Подруливающее устройство судна, основы работы ПУ

Подруливающее устройство судна предназначено для повышения манёвренности судна при проходе каналов и узкостей, а также при подходе к причалу. Эти устройства позволяют судну двигаться бортом (лагом), разворачиваться на месте, менять курс на малых ходах и значительно уменьшать радиус разворота.

СодержаниеСвернуть

Основы работы ПУ в идеальной жидкости
Основы работы ПУ в реальной жидкости
Гидродинамические характеристики ПУ
Гидравлические показатели компонентов проточной части устройства
Сопротивление входной и выходной частей канала
Сопротивление трения канала ПУ
Сопротивление защитных решеток и выступающих частей в канале
Показатели эффективности ПУ
Оценка возможности появления кавитации гребного винта ПУ

Основы работы ПУ в идеальной жидкости

Основным режимом работы подруливающего устройства является его действие на судне, которое остается неподвижным (например, при удержании судна на месте при ветре), либо перемещается в поперечном направлении с весьма малой скоростью (например, при швартовных операциях). При скоростях хода более 6 км/ч управление судном с помощью ПУ малоэффективно и применяется сравнительно редко. Проектирование ПУ ведется для швартовного режима работы. Влияние хода судна на действие ПУ рассматривают как дополнительный фактор; для этого режима выполняется расчет влияния набегающего потока на работу ПУ.

Идеальным будем называть ПУ, которое работает в потоке, так называемой, идеальной жидкости. В такой жидкости отсутствуют вязкостные потери (вязкостные потери в водопроточном тракте ПУ и вязкостные потери в импеллере), а также не происходит закручивания струи. Действие идеального ПУ в швартовном режиме иллюстрируется схемой течения жидкости, представленной на рис. 1.

Подруливающее устройство судна - течение жидкости в ПУ — Рис. 1 Схема течения жидкости в ПУ

В точке А контрольной плоскости I-I, находящейся далеко перед входом в канал ПУ, давление в невозмущенной жидкости р_о, а ее скорость υ_о = 0.

Плоскость расположения импеллера находится между контрольными плоскостями II-II и III—III; площадь гидравлического сечения канала (импеллера) F_о. Средняя скорость течения жидкости через гидравлическое сечение — υ_s; р₁ и р₂ статическое давление в струе непосредственно перед импеллером (т. В) и за ним (т. Д) соответственно. Скорость жидкости в потоке после ее выхода из канала и на значительном удалении от ПУ составляет υ_∞, а давление становится равным давлению в невозмущенной жидкости р_о.

Применим уравнение Бернулли вдоль потока (линии тока).

Для участка между плоскостями I-I и II-II (т. А и т. В) будем иметь

$p_{o} = p_{1} + \frac{ρ u_{s}^{2}}{2}, Ф о р м . 1$

а для участка между точками Д и Е уравнение принимает вид

$p_{2} + \frac{ρ u_{s}^{2}}{2} = p_{o} + \frac{ρ u_{\infty}^{2}}{2} . Ф о р м . 2$

Скачок давления в диске импеллера А_р можно определить с использованием уравнений (1) (2)

∆ p = p_{2} - p_{1} = p_{o} + \frac{ρ u_{\infty}^{2}}{2} - \frac{ρ u_{s}^{2}}{2} - (p_{o} - \frac{ρ u_{s}^{2}}{2}) = ρ \frac{u_{\infty}^{2}}{2} . Ф о р м . 3

Сила упора импеллера в потоке идеальной жидкости T_i определяется скачком давления Δ_р и площадью гидравлического сечения F_о, т. е.

