Aspecte de Calcul Si Evaluare a Manevrabilitatii

Aspecte de calcul si evaluare a manevrabilitatii

Cuprins

Introducere

Capitolul 1. Situatia actuala a constructiei si exploatarii navelor portcontainer

Capitolul 2. Scurta descriere tehnica

2.1 Corpul navei

2.2 Platforma energetica

2.3 Puntea de incarcare si descarcare

2.4 Sistemul de guvernare

2.5 Sistemul de salvare colectiva

Capitolul 3. Calculul hidrodinamic al sistemului de guvernare

3.1 Rolul instalației de guvernare. Clasificare. Caracteristici geometrice ale cârmei

3.2 Amplasarea cârmelor

3.3 Memoriu de calcul pentru cârma hidrodinamică. Calculul hidrodinamic al cârmei.

3.4 Forțele și momentele care acționează asupra cârmei

3.5 Algoritm pentru calculul hidrodinamic al cârmei navei de 81000 tdw. Calculul forțelor și momentelor la ax

3.6 Calculul mașinii de cârmă

3.7 Schema tridimensională a unui cilindru hidraulic si secțiunea acestuia

Capitolul 4. Calculul complet al propulsorului prova

Capitolul 5. Calculul si evaluarea caracteristica de manevrabilitate a navei

Capitolul 6. Proceduri de exploatare si intretinere a sistemului de guvernare

Concluzii

Anexe

Bibliografie

Capitolul 1. Situatia actuala a constructiei si exploatarii navelor portcontainer

Suntadestinateaexclusiv transportului de containereade 20’ si 40’.În evoluțiaalor s-a ajunsalaaa cincea generație, acaracteristicilealor rezultândadinatabelulaurmător:

Tabelul 1.1

Primeleanave auafost vrachiere sauatancuriamodificateacareaputeauatransportaapâna la 1000 TEU-ri. aÎntr-adevar containerul a fost la începutulaanilor 1960ao tehnologie de transport experimentală șiexistența modificării navelor a dovedit că a fost cea mai ieftină soluție. Acesteanave transportaualaabord macarale. Odată cu adoptarea în masăaaacontainerelor laaînceputulaanilor 70’, construcțiaaprimeloranave portcontainer (a doua generație) înaîntregime dedicată pentru transportulacontainerelor a început. Macaralele au început să fie scoase din construcția navelor pentru aaîncăpea maiamulte containereala bord. Vitezaanavelor a ajunsala 20-25 noduri șiadinanefericireaaceste viteze au crescut înatimp ce creștea și consumul de energie. aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

Economiaamondială a impins spre construcția containerelor mariaîn anii 1980 până la standardele:Panamax (1985) și Post-Panamax (1988), transformându-se până la 4000 – 5000 TEU-ri. A cinceaagenerațiea (Post-Panamax Plus) se construiesc acum șiavor fi capabile să transforme întrea5000 șia15000 TEU-ri. Un număr limitat de porturi sunt capabile să le primească, deoarece aceste navenecesită adâncimii ale portului din ce în ce mai mari și eficiență marită, darași costuri ridicate, precum și infrastructura. Înafuncție de mărimea containerelor și dimensiunile corpului navei,navele portcontainer pot fi împărțite în următoarele grupeasau clase: aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

– feedere micia (mai puțin de 1000 TEU) aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaav

– feederea (1000-2000 TEU) aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

– Panamaxa (2500-5000 TEU) aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

– Post-Panamaxa (5000-10000 TEU) aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaavv

– Suezmax (10000-12000 TEU) aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

– Post-Suezmax (mai mult de 12000 TEU) aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

Feedereamiciaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

Acesteanave portcontainerasunt normal folosite pentruatransportul containerelor peadistanțe scurte. aLățimea acestor nave este mai mică de a23am.

Feedere aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

Aceste tipuri de nave mai mari de 1000 TEU-ri sunt folosite în mod normal pentru alimentareanavelor portcontainer foarte mari, dar care deasemenea servesc piața și zonele unde cererea pentrunave mari este prea mică. Lățimea feederelor este în general între 23- 30m.

Panamaxaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

Până în 1988, adimensiunile navelor mari, așaanumite nave de mărimeaPanamax, erau limitateadealungimea șialățimea Canalului Panama, astfel încâtalățimea maximă a navei trebuie să fie de 32,3m,lungimea maximă de 294,1m (965ft) și pescaj maxim de 12,0m (39,5ft) pentru a putea trece prinaCanalul Panama, corespunzător capacității de transport dea 4500-5000 TEU-ri. aAceste dimensiuni maxime sunt deaasemenea valide apentru navele de apasageri, dar pentru alte navealungimeaamaximă este de 289,6am (950ft). Oricum, aratrebuianotataca, spre exemplu pentruavrachiere și tancuri, termenul marime Panamax este definită ca lățime de 32,2/ 32,3m (106ft), alungime maximă 225,0m pentru vrachiere și 228,6m (750ft) pentru tancuri și un pescaj nu maiamare de 12,0am (39,5ft). Motivulapentru care se folosesc aceste două lungimi mai mici este ca oamare parte din porturilealumii oferă facilitățiapentru aceste două alungimi. aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

Post-Panamax aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

În 1988aa fost construită primaanavă portcontainer cualățime mai mare de 32,3m. A fost prima nava portcontaineraPost-Panamax. aCea mai mare nava cu capacitate dea9600 TEU a depășit lățimeaaPanamax cu aproximativ 13am.

Suezmax aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

Sunt nave containeraultraalargi (ULCS) transportoareade 12000 TEU. Aceste tipuri de nave, cualățimea dea50/ 57mași pescaj maxim de a16,4/ 14,4m pentruatrecerea prin canalul Suez.

Post-Suezmax aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

Esteaposibil ca în aproximativ 5-10 ani, navele ULCSa să ajungăala 18000 aTEU-ri cu lățimi de 60 m și pescajamaximadea21am. Astăzi, aaceste dimensiuni de nava pot fi clasificate ca nave Post-Suezmax, apentru că secțiunea transversală a naveiaeste prea mare pentru Canalul Suez înaprezent. Se estimeaza ca și costul transportuluiaper container pentru o așa navăasă fie cu aproximativ 30%a maiamic decât pentru o nava de 5000- 6000 TEU. 21m este pescaj maximapermis pentruastrâmtoareaaMalacca.aNumele „Malaccamax” a maiafost folosit.

Viitoareleaportcontainereacu pescaj de 21am vor necesita dragajaîn porturi. Astăzi, numaiaporturile Singapore și Rotterdamaau adâncimiasuficiente.

Astăzi, majoritateaamărfurilor generale deagabarit mic, vorafi trasportate pe naveaportcontainer, deaaltfel cunoscute ca nave “cutii”. “Cutiile” transportă containere careaîn generalase găsescaca lungimi de 20’ si 40’. Putereaapieții Statelor Unite a influențat determinarea dimensiuniiacontainerelorade azi. La începutul anilor 60’ au fost definite dimensiunile exterioare aleacontainerelor ISO standardizate, acare au rămas în mare parte neshimbate până în ziua dea azi. TEUa (Twenty-foot equivalent) estea standardulaprin care volumul containerului estea măsurat și se referă la containere exterioare de 8'x8'x20'. Volumul esteacâteodatăamăsurat prin FEUa (Forty-footequivalent) adeasemenea 8'x8'x40'. Înca dinaanii 1960, au apărutanumeroase tipuri de containere. aPeste 20 de tipuriade containere ISO suntafolosite astăzi. Din fericire cea mai importanta dimensiune a containerului a rezistat la schimbări. LățimeaacontaineruluiaISO a rămas constant dina2amotive: aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

– o lățimeamai mare de 8’ arafi cauzat probleme de navigatie în regiuni ale lumii unde drumurile învecinate sunt comune, aprecum în Europa; aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

– o lățime standardizată a containerului nu a dat posibilitatea navelor portcontainer să foloseasca mai multe tipuri de celule pentruaprinderea containerelor. Pot fi umplute cu aproape orice tip deamarfă, de ala seturi deatelevizoareapână la fructeași carne.

