автореферат диссертации по кораблестроению, 05.08.04, диссертация на тему:Разработка методики определения допускаемых износов дейдвудных капрлоновых подшипников на основе расчётов поперечных колебаний валопроводов судов

На правах рукописи

Халявкин Алексей Александрович

РАЗРАБОТКА МЕТОДИКИ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ДОПУСКАЕМЫХ ИЗИОСОВ ДЕЙДВУДИЫХ КАПРОЛОНОВЫХ ПОДШИПНИКОВ НА ОСНОВЕ РАСЧЁТОВ ПОПЕРЕЧНЫХ КОЛЕБАНИЙ ВАЛОПРОВОДОВ СУДОВ

Специальность: 05.08.04 - Технология судостроения, судоремонта и организация судостроительного производства

Автореферат диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

Астрахань - 2014

005560167

005560167

Работа выполнена в Федеральном государственном бюджетном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Астраханский государственный технический университет» (ФГБОУ ВПО «АГТУ»)

Научный руководитель: доктор технических наук, доцент

Мамонтов Виктор Андреевич

Официальные оппоненты: Лысенков Павел Михайлович,

доктор технических наук, старший научный сотрудник, научный руководитель предприятия «Центр эффективных технологии» (г. Санкт-Петербург)

Цветков Юрий Николаевич,

доктор технических наук, профессор, ФБОУ ВПО «Государственный университет морского и речного флота имени адмирала С.О. Макарова» (г. Санкт-Петербург), заведующий кафедрой «Технологии судоремонта»

Ведущая организация: Открытое акционерное общество

«Центр технологии судостроения и судоремонта» (г. Санкт-Петербург)

Защита состоится 13 февраля 2015 г. в 16:00 час. (аудитория 313 главного корпуса) на заседании диссертационного совета Д 307.001.07 при ФГБОУ ВПО Астраханский государственный технический университет по адресу: 414 056, г. Астрахань, ул. Татищева 16, ФГБОУ ВПО «АГТУ» (тел./факс 8(8512)614190, e-mail: a.rubanl974@mail.ru)

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГБОУ ВПО «Астраханский государственный технический университет» и на официальном сайте ФГБОУ ВПО «АГТУ» : www.astu.org

Автореферат разослан «15» декабря 2014 г.

/

Ученый секретарь диссертационного совета -j Рубан

•

prf Анатолий Рашндович

У

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы.

За последние 15...20 лет морской торговый, рыболовный и речной флот практически не пополнялся судами, поэтому их значительная часть, находящаяся в эксплуатации, в настоящее время имеет возраст около 20...25 лет и более. А современные темпы замены флота не могут компенсировать фактическое старение судов и их списание. В этих условиях для выполнения флотом своих задач необходимо изыскивать более совершенные формы технической эксплуатации и, прежде всего, повышение межремонтного периода и продление срока эксплуатации судов.

Проблема повышения надежности, долговечности и ремонтопригодности валопрово-дов и дейдвудных устройств судна до настоящего времени является весьма актуальной. Выход из строя судового валопровода наносит ущерб, во много раз превышающий стоимость разрушенного вала. Возникают ремонтные расходы, включающие оплату дока и стоимость заменяемых валов, а иногда и утерянных гребных винтов, потери эксплуатационной прибыли за время вынужденного простоя, затраты на буксировку судов.

Практический срок эксплуатации крупных судов без ремонта определяется во многом техническим состоянием дейдвудного узла и величиной зазора между гребным валом и дейдвудными подшипниками, который в процессе износа подшипников увеличивается. При износе дейдвудного подшипника происходят повреждения гребного вала, его облицовки и самих подшипников. Возникают также дополнительные динамические нагрузки, которые являются причиной возникновения поперечных, продольных и крутильных колебаний. Износ по длине подшипника неравномерный и наибольшее значение его величины наблюдается на конце кормового подшипника. При таком износе во время эксплуатации судового валопровода происходит неполный контакт гребного вала с дейдвудным подшипником и поэтому явление резонанса при поперечных колебаниях может возникнуть при рабочих частотах вала. Длительная работа при резонансном состоянии поперечных колебаний недопустима.

Существующие нормативные документы, регламентирующие допускаемый износ подшипников, применяются на протяжении долгого времени практически без изменений. Но как показывает опыт эксплуатации морских судов, эксплуатировать валопроводы можно при зазорах в дейдвудных подшипниках, которые значительно превышают регламентированные этими критериями. Поэтому в настоящее время убедительные доводы в пользу действующих нормативов отсутствуют.

В связи с этим в работе поставлена цель исследовать, разработать и научно обосновать методику определения допускаемых величин износа капролоновых подшипников на базе расчёта поперечных колебаний валопровода.