T_{i} = ∆ p \cdot F_{o} = \frac{ρ u_{\infty}^{2}}{2} \cdot F_{o} . Ф о р м . 4

Для определения эффективного упора (Т_ei ) идеального ПУ применим закон количества движения к контрольной плоскости IV-IV, которую струя пересекает на достаточном удалении от выхода из канала

$T_{E i} = ρ u_{s} \cdot u_{\infty} \cdot F_{o} Ф о р м . 5$

Получим соотношение между скоростью жидкости после ее выхода из канала u_∞ и скоростью течения в канале υ_s. (Последняя в расчетах по гидродинамике ПУ рассматривается как номинальная). Соотношение между u_∞ и u_s можно получить путем преобразования уравнения (2):

$\frac{ρ u_{\infty}^{2}}{2} = p_{2} - p_{o} + \frac{ρ u_{s}^{2}}{2},$

$\frac{u_{\infty}^{2}}{u_{\infty}^{2}} = \frac{2 (p_{2} - p_{o})}{ρ u_{s}^{2}} + 1,$

$\frac{u_{\infty}}{u_{s}} = \sqrt{\frac{2 (p_{2} - p_{o})}{ρ u_{s}^{2}} + 1} и, в и т о г е,$

$u_{\infty} = u_{s} \sqrt{\frac{2 (p_{2} - p_{o})}{ρ u_{s}^{2}} + 1} . Ф о р м . 6$

Отношение разницы статических давлений (р₂ – р₀ ) к динамическому давлению струи в канале

$(\frac{ρ u_{s}^{2}}{2})$

принято рассматривать в качестве относительного избыточного давления за импеллером

$χ_{1} = \frac{2 (p_{2} - p_{o})}{ρ u_{s}^{2}} . Ф о р м . 7$

С учетом (7) выражение (6) принимает вид

$u_{\infty} = u_{s} \cdot \sqrt{1 + χ_{1}} . Ф о р м . 8$

Величина показателя X₁ зависит от формы обводов корпуса судна в месте расположения ПУ и оформления входа и выхода из канала.

С учетом соотношения скоростей (8) в струе формула для эффективного упора (5) может быть преобразована к виду

T_{E i} = ρ u_{s} \cdot u_{\infty} \cdot F_{0} = ρ u_{s} \cdot F_{0} \cdot u_{s} \cdot \sqrt{1 + χ_{1}} = ρ \cdot F_{0} \cdot u_{s}^{2} \cdot \sqrt{1 + χ_{1}} . Ф о р м . 9

Запишем формулу для коэффициента нагрузки ПУ по эффективному упору с учетом (9)

σ_{E i} = \frac{T E_{i}}{F_{o} \cdot u_{s}^{2} \cdot ρ / 2} = 2 \sqrt{1 + χ_{1}} . Ф о р м . 10

Выше при рассмотрении идеального ПУ (рис. 1) принято, что входная часть канала (от плоскости входного отверстия до плоскости размещения импеллера) и выходная имеют форму правильного цилиндра с площадью проходного сечения F₀.

В некоторых случаях канал выполняется с поджатием выходной части (F’_вых □ F₀) или с расширением ее (F″_вых □ F₀). При поджатии площадь проходного сечения монотонно уменьшается от F₀ до F’_i , а при расширении – увеличивается от F₀ до F″_вых . Установлено, что поджатие выходной части канала приводит к увеличению нагрузки (Т_i) и снижению к.п.д. импеллера при заданном упоре ПУ (Т_Ei). В то же время поджатие позволяет уменьшить разрежение на засасывающей стороне импеллера и тем самым отдалить кавитацию.

Предлагается к прочтению: Комплексная автоматизация энергетических установок буксирных судов

Расширение выходной части канала приводит к увеличению засасывания на входе (положительного засасывания), снижению нагрузки на импеллер и увеличению его к.п.д. Одновременно с этим увеличивается разрежение на засасывающей стороне импеллера и повышается опасность кавитации.

Основы работы ПУ в реальной жидкости

При работе ПУ в реальной жидкости (условно-реальное ПУ), в отличие от его работы в идеальной жидкости, возникают вязкостные потери в проточной части канала и в импеллере, а также происходит закручивание струи последним. Вследствие вязкости жидкости засасывание в этом случае реализуется частично. Упор импеллера реального ПУ можно разделить на две части

$T = T_{i} + ∆ T,$

где T_i – упор импеллера в идеальной жидкости, ΔТ – дополнительный упор, необходимый для преодоления вязкостного сопротивления движению жидкости в тракте ПУ.

