностью при L B = 6, CR 0,80 0,81 0,82 0,83 0,84 0, Рис. 1.32. Зависимость для вариантов с таранно-конической носовой CR () оконечностью при L B = 6, CR 0,80 0,81 0,82 0,83 0,84 0,85 0,86 0, Рис. 1.33. Зависимость для вариантов с V-образной носовой CR () оконечностью при L B = 6, CR 0,80 0,81 0,82 0,83 0,84 0,85 0,86 0, Рис. 1.34. Зависимость для вариантов с цилиндрической носовой CR () оконечностью при L B = 6, CR 0,80 0,81 0,82 0,83 0,84 0,85 0,86 0, Рис. 1.35. Зависимость для вариантов с бульбообразной носовой CR () оконечностью при L B = 6, CR 0,80 0,81 0,82 0,83 0,84 0,85 0,86 0, Рис. 1.36. Зависимость для вариантов с таранно-конической носовой CR () оконечностью при L B = 6, CR 0,80 0,81 0,82 0,83 0,84 0, Рис. 1.37. Зависимость для вариантов с цилиндрической носовой CR () оконечностью при L B = 8, CR 0,80 0,81 0,82 0,83 0,84 0, Рис. 1.38. Зависимость для вариантов с бульбообразной носовой CR () оконечностью при L B = 8, CR 0,80 0,81 0,82 0,83 0,84 0, Рис. 1.39. Зависимость для вариантов с таранно-конической носовой CR () оконечностью при L B = 8, 5– CR 6,0 6,5 7,0 7,5 8,0 L/B Рис. 1.40. Зависимость для вариантов с цилиндрической носовой CR (L B) оконечностью при = 0,800;

xc = 2,0 % CR 6,0 6,5 7,0 7,5 8,0 8,5 L/B Рис. 1.41. Зависимость для вариантов с бульбообразной носовой CR (L B) оконечностью при = 0,800;

xc = 2,0 % 5* CR 2, 2, 1, 1, 0, 6,0 6,5 7,0 7,5 8,0 L/B Рис. 1.42. Зависимость для вариантов с таранно-конической CR (L B) носовой оконечностью при = 0,800;

xc = 2,0 % CR 4, 4, 3, 3, 2, 2, 1, 1, 0, 5,5 6,0 6,5 7,0 7,5 8,0 8,5 L/B Рис. 1.43. Зависимость для вариантов с цилиндрической носовой CR (L B) оконечностью при = 0,825 ;

xc = 2,25 % CR 4, 4, 3, 3, 2, 2, 1, 1, 0, 7,0 7,5 8, 5,5 6,0 6,5 L/B Рис. 1.44. Зависимость для вариантов с бульбообразной носовой CR (L B) оконечностью при = 0,825 ;

xc = 2,25 % CR 3, 3, 2, 2, 1, 1, 0, L/B 6,0 6,5 7,0 8,0 8, 7, Рис. 1.45. Зависимость для вариантов с таранно-конической CR (L B) носовой оконечностью при = 0,825 ;

xc = 2,25 % CR 8,0 L/B 6,0 6,5 7,0 8, 7, Рис. 1.46. Зависимость для вариантов с цилиндрической носовой CR (L B) оконечностью при = 0,850;

xc = 2,50 % CR 5,5 6,0 6,5 7,0 7,5 8,0 8,5 L/B Рис. 1.47. Зависимость для вариантов с бульбовой носовой око CR (L B) нечностью при = 0,850;

xc = 2,50 % CR 6,0 6,5 7,5 8, 7,0 L/B Рис. 1.48. Зависимость для вариантов с таранно-конической CR (L B) носовой оконечностью при = 0,850;

xc = 2,50 % kL/B 1, 1, 1, 1, 1, 0, 0, 0, 0, 5,5 6,0 6,5 7,0 7,5 8,0 L/B Рис. 1.49. Зависимость kL B (L B ) для вариантов с V-образной носовой оконечностью при = 0, kL/B 1, 1, 1, 1, 1, 0, 0, 0, 0, 5,5 6,0 6,5 7,0 7,5 8,0 L/B Рис. 1.50. Зависимость kL B (L B) для вариантов с V-образной носовой оконечностью при = 0, kL/B 1, 1, 1, 1, 1, 0, 0, 0, 0, 5, 7,0 7,5 8,0 L/B 6, 6, Рис. 1.51. Зависимость kL B (L B ) для вариантов с V-образной носовой оконечностью при = 0, kB/T 1, 1, 1, 1, 0, 0, 2,2 2,4 2,6 2,8 3,0 3,2 3,6 B/T Рис. 1.52. Зависимость kB T (B T ) kxc 1, 1, 1, 0, 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 xc, % Рис. 1.53. Зависимость kxc (xc ) при = 0,825 и носовых обводах с заострением ГВЛ kxc 1, 1, 1, 1, 1, 1, 0, 0, 0, 0, 2,0 2,5 3, 1,5 3,5 4,0 4,5 xc, % Рис. 1.54. Зависимость kxc (xc ) при = 0,825 и носовых обводах с затуплением ГВЛ kкорма 1, 1, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0,12 0,13 0,14 0,15 0,16 0,17 0,18 0,19 0,20 0,21 0,22 Fr Рис. 1.55. Поправочные коэффициенты на изменение формы кормовых шпангоутов:

1 – V-образная;

2 – сигарообразная при = 0,800;

3 – V-образная;

4 – сигарообразная при = 0,825;

5 – V-образная;

6 – сигарообразная при = 0, 6– CR pp 0,550 0,575 0,600 0,625 0,650 0, Рис. 1.57. Зависимость для среднетоннажных промысловых судов CR ( ) pp CR 0,50 0,60 0,65 0,75 pp 0,45 0, Рис. 1.58. Зависимость для малых промысловых судов CR ( ) pp 6* CR 3,5 4,0 4,5 Lpp / B Рис. 1.59. Зависимость для среднетоннажных CR(Lpp / B) промысловых судов CR 2,50 2,75 3,00 3,25 3,50 Lpp / B Рис. 1.60. Зависимость для малых промысловых судов CR(Lpp / B) CR 2,4 2,6 2,8 3,0 3,2 B/T Рис. 1.61. Зависимость для среднетоннажных промысловых судов CR (B /T ) CR 2,5 3,0 3,5 B/T Рис. 1.62. Зависимость для малых промысловых судов CR (B /T ) CR 0,65 0,70 0,75 0,80 0,85 0, Рис. 1.63. Зависимость для среднетоннажных промысловых судов CR () CR 0,70 0,75 0,80 0,85 0, Рис. 1.64. Зависимость для малых промысловых судов CR () CR –0,025 –0,020 –0,015 –0,010 –0,005 0 0,005 0,010 xc Рис. 1.65. Зависимость для среднетоннажных промысловых судов CR (xc ) CR xc –0,05 –0,04 –0,03 –0, Рис. 1.66. Зависимость для малых промысловых судов CR (xc ) 0,6 0,7 0, 0, () Рис. 1.67. Зависимость коэффициента влияния по И.В. Гирсу 5 68 9 L Рис. 1.68. Зависимость коэффициента влияния (), = по И.В. Гирсу V B /T 1, 1, 1, 1, 1, 24 6 810 12 14 B /T Рис. 1.69. Зависимость коэффициента влияния B /T (B /T ) по И.В. Гирсу L/B 1, 1, 0, 3,0 3,5 4,0 4,5 5,0 5,5 (L / B) Рис. 1.70. Зависимость коэффициента влияния L / B (L / B) по О.В. Дубровину B /T 1, 1, 1, 0, 2,00 2,25 2,50 2,75 3,00 3,25 B /T B B /T Рис. 1.71. Зависимость коэффициента влияния по О.В. Дубровину T 1, 1, 1, 1, 1, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0,450 0,475 0,500 ( Рис. 1.72. Зависимость коэффициента влияния () по О.В. Дубровину 7– CR 0,05 0,10 0,15 0,20 0,25 0,30 Fr Рис. 1.73. Зависимость CR(Fr) для самоходных грузовых судов внутреннего и смешанного плавания CR 0,05 0,10 0,15 0,20 0,25 0,30 Fr Рис. 1.74. Зависимость CR(Fr) для буксирных судов внутреннего и смешанного плавания 7* CR 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 Fr Рис. 1.75. Зависимость CR(Fr) для пассажирских и грузопассажирских судов внутреннего и смешанного плавания P, R, кВт кН RE 300 R PEE PE 11 12 13 14 s, уз Рис. 1.76. Зависимости буксировочных сопротивления и мощности в условиях ходовых испытаний – R и PE, эксплуатации – RE и PEE 2.1. Предварительный выбор основных элементов гребного винта Прежде чем перейти к определению оптимальных геометрических параметров и режима работы гребного винта с использованием винто вых диаграмм, необходимо предварительно осуществить выбор тех его элементов, которые удовлетворяют другим (помимо оптимальности) проектным требованиям (тип движителя, число лопастей, диаметр и частота вращения, диаметр ступицы, наклон лопастей, форма контура и профиля сечения лопастей и др.).

2.1.1. Выбор типа движителя и расчетных винтовых диаграмм При проектировании движительного комплекса судна прежде все го решается вопрос о выборе типа движителя исходя из опыта проекти рования и эксплуатации однотипных с проектируемым судов, условий эксплуатации, экономичности и надежности движителя. При этом мо гут производиться вариантные расчеты ходкости судна с различными движителями и принимается тот вариант, который наиболее полно удов летворяет указанным требованиям.

Наиболее распространенный тип движителя на морских судах – греб ной винт. Для водоизмещающих судов он является наиболее простым и экономичным движителем. В зависимости от назначения и условий экс плуатации на морских транспортных судах могут применяться:

гребные винты фиксированного шага (ВФШ) цельнолитые либо со съемными лопастями;

гребные винты регулируемого шага (ВРШ);

ВФШ либо ВРШ в стационарных или в поворотных насадках;

гребные винты кавитирующие и некавитирующие.

Высокая эффективность, простота конструкции и передачи мощно сти от двигателя, относительно низкая стоимость изготовления, надеж ность в эксплуатации делают ВФШ наиболее предпочтительным типом судового движителя. Более того, размещение гребного винта на судне не требует каких-либо существенных отступлений от наивыгоднейших обводов. По существу, единственным недостатком ВФШ является за висимость их гидродинамических характеристик от режима работы, что усложняет их совместную работу с главным двигателем. Для преодоле ния этого недостатка используются ВРШ, лопасти которых могут по ворачиваться относительно их осей.

Некавитирующие гребные винты серии Трооста с саблевидной фор мой контура и комбинированным профилем сечения лопасти по срав нению с ГВ других серий имеют более высокий КПД (в среднем на 5–6 %) и лучше приспособлены для работы в неоднородном потоке за корпусом судна. Применяются для судов со скоростью хода s 25…...27 уз, возникновение кавитации для которых практически исключа ется. Проектирование ГВ этой серии ведется с использованием экспе риментальных диаграмм Трооста (рис. 2.1*–2.8*), построенных по ре зультатам систематических испытаний в Вагенингенском опытовом бас сейне (Голландия) моделей гребных винтов, характеристики которых приведены в табл. 2.1.