Объект исследования- капролоновые дейдвудные подшипники валопроводов смешанного (река-море) плавания судов.

Предмет исследования- поперечные колебания валопровода судов с учетом износа капролоновых дейдвудных подшипников.

Цель работы- определение допускаемой величины износа капролоновых дейдвудных подшипников на основе расчёта поперечных колебаний валопроводов для увеличения межремонтного периода и снижения затрат на ремонт судов.

Для этого необходимо решить следующие задачи:

1. Провести анализ конструкционно-технологических характеристик валопроводов судов и их ремонтных циклов.

2. Выполнить сравнительную оценку существующих методов расчёта поперечных колебании валопроводов судов.

3. Разработать и экспериментально обосновать метод расчёта поперечных колебаний валопроводов с учётом длины и жесткости дейдвудных подшипников.

ч

4. Исследовать и оценить влияние массы увлекаемой воды гребным винтом на значение собственной частоты поперечных колебаний валопроводов судов.

5. Разработать экспериментальную установку и исследовать форму износа капролоно-вых дейдвудных подшипников при поперечных колебаниях модели валопоровода, опирающегося на точечные и протяженные опоры.

6. Исследовать влияния износа подшипников на поперечные колебания валопровода

судна.

7. Разработать методику определения допустимых износов дейдвудных подшипников на основе расчётов поперечных колебаний валопроводов судов.

8. Оценить влияние износа дейдвудных подшипников на собственную частоту при поперечных колебаниях натурного валопровода судна.

9. Рассчитать экономическую эффективность полученных результатов исследования.

Методы исследования. В теоретических и экспериментальных исследованиях использованы методы математической статистики, методы операционного исчисления, метод начальных параметров.

Методологической базой диссертационной работы являются исследования Лубенко В.Н., Комарова В.В., Гаращенко П.А., Рубина М.Б., Балацкого Л.Т., Вязового Ю.А., Меркулова В.А., Абрамовича Б.Г.

При исследовании поперечных колебаний валопроводов судов были применены методы Шиманского Ю.Г., Брунелли и метод, представленный в РД 5.4307-79.

Эксперименты выполнены в лаборатории Астраханского государственного технического университета.

Научная новизна. В диссертационной работе получены следующие основные результаты:

- разработан новый метод определения допускаемой величины износа кормовых капролоновых дейдвудных подшипников;

- построен алгоритм расчёта поперечных колебаний валопроводов судов с учетом износа кормового дейдвудного подшипника;

- разработаны программы по определению собственной частоты поперечных колебаний валопровода с учётом и без учёта износа кормового дейдвудного подшипника;

- теоретически и экспериментально показано влияние длины, жесткости и износа кормового дейдвудного подшипника, массы увлекаемой воды гребным винтом на собственную частоту при поперечных колебаниях валопровода судна;

Достоверность результатов теоретических данных, полученных расчётным путём, подтверждается сравнением с экспериментальными данными, определёнными на основе законов теории вероятности и математической статистики.

Теоретические и экспериментальные исследования и обработка экспериментальных данных проводились с использованием лицензионных программных продуктов «Maple 7», «Mathcad 14», «Microsoft office Excel 2007».

Практическая значимость работы. Диссертационная работа направлена на продление срока эксплуатации судового валопровода при зазорах в дейдвудных подшипниках, которые значительно превышают регламентированные значения. Результаты работы использованы при разработке допускаемых величин зазоров для судов РДОС пр.12911 типа "Моряна" и СРТМ пр.502ЭМ типа "Нолпнск" в ОАО «Каспрыбхолодфлот».

Апробация работы. Основное содержание исследований докладывалось и обсуждалось на заседаниях кафедр «Теоретическая и прикладная механика» и «Технология металлов», на заседаниях Учёного совета института Морских технологий, энергетики и транспорта ФГБОУ ВПО «АГТУ»; на ежегодных научно-технических конференциях ФГБОУ ВПО «АГ-ТУ» (2007-2013 г.); III научной конференции «Проблемы динамики и прочности исполнительных механизмов и машин» (г. Астрахань, 10 - 16 сентября 2007 г.); II Всероссийской конференции молодых ученых и специалистов «Будущее машиностроения России» (г. Москва, 21 - 27 сентября 2009 г.); Межрегиональной научной конференции «Использование

результатов фундаментальных научных исследований в судостроении и эксплуатации флота юга России» (г.Астрахань, 24-25 ноября 2010 г.); Усессии Научного совета РАН по механике деформируемого твердого тела (г. Астрахань, 31 мая - 5 июня 2011 г.); X Всероссийском съезде по фундаментальным проблемам теоретической и прикладной механики (г. Нижний Новгород, 24 - 30 августа 201 I г.).