С использованием формул (4), (8) можно получить

T_{i} = \frac{ρ u_{\infty}^{2}}{2} \cdot F_{o} = \frac{ρ}{2} {(u_{s} \cdot \sqrt{1 + χ_{1}})}^{2} \cdot F_{o} = \frac{ρ u_{s}^{2}}{2} \cdot F_{o} \cdot (1 + χ_{1}) .

Дополнительный упор определяется по известному выражению

$∆ T = \frac{ρ u_{s}^{2}}{2} \cdot F_{o} \cdot Σ ζ,$

где Σς — сумма коэффициентов всех гидравлических потерь в прочной части ПУ.

Следовательно, упор импеллера реального ПУ определяется выражением

T = T_{i} + ∆ T = \frac{ρ u_{s}^{2}}{2} \cdot F o (1 + χ_{1} + Σ ζ), Ф о р м . 11

а коэффициент нагрузки по упору

σ_{T} = \frac{T}{\frac{ρ u_{s}^{2}}{2} \cdot F_{o}} = 1 + χ_{1} + Σ ζ . Ф о р м . 12

Эффективный упор реального ПУ определяется по формуле

T_{E} = ρ \cdot F_{o} \cdot u_{s}^{2} \sqrt{1 + χ_{1}}, Ф о р м . 13

а коэффициент нагрузки устройства по эффективному упору

σ_{E} = \frac{T_{E}}{F_{o} \cdot u_{s}^{2} \cdot ρ / 2} = 2 \sqrt{1 + χ_{1}} . Ф о р м . 14

В формулах (11), (12), (13) и (14) величина показателя □₁ принимается с учетом конструктивных особенностей проектируемого (реального) ПУ; при этом должны быть учтены форма корпуса судна в месте расположения ПУ, а также геометрия канала на входе и выходе. Теоретическое определение величины □₁ затруднительно; она может быть получена лишь в результате анализа экспериментальных данных. Модельные испытания свидетельствуют, что наибольшее влияние на величину □₁ оказывают радиус закруглений кромок торцовых отверстий канала (r) и угол наклона бортов в месте расположения устройства (β) (рис. 2).

Подруливающее устройство судна - кромки торцовых отверстий — Рис. 2 Зависимость □₁ от радиуса закругления кромки канала и наклона борта

Значение коэффициента □₁ для различных относительных радиусов (r /Д) приведено на рис. 2, а. График построен для ПУ с относительной длиной трубы (канала) l /Д = 1,25 и углом наклона бортов (□) 90°. В случае □ < 90° коэффициент определяется по формуле

$χ_{1} = χ_{1, 0} + ∆ χ_{1},$

где □_х1 – поправка, снятая с графика на рис. 2, б.

Гидродинамические характеристики ПУ

Гидравлические показатели компонентов проточной части устройства

Гидравлические потери в проточной части ПУ складываются из местных потерь и потерь на трение. Суммарные потери определяются величиной потери полного давления ∑Δр. В качестве безразмерного коэффициента сопротивления проточной части (сопротивления тракта ПУ) принято отношение величины потери полного давления к скоростному напору воды в проточной части ПУ

$Σ ζ = \frac{Σ Δ p \cdot 2}{ρ u_{s}^{2}} .$

Полное сопротивление тракта ПУ складывается из сопротивлений образующих его компонентов, т. е. входной части канала, основной части канала (как правило – цилиндрической), выступающих частей (кронштейнов, гондол), выходной части канала и защитных решеток. Соответственно полное сопротивление тракта ПУ будет:

Σ Δ p = Δ p_{в х} + Δ p_{т р} + Δ p_{в ч} + Δ p_{в ы х} + Δ p_{р е ш} .