Nave portcontaine feeder. 

Fig 1.1

Naveaportcontaineracu cranice proprii. 

Fig 1.2

Naveaportcontainerade mărime medie.

Fig 1.3

Naveaportcontainerade mărime mare.

Fig 1.4

Capacitateaanavelor portcontainer se măsoară înaTEU-ri. aNavele portcontainer apar în toate mărimile până la 10000 TEU, cu nave în construcție până laa14000 TEU și în proiectareapână la 15000 TEU-ri. aMulte nave au un număr de locuri speciale pentru containere care acceptăcontainere refrigerate (frigorifice). Naveleamici angajateapentru coastă și rute scurte sunt cunoscute ca feedere. Containereleaînainte de încărcare cu marfă pentruaexport pot fi închise și sigilate înainte de a fi încărcate pe nava. aCu ajutorul macaralelorade la cheu, încărcarea și descărcarea se face extrem de rapid. Naveaportcontainere sunt construiteapentru viteză, astfel încât marfa ajunge la desținatie rapid. aAranjamentul general a navelor portcontainer s-a schimbatade-a lungul anilor, acu primele nave fiind vrachiereamodificate pentru transportul containerelor și de obicei aveau propriul lor mijloc de încărcare al mărfurilor (macara, crainic), daramagaziile nu erau destinate în special cuacelule de ghidare. Câtevaadin navele de mărime medie au mijloace de încarcareaproprie, sunt trimise cătreaporturi care nu auainfrastructură pentru descărcareaacontainerelor. aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

Fig 1.5

Feedereleamoderneade tip mediu dea900 TEU-ri, de obicei fără mijloace de încărcare proprie, caaacesta, iar uneori echipate cu macarale, aastfel încât potaîncărca din porturi cu infrastructurăalimitată. Pentru a ușura încărcarea, câtevaanave au ghidări deaprindereapentru aranjarea rândurilor dealungul cheului. Macaralele dea la cheu sunt mai eficiente pentru mânuirea mărfii, pentru naveleacare nu auamacara la bord. aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

Proiectarea și construcția navei port-container se face ca la orice tip de navă. În proiectarea port-containerului se vor avea în vedere anumite reguli speciale. Câteva din regulile ce trebuie respectate în proiectarea și construcția acestui tip de nava sunt redate mai jos.

a. Pentru a micșora sensibilitatea la ruliu, o nava port-container va avea :

– gurna dearaza mica ; aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

– poziția chilei de ruliu fixată cuaprecizie pe curbura gurnei, astfel încât să fie de oaeficiențăamaximă ; aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

– chilele de ruliu vor aveaao lățime maiamare în comparațieacu navele obișnuite de aceeașiacapacitate ; aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

– stabilizatoare dearuliu, care s-au dovedit a fi foarteaeficienteala viteze mari

Fig 1.6

 Naveleaport-container sunt echipate cu stabilizatoareade ruliu acționate hidraulic. Un asemenea stabilizator are o lungime de 3,66 m și o suprafață de 6,7 m2. Instalația plus motorul de acționareare o greutate de 35 t. Nava port-container este echipată cu 2 stabilizatoare (câte unul în fiecare bord).

Înacondiții normale de navigație ele stauapliate. În caz de vreme rea, stabilizatoarele sunt manevrate în poziția de lucru, acționarea instalației făcându-se de la comanda. La viteza de peste 21 Nd ruliul este redus cu 60%, ceea ce înseamnă oareducere a balansului de la 20° la numai 6°. Efectul stabilizatoarelor asupra vitezei navei este neglijabil.

Acest sistem se recomanda de asemenea la navele de pasageri.

b. Pentru a micșora sensibilitatea navei la tangaj, adatorită înălțimii metacentrice miciacând navaaeste fullaîncărcată, nava trebuie să fie de unadeplasament mare, căruia să-iacorespunda oalungime bine proporționată. aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

c. Bordul liber la o nava port-container va fi cu cel puțin 60% mai mare decâtaprevede Convenția internațională asupra liniilorade încărcareadina1966. A aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaao suprafață de 6,7 m2. Instalația plus motorul de acționareare o greutate de 35 t. Nava port-container este echipată cu 2 stabilizatoare (câte unul în fiecare bord).

Înacondiții normale de navigație ele stauapliate. În caz de vreme rea, stabilizatoarele sunt manevrate în poziția de lucru, acționarea instalației făcându-se de la comanda. La viteza de peste 21 Nd ruliul este redus cu 60%, ceea ce înseamnă oareducere a balansului de la 20° la numai 6°. Efectul stabilizatoarelor asupra vitezei navei este neglijabil.

Acest sistem se recomanda de asemenea la navele de pasageri.

b. Pentru a micșora sensibilitatea navei la tangaj, adatorită înălțimii metacentrice miciacând navaaeste fullaîncărcată, nava trebuie să fie de unadeplasament mare, căruia să-iacorespunda oalungime bine proporționată. aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

c. Bordul liber la o nava port-container va fi cu cel puțin 60% mai mare decâtaprevede Convenția internațională asupra liniilorade încărcareadina1966. A aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

d. Pentru a se reduce posibilitate de ambarcare a apei de mare pe coverta, nava va avea :

– prova evazata de ordinul a 25° – 35º , pronunțată în special la linia dea plutire a navei ;

– unasparge-val suficient de înalt; aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

– fals-bordurile de înălțime mare. aaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaaa

e. Structura interioara celulară a navei, care permite stivuirea și fixarea containerelor în magaziile navei, va fi de o suficientă rezistența pentru a suporta greutatea containerelor repartizată pe piesele de colț.

f. Capacele gurilorade magazii vor fi de o suficientă rezistențăapentru a suporta greutatea containerelor, fără a se deforma (la navele din a 3-a generație, greutatea unui capac este de 30 t).

g. Suporții de fixare a containerelor pe covertă, vor fi capabili să preia forțele ce se nasc în timpul balansului pe mare. aRezistența acestor suporți va fi proiectată cu un coeficient de siguranță de 3 oriamai mare decât forțele care se nasc în mod normal.

h. Acolo unde containerele pe covertă sunt stivuite în afara gurilor de magazii (depășesc gurile de amagazii) vor fi prevăzuțiapontili de susținere care vor fi fixațiasub piesele de colt ale containerelor. aDat fiind costul foarte ridicat al navelor port-container, corpulade ofițeri care va prelua nava din șantieratrebuie sa facă o pregătire specială în acest sens.

Toateamagaziile de marfă au celule de ghidareapentru containere, astfel încât să fie ușor de așezat la locurilealor. Containerele suntaconstruite astfel încât colțurile potfi blocate, asigurate în locașurile speciale foarte ușor. aDeoarece sunt lăsate în spații specialaamenajateașiacolțurile sunt destinateaprinderii containerelor, este important ca nava să fie pe chilă dreaptă în timpulaoperațiunilor. Pentru acestascop, naveleaportcontaineraau pompe deabalast și valvule, care pot fi controlate de către aofițerii de punte.