Публикации. Материалы диссертационного исследования опубликованы в 10 научных работах, рекомендованных ВАК РФ. Имеются 2 свидетельства Роспатента на полезную модель и на 2 программы для ЭВМ.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, 5 глав, заключения, 7 приложений. Общий объем работы составляет 138 страниц, 81 рисунков, 37 таблиц. Список использованных источников включает 105 наименований.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ.

Во введении обоснована актуальность работы, приведены основные направления исследования и дана её общая характеристика.

В первой главе приводится описание конструкции судового валопровода; рассмотрены виды нагрузок, действующие на гребной винт и на валопровод; проанализированы виды поломок и повреждений двигательно-движительной системы судна; рассмотрены конструкционные и эксплуатационные особенности капролоновых подшипников; приводятся уравнения определения допускаемой величины зазора между валом и дейдвудным подшипником; дается описание величины и формы износов капролоноых дейдвудных подшипников судов от действия постоянных и переменных нагрузок.

Проанализированы существующие методы расчёта валопровода на поперечные колебания, используемые при проектировании валопровода судна; выявлены их общие недостатки.

На основе анализа сформулированы цель и задачи настоящего исследования.

Во второй главе изложены теоретические исследования расчёта поперечных колебаний валопровода судна на точечных и протяженных опорах.

В многочисленных работах, посвященных проблеме поперечных колебаний судовых валопроводов, основное внимание уделяется не построению расчётной схемы, возможно более близкой по своим характеристикам к реальной системе, а разработке методов определения частот поперечных колебаний многопролетной балки длиной постоянного сечения, лежащей на жёстких точечных опорах (рис.1).

г М т.1-и

-А«

'в

-ш

(1)

Рисунок 1- Расчётная схема балки на двух опорах. М- масса груза, EJ- изгибная жёсткость балки.

Дифференциальное уравнение свободных изгибных колебаний такой балки имеет вид:

+ = о

dz4 dt1

где: f- поперечное смещение сечения балки, м; г- координата сечения; EJ- жесткость сечения при изгибе, Н-м"; т- погонная масса балки, кг/м; I- время, с.

Для исследования поперечных колебаний валопроводов судов применяется метод начальных параметров. Используя функции Крылова А.Н.. общее решение уравнения (1) примет вид:

S = Az)Mpt) (2)

>•(7)=Л • К,(¿V) + ~' К2(а,г)

а, ссЕ1 а:Е1

где: К1...К4- функции Крылова А.Н;уо, ¡ро, Мо, Qo- соответственно амплитуда прогиба, угла поворота, изгибающего момента, поперечной силы; у(г)~ амплитуда прогиба балки в точке х, м; р- циклическая частота балки (рад/с), связанная с обычной частотой со (1/с) зависимостью р=2ко>:

(4)

' V £/

Формулы (2) и (3) получены для каждого участка системы. Граничные условия для данной расчётной схемы будут иметь вид:

'¿V

= 0;

У=-и=0\

(5)

Исходя из полученных уравнений (3) на каждом участке и граничных условий шарнирной опоры в точке А, для груза М на левом конце балки в точке В получаем систему однородных уравнений:

[Мп+Я

\%Аи + К0Ап + КлАп = 0 (6)

гдеАп,Ап..., А3. - коэффициенты системы уравнений, зависящие от искомой собственной частоты р: Иц, Я.г реакции опор.

Условие существования ненулевого решения для системы однородных уравнений (6) состоит в равенстве нулю её определителя IV, что служит уравнением для определения частоты р.

Для этого вычисляется значение величины а: (4), входящей в функции Крылова А.Н., при которой определитель системы равен нулю. С этой целью строится график зависимости определителя Ж системы (6) от значения а/.

Далее определяется искомая частота балки:

Р-Щ. (7)

V т

Так как основным недостатком существующих методов расчёта является то, что они не учитывают характеристики кормовой дейдвудной опоры, а заменяют реальную опору на жесткую точечную опору, то расчётная схема с учётом длины и жёсткости дейдвудных подшипников будет представлять собой балку постоянного по длине сечения, опирающуюся на упругое винклерово основание с коэффициентом жесткости к (рис.2).