Таблица 2.1. Характеристики гребных винтов серии Трооста (серия В) Относи- Относи- Относи Угол от Дисковые от тельная тельный тельное Шаговое клонения AE толщина диаметр уменьше- отноше ношения лопасти, лопасти ступицы ние шага на ние P/D A град e0/D dн /D ступице, % 2 0,30 0,055 0,180 0 15 0,5…1, 3 0,35;

0,50;

0,65 0,050 0,180 0 15 0,5…1, 4 0,40;

0,55;

0,70 0,045 0,167 20 15 0,5…1, 5 0,60 0,040 0,167 0 15 0,5…1, Проектирование некавитирующих гребных винтов может также осу ществляться по диаграммам И.А. Титова (ЦНИИ им. акад. А.Н. Кры лова), построенным с использованием результатов испытаний четырех лопастных ВФШ с различными относительной толщиной и дисковым отношением. Кроме того, были получены результаты испытаний 6, 7 и 8-лопастных винтов, применяющихся на современных судах в связи с ростом мощности, потребляемой гребными винтами, и, следовательно, ростом гидродинамической пульсации в месте расположения движите лей. Расчетные диаграммы для этих винтов приведены на рис. 2.9*–2.17*, а геометрические характеристики серии – в табл. 2.2.

Таблица 2.2. Характеристики гребных винтов серии Титова (серия Т) Дисковые от Относительная Относитель- Угол откло- Шаговое AE толщина лопа- ный диаметр нения лопа- отноше ношения сти e0/D ступицы dн/D сти, град ние P/D A 4 0,35;

0,58;

0,75 0,040 0,200 0 0,6…1, 4 0,35;

0,58;

0,75 0,060 0,200 0 0,6…1, 6 0,68 0,045 0,180 7 0,5…1, 7 0,70 0,041 0,180 7 0,5…1, 8 0,72 0,039 0,180 7 0,5…1, *) Отмеченные значком "*" рисунки приведены в конце главы.

Число ло пастей Z Число ло пастей Z Ниже приведены материалы по геометрическим (табл. 2.3. и 2.4) и гидродинамическим характеристикам (рис. 2.18*, 2.19* и 2.20*–2.22*) мо делей некавитирующих гребных винтов современной геометрии с саб левидной формой контура лопастей, предложенных Н.Ю. Завадовским и В.Г. Мишкевичем (ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова) и спроектирован ных с использованием вихревой теории несущей поверхности.

Таблица 2.3. Характеристики гребных винтов серии Завадовского (серия Z) Относитель Дисковые отно Относитель- Угол откло- Шаговое ный диаметр AE ная толщина нения лопа- отношение шения ступицы A0 лопасти e0/D сти, град P/D dн/D 4 0,85 0,045 0,18 15 0,9…1, 4 1,00 0,045 0,18 15 0,9…1, Таблица 2.4. Характеристики гребных винтов серии Мишкевича (серия М) Дисковые отно Относитель- Относитель- Угол откло- Шаговое AE ная толщина ный диаметр нения лопа- отношение шения A0 лопасти e0/D ступицы dн/D сти, град P/D 4 0,65 0,060 0,20 5 0,6…1, 4 0,75 0,060 0,20 5 0,6…1, 4 0,85 0,055 0,20 5 0,6…1, Гребные винты ледоколов и судов ледового плавания отличаются от обычных повышенной прочностью лопастей и увеличенным диамет ром ступицы (в случае применения конструкции съемных лопастей).

Форма контура лопасти – симметричная. Для выбора относительных элементов ГВ этой серии можно воспользоваться диаграммами Г.А. Звездкиной (рис. 2.23* и 2.24*), полученными по результатам испы таний двух серий четырехлопастных гребных винтов, геометрические характеристики которых приведены в табл. 2.5.

Таблица 2.5. Характеристики гребных винтов серии Звездкиной (серия ZV) Дисковые от Относительный Число лопа- Шаговое от AE Тип судна диаметр ступицы ношения стей Z ношение P/D A0 dн/D Суда ледового 4 0,52 0,5…1,2 0, плавания Ледоколы 4 0,50 0,4…1,2 0, Для повышения эффективности гребных винтов, работающих при больших и умеренных нагрузках (коэффициент нагрузки ГВ больше 1,0), широкое применение находят неподвижные и поворотные направляю Число ло пастей Z Число лопа стей Z щие насадки. ГВ – направляющая насадка – это наиболее эффективный тип движительного комплекса для буксиров, толкачей и некоторых гру зовых и грузопассажирских судов.

Применение насадки на буксирных судах приводит к повышению тяги на гаке (на 50 % на швартовном режиме и на 20…30 % при букси ровке). Установка направляющих насадок на морских транспортных судах*) в отдельных случаях повышает КПД движительного комплекса на 5…7 %. Ее использование, помимо этого, позволяет достичь боль шой защищенности ГВ и его благоприятной работы в условиях волне ния и качки.

Для выбора элементов оптимального гребного винта в насадке мо гут быть использованы экспериментальные диаграммы (рис. 2.25*–2.31*) трех- и четырехлопастных гребных винтов с саблевидной и симметрич ной формой контура лопасти, геометрические характеристики которых приведены в табл. 2.6.

Таблица 2.6. Характеристики гребных винтов в насадках серий NT, NM, NF, NK, NP Относи- Относи Дисковые Относи- Коэф- Коэффи тельная тельный Форма отношения тельная фици- циент толщина диаметр контура AE длина ент рас- расши лопасти ступицы лопасти A0 насадки твора рения e0/D dн/D 0,35;

0,58;

Сабле 4 0,060 0,200 0,6 1,30 1, 0,75 образная Сабле 4 0,55 0,045 0,167 0,5 1,40 1, образная Сабле 4 0,57 0,060 0,180 0,8 1,36 1, образная 4 0,55 0,045 0,167 Каплана 0,6 1,20 1, Симмет 3 1,07 0,045 0,165 0,6 1,20 1, ричная Конструктивная особенность гребных винтов регулируемого шага, заключающаяся в возможности поворота его лопастей в широком диа пазоне угловых положений, обеспечивает этим движителям существен ные эксплуатационные преимущества по сравнению с обычными вин тами. Основным достоинством ВРШ является возможность передать на ГВ полную мощность главного двигателя независимо от скорости движения судна за счет соответствующего изменения шага лопастей, в *) В последние годы на больших транспортных судах иногда используются осене симметричные насадки, которые по сравнению с обычными насадками лучше при способлены к работе в неоднородном потоке за корпусом судна.

Число ло пастей Z результате чего существенно увеличиваются тяговые характеристики на промежу точных и малых скоростях, что особенно важно для рыболовных трау леров, буксиров, ледоколов и др.;

всегда можно достичь соответствия между потребляемой ГВ мощ ностью и мощностью главного двигателя в реальных условиях эксплу атации;

возможно получить любую скорость движения – от скорости пол ного переднего до скорости заднего хода – без изменения режима рабо ты главного двигателя и др.

Вместе с тем ВРШ свойственны следующие недостатки:

наличие дополнительных гидродинамических потерь, обусловлен ных увеличением диаметра ступицы (для ВРШ dн = 0,28…0,30) и отно сительной толщины у корня лопасти. Это вызывает уменьшение на 3…5 % КПД ВРШ по сравнению с ВФШ;

большая масса и стоимость. Несмотря на это, считают, однако, что использование ВРШ окупается за 1–2 года эксплуатации.

Выбор оптимальных элементов свободных ВРШ и в насадке может быть произведен с применением экспериментальных диаграмм (рис. 2.32*–2.36*). Кроме того, этот расчет можно выполнить с исполь зованием расчетных диаграмм для винтов фиксированного шага с вве дением поправки на КПД = (0,97…0,99), учитывающей вли ВРШ ВФШ яние утолщенной ступицы.

Таблица 2.7. Характеристики ВРШ серий AU-CP, NR Относи- Относи Дисковые Относи- Коэффи- Коэффи тельная тельный Форма кон отношения циент циент тельная толщина диаметр тура лопа AE длина раствора расши лопасти ступицы сти A насадки рения e0/D dн/D Сабле 4 0,40 0,04 0,300 – – – образная Симмет 4 0,55 0,04 0,300 – – – ричная Симмет 4 0,70 0,04 0,300 – – – ричная Симмет 4 0,57 0,06 0,317 0,6 1,30 1, ричная Симмет 4 0,57 0,06 0,317 0,8 1,36 1, ричная Число лопа стей Z 2.1.2. Выбор диаметра гребного винта Исходя из возможности размещения гребного винта в кормовом подзоре, предельное значение диаметра гребного винта для морских судов рекомендуется принимать в зависимости от осадки кормой Тк:

одновальные суда – (0,68…0,75) Тк;

двухвальные суда – (0,62…0,70) Тк.

При этом меньшие значения диаметра D следует принимать для не буксирных судов, а большие – для буксиров и толкачей, гребные винты которых работают в режиме больших коэффициентов нагрузки Ст.

2.1.3. Выбор числа лопастей У гребных винтов современных судов число лопастей Z изменяет ся в достаточно широком диапазоне (от трех до восьми).

При предварительном выборе Z необходимо руководствоваться следующими соображениями:

для гребных винтов быстроходных судов, работающих в режиме, близком к возникновению кавитации, целесообразно применять мень шее число лопастей (чаще всего Z = 3 и реже Z = 4);

для гребных винтов, работающих при больших коэффициентах на грузки, следует предпочесть увеличение числа лопастей, так как в этом случае увеличивается на 2–3 % КПД ГВ за счет уменьшения концевых потерь на лопастях гребного винта.

Предварительно число лопастей Z может быть принято равным числу лопастей ГВ судна-прототипа либо Z = 3, если KDT 2,0 или KNT 1,0;

Z = 4, если KDT < 2,0 или KNT < 1,0, A где KDT = DA ;

KNT = ;

A = (1-WT ) – расчетное зна TB TB n R чение скорости в диске ГВ, м/с;

TB = – расчетное значение упо Zp (1-t) ра;

n – частота вращения ГВ, с–1;

D – диаметр ГВ, м;

– плотность воды, кг/м3;

WT – расчетное значение коэффициента попутного потока;

t – расчетное значение коэффициента засасывания;

Zp – число винтов.

При этом необходимо иметь в виду, что при работе ГВ на корпусе судна возникают нестационарные гидродинамические нагрузки, наи большая интенсивность которых соответствует частотам 1 = nZ и 2 = 2nZ. Поэтому для окончательного определения Z необходимо выполнить расчеты собственных колебаний корпуса, валопровода и главного двигателя и выбрать число лопастей из условия отсутствия совпадения этих частот с частотами 1 и 2 гидродинамических пуль саций, индуцируемых ГВ в неоднородном потоке за корпусом судна.