Fig 1.7

Cala navei are o structură celulară, fiecare celulă verticală putând primii până la 6 containe restivuite unul peste altul. Ghidajele verticale ale celulelor împiedică deplasarea containerelor întimpul ruliului și tangajuluianavei, daranu lucrează ca unaraft, aașaaîncât containerul aflatape fundulacalei preia în întregime eforturileastatice și dinamice date de cele 5 containere stivuite deasupra. aAccesul la celule în vedereaaîncărcării/descărcării se face prin panourile mobile ale punții careculisează descoperind celulele la care urmează să se opereze. Dupăaîncărcarea celulelor, panourile se închid etanș. aPe partea lor superioară seaaflă zăvoare care vor fixa primul rând de containere deape punte. Cele 2-3 rânduri de containere care se stivuiesc pe punte suntafixate cu diverse tipuri deadispozitive. aLaaaceste nave apareaproblema stabilitații reduse determinatăade faptul că pe punte seatransportă 1/3 din sarcină, cât și de greutatea diferită a containerelor. Pentru realizarea unei stabilități si asiete corespunzătoare, se întocmește planul de încărcare care reclamă o selecție a containerelor în funcție de greutate , și care stabilește ordinea de încărcare. Aceste aprobleme suntarezolvate cu ajutorul calculatorului electronic. Naveleaportcontainer cu structură celulară sunt nave cu manipulareape vertical ”Lift-On/Lift- Off” (Lo-Lo). Acesteanave au costuri și consumuri mari, căci în permanențăatransporta o cantitate mare deabalast pentru a asigura stabilitateaatransversală a navei și o cantitate mare deamarfă „moartă” (masaacontainerelor). aPentru a fi rentabile, atrebuieasă transporte o cantitate cât mai mare de marfă, ceea cease poatearealiza prin mărirea capacității deatransport, a vitezei deamarș, ca și prin reducereaastaționării în porturi. aPrintreanavele Post-Panamax se număra și cele mai rapide nave (27Nd = 50Km/oră), deșiacea mai mare parte au o viteză de pânăala 25Nd. Menținerea vitezei de transport la aceste valori reclamă păstrareaastării tehnice a navelor prin efectuareala timp a lucrărilor de mentenanță deacătreapersonal calificat. Înaconstrucția acestor nave există tendința de mărire a capacității (peste 8000 TEU) și a vitezeia (până la 30 Nd), iar pentru îmbunătățireaaserviciilor feeder existăatendințaamăririi vitezei până la 20 Nd. aStaționareaaredusă în porturi este asigurată prin operarea navelor numai în terminale specializate și prin angajarea lor ca nave dealinie.

Capitolul 2. Scurta descriere tehnica

Nava NYK Themis este o nava portcontainer foarte mare, construita in anul 2008, in santierul naval Hyundai Heavy Industries din Ulsan, Corea de Sud. Aceasta are lungimea de 304 de metri si o latime de 42,5 metri, cu un pescaj maxim de 14 metri si poate atinge o viteza maxima de 25 noduri pe ora.

Fig 1.8

2.1 Corpul navei:

Lungimea totala: 304 metri

Lungimea intre perpendicular: 292 metri

Latimea: 42,5 metri

Pescajul: 14 metri

Tonajul net: 27684 tone

Tonajul brut: 76928 tone

Deplasament: 27385 tone

Viteza maxima: 25 noduri pe ora

2.2 Platforma energetica:

Motorul principal: Hyundai B&W 11K98ME-C

Numarul de timpi: 2 timpi

Cursa pistonului: 2400 mm

Diametrul cilindrului: 980 mm

Puterea motorului: 62810 KW

Numarul de rotatii: 104 RPM

Consumul specific de combustibil: 7291 KG/ora

Tipul turbinei: Hyundai MHI MET 90SE

Motoarele auxiliare: 4 x Yanmar 8N280L-ZV

Puterea dezvoltata: 4 x 2398 KW

Numarul de rotatii: 720 RPM

Consum specific de combustibil: 479 KG/ora

Tipul turbinei: PPS 61D

Caldarina auxiliara: Kangrim

Presiunea nominala a aburului: 6 kg/cm2

Debitul nominal al aburului: 7 tone/ora

Caldarina recuperatoare: Kangrim

Presiunea nominala a aburului: 6 kg/cm2

Debitul nominal al aburului: 3.5 tone/ora

2.3 Puntea de incarcare si descarcare:

Capacitatea de incarcare a acestei nave este de 6500 de TEU-ri. In cazul acestui tip de nava, incarcarea si descarcarea marfii se face cu ajutorul transtainerului. Containerele sunt asezate pe mai multe coloane si randuri astfel incat sa se mentina cat mai bine manevrabilitatea si stabilitatea navei.

Numararea containerelor facandu-se astfel:

In primul caz (case 1) fiind incarcate cele de 20 de picioare pana la maxim, iar cele de 40 de picioare fiind incarcate in spatiul ramas.

In al doilea caz (case 2) fiind incarcate cele de 40 de picioare pana la maxim, iar cele de 20 de picioare fiind incarcate in spatiul ramas.

In al treilea caz (case 3) fiind incarcate cele de 45 de picioare pe puntea principal, apoi urmand cele de 20 de picioare si respectiv cele de 40 de picioare sa fie incarcate in magazii.

In al patrulea caz (case 4) fiind incarcate cele de 45 de picioare pe puntea principala, apoi urmand cele de 40 de picioare si respectiv cele de 20 de picioare sa fie incarcate in magazii.

In urmatoarele doua tabele este prezentata aranjarea acestora.

Tabelul2.3.1

Tabelul 2.3

2.4 Sistemul de guvernare

Carma acestei nave este actionata electrohidraulic, avand 4 motoare electrice atasate unor pompe ce actioneaza uleiul hidraulic intr-un circuit inchis. La pompa cu debit variabil, debitul poate lua valori cuprinse intre –Qmax si +Qmax datorita circuitului de comanda care actioneaza asupra elementului de reglare a debitului (excentricitatea, in cazul unor pompe cu pistonase radiale, sau unghiul dintre blocul cilindrilor si discul rotilor.

Presiunea maxima de lucru: 21.6 MPa

Presiunea nominala: 27 MPa

Cuplul la presiunea maxima de lucru: 6,473 kNm

Cuplul la presiunea nominala: 8,091 kNm

Caracteristicile motorului electric:

Puterea dezvoltata: 3×90 KW , 1×90/15 KW

Numarul de rotatii: 1200/600 RPM

Sursa de tensiune: AC 440 V, 3, 60 Hz

Functionarea: 25% Continuu

100% 1 ora

200% 60 secunde

2.5 Sistemul de salvare colectiva

Nava portcontainer NYK Themis are urmatoarele echipamente de salvare colectiva la bordul sau:

1.Barcile de salvare sunt in numar de doua, fiecare avand o capacitate de cate 51 de persoane. Acestea sunt lansate in mod gravitational la apa, ele fiind echipate cu cate doua crainice.

2.Plutele de salvare sunt in numar de opt, doua fiind de cate 20 de persoane, patru de cate 16 persoane, iar alte doua de cate 6 persoane.

Capitolul 3. Calculul hidrodinamic al sistemului de guvernare

3.1.Rolul instalației de guvernare. Clasificare. Caracteristici geometrice ale cârmei.

În timpul navigației pe mare deschisă, nava trebuie să-și păstreze timp îndelungat o anumită direcție de deplasare, de asemenea, mișcarea navei în diverse condiții de exploatare presupune numeroase schimbări de drum, determinate de :

-ruta de navigație;

-direcția de acțiune a vântului;

-direcția de propagare a valurilor;

-configurația acvatoriilor porturilor în care se efectuează manevrele de acostare și de plecare de la cheu;

Din cele arătate reiese faptul că, pentru efectuarea navigației în condiții de siguranță nava trebuie să îndeplinească două calități nautico-dinamice și anume:

-STABILITATEA DE DRUM care reprezintă proprietatea navei aflate în mișcare, de a se menține timp îndelungat pe o anumită direcție;

-MANEVRABILITATEA care reprezintă proprietatea navei aflate în mișcare, de a efectua schimbări rapide de direcție cu ajutorul instalației de guvernare.