Безразмерный коэффициент сопротивления тракта (∑ζ) складывается из соответствующих безразмерных коэффициентов

$Σ ζ = ζ_{в х} + ζ_{т р} + ζ_{в ч} + ζ_{в ы х} + ζ_{р е ш},$

полученных применительно к одним тем же значениям скорости жидкости υ_s и площади гидравлического сечения канала F₀.

Сопротивление входной и выходной частей канала

Наиболее распространенной формой канала одноканальных («симметричных») ПУ является цилиндрическая. Прямоугольная форма канала применяется у ПУ с крыльчатыми движителями.

В процессе применения одноканальных ПУ функции входа и выхода выполняют оба бортовых отверстия канала. При этом конфигурация входной части канала должна предотвращать отрыв потока и создавать минимум сопротивления на входе; конфигурация выходной части – обеспечивать устойчивый отрыв потока и минимальные потери на выходе.

Наиболее распространенным вариантом оформления кромок отверстий канала одноканальных ПУ стало незначительное их скругление; радиус такого скругления не превышает 10% диаметра канала.

Если канал ПУ одностороннего действия (двухканальное ПУ), то появляется возможность предусмотреть плавный скругленный вход, а выход – с острыми кромками. В случае расположения входного отверстия канала в зоне наклона шпангоута (рис. 3), поток, втекающий в канал снизу, поворачивается на угол превышающий 90°, что создает повышенную вероятность его отрыва.

Подруливающее устройство судна - входная часть канала — Рис. 3 Входная часть канала ПУ при наклонном шпангоуте: а – прямой канал; б – изогнутый канал

Поэтому закругление кромок в нижней части таких отверстий должно иметь больший радиус, чем в верхней части.

Форма входной части канала ПУ оказывает также влияние на сопротивление воды движению судна. Для уменьшения сопротивления, вызванного уступом на корпусе судна в районе отверстия, входная часть канала с кормовой стороны сопрягается с корпусом с помощью ложкообразной выемки (рис. 4).

Подруливающее устройство судна - ложкообразный вырез — Рис. 4 Ложкообразный вырез для снижения дополнительного сопротивления на ходу судна: а – коническое сопряжение; б – плавное сопряжение; в – форма выреза

Исследования показывают, что при огибании потоком входных кромок приемного отверстия канала ПУ возможно возникновение отрыва его с появлением замкнутой застойной зоны. На рис. 5 зоны обозначены точками; они влияют на форму потока жидкости, входящего в ПУ, и, следовательно, изменяют гидравлическое сопротивление тракта.

Подруливающее устройство судна - потока жидкости — Рис. 5 Схема течения при входе в канал ПУ

Вязкостные потери зависят от геометрии входной части канала. Так, если входное отверстие имеет острые кромки и ось канала перпендикулярна к борту (рис. 5, а) коэффициент сопротивления входной части ζ_вх = 0,5. При наклоне оси канала к поверхности борта и выполнением отверстия с острыми кромками (рис. 5, б) сопротивление на входе возрастает; коэффициент сопротивления в этом случае может быть определен по формуле

ζ_{в х} = 0, 5 + \frac{0, 3}{\sqrt{1 + t g^{2} ψ_{в л} + t g^{2} ψ_{ш п}}} + \frac{0, 2}{1 + t g^{2} ψ_{в л} + t g^{2} ψ_{ш п}},

где ψ_вл, ψ_шп — угол между диаметральной плоскостью судна и касательной к ватерлинии (ψ_вл), или шпангоуту (ψ_шп) в месте расположения входного отверстия.

Сопротивление входа может быть существенно уменьшено за счет скругления острых кромок (рис. 5, в); для этого случая величина ζ_вх определяется по графику рис. 6.

Подруливающее устройство судна - сопротивление входного отверстия — Рис. 6 Зависимость коэффициента сопротивления входного отверстия от относительного радиуса закругления его кромок

Менее значительное снижение сопротивления входа может быть получено путем установки на входе в канал конического раструба (рис. 5, г). В этом случае входной участок канала имеет два излома, которые влияют на ζ_вх (рис. 7).

