đồ án môn học - thiết bị tàu thủy

ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 1

Lời nói đầu

Tàu thủy là một công trình mổi đặc biệt mà con người từng tạo ra, nó có thể nổi, di chuyển,
và phục vụ nhiều nhu cầu của con người trên mặt nước. Với nét đặc trưng như vậy cho nên
tàu thủy có kết cấu rất đặc biệt. Người ta khái niệm cơ bản tàu thủy gồm: vỏ, ngăn cách giữa
môi trường nước và khô của tàu, cộng vào đó vỏ tàu được gia cường dọc và ngang đảm bảo
cho tàu nổi trên mặt nước và làm việc an toàn trong các diều kiện khai thác.

Và để tàu có thể di chuyển tiến lùi, quay trái, quay phải thì vai trò của thiết bị đẩy rất quan
trọng. Trong số các thiết bị đẩy đó thì chân vịt trong ống đạo lưu xoay đóng một vài trò to lớn,
loại thiết bị đẩy này không chỉ tăng hiệu suất đẩy của chân vịt thông thường lên 20% tới 30%
mà nó còn có thể thay thế bánh lái trong một số trường hợp nhất định.

Với lý do trên mà chân vịt trong ống đạo lưu nói chung cũng như bộ môn thiết bị tàu thủy
nói riêng là một bộ môn nền tảng hết sức quang trọng. Bên cạnh đó "ĐAMH thiết bị tàu thủy"
là một công cụ phụ trợ cần thiết, nhằm giúp chúng ta cũng cố kiến thức cũng như làm quen
với một trong những công việc quang trọng của người kĩ sư khi ra làm việc thực tế.

Nhận thức được tầm quang trọng của môn học nên bản thân chung em đã cố gắng học tập
và nghiêng cứu một cách nghiêm túc dưới sự hướng dẫn nhiệt tình của các thầy, và kết quả là
chúng em đã hoàn thành xong đồ án đúng thời gian cho phép. Vì đây là đề tài mới và tự nhận
thấy kiến thức còn chưa vững nên trong bài làm chắc chắn còn nhiều phần sai sót, hy vọng sẽ
nhận được sự góp ý quý báu của các thầy để bài làm trở nên tốt nhất có thể.

Và cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn thầy giáo bộ môn cũng như các thầy khác
trong khoa đã hướng dẫn chúng em trong thời gian làm đồ án để chúng em hoàn thành đồ án

một cách tốt nhất.





SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM






ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 2

Phần một

GIỚI THIỆU CHUNG

ĐỒ ÁN MÔN HỌC:
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ĐẠO LƯU ĐỊNH HƯỚNG XOAY
TÀU DỊCH VỤ DẦU KHÍ


I. LỊCH SỬ RA ĐỜI CỦA ĐẠO LƯU
1. Lịch sử ra đời
Trong những năm 1920 Bộ Giao Thông Vận Tải Đức chỉ thị cho chủ của các tàu kéo trong

kênh, rạch lớn phải gắn thêm thiết bị bảo vệ xung quanh chân vịt để làm giảm sự rữa trôi và
sói mòn đến các kênh rạch. Nhưng lạ thay là các tàu di chuyển nhanh hơn và lực đẩy cung cấp
nhiều hơn. Lúc bấy giờ Ludwing Kort người ở Hanover, nước Đức bắt đầu thử nghiệm với
hình dạng và kích thước của thiết bị bảo vệ chân vịt. Kết quả là vào năm 1930 ông đã được
Hòa Kỳ cấp bằng sáng chế cho các nghiên cứu của ông, và tên ông được đặt cho các loại ống
đạo lưu mà ngày nay ta vẫn thường gọi là ống Kort.
2. Các thông số cơ bản
Ống đạo lưu là một ống hình trụ, có mặt cắt ngang dạng hình vành khuyên và mặt cắt dọc
có dạng profil của cánh máy bay. Một số thông số hình học chính của ống đạo lưu gồm:
L - chiều dài ống, và chiều dài tương đối L
n
được xác định theo biểu thức: L
n
= L/D.
C - độ hở của đầu cánh chân vịt và mép trong ống, và độ hở tương đối C
n
được xác định
theo biểu thức: C
n
= C/D.
t - chiều dày lớn nhất của thành ống , và
chiều dày tương đối t
n
được xác định theo
công thức: t
n
= t/b.
Trong đó:
D – là đường kính chân vịt.
b – là chiều rộng profil.

C
x
= A
x
/A - tỉ lệ giữa diện tích miệng hút
và diện tích mặt cắt ngang ống.
C
y
= A
y
/A - tỉ lệ giữa diện tích miệng xả
và diện tích mặt cắt ngang ống.
Các hệ số trên thường nằm trong phạm vi:
L
n
= 0,5 đến 0,9; C
n
= 0,005 đến 0,01;
t
n
= 0,11 đến 0,14; C
x
= 1,15 đến 1,5;
C
y
= 1,0 đến 1,5.
3. Các loại ống cơ bản
Có hai dạng ống đạo lưu chính là dạng ống tăng tốc và ống giảm tốc:
ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG

SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 3

Với ống tăng tốc, thì vận tốc ra khỏi ống và hiệu suất chân vịt tăng đáng kể. Loại ống này
thường dùng cho chân vịt chạy nặng tải hoặc chân vịt có đường kính giới hạn. Ống này còn
được gọi dưới cái tên “Kort nozzle”.
Với loại ống thứ hai, tốc độ dòng ra khỏi ống giảm đi so với dòng vào ống, chính vì thế
áp suất tăng nhờ đó mà giảm được quá trình sâm thực chân vịt. Với tên gọi là “thiết bị đẩy
phản lực” loại ống này thường được kết hợp với chân vịt cánh cố định.
Viện nghiên cứu Hàng Hải Hà Lan đã đã đưa ra hàng loạt mô hình của hệ thống ống chân
vịt làm việc có hiệu quả. Một số dạng profil dạng cánh máy bay của NACA được đưa vào thử
nghiệm và cải tiến thành công như NACA 4415 đã cho ra những đặc trưng rất tốt.
Một trong những dạng ống được sử dụng rộng rãi nhất do có những ưu điểm cải tiến nổi
trội là ống 19A và ống 37. Hai loại ống này có mép đẫn dạng bo tròn nên đễ dàng cho chế tạo
và nâng cao hiệu suất lực đẩy khi chạy. Ban đầu, chân vịt nhóm B Wageningen được sử dụng
rộng rãi, về sau chân vịt nhóm Kaplan với đầu cánh rộng cũng được đưa vào sử dụng.
4. Lý thuyết tạo lực đẩy bổ sung
Với ống tăng tốc, vận tốc dòng chày phía trong ống tăng dẫn đến áp lực giảm. Điều đó
làm giảm lực đẩy và momen xoắn của chân vịt. Đồng tời do chênh lệch áp suất nên bề mặt
trong của cánh suất hiện một lực hướng vào trong ống, lực này được phân tích thành hai thành
phần lực đẩy bổ sung hướng về phía trước và lực hướng tâm. Do thành phần lực đẩy bổ sung
lớn hơn tổng thành phần lực cản và phần giảm lực đẩy chân vịt nên hiệu suất chung của chân
vit tăng lên trong khi đó tiêu hao nhiên liệu lại giảm xuống.
Tốc độ tăng dẫn đến lực cản tăng, tới lúc nào đó lực cản lớn hơn lực đẩy bổ sung. Do vậy
tàu thông thường không trang bị thiết bị này. Với tàu kéo, tàu chạy với tốc độ thấp và chân vịt
làm việc trong môi trường nặng tải khi kéo do vậy ống đạo lưu loại này thường được trang bị
cho tàu và hiệu suất lực đẩy có thể tăng tới 30%.
Với ống giảm tốc, loại này ngược với loại trên về phân tích lực và thường được sử dụng
cho tàu cao tốc do hoạt động theo nguyên lý phản lực. Các tàu muốn giảm tiếng ồn và tăng
vận tốc như tàu chiến thường dùng loại ống này.

5. Ưu điểm và nhược điểm của thiết bị
Ống Kort hay chân vịt trong ống đạo lưu có thể tạo ra hiệu suất đẩy cao hơn so với chân
vịt thông thường khi tàu hoạt động ở vận tốc nhỏ, và so với cùng một đơn vị diện tích cánh
chân vịt thì lực đẩy tao ra lớn hơn so với chân vịt không có ống đạo lưu. Các loại tàu kéo đẩy,
tàu cá, tàu khách là những loại áp dụng nhiều nhất thiết bị này bởi vì nó cho hiệu quả rỏ nét
về kinh tế. Một trong những ưu điêm nữa của thiết bị là tăng tính ăn lái và giảm quá trình hút
(nạo vét) đáy khi tàu hoạt động ở những vùng nước cạn.
6. Đạo lưu định hướng xoay
Thiết bị nhóm em xin thiết kế là đạo lưu định hướng xoay, tên tiếng anh là Azimuthing
thruster, thiết bị này có nhiều ưu điểm hơn so với đạo lưu thông thường do có tính cơ động
cao, tính ăn lái cho tàu tốt…bảng vẽ mô phỏng 3D của thiết bị có dạng như sau:
ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 4












II. TÍNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA TÀU KÉO

Chiều dài thiết kế

Ltk = 24,5 m
Chiều rộng thiết kế
Btk = 8,8 m
Chiều cao mạng
D = 4 m
Chiều chìm
d = 2,7 m
Hệ số béo thể tích (δ)
C
B
= 0,4271
Vận tốc
V = 7 HL/h
Cấp tàu
*VRH
Vùng hoạt động
SI


ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 5

Phần hai

NỘI DUNG TÍNH TOÁN CHI TIẾT


I. TÍNH CHỌN KÍCH THƯỚC

1. Tính sức cản tàu
Các hệ số phụ trợ cho quá trình tính toán:
p = 101,69 (mật độ nước biển)
Lpp (m) = 24,50 (chiều dài giữa hai trụ)
B (m) = 8,80 (chiều rộng tàu)
D (m) = 4,00 (chiều cao mạn)
d (m) = 2,70 (chiều chìm)
v (HL/h) = 7,00 (vận tốc tàu)
A = 177,52 (diện tích phần ngâm nước)
AM = 23,49 (diện tích sườn giữa)
CB = 0,4271 (hệ số đầy thể tích
CP = 0,4321 (hệ số đầy lăn trụ)
Δ = 257,82 (lượng chiếm nước)
1.1. Tính theo phương pháp Ayre (1942)
Áp dụng phương pháp Ayre tiến hành tính sức cản tàu theo sách “Lý thuyết tàu 2, tác giả
Nguyễn Đức Ân, Nguyễn Bân” như sau:
Các thông số cần tính
a) Trị số Froude
7*0,514
0,232
. 9,81*24,5
n
v
F
g L
  

b) Hệ số mảnh
1/3 1/3
24,5

3,85
(257,82)
pp
L
D
 

c) Tốc độ
7*0,514 3,598( / )v m s 

Từ đồ thị với các trị số đã biết ta chọn được
0
275
C


Hiệu chỉnh δ
Hệ số điều chỉnh chuẩn đối với tàu hai chân vịt
0
0
0,68 0,01 0,69
0,4271
0,69 0, 4271 0,2629


 
  

   

Vì
0
 


nên đưa vào đồ thị phụ với
0
0
20%
 




ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 6

Tăng
1 0
C

lên 13%
Hiệu chỉnh tỉ số B/T
Tỉ số B/T thực của tàu
0
3,26
B B
T T

 
 
 
 

Phầm trăm giảm của hệ số C xác định theo công thức
2 0
10* 2 5,37%
B
C
T

 
    
 
 

Hiệu chỉnh chiều dài
Chiều dài đường nước thực
0
1,125*90,8 62,32( )L m 

Chiều dài thiết kế
25( )
0,5(m)
tk
tk pp
L m
L L


 

Hệ số điều chỉnh tính từ công thức
0
3 0
0
100* 2%
tk
L L
C
L

  