2.1.4. Выбор дискового отношения и относительной толщины лопастей При выборе дискового отношения гребных винтов следует иметь в виду, что его увеличение при неизменных шаговом отношении Р/D и относительной поступи J приводит к уменьшению КПД винта за счет роста профильного сопротивления лопастей. С этой точки зрения дис ковое отношение должно быть минимально возможным.

Минимально допустимую величину дискового отношения следует назначать исходя из следующих требований:

из условия обеспечения достаточной прочности лопастей и ограни чения относительной толщины emax 0,08 на условном относительном R радиусе r0 = = 0,6 по формуле R 2 AE c Z m Tв 0,375, A0 Demax min где D – диаметр гребного винта, м;

Tв – упор гребного винта, кН;

Z – число лопастей;

коэффициент c' зависит от материала гребного вин та: c' = 0,065 – для углеродистой стали;

c' = 0,060 – для латуни;

c' = = 0,055 для нержавеющей стали. Коэффициент m' учитывает возрас тание нагрузки на лопасть в зависимости от условий работы винтов для судов различных типов: 2,0 – для ледоколов;

1,75 – для судов, ра ботающих в битом льду;

1,50 – для буксиров и толкачей;

1,15 – для прочих судов;

из условия отсутствия второй стадии кавитации. Для расчета мини AE мально допустимого дискового отношения может быть ис A min AE пользован график min = f (pk,hS) – рис. 2.37, полученный И.А. Ти A товым по данным испытаний серии моделей гребных винтов серии Тро оста в кавитационной трубе.

4TB На графике рис. 2.37 приняты следующие обозначения: pk = – D удельная нагрузка на ГВ, кН/м2, при которой наступает вторая стадия кавитации;

hS – глубина погружения оси гребного винта, м;

Tв – упор гребного винта, кН. Определенная по графику (рис. 2.37) величина дис AE кового отношения должна быть увеличена на 50…70 %, что A min бы избежать не только второй, но и первой стадии кавитации. Расчетное AE min AE A значение дискового отношения должно приниматься, в A0 AE A0 min зависимости от того, что больше, и равным ближайшему диаграммному значению.

hS Рис. 2.37. Диаграмма И.А. Титова для опре деления минимально допустимого дисково го отношения гребных винтов В дальнейшем после расчета элементов оптимального гребного вин та производится специальная проверка на кавитацию с целью уточне ния величины дискового значения.

При выборе дискового отношения гребного винта в насадке можно воспользоваться приведенными выше рекомендациями для свободных гребных винтов, увеличив определенное таким образом дисковое отно шение на 15…20 %.

2.1.5. Определение формы контура лопасти При выборе формы контура лопастей гребного винта необходимо руководствоваться следующими соображениями:

а) симметричный контур лопастей рекомендуется:

для широколопастных некавитирующих (AE/A0 = 0,70…0,80) и ка витирующих гребных винтов;

для винтов ледоколов и буксиров, работающих в условиях частого реверса;

для гребных винтов регулируемого шага;

б) несимметричный, чаще всего саблевидный контур винтов серии Трооста рекомендуется применять для гребных винтов с AE/A0 0, (что характерно для большинства морских транспортных судов).

Данные испытания моделей ГВ с различной саблевидностью в опы товом бассейне и кавитационных трубах в однородном потоке свиде тельствуют о слабом влиянии угла саблевидности на гидродинамичес кие характеристики ГВ.

В неоднородном потоке за корпусом судна интенсивность кавита ции и гидродинамической пульсации на лопастях ГВ оказывается су щественно зависящей от саблевидности лопастей, с увеличением кото рой, как показывают исследования, снижается величина периодичес кой нагрузки, действующей на валопровод и обшивку кормовой око нечности судна. Поэтому надлежащим выбором саблевидности лопас тей можно управлять амплитудами и фазами гармоник периодических нагрузок, действующих на ГВ и наружную обшивку судна.

Следует однако иметь в виду, что лопасти с достаточно большой саблевидностью оказываются менее прочными, особенно в режиме ре верса и заднего хода. В этой связи угол саблевидности не должен пре вышать половину межлопастного угла.

2.1.6. Определение наклона лопастей Наклон лопастей ГВ в корму осуществляется с целью удаления ло пастей от наружной обшивки корпуса судна во избежание удлинения гребного вала и выбирается в каждом конкретном случае с учетом раз меров кормового подзора. Наклон практически не влияет на гидроди намические характеристики ГВ и вместе с тем несколько снижает проч ность его лопастей. В связи с этим угол наклона должен быть ограни ченным и находиться в пределах 5…10°.

2.1.7. Определение диаметра ступицы Относительный диаметр ступицы dн D ГВ назначается с учетом его конструктивных особенностей (цельнолитой или со съемными ло dн пастями). Обычно для цельнолитых ГВ принимают 0,18 0,22, для D dн составных 0,26 0,30. При выборе относительные диаметра следу D ет иметь в виду, что с его увеличением уменьшается КПД ГВ. При этом установка за гребным винтом профилированного руля несколько сни жает эти потери.

2.2. Взаимодействие гребного винта с корпусом судна Работа комплекса "гребной винт – корпус судна – главный двига тель" сопровождается механическим и гидродинамическим взаимодей ствием его элементов.

Механическое взаимодействие заключается в том, что осевая ско рость поступательного движения гребного винта равна скорости дви жения корпуса судна, а угловая скорость вращения гребного вала рав на угловой скорости вращения ГВ. При этом упор Tв, развиваемый движителем, равен осевой силе, передаваемой на корпус судна посред ством гребного вала и упорного подшипника, а создаваемый главным двигателем момент на выходном конце гребного вала – моменту гидро динамических сил сопротивления вращению гребного винта.

Гидродинамическое взаимодействие элементов рассматриваемого комплекса имеет более сложный характер и состоит во взаимном влия нии полей скорости, индуцируемых движущимся судном и работающим гребным винтом. Это взаимодействие, как известно, в практических расчетах ходкости судна оценивается с помощью коэффициента рас четного попутного потока WT, коэффициента засасывания t, коэффи циента iQ влияния неоднородного попутного потока на гидродинами ческий момент Q на гребном винте и коэффициента влияния корпуса 1 (1- t) H =.

iQ (1-WT ) Наиболее достоверно коэффициенты гидродинамического взаимо действия WT, t, iQ и могут быть определены по данным самоходных H испытаний модели проектируемого судна в опытовом бассейне. Менее точным является использование данных испытаний модели близкого судна-прототипа. При отсутствии указанных возможностей, а также на ранних стадиях проектирования, когда геометрия корпуса судна опре делена ориентировочно, указанные коэффициенты могут быть рассчи таны с использованием систематических серий моделей или по форму лам, приближенно аппроксимирующим эти данные. Ниже приведены приближенные формулы для расчета коэффициентов WT и t судов раз личных типов. Коэффициент iQ при этом принимается равным единице.

Для одновальных транспортных судов с U-образными и умеренно U-образными кормовыми шпангоутами ( 0,600) D WT =[0,25 + 2,2( - 0,50)2]0,94 +1,80,8 - ;

T (2.1) t = 0,20 + 0,10( - 0,50)+ 0,055(KDE -1,8).

Для одновальных быстроходных контейнерных судов с V-образны D ми кормовыми шпангоутами ( 0,650 и ) 0, T D WT =[0,20 + 8,0( - 0,55)2]0,97 + 7,00,7 - ;

T (2.2) t = 0,18 + 0,35( - 0,50)+ 0,055(KDE - 2,0).

Для двухвальных быстроходных контейнерных судов ( 0,650, D ) 0,60...0, T WT = 0,09 + 0,14( - 0,50);

(2.3) t = 0,15 + 0,53( - 0,50)+ 0,055(KDE -2,0).

Для судов с кронштейнами коэффициент попутного потока WT уменьшается на 30 %, а коэффициент засасывания t – на 20 %.

Для одновальных рыбопромысловых судов с V-образными кормовы ми шпангоутами и 0, D WT = 0,17 + - 0,60 + 6,00,7 - ;

0, T 2 (2.4) t = 0,19 +1,6 - 0,60 + 0,1(KDE -2,0).

В формулах (2.1)–(2.4) приняты следующие обозначения: D – диа метр гребного винта, м;

T – осадка судна, м;

– коэффициент общей полноты судна;

– коэффициент полноты мидель-шпангоута;

KDE = D – коэффициент диаметра тяги гребного винта;

– ско TE R рость судна, м/с;

– плотность воды, кг/м3;

TE = – тяга гребного Zp винта, Н;

R – сопротивление движению судна, Н.

Для гребных винтов в насадках коэффициенты WT попутного по тока и t' засасывания принимаются:

WT = 0,7WT и t = 0,6t, где WT и t – коэффициенты попутного потока и засасывания свобод ных ГВ.

Для судов всех типов коэффициент засасывания зависит от режима работы ГВ. Поэтому при расчете ходовых характеристик судна (см.

разд. 4) следует учитывать зависимость коэффициента засасывания от относительного скольжения JD s1 =1-, P P где – шаговое отношение нулевого упора, которое приближенно при D P A нимается равным конструктивному шаговому отношению ;

J = – D nD относительная поступь ГВ. Эта зависимость устанавливается форму лой Э.Э. Папмеля t s t =, s * в которой t и s1 соответствуют расчетному, а t* и s1 – произвольному режиму работы ГВ.

2.3. Расчет элементов гребного винта для выбора главного двигателя Этот расчет выполняется с целью получения исходных данных для обоснованного, с точки зрения ходкости судна, выбора главного дви гателя и, если необходимо, – передаточного отношения редуктора. Ис ходной для этого расчета информацией являются кривые буксировоч ного сопротивления в условиях ходовых испытаний R = R(s ) или экс плуатации RE = RE (s ) (для буксирных судов R + ZT = f (s ) или RE + ZT = fE (s ), где ZT – тяга на гаке) и значение расчетной скорости судна s свободного хода или в режиме буксировки.

Расчет в этом случае выполняется в такой последовательности.

2.3.1. Выбор расчетного режима В зависимости от типа главного двигателя назначается расчетный режим для определения элементов оптимального гребного винта и не обходимого для обеспечения заданной скорости судна главного двига теля.

Правильный выбор расчетного режима движения судна весьма ва жен, так как влияет на эксплуатационно-экономические характеристи ки проектируемого судна. Дело в том, что сопротивление воды движе нию судна в процессе эксплуатации меняется в зависимости от степени загрузки (изменение осадки), глубины и ширины фарватера, гидроме теорологических условий (ветер, волнение, течение), а также состояния 8– наружной обшивки (коррозия, обрастание). Следовательно, будет ме няться и режим работы системы гребной винт–главный двигатель и, как следствие этого, происходить изменение скорости хода. Таким об разом, выбор расчетного режима тесно связан с задачей согласованной работы главного двигателя и гребного винта, что, в свою очередь, обес печит проектную скорость судна в заданных условиях либо максималь ную тягу на гаке буксира.