Îmbinând aceste doua calități nautice se obține guvernarea, o noțiune mai largă, ce exprimă comportarea generală a navei pe timpul navigației în diferite condiții impuse de cerințele de exploatare.

Guvernarea este calitatea navei de a se deplasa pe o anumita traiectorie, dreapta sau curba, impusa. Guvernarea navei depinde de o serie de factori, dintre care, cei mai importanți sunt: mijloacele de guvernare folosite;

-formele geometrice ale carenei (îndeosebi pupa);

-forma geometrică și aria suprafeței de derivă;

-rapoartele între dimensiunile principale (L/B,L/T);

-numărul, poziția și sensul de rotație al propulsoarelor;

-condiții hidro-meteorologice în care navigă.

Dintre factorii enumerati, rolul determinant revine mijloacelor de guvernare folosite.

Instalația de guvernare în timpul marșului lucrează în permanență, dat fiind faptul că navele cu propulsie prin elice nu au stabilitate de drum, înțelegându-se că direcția dorită de marș nu poate fi păstrată, deoarece asupra navei intervin forțe perturbatoare (valuri, vânturi) creând momente de girație.

Menținerea navei pe drumul dorit se face prin anularea momentelor de girație perturbatorii cu momente create de instalația de guvernare.

Clasificarea instalațiilor de guvernare

Datorită multitudinilor de nave apărute s-au diversificat și tipurile de instalații de guvernare. Astfel ele se pot clasifica în :

a) Instalația de guvernare cu cârmă simplă :

– sunt cele mai eficace instalații de guvernare pentru menținerea navei pe drumul dorit;

– sunt cele mai răspândite instalații de guvernare.

b) Instalații de guvernare cu cârmă activă :

– realizează menținerea direcției în timpul marșului datorită unui jet creat de instalație;

– dezavantajul acestei instalații este că nu poate asigura manevrabilitatea la viteze mici;

– majoritatea navelor dotate cu aceste instalații de guvernare au două sisteme :

I – instalația pentru asigurarea stabilității de drum;

II–instalația pentru asigurarea manevrabilității în timpul manevrelor;

– cârma activă constă dintr-o elice amplasată în bordul de fugă al penei cârmei ce dă o împingere suficientă pentru asigurarea girației navei.

c) Instalații de guvernare cu duze orientabile :

– sunt întâlnite frecvent la navele fluviale cu adâncimi mici;

– pentru a simplifica instalația de guvernare s-au realizat duze orientabile;

– această instalație nu s-a extins datorită dificultăților constructive ale duzei.

d) Instalația de guvernare cu propulsie specială :

– formată din propulsoare tip VOITH-SHNEIDER;

– se caracterizează prin aceea că poate realiza împingerea în orice direcție și poate înlocui cârma.

După modul de asamblare a penei cârmei cu corpul navei, se deosebesc :

-cârmele simple, care sunt susținute de corpul navei atât la partea superioară cât și la partea inferioară (figura 2.1). Acest tip de cârme se utilizează la navele de transport care au coșul pupa de dimensiuni mari;

Fig.4. 1. Cârme sprijinite pe pintenul navei

Fig. 4.2. Cârme semisuspendate

– cârme semisususpendate, care sunt suspendate pe ax și rezemate, de corpul navei sau pe o consolă specială, într-un punct situat în apropierea jumătății înălțimii penei (figura 2. 2). Uneori, sunt prevăzute cu reazeme superioare suplimentare și se utilizează la navele maritime;

Caracteristici geometrice ale cârmei

Cârma este un apendice, amplasat în jetul de apă al propulsorului, având forma de aripă profilată sau neprofilată hidrodinamic, cu posibilități de rotire în jurul axei verticale și care asigură guvernarea navei.

Acțiunea cârmei se bazează pe forța hidrodinamică portantă, generată de o aripa dispusă oblic într – un curent de lichid.

În principiu cârma are două elemente componente:

pana cârmei (safranul cârmei): cu secțiune longitudinală – orizontală profilată sau neprofilată, care creează forța hidrodinamică portantă;

axul cârmei: care este organul de rotire al penei cârmei și de transmitere al forței hidrodinamice portante asupra navei.

Geometria cârmei este caractrizată de următoarele elemente:

lungimea penei cârmei sau coarda –b – a profilului, egală cu distanța dintre muchia de atac și muchia de fugă. În cazul cârmelor trapezoidale și de alte forme geometrice se definește lungimea sau coarda medie – bmed – a profilului.

inălțimea penei cârmei, sau anvergura –h – a profilului agală cu distanța dintre fața superioară și fața inferioară.

grosimea maximă – tmax – a penei cârmei, care este distanța dintre punctele de maxim pe fețele laterale ale profilului, masuarată dupa dreaptă perpendiculară pe planul longitudinal de simetrie și de valoare estimativă:

tmax=(0,1……0,25)D (m)

unde: D = diametru elicei în metri

ordonata maximă – ymax – a penei cârmei, adică distanța de la punctul de maxim situat pe una din fețele laterale ale profilului, până la planul longitudinal de simetrie.

abcisa – xmax – corespunzătoare ordonatei maxime a penei cârmei, adică distanța de la muchia de atac până la planul transversal ce include punctele de maxim, de pe fețele laterale ale profilului

grosimea – t – intr – o secțiune transversală curentă a penei cârmei.

ordonata – y – intr – o secțiune transversală curentă a penei cârmei.

abscisa – x – conrespunzătoare secțiunii transversale curente a penei cârmei.

abscisa – xa – a axului cârmei

abscisa – xp – a centrului de presiune al penei cârmei

aria penei cârmei – A – aria safranului carmei adica proiectia conturului penei carmei pe propriul plan de simetrie; pentru carme dreptunghiulare A=b*h, iar pentru cele de forma trapezoidala A=bmed·h unde bmed este lungimea medie a penei carmei;

A=·L·d

unde:

LCWL,d – lugimea, respenctiv pescajul navei in m;

– coeficinetul ce tine cont de tipul navei;

Nc – numărul de cârme întrebuințate la navă;

– – unghiul de bandare al carmei. Este limitat de obicei la 32o…38o pentru navele maritime, de lacuri si pentru navigatie mixta, si la 45o…90o pentru navele fluviale;

– cr – unghi de banda critic – unghiul de bandare de la care scurgerea fluidului in jurul profilului carmei nu se mai face normal (are loc desprinderea stratului limita de pe fata de absorbtie a profilului.

Se obișnuiește în activitatea de proiectare, ca geometria cârmei să fie caracterizată prin intermediul masurilor relative, prezenate în continuare:

– alungirea relativă a cârmei – λ – , definită prin raportul dintre anvregura și coarda profilului,

*în cazul cârmelor dreptunghiulare:

λ==

*în cazul cârmelor trapezoidale și de alte forme geometrice, alugirea relativă este egală cu raportuldintre avengura și coarda medie a profilului:

λ=

λ = 0,5:3 în practică

λ<= 1 nave fluviale

λ>1 nave maritime

– grosimea maximă relativă a cârmei – – definită prin raportul dintre grosimea maximă și coarda profilului:

(0,1:0,3) =; Se recomandă <=0,25

– ordonata maximă relativă a cârmei – definită prin rap. Dintre ordonata maximă și coarda profilului adică:

– abscisa relativă –coespunzătoare grosimii maxime a cârmei definită prin raportul dintre abscisa grosimii maxime și coarda profililui, adică:

– grosimea relativă curentă a cârmei – definită prin rap. dintre grosimea curentă și grosimea maximă a profilului, adică:

– ordonata relativă curentă a cârmei – definită prin rap.dintre ordonata curentului si coarda profilului:

– abscisa relativă curentă – raportul dintre abscisa corespunzătoare secțiunii curente și coarda profilului:

– abscisa relativă a axului cârmei – definită ca raportul dintre abscisa axului și coarad profilului, adică:

=0,25: 0,333 ptr cârmele compensate

ptr cârmele semicompensate

3.2. Amplasarea cârmelor

Referitor la stabilirea numărului de cârme și amplasarea acestora în raport cu etamboul și cu elicele, se aplică regulile prezentate în continuare.