Подруливающее устройство судна - сопротивление входного участка — Рис. 7 Зависимость сопротивления входного участка канала от параметров конического раструба

Уменьшить сопротивление канала ПУ на входе и выходе можно путем усложнения геометрии этих участков и, как следствие, возникновения здесь замкнутых циркуляционных зон (рис. 8).

Ступенчатая форма отверстия — Рис. 8 Схема течения при ступенчатой форме входного участка канала ПУ: а – входной участок с прямоугольными образованиями; б – входной участок со скруглением

На входе такая зона предотвращает отрыв потока, а на выходе – обеспечивает полный отрыв выходящего потока, т. е. наилучшие условия для его формирования. При соотношении размеров уступа – l/Д □ 0,20; Д₁/Д □ 1,3 коэффициент сопротивления для входа ζ_вх = 0,10÷0,12. Скругление входной кромки (рис. 8, б) позволяет уменьшить эту величину до ζ_вх = 0,07÷0,08.

Сопротивление канала на выходе (потеря давления в потоке) обусловлено перестройкой поля скоростей на этом участке. При обжатии выходящего потока с помощью конической насадки (К_с < 1) коэффициент сопротивления на выходе определяется по формуле

$ζ_{в ы х} □ (1, 05 / К_{с}^{4}) - 1,$

а при расширении выходящего потока с помощью конического диффузора (К_с □ 1) —

$ζ_{в ы х} □ 0, 16 [{(К_{с} - 1)}^{2} / К_{с}^{2}],$

где

$К_{с} = \frac{F_{в ы х}}{F_{o}}$

конструктивный коэффициент, определяющий соотношение площадей гидравлического (проходного) сечения на выходе (F_вых) и внутри канала (F₀).

Сопротивление трения канала ПУ

Если смачиваемая поверхность канала выполнена гидродинамически гладкой и не имеет волнистости для определения коэффициента сопротивления трения (ζ_тр ) могут быть использованы:

формула Никурадзе

ζ_{т р} = (0, 0032 + \frac{0, 221}{R_{e}^{0, 237}}) \cdot l / Д, Ф о р м . 15

или формула Конакова

ζ_{т р} = \frac{1}{{(1, 81 o g R_{e} - 1, 54)}^{2}} . Ф о р м . 16

Для определения ζ_тр широко используется также формула Блазиуса

$ζ_{т р} = \frac{0, 3164}{R_{e}^{0, 25}} \cdot l / Д . Ф о р м . 17$

В формулах (15), (16), (17):

$R_{e} = \frac{u_{s} \cdot Д}{v}$

число Рейнольдса, где υ_s, Д – средняя скорость жидкости в канале и его диаметр соответственно;
v – кинематический коэффициент вязкости жидкости;
l – длина канала.

Значение v может быть определено в зависимости от температуры воды по таблице 1.

Табл. 1 Зависимость кинематического коэффициента вязкости воды от ее температуры
t°C	$v \cdot 10^{+ 6}, \frac{м^{2}}{c}$	t°C	$v \cdot 10^{+ 6}, \frac{м^{2}}{c}$	t°C	$v \cdot 10^{+ 6}, \frac{м^{2}}{c}$
0	1,79	12	1,24	20	1,01
2	1,67	13	1,20	22	0,96
4	1,57	14	1,17	24	0,92
6	1,47	15	1,12	26	0,88
8	1,39	16	1,11	28	0,84
9	1,35	17	1,08	30	0,80
10	1,31	18	1,06
11	1,27	19	1,03

Примечание. Снятые с таблицы величины v должны быть уменьшены в 10⁶ раз. Так, при 4° истинное значение v = 1,57□10^-6 м²/с.

