^7-.
3. С ВИНОГРАДОВ, п. И ГАВРИШ
износ
и НАДЕЖНОСТЬ
ВИНТО-
РУЛЕВОГО
КОМПЛЕКСА
СУДОВ

БИБ;.киТЕКА
Леа. Корейл_строительа.
квс.ьтра
ffffb ИЗДАТЕЛЬСТВО «ТРАНСПОРТ»
МОСКВА —1970 г.
УДК 629.123.014.6.019.3.004.6
С С. Виноградов, П. И, Гавриш. Износ и надежность винто-рулево
го комплекса судов. Изд-во «Транспорт». 1970 г, стр. I—232.
В книге рассмотрены основные вопросы, относящиеся к об-
ласти взносов и надежности устройств винто-рулевого комплекса
судов. Большое .внимание уделено изучению изпосов винто-рулс
вого комплекса, кратко излагаются методика и организация этой
работы, дается классификация наиболее характерных видов изно
са и анализируются их причины На основании обработки статис-
тических данных выполнены расчеты средних скоростей износа и
срока службы основных деталей рулевых и дейдвудных устройств,
гребных аалов и винтов.
Подробно излагаются мало освещенные в печати вопросы тео
рии расчета в технического обоснования установочных при построй
ке и предельных при эксплуатации зазоров в основных узлах винто
рулевого комплекса судов. Выполнено исследование методов расчета
показателей надежности применительно к устройствам пинто-руле-
вого комплекса с учетом их восстанавливаемости, а также получе-
ны расчетным путем значения количественных показателей безог-
казности, ремонтопригодности и долговечности устройств в целом
и их деталей.
Произведены оценка и сопоставление, надежности устройста
винто-рулевого комплекса распространенных л нашей стране типов
судов, определены основные направления и пути повышения их па
дежпости, долговечности и ремонтопригодности Большое внимание
уделено вопросу выбора номенклатуры .и назначения нормативных
величин показателей надежности для устройств винто-рулевого
комплекса.
Кинга предназначена для работников служб эксплуатации п
судоремонта, работников проектно-конструкторских организаций, а
также может быть использована студентами средних п высших
морских и судостроительных учебных заведений. Табл 49, рис. 72
библ 48.
3—18-5
314-70
Сергей Сергеевич Виноградов,
Павел Иванович Гавриш
Износ и надежность винто-рулевого комплекса судов
Редактор Т. И Гулидова
Переплет художника Н. П Морского
Технический'редактор Е. А. Тихонова
Корректоры. В Г. Комарова, М Г Плоткина
Сдано в набор 2ЬД'Ш 1969 г. Подписано к печати 30/1 1970 г. Бумага ти-
пографская № 1. Формат 60\90/16 7.25 бум л, 14,5 печ .ъ, 14,95 уч.-изд. л.
Иэд 1 3-1/10 № 2528 Т4Ю945. Тираж 3500 экз. Цена 79 кон Переплет
15 коп Заказ № 6320
Издательство «Транспорт», Москва, Б-174. Басманный туп. 6а
Тип. изд-ва «Волжская коммуна», г Куйбышев, пр. Карла Маркса, 20Г.
Предисловие
Проблема повышения надежности изделий — одна из важ-
нейших народнохозяйственных задач. От решения этой задачи
зависит повышение эффективности эксплуатации судов, рента-
бельность их использования.
Жизненно важными, обеспечивающими эксплуатационную
надежность, живучесть и безопасность плавания судов, являют-
ся устройства винто-рулевого комплекса (ВРК) — рулевые, дей-
двудные, гребные валы и винты. Поэтому повышение их надеж-
ности является важным условием безаварийной и длительной
эксплуатации судов, получения высоких технико-экономических
показателей их работы. В этой связи развитие вопросов теории
и практики надежности судовых конструкций и машин становит-
ся весьма актуальным. К сожалению, в отечественной литерату-
ре этим вопросам до настоящего времени уделялось совершенно
недостаточное внимание. В данной работе делается попытка в
какой-то мере восполнить пробел в этой области и осветить неко-
торые теоретические и практические вопросы теории надежности
применительно к устройствам ВРК морских судов.
В целом книга написана на базе многолетнего опыта авторов
по изучению взносов и надежности устройств ВРК морских су-
дов, а также обобщения и анализа опыта работы других иссле-
дований по этому вопросу.
В сборе и обработке некоторых статистических материалов,
использованных в работе над книгой, а также в выполнении ря-
да расчетов ио надежности принимали участие инж. В. С. Лей-
бович, В. Г. Громаков, А. Н. Горчаков и М. С. Павлов, за что
авторы им весьма признательны и благодарны.
ГЛАВА ! УСТРОЙСТВА ВИНТО-РУЛЕВОГО КОМПЛЕКСА
И ТЕНДЕНЦИИ ИХ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ
§ I.	РУЛЕВЫЕ УСТРОЙСТВА
Методы проектирования рулевых устройств (РУ) и оценка их
качества должны соответствовать заданным условиям, опреде-
ляемым эксплуатационно-техническими характеристиками судна.
Применяемые на современных морских транспортных и про-
мысловых судах рули довольно разнообразны как по конст-
рукции, так и по типу их крепления к корпусу судна.
В табл. 1 приведены наиболее распространенные в отечест-
венной и зарубежной практике конструктивные схемы рулей.
Рулевые устройства с рулями указанных типов в комплексе с
электрическими секторными или электрогидравлическими плун-
жерными рулевыми машинами используются на судах водоиз-
мещением до 10 000 тис электрогидравлическими — на судах
водоизмещением более 10 000 т.
По виду соединения с корпусом судна рули каждой группы
можно подраздели гь на следующие типы (см. табл. 1):
небалансирные рули: многоонорныс, с тремя и большим чис-
лом штырей (танкеры типа «Казбек», «Апшерон» и др.); рули с
двумя штырями (сухогрузы типа «Янтарный», «Павлин Вино-
градов», «Ленинский комсомол» н др), рули с одним штырем в
пятке ахтерщтевня;
балансириые рули: рули с двумя штырями (БМРТ типа
«Маяковский», танкеры «Дружба», «.Мир», «Луганск»); рули с
одним штырем (РМТ типа «Тропик», танкеры «София», «Пекин»
и Др-); руль типа «Симплекс» (танкеры «Труд», «Гурзуф», сухо-
груз «Уссурийск» и др.); подвесные рули, нс имеющие нижней
опоры (дизель-электрические китобойные суда и др.);
полубалапсирные рули: рули, устанавливаемые в диамс
тральной плоскости, на ахтерштевне (при одном руле па двух-
вальных судах); рулп, устанавливаемые за кронштейном (на
одновальных п многовальных судах при расположении руля за
винтом).
Применяемые конструкции рулей, как правило, предусматри-
вают съем пера руля без подъема баллера и без связанного с
Таблиц я I
Конструктивные схемы рулей
этим частичного демонтажа рулевой машины С этой целью
обычно применяют криволинейный баллер с горизонтальным
фланцем для болтового соединения с пером руля.
Конструкция рулей с прямым баллером (танкер типа «Пе-
кин» и др.) также позволяет производить съем пера руля без
Рис. 1. Рулевое устройств дизель-
электричесього китобойного суд
на типа «Мирный»:
I — баллер, 3 —
НЫЙ piACplKX'l),
ки ц|г111н-<еля.
перо руля; 2 — нпжияй подшип
3 — балтср, 1— нерхмнй подтип-
Рис. 2. Руль типа «Спмплькс»:
nipn овина
полушка сфе-
Ю — птхлкп
подъема баллера, по для этого необходимо предварительно про-
извести демонтаж специальных съемных секций и, отсоединив
перо от баллера, приспустить перо руля вниз.
Замена горизонтального фланцевого соединения пера руля с
баллером конусным в значительной степени упрощает поковку,
обработку и ремонт баллеров рулей этого типа (например, кито-
бойные суда, рис. 1, танкеры «Пекин» и др.)
6
Учитывая, что распространенные конструкции рулей морских
судов достаточно широко описаны в отечественной литературе,
кратко остановимся здесь лишь на особенностях навесного ба
лапспрного руля типа «Симплекс» со съемным рудерпостом
(рис. 2). Рули этого типа нашли широкое применение как в
отечественной, гак н в зарубежной практике па судах всех
размеров с полными кормовыми образованиями и умеренными
скоростями.
Рудсрпис у данного типа руля часто выполнен в виде трубы
большого сечения, сквозь которую проходит съемный кованый
рудерпост круглого сечения Нижний конец рудерпоста имеет
вид конического хвостовика и закреплен неподвижно гайкой в
пятке ахтерштевня, а верхний конец снабжен вертикальным
фланцем, крепящимся болтами и шпонкой к приливу ахтерштев-
ня.
Рабочие шейки рудерпоста всегда снабжаются облицовка-
ми, работающими в паре с бакаутовым (или ДСП) набором,
заключенным в бронзовые втулки подшипников пера руля, ко
торые приварены в верхней и нижней частях трубы рудерписа
Смазкой служит морская вода.
Вес руля и закрепленных на нем деталей воспринимается
упорным подшипником, дополнительно также установлены два
упорных кольца из закаленной стали, при этом верхнее кольцо
приварено к нижнему подшипнику рудерписа, а нижнее — к
пятке ахтерштевня. Установочный зазор между кольцами со-
ставляет обычно 1- 5 мм.
Руль типа «Симплекс» получил широкое применение потому,
что благодаря наличию рудерпоста, устраняющего коисольность
пятки ахтерштевня и воспринимающего давление воды на перо
руля, уменьшается вибрация руля и разгружается баллер.
Вместе с тем становится возможным получить низкие удельные
давления в подшипниках пера руля, что очень важно для
уменьшения их износа.
Данные о применении различных типов рулей на отечествен-
ных и зарубежных судах водоизмещением свыше 10 000 г
(в % от общего числа рассмотренных судов), построенных за
период с 1950 по 1961 п . приведены «иже:
На иностранных судах (танкерах):
рули типа «Симплекс» .	.	.42
рули нсбалансирные . .	- .	.	24
рули полубалансирпые па кронштейнах	15
В последнее время на крупных танкерах нашли применение
раскрывающиеся рули, используемые не только для управления
судном, но и для его торможения.
На сухогрузных, пассажирских и грузо-пассажирских судах-
рули типа «Симплекс».....................................40
рули базаисирные с Д|умя штырями . .	... 25
рули позубалапсирзые на кронштейнах	.	. 28
Рули полубалансирные на кронштейне в основном устанавли-
вали на судах со скоростью хода 18—21 узел и дедвейтом
10 000—20 000 т. На судах с меньшими скоростями хода нашли
широкое применение рули типа «Симплекс».
На одновинтовых п двухвинтовых большегрузных судах для
снижения шума и вибрации в кормовой части судна, а также
для улучшения гидродинамических качеств движительно-руле-
вого комплекса наиболее целесообразна установка полубалап-
сирных на кронштейне рулей. На судах этой группы, предназна-
ченных для плавания в ледовых условиях, широко применяются
рули типа «Симплекс», балансирные с двумя штырями, полуба-
лансирныс с одним п двумя штырями. На отечественных мор-
ских судах нашли применение (в %) 
На танкерах:
рули балансирные с двумя штырями (су та^тина «.Мир», «Друж-
ба», «Лисичанск») .	'	. . . -...............34
рули балансирные с одним ипырем (суда типа «Пекин», «Со-
фия)» ....................................................22
рули небалаисирныеДсуда типа «Казбек», «AuinqxiH») 22
На сухогрузных и грузо-пассажирских судах:
рули типа «Симплекс» (суда типа «Богдан Хмельницкий», Тик-
си») ...	.	.............. . . 34
рули полубалансирные на кронштейнах (суда типа «Полтава»,
«Красиоград») .	. .	..................22
рули балансирные с одним штырем (суда типа «Лениногорск»,
«Джанкой») .................... .................22
Па судах рыбопромыслового флота:
рули нсбалансирные с двумя штырями .	.	.52
рули балансирные с днумя штырями . .	.	.26
Дальнейшее совершенствование рулевых устройств идет как
по пути создания наиболее рациональных и надежных конструк-
ций их узлов, так и по пути повышения их гидродинамических
качеств. Сказанное нашло отражение во многих новых конструк-
циях рулевых устройств, запатентованных в последние годы во
многих странах.
Примером могут служить рули типа «Хайдро-ген», руль Ад-
лера, руль Мелло, рули с перемещающимся центром давления
и другие [17].
У руля «Хайдро-ген» ось вращения расположена впереди
зазора между рулем и ахтерштевнем и при перекладке руль
образует вместе с широким рудерпостом криволинейный про-
филь с повышенной подъемной силой.
В руле Адлера несимметричность профиля при перекладке
руля достигается тем, что перо выполняется составным из двух
частей, со смещенными осями вращения. Кормовая часть пера
перекладывается при вращении баллера, а носовая, связанная
шарнирно с кормовой, поворачивается на меньший угол и обра-
зует криволинейный профиль.
В пере руля Мелло применены трубки, выравнивающие ги-
дродинамические давления на обеих сторонах пера, что умень
8
шает лобовое сопротивле-
ние переложенного руля
на 10% при небольшом
уменьшении нормального
давления Таким образом,
качество профиля руля
улучшается.
Для повышения гид-
родинамических характе-
ристик рулей применяет-
ся грушевидная наделка
на пере руля, называемая
в отечественном судо-
строении пропульсивной
наделкой.
Исследования показы-
вают, что в струе, обра-
зующейся при работе
гребного винта, появляют-
ся тангенциальные состав-
ляющие скорости, создаю-
щие закручивание потока.
В связи с этим возника-
ют области пониженного
давления (от действия
центробежных сил), осо-
бенно в районе корневых
сечений лопастей и сту-
пицы, что приводит к сни-
жению к. п д. винта.
Установлено, что для сов-
ременных конструкций
гребных винтов дополни-
тельные потери энергии
составляют 5—7%, из
них: 3 -4% на закручива-
ние потока; 1—2% на по-
нижение упора из-за
центробежных сил; 1 %
па вязкостное сопротивле-
ние ступицы.
Установка ла перс ру-
ля пропульсивной надел
ки приводит к изменению
гидродинамических ха-
рактеристик руля.
Наделка заполняет со-
бой область центрального
9
вихря за винтом, увеличивает упор и повышает к. п. д. винта,
что дает приращение скорое!и (особенно на волнении) на
0,3—0,6 узла. Однако на высоких скоростях (свыше 18 узлов)
эффективность наделки падает.
Высокой эффективностью обладают подучившие в последнее
время большое распространение так называемые активные рули
(рис. 3), оборудованные самостоятельным гребным винтом, рас-
положенным в насадке пера. Винт приводится во вращение
Рис 4. Схема распределения naipjsoK на опорные подшипники РУ
от воздействия гидродинамических сил на перо ру.чя-

электродвигателем. При перекладке руля упор рулевого винта
добавляется к подъемной силе руля, причем чем меньше ско-
рость судна, тем резче сказывается влияние упора рулевого
винта. Поэтому активный руль оказывается наиболее эффектив-
ным именно в те периоды (швартовка, маневрирование), когда
судно идет с небольшой скоростью и подъемная сила обычного
руля недостаточна для обеспечения управляемости.
Конструктивное исполнение руля и схема его подвески имеют
важное значение с точки зрения эксплуатационной надежности
рулевого устройства в целом, его долговечности а ремонтопри-
годности. На рис. 4 дана схема распределения нагрузок на опор-
ные подшипники рулевых устройств от воздействия гидродина-
мических сил. действующих на перо руля
Можно заметить, что для рулевых устройств, у которых перо
руля имеет две и более опор (рис. 4, а—ж) подшипники самого
баллера не воспринимают нагрузок от воздействия гидродина-
мических сил (в действительности опоры баллера некоторую
часть указанной нагрузки принимают па себя, ио она значитель-
но меньше, чем у опор нора руля). Указанное обстоятельство пря
мо влияет на скорость износа, а следовательно, и па долговеч-
ность трущихся пар рулевых устройств. Кроме того, у рулей,
изображенных на рис. 4, д, е. ж, к, л, я, на величине нагрузок,
действующих па опоры в значительной степени сказывается
10
действие момента от гидродинамических сил. Поэтому для таких
рулевых устройств характерны большие удельные нагрузки на
иодшиппики, которые необходимо учитывать при проектирова-
нии и обеспечении требований по их надежности и долговеч-
ности
§ 2.	ДЕЙДВУДНЫЕ УСТРОЙСТВА И ГРЕБНЫЕ ВАЛЫ
Дейдвудное устройство. Совокупность деталей — дейдвудпая
труба, подшипники, сальник, детали крепления и другие — но-
сит название дейдвудного устройства (рис. а).