Cârmele simple necompensate se amplasează în pupa etamboului cârmei (pentru =0 etamboul cârmei formează profil comun cu pana cârmei). Complexul cârmă-etambou cârmă reprezintă de fapt, o cârmă profilată cu parte fixă și parte mobilă. Obișnuit, etamboul cârmei are aria egală cu 0,1…0,25 din aria complexului cârmă-etambou cârmă.

Celelalte tipuri de cârme se amplasează, de regulă, în pupa elicelor.

La navele cu o singură elice, se pot prevedea:

– o cârmă, amplasată în PD, în pupa elicei ( dacă se vizează îndeosebi stabilitatea de drum);

– două cârme, amplasate în borduri (dacă se vizează îndeosebi manevrabilitatea);

La navele cu două elice, se pot prevedea:

– o cârmă, amplasată în PD (dacă se vizează în deosebi stabilitatea la drum);

– două cârme, amplasate câte una în pupa fiecărei elice;

– trei cârme, din care una este amplasată în PD, iar celelalte două în pupa elicelor;

– patru cârme, amplasate două câte două în pupa fiecărei elice.

Ultimele trei situații sunt specifice navelor la care se vizează îndeosebi manevrabilitatea.

La navele cu trei elice, se pot prevedea:

– o cârmă, amplasată în PD (dacă se vizează îndeosebi stabilitatea de drum);

– trei cârme, amplasate în pupa elicelor (dacă se vizează îndeosebi manevrabilitatea).

Între muchia de atac a penei cârmei și marginea posterioară a palelor elicei trebuie asigurată o distanță minimă egală cu 0.1(unde reprezintă diametrul elicei). Față inferioară a penei cârmei compensate sau semicompensate nu trebuie să depășească marginea inferioară a palei elicei.

Cârmele din pupa elicelor laterale se dispun astfel:

– deplasate spre borduri, față de axele elicelor, în cazul rotirii acestora spre exterior;

– deplasate spre PD, față de axele elicelor, în cazul rotirii acestora spre interior.

3.3. Memoriu de calcul pentru cârma hidrodinamică. Calculul hidrodinamic al cârmei

Dimensionarea elementelor constructive ale penei și axului cârmei, respectiv stabilirea puterii mașinii de antrenare a cârmei, presupun cunoașterea mărimilor , , , date de relațiile (3.14), (3.16), (3.17). Calculul hidrodinamic al cârmei are drept scop determinarea valorică a acestor mărimi. Mărimile , , , , , și pot fi exprimate prin următoarele relații:

=·(·)· [kN]; (3.13)

=·(·)· [kN]; (3.14)

=·(·)· [kN]; (315)

=·(·)· [kN]; (3.16)

=·(·)· [kN]; (3.17)

=·(·)·· [kN]; (3.18)

=·(·)·· [kN]; (3.19)

în care: =…este densitatea apei; =…este viteza curentului de lichid pe pana cârmei; =…este aria penei cârmei; =…este lungimea penei cârmei; , , , , , , sunt coeficienți hidrodinamici adimensionali.

Introducând aceste relații în Fa, Fna,Fta,Qa,Qra, se obțin următoarele relații de legătură între coeficienții hidrodinamici:

==; (3.20)

=·+·; (3.21)

=·-·; (3.22)

de asemenea se obține:

===·=·; (3.23)

==·=·(-)=·,

(3.24)

unde: = este denumit coeficientul centrului de presiune al cârmei. Din relația lui Cqa se obține formula:

=·, (3.25)

cu ajutorul căreia se poate determina aqbscisa centrului de presiune al cârmei în funcție de coeficienții și .

Posibilitatea efectuării calculului hidrodinamic al cârmei presupune cunoașterea prealabilă a mărimilor prezentate în continuare.

a) Aria penei cârmei. Se determină, în funcție de tipul navei, cu formula (3.2). De asemenea, pentru calculul ariei minime necesare a penei cârmei poate fi utilizată și formula recomandată de registrul Det Norske Veritas:

= () [1+25()] []; (3.26)

în care: , , reprezintă lungimea, lățimea și pescajul navei în [m], iar numărul de cârme întrebuințate la navă.

La stabilirea formei geometrice și a dimensiunilor principale ale penei cârmei se au în vedere următoarele:

-tipul de cârmă cu care trebuie prevăzută nava;

-posibilitățile de amplasare ale cârmei (determinate de caracteristicile geometrice ale carenei și ale propulsorului);

– asigurarea ariei , calculată cu una din formulele (3.2), (3.31).

Având forma geometrică, dimensiunile principale și aria penei cârmei se poate calcula alungirea relativă, , folosind în acest scop relațiile (3.3), (3.4).

b) Viteza curentului de lichid pe pana cârmei. După cum reiese din cele prezentate la 3.1.3, cârma poate fi dispusă în curentul de apă din pupa elicei sau în afara acestui curent.

Curentul de lichid ce se scurge pe pana cârmei, dispusă în pupa elicei, are viteza:

[m/s], (3.27)

unde: =[m/s] – reprezintă viteza curentului de lichid la intrarea în discul elicei; [] – este aria părții cârmei aflată în curentul elicei; = – reprezintă coeficientul de încărcare al elicei.

Viteza curentului de lichid pe pana cârmei, pentru marșul înapoi al navei, se calculează cu formula:

’==[m/s], (3.28)

în care:

’=’’=[m/s]; (3.29)

(3.30)

iar coeficientul de încărcare al propulsorului la marș înapoi ’=.

c) Coeficienții hidrodinamici. Dacă se ținea seama de existența relațiilor (3.25…3.29), atunci pentru efectuarea calculului hidrodinamic al cârmei este suficient să se cunoască, în prealabil, numai: coeficientul rezistenței la înaintare , coeficientul portanței , coeficientul centrului de presiune și coeficientul momentului față de ax . O determinare comodă și destul de precisă a valorilor acestor coeficienți este oferită de metoda încercărilor pe modele, în cadrul tunelelor hidrodinamice, respectiv aerodinamice.

Încercările se fac pe modele de cârme având anumite caracteristici geomatrice de profil și diferite lungimi relative , evidențiindu-se dependența dintre coeficienții hidrodinamici amintiți mai înainte și unghiul de atac , pentru o viteză dată a curentului de lichid. De regulă, rezultatele încercărilor sistematice pe modele de cârmă sunt prezentate sub forma unor diagrame. Pentru înlăturarea oricăror ambiguități în utilizare, diagramele au înscrise pe ele: tipul profilului, alungirea relativă , grosimea maximă relativă , abscisa relativă corespunzătoare grosimii maxime a cârmei , abscisa relativă a axului (această caracteristică geomatrică se înscrie numai dacă poziția axului este impusă).

Obișnuit, în simbolizarea profilelor hidrodinamice folosite la cârme se specifică tipul și valoarea coeficientului precedat de un zero (spre exemplificare, simbolizarea pentru NACA 0018 corespunde profilului hidrodinamic de tip NACA având ).

Din “Atlasul caracteristicilor hidrodinamice ale cârmelor” s-au extras caracteristicile geometrice și valorile coeficienților hidrodinamici la marș înainte pentru cârma de profil NACA 0018 având alungirea relativă .

Tabelul 3.1 Valorile coeficienților hidrodinamici ai modelelor de cârme NACA cu

De cele mai multe ori, alungirea relativă a cârmei care se proiectează este diferită de cea a modelului de referință, deci . În astfel de situații, se impune determinarea valorilor corectate ale unghiului de atac și ale coeficientului rezistenței la înaintare, cu ajutorul relațiilor:

[º]; (3.31)

. (3.32)

Existența condiției nu aduce modificări valorilor coeficienților și .