2 3 2 т.Е! 1

'с и л

I> К ь 1,

Рисунок 2- Расчётная схема балки на протяжённой опоре. Дифференциальное уравнение на участке 1 (0<г<1/) и 3(0<г</_0 будет иметь вид (1). Дифференциальное же уравнение поперечных колебаний балки, лежащей на упругом основании (участок 2 (0<г<Л)), примет вид:

дг4 дг Ь

(8)

Используя метод начальных параметров и функции К;... К) Крылова А.Н.. амплитуда у(г) прогиба балки в точке г общего решения уравнения (8) примет вид:

V(z) = y0v, (a2z)+—V2 {a2z)+^-K (a2z)+-^-VA (a2z), a2 a;EJ a2EJ

(9)

где

к — mp2 4EJ

(10)

Используя условия сопряжения, система однородных уравнений колебаний балки, лежащей на упругом основании, содержит два неизвестных параметра.

[<р0Аи +Л0Л2, =0

1(М,2 +-М22 = 0

Условие существования ненулевого решения, как говорилось ранее, для системы однородных уравнений (11) также состоит в равенстве нулю её определителя, позволяющее найти частоту/;.

Дифференциальное уравнение изгибных колебаний вала на упругом основании с учетом износа дейдвудного подшипника для участка 2 (рис.3) уже примет другой вид:

э2<Г

(п)

(12)

где уо=/(г)~ кривая, характеризующая форму износа рабочей поверхности протяженной опоры. Функция найдена в виде:

у0 = а0 + а^г + а2г2 + аъг +а4г (13)

Общее решение уравнения (12), которое является неоднородным, представляет собой сумму его частного у* решения и общего решения у однородного уравнения (8). Частное решение у* найдем по виду функции (13).

№

2 ^М 3 \ 2 т.Ш_1_

Л о

и

I,

I,

Рисунок 3- Расчётная схема балки на протяженной изношенной опоре.

Таким образом, получаем:

V, = V0K(Q2) + ^ VJcc) + VJac)+-%- у4(аг) sin(pr) + ка° ~ 24EJ"4 + o,z + a,z2 + a,z' + a,z" (14) '' l а ' crEJ orEJ J к

Приняв во внимание условие сопряжения и граничные условия расчётной схемы (рис.3), система неоднородных уравнений с двумя неизвестными примет вид:

I<р0Аи +R0An=Bt

1<М.2 +-Ми = В2 '

Для существования бесчисленного множества решений этой системы необходимо, чтобы значение величины W. представляющее собой сумму квадратов определителей системы, равнялось нулю:

W = W ,2 + W { = 0 , (16)

где:

(15)

W, =

А, Аи В,

. W, =

¿22 ла в.

(17)

Таким образом, критерием определения собственной частоты балки, лежащей на изношенном упругом основании, можно считать выполнение условия (16).

Критерием же допустимого износа на конце кормового дейдвудного подшипника является явление резонанса валопровода, возникающего при его эксплуатации.

По данному алгоритму с использованием языка Visual Basic были разработаны программы по определению собственной частоты поперечных колебаний валопровода с учётом и без учёта износа кормового дейдвудного подшипника.

Третья глава посвящена экспериментальному исследованию поперечных колебаний валопроводов судов с учетом износа кормового дейдвудного подшипника.

Для определения величины и формы износов дейдвудных втулок работающих судов были выполнены измерения капролоновых втулок по их длине и окружности в разных сечениях (рис.4 а), а затем проведён анализ закона распределения их износов.

Величина износа I капролоновых втулок определялась как разность между исходной толщиной втулки / и толщиной изношенной втулки tj.

Анализ результатов показал, что износ по длине втулок неравномерный и представляет собой форму параболы (рис.4 б).

Функция аппроксимирующей линии износа vo по длине втулок принята в виде параболы четвёртого порядка.

Для определения коэффициента жесткости к дейдвудных подшипников с капролоно-выми втулками использовался метод Клейнера А.Б., который учитывает форму сечения дейдвудных подшипников и контакт гребного вала с дейдвудным подшипником.

y^Jx.Г^Х/

(If/ и

. • .......

Рисунок 4- Определение величины износа по длине втулки, а)- втулка дейдвудного подшипника./, 2, 3- положения точек, в которых измерялись износы; б)-распределение износов капролоновой втулки по её длине и по окружности.

При использовании уравнения Клейнера А.Б. проведено экспериментальное определение модуля упругости Е капролона. Образцы из капролона, которые имели форму цилиндра диаметром с!=40мм и длиной 1о=100 мм, при действии задаваемой нагрузки сжимались. Величина смещения образцов хср при сжатии измерялась микрометрическим нутромером. Среднее значение модуля упругости образцов определялось в зоне пропорциональности упругости, которая лежит в диапазоне от 100 до 97,3 мм. По полученным экспериментальным данным был определён модуль упругости, среднее значение которого составило Е= 2.73-109 ±6.5-10; Па.