Tổng các hiệu chỉnh

1 0
2 0
3 0
0
13%
5,37%
2%
9,63%
C
C
C
C
 
  

 
 

Trị số C đã hiệu chỉnh

0
0
0
275
275
.9,63 26,4825
100
301,4825
C
C
C

  
 

Sức cản vỏ tàu
0,64 2
0
550* *
825
D v
R kG
C
 

(Công thức 11,16 trang 188, sách Lý thuyết tàu thủy tập 2)
1.2. Tính theo công thức của Viện Thiết Kế Leningrad
Theo viện thiết kế Leningrad thì công thức tính sức cản vỏ tàu tính gần đúng như sau:

1,825 5/2 4
2
1,825 5/2 4
2
W
0,17* * 1,45* 24 * * *
24,5 257,82
0,17*32,55*3,598 1,45 24 *0,4271 * *3,598 321,
24( )
8,8 24,5
L
R V V
B L
kG

 
   
 
 
 
   
 
 

ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG

SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 7

2
1,1*L* * 1,16 1,25* *
8,8
1,1*24,5*2,7* 1,16 1,25*0,4271* 32,55( )
2,7
B
T
T
m

 
  
 
 
 
  
 
 

Trong đó với các hệ số được giải thích như sau:
R –sức cản vỏ tàu (kG).
V –vân tốc tàu (m/s).
δ –hệ số béo thể tích.
Ω -diện tích mặt ướt của tàu.
W –lượng chiếm nước của tàu.
L, B, T –chiều dài, chiều rộng, lượng chiếm nước thiết kế.
Với cách tính tương tự như trên cho các trạng thái vận tốc ta có bảng sô liệu và đồ thị sức cản

như sau:
V (HL/h)
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
V (m/s)
0 0,541 1,082 1,623 2,164 2,705 3,246 3,787 4,328 4,869 5,41
R (kG) 0,00 71,26 262,06 585,82 1082,07 1811,13 2853,00 4306,83 6290,75 8941,68 12415,28


0,000
1,752
7,579
21,103
48,766
99,701
185,709
321,242
523,405
811,947
1209,264
0

200
400
600
800
1000
1200
1400
0 2 4 6 8 10 12
R (kG)
V (HL/h)
BIỂU ĐỒ SỨC CẢN
ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 8

1.3. So sánh hai phương pháp và kết luận
Từ hai phương pháp tính ta có thể thấy kết quả có sự chệnh lệch, điều này là lẽ thường
tình vì cả hai công thức trên đều từ quá trình thử mô hình mà ra. Bên cạnh đó các mô hình của
tàu cũng nằm trong giới hạn của một số loại tàu nhất định. Với những hạn chế trên mà có thể
nói kết quả phép tính trong hai phương pháp trên đều không chính xác tuyệt đối nhưng vẫn có
thể chấp nhận được một cách gần đúng.
Nhưng ở đây, bài toán đặt ra trong nội dung thiết kế đạo lưu này là tạo được lực đẩy tối
đa, có nghĩa là giới hạn vận tốc tàu không được nhỏ hơn 7,9 HL/h. Và xin nói thêm là bài toán
về kinh tế ở đây chưa được tối ưu hóa, hay nói cách khác ta có thể không xét đến nó. Vì trong
thực tế đôi khi bài toán kinh tế cũng là một mục tiêu quan trọng mà người thiết kế cần hướng
tới.
Với những nhận xét cơ bản như trên thì thành phần sức cản vỏ tàu được chọn bây giờ là
R = 825 kG theo như công thức thực nghiệm của Ayre (1942) để đảm bảo tàu đạt được vận
tốc thiết kế. Như vậy tổng sức cản trên tàu bây giờ là 5825 kG tính cho cả lực kéo 5000 kG

giả sử trên cột bít.
2. Tính chọn máy lai chân vịt
2.1. Tính các thông số mở đầu
Đường kính sơ bộ chân vịt =0,6.=0,6.2,7=1,62 .
Hệ số dòng theo tính cho chân vịt thường được tính theo công thức Papmiel (trang 201,
sách lý thuyết tàu 2, Trần Công Nghị) như sau:
=0,156.
(


)
.

√
∇



− ∆=0,053
∆=0,1
(


− 0,2
)
=0,1.
(
0,232 − 0,2
)
=3,2.10


áp dụng cho trường hợp
F
n
> 0,2.
∇=
∆

=
,
,
=251,53 là thể tích chiếm nước của tàu, m
3
.
n : là số chân vịt.
Các hệ số trên áp dụng cho chân vịt không nằm trong ống đạo lưu, vậy đối với chân vịt
nằm trong ống đạo lưu thì hệ số dòng theo được tính theo công thức sau:


=
(
1,1 ÷1,2
)
.=0,0583 ÷ 0,0636 vậy ta chọn hệ số w
’
= 0,06
Hệ số lực hút tính cho chân vịt trong ống như sau :


==0,325.


− 0,18885.

√
.
=0,076 (công thức trang 204, LTT2, Trần Công
Nghị).
Tổng các thành phần thông số đầu vào được liệt kê dưới bảng sau :



ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 9

STT

Hệ số dòng theo


=
(
1,1 ÷ 1,2
)
.

0,06 -
1 Hệ số lực hút



==0,325.

− 0,18885.

√
.

0,076 -
2 Đường kính max Dmax 1,62 m
3 Độ chìm trục Hs = 0,6.d 1,62 m
4 Số cánh chân vịt - 4 -
6 No - 139,8 PS
7 Lực đẩy cần thiết T=(75*No)/(v*(1-t)) 5857,683 kG
8 Tốc độ tịnh tiến cv Va 6,58 HL/h

9 Hiệu suất thân tàu
η =(1-t)/(1-w)
0,98 -
10 Công suất đẩy tàu Nt' = T*Vp/327,3 259,616 -
11 Công suất đẩy tàu Nt = Nt'*(1000/1025) 253,284 -

Vận tốc tiến của chân vịt khi kéo : 

=

.
(
1 − 


)
=6,58 /ℎ
Chân vịt được chọn thuộc họ Kplan, 4 cánh.
Hệ số B
p
được sử dụng để chọn 

trên hai đồ thị Ka – 4.55 và Ka – 4.70, ngoài ra để
thõa mãn điều kiện tránh sủi bọt chân vịt thì tỉ lệ mặt đĩa phải tuân theo điều kiện sau :





≥


.