Cârma semisuspendată, având aria penei se consideră a fi formată din două părți: partea superioară, de arie , care lucrează la pupa suportului și în prezența părții inferioare; partea inferioară, de arie , care lucrează în prezența părții superioare. În această situație, coeficienții hidrodinamici pentru întreaga cârmă se calculează cu relațiile:

; (3.33)

; (3.34)

; (3.35)

; (3.36)

; (3.37)

la marș înainte și cu relațiile:

+; (3.38)

=+; (3.39)

=+; (3.40)

=+; (3.41)

=++; (3.42)

la marș înapoi.

Coeficienții hidrodinamici parțiali, care intervin în (3.43…3.47), se determină luându-se în considerație influențele reciproce ale celor două părți (superioară și inferioară) ale penei cârmei. În acest scop, se va folosi metoda imaginii oglindă, a aripii ce aderă la un plan, procedându-se astfel:

– cele două părți ale cârmei sunt separate printr-un plan orizontal imaginar;

– din “Atlasul caracteristicilor hidrodinamice ale cârmelor” și cu formulele (3.26),(3.28) se determină coeficienții (pentru marș înainte), respectiv (pentru marș înapoi), corespunzători părții superioare a cârmei considerându-se că aceasta are alungirea relativă dublată, adică .

– din “Atlasul caracteristicilor hidrodinamice ale cârmelor” și cu formulele (3.26),(3.28) se determină coeficienții (pentru marș înainte), respectiv (pentru marș înapoi), corespunzători părții inferioare a cârmei, considerându-se că aceasta are alungirea dublată, adică .

– se calculează coeficienții hidrodinamici parțiali, cu formulele:

; (3.43)

; (3.44)

; (3.45)

; (3.46)

(3.47)

pentru marș înainte și cu formulele:

(3.48)

(3.49)

(3.50)

(3.51)

(3.52)

pentru marș înapoi.

În formulele de mai înainte: reprezintă corecția coeficientului hidrodinamic al momentului, determinată de variația pe verticală a pozițiilor muchiilor de atac ale celor două părți (superioară și inferioară) ale cârmei; și reprezintă coarda medie, respectiv abscisa centrului de presiune, pentru partea superioară a cârmei; și reprezintă coarda medie, respectiv abscisa centrului de presiune, pentru partea inferioară a cârmei; reprezintă coarda medie a întregii cârme.

d) Abscisa relativă a axului cârmei. Din relația de definiție (3.12) rezultă că pentru determinarea este necesar să se cunoască poziția optimă a axului cârmei, dată prin abscisa . Dacă această poziție nu este impusă din considerente de ordin constructiv (cazul cârmelor compensate), atunci ea se determină prin calcul. Există două variante:

– asigurarea manevrării cârmei prin aplicarea unui moment minim la ax.

– asigurarea manevrării cârmei printr-un consum minim de lucru mecanic.

Calculul momentului față de axul cârmei, (la marș înainte) și (la marș înapoi), cu relația (3.24), se efectuează pentru diferite valori , , ale unghiului de atac, cuprinse în domeniul [0º,35º]. La stabilirea puterii mașinii cârmei se utilizează momentul maxim corectat față de axul cârmei, determinat cu relația:

[kNm], (3.53)

în care: reprezintă valoarea maximă a momentului față de axul cârmei (rezultată din ambele variante de calcul, adică la marș înainte și la marș înapoi), în kNm; este coeficientul de siguranță pentru eforturi neprevăzute, iar coeficientul de siguranță pentru șocuri cu obiecte tari.

3.4. Forțele și momentele care acționează asupra cârmei

Fig. 3.2. Fortele care acționează asupra penei cârmei

Se consideră un profil simetric de cârmă, aflat în curentul de lichid din pupa navei ce se mișcă uniform cu viteza . Cele două fețe laterale ale profilului se notează cu I și II. Fie , , și , mărimile vectorilor viteză, respectiv presiunile dinamice în punctele corespondente 1 și 2 aparținând fețelor I și II.

Dacă unghiul de atac =0, atunci se realizează o distribuție simetrică a vitezelor și presiunilor dinamice pe suprafața laterală a profilului, deci =, =. Asupra cârmei nu acționează decât rezistența la înaintare, aplicată în centrul de presiune P și având sensul vectorului . Forțele hidrodinamice fine permit aproximarea rezistenței la înaintare a cârmei cu forța , datorată eforturilor tangențiale de frecare.

În cazul în care unghiul de atac 0, distribuția vitezelor și presiunilor dinamice pe suprafața laterală a profilului se modifică. Astfel,

( conform ecuației continuității, în acelaș interval de timp, particulele aparținând liniilor de curent de pe fața trebuie să străbată un spațiu mai mare decât particulele aparținând liniilor de curent de pe fața I), iar ( conform relației lui Bernoulli, la creșterea vitezei scade presiunea dinamică și invers). Diferența de presiune dintre fețele I și II are drept consecință apariția forței , aplicată în centrul de presiune , având suportul normal pe planul longitudinal-vertical de simetrie al cârmei și sensul spre față. Acesteia i se adaugă forța , datorată eforturilor unitare tangențiale de frecare, aplicată în centrul de presiune , având direcția planului longitudinal-vertical de simetrie și sensul spre muchia de fugă.

Pe muchia de atac, se consideră punctul O ca origine pentru două sisteme de axe de coordonate, și anume: sistemul Otn, cu axa Ot dispusă longitudinal în planul de simetrie al cârmei, iar axa On normală la acest plan; sistemul Oxy, cu axa Ox având direcția și sensul vectorului viteză , iar axa Oy normală pe acest vector. Fie: , lungimea penei cârmei; , abscisa axuluicârmei, notat pe figură prin punctul O´; , abscisa centrului de presiune al penei cârmei ( conform specificațiilor de la 3.1.2., aceste caracteristici geometrice corespund sistemului de axe de coordonate Otn din prezentul paragraf). Rezultanta , a forțelor și , se descompune după direcțiile axelor Ox, Oy în , .

== [kN], (3.54)

unde: reprezintă mărimea forței totale ce se exercită asupra cârmei pentru unghiul de atac , iar , și , mărimile celor două perechi de componente ale forței .

Între , și , se pot stabili următoarele relații de legătură:

=·+·[kN]; (3.55)

=·+·[kN]. (3.56)

În practica de proiectare interesează mai mult , deoarece ea conduce la determinarea momentului față de muchia de atac, având mărimea:

= · [kNm]; (3.57)

momentul față de axul cârmei, având mărimea

=·(+)=-·[kNm]. (3.58)

3.5. Algoritm pentru calculul hidrodinamic al cârmei navei de 81000 tdw. Calculul forțelor și momentelor la ax

Date inițiale:

lungimea maximă Lmax = 304,8 m ;

lungimea între perpendiculare Lpp = 292 m ;

lătimea maximă Bmax = 40 m ;

înăltimea de constructie la puntea principală D = 24,8 m ;

viteza navei la marș înainte v=28 Nd=14,43 m/s;

viteza navei la marș înapoi v’=12,2 Nd =6,28m/s;

numărul elicelor ne=1;

numărul cârmelor nc=1;

diametrul elicei De=8,5 m;

aria suprafeței discului elicei A0==56,71 m2;

împingerea elicei Te=2700 KN;

tipul de cârmă: trapezoidal semi-compensat semi-suspendat; modelul de profil hidrodinamic utilizat: NACA 0018; alungirea relativă a modelului λm=6; distanța de la muchia de atac până la discul elicei xe=0,48;

-coeficientul kp=50;

-coeficientul de siaj la marș înainte ;

-coeficientul de siaj la marș înapoi ;

-densitatea apei ;

Tabelul 3.2 Calculul hidrodinamic al cârmei

Tabelul 3.3 Calculul hidrodinamic al cârmei

Tabelul 3.4 Calculul hidrodinamic al cârmei

Tabelul 3.5 Calculul hidrodinamic al cârmei

Tabelul 3.6 Calculul hidrodinamic al cârmei

Tabelul 3.7 Calculul hidrodinamic al cârmei

Tabelul 3.8 Calculul hidrodinamic al cârmei

Tabelul 3.9 Calculul hidrodinamic al cârmei

Din calcul au reieșit următoarele valori:

CQαi-Coeficientul hidrodinamic al momentului fata de muchia de atac

Qαi-Momentul față de muchia de atac a carmei

Cnαi-Coeficientul hidrodinamic al forței normale față de muchia de atac.