При выборе расчетного режима необходимо руководствоваться сле дующими рекомендациями.

• Элементы гребных винтов морских транспортных судов с дизель ными главными двигателями необходимо рассчитывать на среднеэкс плуатационные условия. В этом случае при проектировании ГВ учиты вается обрастание наружной обшивки корпуса судна, влияние ветра и волнения. Надбавки к буксировочному сопротивлению за счет влияния вышеуказанных эксплуатационных факторов могут быть рассчитаны на основании приведенных в подразд. 1.10 рекомендаций.

Выбор среднеэксплуатационного режима в качестве расчетного для судов с дизельными главными двигателями обусловлен тем, что ДВС имеют ограничивающую мощность характеристику по условиям теп ловой напряженности двигателя и максимально допустимому моменту (ограничительная характеристика) и ограничивающую сверху диапа зон изменения частоты вращения (регуляторная характеристика). В этом случае изменение режима движения по сравнению с расчетным в ту или другую сторону приводит и недогрузке или перегрузке главного двигателя по мощности.

Так при увеличении скорости, связанной, например, с уменьшени ем сопротивления движению судна, ГВ становится гидродинамически легким. Поэтому для согласованной работы гребного винта и главного двигателя необходимо частоту вращения двигателя увеличивать, что невозможно из-за ограничения частоты вращения ДВС (регуляторная характеристика), следовательно, двигатель не будет развивать номи нальной мощности при частоте вращения, близкой к номинальной. При уменьшении скорости движения судна за счет увеличения сопротивле ния винт становится гидродинамически тяжелым, частота вращения и мощность двигателя уменьшаются. Двигатель начинает работать по внешней ограничительной по мощности характеристике, испытывая тепловые и механические перегрузки. Длительная работа двигателя в этом режиме недопустима.

Чтобы избежать перегрузки двигателей внутреннего сгорания при работе с гидродинамически тяжелыми гребными винтами, все ведущие дизелестроительные фирмы оговаривают условия проектирования греб ных винтов. В условиях ходовых испытаний гребной винт должен быть гидродинамически легким, чтобы в процессе эксплуатации за счет об растания корпуса и влияния гидрометеорологических факторов двига тель догружался бы, но не испытывал перегрузок.

Так, например, фирма MAN B&W рекомендует для малооборот ных двигателей назначать 15%-ю надбавку к сопротивлению на ходо вых испытаниях и на этот режим проектировать гребной винт, а мощ ность двигателя назначать на 10 % больше расчетной. Эта же фирма для среднеоборотных двигателей рекомендует проектировать гребные винты на мощность, соответствующую эксплуатационной мощности двигателя, принимая частоту вращения равной 102,5 % эксплуатацион ной. Шаговое отношение такого винта будет соответствовать шагово му отношению винта, спроектированного применительно к сопротив лению на 20 % больше, чем в условиях ходовых испытаний.

Фирма New Sultzer Diesel рекомендует выбирать расчетную частоту вращения равной номинальной, а расчетную мощность на 10…15 % мень ше номинальной мощности двигателя. Гребной винт, спроектирован ный на эти условия, соответствует винту, спроектированному на 35%-е увеличение буксировочного сопротивления на ходовых испытаниях.

Фирма Fiat рекомендует вводить коррективы непосредственно в шаговое отношение, "облегчая" гребные винты для двигателей без над дува на 4 % и для двигателей с наддувом на 6 %. Эти рекомендации близки к рекомендациям фирмы New Sultzer Diesel.

ЦНИИ морского флота России предлагает проектировать гребные винты на условия ходовых испытаний при осадке судна по грузовую марку, эксплуатационную мощность двигателя – 90 % номинальной и частоту вращения, равную 99 % номинальной.

Для того чтобы в условиях ходовых испытаний двигатель с гидро динамически легким гребным винтом мог развить спецификационную (номинальную) мощность, все фирмы разрешают на регламентируемый для сдачи судна период увеличить частоту вращения гребного винта до 106…109 % номинальной.

• Элементы гребных винтов морских транспортных судов с турбин ными главными двигателями необходимо проектировать применитель но к условиям приемосдаточных испытаний в полном грузу. В этом слу чае наружная обшивка подводной части судового корпуса считается свежеокрашенной, глубина воды – более 10 осадок судна, волнение моря – не более двух баллов, а сила ветра – не более 2–3 баллов.

• Гребные винты судов с электродвижением следует проектировать применительно к среднеэксплуатационным условиям для электродви гателей переменного тока, а для установок постоянного тока – на ре жим приемосдаточных испытаний.

• Для буксиров и ледоколов в качестве расчетного принимается ре жим буксировки и режим форсирования льда соответственно.

8* 2.3.2. Выбор типа движителя На базе рекомендаций, приведенных в подразд. 2.1, выбирается тип движителя, а для гребного винта определяются его основные геометри ческие характеристики (дисковое отношение, число лопастей, форма контура и профиля, сечения лопастей и др.). Производится выбор соот ветствующих расчетных винтовых диаграмм.

2.3.3. Расчет коэффициентов взаимодействия На основании рекомендаций, приведенных в подразд. 2.2, расчиты ваются коэффициенты взаимодействия гребного винта и корпуса суд на: коэффициенты засасывания t, попутного потока WT и влияния 1 (1- t) корпуса к =.

iQ (1-WT ) 2.3.4. Расчет элементов оптимального винта Расчет элементов оптимального винта и необходимых для обеспе чения заданной скорости судна мощности PS (при прямой передаче на винт), PSP (при редукторной передаче) и частоты вращения n главного двигателя. Расчет выполняется в табличной форме (табл. 2.8).

При расчете задаются 4–5 численных значений диаметра гребного винта (1,00…0,85) Dпр, где предельная Dпр величина диаметра гребно Таблица 2.8. Расчет элементов гребного винта для выбора главного двигателя Едини № Расчетные величины ца ве- Численные значения п/п личины 1 D (задаемся) м 2 – KDT = DA TB 3 J = J(KDT ) – по диаграмме – P P = (KDT ) – по диаграмме – D D 0 = 0 (KDT ) – по диаграмме – (1- t) 6 = н0 = 0 – iQ (1-WT ) PEE 7 PS = КВт в PEE PSP = 8 КВт вр A мин– n = JD го винта определяется согласно Таблица 2.9. Средние значения КПД ва рекомендациям, приведенным в лопровода подразд. 2.1.

Тип упорного подшипника в Численное значение упора Гребенчатый 0, TВ в выражении для KDT опре- Митчеля 0, TE, Шариковый или роликовый 0,96…0, деляется по формуле TB = R RE 1-t Таблица 2.10. Средние значения КПД где TE = или TE = – по редуктора Zp Zp Тип передачи р лезная тяга гребного винта;

R Зубчатый редуктор:

или RE – буксировочное сопро 0,97…0, одноступенчатый тивление судна, соответствую 0,94…0, двухступенчатый щее расчетному режиму движе Гидромуфта 0,95…0, ния с заданной скоростью;

Zp – Магнитная муфта 0,96…0, число гребных винтов.

Численные значения КПД ва Таблица 2.11. Средние значения КПД лопровода в и редуктора р мо электропередачи гут быть определены согласно Род тока Постоянный Переменный рекомендациям, приведенным в вр 0,86…0,90 0,83…0, табл. 2.9–2.11.

2.3.5. Выбор главного двигателя По результатам расчета табл. 2.8 производится выбор главного дви гателя. Сначала, если это не оговорено в техническом задании на про ектирование, выбирают тип и фирму-изготовитель главного двигате ля. На современных судах в качестве главных применяют мало- (МОД, n < 300 об/мин), средне- (СОД, 300 n < 1500 об/мин) и высокооборот ные (ВОД, n 1500 об/мин) дизели, паровые и газовые турбины и греб ные электродвигатели.

Силовые установки с электродвижением устанавливаются в настоя щее время только на специализированных судах – ледоколах, плавучих буровых установках и самоходных подводных объектах, поэтому элек тродвигатели для этих судов серийно не выпускаются, а проектируются и изготавливаются по заявкам судовых проектных организаций.

Силовые установки с паровыми (ПТУ) и газовыми (ГТУ) турбина ми применяют, как правило, на быстроходных судах и военных кораб лях. Газовые турбины иногда комбинируют с паровыми турбинами при помощи теплоутилизирующего контура, что повышает КПД устано вок и делает их способными конкурировать с дизелями. Чаще всего ГТУ имеют суда с динамическими принципами поддержания (суда на под водных крыльях, на воздушной подушке и экранопланы).

Подавляющее большинство судов мирового флота имеют дизель ные энергетические установки.

Номинальной PSN называется максимальная мощность, кото рую дизель может развивать практически неограниченное время при номинальной частоте вращения. Номинальная мощность развивает ся при номинальном среднем эффективном давлении реном и указы вается заводом-изготовителем для стандартных условий: температу ры окружающего воздуха 27 °С, атмосферного давления 100 кПа, от носительной влажности воздуха 60 %, температуры охлаждающей воды на входе в охладитель наддувочного воздуха 27 °С, теплоты сго рания топлива 42,7 МДж/кг. Эта мощность является паспортной или построечной и приводится в каталогах или фирменных лицензион ных материалах.

При установке главного двигателя на конкретное судно вводится спецификационная мощность РS = (0,85…0,90)PSN, которая обеспечи вает судну заданную эксплуатационную скорость. Запас по мощности до номинального значения PSN снижается постепенным ухудшением технического и эксплуатационного состояния энергетической установ ки и корпуса судна.

Передача мощности от главного двигателя к гребному винту осу ществляется по следующим трем схемам:

прямая передача, реализуемая на судах среднего и большого водо измещения при помощи МОД ;

редукторная передача, применяемая на судах среднего и малого водоизмещения при помощи СОД и ВОД;

редукторная суммирующая передача, объединяющая в один агре гат два или несколько двигателей и реализуемая на судах большого, среднего и малого водоизмещения при помощи МОД, СОД и ВОД.

Редукторы одномашинных агрегатов изготавливают с планетарны ми и цилиндрическими ступенями с внешними зацеплениями. Плане тарные передачи имеют высокий КПД (до 98 %), небольшие габариты и массу. Удельная масса редукторов составляет по мощности 3,5...

...11,0 кг/кВт, по моменту 0,15...0,71 кг/(Нм). Мощностная насыщен ность по объему 110...280 кВт/м3, по площади 275...680 кВт/м2, по длине 1400...4700 кВт/м, по ширине 1100...3700 кВт/м.