.(




,)

Từ các thông tin trên ta lập ra được hai bảng giá trị thể hiện mối tương quan giữa công
suất máy, đường kính chân vịt và tỉ lệ mặt đĩa tối ưu cho hai kiều chân vịt
Ka – 4.55 và Ka – 4.70 dựa vào các mẫu đã thử nghiệm thành công như sau :

Bảng 1. Chân vịt Ka – 4.50
Với bảng này ta có thông số về tỉ lệ mặt đĩa tính theo như công thức vừa nêu trên như sau:
Tỉ lệ mặt đĩa = 0,59

ST
T
Đại lượng cần tính Đơn
vị
Giá trị tính hoặc xác định
1 Số vòng quay cần thiết rpm

294 303,8 313,6 323,4 333,2
2 Bu= (n*Nt'^0,5)/(Vp^2,5) - 30,71 31,74 32,76 33,78 34,81
3
δ = f(Bu;η pop)
- 185 186 190 192 197
4
δ' = b*δ
- 172,05 172,98 176,7 178,56 183,21
5
(H/D) = f(Bu;δ')
- 1,09 1,08 1,07 1,068 1,05
6
ηp = f(Bu;δ')
- 0,579 0,578 0,572 0,57 0,566
7
D' = (Vp*δ')/n
m 4,14 4,03 3,99 3,91 3,89
8 D = 0,3048*D' m 1,26 1,23 1,22 1,19 1,19
9

P = No/(ηh*ηt*ηp*ηk)
PS 255,86 256,30 258,99 259,90 261,74
10 Công suất kW 188,19 188,51 190,49 191,16 192,51
ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 10

Bảng 2. Chân vịt Ka – 4.70
STT Đại lượng cần tính Đơn
vị
Giá trị tính hoặc xác định
1 Số vòng quay cần thiết rpm 300 310 320 330 340
2 Bu= (n*Nt'^0,5)/(Vp^2,5)

- 30,71 31,74 32,76 33,78 34,81
3
δ = f(Bu;η pop)
- 185 186 190 192 196
4
δ' = b*δ
- 172,05 172,98 176,7 178,56 182,28
5
(H/D) = f(Bu;δ')
- 1,09 1,088 1,08 1,07 1,05
6
ηp = f(Bu;δ')
- 0,59 0,588 0,586 0,583 0,578
7
D' = (Vp*δ')/n

m 4,14 4,03 3,99 3,91 3,87
8 D = 0,3048*D' m 1,26 1,23 1,22 1,19 1,18
9
Ne = No/(ηh*ηt*ηp*ηk)
PS 251,09 251,94 252,80 254,11 256,30
10 Công suất kW 184,68 185,31 185,94 186,89 188,51

Với tiếp bang theo đây ta có thông số về tỉ lệ mặt đĩa tính theo như công thức vừa nêu trên
như sau: Tỉ lệ mặt đĩa = 0,58
Với điều kiện trên thì chân vịt Ka – 4.50 thõa mãn điều kiện tỉ lệ mặt đĩa để tránh sủi bọt,
vậy ta chọn chân vịt trên để tiếp tục tính toán.
Ta tiếp tục chọn công suất ban đầu giả sử cấp cho chân vịt là 190,49 kW, từ thành phần
công suất này ta chọn được đường kính chân vịt tối ưu là 1,22 m thõa mãn điều kiện nhỏ hơn
đường kính chân vịt lớn nhất là 1,62 m. Số vòng quay công tác 320 rpm.
Momen quay cần thiết để cấp cho chân vịt tại số vòng quay công tác được tính theo công
thức như sau: =80%.

.


=565,8 kG.m (công thức trang 583, sổ tay kỹ thuật đóng
tàu).
Tiến hành kiểm nghiệm lại đặc tính làm việc của chân vịt với công thức và thông số như
bảng sau:
STT Ký hiệu và công thức Đơn vị Kết quả tính
1 Vs HL/h 0,00 7
2 Vp = 0,5144Vs(1-w) m/s 0,00 3,38
3 J = Vp/9,922 - 0,00 0,52
4 Kt - 0,56 0,325
5 Ktn - 0,27 0,098

6 Kq - 0,05 0,046
7 Kt' =(Kt-0,3*Ktn) - 0,48 0,30
8
n = sqrt (Q/ρ
*D^5*Kq)

V/s 6,33 6,67
9 Te = (1-t) kG 4040,98 2764,82
10 Z0 = Te - R kG 7259,16 2352,32
ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 11

Với 1 hệ chân vịt và ống đạo lưu ta có lực đẩy tạo ra là 2352,32 kG suy ra hệ 2 chân vịt
và ống ta có 4704,64 kG sấp xỉ 5000 kG. Ngoài ra do các thông số tính trên đây được tính với
98% công suất máy, rõ ràng với 100% công suất thì bài toán thiết kế đã thõa mãn toàn diện.
Tiếp tục dựa vào các thông số vừa mới tính ta đi chọn các loại máy.
2.2. Tính toán chọn máy
Công thức liên hệ bơm và động cơ
Đối với động cơ thủy lực (Hydraulic Motor), lưu lượng đầu vào của bơm (l/min):
q=
D× n
1000× η
v

Moment xoắn trên trục công tác (N.m):
M=
D× Δ p× η
hm

63

Công suất của động cơ (kW):
P=
q× Δ p× η
t
600

Đối bơm thủy lực, lưu lượng của bơm phải đáp ứng đúng yêu cầu của động cơ (l/min):
1000
v
ηnD
=q


Moment xoắn yêu cầu trên trục của bơm (N.m):
M=
D× Δp
63× η
hm

Công suất động cơ Diesel lai bơm phải đạt (kW):
P=
q× Δ p
600× η
t

Trong đó, các giá trị lần lượt:
1.
D(cm

3
/rev)
Thể tích (Bơm thể tích)
2.
n(rpm)
Tốc độ
3.
q(l/min)
Lưu lượng
4.
η
v
Hiệu suất thủy lực
5.
η
hm
Hiệu suất cơ - thủy lực
6.
η
t
= η
v
× η
hm
Hiệu suất tổng hợp
7.
Δ p
Độ chênh áp giữa 2 cổng