Fnαi-Forța normală ce acționează pe pana cârmei

CQRαi-Coeficientul hidrodinamic al momentului față de axul cârmei

QRαi-Momentul față de axul cârmei

Pentru marș inapoi

Tabelul 3.10 Calculul hidrodinamic al cârmei

3.6.Calculul mașinii de cârmă

3.6.1. Stabilirea schemei instalației de guvernare

Pompa de presiune suplimentară aspiră din tancul de alimentare printr-un filtru de 149 microni și refulează printr-un filtru de 10 microni în conducta de pe aspirația pompei principale și de asemenea la conducta de încărcare/descărcare a cilindrilor.

Presiunea suplimentară este monitorizată și controlată de un traductor de avarie la suprapresiune setat la 6 bar și o valvulă de siguranță (regulator de presiune) setată la 20 bar, care se descarcă în corpul pompei când aceasta este în cursa moartă.

Când pompa este în cursa activă o conexiune de la refularea de înaltă presiune a pompei principale acționează valvula de purjare pentru a permite intrarea în pompă a unui debit de fluid rece de joasă presiune din ramura de aspirație pentru a răci pompa.

Pompa principală asigură presiunea hidraulică la blocul de distribuție prin intermediul unei valvule de încărcare descărcare. O servovalvulă electrohidraulică controlează refularea și direcția fluidului refulat. Aceasta controlează direcția și unghiul discului fulat al pompei ca răspuns la un semnal electric de intrare.

Blocul de distribuție controlează distribuirea fluidului sub presiune la și de la cilindrii hidraulici ai cârmei.

Când presiunea suplimentară acționează valvula de încărcare/descărcare presiunea conductei principale este admisă în una din conductele hidraulice principale așa cum este dată de discul fulat al pompei principale și trece printr-o valvulă de izolare manuală și valvula de bypass a cilindrului până la cea mai apropiată pereche de cilindri ai cârmei.

Presiunea din cealaltă pereche de cilindri este trecută prin valvulele de bypass ale sistemului de supraveghere a siguranței și valvula de bypass a cilindrilor.

Volumul de fluid dezlocuit de mișcarea pistoanelor cilindrilor este returnat la tancul de alimentare prin conductele principale nepresurizate și prin răcitor.

Fiecare pereche de conducte hidraulice principale este dotată cu supape de siguranță care descarcă în conductele opuse și sunt setate la 190 bar.

Fig. 3.5. Schema instalației de guvernare tip YDFT-660-4

3.6.2. Stabilirea momentului nominal pentru mașina cârmei

Momentul nominal pentru mașina cârmei se consideră:

Mnom=1,02Max=1,026136=6258 kNm (3.59)

Unde Max=6136 kNm – momentul la axul cârmei rezultat din calculul hidrodinamic al cârmei

Având în vedere faptul că mașina cârmei trebuie să îndeplinească și condiția de moment maxim, vom ține cont și de momentul maxim rezultat din calculul hidrodinamic:

Mmax=6258 kNm

În concluzie trebuie să alegem o mașina de cârmă care să satisfacă condițiile de moment:

momentul dezvoltat la presiunea nominală: Mnom=4101 kNm

momentul dezvoltat la presiunea de reglare a supapelor de siguranță: Mmax=6258 kNm

3.6.3. Schema mașinii de cârmă utilizate și principiul de funcționare

Pentru mașina de cârma (dispozitivul de acționare a cârmei) vom alege două motoare hidraulice liniare (cilindrii hidraulici) cu dublă acțiune, ce acționează asupra echei fixat rigid de axul cârmei. Schema cinematică a mașinii cârmei este prezentată în figura 3.5.

Fig. 3.6.

După cum se observă din figura 3.6., cei doi cilindrii sunt cu dublă acțiune. Tija pistonului este articulată sferic cu biela care face legatura cu echea. Echea are o mișcare de rotație, ceea ce va face biela să oscileze în jurul axei geometrice a cilindrului cu unghiul =5.

Fluidul de lucru acționează pe fețele opuse ale pistoanelor pentru deplasarea echei, creând astfel un cuplu de forțe ce se transmite la eche.

Forța creată de presiunea fluidului de lucru pe suprafața pistonului va acționa pe eche după direcția bielei. În acest caz este necesar să se calculeze o forța normală minimă pe eche ținând cont de înclinarea maximă a bielei de 5.

3.6.4. Stabilirea datelor inițiale pentru calculul mașinii de cârmă (parametrii adoptați)

-lungimea echei între punctele de aplicare a forțelor:

LE = 2000 mm

-Unghiul de bandare al cârmei:

= 35

-Presiunea nominală de lucru într-un cilindru:

pnom = 16MPa=160 bar

-Presiunea maximă reglată la supapele de siguranță:

Pmax=20MPa=200 bar

-Unghiul dintre poziția elementului de legătură a echei cu cilindrul:

max=5

-Raportul dintre diametrul cilindrului (D) si diametrul tijei pistonului (d):

-Lungimea tijei pistonului în care se fixează articulația sferică a bielei:

K = 600mm

-Timpul de rotație a echei de la -35 la +30:

t = 28 secunde

-Randamentul volumetric al pompei de acționare:

v = 0,9

-Turația electromotorului de acționare a pompei:

n = 1200 rot/min

-Unghiul de înclinare a discului pompei cu pistonașe axiale:

= 12

-Diametrul pistonașului pompei de acționare:

dp = 40 mm

-Numărul de pistonașe ale pompei:

i = 6

-Randamentul la axul electromotorului de antrenare a pompei:

ax = 0,98

3.7. Descrierea motoarelor hidraulice liniare

Fig. 3.7. Schema tridimensională a unui cilindru hidraulic si secțiunea acestuia

3.7.1. Definiția cilindrului hidrauic

Cilindrii hidraulici (motoarele hidraulice liniare sau hidromotoare liniare) sunt organe hidraulice de execuție care recepționând energia hidrostatică produsă de o pompă volumică (presiune x debit) o transformă în energie mecanică de translație (forță x viteză) pe care o transmite mecanismelor acționate.

3.7.2. Clasificarea cilindrilor hidraulici

În funcție de numărul direcțiilor în care cilindrul efectuează deplasarea sub acțiunea energiei hidrostatice, presum și construcția organului motor (piston, plonjer simplu sau dublu), motoarele hidraulice liniare se pot clasifica în:

Cilindri cu simplă acțiune:

Cu piston (fig. 4.4. a și b);

Cu plunjer (fig. 4.4.. f);

Telescopic (fig. 4.4.. i);

Cilindri cu dublă acțiune, cu piston:

Cu tijă unilaterală (fig. 4.4.. c și d);

Cu tijă bilaterală (fig. 4.4.. e);

Cilindri tandem în paralel (fig. 4.4.. g);

Cilindri tandem în se serie (fig. 4.4.. h).

a) b) c)

d) e)

f) g)

h) i)

Fig. 3.8. Tipuri de hidromotoare liniare

Cilindrul cu piston, utilizat în cadrul instalației de guvernare este prezentat în figura 3.