Экспериментально произведена оценка влияния формы сечения упругого основания на его коэффициент жесткости.

Среднее значение коэффициента жесткости капролонового вкладыша, полученного при эксперименте, не превышает 15-20% от значения коэффициента жесткости, полученного по методу Клейнера А.Б.

В работе представлены значения коэффициента жесткости дейдвудных подшипников, определенные по методу Клейнера А.Б, для судов типа Хазар-1, рыболовного судна пр.70270 ТСЖ-300. РДОС пр. 12911 типа "Моряна" и судна 502 ЭМ, имеющие значения 0,329 109. 0,377-109,0,815 10% 0,68-109 Па соответственно.

Для проведения экспериментальных исследований спроектирована установка (рис.5.), которая представляет собой металлическую раму 3. На раме устанавливаются силовой механизм 5, опоры 2, на которые упирается балка 1 с диском 4, моделирующие вал с винтом.

Рисунок 5- Общий вид экспериментальной установки.

Для анализа влияния массы диска 4, массы колеблющейся двухопорной балки т и длины консоли ¡2 (рис.1) на частоту собственных колебаний, были экспериментально исследованы колебания балки 1 диаметрами 12, 14 и 16 мм. Диск имел массы 2. 4 и 8 кг. Расхождение полученных экспериментальных значений собственных частот V колебания балки с теоретическими данными со составило примерно 9-10%.

На диск 4 от силового механизма 5 действует переменная по времени конце балки создается переменный изгибающий момент.

б)

Рисунок 6- Зависимости влияния длины консоли и массы диска на численное значение собственной частоты при поперечных колебаниях балки, а)- поперечные колебания балки диаметром 12 мм; б)- поперечные колебания балки диаметром 14 мм; в)- поперечные колебания балки диаметром 16 мм.

Как видно из графиков с увеличением длины консоли Л значение собственной частоты понижается (рис.6). Такое происходит и в системе судового валопровода- с увеличением

износа контакт вала с дейдвудным подшипником уменьшается, а, следовательно, значение собственной частоты понижается и может привести судовой валопровод в резонансное состояние при его рабочих частотах.

Для исследования влияния длины и величины износа подшипников на собственную частоту при поперечных колебаниях валопровода судов на экспериментальной установке точечная опора заменялась протяженной и представляла собой капролоновую втулку (рис.7) с внешним диаметром 0=30мм и с внутренним- (¡¡ = 14.5мм.

Рисунок 7- Общий вид капролоновой втулки.

Исследованию подвергали втулки длиной 1= 25, 50 и 100 мм. Форма отверстия втулок, моделирующая натурную параболическую форму изношенных дейдвудных втулок, получена специальным сверлом. Масса диска 4 (рис.5) принималась равной 2 кг.

Хк, ММ

Рисунок 8- Зависимости влияния величины

износа втулки длиной 25 мм на частоту собственных колебаний при разной длине консоли : а)-1з=0,2 м; б)-1з=0,3 м; в)-!з=0,4

На первоначальном этапе эксперимента были исследованы колебания балки, лежащей на протяженной опоре длиной 12=25 мм. По результатам эксперимента построены графики влияния величины износа втулки длиной 25 мм на частоту собственных колебаний балки диаметром <1=14 мм (рис.8).

Результаты исследования колебаний балки на протяженных опорах длиной 50 и 100 мм представлены на графиках рис.9 и рис.10 соответственно.

со. с

и-

01,с'

Г~ 10 8

-

6

Х&.ум

0 I 4 5 0 1 з 4

-

а)

б)

Рисунок 9- Зависимости влияния величины износа втулки длиной 50 мм на частоту собственных колебаний при разной длине консоли 13: а)-1з=0,2 м; б)-1з=0,3 м; в)-1з=0,4 м.

Ук,ММ

к)

Анализ полученных результатов показывает, что существующее мнение об уменьшении длины дейдвудных подшипников по причине неполного контакта вала с подшипником является ошибочным.

Проведенные экспериментальные исследования позволяют оценить влияние длины и величины износа кормового дейдвудного подшипника на собственную частоту валопровода судна. Анализ показал, что с укороченной втулкой установки, моделирующей кормовой дейдвудный подшипник, уменьшение собственной частоты со балки идет интенсивнее по сравнению с удлиненными втулками.

От действия переменных нагрузок и в силу износа кормового дейдвудного подшипника происходят колебания валопровода, что приводит к изменению контакта гребного вала с дейд-вудным подшипником, а в зоне резонанса- к отрыву вала от подшипника.