Длина дейдвудных труб достигает значительных размеров
(7—ю м и более) Наряду с литыми (стальными и чугунными)
Рис 5. Общий вид депдвудного устройства с трубой, закрепленной |айкой:
I — стопор дсЗдвудкоб трубы. 2 — протектор; 3 — кольцо прижимное. 4 — гайка дейд-
ра; 7 — кольцо упорное 8 - чейдвудвая труба; 9 — птивая втулка с резине метал-
личеъкпыи вкладышами. 10 — ахтерчякокая переборка; // — приварьни; 12 — лейдвуд-
применяются и сварные дейдвудные трубы (обычно из трех ча-
стей). Для дейдвудных труб больших размеров более предпоч-
тительным с точки зрения технологии изготовления является
сварной вариант. Крепление дейдвудных труб к корпусу бывает
разным. Для судов с диаметром гребного вала менее 600 мм
дейдвудпая труба обычно плотно запрессована кормовым кон-
цом в яблоко ахтерштевня и закреплена гайкой; носовой конец
дейдвудной трубы своим фланцем, болтами (в отдельных слу-
чаях сваркой) прикреплен к ахтерпвковой переборке (см. рис. 5).
Для увеличения жесткости дейдвудная труба, кроме основ-
ных опор у концов, имеет продольные ребра или опирается па
флоры ахтерпика. Для судов с большой мощностью силовой
установки и с диаметром гребного вала более 600 .им вместо
запрессовки дейдвуднучо трубу часто приваривают к яблоку7
ахтерштевня и по всей се длине опирают на флоры актерпика
(танкеры типа «Мир», «,'1нснчапск» японской постройки, «Со-
фия» и др ).
11
Температурные изменения корпуса при наличии длинной
деидвудной трубы приводят к необходимости предусматривать
свободу осевого перемещения одного из ее концов. Поэтому в
практике находят применение деидвудные трубы, прикреплен-
ные болтами к яблоку ахтерштевня и имеющие скользящую
носовую часть.
В последние годы в связи с дальнейшим увеличением мощ-
ностей силовых установок современных судов появляются дейд-
вудные устройства нового конструктивного исполнения. Напри-
мер, у танкера «Сент-Никол ап» (ФРГ) постройки 1964 г дейд-
вудная труба расположена внутри грубы большого диаметра,
спирающейся на флоры и усиленную продольную переборку
ахтерпика. Кроме того, разработан ряд конструкций дейдпудных
устройств, которые позволяют производить осмотры гребного
вала и подшипников па плаву судна, без выполнения большого
объема демонтажных работ, а также конструкции, обеспечиваю-
щие регулировку зазора в подшипнике в процессе эксплуатации
без его разборки.
Подшипники, Опорными подшипниками скольжения греб-
пых и дейдвудпых валов являются втулки кронштейнов и дейд-
вудпых труб, набранных антифрикционным материалом Анти-
фрикционным материалом в мировом судостроении долгие годы
служил бакаут, у которого низкий коэффициент трения и высо-
кая износоустойчивость при использовании в качестве смазки
забортной воды. В связи с тем. что бакаут является остродефи-
цитным материалом (для пашей страны в особенности, так как
он поступает к нам по импорту), в последнее десятилетие были
найдены многочисленные заменители бакаута, в том числе та-
кие, как древеспослопстып пластик (ДСП), резина, текстолит,
импортные — туфлон, лигнит и др.
Конструктивно втулки выполняются разъемными (рис. 6)
или цельнолитыми, набор планок из антифрикционного матери-
ала осуществляется по схеме «ласточкин хвост» или «бочка».
Разъемные втулки в последние годы стали замениться на не-
разъемные, так как они более надежны в эксплуатации.
Установка втулок в дейдвудную трубу и кронштейны до не-
давнего времени производилась но скользящей посадке, однако
в период эксплуатации при такой посадке имели место частые
случаи просачивания забортной воды, коррозионные поврежде-
ния мест сопряжения, проворачивание п аварийный износ вту-
лок (особенно у крупнотоннажных судов). Поэтому в послед-
ние годы установку дейдвудпых втулок в дейдвудную трубу ста-
ли выполнять пл прессовой посадке -jf;- с гарантированным
натягом до 0,03 мм. Это значительно повысило надежность
эксплуатации дейдвудпых подшипников.
Мнения многих специалистов как в нашей стране, так и за
рубежом сводятся к тому, что одним из возможных решений
12
проблемы повышения надежности подшипников, снижения изно-
са облицовок и антифрикционного материала является примене-
ние дейдвудных подшипников с масляной смазкой под давлени-
ем в сочетании с уплотнением, исключающим попадание мор-
ской воды. Такие подшипники известны давно. В нашей стране
подшипники с масляной смазкой применялись еще до войны на
/7-/7
Рис 6 Втулка с набором ич бакаута, набранная но схеме «ласточкин хвост»
ряде судов Балтийского и Северного пароходств, на танкерах
Каспийского бассейна и др. Смазка в подшипниках удержива-
лась уплотнением системы «Цедерваля». Однако из-за ледоста-
точиой надежности указанного уплотнения в подшипники часто
попадала вода и они быстро выходили из строя. Поэтому при-
мерно до 1950 г. металлические подшипники с масляной смазкой
на судах применялись сравнительно редко. В 1948 г. немец-
кая верфь «Дейче Верфь Гамбург» в металлических подшипни-
ках с масляной смазкой впервые применила уплотнения типа
«Симплекс» (см. рис. 10).
Простота конструкции и достаточная надежность этого уп-
лотнения привели к расширению применения металлических под-
шипников на современных судах, особенно на крупнотоннажных
По опубликованным в иностранной печати данным, с 1948 по
1961 г. с уплотнениями типа «Симплекс» за рубежом построено
около 1800 судов, в том числе и с диаметрами гребных валов до
800 мм.
Опыт показывает, что при надежной работе уплотнения ме-
таллические подшипники работают надежно, уменьшают потери
на трение, снижают вибрацию гребного (дейдвудпого) вала и
кормовой оконечности судна за счет малого зазора в узле тре-
ния.
Одна из конструкций металлического подшипника с жидкой
смазкой показана на рис 7. На рис. 8 показан металлический
дейдвудный подшипник с масляной смазкой фирмы «Роджерсон
оф Камелла Лерд» [34].
Подшипники состоят из двух бронзовых втулок, залитых
баббитом и запрессованных по концам деидвудной трубы. Внутри
13
каждой втулки, по ее длине, имеется несколько кольцевых сек-
ций, эксцентрично расточенных и взаимно смещенных по
окружности с таким расчетом, чтобы гребной вал охватывался
ими со всех сторон-
Рис 7 Дейлвудный подшипник с масляной смазкой
Кормовая втулка (рис. 8, а) имеет восемь эксцентрических
участков прилегания А, В, С, Dr Е, F, Q и Н, носовая
(рис. 8, б) три участка /, К, L.
Для прочности соединения с баббитом внутри бронзовых
втулок сделаны встречные винтовые канавки глубиной по 3 лш и
шагом 38 мм. В подшипнике такой конструкции для гребного
вала диаметром 600 мм фирма устанавливает масляный зазор
0,3 мм. Масло к подшипникам подводится через отверстия в
кормовой втулке самотеком из напорного бака, расположенного
выше ватерлинии судна. Пройдя через оба подшипника вдоль
всей трубы, масло стекает в сточную цистерну, из которой воз-
вращается в напорный бак с помощью электронасоса или насо-
са, навешенного на валопровод.
фирмой «Уокеша Бирипг Корпорейшн» разработана конст-
рукция дейдвудного подшипника, состоящего из самоустанав-
ливающихся сегментов, заплавленных баббитом. Длина подшип-
ника L= (1-7-2) Dr где D - диаметр гребного вала. Главное
преимущество такого подшипника состоит в том, что он само-
устанавливающийся и за счет этого создает более благоприятные
условия для работы гребного вала. Есть и другие конструкции
металлических подшипников, например, фирмы «Эссо» для су-
довых силовых установок большой мощности.
Разработаны конструкции металлических дейдвудпых под-
шипников с разъемом в горизонтальной плоскости, позволяю-
щим производить ревизию и осмотр гребного вала без его вы-
емки.
По данным Английского Ллойда, норвежского «Веритас» п
других европейских классификационных обществ, осуществля-
14
ющих с 1948 г. систематизацию и анализ повреждений дейдвуд-
иых подшипников, количество повреждений металлических под-
шипников с масляной смазкой составляет 5% количества по-
вреждений подшипников с бакаутовой набивкой (341. при этом.
Рис 8 Металлический дейдвудный подшипник с масляной смазкой
фирмы «Роджерсон оф Камелла Лерд»
как правило, выход из строя происходил из-за некачественной
заливки чугунных подшипников баббитом.
Сальники. От совершенства конструкции дейдвудиого
сальника в значительной степени зависит надежность и долго-
вечность работы дейдвудных подшипников и гребного вала.
Дейдвудный сальник предназначен для уплотнения гребного
дейдвудиого вала в месте его входа в дейдвудную трубу и пред-
отвращения попадания забортной воды внутрь судна Конструк-
ция наиболее простых п распространенных сальников состоит
15
из корпуса, нажимной втулки с пажимным устройством, водо-
распределительного кольца, мягкой набивки п стопорных бол-
тов, позволяющих производить смену набивки на плаву.
На рис. 9 показан сальник с двумя нажимными втулками.
Конструкция такого сальника позволяет производить более рав-
номерное обжатие набивки по всей глубине, а также замену
части набивки на плаву с большими удобствами. Существует
много и других аналогичных конструкций сальников.
Рис. 9 Дейдвудный сальник с двумя нажимными втулками
Однако все сальники подобных конструкции имеют серьез-
ный недостаток — облицовки валов в месте уплотнения дейдвуд-
ным сальником подвержены значительной выработке, достигаю-
щей в отдельных случаях нескольких миллиметров за один меж-
дудоковый период эксплуатации судна. В настоящее время еще
нет дейдвудиого сальника, уплотняющего подшипник с неметал-
лическими вкладышами, который не имел бы отмеченного недо-
статка.
В настоящее время уже созданы более совершенные конст-
рукции сальников, которые работают достаточно надежно н вы-
зывают меньший износ тела вала. Одной из таких конструкций
сальника является сальпик типа «Симплекс» (рис. 10). Уплотни-
тельное кольцо этого сальника может свободно перемещаться
вместе с втулкой в радиальном и осевом направлениях. Кольцо,
плотно охватывая втулку, прижимается к ней с помощью
пружины.
Материал уплотнительных колец — высококачественная син-
тетическая резина. Срок службы уплотнительных колец достига-
ет четырех лет, причем износ трущейся поверхности колец за
этот период не превышает нескольких миллиметров.
Материал втулки—-износоустойчивая хромоникелевая сталь:
детали уплотнения, соприкасающиеся с забортной водой и под-
вергающиеся электрохимической коррозии, изготовляются из
16
коррозиои нестойкого чугуна или алюминиевой бронзы, болты—
из монель-мсталла.
Сальники типа «Симплекс» нашли довольно широкое приме-
нение на крупнотоннажных с>дах с металлическими дейдвудпы-
ми подшипниками. Например, в Японии построено 74 судна с
такими сальниками. Наблюдение за эксплуатацией сальниковых
уплотнений на этих судах показало их относительно высока ю
надежность, хотя и выявило
ряд недостатков (трещины
на поверхности колен, сопри-
касающихся с валом от на-
грева при трении и др-).
Гребные валы. Гребном
вал, расположенный в дей-
двудной трубе, называется
дейдвудным валом. Если
гребной вал составлен из
двух частей и расположен в
дейдвудной трубе, а послед-
ний его пролет находится
вне корпуса судна и опира-
ется па кронштейны, то но-
совая его часть, проходящая
через дейдвудную трубу, на-
зывается дейдвудным валом.
а кормовая — от мортиры до
движителя—гребным ва-
лом. Если при этом распо-
ложении вал состоит из од-
ной целой поковки, он вме-
сте с его дейдвудной частью
называется гребным валом.
Для простоты изготовле-
ния, легкости замены и ре-
монта, а также для удешев-
ления производства штатных
и запасных валов гребные
валы всегда стремятся вы-
полнять возможно короче.
Однако это не всегда удает-
ся и на больших судах дли-
на гребных валов может до-
Рис 10. Дейдвудный сальник тчпа
^Симплекс»
а — носовой сальник
возиков»
опорная втулка, аак
а аалу, б - корпус.
нудной трубе;
б — кормовой сальник.
/ — корпус, закрепленный на дейдв}
трубе, г — передняя крм>«ка; — пе-
нсе опорное кольцо, 4. С. В — уп
н тельные кольца; 5 — направляющее ь
ейд
опорное
задпея к|
рещтечпая на
ца винта.
пиобка г кояерольним отпер
стигагь 2о—30 м. Длина вала зависит от расстояния меж1\ цен-
трами опорных подшипников. Последние же определяются в ос-
новном формой кормовой оконечности судна, требованиями
достаточного запаса ио критическому числу оборотов п допу-
стимой величиной удельного давления на опорные подшип-
ники.
17
Облицовки (рубашки) гребных и дейдвудных валов пред-
ставляют собой металлические цилиндры, плотно насаживаемые
на шейки вала. Если облицовки насажены только в местах рас-
положения опорных подшипников, то валы с такими облицовка-
ми называются валами с раздельными облицовками.
В последнее время для повышения надежности и долговечно-
сти вала найдено целесообразным надевать облицовку на всю
длину дейдвудного вала. Валы с такими облицовками называ-
ются валами со сплошной облицовкой.
1\ облицовкам предъявляются требования надежной работы
в условиях морской воды, мелководья, в паре трения с бакау-
том, ДСП, резиной или другим, принятым для опоры, материа-
лом.
Облицовки могут быть получены отливкой центробежным
способом или в кокиль, а также путем прокатки на трубопро-
катном заводе; отливка их в земляные формы не обеспечивает
хорошей плотности металла и поэтому не рекомендуется. Обли-
цовку следует выполнять из одного цилиндра; однако часто по
производственным причинам се изготовляют из нескольких ча-
стей.
На больших морских судах с валами диаметром 400 мм и бо-
лее длина облицовок может достигать более 4 000 мм. 11олучить
качественную отливку при большой длине очень трудно. Даже
при литье в кокиль такой вертикально расположенной отливки
верхняя ее часть будет менее плотной, чем нижпяя. Это приво-
дит к неравномерному износу в эксплуатации. Часто бывает
брак из-за большой пористости, которая иногда обнаруживается
поздно — только после механической обработки.
Для получения качественной облицовки большого размера
допускается отливать ее из двух-трех частей по длине. Каждую
отдельную часть предварительно обрабатывают, испытывают,
после чего их сваривают вместе. Сварные швы испытывают,
затем облицовку окончательно обрабатывают и насаживают на
вал.
Ряд судоремонтных заводов изготовляет облицовки большой
длины путем сварки последовательно насаженных па вал от-
дельных обечаек. Такая технология в настоящее время не ре-
комендуется, но все же еще допускается, так как нс все заводы
имеют соответствующие оборудование и приспособления для
изготовления п насадки цельных облицовок.
Для определения водонепроницаемости стыковых сварных
швов облицовки (рис. II) между валом и стыком рубашки
оставляется полость, которая используется для гидравлическою
испытания маслом (2 кГ/ся?), после чего полость заполняется
пластическим материалом, не растворяющимся в воде и не разъ-
едающим металл. Затем оба отверстия глушатся резьбовыми
пробками 2 и завариваются на глубину, достаточную для про-
точки рубашки до половины ее толщины.
18
Для соединения частей облицовок применять пайку нельзя.
Отечественный и зарубежный опыт показал, что пайка любыми
припоями в эксплуатации пе обеспечивает ни прочности, пи
плотности соединения.
В последнее время применяются гребные валы с облицовка-
ми длиной до 8,5 л» и диаметром 400 -1200 мм. Для отливки
таких облицовок разработаны специальные центробежные ма-
шины, а для насадки на вал — приспособления, обеспечиваю-
щие нагрев и контроль посадки [43].
Рис. 11 Конструкция сварного соединения частей облицовки па валу.
I. 5 — части облицовки, 2 — пробка; Л — кольцо. 4 — пал
Поверхность гребного вала под воздействием забортной во»
ды сильно корродирует. Если гребные винты и рубашки выпол-
нены из цветных сплавов, то между этими деталями и стальным
гребным валом в среде морской воды образуется гальваническая
пара с относительно большим потенциалом (от 0,4С до 0,68 е) и
вал подвергается электрохимической коррозии.
Особенно большие язвины, глубиной до 10—12 лиг, образуют-
ся по окружности вала вблизи торцов бронзовых рубашек. При
этом поперечное сечение валов ослабляется, появляются микро-
скопические трещины, резко снижающие предел усталости мате-
риала вала, ведущие к его поломке.
Защита вала от коррозии достигается различными покрытия-
ми. Простейшим п наиболее дешевым покрытием является
окраска стальной поверхности гребных валов специальными
красками и лаками.
Опыт эксплуатация показывает, что применявшиеся ранее
методы (вулканизация, окраска и др.) защиты гребных валов
от коррозии являются ненадежными п недолговечными.
Краски, лаки, металлические и резиновые покрытия подвер-
гаются механическим разрушениям и химическим воздействиям
морской воды, нефтепродуктов в период эксплуатации п даже по-
стройки судна.