Fig. 3.9. Cilindrul hidraulic folosit în cadrul instalației de guvernare

3.7.3. Calculul dimensiunilor cilindrilor de lucru:

– cursa pistonului (S) se determină (știind că deplasarea echei se face cu =35, deci o deplasare totală cu 70) cu:

(3.60)

– forța normală pe eche (Fn) pentru învingerea cuplului rezistent dat de pana cârmei va fi:

(3.61)

forța (Fc) necesară în fiecare cilindru:

(3.62)

– suprafața de lucru (Sc) a cilindrului:

(3.63)

– Diametrul cilindrului de lucru (D):

(3.64)

dar:

Adopt: D=0,500 m = 500 mm

Diametrul tijei pistonului (d):

(3.65)

Adopt: d= 232 mm

– Distanța (h) pe raza cu care balansează biela pentru un unghi =35 este:

(3.66)

– Lungimea bielei (LB) pentru ca unghiul maxim de rotire să fie =5:

(3.67)

Adopt: LB=2080 mm

Lungimea tijei pistonului (LT):

(3.68)

– volumul total al cilindrului corespunzator cursei pistonului:

(3.69)

– debitul necesar pentru realizarea timpului de rotire a echei cu un agregat de pompare și doi cilindri:

(3.70)

3.7.4. Alegerea pompelor

Am adoptat turația de antrenare a pompei (turația motorului electric) n=1200 rot/min

– Debitul specific necesar pentru realizarea timpului t=28 secunde:

(3.71)

unde: v=0,9 – randamentul volumic.

Se alege tipul și mărimea pompei: Unitate cu pistoane axiale cu cilindree variabilă tip 3VFH28MK cu cilindreea maximă q=0,372 l/min

– Debitul efectiv la turația de antrenare este:

Qmax=qnv=0,37212000,9=401,76 l/min (3.72)

– Determinarea puterii necesare antrenării pompei:

(3.73)

unde: KMoe=0,65 – coeficientul pentru momentul echivalent la ax

Adopt: Np=95 Kw

3.7.5. Materiale utilizate în confecționarea cilindrilor hidraulici

Cilindrii hidraulici se execută din oțel carbon de calitate sau oțeluri aliate cu crom și nichel pentru presiuni înalte.

Tijele și pistoanele se execută din oțel de construcție sau oțel carbon de calitate.

Capacul se execută din oțel de construcție laminat sau forjat.

O importanță deosebită o prezintă prelucrarea aliajelor cilindrilor la care operația finală este rectificarea și honuirea. După efectuarea acestei operații nu se admit urmele de scule longitudinale, care ar duce la creșterea peirderilor volumetrice. În urma prelucrării trebuie să se realizeze:

rugozitatea suprafeței: 0,4 m

conicitatea maximă admisă la 1000mm este: 0,03 mm

ovalitatea maximă admisă este: 0,02 mm

abaterea axei alezajului de la rectilinitate: 0,02 mm

convexitatea (concavitatea): 0,03 mm

Condițiile tehnice impuse tijei pistonului sunt aceleași pentru rugozitate însă se admit abateri pentru ovalitate și conicitate de 0,01 mm; coliniaritatea dintre axa alezajului și direcția de mișcare să nu aibă o abatere mai mare de 0,03 mm.

Motoarele hidraulice liniare sunt supuse unor încercări complexe în faza de prototip și numai anumitor încercări în cazul probelor date.

O atenție deosebită se acordă scăpărilor de ulei la presiunea maximă în diverse poziții ale pistonului care nu trebuie să fie mai mari decât (3…15)cm2/min

La etanșarea tijei pistonului nu se admit scăpări, ci doar realizarea unei pelicule fine de un volum care să nu depașească 0,5 cm3 la 50 de curse duble pe o lungime de 0,5 m.

Sistemul de etanșare trebuie să satisfacă trei cerințe mai importante:

durabilitate mare

ermetizare perfectă

frecare minimă

Calitatea materialelor din care se execută elementele de etanșare este determinată de asigurarea unei siguranțe în funcționare. Cel mai frecvent se utilizează manșete profilate din elastomeri.

Din grupa elastomerilor fac parte cauciucul natural și sintetic, cu urmatoarele proprietăți comune:

– elasticitate ridicată (capacitatea de a suporta alungiri cu până la 100% din lungimea sa și revenirea la dimensiunile inițiale)

– adaptarea rapidă la contactul cu suprafețele metalice

– rezistența mecanică redusă (necesită armături metalice).

Cea mai importantă caracteristică a unei etanșări o reprezintă capacitatea de ermetizare. Cerințele impuse ermetizării (etanșeității) sunt determinate de alegerea tipului de etanșare și de elementele constructive ale ansamblului.

Teoria etanșeității are la baza urmatoarele principii:

Scăpările prin zonele de contact ale etanșării fixe sunt determinate de microgeometria suprafețelor ce se etanșează, presiunea de contact și defectele suprafețelor

Scăpările prin etanșările mobile, depind de pelicula de lichid dintre suprafețele de etanșare în procesul mișcării relative strâns legate de regimul de frecare.

Factorii care asigură etanșeitatea în procesul exploatării se modifică substanțial ca urmare a:

îmbătrânirii materialului

modificării timpului de funcționare

deteriorării suprafeței de contact

influenței vibrațiilor

Asupra etanșeității și frecării cu influență și alți factori întamplători:

contaminarea fluidului

– apariția produselor uzurii în zona de contact.

3.7.6. Pompa principală cu debit variabil

Este o pompa cu pistonașe axiale. Este tipul cel mai utilizat din clasa pompelor cu piston.

Presiunea maximă care o poate atinge este de 350 daN/cm2, pentru debite cuprinse între (8…580) l/min

Randamentele maxime sunt de obicei m<0,98 și v<0,98, fiind cele mai bune pentru întreg domeniul pompelor volumice.

Principiul de funcționare poate fi explicat în baza figurii 3.10.

Fig. 3.10.

Aceste pompe sunt formate din blocul cilindrilor (1) în care se deplasează pistonașele axiale (2). Bielele (3) ale pistonașelor sunt articulate sferic cu discul (4) înclinabil cu unghiul variabil .

Când ansamblul bloc – pistonașe – disc este antrenat în mișcare de rotație, în cilindrii de lucru se produc variații de volum folosite pentru funcționarea pompei.

În fig. 3.10. orificiul inferior R este de refulare, iar cel superior A, de aspirație. Alimentarea cu agent de lucru a unuia dintre cele două racorduri se face după sensul de rotație dorit.

Debitul și puterea mașinii se reglează prin variația unghiului de înclinare a discului 4.

Pistoanele, alezajele cilindrilor și suprafetelor de frecare trebuie prelucrate cu precizie ridicată și cu rugozitate foarte scăzută, altfel randamentul volumic va fi foarte mic.

Este necesară o filtrare de finețe pentru prevenirea distrugerii suprafețelor în frecare cu particule abrazive.

Principalii parametrii pentru pompa cu pistonașe axiale folosită ca pompă principală în instalația hidraulică de acționare a instalației de guvernare din proiect sunt:

– turația electromotorului de acționare: n=1200 [rot/min]

– temperatura maxima a uleiului : (289…344) K

– vâscozitatea uleiului mineral: =1510-6…20010-6 [m/s]

– durata de funcționare: Df=5000 ore

– presiunea de lucru pentru pompa auxiliară: 10 [daN/cm2]

– presiunea de lucru pentru pompa principală: 160[daN/cm2]

– presiunea maximă de lucru: 200 [daN/cm2]

– unghiul de înclinare a discului : =12

– numărul de pistonașe: i=6

– diametrul pistonașului: d=4 [cm]

– cursa pistonașului: S=30 [mm]

– puterea necesară la axul pompei: Nax=95 [kW]