В каждом конкретном случае выбор того или иного двигателя и спо соба передачи мощности от двигателя к гребному винту решается с уче том экономических и массогабаритных показателей, а также целевой функции на проектирование, формируемой заказчиком.

2.4. Пример расчета элементов гребного винта для выбора двигателя В качестве движителя в соответствии с приведенными выше реко мендациями выбираем винт фиксированного шага. Предельное значе ние диаметра гребного винта Dпр = 0,7T;

Dпр = 0,77,83 = 5,48 м.

Расчетный режим для гребного винта выбирается соответствующим среднеэксплуатационным условиям. Для проектной скорости (в нашем случае среднеэксплуатационной) S = 14,4 уз численные значения бук сировочных сопротивления и мощности составляют:

RE = 343,5 кН;

РEE = 2541 кВт (по табл. 1.7).

Для одновальных транспортных судов с U-образными и умеренно U-образными кормовыми шпангоутами ( 0,600) коэффициенты по путного потока и засасывания определяются следующим образом:

D WT =[0,25 + 2,2 ( - 0,50)2] +1,80,8 - ;

0,94 T WT =[0,25 + 2,2 (0,689 - 0,50)2][0,94 +1,8(0,8 - 5,48 7,83)2]= 0,31;

t = 0,20 + 0,10( - 0,50)+ 0,055(KDE -1,8), где коэффициент нагрузки гребного винта по тяге KDE = D TE ;

KDE = 7,40 5,48 1025 343500 = 2,21, и, таким образом, t = 0,20 + 0,10(0,689 - 0,50)+ 0,055(2,21-1,8)= 0,24.

При выборе числа лопастей гребного винта рассчитаем коэффици ент нагрузки гребного винта по упору при постоянном диаметре:

A = (1 – WT);

А = 7,40(1 – 0,31) = 5,11 м/с;

KDT = AD TB ;

R 343, TB = ;

TB = = 452,0 кН;

1(1- 0,24) Zp (1-t) KDT = 5,115,48 1025 452000 =1,33.

Так как KDT = 1,33 < 2,0, то число лопастей принимаем Z = 4.

Дисковое отношение и относительную толщину лопастей будем выбирать из условия обеспечения достаточной прочности лопастей, а также из условия отсутствия второй стадии кавитации.

Для обеспечения достаточной прочности дисковое отношение дол жно быть 2 AE c Z m TB 0,375 ;

A0 D emax min 2 / AE 0,064 1,15 = 0,375 = 0,43.

A0 min 5,480,08 Найдем минимально допустимое дисковое отношение из условия отсутствия второй стадии кавитации. Для этого воспользуемся графи ком (см. рис. 2.37) (AE A0 )min = f ( pk,hS ), предварительно рассчитав удельную нагрузку:

4TB 4 pk = ;

pk = =19174 Н м2, D2 3,145, полагая hS = T/2;

hS = 7,83/2 = 3,91 м.

Дисковое отношение будет (AE A0 ) =1,6 0,22 = 0,35.

(AE A0 ) =1,6(AE A0 )min ;

Окончательно расчетное значение дискового отношения принима (AE A0 ) = 0,43 и равным ближайшему большему таблич ем не меньше ному значению (см. табл. 2.1) AE A0 = 0,55.

Располагая значениями числа лопастей и дискового отношения, выбираем винтовую диаграмму J–KT В-4-55 (cм. рис. 2.6*). Дальней шие расчеты проводим в табличной форме (табл. 2.12), принимая в = = 0,97 и р = 0,97. Результаты расчетов изображены на рис. 2.38*.

Выполнив анализ паспортных данных двигателей ведущих дизеле строительных фирм, нетрудно убедиться, что единственной возможно стью для рассматриваемого проекта будет дизель-редукторный агре гат на основе СОД с номинальной мощностью PSN = PSP/0,9. Паспорт ные данные двигателей расчетного диапазона приведены в табл. 2.13.

По соображениям экономичности остановим свой выбор на двига теле № 3 фирмы KRUPP MaK 6M552C. По рис. 2.38* определим часто ту вращения гребного винта и передаточное отношение редуктора iр.

Частота вращения гребного винта с учетом округления принимается равной 90 об/мин, а передаточное отношение редуктора iр = 500/90 = = 5,55. Масса редуктора ориентировочно mр = 4,04500 = 18000 кг.

Таблица 2.12. Расчет элементов гребного винта для выбора главного двигателя № Единица ве Расчетные величины Численные значения п/п личины 1 D (задаемся) м 5,48 5,21 4,93 4, 2 KDT = DA TB – 1,33 1,27 1,20 1, – по диаграмме J = J(KDT ) 3 – 0,634 0,608 0,581 0, рис. 2. A 4 n = 60 об/мин 88,2 96,8 107,0 119, JD P P – по диаграмме = (KDT ) 5 – 1,036 1,020 1,004 0, D D рис. 2. 0 = 0(KDT ) – по диаграмме 6 – 0,607 0,593 0,577 0, рис. 2. (1- t) = н0 = 7 – 0,669 0,653 0,635 0, iQ (1-WT ) PEE PS = 8 кВт 3916 4012 4125 в PEE PSP = 9 кВт 4037 4136 4253 вр PSP PSN = 10 кВт 4485 4595 4725 0, Таблица 2.13. Паспортные данные СОД расчетного диапазона № PSN, n, ge, L, В, Н, G, Марка п/п кВт об/мин г/кВт/ч мм мм мм т 1 12PA6V280B 4860 1050 196 5375 2400 3540 26, 2 16PA6L280CL 4720 750 190 5515 1950 3025 32, 3 6M552C 4500 500 184 5565 2340 4205 62, E 0, 0, 0, 0, 1, 1, 1, 1, 1, J 0, Рис. 2.1. Диаграмма В -2-30;

Z = 2, A / A = 0, 0, 0, 0, 0, T K 0, 0, 0, J 0, 1, E Рис. 2.2. Диаграмма В -3-35;

Z = 3, A / A = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, T K 0, 0, 0, 0, J E Рис. 2.3. Диаграмма В -3-50;

Z = 3, A / A = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, T 0, 0, K 0, 0, 0, J 1, 0, 0, 0, E 0, 0, 0, Рис. 2.4. Диаграмма В -3-65;

Z = 3, A / A = 0, 0, 0, 0, T K 0, 0, 0, 0, 0, 0, J E Рис. 2.5. Диаграмма В -4-40;

Z = 4, A / A = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, T 0, 0, K 0, 0, J E Рис. 2.6. Диаграмма В -4-55;

Z = 4, A / A = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, T 0, 0, 0, 0, 0, K J 1, 0, 0, 0, E 0, 0, 0, Рис. 2.7. Диаграмма В -4-70;

Z = 4, A / A = 0, 0, 0, 0, T K 0, 0, 0, 0, 0, 0, 9– E Рис. 2.8. Диаграмма В -5-60;

Z = 5, A / A = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, 1, 1, J T K 0, 0, 0, 0, 1, J 1, 1, 0, E 0, 0, 0, Рис. 2.9. Диаграмма Т -4-35-04;

Z = 4, A / A = 0,35, e / D = 0, 0, 0, 0, T K 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 9* E Рис. 2.10. Диаграмма Т -4-35-06;

Z = 4, A / A = 0,35;

e / D = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, 1, 1, 1, J T 0, 0, 0, 0, K 1, 1, J 1, 0, E 0, 0, 0, 0, Рис. 2.11. Диаграмма Т -4-58-04;

Z = 4, A / A = 0,58, e / D = 0, 0, 0, T 0, 0, 0, 0, K 1, 1, J 1, 0, E 0, 0, 0, 0, Рис. 2.12. Диаграмма Т -4-58-06;

Z = 4, A / A = 0,58, e / D = 0, 0, 0, T 0, 0, 0, 0, K E Рис. 2.13. Диаграмма Т -4-75-04;

Z = 4, A / A = 0,75, e / D = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, 1, 1, 1, J T K 0, 0, 0, 0, 0, J 1, 1, 1, E Рис. 2.14. Диаграмма Т -4-75-06;

Z = 4, A / A = 0,75, e / D = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, T 0, 0, 0, 0, 0, K J 0, 0, 0, E 0, 0, 0, 0, Рис. 2.15. Диаграмма Т -6-68;

Z = 6, A / A = 0, 0, 0, T K 0, 0, 0, 0, 0, 0, J 0, 0, 0, E 0, 0, 0, 0, Рис. 2.16. Диаграмма Т -7-70;

Z = 7, A / A = 0, 0, 0, T K 0, 0, 0, 0, 0, 0, E Рис. 2.17. Диаграмма Т -8-72;

Z = 8, A / A = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, J T K 0, 0, 0, 0, 0, 0, J 1, 1, 1, E 0, 0, 0, Рис. 2.18. Диаграмма Z -4-85;

Z = 4, A / A = 0, 0, 0, 0, T K 0, 0, 0, 0, J 1, 1, 1, E 0, 0, 0, Рис. 2.19. Диаграмма Z -4-100;

Z = 4, A / A = 1, 0, 0, 0, T K 0, 0, 0, 0, E Рис. 2.20. Диаграмма Z -4-65;

Z = 4, A / A = 0, T 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, 1, 1, 1, 1, J K 0, 0, 0, 0, 0, 0, E Рис. 2.21. Диаграмма M -4-75;

Z = 4, A / A = 0, T 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, 1, 1, 1, 1, J K 0, 0, 0, 0, 0, 0, E Рис. 2.22. Диаграмма M -4-85;

Z = 4, A / A = 0, T 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, 1, 1, 1, 1, J K 0, 0, 0, 0, 0, 0, E Рис. 2.23. Диаграмма ZV -4-50;

Z = 4, A / A = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, 1, J T K 0, 0, 0, 0, 10– E Рис. 2.24. Диаграмма ZV -4-52;

Z = 4, A / A = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, 1, J T K 0, 0, 0, 0, н E Рис. 2.25. Диаграмма NT -4-35-60;

Z = 4, A / A = 0,35, l / D = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, 1, J 0, 0, 0, 0, 0, 0, T H K + K 10* н E Рис. 2.26. Диаграмма NT -4-58-60;

Z = 4, A / A = 0,58, l / D = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, 1, J 0, 0, 0, 0, 0, 0, T H K + K н E Рис. 2.27. Диаграмма NT -4-75-60;

Z = 4, A / A = 0,75, l / D = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, 1, J 0, 0, 0, 0, 0, 0, T H K + K н E Рис. 2.28. Диаграмма NМ -4-55-50;

Z = 4, A / A = 0,55, l / D = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, 1, J 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, T H K + K J 1, н E Рис. 2.29. Диаграмма NF -4-57-80;

Z = 4, A / A = 0,57, l / D = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, 1, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, T H K + K J 0, 0, 0, н 0, E 0, 0, 0, 0, Рис. 2.30. Диаграмма NK -4-55-60;