В последнее время на морских судах для защиты поверхно-
стей гребных валов между бронзовыми облицовками от корро-
зии стало широко использоваться стеклопластпковое покрытие
19
на основе эпоксидного связующего (74041-128—67). В качест-
ве армирующего материала применяются стеклоленТы различ-
ных структур, а также стеклоткани.
§ 3.	ГРЕБНЫЕ ВННТЫ
Современные гребные винты по конструкции разделяются на:
винты с лопастями, выполненными за одно целое со ступи-
цей;
винты со съемными лопастями;
винты с поворотными лопастями (винты регулируемого шага).
Цельнолитые винты и винты со съемными лопастями являют-
ся винтами постоянного шага.
Современные методы конструирования гребных винтов позво-
ляют получить гребной винт, геометрические элементы которого
выбираются индивидуально для каждой серии проектируе-
мых судов, имея в виду получение от такого винта наивыс-
шего к. п. д
Двухлопастные гребные винты применяют на парусных су-
дах. малых катерах и спасательных шлюпках. Это объясняется
небольшим сопротивлением этих винтов при ходе под парусом и
простотой их изготовления.
Пятилопастные винты устанавливаются в основном на одно-
винтовых быстроходных судах, когда к винту подводится боль-
шая мощность при больших оборотах. Исследования, проведен-
ные в Англии 115], показали, что с увеличением числа лопастей
при постоянной мощности, подводимой к винтам, к. п. д. винта
уменьшается. Наивысший к. п. д. был получен для трехлопаст-
ных винтов при умеренных нагрузках, а для четырехлопастных-
при высоких нагрузках.
Шестилопастные винты хотя и приводят к некоторому незна
чительному снижению к. п. д., однако их применение обеспечи-
вает снижение вибрации вала и дейдвудного устройства. Приме-
нение шестилопастпых гребных винтов считается перспективным
для крупнотоннажных танкеров.
Гребные винты со съемными лопастями устанавливаются на
ледоколах я на судах морского транспорта
К преимуществам гребных винтов со съемными лопастями
следует отнести:
отсутствие ограничений по габаритам при изготовлении и
транспортировке;
возможность корректировки шага как в процессе изготовле-
ния. так и в процессе эксплуатации;
отсутствие необходимости демонтажа и ремонта всего греб-
ного винта в случае повреждения пли разрушения одной или
нескольких лопастей;
возможность экономии дорогостоящих материалов за счет
20
изготовления ступицы из менее дефицитных материалов, чем
лопасти и т. д.
Недостатками гребных винтов со съемными лопастями пр»»
сравнении их с цельнолитыми являются:
более высокие трудоемкость и стоимость изготовления винта
вследствие увеличения объема станочной обработки;
неизбежное увеличение относительною диаметра ступицы и.
следовательно, некоторое уменьшение к. п. д. гребного винта;
некоторое увеличение веса и величины махового момента
винта.
Большинство транспортных и промысловых судов Советского
Союза, плавающих в районах Арктики и Антарктики, снабжены
запасными гребными винтами со съемными лопастями, которые
монтируются на валы обычно перед ледовой навигацией.
Гребные винты регулируемого шага отличаются от литого
гребного винта или винта со съемными лопастями тем, что его
лопасти могут поворачиваться вокруг своей оси, т. е могут
быть установлены под определенным утлом к плоскости враще-
нии. Поворот лопастей ВРШ осуществляется с помощью меха-
низма, расположенного в ступице винта. В связи с указанным
размеры ступицы у этих винтов относительно больше, чем у
цельнолитых.
Гребные винты с поворотными лопастями являются наиболее
перспективным типом судовых движителей вследствие преиму-
ществ, которые они обеспечивают в процессе эксплуатации, и
поэтому их применение быстро растет.
Применение ВРШ позволяет:
использовать полную мощность главного двигателя в любых
условиях хода судна, что позволяет увеличить среднюю эксплу-
атационную скорость и ускорять оборачиваемость судна;
выбирать напвыгоднейшис режимы работы силовой установ-
ки при данной скорости хода, что увеличивает к. п. д. установ-
ки, дает экономию топлива около 3—6% и увеличивает даль-
ность плавания;
получать любые скорости хода в пределах спецификацион-
ных при неизменных оборотах двигателя, что позволяет исполь-
зовать на судах газовые турбины, хорошо работающие в узком
интервале номинальных чисел оборотов,
применять электродвижение на переменном токе, что сокра-
щает габариты электромоторов и значительно уменьшает пот-
ребление дефицитной электрической меди;
осуществлять задний ход судна без изменения направления
вращения валопровода; эго одно из важнейших свойств ВРШ,
которое позволяет применять нереверсивные двигатели.
сосредоточивать все управление изменением хода судна в
ходовой рубке, без подачи команд в машинное отделение. Это
улучшает маневренные качества судна и позволяет отказаться
от постоянной вахты в машинном отделении.
21
Недостатки ВРШ: высокая стоимость изготовления; слож-
ность обслуживания и ремонта.
В наибольшей степени преимущества ВРШ используются на
судах, которые много работают па разных режимах, — это кра-
новые суда, буксиры, рыболовные суда, траулеры и танкеры,
которые идут в одну сторону в грузу, а в другую — в балласте,
ВРШ также достаточно выгодны для судов каботажного плава-
ния с частыми заходами в порты.
В отечественной практике в настоящее время ВРШ получили
наибольшее распространение на судах с двигателями малых и
средних мощностей — до 6 000 л с.
Шведская фирма «Калева» сообщает, что сю серийно изго-
товляются ВРШ на 20000 л. с и она готова выпустить ВРШ на
30000 л. с.
В настоящее время ВРШ изготовляют свыше 30 иностран
ных фирм, из них наиболее известными являются шведская фир-
ма «Камсва», голландская «Липе», швейцарская «Эшер-Висс» и
ДР-
ГЛАВА 11 ПОВРЕЖДЕНИЯ И ИЗНОС
УСТРОЙСТВ ВИНТО-РУЛЕВОГО КОМПЛЕКСА
§ 4.	ПОВРЕЖДЕНИЯ РУЛЕВЫХ УСТРОЙСТВ
Многолетние наблюдения и опыт эксплуатации показывают,,
что наиболее изнашиваемыми узлами и деталями рулевых уст-
ройств морских судов являются перо руля, баллер, штыри и
втулки подшипников баллера.
Исследования характера повреждений и дефектов, выявлен-
ных в процессе эксплуатации и ремонта рулевых устройств, по-
казывают, что для них, так же как и в целом для всего комп-
лекса устройств винто-рулевой группы судов, основными причи-
нами износа являются: электрохимическая (контактная)
коррозия; эрозия; фретинг-коррозия; механический износ;
усталостный износ.
Электрохимическая (контактная) коррозия. Морская вода
представляет собой своеобразный электролит. Сопряжение раз-
нородных сплавов, находящихся в морской воде, с различными
коррозионными потенциалами приводит к возникновению своего
рода электрической пары. При этом металл, обладающий более
низким потенциалом (анод), начинает растворяться в электроли-
те (морской воде) и на нем появляется язвенная коррозия или
обесцинкование (у сплавов, содержащих цинк). В устройствах
ВРК в качестве анода в большинстве случаев являются сталь-
ные детали, а в качестве катода — цветные металлы.
Местные коррозионные разрушения сплава (язвы, раковины)
могут в десятки раз превосходить среднюю величину коррозион-
ного износа.
Скорость контактной коррозии определяется различием
состава сопрягаемых сплавов, соленостью воды (точнее, ее
электропроводностью), отношением площадей поверхности со-
прягаемых деталей и, в некоторых случаях, скоростью обтека-
ния деталей водой. Оценка опасности контактной коррозии для
данного сплава при их попарном сопряжении оценивается по
четырехбалльной системе [48]:
балл 1- оценка, соответствующая наиболее благоприятному
(с точки зрения замедления контактной коррозии) сочетанию
материала деталей, находящихся в контакте;
23-
балл 4- -оценка, соответствующая наиболее неблагоприят-
ному сочетанию материала деталей; допускается для дачного
сплава, если его поверхность не менее чем в 8—10 раз превы-
шает сопряженную поверхность, или при условии хста-ювки
протектора;
баллы 2 и 3 являются промежуточными.
Сопряжение деталей из .углеродистых, низколегированных и
нержавеющих сталей ферритного класса с деталями из бронз п
лагуней .марок ОЦ10-2, ОЦСНЗ-7-5-1, АМц9-2, ЛО62-1, ,'168 и
других в среде морской воды является с точки зрения электро-
химической коррозии наименее благоприятным. Несмотря па
это, до недавнего времени в отечественной практике судострое-
ния узлы трения рулевых устройств, постоянно или периодически
работающих в среде морской воды, зачастую выполнялись млен-
ио в таком неблагоприятном сочетании материалов, что приво-
дило к интенсивному коррозионному разрушению стальных дета-
лей. Применение протекторной защиты и специальных мер. пред-
отвращающих попадание морской воды в эти узлы, являлось,
как показала практика, совершенно недостаточным для сниже-
ния интенсивности протекания электрохимической коррозии до
приемлемого уровня.
Эрозия. Эрозионный износ вызывается в основном динами-
ческим воздействием потока морской воды. В этом случае роль
процесса сводится к удалению продуктов коррозии, окисных
пленок и к вымыванию потоком воды ослабленных коррозией
отдельных частичек металла. Эрозии подвержены перья рулей,
облицовки гребных валов, лопасти и обтекатели гребных винтов
и другие детали винто-рулевого комплекса судов. Стойкость ме-
талла против эрозии во многом зависит от характера отлагаю-
щихся в процессе коррозии на поверхности металла защитных
.пленок, их сплошности, плотности снепленности с поверхностью.
Чем устойчивее эти пленки, тем меньше разрушение детали от
коррозии вследствие электрохимического процесса. Хром в этом
•отношении обладает способностью хорошей самозащиты, п вве-
дение в сталь определенного количества хрома делает ее полее
устойчивой от эрозии.
Фретинг-коррозия. Между наружными поверхностями втулок
-подшипников штырей, баллера и посадочными отверстиями в
ахтерштевне и корпусе подшипника баллера, между конусом
штыря и отверстием в петле пера руля, между шейкой баллера,
штыря и их облицовками, конусом гребного вала и гребною
винта, гребным валом и облицовкой гребного вала и т. д. за-
частую образуются характерные повреждении — язвппы тре-
щины, вызываемые фретинг-коррозией.
Установлено 134, 471, что фретинг-коррозия представляет со-
бой разрушение поверхности металла в условиях, когда две кон-
тактирующие поверхности номинально неподвижны, но под дей-
ствием знакопеременного изгиба, кручения или от совместною
24
кх денсгвия периодически взаимно перемещаются, при этом па
контактирующих поверхностях металла появляются мелкие тре-
щины п шероховатости, что приводит к снижению усталостной
прочности.
Фретинг-коррозия особенно интенсивно развивается в усло-
виях. когда на контактирующие поверхности попадает морская
чода
Этот вид коррозии проявляется тем меньше, чем качествен-
нее произведена подгонка и запрессовка коптактирующихся де-
талей.
Механический износ. Износу от истирания подвержены тру-
щиеся поверхности штырей, втулок ахтерштевня, опорных под-
шипников скольжения, воспринимающих нагрузку от гидроди-
намических сил, действующих па перо руля (см. рис. 4), а также
трущиеся поверхности упорных подшипников и упорных колец,
воспринимающих вес руля.
Как было отмечено, трущиеся поверхности деталей руля, ра-
ботающие в контакте с морской водой, подвергаются интенсив-
ному окислительному износу (электромеханической коррозии),
проявляющемуся в образовании химических соединений металла
с кислородом в виде растворов и твердых пленок. При отделе-
нии их в результате разрушения, от сдвига и нормального дав-
ления образующиеся при этом отдельные частицы увеличивают
механический износ, так как действуют на трущиеся поверхно-
сти как абразив.
Под действием абразивной среды поверхности трения разру-
шаются в результате выцарапывания (срезания), многократной
пластической деформации тонких поверхностей слоев, смятия
отдельных микрообъемов.
При абразивном износе поверхности трения покрыты много-
численными рисками, расположенными по направлению сколь-
.-кепня деталей.
Надо иметь в виду, что износ детали из углеродистой или
малолегированной стали, работающей в морской воде, в паре с
бронзовой втулкой, является следствием не только интенсивной
.электрохимической коррозии, но и значительного абразивного
воздействия. В этом случае бронзовая втулка изнашивается зна-
чительно меньше, так как абразивные частицы прочнее удержи-
ваются на более мягкой поверхности вследствие вмятая их в
металл втулки.
Усталостный износ. Этому виду износа подвержены главным
образом обшивка перьев рулей, штыри, гребные валы, тяжело
.'«груженные детали ВРШ и др. Усталостный вид износа явля-
ется следствием циклических знакопеременных нагрузок, возни-
кающих при работе устройств ВРК от действия гидродинамиче-
ских и статических сил и их моментов, наличия расцентровок,
неравномерного износа опор и т. д. Особенно прогрессирует этот
вид износа при контакте металла детали с морской водой
25
Результатом усталостного износа является изменение структуры
металла детали, образование микротрещин и развитие их ' до
полного разрушения (подробнее об усталостном износе гребных
валов см. § 6).
Опыт эксплуатации морских судов отечественного флота по-
казывает, что в зависимости от типа рулевого устройства, кон-
струкции его узлов, материалов отдельных деталей, защитных
покрытий продолжительность эксплуатации рулей без потреб
кости ремонта (межремонтный период) находится в широких
пределах и колеблется от 1,5 до 5—6 лет.
Для возможности оптимального решения вопросов надежнос-
ти и долговечности конструкций рулевых устройств в процессе
проектирования и постройки судов важно знать характер и за-
кономерности износа основных деталей и узлов, скорости износа
и факторы, на них влияющие
§ 5.	ИЗНОС РУЛЕВЫХ УСТРОЙСТВ
Износ перьев рулей. Наружная обшивка перьев рулей в
большинстве случаев выполнена из конструктивных сталей ма-
рок Ст. 4с, СХЛ-1, CXJ1-4. Для защиты наружной поверхности
перьев от коррозии обычно применяется ее окраска по штатной
схеме, принятой для окраски подводной части корпуса (чаше
всего по этинолевой схеме), и цинковые протекторы, устанавли-
ваемые на обшивке.
Износ наружной поверхности обшивки пера руля происходит
как вследствие коррозии, т. е. электрохимического процесса, так
и вследствие эрозии, обусловливаемой механическим ударным
воздействием потока воды. Наиболее интенсивны эти поражения
в районах лобовых кромок пера руля, сварных швов, крепления
съемных лючков.
Практика эксплуатации судов показывает, что даже при
применении штатных схем покраски и протекторной (цинк) за-
щиты уже через 2—3 года эксплуатации обшивка пера руля
часто покрывается коррозионными раковинами глубиной
1,5—5 мм, а па некоторых рулях обнаруживаются отдельные ра-
ковины глубиной до 8 мм и более.
Так, на перьях рулей танкеров «Будапешт» и «Пекин» через
12—36 месяцев эксплуатации были отмечены разрушения в ви-
де язв и раковин глубиной до 5—15 мм при их диаметре до
35 мм. Аналогичная картина имела место па перьях рулей
большинства китобойных судов, БМРТ типа «Маяковский» и
других судах. Особенно интенсивно корродируют сварные швы.
11а китобойных судах было зарегистрировано более 20 случаев
возникновения трещин и сквозных поражений сварных швов
перьев рулей (китобойные суда № 19, 20, 26, 32, 35, 38, 44, 48,
49 и др.).
26
Еще более интенсивно протекает эрозиопно-коррозионпое
разрушение сварных швов на рулях БМРТ типа «Маяковский».
Под действием гидродинамических и вибрационных сил в
ослабленных коррозией сварных швах возникают трещины
(рис 12) по сварке, а затем и по целому металлу.
Рис 12 Расположение трещин на обшивке пера рули БМРТ типа «Маяков-
ский»-
а—БМРТ М 833; б — БМРТ М 638
В 1963 г. при ремонте на обшивке пера руля БМРТ № 838
было обнаружено 15 трещин, у БМРТ № 837 при ремонте в
1964 г — 21 трещина, большинство трещин располагалось по
сварным швам, при этом отдельные из них имели длину 1,5 —
2 м Из-за наличия трещин были многочисленные случаи обры-
ва, загиба и потери отдельных листов обшивки, а в период до-
кования это приводило к очень большим обьемам ремонта. На-
пример, на БМРТ № 875 в 1965 г. было заменено около 20 л2
обшивки, а на БМРТ № 834 было разделано и вновь заварено
около 30 л сварного шва. Повреждения обшивки перьев рулей
приводили к тяжелым последствиям. Так, в 1959 г. по этой при-
чине БМРТ № 583 потерял в морс руль, а в 1964 г аналогич-
ный с.пчай произошел на БМРТ № 838, в 1966 г. — на БМРТ
№ 833.