Dựa vào hệ công thức này, ta đưa ra bảng tính chọn động cơ và bơm theo catalogue của

hãng RexRoth BOSCH với các tham số sau:

Đối với động cơ:
n= 320rpm
,
η
v
= 0.99
,
η
hm
= 0.98
,
Δ p= 370(bar)

Đối với bơm thủy lực:
η
v
= 0.98
,
η
hm
= 0.97
,
Δ p= 370(bar)

ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 12

Tính chọn động cơ và bơm
Đối với động cơ thủy lực.
Động cơ A2FM125 A2FM200 A2FM250 A2FM500 A2FM1000
Thể tích
125
200
250
500
1000
Lưu lượng 40.4 64.65 80.81 161.62 323.23
Moment
xoắn N.m
719.44 1151.11 1438.89 2877.78 5755.56
Công suất
24.17
38.68
48.35
96.69
193.39

Đối với bơm thủy lực.
Động cơ A2FO125 A2FO200 A2FO250 A2FO500 A2FO1000

Thể tích 125 200 250 500 1000
Lưu lượng đầu ra 40.4 64.65 80.81 161.62 323.23
Moment xoắn trên
trục bơm N.m
759.24 1214.79

1518.48 3036.97 6073.94
Công suất của bơm 26.21 41.94 52.42 104.84 209.69
Vận tốc
329.83
329.83
329.83
329.83
329.83

Từ hai bảng thông tin trên ta chọn được động cơ A2FM1000 của hãng RexRoth BOSCH
với các thông số thõa mãn, khối lượng động cơ là m = 336 kG. Bên cạnh đó thông số công
suất của đông cơ cũng thõa mãn là lớn hơn (không quá 5%) công suất chọn giả sử ban đầu là
190,49 kW. Cũng với loại động cơ thủy lực trên ta chọn được bơm tương ứng là loại
A2FO1000 với lưu lượng cung cấp phù hợp với động cơ.
Vì bơm cần động cơ lai nên tiếp theo ta đi tính chọn động cơ cho máy bơm trên.

Đối với động cơ Diesel lai bơm
Sử dụng hệ truyền động đai với 2 đai cao su:
η
belt
= 0.97

Động cơ Diesel cần công suất là :
P
diesel
= P
pump
/η
belt
= 216.17kW

Chu kỳ tải được chọn theo khuyến cáo để tuổi thọ động cơ và bơm đạt 20 000 giờ là 70%.
Hệ thống thủy lực sẽ hoạt động ở định mức 400 bar trong vòng 42 phút mỗi giờ.





ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 13

Hình ảnh: chu kỳ tải của động cơ
Công suất cần của động cơ lai bơm là :
kW=
+
P+P
=P
dieseldiesel
206.4
0.30.7
0.850.30.7 



Sử dụng động cơ CUMMINS 200kW. Như vậy đã chọn sơ bộ được một hệ bơm, động cơ,
và diesel lai đã nêu.
2.3. Tính toán đường ống dẫn dầu

Ứng suất cho phép của ống
Thép chọn làm ống là thép carbon A53B, có giới hạn bền là :
σ
ref
= 206× 10
6
Pa

σ
acc
=
σ
ref
× F
st
R
2
R
4
SF
= 103× 10
6
Pa


Trong đó:
1.
F
st
= 0.9

Do các đầu mối đường ống sử dụng mối hàn chồng mí.
2.
R
2
= 1

3.
R
4
= 1
Là hệ số đặc trưng của ống. Nếu là ống thép thì chọn bằng 1.
4.
SF= 1.8
Là hệ số an toàn theo tính chất tải. Ở đây, điều kiện tải tương đối đồng
đều, ít va đập.
Tính chọn độ dày thành ống

Các thông số đầu vào như sau:
1.
d
p
= 50.8mm
Đường kính cổng vào máy lái
2.
d= 50.8mm
Đường kính trong của ống

Độ dày tối thiểu của thành ống tính theo công thức:
e
0

=
d
e
× p
i
20× σ
acc
+p
i
= 1.143mm

ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 14

Trong đó:
1.
e
0
Là độ dày tối thiểu của thành ống
2.
d
e
= 60mm
Là đường kính ngoài của ống
3.
p
i
= 400 bar

Là áp suất làm việc của ống (Yêu cầu phải lấy lớn hơn so với áp suất
thực tế làm việc)

Như vậy với đường kính ngoài là
d
e
= 60mm
ống thỏa mãn yêu cầu về độ dày tối thiểu.
Kiểm tra bền sơ bộ hệ ống

Hình ảnh: các thành phần ứng suất trên thành ống
Ứng suất dọc ống khi ống chịu áp lực dầu:
σ
a
=
P
i
10
×
1
(
d
e
d
i
)
2
− 1
= σ
1

= 1.013× 10
7
Pa

Ứng suất tiếp tuyến với thành ống khi ống chịu áp lực dầu:
σ
t
=
P
i
10
×
(
d
e
d
i
)
2
+1
(
d
e
d
i
)
2
− 1
= σ
y

= 2.42× 10
7
Pa= σ
2

Ứng suất hướng kính khi ống chịu áp lực dầu:
σ
r
=
− P
i
10
= σ
3
= 4× 10
6
Pa

Kiểm tra với thuyết bền:



=0,71.

(


− 

)


+
(


− 

)

+
(


− 

)

=1,801.10

≤
[


]


Kết luận: Như vậy ta chấp nhận sử dụng ống trên đây để tính tiếp.

ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 15

Các thông số cơ bản
Tốc độ dòng:
w= 354
V
d
i
2
= 1275
V ' '
d
i
2
=
1275× 323.23
50.8
2
× 60
= 2.66m/s

Trong đó:
1.
V ' '=
323.23l
60s
Là lưu lượng yêu cầu của máy tính trên giây

Khối lượng riêng của dầu thủy lực tra trong sổ tay của nhà sản xuất ở nhiệt độ là 50 độ C.
ρ
F
= 0.87 g/ml= 870kg/m
3

Độ tổn thất (sụt áp) trên đường ống
(Xem bản vẽ ống của hệ thống.)
Toàn bộ tốn thất trên đường ống được chia ra thành từng đoạn như sau.
ΣP= P
0
+P
1
+P
2
+P
3
+P
4
+P
5
+P
L

Trong đó
1.
P
0
Là tổn thất khi đi qua valve bảo vệ quá tải được lắp ngay trong máy lái và bích nối

ở cửa máy lái.
2.
P
1
Là tổn thất khi đi đoạn ống cong.
3.
P
2
Là tổn thất khi đi mối ghép chữ T.
4.
P
3
Là tổn thất khi đi qua bích nối.
5.
P
4
Là tổn thất khi đi qua mối ghép chữ T.
6. 

: Là tổn thất khi đi qua valve điều khiển.
7.
P
L
Là tổn thất trên toàn bộ chiều dài đường ống.

Tính lần lượt các tổn thất như sau :
P
0
= P
flange

+P
relief valve

Trong đó:
P
flange
= ζ
flange
ρ
F
2
×
10
5
× w
2
= 3.07× 10
− 3
bar

ζ
flange
= 0.1
Do tra trong tài liệu.
P
relief valve
= ζ
valve
ρ
F

2
×
10
5
w
2
= 4.61× 10
− 3
bar

ζ
valve
= 0.15
Ball valve, đường kính 50mm.
P
1
= ζ
bend
%eho
F
2
×
10
5
w
2
= 14.16× 10
− 3
bar

Trong đó:
ζ
bend
= 0.23× 2= 0.46
Do tỉ số
R
d
=
200
50.8
= 3.99= 4

P
2
= ζ
T
ρ
T
2
×
10
5
w
2
= 3.38× 10
− 3
bar

ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG

SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 16

Trong đó:
ζ
bend
= 0.11

P
3
= 3.07× 10
− 3
bar

P
4
= ζ
T
ρ
F
2
×
10
5
w
2
= 4.61× 10
− 3
bar

ζ
T
= 0.23
Do đây là ngã cong 90 độ.
P
5
= ζ
valve
ρ
F
2
×
10
5
w
2
= 4.61× 10
− 3
bar

ζ
valve
= 0.15

Tính tổn thất trong toàn bộ chiều dài ống:
P
L
=
λ
R

× L
P
d
i
× PE
2× 10
5
w
2
= 57.39× 10
− 3
bar

Trong đó:
1.
λ
R
=
64
R
e
=
64
V × d
10
3
× ν
= 47.36× 10
3
Là hệ số ma sát trong lòng ống.

2.
ν= 100mm
2
/s

3.
L
p
= 1.92m= 2m
Là chiều dài ống.

Độ tổn thất trên toàn bộ đường ống là:
ΣP= 97.36× 10
− 3
bar

Kết luận: Độ tổn thất này theo đánh giá là không lớn, vẫn nằm trong khả năng điều chỉnh của
động cơ. Vì vậy sẽ không chọn lại động cơ mà tiếp tục sử dụng bơm và động cơ đã chọn.

Vậy ta có sơ đồ nguyên lý của hệ thống ống dẫn được minh họa hình như sau:
ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 17


Hình ảnh: sơ đồ nguyên lý của hệ thống
3. Tính sơ bộ chân vịt
3.1. Thiết kế chân vịt
Chân vịt được thiết kế có các đặc trưng cơ bản như sau.

STT
Kí hiệu và công thức Đơn vị Kết quả
1 Vs Hl/h 7
2 Va = Vs(1-w) Hl/h 6,58
3

- 32,76
4

- 190
5

- 180,5
ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 18

6

m 1,22
7

- 1,07
8

- 0,572
9

kG 2928,84

10 Te =T(1-t) kG 2764,82

3.2. Bản vẽ chân vịt bằng phần mềm PropCad 2005
Các thông số đầu vào cho quá trình vẽ tự động bằng phần mềm bao gồm:
Củ chân vịt
Đk trung bình 0,21 m

Đk đầu củ 0,24 m

Đk phía nhỏ 0,17 m

Chiều dài củ 0,3 m

Đk trục 0,123 m

Bán kính góc lượn 0,0366 m



Hình ảnh: thông số của chân vịt tính bởi PropCad 2005
Bảng thông tin được xuất ra bởi phân mềm như trên, với cái thông tin cần thiết phục vụ
tính toán về sau như:
Khối lượng chân vịt là m = 188,1 kG.
ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 19

Momen quáng tính là I = 9,03 kg/m
2

.
Đường kính chân vịt là D = 1,22 m.
3.3. Thiết kế và kiểm tra bền trục chân vịt
Trục chân vịt được chọn thiết kế phù hợp với cụm kết cấu sau khi đã chọn được máy lái
và chân vịt, kết quả cho như hình bên dưới.
Ngoài ra khối lượng trục là m = 48,02 kG được trích xuất từ phần mềm SolidWorks.
Hình ảnh

Hình ảnh: trục chân vịt
Kiểm tra bền
Moment xoắn trên trục chân vịt
T= 5658 Nm

Độ bền vật liệu làm trục chân vịt (thép không rỉ)
[σ]= 250× 10
6
N / mm
2

Phép thử
T
1/2πR
4
≤ [σ]


R≥ 0.061 mm

Trục đã chọn thỏa mãn điều kiện bền.
3.4. Thiết kế củ chứa trục chân vịt

Củ chứa trục chân vịt được làm từ gan dẻo, thông số hình dạng được vẽ theo mẫu với kích
thước được chọn cho phù hợp với trục chân vịt của bài làm. Khối lương củ cũng được phần
mềm SolidWorks xuất ra là m = 126,82 kG. Bản vẽ củ được trình bày tại trang bên.
ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 20


Hình ảnh: bản vẽ thiết kế củ chứa trục chân vịt
3.5. Tính chọn ổ đỡ chặn trục chân vịt
Vì khoảng cách giữa các ổ lăn và bề rộng các ổ lăn bé hơn nhiều so với đường kính trục,
ta sẽ không tiến hành xem xét các ổ lăn này như gối của dầm là gán trực tiếp lực dọc và lực
hướng kính trên trục chân vịt cho các ổ lăn.