Z = 4, A / A = 0,55, l / D = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, T H K + K KT + KH 1, 1, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,1 1,2 1,3 1,4 0,5 0,6 0,7 J 1, Рис. 2.31. Диаграмма NP-3-107-60;

Z = 3, AE/A0 = 1,07, lн/D = 0, J E Рис. 2.32. Диаграмма AU-CP -4-40;

Z = 4, A / A = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, T 0, 0, K 0, 0, J E Рис. 2.33. Диаграмма AU-CP -4-55;

Z = 4, A / A = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, T 0, 0, K 0, 0, J 0, 0, 0, E 0, 0, 0, 0, Рис. 2.34. Диаграмма AU-CP -4-70;

Z = 4, A / A = 0, 0, 0, T 0, 0, K 0, 0, 1, J 1, н E Рис. 2.35. Диаграмма NR -4-57-60;

Z = 4, A / A = 0,57, l / D = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, 1, 1, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, T H K + K н E Рис. 2.36. Диаграмма NR -4-57-80;

Z = 4, A / A = 0,57, l / D = 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1, 1, J 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, T H K + K PS, D, кВт м № 1 12PA6V280B D 4800 5, № 2 16PA6L280CL 4600 5, PSN № 3 6M552C 5, 4200 4, PSP 4, PS 85 90 95 100 105 110 115 n, об/мин Рис. 2.38. Диаграмма для выбора главного двигателя и передачи мощности на гребной винт 3.1. Общие положения Этот заключительный расчет ходкости судна включает в себя опре деление с использованием винтовых диаграмм элементов оптимально го гребного винта, расчет прочности лопастей, проверку на кавитацию, а также расчет и построение теоретического чертежа гребного винта.

При этом возможны следующие случаи.

• Мощность PS главного двигателя и частота n вращения гребно го винта известны из предварительного расчета ходкости, методика ко торого изложена в pазд. 2. Необходимо определить элементы оптималь ного гребного винта, обеспечивающего наибольшую скорость при пол ном использовании мощности главного двигателя.

• Заданы мощность PS и частота вращения главного двигателя n.

Необходимо рассчитать частоту вращения гребного винта, а также эле менты оптимального гребного винта, обеспечивающего наибольшую ско рость судна при полном использовании мощности главного двигателя.

3.2. Расчет элементов гребного винта при заданной мощности главного двигателя и частоте вращения гребного винта В рассматриваемом случае наряду со спецификационной мощнос тью главного двигателя PSР и частотой вращения гребного винта n считаются известными на основании предварительного расчета ходко сти судна (см. разд. 2) следующие величины:

скорость хода S судна, которая в рассматриваемом расчете явля ется скоростью первого приближения;

кривые буксировочных сопротивления R(S) или RE(S) и мощно сти PE(S) или PEE(S);

AE дисковое отношение, форма контура и профилей сечения лопа A стей и их число Z;

число гребных винтов Zp;

коэффициенты гидродинамического взаимодействия гребных вин тов и корпуса судна WT, t и iQ;

КПД валопровода в и редуктора р.

Геометрические характеристики оптимального гребного винта и максимальная скорость хода рассчитываются методом последователь ных приближений с использованием винтовых диаграмм, выбранных в предварительном расчете ходкости, в форме табл. 3.1.

Таблица 3.1. Расчет характеристик оптимального гребного винта и скорости хода судна Численные значения Едини № 1-го 2-го Расчетные величины ца ве п/п прибли- прибли- … … … личины жения жения 1 уз S S A = 0,514(1-WT )S 2 м/с RE (S ) 3 кН PEE (S ) 4 кВт RE TB = 5 кН (1- t)Zp A KNT = 6 – TB n J = J(KNT ) – по диаграмме 7 – 8 J = aJ – A 9 D = м J n TB KT = 10 – n2D – по диа 0 = 0 (KT,J ) 11 – грамме P – по диаграмме (KT,J ) 12 – D 1 (1- t) = 13 – iQ (1-WT ) PEE PSP = 14 кВт Zpвp Каждое последующее приближение скорости хода S(i + 1) назнача ется из условия, что буксировочная мощность PЕЕ и, следовательно, мощность главного двигателя PS водоизмещающих судов пропорцио нальны 3. Таким образом, S PSP S(i+1) Si 3, (3.1) PSPi где Si – скорость i-го приближения, уз;

(i + 1) – скорость (i + 1)-го при ближения, уз;

PSP – спецификационная мощность главного двигателя, кВт;

– требуемая спецификационная мощность главного двигате PSPi ля в i-м приближении, кВт (см. табл. 3.1, п. 14).

Расчет производится до тех пор, пока расхождение между и PSPi PSP не будет превышать 1,0…1,5 %.

Коэффициент a (см. табл. 3.1, п. 8) учитывает различие в величине диаметра оптимального гребного винта при работе в свободной воде и за корпусом судна. Принимается a = 1,05 для ГВ, расположенных в ДП, и a = 1,03 для бортовых ГВ.

3.3. Расчет элементов оптимального винта для заданной мощности главного двигателя В рассматриваемом случае наряду с заданной спецификационной мощностью и частотой вращения главного двигателя считаются изве стными кривые буксировочного сопротивления R(S) или RE(S) и мощности PE(S) или PEE(S). Схема расчета в этом случае выглядит следующим образом:

3.3.1. Рассчитывается приближенное значение скорости хода S с ис пользованием кривой буксировочной мощности PE(S) или PEE(S), при этом принимается PE = kPS или PEE = kPS и коэффициент k = 0,5…0,7.

3.3.2. Для определенной таким образом скорости S с учетом при веденных в разд. 2 рекомендаций рассчитываются:

предельное значение диаметра D гребного винта;

AE дисковое отношение, формы контура и профилей сечений, а так A же число лопастей Z;

коэффициенты гидродинамического взаимодействия ГВ и корпуса судна WT, t и iQ;

КПД валопровода в и редуктора р.

Методом последовательных приближений рассчитывается скорость хода судна по (3.1) при полном использовании мощности главного дви гателя. В качестве первого приближения принимается значение скоро сти S, которая определена по кривой буксировочной мощности PE(S) или PEE(S).

При этом возможны два случая:

передача мощности от главного двигателя к гребному винту пря мая. В этом случае методом последовательных приближений (см.

табл. 3.1) наряду с определением скорости хода при известной частоте вращения гребного винта рассчитываются элементы оптимального греб P ного винта (диаметр D и шаговое отношение );

D передача мощности от главного двигателя к гребному винту через редуктор. В этом случае, задавшись расчетным значением диаметра 11– гребного винта D = 0,9Dпр, где Dпр – предельное значение диаметра гребного винта, методом последовательных приближений (табл. 3.2) на ряду с определением скорости хода рассчитывают оптимальную часто P ту вращения и элементы гребного винта (шаговое отношение ). По D результатам расчета определяется передаточное отношение редуктора.

Таблица 3.2. Расчет характеристик оптимального гребного винта, частоты вра щения и скорости хода судна Еди- Численные значения № ница 1-го 2-го Расчетные величины п/п вели- прибли- прибли- … … … чины ження ження 1 S уз S A = 0,514(1-WT )S 2 м/с RE = RE (S ) 3 кН PEE = PEE (S ) 4 кВт RE TB = 5 кН (1- t)Zp 6 KDT = AD – TB J = J(KDT ) – по диаграмме – A 8 n = 60 об/мин JD TB KT = 9 – n2D 0 = 0 (KT,J ) – по диа 10 – грамме P – по диаграмме (KT,J ) 11 – D 1 (1- t) = 12 – iQ (1-WT ) PEE PSP = 13 кВт Zpвp 3.4. Особенности расчета соосных гребных винтов Движительный комплекс, состоящий из двух винтов, имеющих об щую ось вращения и расположенных на небольшом расстоянии друг от друга, носит название соосных гребных винтов.

Использование соосных гребных винтов противоположного враще ния позволяет уменьшить потери на закручивание потока, что позволя ет повысить КПД движительного комплекса. Кроме того, использова ние этих винтов дает возможность устранить некомпенсированные ре активные и гироскопические моменты при криволинейном движении надводных и подводных судов. Недостатком этих движительных комп лексов является сложность конструкции редуктора, обеспечивающего противоположное вращение и уплотнения линии вала.

Соосные гребные винты одинакового направления вращения – вин ты-тандем – имеют более низкий КПД, чем винты противоположного вращения и одиночные винты. Основанием для их применения является возможность снижения диаметра, а также некоторого увеличения запа са на кавитацию за счет реализации большого дискового отношения.

Для приближенных оценок характеристик соосных гребных винтов могут быть использованы графики (рис. 3.1, 3.2), полученные Линдгре ном на основании анализа данных испытаний серии соосных гребных винтов. Расчет следует вести по коэффициенту 0,5233A 4 A KNQ =, PD n где A = (1-WT ) м/с;

PD – мощность, подводимая к соосным гребным винтам, кВт.

J, 0, P1п/D 1, J 1, 0, P1п/D 0, 0, 0, 1,5 2,0 2,5 3,5 KNQ 3, Рис. 3.1. Диаграмма для проектирования соосных гребных винтов 11* В зависимости от этого коэффициента по графику (см. рис. 3.1) опре A деляют величины относительной поступи J =, КПД и гидроди nDп P1п намическое шаговое отношение переднего гребного винта. Шаго Dп Pп Pз вое отношение переднего и заднего находят по графикам (см.

Dп Dз P1п рис. 3.2) в зависимости от гидродинамического шагового отношения.

Dп Pз/D, Pп/D При практическом проек 1, тировании диаметр заднего Pз/D гребного винта Dз принимают 1, на 5…10 % меньше диаметра 1, Dп переднего, чтобы исклю Pп/D чить опасность кавитационной 1, эрозии, обусловленной пересе чением лопастями заднего вин 1, та вихревых шнуров, сходящих 1, с концов лопастей переднего.

При этом относительное умень P1п/D 1,0 1,2 1, шение диаметра заднего греб ного винта Dз возрастает по Рис. 3.2. Зависимости Pп/D и Pз/D мере роста нагрузки комплекса.

от P1п/D 3.5. Проверка гребного винта на кавитацию Этот расчет выполняется на заключительном этапе расчета ходкос ти с целью проверки правильности выбора и возможной дальнейшей корректировки элементов и режима работы гребного винта из условия отсутствия первой стадии кавитации (для некавитирующих винтов), при наличии которой возникает эрозия поверхности лопастей.

Для проверки гребного винта на кавитацию можно воспользовать ся приближенными эмпирическими методами Шенхерра и Э.Э. Пап меля.