При существующих размерах каналов ПУ и скоростях движения жидкости в них значение числа R_e находится в пределах

$10^{6} < (R_{e} = u_{s} \cdot Д / v) < 10^{7} .$

Сопротивление защитных решеток и выступающих частей в канале

Защитные решетки устанавливаются во входных отверстиях каналов для предотвращения попадания в него посторонних предметов. Решетки выполняются обычно из прямолинейных профилированных стержней, располагающихся на одинаковом расстоянии один от другого. Для ПУ с гребными винтами чаще применяются вертикальные решетки; при использовании крыльчатого движителя обычно устанавливаются горизонтальные решетки (рис. 9).

Подруливающее устройство судна - защитные решетки — Рис. 9 Защитные решетки ПУ: а – вертикальная решетка; б – смешанная решетка; в – решетка канала ПУ с крыльчатым движителем

Горизонтальные решетки также предпочтительны при расположении входа в канал ПУ в зоне значительного наклона шпангоутов. В некоторых конструкциях применяются решетки, включающие вертикальные и горизонтальные стержни.

Безразмерный коэффициент сопротивления решетки при трех видах профиля сечения прямолинейных стержней может быть получен с помощью графика^*) на рис. 10.

*) Особенностью графика на рис. 10 является трансформированное представление функции (коэффициента сопротивления – в виде

$\frac{ζ_{р е ш}}{1 + ζ_{р е ш}} .$

Это позволяет ограничиться шкалой значений функции в пределах от 0 до 1,0.

Коэффициенты сопротивления решеток — Рис. 10 Зависимость коэффициента сопротивления решеток от загрузки сечения

На рис. 10 приняты обозначения:

$К_{п р} = \frac{F_{п р}}{F_{в ы х}}$

коэффициент просвета решетки, где F_пр – площадь просвета по сечению решетки нормальному к потоку;
F_вых – площадь выходного сечения канала.

Для определения коэффициента сопротивления решетки, расположенной в выходном сечении канала ПУ (без учета взаимодействия ее элементов) может быть использована формула

$ζ_{р е ш} □ С_{Д} \frac{К_{3}}{(1 - К}$ ₃)2 · 1Кс2,

где К_з = F_реш / F_вых – коэффициент загромождения решеткой выходного сечения канала;
F_вых – площадь выходного сечения канала;
F_вых = е ∑l_i – площадь нормального к потоку и загроможденного стержнями сечения решетки;
е – толщина профиля стержня решетки;
∑I_i – суммарная длина всех стержней решетки;

$К_{с} = \frac{F_{в ы х}}{F_{o}}$

конструктивный коэффициент, равный отношению площади К_вых к площади просвета канала (F₀);
С_д – коэффициент, зависящий от соотношения размеров сечения стержня решетки.

Для сегментных профилей стержней решетки зависимость коэффициента С_д от параметров стержней дана на рис. 11.

Коэффициенты сопротивления сегментного профиля — Рис. 11 Зависимость коэффициента сопротивления сегментного профиля от относительной ширины ^в/_е

Коэффициент сопротивления (С_д) эллиптических или овальных профилей в 1,3÷1,4 раза больше чем у сегментного профиля той же относительной толщины.

Для решеток, устанавливаемых во входном отверстии канала параллельно ДП судна, коэффициент гидравлических потерь в решетке может быть получен по данным по формуле

$ζ_{р е ш} = с \cdot ζ,$

где с – коэффициент формы полосы защитной решетки, принимаемый по данным рис. 120;
ζ – базовое значение коэффициента сопротивления решетки, принимаемое по графику рис. 12 в зависимости от показателя (^e/_t), характеризующего стеснение потока полосами решетки.

Коэффициент формы полос решетки — Рис. 12 Зависимость базового коэффициента сопротивления решетки от стесненности потока и коэффициент формы полос решетки

По имеющимся данным при 10% загромождении сечения канала защитной решеткой снижение тяги ПУТяговые характеристики буксирных судов достигает в зависимости от профилировки стержней и качества исполнения решетки 6÷10%, а при загромождении равном 15% снижение тяги достигает 20%.