Такое состояние является опасным не только для двигательно-движительной системы, но и всего судна в целом. В зоне резонанса амплитуда колебаний вала с учетом износа кормового дейдвудного подшипника увеличивается, что приводит к ещё более быстрому износу втулки подшипника.

/

0 1 2 3 4

V

Vк,мл

б)

Рисунок 10- Зависимости влияния величины износа втулки длиной 100 мм на частоту собственных колебаний при длине консоли 13: а)-1 з=0,2 м; б)-13=0,3 м; в)-13=0,4 м.

В четвертой главе приведены результаты расчёта поперечных колебаний валопрово-дов на натурных судах.

Определено влияние жесткости капролонового дейдвудного подшипника на собственную частоту поперечных колебаний валопровода для судна Хазар-1. Расчётная схема представляет собой балку, опирающуюся на одну шарнирно-неподвижную и на две упругие опоры с жесткостью с/ и с2 соответственно (рис.11). Жесткость капролонового подшипника

определялась экспериментально и составила 0,36-108 Н/м. Упругие опоры и расстояние между ними моделируют кормовой дейдвудный подшипник .Так как износ по длине неравномерный, то и значение коэффициента жесткости с2 в точке В будет меньше значения по сравнению коэффициента жесткости а в точке А. Значение коэффициента жесткости упругой опоры в точке А, принимаем постоянной и рав-

-1/

'с с.4 в сЛ А ^ ¡1

1

Рисунок 11- Расчётная схема балки с двумя упругими опорами.

ной 0,36-108 Н/м.

Как видно из графика (рис.12) при уменьшении коэффициента жесткости значение собственной частоты понижается. При уменьшении коэффициента жесткости с2 на 50% по сравнению ссобственная частота ю валопровода понизилась примерно на 13%.

Таблица 1- Значения собственной частоты (в с"1) валопроводов судов, полученные разными методами.

№ Тип судна Частота раб. Метод Бернулли Метод Ши-манского По методике РД 5.4307-79 Расчёт на протяж.опоре

1 Хазар-1 7.58 30 31 27 62.23

2 ТСЖ-300 5,11 33,35 32 27,67 44

3 РДОС пр. 12911 типа "Моряна" 7,13 21,8 20,3 29 36

В таблице 1 представлены значения собственных частот поперечных колебаний валопроводов судов типа Хазар-1, ТСЖ-300, РДОС пр. 12911 типа "Моряна", полученные разными методами. В том числе, в таблице представлено значение собственной частоты

валопровода. полученной расчётом, который учитывает жесткость и длину кормового капролонового дейдвудного подшипника.

Как видно из таблицы, значение собственной частоты, учитывающей длину и жесткость кормового подшипника, отличается от собственных частот, полученных существующими методами. Длина кормового дейдвудного подшипника и его упругие свойства существенно влияют на значение собственной частоты поперечных колебаний валопровода судна.

со, с'

к-10>,н/м>

Рисунок 13- Зависимость коэффициента жесткости ¿упругого основания от частоты собственных колебаний валопровода. Для оценки влияния длины кормового дейдвудного подшипника судна на собственную частоту валопровода длина 12 изменялась от 0,650 до 0,0Юм с шагом 0,05д/.(табл. 2).

Таблица 2- Результаты влияния длины кормового дейдвудного подшипника на часто-

Рисунок 12- График зависимости собственной частоты «от коэффициента жесткости с?.

№ 12, м о, 1/с № Ь, м га, 1/с № 12, м со, 1/с

1 0.65 67,54 6 0,4 54.93 11 0,15 43,38

2 0,6 66 7 0,35 51,72 12 0,1 42,9

3 0,55 63.82 8 0,3 48,77 13 0,05 42.83

4 0,5 61.18 9 0,25 46,32 14 0,01 42,79

5 0,45 58,16 10 0,2 44,5 15 0,005 42,75

Как видно из таблицы при уменьшении длины упругого основания h собственная частота становится равной частоте балки, колеблющейся на упругой опоре.

При увеличении коэффициента жесткости от OJ IO9 до 210 Н/м~ кормового дейдвудного подшипника для того же судна Хазар-1 значение собственной частоты также повышалось от 40 до 87с' (рис. 13). Исходя из графика можно сделать вывод, что коэффициент жесткости дейдвудного подшипника существенно влияет на собственную частоту валопровода.

Результаты исследования влияния величины износа кормового дейдвудного подшипника на собственную частоту валопровода судов представлены для РДОС пр. 12911 типа "Моряна" на рис.14 и СРТМ пр.502ЭМ типа "Нолинск" на рис.15. Определена форма износа подшипников по их длине и величина износа 5К на конце втулок при ремонте судов. Для первого судна 4- составляет примерно 2,6 мм, для второго- 2,35 мм. При дальнейшем увеличении износа значение собственной частоты валопровода, также как и при экспериментальном исследовании балки понижается.