Основными причинами возникновения трещин, обрыва отдель-
ных листов обшивки и полпой потери перьев рулей у БМРТ ти-
па «Маяковский» следует считать:
недостаточную жесткость и прочность конструкции пера,
чрезмерно большие зазоры в узлах штырь — втулка (табл. 2),
имевшие место в эксплуатации;
близость частоты собственных колебаний пера руля с часто-
той вынужденных колебаний от действующего на него пульс»
рующего гидродинамического воздействия от работы трсхлопа-
стиого гребного винта.
После модернизации рулевого устройства и увеличения же-
сткости пера руля названные выше причины были в значитель-
ной степени устранены и случаи аварийного разрушения
27
Таблица 2
Максимальные зазоры в узлах рулевого устройства БМРТ
типа «Маяковский», ям
обшивки п перьев рулей указанных судов практически нс наблю-
дались.
Износ баллеров рулей. Па отечественных судах баллеры ру-
левых устройств в большинстве случаев изготавливаются из
конструкционных сталей с категорией прочности от КТ-25 до
КТ-50, что примерно соответствует сталям .марок 35, 45, 35Х,
Рис 13. Схема коррозионного поражения баллера китобойного судна;
мерное xoppojiiv'HHCe разрушение глубиной до мм. 3 — поперхшть шейк»
кротпн масляник кацапки ио втулке отиоситгльно мало поражена коррозией
4('Х, 35XH3B, 35ХВ, 118ГДНФ и др. Опыт эксплуатации покаты-
вает, что шейки баллеров, выполненные из указанных сталей л
работающие в паре с бронзовыми втулками, подвергаются ин-
тенсивному коррозионному разрушению, если морская вода про-
никает к трущимся поверхностям. За 1—2 года эксплуатации
коррозионные язвины достигают глубины 1,5—8 мм при диа-
метре 1—5 мм, при этом площадь поражения достигает 65—75%
(рис 13).
На баллерах китобойных судов наибольшему коррозионно-
му износу подвержены шейки баллера в районе сальника, наж-
•,ей шейки подшипника, в районе уплотнения и конусов. Пов-
реждения нижней шейки, которые имели место почти у всех ки-
28
тобойных судов флотилии «Советская Украина», хорошо видны
на рис. 14, 15.
На рис. 15 видно, что в средней части, нижней шейки бал-
лера имеется выступ высотой 0,5—2 мм, шириной 10—15 мм.
Рис. 14. Шейка баллера китобойного судна № 27, пораженная
раковинами гл\ бииой 2—5 мм
Рис. 15 Шенка баллера китобойного судна № 22, пораженная
раковинами (стрелкой показан поясе® высотой окя.ю 2 «а, рало
пораженный коррозией)
Этот выступ соответствует масляной канавке во втулке под-
шипника, более обильно смазывается маслом, и поражение его
коррозией значительно меньше остальной поверхности шейки.
На этом же рисунке хорошо заметно, что часть шейки от вы-
ступа к району верхнего сальника поражена коррозией меньше,
чем противоположная сторона, так как эта часть шейки лучше
29
защищалась смазкой и потому электрохимическая коррозия
проходила менее интенсивно.
Аналогичная картина износа шеек баллеров имела место и
на других отечественных судах (танкеры типа «Пекин», БМРТ
типа «Маяковский» и др.) [44].
Хотя конструкция баллеров и предусматривает специальную
систему подачи смазки типа АМС к нижней шейке баллера,
однако опа оказалась неэффективной, так как смазка подава-
лась нерегулярно, а попадавшая в узел морская вода способст-
вовала интенсивной электрохимической коррозии стальной шей-
ки, работающей в ларе с бронзовой втулкой.
Судоремонтные заводы применяли различные методы ремон-
та баллеров и меры по защите их от коррозии. В 1961 г. на
Одесском СРЗ им. 50-летия Советской Украины нижняя шейка
баллера китобойного судна № 49 была восстановлена методом
металлизации нержавеющей сталью Х18Н10Т, но это не дало
положительных результатов. При осмотре баллера во время
ремонта в 1962 г. было обнаружено отслаивание металлизиро-
ванного слоя и трещины па его поверхности.
С 1962 г- Одесский СРЗ им. 50-летия Советской Украины
производил восстановление пнжних шеек баллеров путем нане-
сения после проточки на них хромокадмиевого покрытии (кито-
бойные суда № 28, 35, 37, 38, 39, 40. 43. 44. 45. 46, 48, 49, 50)
толщиной слоя до 1 мм.
Опыт нескольких лет эксплуатации баллеров с хромокадми-
свым покрытием показал, что этот способ защиты шеек балле-
ров в отдельных случаях является очень эффективным. Напри-
мер, на китобойных судах № 43, 44, 48 и 49 шейки бал-
леров, защищенные хромокадмиевым покрытием, в течение трех
лет эксплуатации находились в удовлетворительном состоя-
нии
Однако на других китобойных судах уже после двух-трех
лет эксплуатации шейки баллера, несмотря на такую защиту,
покрывались оспинами и раковинами размером 15X20 мм, глу-
биной до 1,3—4,5 мм, а в некоторых случаях и больше (суда
№ 37,39 и др.).
На рис 16 показано нарушение хромокадмиевого покрытия
на шейке баллера китобойного судна № 46 после трех лет эк-
сплуатации. Отдельные участки покрытия легко отслаивались
(покрытие шелушилось), и в этих местах обнаружены очаги
интенсивной коррозии шейки баллера. Причиной таких случаев
может являться нарушение технологии покрытия и недостаточ-
ная прочность слоя хромокадмия с основным металлом. Поэто-
му защиту шеек баллеров от коррозии в морской воде хромо-
кадмиевым покрытием нельзя считать надежным методом.
Наряду с интенсивной коррозией шеек баллеров, изготов-
ленных из углеродистых конструкционных сталей, процессу
электрохимической и фретинг-коррозии подвержены также ко-
30
нуса баллеров. Эго имеет место особенно в тех случаях, когда
к поверхностям копусов проникает морская вода
На китобойных судах, например, конструкцией рулевого
устройства (см. рис. 1) не предусмотрено уплотнение верхнего
конуса баллера и конусного отверстия рудерписа. В результате
попадания морской воды в упомянутый узел детали его подвер-
гаются сильной коррозии. Через два-три года эксплуатации
Рис 16. Состояние хромокадмиевого покрытия шейки баллера киго-
бойного судна № 4G нигде трех лет эксплуатации
50—60% конусной поверхности баллера покрывается глубоки-
ми раковинами и оспинами. Более интенсивному разрушению
подвержена посадочная поверхность в верхней части конуса.
Глубина раковин достигает 1—2,5 мм (китобойные суда № 21.
25, 29, 30, 64 и др.), а в отдельных — до 3—4 мм (суда № 63).
Восстановление этих поверхностей связано с трудоемкой
работой — проточкой баллера, наплавкой и проточкой рудер-
писа.
Большие скорости износа, наличие глубоких коррозионных
раковин на поверхности шеек вынуждают периодически произ-
водить разработку РУ, постановку баллера на станок для выпол-
нения проточки шейки или наплавки ее после проточки.
Восстановление поврежденных шеек баллеров электронап
лавкой сварочной проволокой СВ-08А под флюсом ОСЦ-45 в
ФЦ-9, практикуемое некоторыми СРЗ, пе обеспечивает падеж-
ной и долговечной работы баллера, так как через один-два года
эта шейка снова сильно корродирует.
Если учесть, что каждая проточка уменьшает диаметр шей-
ки на 5—6 мм, то исходя из предельной величины износа шейки
31
(около 10 хм) число допустимых проточек баллера будет не
более двух. Например, построечный диаметр нижней шейки
баллера руля китобойного судна равен 440 мм, а предельно до-
пустимый диаметр шейки при эксплуатации — 430 жл. Пре-
дельный диаметр в данном случае лимитируется нс столько
прочностными размерами, сколько тем, что проточка нижней
шейки до указанного диаметра уменьшает длину опорной по-
верхности верхней части конуса баллера на 150 мм, тем самым
сокращается площадь контакта верхнего копуса баллера
с конусным отверстием рудерписа примерно на 38%. Даль-
нейшее ослабление посадки пера руля на баллер недопу-
стимо.
Интересно отметить, что средняя скорость износа нижнеи
шейки баллера рулевого устройства БМРТ в четыре раза мень-
ше скорости износа незащищенной шейки баллера китобойного
судна, хотя внешние условия их работы примерно одинаковы.
Главной причиной указанного является различие их конструк-
тивных схем Дело в том, что руль китобойного судна — подвес-
ной (см. рис. 4, м), а у БМРТ типа «Маяковский» — на двух
штырях (см. рис. 4, б), которые в значительной степени разгру-
жают нижнюю шейку баллера от действующих сил и моментов.
Поэтому если удельное давление -в подшипнике нижней шейки
баллера БМРТ достигает 18 кГ/см2, то у китобойного судна оно
в три раза больше, а отсюда, как следствие, и скорость износа
значительно больше.
По причине интенсивной коррозии нижней шейки баллера
я отсутствия возможности его дальнейшего ремонта баллеры
китобойных судов довольно часто заменялись новыми. Так, на
одном из судоремонтных заводов только за период с 1961 по
1965 г. по указанной причине было заменено 12 баллеров (ки-
тобойные суда № 25, 26, 27, 28, 31, 32, 33, 34, 36, 21, 22, 30). Ес-
ли учесть, что стоимость нового баллера китобойного судна
составляет около 4500 руб., становится ясным, каким бременем
ложится на стоимость ремонта рулевого устройства замена
баллера из-за его недостаточной надежности и ремонтопригод-
ности.
Износ штырей. На большинстве отечественных судов, постро-
енных до 1960 г., штыри изготовлены из углеродистых сталей
с категорией прочности КП-25. КП-35 и не имели специальной
защиты от электрохимической коррозии. Это обстоятельство
приводило к интенсивному поражению штырей от электрохими-
ческой коррозии при работе в паре с бронзовой втулкой и их
износу
На таких судах, как БМРТ типа «Маяковский», рефрижера-
торах типа «Симферополь» средняя скорость износа штырей
составляет 0,7—0,9 мм на 1000 ч эксплуатации (см. табл. 8). При
такой скорости износа через полтора года (6000—8000 ч) плава
ния возникала необходимость ремонта или замены штырей, так
32
каь их износ за это время составлял 4.5—8 мм (на диаметр) и за-
зоры выходили за пределы допустимых (см. табл. 2). Такая же
картина имела место у рулевых устройств (до их модернизации)
танкеров типа «Пекин» — за три года эксплуатации износ шты-
ря в пятке ахтерштевня составил 29 мм на диаметр (6 мм в
нос, 23 мм — в корму).
Столь большие зазоры в упомянутых узлах отрицательно
сказывались на эксплуатации РУ. Сильные удары штырей во
втулках в период набегания волны способствовали преждевре-
менному выходу втулок из строя (смятию), ослаблению крепле-
ния фланца баллера к перу руля, поступлению забортной воды
в румпельное отделение, усиленной вибрации, появлению тре-
щин, обрыву листав перьев рулей и т. д. Применение специаль-
ных мер защиты поверхности штырей (наплавка нержавеющей
сталью, облицовки и т. д.) от воздействия электрохимической
коррозии значительно снижало скорость износа н повышало
долговечность их эксплуатации.
Следует отмстить, что на большинстве отечественных судов
постройки до 1960 г. отсутствует уплотнение конуса штырей в
местах входа и выхода его в конусное отверстие, вследствие
чего поверхности конуса в результате проникновения морской
воды подвергаются сильной коррозии. Восстановление этих по-
верхностей связано со значительными затратами.
Износ втулок баллеров и штырей. Втулки баллеров и шты-
рей в большинстве случаев изготовлены из бронзы .марок
Бр. ОЦСНЗ-7-5-1. Бр. ОЦЮ-2, Бр. АМЦ9-2, Бр. АМнЮ-2, латуни
ЛМц58-2.
Опыт эксплуатации показывает, что втулки подшипников ру-
левых устройств, работающих в среде морской воды, достаточ-
но надежны и долговечны. Скорости износа втулок в несколько
раз меньше, чем у стальпых шеек (см. табл. 8). Замена или
ремонт втулок обусловливаются обычно нс их износом, а ре-
монтом сопрягаемой с ней детали — баллером или штырем.
Следует также отметить, что износ втулок определяется в ос-
новном механическим износом от подверженной электрохими-
ческой коррозии стальной шейки, при этом если шейка защище-
на от коррозии, то скорость ее износа замедляется. Например,
из табл. 8 видно, что скорость износа втулки китобойного судна
при хромокадмиевом покрытии шейки баллера примерно в пять
раз меньше, чем у незащищенного баллера, а у РМТ «Тропик»
(штырь защищен нержавеющей сталью) — примерно в три ра-
зг. меньше, чем у БМРТ типа «Маяковский».
§ 6.	НАГРУЗКИ И УСЛОВИЯ РАБОТЫ ГРЕБИЫХ ВАЛОВ
И ДЕИДВУДНЫХ УСТРОЙСТВ
I Прежде чем приступить к рассмотрению вопросов повреж-
I дения и износа гребных валов и дейдвудиых устройств, кратко
12 С. С Виноградов. П. И. Гаврнш	г «г г" г -»•уч- » • > “	33
-А. ЬЬБ>.Ьо|ЕКЛ
। як! Эе? .Ise,Kossiki'crBoiiTmii
остановимся на специфических условиях их работы и нагрузках,
которым они подвержены в процессе эксплуатации.
На гребной вал, кроме сил веса, воздействует система на-
грузок, обусловленная гидромеханическими процессами, сопро-
вождающими работу гребного винта во взаимодействии с кор-
пусом судна, и механическим воздействием корпуса судна как
деформируемой системы на дейдвудное устройство, а через не-
го — на гребной вал.
Основными нагрузками, действующими на гребной вал, яв-
ляются:
крутящий момент, передаваемый гребному винту от глав-
ного двигателя;
упор гребного винта;
собственный вес гребного вала и вес винта
Дополнительными нагрузками являются:
инерционные силы от масс гребного винта и вала при качке
судна на волнении;
дополнительные усилия на гребном винте, работающем в
косом потоке;
усилия от механической и гидродинамической неуравпове
шенности гребного виита;
усилия, обусловленные деформацией корпуса судна и от
расцентровки валовой линии.
Ко всему сказанному следует добавить одно важное обстоя-
тельство, заключающееся в том, что действие большинства из
названных сил и нагрузок имеет знакопеременный циклический
характер.
Большинство из указанных выше нагрузок одновременно
действует и на опоры гребного вала — дейдвудные подшип-
ники.
Значения дополнительных нагрузок па гребной вал и его
опоры могут достигать больших величин. Например, для двух-
вального судна с главными координатами центра гребного вин-
та х=60 л;, у=6 м, z=l,5 м на волнении при бортовой качке и
периоде собственного колебания судна Т =14 сек, периоде соб-
ственного колебания при килевой качке 7V=6 сек, амплитуде ут-
ла крена q>c=0,6 рад, амплитуде угла дифферента Ч'=0,1 рад
дополнительные нагрузки от инерционных сил при качке (при
неработающем винте) составляют около 80% веса гребного
винта.
При работающем гребном винте амплитуда момента, изги-
бающего вал при килевой качке судна, может доходить до 90%
крутящего момента па греблом винте.
Поэтому наряду с основными нагрузками при проектиро-
вании гребных валов и дейдвудных устройств необходимо учи-
тывать 'воздействие и дополнительных нагрузок, определение
величин которых в практике вс вызывает особых трудностей.
34
Следует отметить, что гребные валы и дейдвудные устрой-
ства, по сравнению с другими узлами линии валопровода, на-
ходятся в особых, наиболее тяжелых и только им присущих
условиях работы, так как они работают:
в контакте с забортной водой и подвержены коррозии;
в условиях, способствующих попаданию в дейдвудные под-
шипники взвешенных частиц — ила, песка и пр. (на мелководье
н в районах с повышенным загрязнением воды).
Если второе условие носит эпизодический характер и не
является преобладающим, то действие первого носит посто-
янный характер и зачастую являет-
ся определяющим срок эксплуата-
ции данного узла.
Остановимся па рассмотрении
этого условия. Проникновение воды
к валу неизбежно влечет за собой
коррозионное разрушение его по-
верхности. Одновременное воздейст-
вие коррозии и переменных напря-
жений снижает предел выносливо-
сти материала по сравнению с вели-
чиной предела выносливости на воз-
духе.
Совместный эффект действия
Рис. 17. Кривые выносливости
углеродистой стали:
коррозии и переменных нап-
ряжений сильнее суммы эффектов действия каждого из них в
отдельности. В этом случае обычный вид кривой выносливо-
сти (рис. 17) изменяется, горизонтальный участок ее исчезает.
а предел выносливости о_! непрерывно уменьшается при увели-
чении числа циклов напряжения [22].