В проточной части ПУ располагаются выступающие конструктивные элементы (детали передачи мощности к импеллеру, кронштейны, гондола или ступица). Все выступающие части должны иметь хорошо обтекаемую форму. При достаточной длине канала ПУ его иногда расширяют в месте расположения ступицы (гондолы) для того чтобы сохранить площадь проходного сечения проточной части ПУ.

Коэффициент сопротивления выступающих частей, расположенных в канале, без учета их взаимного влияния при обтекании потоком, определяется по формуле

$ζ_{в ч} = С_{Д} [{\frac{К_{3}}{(1 - К_{3})}}^{2}],$

где

$К_{3} = \frac{F_{в ч}}{F_{o}}$

коэффициент загромождения канала ПУ выступающими частями;
F_вч – площадь нормального к потоку сечения выступающих частей;
F₀ – площадь незагроможденного просвета канала ПУ;
С_д – коэффициент, зависящий от формы выступающей конструкции (части) и соотношения размеров ее сечения вдоль потока.

Для сегментных профилей конструкций (например, кронштейнов) зависимость С_д от ^в/_е приведена на рис. 11.

Коэффициент сопротивления гондолы (ζ_{в ч} = ζ_гон), имеющей форму эллипсоида вращения с отношением полуосей 4+5 и диаметром поперечного сечения d_r = (0,25÷0,35) Д ( Д – диаметр канала) составляет ζ_гон □ 0,07.

При гидродинамическом расчете ПУ в некоторых случаях приходится сталкиваться с еще одним источником местных сопротивлений – с поворотными коленами канала. Как отмечалось выше, за счет придания каналу Z-образной формы, подачу мощности от двигателя к импеллеру можно осуществлять через обычный гребной вал.

Величина сопротивления канала, обусловленная коленами, является функцией углов поворота в каждом колене и расстоянием между ними. График для приближенного определения коэффициента сопротивления ζ_кол в зависимости от указанных характеристик по данным представлен на рис. 13.

Определение коэффициента сопротивления — Рис. 13 График для определения коэффициента сопротивления Z-образного канала

Показатели эффективности ПУ

Расчетным (основным) режимом работы ПУ, как отмечалось ранее, является швартовный, при котором ПУ не перемещается, а сила его тяги (Т_Е) не производит работы. Пропульсивный коэффициент полезного действия, применяемый как показатель эффективности работы главной энергетической установки судна, применительно к ПУ, следовательно, не может быть использован.

Для оценки эффективности ПУ применяется безразмерный коэффициент, предложенный Бендеманом

ζ_{Е} = \frac{Т_{Е}}{\sqrt[3]{\frac{ρ}{2} \cdot Р_{Д}^{2} \cdot π \cdot Д^{2}}} = \frac{Т_{Е}}{\sqrt[3]{2 ρ \cdot Р_{Д}^{2} \cdot F_{o}}} = \frac{К_{Е}}{π \sqrt[3]{2 К_{q}^{2}}}, Ф о р м . 18

где Т_Е – эффективный упор ПУ;
Р_д – мощность, подведенная к импеллеру;
Д, F₀ – диаметр канала ПУ и площадь его гидравлического сечения соответственно;
К_Е, K_q – коэффициент упора ПУ и коэффициент момента на валу импеллера соответственно.

Для идеального ПУ коэффициент эффективности принимает вид

$ζ_{Е i} = \sqrt[3]{2 К_{c}},$

где К_c – коэффициент расширения (обжатия) выходного отверстия канала ПУ.

При К_c = 1 (цилиндрический канал)

$ζ_{Е i} = \sqrt[3]{2} = 1, 26 .$

В некоторых случаях на практике применяется коэффициент эффективности ПУ предложенный Карманом,

$C = \frac{\sqrt{T_{E}^{3}}}{Р_{Д} \cdot \sqrt{ρ \cdot F_{o}}} = \frac{\sqrt{К_{Е}^{3}}}{\sqrt{π^{3}} \cdot К_{q}},$

где используются принятые в формуле (18) обозначения.