Hệ số chịu tải động của ổ lăn


=.
√



Trong đó
8.
C
d
Là hệ số chịu tải động theo quy cách
9.
Q= ( X V F

r
+Y F
a
)k
t
k
d
Là thông số tải
10.
F
r
Là lực hướng kính
11.
F
a
Là lực dọc trục
ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 21

12.
L=
L
n
10
6
× 60 n= 384.0
Là hệ số tuổi thọ (hệ thiết kế dự kiến làm việc 20 000h).
13.

m= 10/3
Là hệ số ổ lăn, ở đây chọn ổ lăn đỡ chặn

Đối với ổ chặn đỡ trục chân vịt.
F
a
= 2764.82 kG

F
r
= 181.1kG


Tỉ lệ hai lực này
s=
F
a
V × F
r
= 15.27
với
V= 1
là hệ số giảm tải.
Như vậy, ta thấy rõ là lực dọc trục trong trường hợp này cần quan tâm nhiều hơn so với lực
hướng kính. Hai hệ số X và Y chọn như sau.
X = 0.1
∧
Y = 1

Từ đó cho ta
Q= 3.53× 10
3

C
d
= 21.04× 10
3

Như vậy ta chọn ổ đũa đỡ chặn ISO tapered roller với các đặc trưng cơ bản như:
Đường kính trong là 150 mm.
Đường kính ngoài là 225 mm.
Khối lượng mỗi ổ là 10 kG.

4. Tính toán sơ bộ đạo lưu
Ống đạo lưu được chọn ở đây là ống 19A, tỉ lệ


=0,5 với các thông số hình học được xác
định như sau:
4.1. Đường kính trong nhỏ nhất của đạo lưu D
Đường kính trong nhỏ nhất của đạo lưu được tính theo công thức nhu sau:


=

+ 2∆ =1,232  trong đó: 

: là đường kính đạo lưu.



: là đường kính chân vịt.
∆ : là khe hở giữa đạo lưu và cánh cv.
4.2. Chiều dài của đạo lưu
Với tỉ lệ


=0,5 ta có thể suy ra chiều dài đạo lưu là:
=0,5.=0,61 =610 
4.3. Bán kính lượn phần mũi, đuôi đạo lưu
Bán kính lượn phần mũi đạo lưu R
in
và bán kính lượn phần đuôi đạo lưu R
out
được tính
theo các công thức trang 215, sách Principles of Naval Architecture V2 như sau:



=5,57%→

=5,57%.610=33,977 →

=17 
ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 22





=3,78%→

=3,78%.610=23,058 →

=11,5 
Trong đó 

: là đường kính cửa vào đạo lưu.


: là đường kính cửa ra đạo lưu.


: là bán kính cửa vào đạo lưu.


: là bán kính cửa ra đạo lưu.

4.4. Tọa độ profil đạo lưu trước hiệu chỉnh
Với chiều dài đạo lưu L = 610 mm ta có bảng tọa độ của đạo lưu theo trang 215, sách
Principles of Naval Architecture V2 như sau:
Bảng 1. Bảng tỉ lệ phần trăm.
x/L (%) 0 1,25 2,5 5 7,5 10 15 20 25 30 40 50 60 70 80 90 95 100
y(in)/L
(%) 18,25 14,68 12,8 10,87 8 6,34 3,87 2,17 1,1 0,48 0 0 0 0,3 0,82 1,45 1,86 2,36
y(out)/L
(%) 20,72 21,07 20,8 6,36
Bảng 2. Bảng kích thước.

x
(mm)
0 7,625 15,25 30,5 45,75 61 91,5 122 152,5 183 244 305 366 427 488 549 580 610
y(in)
(mm)
111,33 89,548 78,08 66,307 48,8 38,67 23,6 13,24 6,71 2,928 0 0 0 1,8 5,002 8,845 11,3 14,4
y(out)
(mm)
0 126,39 128,53 126,88 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 38,8
Với bảng thông sô trên sau khi vẽ xong đạo lưu thì kết quả cho hình ảnh đạo lưu chưa
hoàn chỉnh, vì vậy cần hiệu chỉnh bản vẽ cho có hình dạng giống với hình ảnh mặt cắt ngang
cánh theo tiêu chuẩn thủy động học của NACA. Các nguyên tắc khi hiệu chỉnh là phải tuyết
đối tuân theo các hệ số cửa ra và của vào của đạo lưu như đã nêu trong “Sổ tay thiết bị tàu
thủy tập 1”. Với điểm tựa là cuốn sách bên thì kết quả của các hệ số của đạo lưu sau khi hiệu
chỉnh là.

4.5. Thông số kích thước đạo lưu sau hiệu chỉnh
4.5.1. Đường kính cửa ra của đạo lưu
Đường kính cửa ra của đạo lưu được đo trực tiếp từ bản vẽ sau khi đã hiệu chỉnh như
sau:


=1293 
4.5.2. Hệ số cửa ra của đạo lưu
Hệ số cửa ra của đạo lưu được tính theo công thức 1.14 trang 17 sách “Sổ tay thiết bị tàu
thủy tập 1” như sau:
=





=






=
1293

1232

=1,1
ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 23

Kết luận: với cách hiệu chỉnh profil của đạo lưu như đã thực hiện thì kết quả sau khi
kiểm tra lại hệ số cửa ra của đạo lưu là =1,1 nằm trong giới hạn 1,1 ÷ 1,15 như trong “Sổ
tay thiết bị tàu thủy tập 1” đề suất, vậy cách hiệu chỉnh trên chấp nhận được.
4.5.3. Đường kính cửa vào đạo lưu
Dường kính cửa vào của đạo lưu được đo trực tiếp từ bản vẽ sau khi đã hiệu chỉnh như
sau:


=1454 
4.5.4. Hệ số cửa vào của đạo lưu
Hệ số cửa vào của đạo lưu được tính theo công thức 1.14 trang 17 sách “Sổ tay thiết bị

tàu thủy tập 1” như sau:
=




=






=
1454

1232

=1,39
Trong các công thức trên thì: 

: là đường kính cửa vào đạo lưu.