Метод Шенхерра позволяет рассчитать минимально допустимую AE величину дискового отношения из условия отсутствия первой ста A дии кавитации при известных значениях (полученных на основании рас чета ходкости) диаметра D, шага P, числа лопастей Z, глубины hS погружения оси, частоты вращения n и относительной поступи J греб ного винта:

AE KC =1275 (nD)2, A0 p где p1 =101340 + ghS – статическое давление на глубине оси вращения P гребного винта, Па;

KC = KC Z,,J – кавитационная характеристи D ка, значение которой определяется по диаграмме (рис. 3.3);

= 1,3…1,6 – эмпирический коэффициент.

KC P/D 0, 0, 0, 0, 0, 0, 1,0 J 0,4 1, 0,6 0, Рис. 3.3. Кавитационная характеристика для гребных винтов:

- - - - – Z = 3;

––––– – Z = Метод Э.Э. Папмеля позволяет рассчитать значение критической частоты вращения пкр, при которой возможно возникновение первой AE стадии кавитации. При известных значениях D, Z,, J и коэффици A ента упора гребного винта KT 2CK p nкр =, D где CK – безразмерный коэффициент, определяющий начало первой стадии кавитации, CK = ;

K 2 J r + r r0 = – относительный радиус эквивалентного сечения лопасти, при R нимается r0 = 0,7;

– коэффициент относительного разрежения, зна K чение которого вычисляется по формуле K = 0,5Cy(1+ Cy)+ 2e, Cy – коэффициент подъемной силы эквивалентного сечения лопасти, принимается 0, Cy = KT (1+ KT );

AE A e – относительная толщина лопасти на радиусе r = 0,7R, которая при ближенно может быть принята из условия, что e < emax = 0,08...0,10.

Для того чтобы при работе гребного винта не возникала кавита ция, необходимо, чтобы частота вращения гребного винта n была на 10 % меньше критической, т.е.

n 0,9nкр.

3.6. Расчет общей прочности винта Расчет прочности выполняется при следующих допущениях:

лопасть движителя заменяется консольным прямым стержнем, ко торый подвержен косому изгибу от действия внешних сил;

одна из центральных осей инерции профиля параллельна его хорде.

3.6.1. Расчет внешней нагрузки Изгибающие моменты от действия осевых и касательных гидроди намических сил в произвольном сечении лопасти ( rH rp 1) гребных винтов с относительным радиусом ступицы 0,2 rH 0,4 определяют ся по формулам:

KQn2D KT n2D MP = GP (rH,rр );

MT = GT (rH,rр ), 2Z 2Z где функции GP и GT определяются (в районе корня лопасти) по табл. 3.3;

rp – относительный радиус Таблица 3.3. Значения функций рассматриваемого сечения.

и Кроме гидродинамических сил, не- 0,2 0,3 0, обходимо учитывать еще действие на rH лопасти винта центробежных сил инер GP 0,475 0,4 0, ции Рц. Для расчета в районе корня ло GT 1,38 1,1 0, пасти используется формула Pц = 42n2Grц, (3.2) где G – масса лопасти;

rц = 0,47R – приближенное значение радиальной координаты ЦТ лопасти. Масса лопасти определяется по формуле мD3 b0 6,2 2rH e G = + 2 104 0,71-, (3.3) D D D 4 104 где м – плотность материала винта, кг/м3;

b0 и e0 – ширина и макси мальная толщина спрямленного контура на относительном радиусе r = 0,6 (для усеченного контура лопасти e0/D = 0,0375;

b0/D = 0,170).

Изгибающий момент от действия центробежных сил в районе кор ня лопасти находится по формуле x Мц 0,7Рцrцtg R, (3.4) • A где R – угол откидки лопасти.

C Проекции полного изгибающего мо- MP • z мента сечения лопасти, развернутого на плоскость (рис. 3.4), рассчитываются по D • формулам:

M = (MР + Mц) cos + MТ sin ;

MT • B M = (MР + Mц) sin – MТ cos, Рис. 3.4. Расположение осей P / D координат и расчетных.

где = arctg точек rp 3.6.2. Расчет напряжений в лопастях Наибольшее напряжение – растягивающее или сжимающее в точке С (или D) у корня лопасти от действия гидродинамических сил будет = М/W, где W = e2b – момент сопротивления сечения относитель но оси. Для точек А, В и D (см. рис. 3.4) авиационного профиля коэф фициент = 0,10, для сегментного = 0,11;

для точки С авиационного профиля = 0,085, сегментного = 0,075. Напряжение в точке С (или D) от действия центробежных сил ц = Рц/F, где F – площадь сечения лопасти, развернутого на плоскость, находит ся по формуле F = g1eb, в которой g1 = 0,70…0,72 для авиационного профиля и g1 = 0,71…0,73 для сегментного профиля;

е – толщина рас четного сечения, м;

b – хорда расчетного сечения, м;

для относительно rp = 0,2, го радиуса b =1,68D(AE A0 ) Z.

Суммарное значение растягивающего и сжимающего напряжения = + ц. (3.5) Полученные по формуле (3.5) значения напряжений сравниваются с допустимыми напряжениями, приведенными в табл. 3.4.

Таблица 3.4. Значения допустимых напряжений для различных материалов, Н/м2 (Па) Предел Допустимые Предел текучести напряжения прочности Материал –5 – – s10 доп пр Чугун 1000...1500 1800...2600 250... Углеродистая сталь 2000 4000 500... Латунь марганцовистая 2000 4800 500... Бронза 2500 6400 600... Нержавеющая cталь 5000 7000 1200... Стеклопластик 2000 4500 500... 3.7. Расчет и построение теоретического чертежа гребного винта 3.7.1. Расчет и построение спрямленной лопасти гребного винта Для построения теоретического чертежа гребного винта необходи мо знать численные значения диаметра D, шага P, дискового отноше AE ния, числа лопастей Z, диаметра ступицы dн и относительной A толщины лопасти на оси гребного винта e0, а также форму контура и профиля сечений лопастей. Наиболее распространенные формы конту ров спрямленной поверхности лопасти винтов: саблевидная, усеченная и эллиптическая (рис. 3.5). Для расчета саблевидного спрямленного кон тура необходимо определить максимальную ширину контура спрямлен ной лопасти AE D A bmax =. (3.6) 0,55 - 0,48 dн Z D bвых bвх b b bc b b0 b bc bc аб в Рис. 3.5. Формы контуров спрямленной лопасти:

а – саблевидный;

б – усеченный;

в – эллиптический Значения ординат саблевидного контура в долях от bmax для входя щей bвх и выходящей bвых кромок контура, а также расстояние bc от вертикальной оси контура до линии наибольших толщин в долях от ширины лопасти bвх + bвых приведены в табл. 3.5. В этой же таблице приведены ординаты b = bвх + bвых усеченного и эллиптического кон туров в долях от величины bmax, которая для усеченного контура рас считывается по формуле (3.6), а для эллиптического – по формуле D AE bmax = 2,14.

Z A r Таблица 3.5. Значения ординат спрямленных контуров Ординаты r = r R контура 0,20 0,30 0,50 0,70 0,80 0,95 1, Саблевидный контур bвх bmax 0,469 0,526 0,576 0,514 0,414 0,124 – bвых bmax 0,292 0,333 0,408 0,467 0,485 0,415 0, bc b 0,266 0,262 0,240 0,082 –0,018 –0,284 – Усеченный контур b/2bmax 0,360 0,383 0,428 0,464 0,470 0,459 0, bc /bmax 0,100 0,109 0,125 0,110 0,083 0,045 0, Эллиптический контур b/2bmax 0,265 0,343 0,456 0,500 0,489 0,356 0, bc /bmax 0,080 0,047 0,002 0 0 0, 3.7.2. Профилирование лопасти При профилировании лопасти устанавливается закон изменения ее толщины по радиусу и ширине. Закон изменения максимальной толщи ны лопасти по радиусу изображают на условном сечении по линии наи больших толщин, которые строят на боковой проекции лопасти (рис. 3.6). Чтобы построить это сечение лопасти, на боковой проекции под углом наклона ° = 0...15° проводят образующую, затем по оси R гребного винта откладывают значение условной толщины e0 = e0D, а на конце лопасти при r = R – кромочное значение толщины екр, вычис ляемое по формуле eкр = aD(50 – D) мм, где a = 0,08 для стальных винтов и а = 0,06 для латунных винтов;

D – диаметр винта, м.

Полученные точки соединяют прямой линией. Максимальная тол щина профиля e на данном радиусе r на условном сечении измеряется в направлении, параллельном оси винта.

По закону изменения толщины профиля вдоль хорды профили не кавитирующих винтов бывают авиационные и сегментные. Саблевид ные и усеченные винты имеют авиационный профиль у корня лопасти, постепенно переходящей в сегментный. Ординаты саблевидных и эл липтических профилей указаны в табл. 3.6 и 3.7.

Линия наибольших толщин делит профиль на две части: входящую шириной b1 и выходящую шириной b2 (рис. 3.7). Ординаты нагнетаю щей ун и засасывающей уз сторон профиля в процентах от максималь ной толщины е приведены для абсцисс, равных b1;

0,9b1;

0,6b1;

0,4b2;

Рис. 3.6. Чертеж гребного винта 0,8b2 и b2 и измеряемых от линии наибольших толщин в сторону входя щей и выходящей кромок соответственно.

Таблица 3.6. Ординаты профилей саблевидных и усеченных гребных винтов Расстояние от места наибольшей толщины е, % r = r / R до входящей кромки до выходящей кромки 100 90 60 40 80 Засасывающая поверхность 0,20 40,0 64,3 87,0 100,0 86,9 58,4 30, 0,30 37,5 62,6 85,8 100,0 86,8 54,7 25, 0,50 30,4 56,8 79,4 100,0 86,1 43,4 9, 0,70 16,0 44,2 74,9 100,0 84,9 39,4 0, 0,80 7,4 34,4 88,7 100,0 85,3 41,0 0, 0,95 0,0 29,5 73,5 100,0 87,9 46,4 0, Нагнетающая поверхность 0,20 40,0 20,3 5,9 0,0 5,5 18,2 30, 0,30 37,5 16,5 4,6 0,0 1,7 12,2 25, 0,50 30,4 8,5 0,0 0,0 0,0 1,8 9, 0,70 16,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0, 0,80 7,4 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0, 0,95 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0, Таблица 3.7. Ординаты профилей для гребных винтов с эллиптическим кон туром Расстояние от места наибольшей толщины е, % r = r / R до входящей кромки до выходящей кромки 100 90 60 40 80 Засасывающая поверхность 0,20 40,0 62,0 86,5 100,0 81,2 36,0 5, 0,30 39,1 62,8 87,2 100,0 82,5 37,8 8, 0,50 29,5 56,4 83,1 100,0 85,2 41,2 13, 0,70 17,4 44,2 72,8 100,0 83,1 42,6 16, 0,80 13,5 35,2 67,8 100,0 83,0 42,6 17, 0,95 9,5 31,6 69,1 100,0 85,5 43,5 19, 1,00 9,0 31,2 71,0 100,0 86,5 39,3 12, Нагнетающая поверхность 0,20 40,0 20,0 6,2 0,0 0,0 0,0 0, 0,30 39,1 16,6 2,3 0,0 0,0 0,2 3, 0,50 29,5 9,4 0,0 0,0 0,0 0,7 6, 0,70 17,4 0,5 0,0 0,0 0,0 2,5 7, 0,80 13,5 0,0 0,0 0,0 0,0 2,7 8, 0,95 9,5 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0, 1,00 9,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0, Входящая кромка профиля очерчивается по окружности диаметра dвх с центром, поднятым на высоту увх, соответствующую абсциссе x1 = b1. Для выходящей кромки характерно очертание по дуге окруж ности радиуса rвых с центром на нагнетающей поверхности лопасти.