Опыты показали, что предел выносливости образца мягкой
стали при испытании его па изгиб на воздухе составляет 2680
ьГ1с.м?. Если же на образец во время испытания па выносли-
вость попадают капли воды соленостью, равной примерно 70%
солености морской воды, то предел выносливости -образца па-
дает до 410 кПсм2 и образец разрушается при п1(=66,4-10с
циклах.
При увеличении числа циклов пп до 10® разрушение об-
разца происходит при нагрузке около 160 кГ/см2.
Из приведенного примера видно, что углеродистая сталь
обычного качества может разрушиться при сравнительно низ-
ких напряжениях, весьма близких к тем, с которыми работает
судовой гребной вал.
Анализ аварий гребных валов показывает, что в большин-
стве случаев материал аварийных валов работал при перемен-
ных напряжениях ниже обычного предела выносливости па воз-
духе, т. е. усталостного разрушения нельзя было ожидать; не-
смотря па это, аварии все же происходили.
2* 35
Дччные актов испытаний материала и результаты дополни-
тельных испытаний образцов, взятых от сломанных валов,
показали, что прочность материала удовлетворяла всем стан-
дартным требованиям к материалам судовых валов.
Из приведенных результатов и из аналогичных опытов с
другими сталями, выполненных различными исследователями,
можно сделать важные выводы:
а)	все сорта углеродистых, легированных и даже нержаве-
ющих сталей, обладающих высокими значениями предела вы-
носливости на воздухе, в большой мере теряют своп преиму-
щества перед обыкновенной углеродистой мягкой сталью при
действии морской воды, так как их предел выносливости пада-
ет до величин, близких к пределу выносливости мягкой стали;
б)	при переменной нагрузке и действии агрессивной среды
предел выносливости всех сталей определяется исключительно
коррозией и не имеет установленной закономерной связи с вре-
менным сопротивлением и пределом текучести, присущими
этим же сталям на воздухе, когда коррозии нет [22].
Кроме обычной электрохимической коррозии, при перемен-
ных напряжениях в присутствии воды в валах возникает более
опасная, так называемая фретииг-коррозия. Схема процесса
фретинг-коррозни заключается в том, что вследствие изгиба и
кручения вала при поперечных и крутильных колебаниях в те-
чение одного цикла происходит микроскопическое относитель-
ное возвратное перемещение (порядка IO-®-—10-3 мм) соприка-
сающихся поверхностей вала и бронзовой рубашки, а также
вала и ступицы виита у их торцов (в местах наибольшего обжа-
тия гребного вала) вблизи большого основания конуса вала.
В результате при вращении создается трение между упомяну-
тыми поверхностями. Это контактвое трение в присутствии
морской воды приводит к износу и механическому повреждению
посадочной поверхности вала и к образованию в поврежден-
ных участках очагов усталостных трещин.
Кроме того, при контактном трении непрерывно разруша-
ется защищающая металл от коррозии оксидная пленка п об-
наженные участки металла вновь подвергаются химическому
действию морской воды.
Обычная электрохимическая коррозия создает на поверхно-
сти вала местные, сначала микроскопические углубления в (Ви-
де тонких штрихов и нитей, являющихся началом развития
трещин.
Процесс коррозионно-усталостного разрушения разделяется
последовательно на два этапа — преимущественно коррозион-
ного разрушения и преимущественно механическою разруше-
ния. Продолжительность первого во много раз длительнее вто-
рого.
Оба вида коррозии — электрохимическая и фретинг-корро-
зия — резко снижают предел выносливости материала вала.
S6
Коррозионно-усталостные трещины являются одним из наи-
более активных мест концентрации напряжений, вызывающих
поломку валов. Поэтому для обеспечения надежности работы
гребных валов морских судов и сохранения нх расчетной проч-
ности неуклонно должно выполниться основное требование,
заключающееся в том, что металл ipe6noro вала, находящийся
и постоянно работающий в морской воде, не должен иметь не-
посредственного контакта с забортной водой
Детали дейдвудиого устройства в разной степени подверже-
ны^ указанным условиям эксплуатации. Стальная деталь —
дейдвудная труба подвержена влиянию коррозии, поэтому она
должна надежно защищаться либо лакокрасочным, либо эпок
сидным покрытиями в сочетании с протекторной защитой.
Остальные детали, как правило, изготовляются из цветных
металлов, хорошо противостоящих коррозии.
Попадание в подшипники взвешенных частиц приводит к
повышенному износу антифрикционных вкладышей втулок, а
также облицовок валов.
§ 7. ПОВРЕЖДЕНИЯ И ИЗНОС ДЕЙДВУДНЫХ УСТРОЙСТВ
И ГРЕБНЫХ ВАЛОВ
Обследование состояния дейдвудных устройств и гребных
валов в процессе их эксплуатации показывает, что классифи-
кация основных причин их износа соответствует той, которая
была дана для рулевых устройств. Остановимся кратко на ха-
рактере и причинах наиболее часто встречающихся повреждений
и износе деталей дейдвудиого устройства и гребных валов.
. Дейдвудные трубы. На современных судах дейдвудные тру-
бы изготавливаются в основном из стали марок 25Л, О8ГДНЛ,
Ст. 20, Ст. 15, Ст. 3, Ст. 4С, па некоторых судах иностранной
постройки — из чугуна. Основными повреждениями дейдвуд-
ных труб, выявленными в процессе эксплуатации судов, явля-
ются:
значительные коррозионные поражения поверхности дейд-
вудной трубы, особенно в промежуточной части (защищаемой
свинцовым суриком) и в районе посадочных поясов;
трещины и повреждения при ослаблении мест посадки.
Например, на судах типа «Казбек», «Чебоксары», «Комсо-
мол» [44] после 7—10 лет эксплуатации были обнаружены коль-
цевые и продольные трещины в кормовых частях дейдвудных
труб длиной до 350 мм и глубиной до сквозных.
На танкерах типа «Прага» после 28 месяцев эксплуатации
около 70% внутренней поверхности дейдвудной трубы было
поражено сильной коррозией в виде язв п раковин глубиной
до 7 мм, а в средней части кормового посадочного пояса имелась
сквозная трещина длиной около 1 и. Трещина длиной 1,2 м бы-
ла обнаружена и на танкере «Пекин» после двухлетней эксплу-
атации
37
На китобазе «Советская Украина» после четырех лет эксплу-
атации дейдвудные трубы в местах сопряжения с бронзовыми
дейдвудными втулками были сильно поражены коррозией, в ре-
зультате чего в этом месте образовался зазор до 5,2 мм.
При доковапии китобойных судов № 42 и 47 в 1968 г. в ме-
стах сопряжения дейдвудной трубы с дейдпудными втулками
были обнаружены зазоры от 3 до 6,5 хм после трех-четырех-
лстнсн эксилуатацни.
Основными причинами коррозионного поражения дейдвуд-
пых труб являются агрессивное воздействие морской воды и ин-
тенсивный электрохимический процесс разрушения стальных
деталей, находящихся в контакте с деталями из цветных спла-
вов. Здесь так же, как и для рулевых устройств, сопряжение
стальной дейдвудной трубы с втулками и другими бронзовы-
ми (латуиными) деталями в морской воде является наиболее
неблагоприятным (оценивается баллом 4) [48]
Применявшаяся до последнего времени защита нерабочей
поверхности стальной дейдвудной трубы от контакта с морской
водой (окраска по свинцово-суричной или этинолевой схемам)
оказалась неэффективной п быстро разрушалась, в результате
чего незащищенная поверхность трубы подвергалась сильному
коррозионному поражению (на некоторых трубах глубина кор-
розионных раковин и язв достигала 8—10 мм за три-четыре го-
да эксплуатации). Кроме того, скользящая посадка дейдвуд-
ных труб и втулок, которая применялась в отечественном су-
достроении до последних лет, не обеспечивала необходимой
плотности, и морская вода, проникая в места сопряжения, вы-
зывала электрохимическую коррозию и ослабление посадки.
Постоянное воздействие знакопеременных нагрузок на дейдвуд-
ное устройство и вибрации кормовой оконечности корпуса, а
также большие удельные нагрузки на подшипники (особенно
на крупнотоннажных судах) приводили к быстрому износу дей-
двудпой трубы, коррозии, появлению трещин и т. д.
У отечественных крупнотоннажных танкеров типа «Прага»,
которые являются первенцами отечественного крупнотоннажно-
го с\ достроепия, была выявлена недостаточная жесткость и
прочность дейдвудной трубы, что послужило одной из причин
их быстрого износа и повреждений.
Дейдвудные втулки. Дейдвудные втулки па отечественных
судах изготавливаются из разных медных сплавов: латуни ма-
рок ЛК80-ЗЛ, ЛМц58-2, бронзы марок Бр. OLLC8-1-2. Бр АМц9-2
и некоторых других. Наблюдения показывают, что дейдвудные
втулки, изготовленные из укачанных выше марок материалов,
более долговечны и надежны в эксплуатации по сравнению с
дейдвудными трубами и гребными валами
Характерным дефектом дейдвудных втулок является их по-
верхностная коррозия (в основном под планками набора), вы-
ражающаяся в виде покраснения в результате обесцинкования
и обезалюминивания материала втулок. В эксплуатации, одна-
ко, имели место случаи более сильного поражения коррозией
дейдвудных втулок. Например, на дейдвудных втулках
(Бр. ЛМц9-2) судов «Верхоянск» и ледокола «Сибиряков» после
четырех лет эксплуатации были обнаружены коррозионные ра-
ковины и язвы глубиной до 3 мм при диаметре 3—о мм [44]
Возможной причиной таких коррозионных разрушений могут
явиться дефекты литья в виде разною рода включений, скры-
тых пороков и т. д.
Наиболее частым повреждением дейдвудных втулок является
ослабление их посадки в дейдвудных тр\бах в результате не-
достаточной плотности посадки и коррозионного поражения по-
садочной поверхности дейдвудной трубы. Ослабление посадки
приводило к увеличению вибрации, дальнейшему увеличению
зазоров в местах сопряжения и, как следствие, — к провора-
чиванию или смещению дейдвудной втулки (кормовой) в дейд-
вудной трубе
Наиболее слабым элементом дейдвудного устройства для
современных судов является неметаллический набор дейдвудных
подшипников. Особенно это характерно для тяжелонагружен-
ных подшипников (крупнотоннажных танкеров и некоторых
других судов), скорости износа набора у которых прогрессиру-
юще растут по мере эрозионного поражения облицовок гребных
валов (см. рис. 34, б). Как показал опыт эксплуатации крупно-
тоннажных танкеров отечественной и зарубежной постройки, ве-
личина зазора в кормовом дейдвудной подшипнике за время
эксплуатации 250—700 суток достигала весьма больших значе-
ний («Братислава» — около 20 мм, «Гдыня», «Бухарест» и «Ха-
ной» - 12 мм, «Дж. Гарибальди» — 15 ль«).
Кроме большой скорости износа, набор бакаута подвержен
эрозии, разрушению под -действием чрезмерно больших удель-
ных давлений и выталкиванию. Например, за время с 1960 по
1967 г. повреждения бакаута в виде эрозии, разрушения и вы-
талкивания имели место у 34% эксплуатирующихся в нашей
стране крупнотоннажных танкеров. Эрозия бакаута обычно раз-
вивается в местах, где облицовки гребных валов не соприка-
саются с набором, и имеет место как в нижней, так и в верх-
ней половине набора. При докованпи танкера «Дж. Гарибаль-
ди» в 1964 г. эрозия набора кормовой дейдвудной втулки была
обнаружена на длине 2,7 диаметра гребного вала от кормово-
ю среза подшипника (контакт облицовки с набором сохранил-
ся лишь па длине 1,37)).
Причиной эрозии набора большинство исследователей счита-
ет ту же, что и для облицовок гребных валов. В эксплуатация
•наблюдаются также случаи нарушения нормальной работы
дейдвудных подшипников из-за чрезмерного набухания планок
набора из ДСП. По этой причине па БМРТ «Барабинскл во
время эксплуатации заклинило гребной вал, на других промыс-
39
ловых судах (БМРТ, рефрижераторы, китобойцы) увеличение
планок по длине приводило к разрушению деталей, крепления
набора в подшипнике. Причиной чрезмерного набухания планок
ДСП является обычно нарушение технологии хранения заго-
товок, изготовления самих планок, осуществления набора вту-
лок II т. д.
Гребные валы. Выбор материалов вообще, а для гребных
валов ® особенности, является одной из важнейших задач В
зависимости от требуемых показателей механических свойств
гребных валов для их изготовления применяются различные
стали. Так, например, заготовки из углеродистой стали с обыч-
ными показателями механических свойств (категорий прелости
КП) изготовляются из сталей марок Ст. 3, Ст. 4, Ст 5, 20, 25
и др.
Заготовки из углеродистых сталей с повышенными показа-
телями механических свойств (категорий прочности КМ) изго-
товляются из сталей марок 35, 40 35Х, 20ГС и др.
Заготовки из легированных сталей (категорий прочности
КТ), изготовляются из сталей марок 40ХН, 38ХГН, 35ХНЗВФ
и др. [56].
До последнего времени существовал порядок, при котором
конструктор при проектировании устанавливал только катего-
рию прочности (КП, КМ и КТ), а соответствующую марку ма-
териала заготовки гребного вала выбирал завод-поставщик, ру-
ководствуясь при этом в основном требованиями общей проч-
ности. Указанный порядок не учитывал условий эксплуатации
гребных валов, действия знакопеременных нагрузок, возможно-
сти контакта с морской водой и т. д., которые, как показала
практика, являлись причиной значительного снижения устало-
стной прочности гребных валов и преждевременной их по-
ломки.
В настоящее время с целью повышения надежности валов
этот порядок изменен и ® чертежах наряду с категорией проч-
ности указывается марка стали, идущая на заготовку.
На торговых судах широко используется качественная угле-
родистая сталь, как наиболее дешевая. На быстроходных пас-
сажирских судах и судах большого водоизмещения валы, с
целью снижения их веса, изготовляются обычно из более доро-
< пх — легированных сталей.
Учитывая, что стали с -высокими значениями предела теку-
чести при работе в контакте с морской водой резко снижают
предел выносливости (см. § 6), а также более чувствительны ко
всякого рода надрезам, резким переходам, дороже обычных
углеродистых и низколегированных сталей, к выбору
их для гребных валов нужно относиться особенно осто-
рожно.
Облицовки гребных валов изготовляются из бронзы, лату-
ни, никелевой и нержавеющей сталей.
40
Лучшим материалом для работы в морской воде и в паре
трения с бакаутом, лигнофолем (ДСП), текстолитом и резиной
являются оловянистыс бронзы и, в частности, оловяно-цинковая
бронза марки Бр. ОЦЮ-2. Зтз бронза отличается вполне удов
летворительными литейными и механическими свойствами, име-
ет высокие антифрикционные и антикоррозионные качества и хо-
рошо обрабатывается резанием.
Оловянистыс бронзы принадлежат к числу дефицитных и
дорогостоящих сплавов Поэтому в качестве материала для
облицовок гребных валов небольших судов, с диаметрами ва-
лов не более 120—150 мм, применяются марганцовисто-желези-
стая латунь Л МпЖ55-3-1 (литая) в железисто-марганцовистая
латунь ЛЖМц59-1-1 (литая и прессованная) [22].
Облицовки из железисто-марганцовистой латуни и алюми-
ниевой бронзы в движущейся морской воде работают менее на-
дежно, чем Бр. ОЦЮ-2, так как эти латуни склонны к обссццн
кованию, а алюминиевые бропзы— к обезалюминиваншл. Кро-
ле того, они хуже работают и на истирание.
При наличии в деидвудной трубе опорного подшипника с
вкладышем, залитым белым металлом, и принудительной смаз-
кой гребные .валы применяются без облицовки.
Наиболее характерными повреждениями гребных валов явля-
ются: трещины и .поломки; коррозионные поражения тела вала
в местах, не защищенных от контакта с морской водой; повреж-
дения гидроизоляции вала; эрозионное поражение бронзовых об-
лицовок; ослабление посадки облицовок в результате воздейст-
вия фретинг-коррозин и электрохимической коррозии; механи-
ческий износ облицовок.
Появление трещин и иоломки гребных ва«чов — довольно
распространенное явление в мировой практике эксплуатации
судов (см. § 24).
В отечественной практике значительное число случаев появ-
ления трещин и поломок гребных валов было отмечено на круп-
нотоннажных танкерах типа «Прага» и «София», китобойных
судах, БМРТ типа «Маяковский», РМТ типа «Тропик» (построй-
ки ГДР) и некоторых других.
На танкере «Улан-Батор» в 1964 г. после 9000 ч эксплуата-
ции па середине сплошной облицовки гребного вала была об-
наружена трещина, а в 1966 г. после 18000 ч эксплуатации в
районе шпоночного паза—трещина длиной 75 мм, глубиной
1,5 мм. В 1967 г. после 23 000 ч эксплуатации в районе начала
шпоночного лаза (у большого конуса) была уже обнаружена
целая сетка трещин длиной 20—80 мм, глубиной 2—5 мм, а в
районе кормового торца облицовки — кольцевая трещина глу-
биной до 5 мм.