Если при определённой величине износа значение собственной частоты со валопровода равно лопастной частоте v вращения, то данная величина износа является предельной, при которой работа валопровода судна недопустима.

По результатам расчёта допустимый зазор между гребным валом и капролоновым кормовым дейдвудным подшипником судна РДОСпр.12911 типа "Моряна" составляет А=5 мм, а для судна СРТМ пр.502ЭМ типа "Нолинск"- А=5,84 мм.

Рисунок 15- Влияние износа кормового дейдвудного подшипника на собствен-ную

частоту валопровода судна СРТМ пр.502ЭМ типа "Нолинск". I- без учета массы увлекаемой воды гребным винтом; 2- с учетом массы увлекаемой воды.

Рисунок 14- Влияние износа кормового дейдвудного подшипника на собственную частоту валопровода судна РДОС пр. 12911 типа "Моряна". 1 - без учета мас-сы увлекаемой воды гребным винтом; 2- с учетом массы увлекаемой воды.

В пятой главе приведён экономический эффект от внедрения результатов исследования для судна РДОС пр. 12911 типа "Моряна".

Согласно регламентирующему документу допускаемый зазор между валом и втулкой кормового дейдвудного подшипника составляет А=4.2 мм, по предлагаемой методике допускаемый зазор Д=5 мм. Износ капролона на 1000 ч. в среднем имеет значение 5=0,18 мм, тогда для зазоровД=4,2 и 5 мм на конце кормовой дейдвудной втулки судна эксплуатационное время//ил(в сутках) составит:

51000

Л4^000 = 972;

= 1157;

0,18-24 -0,18-24

В связи с этим увеличение эксплуатационного периода возможно на != /2-11=1157-972=185 суток

Полученные результаты позволили увеличить эксплуатационный период судна РДОС пр.12911 типа "Моряна" на 185...240 суток и проводить замену втулок дейдвудных подшипников не через 2 года, как предусмотрено ремонтным циклом, а при расширенном межрейсовым техническом обслуживании приблизительно через 3 года эксплуатации.

Экономический эффект от внедрения результатов работы составляет около 300000 рублей.

ВЫВОДЫ ПО РАБОТЕ

1. Для определения допускаемой величины износа капролоновых дейдвудных подшипников проведены исследования влияния величины зазора в подшипниках на собственную частоту поперечных колебаниях валопровода. Разработка методики этого исследования является одним из основных результатов диссертационной работы.

2. Установлено, что износ по длине капролоновых дейдвудных подшипников судов

неравномерный и представляет собой форму параболы четвёртого порядка.

3. Произведена оценка влияния массы увлекаемой воды винтом на собственную частоту судового валопровода. Теоретически установлено, что масса увлекаемой воды является дополнительной нагрузкой на вал. При расчёте поперечных колебаний значение собственной частоты с учетом массы увлекаемой воды понижается примерно на 8-10 %.

4. Теоретически и экспериментально установлено, что с учетом коэффициента жесткости и длины кормового дейдвудного подшипника при расчёте поперечных колебаний валопровода значение собственной частоты повышается. Для судов Хазар-1, ТСЖ-300, РДОС пр. 12911 типа "Моряна" значение собственной частоты повышается по сравнению с результатами расчёта выполенного по методике, представленной в РД 5.4307-79,примерно на 92; 59 и 63 % соответственно.

5. Показано, что при расчёте поперечных колебаний с учетом износа кормового дейдвудного подшипника собственная частота вала понижается. При износе, составляющем 2,35 мм. усудна СРТМ пр.502ЭМ типа "Нолинск"значение собственной частоты снижается на 20%.

6. Определены допускаемые зазоры между валом и дейдвудным подшипником судов РДОС пр. 12911 типа "Моряна" и СРТМ пр.502ЭМ типа "Нолинск", которые составили5 и 5,84 мм. соответственно. При этом межремонтный период увеличился на 185...240 суток.

7.Результаты исследования внедрены в производство в ОАО «Мумринский судоремонтный завод» и ОАО «Каспрыбхолодфлот» с экономическим эффектом в размере около 300000 руб.

8. Полученные результаты используются в учебном процессе Астраханского государственного технического университета при подготовке морских инженеров, бакалавров и магистров.

Основные работы. опубликованные но теме диссертации:

публикации в изданиях, рекомендованных ВАК РФ:

1. Халявкин А.А, Экспериментальная установка для исследования поперечных колебаний многоопорных стержней с нестационарными и стационарными связями / А.И. Миронов, A.A. Халявкин // Вестник АГТУ. - №2 (37). - 2007.- С. 22-24.