: là đường kính cửa ra đạo lưu.


: là đường kính đạo lưu tại mặt cắt chân vịt.



: là dien tích cửa vào đạo lưu.


: là diện tích cửa ra đạo lưu.


: là diện tích đạo lưu tại mặt cắt chân vịt.
Kết luận: kết quả kiểm tra lại hệ số cửa vao của đạo lưu là =1,39 nằm trong giới hạn
1,÷ 1,5 như trong “Sổ tay thiết bị tàu thủy tập 1” đề suất, vậy cách hiệu chỉnh trên chấp nhận
được.
4.6. Vị trí đặt trục của đạo lưu
Với thiết bị đẩy azimuthing thruster thì có 2 vị trị đặt trục tương ứng với chức năng là
“chân vịt đẩy” hoặc “chân vịt kéo” như đã trình bày ở trên. Thiết kế trong bài dùng cho chân
vịt đảm nhiệm chức năng là chân vịt đẩy nên vị trí đặt trục là tại mép trước của đạo lưu, tức
tại cửa vào của đạo lưu.
4.7. Biên dạng profil của đạo lưu
Sau khi tính toán sơ bộ ta có thể vẽ được hình ảnh của đạo lưu với các thông số kích
thước như sau:
Chiều dài đạo lưu: L = 610 mm.
Đường kính trong nhỏ nhất của đạo lưu: 

=1232 .
Đường kính cửa ra của đạo lưu: 

=1293 .
Đường kính cửa vào của đạo lưu: 

=1454 .
Vị trí đặt trục hệ thống: Tại cửa vào của đạo lưu.
Bán kính lượn phần mũi đạo lưu: 


=17 
Bán kính lượn phần đuôi đạo lưu: 

=11,5 
ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 24


II. TÍNH LỰC VÀ MOMEN THỦY ĐỘNG
1. Tính toán theo lý thuyết
Với hệ chân vịt đạo lưu thông thường thì việc xác định lực thủy động và momen có thể thực
hiện thông qua đồ thị trong sách Thiết bị tàu thủy tập 1 đối với tàu chạy tiến và lùi. Ngoài ra
đối với đạo lưu thường, momen thủy động của đạo lưu và cánh ổn định được tính thông qua
trục lái nằm trên đạo lưu và có đồ thị để ta có thể tính gần đúng với các giá trị trên, dựa vào
momen này ta có thể chọn máy lái phù hợp. Nhưng đối với thiết bị lái góc phương vị thì cách
tính trên không còn tuyệt đối chính xác, vậy cách giải quyết như sau:
Đối với góc lái từ 0 tới 40 độ thì tính lực thủy động thực hiện như thường nhờ đồ thị bể thử,
momen thủy động trong trường hợp này được xác định bằng tích giữa cách tay đòn (khoảng
cách từ tâm áp lực tới tâm trục đạo lưu) và lực thủy động.
Đối với thiết bị đẩy Azimuthing thruster có thể xuay 360 độ thì giới hạn momen xoắn cực
đại trên trục nằm trong khoảng từ 0 đến 90 độ, tại 90 độ lực tác dụng lên đạo lưu lúc này chỉ
là áp lực nước và được tính bằng áp lực thủy động. Ngoài ra do azimuthing thruster có thể
xoay 360 độ nên ở đây ta chỉ xét một trường hợp có thành phần lực tác động lớn hơn tác động
lên hệ đạo lưu là lúc tàu tiến, vậy cách tính gần đúng được thực hiện theo các bước như sau:

1.1. Xác định hệ số tải và tốc độ kích thích chiều trục của chân vịt trong ống
Vận tốc dòng chảy của nước tới chân vịt: 


=0,5144.

(
1 − 
)
=3,38



Hệ số tải của đạo lưu: 

=




 




=4,3
ĐAMH THIẾT BỊ TÀU THỦY GVHD: NGUYỄN VĂN CÔNG


SVTH: TRẦN KIẾN TRÚC – NGUYỄN THÀNH TÂM - VT10 Page 25

Trong đó: 


là lực đẩy toàn phần của chân vịt trong ống đạo lưu được tính theo công
thức như sau 

=



≈3000  với 

=

=2764,82 


=
.


=1,17 

là diện tích quay vòng của cánh chân vịt.
Hệ số tải của chân vịt trong ống đạo lưu: 

=



=3,4
ℎ=−0,27 được tra trong hình 1.27 sách Sổ tay thiết bị tàu thủy tập 1 với hệ số cửa vào
của đạo lưu =1,39 và 


=4,3

1.2. Xác định lực thủy động và momen thủy động trên đạo lưu
Lực và momen thủy động từ góc 0 đến 40 độ được xác định bằng các hệ số tra trong sổ
tay thiết bị tàu. Ngoài ra một số công thức bổ xung cho quá trình tính như sau:


=



→

=

. với 

là hệ số tâm áp lực tra ở hình 1.26 trang 48 Sổ tay thiết bị
tàu thủy tập 1.
L
xp
tâm áp luc

Hình ảnh: Minh họa vị trí tâm áp lực trên đạo lưu


=



.

.


.

: lực pháp tuyến.


=

.

: là momen thủy động.


: là diện tích sử dụng bề mặt có hiệu quả của đạo lưu:


=

.

..=2,23 




=0,85: là hệ số biểu thị giữa bề mặt sử dụng thực tế so với toàn bộ bề mặt tính toán

của đạo lưu.


=





=1,3735 : là đường kính trung bình của đạo lưu.
Kết quả được tổng hợp thành bảng sau:
STT



Đại
lượng
Đơn
vị
Góc bẻ lái
5 10 15 20 25 30 35 40
0,087 0,175 0,262 0,349 0,436 0,524 0,611 0,698
1 Cp0 - 0,215 0,22 0,23 0,24 0,26 0,285 0,31 0,35