На танкере «Будапешт» после 13500 ч эксплуатации на
большом диаметре конуса (под ступицей гребного вала) была
обнаружена кольцевая трещина, а на танкере «Бухарест» после
41
12 500 ч эксплуатации — трещина в средней части облицовки
(по сварному шву), переходящая на тело вала.
Всего за время с 1960 по 1967 г. на танкерах типа «Прага»
и «София» появление усталостных трещин было отмечено на
11 гребных валах (рис. 18), а на танкерах «Варшава» и «Труд»
были поломки валов.
Нос
Ц/СЦИНЫ
Рис. 18. Мести наиболее частоги появления гревши на гребных валах
На одном из судоремонтных заводов .в 1962 г. были обнару-
жены трещины у торцов облицовок па 10 гребных валах (из
12 проходивших ремонт) в процессе подготовки их для замены
защитного резинового покрытия между облицовками па покры-
тия эпоксидной смолой, армированной стеклотканью. Трещины
располагались па расстоянии 6—14 мм от носовой кромки кор-
мовой облицовки.
До обнаружения указанных трещин китобойные суда прора-
ботали (1956—1958 гг.) по 18 000—27 000 ходовых часов.
Из-за обнаружения трещин было также забраковано не-
сколько гребных валов на китобойных судах Дальневосточного
бассейна.
Трещины на валах обнаруживались и в последующие годы.
Так, на китобойных судах Азово-Черноморского бассейна в
1963 г. было заменено пять валов, в 1965 г четыре п в
1966 г. — два.
Трещины в районе торцов облицовок отмечались на гребных
валах, BP1I1 судов типа «Тропик», изготовленных в ГДР, у ко-
торых под пластмассовым покрытием между облицовками имел
место конструктивный дефект в виде резкою перехода от утол-
щенной части (под облицовкой) к более тонкой средней части
вала между облицовками (рис 19).
Значительное число случаев поломки 1ребных валов по при-
чине возникновения усталостных трещин было зарегистрирова-
но на БМРТ типа «Маяковский» с ВРШ юловной и установоч-
ной партий
На БМР Г «Э. Вольдемаре- в 19о1 г. ппэнзошла поламка
гребного вала ври переходе судна на промысел. Главный дви-
42
Рис. 19 Район образования тргшнрь.
на гребном валу РИТ чипа «Тропик»
Рис 20 Излом ipeonoio пала БМРТ
«Э Вольдемаре»
•атель работал при 235 сб/мин Вначале появилась сильная
вибрация вала, для выяснения причин которой двигатель был
остановлен и обнаружена поломка вала у носового торца но-
совой облицовки -в месте перехода основного тела вяла к
утолщенной части под облп-
цозчу (рис. 20)
Структура металла в ме-
сте излома неоднородна —
мелкозернистая на большей
части с переходом в круп
нозерннстую. Ярко выра-
женных старых трещин в
сечении излома визуально
не было обнаружено.
По заключению Инспекции Балтийского бассейна Регистра
СССР, поломка гребною вала произошла по причине расцент-
ровки линии валопровода, возникшей в результате чрезмерной
выработки дейдвудных подшипников.
Исследование характера трещин на валах показало, что они
являются следствием нарушения гидроизоляции гребных ва-
лов, вызвавшей сниже-
ние усталостной прочно-
сти материала вала от
электрохимической кор-
розии или	следствием
фрикционной коррозии
(\ торцов облицовок,
у большого конуса под
ступицей гребного винта)
Нарушение гидроизоля-
ции происходило главным
образом из-за некачест-
венного покрытия участка
гребного вала между об-
лицовками (китобойные
суда, РИТ «Тропик»,
БМРТ и т. д.) или из-за
появления трещин в свар-
ных швах сплошной обли-
jodkh (танкеры тина
«Прага» «София» и др.).
Указанные явления усугублялись тяжелыми условиями ра
боты валопроводов — большими знакопеременными нагруз
ками с числом циклов более 10®(2,4-10я циклов для китобой-
ных судов), работой в зоне чисел оборотов, близких к резонанс-
ным (у танкеров типа «Прага».. «София»).
Коррозия участков гребного вала, не защищенных специаль-
ным покрытием от контакта с морской водой, приводит к силь
43
ному (часто сплошному) поражению тела вала глубиной до
6—10 мм.
Наибольшей коррозии гребные валы подвергаются в местах
контакта с бронзовой облицовкой, точнее, у торцов облицовок
при попадании в эту зону морской воды.
Ранее применяемое резиновое покрытие не обеспечивало па-
дежной защиты гребных валов, поэтому в настоящее время
Рис 21 Участки эпоксидного покрытия, снятые с кала
валы стали покрывать эпоксидным составом, армированным
стеклотканью. Как показала практика, оно более надежно, чем
резиновое, а процесс его нанесения менее трудоемок.
Однако наблюдения за гребными валами с эпоксидным по-
крытием показали, что и это покрытие не всегда достаточно
защищает тело вала от воздействия морской воды.
Причинами проникновения морской воды под покрытие яв-
ляются: нарушение технологии покрытия; несовершенство тех-
нологии и конструктивного исполнения покрытия; недостаточная
толщина защитною покрытия, что приводило в отдельных случа-
ях к проникновению морской воды через него.
О недостатках л нарушениях технологии покрытия свиде-
тельствуют случаи плохой адгезии его с гелом вала, 'неравно-
мерность распределения смолы м плохая пропитка ткани смо-
лой. В отдельных случаях при разрезе покрытия по образующей
оно легко снимается с вала в виде скорлупы (рис. 21)
Забортная вода, просачивающаяся через дейдвудный саль-
ник, вызывает также коррозию тела вала у носового торца носо-
вой облицовки глубиной до 5—8 мм. Такие очаги коррозии
впоследствии приводят к оГ>разованию трещин на валу. Мерой
защиты от указанного дефекта является удлинение (в сторону
носа) облицовки или применение специального защитного пок-
рытия тела вала на этом участке.
44
Частым случаем повреждения облицовок гребных валов яв-
ляется эрозия. Это было отмечено на гребных валах китобой-
ных судов, РМТ типа «Тропик» и некоторых других промысло-
вых судах (рис. 22).
Поражения поверхности облицовок эрозией имеют характер
отдельных глубоких язвин, очагов размывания облицовок типа
«лишаев», а также появление на облицовках участков с рых-
лой (губчатой) поверхностью
Рис 22 Эрозионное повреждение облицовок гребного вала мио
бойкого судна
Эрозионный износ облицовок особенно характерен для греб-
ных валов крупнотоннажных танкеров. При этом установлено,
что на нерабочей части облицовок эрозии не наблюдается Вна-
чале эрозия возникает в виде отдельных мелких точечных изъяз-
влений диаметром и глубиной 0,2 — 0,3 мм на рабочей поверх-
ности носовой дейдвудной втулки. Поражения появляются в
виде участков поверхности, расположенных симметрично пло-
скостям, проходящим через ось вала н лопасти винта. При
этом количество пораженных участков соответствует числу ло-
пастей гребного винта. С увеличением зазоров в дейдвудных
подшипниках количество и глубина эрозионных поражений уве-
личиваются, зона поражения расширяется и переходит на сред-
нюю часть кормовой облицовки По мере развития эрозии от-
дельные ее участки сливаются в сплошные поражения глубиной
до 4—6 .им, следы контакта облицовки с наборэч нече
за ют.
Иссчедованне развития, расположения и характера эрозии
бронзовых облицовок, факт совпадения ее с эрозией набора при-
45
водят к вывод) о том, что в основе эрозии лежит кавитацион-
ное воздействие воды от поперечных колебаний гребного вала
с частотой, равной произведению числа оборотов гребного вала
на число лопастей винта. Кавитационный характер эрозии при-
знают и зарубежные исследователи [33].
Механический износ облицовок от истирания происходит в
районе набора и уплотнений. Для дейдвудпых подшипников с
неметаллическим набором износ облицовок происходит доволь-
но интенсивно (см. табл 9), так как ему в большой степени
способствует эрозионное поражение облицовок. Особенно интен-
сивно происходит износ облицовки в районе дейдвудного саль-
ника, глубина ручьев от выработки за полтора года эксплуата-
ции на некоторых судах достигает 6 — 8 мм. Из-за этого прихо-
дится либо заменять облицовку, либо наплавлять изношенный
участок
Образование ручьев (канавок глубиной до 2—3 лглг) в рай-
онах сальниковых уплотнений маслобукс и опорных подшипни-
ков гребных валов с ВРШ является наиболее серьезным дефек-
том, поскольку ручьи образуются на шейках самого вала и вы-
ведение их пугем проточки значительно снижает прочность
вала.
§ 8. ПОВРЕЖДЕНИЯ И ИЗНОС ГРЕБНЫХ ВИНТОВ
Грешные винты изготавливаются из различных марок ста-
лей, латуней, бронз, серого чугуна и пластмасс. К материалу
гребных винтов требования непрерывно повышаются. Это про-
исходит в результате увеличения нагрузок па винты, стремления
увеличить износостойкость я к. п, д винтов. Существенное влия-
ние на выбор материала оказывает расширение мореплавания
в районах Арктики и Антарктики, .где гребные винты работают
при пониженных температурах и подвергаются воздействию
ударных и истирающих нагрузок.
В отечественном судостроении применение материалов для
изготовления судовых гребных винтов регламентируется ГОСТ
£054 — 59 По этому стандарту металлические гребные винты
судов гражданского флота всех типов и назначений подразде-
ляются на два класса - высший и обычпый. Гребные винты
высшего класса отличаются более высокой степенью чистоты
поверхностей, большей точностью размеров, формы и веса, а
также более высокой стойкостью против коррозии и эрозии.
ГОСТ 8054--59 устанавливает применение следующих мате-
риалов:
для изготовления гребных винтов высшего класса: латунь
марки ЛМцЖ55-3-1 (ГОСТ 1019—47), нержавеющая сталь;
для изготовления гребных винтов обычного класса: нержаве-
ющая сталь. Углеродистая сталь марок 25Л, ЗОЛ и 35Л (ГОСТ
46
977 — 65); чугун марок СЧ 21-40, СЧ 24-44, СЧ 28-48, СЧ 32-52
и СЧ 35-56 (ГОСТ 1412—54). чуг\н высокопрочный ВЧ 40-10
(ГОСТ 7293 — 54).
Помимо перечисленных материалов, ГОСТ 8054 — 59 допу-
скает применение других марок цветных сплавов при (условии,
что их механические и антикоррозионные качества будут не ни-
же, чем у латун,I ЛМц'Ж55-3-1.
За границей гребные винты высшего класса в последнее
время изготовляют преимущественно из специальных латуней,
марганцовистых и алюминисвоникелевых бронз. Эти бронзы об-
ладают большой прочностью, сопротивляемостью усталости,
стойкостью против коррозии и эрозии и меньшим удельным
несом.
Практикой установлено, что разрушение и износ гребных
винтов в процессе эксплуатации происходят при наличии сле-
дующих причин:
механических повреждений (ударов о твердые предметы),
которые, при недостаточной пластичности и прочности материа-
ла винтов, приводя! к погнутостям, образованию трещин и из-
лому лопастей;
коррозионно-эрозионных процессов при работе в морской воде;
кавитации, возникающей при больших окружных скоростях
винта;
внутренних дефектов винтов, являющихся следствием низко-
го качества технологии отливки и термообработки винта либо
нарушения технологии сварки при исправлении дефектов от-
ливки.
Физическая сущность коррозионно-эрозионных поражений
гребных винтов такая же, как и других деталей винто-рулевой
группы (рулевых устройств и гребных валов).
Существо явления кавитации заключается в том, что в ре-
зультате вращения гребного винта в зоне передней плоскости
лопастей винта (видимая со стороны кормы судна) образуется
положительное (+), а в зоне задней .плоскости (обращенной к
носу судна) —отрицательное (—)давление. В результате сло-
жения этих двух сил возникает пропульсивная тяга, приводя-
щая судно в движение.
При определенных условиях, в частности при расширении
области отрицательного давления, происходит падение давления
ниже парциальною давления паров воды, в результате за вин-
том образуются так называемые воздушные полости и воздуш-
ные пузыри
.По мере вращения лопастей гребного винта воздушные пу-
зыри перемещаются к поверхности лопастей, однало войдя в
зону повышенного давления, лопаются у поверхности лопастей
Давление, возникающее при разрушении воздушных пузырей,
может достигать несколько тысяч атмосфер. В результате от-
дельные участки поверхности лопастей подвержены ударам.
47
Повторение этих ударов в течение длительного периода приво-
дит к локальному разрушению металла лопасти.
Попытаемся на конкретных примерах рассмотреть наиболее
характерные виды повреждений и износа гребных винтов, вы-
полненных из разных материалов.
Винты из цветных сплавов Подавляющее большин-
ство гребных винтов высшего класса как у нас, так и за рубе-
жом изготавливаются из марганцовистых латуней. Эти латуни
достаточно технологичны при изготовлении отливок гребных
винтов, хорошо свариваются различными способами сварки,
позволяют сравнительно легко править лопасти гребных винтов
при нагреве до /==550—~00°С. В нашей стране в качестве ос-
новного материала для гребных винтов принята марганцовисто-
железистая латунь марки ЛМиЖ55-3-1 с пределом текучести
кГ,'ли& Правда, она в настоящее время уже не \дов-
летворяет требованиям, предъявляемым к современным гребным
винтам, так как имеет:
низкие механические качества (предел текучести);
недостаточную сопротивляемость эрозии, воздействию ка-
витации, а также механическому износу при работе в воде, со-
держащей взвешенные частицы (песок),
склонность к коррозионному растрескиванию и обесцинкова-
нию;
повышенный удельный вес.
Сказанное подтверждается многолетним опытом эксплуата-
ция латунных гребных винтов на промысловых и транспортных
морских судах. Так, латунные четырехлопастные винты кито-
бойных баз «Советская Украина» и «Советская Россия» за меж-
нромысловый период (около 5000 ч) получают значительное ко-
личество механических повреждений в виде различной формы и
размеров трещин, вырывав, погибов и выкрашиваний кромок
лопастей. На китобазе «Советская Россия» в 1963 г. на про-
мысле при работе на чистой воде обломалась лопасть правого
винта. Причиной аварии явилось ослабление за счет износа и
дефектов литья комлевого сечения лопасти. Коррозионно-эро-
зионного износа у латунных винтов не наблюдалось.
Латунные -гребные винты рефрижераторов типа «Севасто-
поль», плавающих в водах Северной Атлантики и в Индийском
океане, изнашиваются от эрозионного разрушения засасываю-
щей стороны лопастей.
Если при докованми в конце 1964 г. эрозионное разруше*
ние глубиной до 1 мм распространились от конца лопастей па
длину 200—300 .ил, то при последующем доковании в сентяб-
ре 1966 г. после 5800 ч работы концы всех лопастей были пора-
жены оспинкой эрозией глубиной до И мм на ширине 300 мм
ат концов лопастей. При этом эпоксидное покрытие поражен-
ных лопастей, выполненное при доковании в 1964 г., сохрани-
лось на небольшой площадке у одной лопасти (рис. 23)
48
Пораженные участки лопастей при ремонте в 1966 г были
срублены и наплавлены проволокой из латуней .марки ЛМцЖ55-
3-1 к концам всех четырех лопастей, на выходящие верхние
кромки приварены наделки серповидной формы длиной по
400 .и.и.
При нормальных оборотах гребного вала рефрижератора
окружная скорость концов лопастей гребного винта раща
Рис 23 Эроэяопно-корршшиишк износ лопасти рефрижераторов ины
«(leBacieno.n» (отчеттигш видна область иодного износа лопасти)
36 м/сек, что незначительно превышает таковую у винтив кито-
бойной базы «Советская Украина» (34,3 м/сек). Материал вин-
тов одинаков, однако эрозионмын изпос совсем различный. 14а
этого сравнения следует, что интенсивную эрозию винтов реф-
рижераторов «Севастополь» можно объяснить, видимо, влия-
нием обводов кормовой части судна и оголением лопастей вин-
та при плавании в балласте и порожнем.
Представляет интерес износ узлов и деталей винтов с пово-
ротными лопастями, установленными на ряде промысловых су-
дов. Ступица и лопасти трехлопастпого гребного винта БМРТ
типа ^Маяковский» изготовлены из латуни ЛМцЖ55-3-1 Ука
запные суда эксплуатируются в Северной Атлантике, на Даль-
нем Востоке и в Индийском океане.
В первое время, ввиду’ отсутствия навыков в обслуживании,
а также недостатков конструкции, эксплуатация винтов сопро-
вождалась большим количеством неисправностей. Характерны-
ми повреждениями BPU1 были:
обрыв длинных и kojxjtkhx шпилек крепления лопастей и
вследствие этого — потеря лопастей; попадание морской воды
49
в ступицу винта, коррозия подшипников и деталей привода по-
ворота лопастей;
самопроизвольное отвинчивание стяжного болта, приводя-
щее к поломке деталей привода поворота лопастей.