Соотношение С и ζ_Е определяется формулой

$C = \sqrt{2 ζ_{E}^{3}} .$

Для идеального ПУ с цилиндрическим каналом (К_c = 1,0) коэффициент эффективности С_i = 2,0.

Для оценки потерь в реальном ПУ по отношению к идеальному применяется коэффициент потерь

$α = ζ_{E} / ζ_{E i},$

расчет которого выполняется по формуле

$α = \frac{T_{E}}{\sqrt[3]{4 \cdot ρ \cdot P_{Д}^{2} \cdot F_{o}}} = \frac{K_{E}}{π \sqrt[3]{4 K_{q}}} .$

Значение коэффициента а лежит в достаточно узком диапазоне:

для ПУ с винтами регулируемого шага а = 0,52÷0,58;
для ПУ с винтами фиксированного шага противоположного вращения а = 0,55÷0,62;
для ПУ с крыльчатыми движителями а = 0,55÷0,62;
для ПУ с Т- образными каналами и осевыми насосами а = 0,46÷0,50.

Эффективность ПУ нередко оценивают с помощью простейшего размерного показателя: отношения тяги ПУ к подведенной к импеллеру мощности, т. е. Т_Е/ Р_д. Однако при этом следует учитывать, что данный показатель правомерно использовать для сравнительной оценки ПУ при равных значениях площади гидравлического сечения (F₀) каналов.

В зарубежной практике в качестве критерия для оценки качества ПУ применяется следующий показатель.

$K = \frac{T_{E}}{P_{Д} \cdot Д^{2 / 3}},$

где Т_Е – упор ПУ, кН;
Р_д – подводимая к импеллеру мощность, кВт;
Д – диаметр винта (рабочего колеса), м.

Значение К для ПУ, имеющих удлиненные изогнутые каналы, составляет 0,66÷0,68; при применении соосных винтов противоположного вращения, размещенных в прямых трубах, показатель К лежит в пределах 0,86÷0,91.

Оценка возможности появления кавитации гребного винта ПУ

Кавитационные свойства винта зависят от ряда факторов. Так, на появление кавитации влияет величина разрежения на засасывающей поверхности лопастей винта. Другим фактором является положение скачка статического давления в потоке в плоскости действия винта относительно уровня статического (полного) давления в невозмущенной жидкости перед входом в канал ПУ. Отмеченное является следствием, в частности, геометрических особенностей проточной части ПУ.

Строгая оценка кавитационных качеств гребного винта ПУ сугубо теоретическим путем в настоящее время невозможна. Для этой цели используются результаты экспериментальных исследований моделей ПУ с гребными винтами в кавитационной трубе. Так, установлено, что при дисковом отношении гребного винта более 0,43 достаточно надежным, условием отсутствия кавитации винта ПУ является следующее соотношение

$χ ‘ = \frac{2 (p_{α} + ρ g h_{o} - p_{d})}{ρ \cdot Д^{2} \cdot n^{2}} □ 3, 5,$

где р_а – атмосферное давление, Па;
h₀ – глубина погружения оси винта относительно ватерлинии, м;
p_d – давление насыщенных паров воды при заданной температуре, t °С, Па (рис. 14).

Зависимость давления в ПУ — Рис. 14 Зависимость давления насыщенных паров воды от температуры

С целью недопущения кавитации гребного винта ПУ также используется метод, представленный в (Гидродинамические характеристики ПУ). В этом случае результаты расчетов позволяют определить минимально допустимое значение относительной ширины лопасти

$в_{m i n} = в_{m i n} / Д$

где Д – диаметр винта.

Непосредственно величина;

$в_{m i n}$

находится по формуле;

$в_{m i n} = \frac{1, 1 \cdot G}{z \cdot χ_{s}},$

где z – количество лопастей винта
х_s – число кавитации;
G – показатель, снимаемый с графика рис. 15 в зависимости от коэффициента нагрузки гребного винта по упору (σ_т).

Ширина лопасти винта — Рис. 15 Диаграмма к определению относительной ширины лопасти винта

Показатель;