Значения dвх/е и rвых/е приведены в табл. 3.8.

b b0 b rвых dвх bc x2 x bвых bвх Рис. 3.7. Построение профиля лопасти Таблица 3.8. Значения dвх/е и /е вых r = r/R 0,20 0,30 0,50 0,70 0,80 0, dвх /е 0,400 0,344 0,270 0,187 0,192 0, rвых /е 0,136 0,125 0,120 0,142 0,158 0, 3.7.3. Построение нормальной и боковой проекций Для построения нормальной и боковой проекций контура лопасти из точки О (рис. 3.8) в направлении выходящей кромки отложим отре зок ОP, именуемый полюсным расстоянием и равный Р/2. Из полюса П проведем лучи через точки пересечения вертикальной оси с дугами окружностей радиусов ri.

К профилю проведем касательные параллельно и перпендикулярно лучу ПА, в результате чего получим отрезки а, b, a' и b'. Затем на нор мальной проекции из центра О1 проведем дугу радиуса ri и отложим по этой дуге отрезок а – вправо, а отрезок a' – влево. Получим точки В и В', лежащие на контуре нормальной проекции лопасти.

Для построения контура боковой проекции из точек В и В' парал лельно оси винта проведем горизонтали и на них опустим перпендику ляр из точки А2, лежащей на пересечении образующей лопасти с гори e з y вых з у вх y y н н у у зонталью, проведенной на радиусе ri. Откладывая от этого перпенди куляра, вдоль, горизонтальный отрезок b вправо, а отрезок b' влево, получим точки С и C', принадлежащие контуру боковой проекции.

Контур Контур спрям- Контур боковой ленной лопасти нормальной проекции проекции a a' a b' A2 A • • • b A C' C B a' b' b B' ri П • O O O1 Полюс Р/ Рис. 3.8. Построение нормальной и боковой проекции Выполнив построения для всех принятых значений радиусов r, по лучим ряд точек, соединив которые плавными кривыми, построим ис комые контуры боковой и нормальной проекций.

Диаметр ступицы винтов фиксированного шага dн = (0,16…0,20)D не должен превышать dн (1,8…2,0)dв, где dв – диаметр вала.

Длину ступицы выбираем на 2–3 % больше максимальной ширины контура боковой проекции лопасти с тем расчетом, чтобы при хране нии и транспортировке, находясь в горизонтальном положении, греб ной винт лежал на торце ступицы, а не на кромках лопастей.

Внутреннему отверстию ступицы придают конусность с уклоном 1/15. Ступицу винта закрепляют к валу при помощи шпонок, длина ко торых составляет 90…95 % длины конусной части гребного вала, или бесшпоночным (прессовым) способом. При заднем ходе упор винта воспринимается крепежной гайкой гребного вала, закрываемой обте кателем, длина которого lобт = (0,14…0,17)D. Обтекатель заканчивает ся сферой, радиус которой rобт = (0,05…0,10)D.

На теоретическом чертеже гребного винта (см. рис. 3.6) приводятся численные значения диаметра D, шага P, диаметра ступицы dн, шаго P AE вого отношения, дискового отношения, относительного диамет D A dн ра ступицы, числа лопастей Z и относительной толщины e0 на оси D гребного винта.

На теоретическом чертеже гребного винта также указываются раз меры формовочного угольника, необходимого для изготовления форм под отливку винта. Для определения размеров формовочного угольни ка на нормальную проекцию лопасти наносят линию его установки (рис. 3.9), радиус которой назначим с учетом зазора на замок верхней и нижней частей формы:

Rф = R + (50…100) мм.

На чертеже нормальной проекции из точки 0 проведем лучи под углами 1 и 2 таким образом, чтобы обеспечить в на туре минимальный зазор между контуром лопасти и лучом не менее 50 мм. Тогда Рис. 3.9. Формовочный длина Lф и высота hф формовочного угольник угольника будут соответственно равны:

1 + 2 1 + Lф = 2Rф ;

hф = P.

360° 360° 3.8. Пример расчета гребного винта для выбранного двигателя 3.8.1. Расчет гребного винта для выбранного двигателя Рассчитаем характеристики оптимального гребного винта и ско рость хода судна при следующих значениях спецификационной мощ ности двигателя и частоте вращения гребного винта: PSP = 4060 кВт;

n = 90 об/мин;

ZP = 1;

в = 0,97;

р = 0,97.

Расхождение между спецификационной мощностью PSP и P* со SP ставляет 1,01 %, что приемлемо, поэтому можно ограничиться одним приближением.

Результаты расчета сведены в табл. 3.9.

3.8.2. Проверка гребного винта на кавитацию Проверку гребного винта на кавитацию выполним по схеме Э.Э. Папмеля в следующей последовательности.

• Рассчитаем коэффициент подъемной силы эквивалентного сече ния лопасти, определив предварительно значение коэффициента упора KT по диаграмме В-4-55 рис. 2.6 для J = 0,618 и P/D = 0,990;

KT = 0,213:

0,6 0, Cy = KT (1+ KT );

Cy = 0,213(1+ 0,213) = 0,282.

AE 0, A Таблица 3.9. Расчет гребного винта и скорости хода судна для выбранного двигателя Численные значения Едини- 1-го 2-го № Расчетные величины ца ве- при- при п/п … … … личины бли- бли жения жения 1 уз 14, S A = 0,514(1-WT )S 2 м/с 5, RE (S ) 3 кН 343, PEE (S ) 4 кВт RE TB = 5 кН 452, (1- t)ZP A KNT = 6 – 0, TB n – по диа J = J(KNT ) 7 – 0, грамме 8 J = aJ – 0, A 9 D = м 5, J n TB KT = 10 – 0, n2D – по 0 = 0 (KT,J ) 11 – 0, диаграмме P – по диаграмме (KT,J ) 12 – 0, D 1 (1- t) = 13 – 0, iQ (1-WT ) PEE PSP = 14 кВт ZPвp • Определим коэффициент относительного разрежения, приняв e = 0,06 в соответствии с рекомендациями подразд. 3.5:

K = 0,5 0,282(1+ 0,282) + 2 0,06 = 0,301.

K = 0,5Cy(1+ Cy)+ 2e;

• Вычислим коэффициент, характеризующий начало кавитации:

Ck = ;

K 2 J r + Ck = = 0,564.

0,301 0, 2 3,14 + 0,72 2 3, • Рассчитаем критическую частоту вращения гребного винта, опре делив предварительно статическое давление на глубине оси вращения hS =T /2 ;

hS = 7,83 /2 = 3,915 м:

Па;

p1 =101340 + ghS ;

p1 =101340+10259,813,915 = 2Ck p1 2 0,564 nкр = ;

об/с = 144 об/мин.

nкр = = 2, D 5,51 Очевидно, что n < 0,9nкр, следовательно, кавитация отсутствует.

3.8.3. Пример расчета действующих напряжений для r = 0, AE Исходные данные: D = 5,51 м;

Z = 4;

e0 = 0,045 ;

= 0,55;

TB = A R = 452,0 кН;

n = 1,5 c–1;

= 15°;

J = 0,618;

= 0,672;

KT = 0,213;

матери ал – бронза Бр.АЖН 9-4-4;

м = 7600 кг/м3;

поток однородный. Резуль таты расчета сведены в табл. 3.10.

12– Таблица 3.10. Расчет действующих напряжений в корневом сечении лопасти № Единица Численные Расчетные величина п/п величины значения м 1 b = 0,859bmax 1, м e = 0,8 D e 2 0, – 3 P/D (по табл. 3.9) 0, P / D = arctg 4 град 46, r GР ( ) – по табл. 3. 5 rн, r – 0, GТ ( ) – по табл. 3. 6 rн,r – 1, MР = TB DGР /(2Z) 7 Нм KT J KQ = 8 – 0, 0 MТ = KQn2D5Gт /(2Z) 9 Нм 10 G – по формуле (3.3) кг Pц – по (3.2) 11 Н Мц – по (3.4) 12 Нм M = (MР + Mц) cos + Mт sin 13 Нм F = g1eb 14 м2 0, 15 W = e2b (для точки С ) м3 0, 16 (С) = М /W(С) Н/мм2 28, ц = Рц /F 17 Н/мм2 0, (С) = (С) + ц 18 Н/мм2 28, доп /(С) 19 – 2, Вывод: прочность гребного винта обеспечена.

4.1. Общие положения Диаграмма ходкости служит для оценки ходкости судна на режи мах, отличных от расчетного. Указанное отличие может быть обуслов лено:

изменением буксировочного сопротивления в результате обраста ния судового корпуса, влияния мелководья, волнения и ветра, измене ния водоизмещения;

частичным использованием мощности главного двигателя;

буксировкой другого судна и др.

Ходкость будет считаться определенной для заданного эксплуата ционного режима, если известны скорость хода судна S, мощность PS, развиваемая главным двигателем, тяга T и частота вращения n гребного винта.

На диаграмме ходкости (рис. 4.1) изображаются:

характеристики гребного винта TB (S,n);

PD (S,n), (4.1) где TB (S,n) – тяга гребного винта;

PD (S,n) – мощность, необходи мая для вращения гребного винта, валопровода и передачи;

характеристики судового корпуса R(S );

PEF (S,n), (4.2) где R(S ) – буксировочное сопротивление, соответствующее расчет ному режиму движения, а PEF (S,n) – эффективная мощность, необхо димая для движения судна при совместной работе его корпуса, движи теля, валопровода и передачи;

характеристики главного двигателя TS (S,n);

PS (S,n), (4.3) где TS (S,n) и PS (S,n) – располагаемые тяга гребных винтов и соот ветствующая ей мощность главного двигателя.

Для буксирных судов, кроме зависимостей (4.1)–(4.3), на диаграмме ходкости строится кривая тяги на гаке, равная TS – R, в зависимости от скорости хода судна.

12* Рассмотрим практическую схему расчета характеристики гребного винта (4.1) и главного двигателя (4.3). Методика расчета характеристи ки судового корпуса (кривая буксировочной мощности и сопротивле ния) изложена в разд. 1.

T, кН 0. n = 0. RE 78 0. R TS 1. J = 1. ?

Pages:     || 2 |



© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.