нарушение герметичности ступицы винта и попадание мор-
ской воды внутрь ступицы, сопровождающееся коррозией дета-
лей ступицы:
повреждение рабочих поверхностей упорной шайбы, шайбы
лопасти и пальцевой шайбы от поврежденных и корродирован-
ных роликов;
поломка центрирующих шплинтов шайб лопастей;
коррозия и повреждения шпилек крепления ступицы гребно-
го винта к гребному валу.
Имели место случаи попадания морской воды в ступицу вин
та вследствие: недостаточной плотности присоединения обтека-
теля к ступице винта или при его утере; нарушения уплотнения
фланцев лопастей винтов. Неплотность возникает от износа
манжет или из-за образования канавок в теле ступицы от ре-
зиновых манжет. Нарушение герметичности — из-за потери
эластичности резины при низких температурах и ее усадке, а
также вследствие понижения подпора масла в баке системы
смазки Отмечались случаи утери лопастей.
Корпус ступицы винта изнашивается от уплотнений узла
комлевой заделки лопастей, что приводит к нарушению герме-
тичности узла уплотнения и попаданию воды в ступицу. При
износе 0,3 .мл и выше кольца не обеспечивают герметизации
ступицы.
Износ ступицы от воротниковых манжет диаметром
450/420 мм и фасонных манжет диаметром 415/445 мм обычно
незначителен.
Па рис. 24 показан износ гнезда ступицы гребного винта
БМРТ «Маяковский» в виде кольцевой выработки от верхнего
резинового уплотнительного кольца и коррозионного разъеда-
ния в районе выработки.
Лопасти после 2,5—3,5 лет эксплуатации утоняются на
2—4 мм. Быстрый износ латунных лопастей объясняется склон-
ностью латуни к обесцинкованию.
Уплотнения комля лопасти серийных ВРШ работают удов-
летворительно, хотя в некоторых случаях наблюдались утечки
масла из ступицы гребного винта.
На первых 26 РМТ типа «Тропик» (постройки ГДР) уста-
новлен четырехлопастной гребной вит фирмы «Линс-ШельДС»
Лопасти п ступицы винта отлиты из высококачественной мар-
ганцовистой бронзы. Особенность конструкции этого винта за-
ключается в том, что его лопасти расположены попарно во вза-
имно перпендикулярных плоскостях ио линии вала (по системе
«Тандем») В общей схеме лопасти расположены под углом
50
90°, имеют одинаковые размеры, форму к вес, т. е. вз зимозаме
нясмы.
Суда типа «Тропик» занимаются ловом рыбы главным обра-
зом в южных и средних широтах Мирового океана. Гребные
винты этих судов подвержены значительному коррозионному
износу.
На лопастях зафиксирован сильный коррозионный износ
обеих сторон. Так, кромка лопастей гребного винта РМТ Оре
анда» местами полностью изношена, а остальная поверхность
лопастей имеет сплошную эрозию глубиной 1—2 мм.
конги
Рис 24 Износ корпуса ступицы винта БМРТ типа «Маяковский» от
резиновые уплотнительных колен
На отдельных судах РМТ «Стрелец» отмечено сильное обес-
цинкование комлей лопастей. На фланцах лопастей краснова-
тый калет, при этом кромки фланцев отламываются от легкого
удара.
Почти на всех судах, проходящих докование, имеется обес-
цинкование неподвижного кольца уплотнения комля лопастей.
На 20 ВРШ РМТ «Тропик», обследованных при докованкп
судов в 1966 г., были обнаружены: коррозионно-эрозионные по-
вреждения — на 13 винтах; износ и повреждение уплотнения
комля — на 13 винтах; обрыв или повреждение крепежа креп-
тения лопастей — на 7 винтах.
Большое число повреждений латунных винтов <apei нстриро-
ьано на танкерах типа «Прага» и «София». Например, на четы-
рех судах типа «Прага» (из имеющихся семи единиц) за пе-
риод 1965—1967 гг. было шесть случаев поломки лопастей
На двух винтах обрыв лопастей в корневом сечении произо-
шел примерно через 20 000 ч эксплуатации, на двух других —
через 31 000 и 11 000 ч, в остальных двух случаях был обрыв
большей половины лопасти. Кроме того, на этих винтах отмеча-
чась глубокая эрозия (10—12 мм) через 10 000 ч и кавитацион-
ное разрушение глубиной 6—8 мм через 19000 ч эксплуатации,
Гребные винты судов типа «София» более долговечны, од-
пако и они подвержены эрозионному износу на всасывающих и
нагнетательных сторонах лопастей. Например, через 11 185 ч
работы на лопастях гребного винта танкера «Гавана»
51
обнаружены раковины глубиной до 12 мм. На винтах остальных
судов этого типа также имеет место износ, ио меньшей величины.
Основными причинами поломки гребных винтов на судах
типа «Прага», «Ленинский комсомол» и других можно назвать
следующие:
принятая для этих гребных винтов марка материала
(ЛМцЖ55-3-1) не соответствует требованиям, предъявляемым
к материалам для высоконагруженных гребных винтов;
эксплуатация при рабочих напряжениях, превышающих пре-
дел коррозионной усталости материала гребных винтов;
запас прочности этих гребных винтов по циклическим на-
[рузкам был значительно ниже нормы.
Проверочные расчеты, выполненные с учетом работы греб-
ных винтов в косом потоке и асимметричного переменного на-
пряженного состояния с частотой циклов изменения напряже-
ния. равной числу оборотов гребного пинта, показали, что коэф-
фициент запаса по циклической прочности у гребных винтов
танкеров типа «Прага» немногим больше двух, в то время как
по нормам он должен быть не менее трех.
Кроме сказанного, следует также отметить один из основ-
ных недостатков, присущих марганцовистым латуням, - -склон-
ность их к коррозионному растрескиванию, которое в предель-
ном случае приводит к разрушению металла винта в результате
суммарного воздействия на него растягивающих напряжений и
коррозии. Исследования [44] показали, что основным фактором,
вызывающим растрескивание, являются нс эксплуатационные
напряжения, а внутренние остаточные напряжения, возникаю-
щие в результате местного неравномерного нагрева различных
участков гребных винтов при их изготовлении, установке на
вал и при ремонте. При этом механизм образования внутрен-
них напряжений при местном нагреве заключается примерно
в следующем: при нагревании какой-либо части гребного винта
участок нагрева расширяется, в результате чето в металле, при-
мыкающем к нагреваемому участку, возникают сжимающие
напряжения. При температуре нагрева больше 300°С происхо-
дит снижение, а при температуре 600- -700’С полное снятие
величины указанных напряжений в результате пластической
деформации участка нагрева. При последующем охлаждении
нагретого участка все описанные выше процессы происходят в
обратном порядке, а именно: вследствие сжатия при охлажде-
нии нагретого участка примыкающий к нему металл подверга-
ется растяжению Однако в начальный период в результате
пластической деформации образования растягивающих напря-
жений не происходит. При снижении температуры примерно до
300- 250°С уже наблюдается деформация растяжения участка,
прилегающего к зоне нагрева, вследствие чего в этой зоне и
образуются высокие растягивающие остаточные напряжения.
Таким образом, именно прононс охлаждения нагретых участ-
52
ков с 300°С до температуры окружающей среды и является
причиной образования остаточных напряжений в теле гребного-
вала.
Установлено, что наиболее высокие термические напряже-
ния в теле гребных винтов из марганцовистых латуней образу-
ются при использовании в качестве источника нагрева кисло-
родно-ацетиленовых и кис дородно-пропановых горелок
Голландская фирма «Липе» провела исследования и расчет
величины напряжений, возникающих на поверхности ступицы
при насадке гребного винта на вал с использованием нагрева
[46]. Было получено следующее выражение зависимости танген-
циальных напряжений о<. (кт /л№) на наружной поверхно
ent от температуры ее нагрева (в °C):
гс = 0,171 (7 — 35).	(1)
Из приведенного уравнения видно, чти при / = 35°С
Ос=0, при большем нагреве возникают сжимающие напряжения,
переходящие при охлаждении (в зависимости от скорости ох-
лаждения) в растягивающие.
По уравнению можно найти, что при температуре нагрева-
около 130°С напряжение на поверхности ступицы винта достиг-
нет около 16 кГ/мм2, что соответствует пределу текучести мар-
ганцовистой латуни при температуре /=130°С Если принять-
коэффициент запаса (по пределу текучести) я=2, то при до-
пустимой величине о< =8 кПмм* температура нагрева ступицы
гребного винта для облегчения его насадки на вал (или демон-
тажа) должна составлять не более 80°С.
Винты из углеродистой стали. Многолетним
опытом эксплуатации в морских условиях установлено, что-
гребные винты из углеродистой стали имеют очень низкую
стойкость против коррозии и эрозии. В результате процессов-
коррозионного и эрозионного разрушений стальных винтов в
начальной стадии их эксплуатации увеличивается шерохова-
тость лопастей, что значительно снижает к. л. я. винта. В даль-
нейшем, через 1,5—2,5 года эксплуатации шероховатость прог-
рессирует и металл лопастей приобретает губчатую структуру,
поражается сплошными раковинами и часть лопастей отламы-
вается пз-за потери прочности Кроме сказанного, для таких
гребных винтов характерно снижение создаваемого упора при
повышении числа оборотов.
Па рис, 25 показано изменение упора винта и скорости хода
судна в зависимости от числа оборотов гребного винта, работа-
ющего без кавитации и с кавитацией 131
Кривые показывают, что вследствие развития кавитации
упор гребного винта при определенных скоростях хода оказы-
вается ограниченным так, что повышение числа оборотов не
приводит к увеличению упора винта, а следовательно, и скоро-
ст м хода судна.
53
Рис 25 Изменение упора Р гребне» о
винта и скорости хода о судна в за-
вис» мопи от числа оборотов вигна.
----- <К.< кавитации,--------пр» пторай
У некавитирующего впита
упор, как это видно па рпс. 25,
увеличивается с ростом числа
оборотов.
Гребные винты из углеро-
дистой стали на китобойной
базе «Советская Россия» в
1964 г. за один промысловый
рейс (~5000 ч) вышли из
строя и были заменены. На
рис. 26 показано, что 7а обеих
поверхностей лопаетен корро-
дирована на глубину до 15 ллг
Коррозионно-эрозионное пора-
жение в виде губки отмечено
на всасывающих сторонах ло-
пастей, а также по границам
наплавлеппого шва на нагне-
тательной стороне Интенсив-
ной коррозии способствовало
наличие сварных швов, выпол-
ненных на заводе-изготовителе электродами иного хими-
ческого состава, чем материал винта, а кавитирующему воздей-
ствию — повышенная окружная скорость: при нормальных
оборотах гребного вала окружная скорость концов лопастей
равна 34 м/сек, а допустимая не должна превышать 22 м/сек
[8]. На этих винтах, диаметр которых 5,7 м, при номинальном
числе оборотов (п = 119 об/мин) на диаметре 4 я окружная ско-
рость уже достигала 24 м/сек Поэтому основная зона кави-
тирующего и общего пора-
жения лопастей начиналась
от диаметра 3,6 м и более.
Попытки повышения кор-
розионной стойкости сталь-
ных гребных винтов путем:
эмалирования, электроме-
таллизании цинком, ла-
тунью и нержавеющей ста
лью, термодиффузионпого
хромирования н цинкования,
механического упрочения
дробеструйной обработкой,
электроискрового упроче-
ния сормайтом, феррохро-
мом и твердым сплавом
ТЗОКЧ, электролитического
Рис 26 И гное ста пятого гребного пин-
га китобойной ба.чл «С-эдатскан Россия»
хромирования и цинкова-
ния, нанесения неметалли-
54
чсских покрытий вплоть до вулканизации слоем резины — не
дали положительных результатов и поэтому не нашли примене-
ния.
Винты из нержавеющей стали Применение нержа
веющей стали для изготовления гребных винтов взамен цветных
сплавов на медной основе обеспечивает экономию дефицитных
цветных металлов и значительно повышает износостойкость и
долговечность виитов.
В Советском Союзе для гребных винтов применяются две
марки нержавеющей стали — 1Х14НД и ОХ17НЗГ4Д2Т [41], со-
держащие минимальное количество дефицитных металлов (ни-
келя и меди), что определяет их большую перспективность.
Гребные винты из нержавеющей стали мартенситно-феррит-
ного класса 1Х14НД в 25—100 раз более стойки против струй-
ной коррозии и в 3—4,5 раза выше но сопротивляемости кавп
тациопным разрушениям по сравнению с винтами из латуни
ЛМцЖ55-3-1 Предел текучести этой стали от=45 кГ!мм2, т. с.
более чем в 2 раза выше, чем у латуни ЛМцЖ55-3-1.
Недостатками указанной стали являются:
технологические трудности отливки винтов, вызываемые ее
тугоплавкостью и появлением в связи с этим литейных дефек-
тов, вплоть до недоливов;
необходимость обязательной термообработки после отливки,
при которой возможно изменение геометрии винта (искажение
шага);
склонность к щелевой коррозии,
трудность механической обработки.
Из стали 1Х14НД отлито много гребных винтов для тран-
спортпых, китобойных и других судов диаметром до 5,2 м.
Большинство винтов показало отличные эксплуатационные ка-
чества. На винтах, как правило, нет коррозионных и эрозион-
ных нарушений, механическая прочность винтов обеспечивает их
надежную работу.
Гребные винты из нержавеющей стали аустенитно-ферритно-
со класса ОХ17НЗГ4Д2Т более надежны, так как эта сталь:
обладает большей, чем у стали IXИНД, жидкотекучестью,
более пластична по сравнению со сталью 1Х14НД (предел
текучести От^ЗО кГ!ммъ).
Из стали ОХ17НЗГ4Д2Т также было отлито большое число
гребных винтов.
В целом сталь ОХ17НЗГ4Д2Т, при меньшей ее чеханичес’
кой прочности, более приемлема для отливки винтов. Характе-
ристика стали по коррозионной выносливости, струевой корро-
зии и кавитационному разрушению также выше, чем \ стали
IX ИНД (рис. 27).
Несмотря на отмеченные выше высокие качества гребных
винтов из нержавеющих сталей, наблюдения, проводившиеся в
течение 1962—1966 гг. за эксплуатацией китобойных и ряда
55
других промысловых судов, снабженных винтами из нержаве-
ющей стали, показали, что имели место случаи износа и поломок
Например, па китобойном судне № 23 (материал винта 1Х14НД)
при доковании в 1963 г было обнаружено 15 круглых корро-
зионных раковин глубиной до 30 мм. расположенных па обеих
сторонах лопастей.
Характер пораже-
ния и расположенно
раковип позволяют
предполагать, что
при формовке винта
были применены же-
ребейки из мягкой
углеродистой и нн.
Эти жеребейки бы-
ли залиты нержа-
веющей сталью, за
время эксплуаации
винта корродлрова-
Рис. 27 Коррозионная стойкость цержавею- ЛИСЬ, а продукты
тих сталей в зависимости от скорости потока коррозии были вы-
Т-гтиль IX ИНД; 2-СТИЛЬ ОХ17НЗГ4ДгТ МЫТЫ ВОДОЙ KOjlpO-
знойные раковины
на гребном винте разделали до чистого металла при конусном
расположении стенок аг заварили электродами ЭМООЛО В по-
следующие годы на местах заваренных раковин дефектен не от-
мечено.
Наблюдались также случаи наличия трещин на кромках п
у корня лопасти и поломка гребных винтов рефрижераторов
типа «Волжск» (материал винтов сталь нержавеющая
ОХ17НЗГ4Д2Т). Например, в период промыслового рейса на
рефрижераторе «Таврия» 16 января 1968 г. в тихую погоду, при
следовании на глубоком месте произошел обрыв лопасти греб-
ного винта, проработавшего на судне до поломки 25 700 ч
Последний раз гребной винт осматривался в мае 1967 г. н был
найден в удовлетворительном состоянии, после чего до аварии
ои проработал еще 1523 ч. В сечении излома площадь около
75% имеет вид наклепанного металла, а остальная поверхность
излома имеет крупнозернистое строение (рис. 28). Причиной
поломки была трещина в корне лопасти, появившаяся в период
эксплуатации. На соседней набегающей лопасти винта в райо-
не входящей кромки также была обнаружена сквозная трешина
длиной 80 мм.
Облом лопастей и трещины на лопастях винтов, изготовлен-
ных из стали ОХ17НЗГ4Д2Т, в малой степени склонной к щеле-
вым трещинам, могут возникнуть из-за нарушения температур-
ного режима при отливке и остывании стали либо из-за несо-
блюдения ее химического состава.
56
Рнс 28 Излом лопает.! и корневой сече-
нии гребного винта рефрижератора «Тая-
Трехлопастпыс греб-
ные винты с поворот-
ными лопастями РМТ
«Тропик» (диаметр
3,3 м), изготовленные
в ГДР, показали хоро-
шие эксплуатационные
качества п стойкость к
коррозпонно - эрозион-
ном} износу. Однако на
РМТ «Геркулес» при
докованпн в 1964 г.бы-
ла обнаружена силь-
ная коррозия (глуби-
ной до 8 мм) ступицы,
крышки ступицы (рис.