2. Халявкин А.А, К исследованию поперечных колебаний валопроводов судов / JI.M. Денисова, А.И. Миронов, A.A. Халявкин /У Вестник АГТУ, серия «Морская техника и технология». - №1. - 2010.- С. 95-99.

3. Халявкин A.A. О возможности возникновения параметрических колебаний в системе валопровода. / А.И. Миронов, A.A. Халявкин // Вестник АГТУ, серия «Морская техника и технология». - № 1. - 2010,- С. 131 -135.

4. Халявкин A.A. Расчет поперечных колебаний валопроводов судов учетом длины и жёсткости дейдвудных подшипников / В.А.Мамонтов, А.Р. Рубан, Н.В. Куличкин, A.A. Халявкин //Вестник АГТУ, серия «Морская техника и технология». - №2. - 2010.- С. 30-33.

5. Халявкин A.A. Методологические основы исследования поперечных колебаний валопроводов судов с учётом износа дейдвудных подшипников / В.А.Мамонтов, А.И. Миронов, A.A. Халявкин, В.А.Чаплыпш // Вестник АГТУ, серия «Морская техника и технология». - №2. - 2011.- С. 134-137.

6. Халявкин A.A. Исследование параметрических колебаний валопроводов судов / В.А. Мамонтов, А.И. Миронов, A.A. Халявкин // Вестник Нижегородского государственного университета им. H.H. Лобачевского. 5 часть.- №4- 201 ].- С. 2333- 2334.

7. Халявкин A.A. Анализ износов капролоновых втулок дейдвудных подшипников гребного вала / В.А. Мамонтов, А.И. Миронов, Ч.А. Кужахметов, A.A. Халявкин// Вестник АГТУ, серия «Морская техника и технология». - №1. - 2012.- С. 30-35.

8. Халявкин A.A. Экспериментальная установка для исследования поперечных и продольных колебаний валопроводов судов / A.A. Халявкин, М.П. Комаров, В.А. Мамонтов, А.Х. Саламех // Вестник АГТУ, серия «Морская техника и технология». - №2. - 2012.- С. 4144.

9. Халявкин A.A. Влияние коэффициента жесткости капролона на частоту собственных колебаний валопроводов судов / A.A. Халявкин, М.П. Комаров, В.А. Мамонтов // Вестник АГТУ, серия «Морская техника и технология». - №2. - 2012,- С. 45-50.

10. Халявкин A.A. Оценка влияния износа кормового дейдвудного подшипника на собственную частоту при поперечных колебаниях валопровода судна / A.A. Халявкин, М.П. Комаров, В.А. Мамонтов // Вестник АГТУ, серия «Морская техника и технология». - №3. -2014,-С. 13-20.

в свидетельствах Роспатента на изобретение и полезные модели:

11. Пат. 111636 Российская Федерация, MnKG01Fl/00. Установка для исследования продольно-поперечных колебаний балки/ Мамонтов В.А., Павлов В.А., Миронов А.И., Халявкин A.A., Чаплыгин В.А. (Россия)|№ 02011109276/28; заяв. 11.03.2011; опубл. 20.12.2011 г., бюл. №35;- Зс.:нл.

12. Свидетельство о регистрации программы для ЭВМ № 2012617907. Российская федерация. Определение собственной частоты при поперечных колебаниях валопроводов судов / Халявкин A.A., Чаплыгин В.А. (Россия).

13. Свидетельство о регистрации программы для ЭВМ № 2013614943. Российская федерация. Определение собственной частоты при поперечных колебаниях валопроводов судов / Халявкин A.A., Чаплыгин В.А.(Россия).

14. Пат. 143661. Российская Федерация, MnKG01H17/00. Устройство для исследований поперечных и продольных колебаний валопроводов судов / Халявкин A.A., Чаплыгин В.А., Миронов А.И., Комаров М.П., Мамонтов В.А., Кужахметов Ч.А. (Россня)| № 2013135732/28; заяв. 30.07.2013; опубл. 27.07.2014 г., бюл. №21;- 3 с.:ил.

Личный вклад в статьях и докладах, опубликованных в соавторстве, составляет не менее 75%.

Халявкин Алексей Александрович Разработка методики определения допускаемых износов дейдвудных капролоновых

подшипников на основе расчётов поперечных колебаний валопроводов судов. Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук.

Подписано в печать 06.12.14 г. Тираж 100 экз. Заказ № 606 Типография ФГБОУ ВПО «АГТУ», тел. 61-45-23 г. Астрахань, Татищева 16ж.