29, глубина коррозион-
ных поражений до 10 лл).
С начала эксплуатации гребной винт отработал 6550 ч
Ввиду исключительно сильного коррозионно-эрозионного по-
ражения у указанных деталей гребного винта РМТ «Геркулес»,
резко отличающегося от износа гребных винтов на других ана-
логичных судах, можно предположить, что имели место низкое-
качество отливки этих деталей или же недопустимые отклопе-
ния ио химическому составу и структуре материала.
Гребные винты из чугуна и пластмасс. Стой-
кость гребных винтов из чугуна в условиях морского плавания
не имеет существенного отличия от стойкости винтов из углеро-
дистой стали. Гребные винты из чугуна имеют очень низкие
механические свойства, применяются преимущественно на реч-
ых судах, а также на старых тихоходных морских судах
Первые попытки изготовле-
, 29 Коррозионно-эрозионный износ
I гъчики ступицы гребного винта РМТ
«Геркулес»
ния судовых гребных винтов
из пластмасс в Советском
Союзе относятся к 1934—
1935 гг.
В 1939 -1940 гг. уже были
изготовлены катерные гребные
винты диаметром 420 мм из
тегстолита.
Пластмассы для изготовле-
ния в основном малогабарит-
ных гребных винтов стали при-
менять для резкого снижения
стоимости винтов, сокращения
трудоемкости их изготовления,
а также экономии дефицитных
цветных металлов Однако из-
57
за отсутствия в то время водостойких высокопрочных пласт-
масс эти работы не получили широкого развития.
В настоящее время пластмассы являются перспективным
материалом для гребных винтов. Для изготовления гребных
винтов наиболее рационально применение термопластиков типа
полиамидов - найлон и капрон.
Другим синтетическим материалом, подходящим для из-
готовления судовых гребных винтов, являются стекловолокнис-
тые пластики на эпоксидно-фенольной основе. Проводятся ис-
следования возможности использования для изготовления греб-
ных винтов некоторых видов полиэтиленов, стекловолокннстых
пластиков холодного формования и других видов пластмасс, не
требующих применения дорогих металлических прессформ
Основными недостатками синтетических материалов являют-
ся: у полиамидов — пониженные прочностные качества, а у
стекловолокнистых пластиков — недостаточная пластичность,
хрупкость (в частности, под действием циклических нагрузок,
при работе винтов в битом льду и т. д.). Стекловолокнистые ма-
териалы очень чувствительны к концентрации напряжений.
В СССР из синтетических материалов изготовляют гребные
винты диаметром до 1,7 л. При этом используются сборные
конструкции; ступица выполняется из металла, а лопасти — из
пластмасс. Был изготовлен для промыслового судна опытный
гребной винт с поворотными лопастями диаметром 2,15 л, у ко-
торого ступица и механизм поворота лопастей были из металла,
а лопасти — из стеклопластика
ГЛАВА III ИЗУЧЕНИЕ ИЗНОСА ДЕТАЛЕЙ
------------ УСТРОЙСТВ ВИНТО-РУЛЕВОГО КОМПЛЕКСА
§ 9. ЦЕЛИ И ОРГАНИЗАЦИЯ ВЫПОЛНЕНИЯ
ИССЛЕДОВАНИИ
Решение задачи повышения надежности устройств винто-
рулевою комплекса морских судов на современном этапе равви
тия нах ки и техники невозможно без широкого изучения законо-
мерностей износа их основных деталей и узлов в условиях эк-
сплуатации. Применяемые для определения указанных законе
мерностей лабораторные экспериментальные исследования, а
также теоретические расчеты, основанные на современных пред-
ставлениях о трении и износе (механическая, молекулярная,
энергетическая и другие теории), несмотря па целый ряд их пре-
имуществ и достоинств, позволяют получить с достаточной
степенью приближения закономерности износа лишь для кон-
кретных условий эксперимента или исходных предпосылок рас-
чета.
Износ деталей и узлов реальных машин и устройств являет-
ся функцией множества факторов — конструктивных, техноло-
гических, эксплуатационных, суммарное влияние которых в
условиях эксперимента или расчета практически учесть нс пред-
ставляется возможным Поэтому оценку достоверности резуль-
татов лабораторных экспериментов или теоретических расчетов
по закономерностям износа судовых механизмов и устройств
необходимо осуществлять по данным эксплуатации реальных
судов Для этой цели необходимы многолетние наблюдения, сбор
и систематизация данных по износу и надежности основных де-
талей н узлов исследуемых механизмов и устройств. При этом
чем больше будет накоплено статистических данных, тем выше
будет точность полученных закономерностей износа.
Наличие необходимого количества статистических данных
•зноса позволяет решить следующие основные задачи, имеющие
практическое .значение для повышения надежности механизмов
п устройств, упорядочения их эксплуатации и ремонта, повыше-
ция культуры производства:
расчет технических и экономических показателей надежно
сти, долговечности и ремонтопригодности исследуемых кон-
струкций и машин;
59
определение закономерностей износа деталей и узлов для
реальных эксплуатационных условий;
разработку норм предельных (при ремонтах и эксплуатации)
износов деталей и зазоров в узлах;
разработка оптимальных схем межремонтных периодов;
разработка эксплуатационных и ремонтных нормативов рас-
хода запасных частей и обменного фонда при агрегатном ре-
монте;
разработка рекомендаций по повышению надежности, долго-
вечности и ремонтопригодности деталей, узлов и в целом меха-
низмов и устройств;
разработка правил, технических условий на ремонт, правил
технической эксплуатации;
определение количественных показателей по надежности,
долговечности и ремонтопригодности, которые должны служить
критерием при проектировании и изготовлении механизмов,
устройств и конструкций.
Вопросам изучения износа устройств винто-рулевого ком-
плекса морских судов в последние годы стало уделяться значи-
тельное внимание, что связано непосредственно с решением
проблем повышения их надежности и долговечности. Рулевые и
дейдвудные устройства, гребные валы и винты — это комплекс
важнейших устройств, обеспечивающих длительную и безава-
рийную эксплуатацию судна Поэтому создание наиболее со-
вершенных и надежных конструкций указанных устройств —
важнейший элемент повышения эксплуатационной надежности
и рентабельности судов морского флота.
Работа по изучению износа реальных механизмов и машин в
условиях эксплуатации, как правило, требует длительного -вре-
мени, и в этом главный недостаток данного направления в реше-
нии проблем повышения надежности Это особенно характерно
для устройств винто-рулевого комплекса, так как они имеют
значительный моторесурс, а возможность сбора данных по из-
носу может быть реализована только в период докования судов,
который осуществляется сравнительно редко (для большинства
морских судов — один раз в 1,5—2 года). Если учесть, что
достоверные данные о характере и величине износа деталей мо-
гут быть получены лишь путем непосредственного обмера, воз-
можного только при разборке устройств, а такие разборки быва-
ют в лучшем случае один раз в 2—3 года, то становится ясным,
что для получения хотя бы двух последовательных замеров по
одной и той же детали в устройствах винто-рулевого комплекса
конкретного судна нужно но крайней мерс 3—4 года его эксплу-
атации.
Указанное обстоятельство чрезвычайно затрудняет практиче-
ское выполнение работ по выявлению закономерностей износа
деталей и узлов винто-рулевого комплекса на базе статистиче-
ских данных эксплуатации реальных морских судов.
60
Применение натурных испытаний устройств в лабораторных
условиях связано с большими трудностями, так как испытатель-
ные стенды чрезвычайно громоздки, требуют больших капиталь-
ных затрат, а получаемые результаты не. всегда гарантируют
требуемую достоверность.
Сказанное обусловливает необходимость высокой организа-
ции всех работ по сбору и систематизации эксплуатационных
данных о характере и величине износов, дефектам, отказам
(и их причинам) по деталям и узлам устройств винто-рулевого
комплекса, определяющим их надежность и долговечность.
Опыт показывает, что организацию и непосредственное вы-
полнение работ по исследованию закономерностей износа
названных устройств целесообразно осуществлять силами специа-
лизированных бригад подразделений эксплуатации и надежно-
сти научно-исследовательских и проектных организаций в тес-
ном сотрудничестве с эксплуатационниками и судоремонтника-
ми.
Сбор данных по износу, дефектам и отказам устройств вин-
то-рулевого комплекса необходимо производить по следующим
наиболее изнашиваемым деталям и узлам:
перо руля, баллер, штыри, втулки подшипников баллера и
штырей;
гребной (дейдвудный) вал с облицовками, вал механизма
изменения шага (для ВРШ), дейдвудные втулки и набор, вал
активного руля с редуктором;
гребные винты, уплотнения комлевой части лопастей винтов
с поворотными лопастями
Кроме этого, необходимо также использовать соответствую-
щие материалы дефектовочных комиссий, ОТК заводов, судовла-
дельца и Регистра. Собранные статистические материалы по
износу и отказам в дальнейшем должны быть подвергнуты ана-
лизу и обработке принятыми математическими методами
§ 10. РАСЧЕТ СРЕДНИХ СКОРОСТЕЙ ИЗНОСА
Для определения длительности эксплуатации, периодичности
и объемов ремонта устройств винто-рулевого комплекса морских
судов, кроме выявления общих закономерностей износа для
основных деталей и узлов, необходимо также знать величины
номинальных (построечных) и предельно допустимых при ре-
монтах и эксплуатации размеров и зазоров s узлах трения
(рис. 30, 31).
Построечные — это размеры и зазоры, устанавливаемые при
изготовлении или ремонте узлов, механизмов или устройств и
гарантирующие наиболее эффективную, надежную и продол-
жительную их работу. Значения этих величин устанавлива-
ются чертежами, формулярами и другими техническими матери-
алами.
61
Предельно допустимые при ремонте — это размеры и зазоры,
оставляемые при ремонте из расчета, что эти величины пе пре-
высят допустимых при эксплуатации устройства или механизма
до следующего планового ремонта
Рис 30 Размеры деталей трущейся пары в процессе износа
Л . Д — построечный (номинальный) размер втулки и нала. , Д ' — пре-
Предельно допустимые при эксплуатации - это размеры де-
тален к зазоры в узлах, при превышении которых нс может быть
гарантирована надежная работа механизма, устройства.
Предельные размеры деталей, допустимые при ремонте и
эксплуатации, устанавливаются соответствующими расчетами на
прочность с учетом
величины и характера действующих нагру-
зок. При выборе окончательного решения
о предельно допустимой величине износа на-
ряду с накопленным опытом эксплуатации
должны также учитываться конструктив-
ные, технологические и прочие особенно-
сти как самой детали, так и узла в целом.
Практика показывает, что в целом ряде слу-
чаев с точки зрения прочности самой дета-
ли ее можно было бы оставить для дальней-
шей эксплуатации, по этого нельзя сделать,
так как возможно: нарушение заданной тех-
нологией точности режима работы, еннжс-
£§ С.'
Рис 31. Зазоры в тру
щейся паре г процес- ние сверх допустимых норм прочности сое-
се износа:	динения с сопрягаемой деталью (например,
1,^№ЫйОСТ3аО3“ И в"- проточка шейки баллера или гребного вала
предельно допустимый на рЯДС СУДОВ ПРИВОДИТ К ЗПаЧИТСЛЬНОМу
“ уменьшению поверхности конуса и, как
62
следствие,— к снижению прочности посадки гребных винтов и
перьев рулей), нарушение нормальной технологии сборки, режи-
ма эксплуатации и т. д.
Определение предельных размеров деталей устройств впито-
рулевого комплекса морских судов обычно не вызывает особых
трудностей, так как соответствующие методики расчета и реко
мендации по этому вопросу имеются
Рис. 32 Теоретическая схема износа трущейся пары
Вопрос определения оптимальных (построечных) и предельно
допустимых зазоров в основных узлах винто-рулевого комплекса
рассмотрен в § 12—14.
Остановимся теперь на вопросе определения средней скоро-
сти износа деталей трущихся пар. Известно, что износ деталей
является функцией совместного воздействия многих факторов, а
теоретическая кривая износа имеет вид параболы третьего
порядка.
На рис. 32 представлена теоретическая схема износа трущей-
ся пары вал—втулка .во времени Т. Верхняя кривая ABCD харак-
теризует износ втулки, нижняя кривая EFGH - - износ вала. При
сборке новой лары между трущимися деталями устанавливается
оптимальный (построечный) зазор Д0=АЕ. Интенсивность изно-
са деталей в течение времени Т будет различной
Этап То — Ti — период приработки, характеризующийся по-
вышенной интенсивностью износа. В конце периода приработки
между деталями образуется зазор BF=Ao-i-BP-\-RF.
Этап 71—Тц — установившийся процесс работы трущепсн
пары, для которого характерен нормальный износ деталей, а
63
величина износа пропорциональна продолжительности эксплуата-
ции. Так как материал трущихся пар неодинаков, то и средний
износ деталей (вала и втулки) за время Tj Т2 будет идти с раз-
личной скоростью. Это различие в средней скорости износа втул-
ки и вала численно можно выразить тангенсами углов щ и уг
. см .	<;х
-г— т,-
В конце второго этапа между деталями образуется предель-
но допустимый в эксплуатации зазор в трущейся паре Дпр.
Этап Т2—— период прогрессивного износа деталей в те-
чение которого нарушается нормальная работа узла и может на-
ступить его разрушение.
В эксплуатационных условиях момент окончания периода
приработки в узлах трения определить трудно. Учитывая это об-
стоятельство, а также то, что для подшипников устройств винто-
рулевого комплекса морских судов период приработки Го — 7\
в десятки раз меньше общей продолжительности эксплуатации
?2 - - ?о. с допустимой для практики степенью точности скорость
износа деталей можно определять по тангенсам углов а и у. Тог-
да скорость износа втулки будет
СМ.
а вала	-vB =lg7 — т Сл L-.
°	<2 — /О
Величина зазора А в узле трения в любой момент времени
может быть определена из выражения
А = Д(1+(т).т+ вв)7.	(2)
Как это видно из рис, 32, фактическая величина зазора Дф
будет несколько больше, чем найденная по выражению 2), одна-
ко погрешность эта будет невелика, с увеличением продолжи-
тельности эксплуатации Т—*-Т2, А—>-Дф, а разность Аф—>Д—И).
Так как величина износа пропорциональна продолжительно-
сти эксплуатации, то, зная число Т ходовых часов судна за меж-
ремонтный период и величину износа б рабочей поверхности де-
тали за это время, легко вычислить среднюю скорость износа-
» - -г-	<3)
В общем случае для различных деталей и узлов данной кон
струкции или устройства величины средних скоростей износа бу-
дут разные, так как они зависят от качества применяемых ма
териалов, качества обработки и сборки, различных условий эк-
сплуатации и т. д. Очевидно, что чем больше будет количество
наблюдений за износом, тем более полно могут быть учтены все
возможные факторы, влияющие на износ детали. Наиболее ве-
64
роятнос значение средней скорости vc износа детали, с учетом
всех факторов, влияющих на износ, будет
2?’/
(4)
где V, - средняя скорость износа детали, найденная по т замерам
(наблюдениям);
т — число замеров по данному судну.
Для группы однотипных судов средняя скорость оср износа
одноименных деталей может быть найдена по выражению
ix
(5)
1де vc -средняя скорость износа детали по т замерам нч дан-
ном судне;
п - число судов в группе.
Выражениями рекомендуется пользоваться при сравнительно
малом числе наблюдений (менее 25) или когда наблюдения рас-
полагаются в узком интервале продолжительности эксплуатации.
Учитывая, что при наличии большой группы судов и достаточ-
ном промежутке времени число наблюдений по износу деталей
может быть и больше 25, то в этом случае для ускорения расче-
тов скорости износа более целесообразным считается применяе-
мый в математической статистике метод интервалов. Широкое
распространение для установления закономерностей износа по-
лучил также метод корреляционного анализа [16, 20].
При определении средних скоростей износа деталей необхо-
димо учитывать, что:
(найденные средние скорости износа деталей i>cp будут яв-
ляться только наиболее вероятными, а пе фактическими;
фактические скорости износа деталей могут как в сторону
увеличения, так и в сторону уменьшения отличаться от средних;
вероятность того, что фактические скорости износа будут
близкими к полученным расчетным скоростям износа оср дета-
лей, зависит от количества наблюдений, по которым они найде-
ны. Чем больше будет количество наблюдений, тем более близко
будет значение сср к фактической скорости
Использование упомянутых выше методов расчета рассмот-
рим на конкретных примерах определения скоростей износа де-
талей впито-рулевого комплекса дизсль-электрических китобой-
ных судов.
Расчет скорости износа нижней шейки баллера
Исходные данные для расчета были собраны в течение трех лет по 26
клтобойпим судам (табл. 3). Значение для каждого судна было найдено
3 С С Виноградов, П И. Гавриш	65
ito формулам (3), (4). step — no формуле (5) Для веек судов
vtI,=0.335 мм!тыс. ч.
Среднее квадратическое отклонение наблюдения вычисляется но формуле
1 rSe» 1 Г586045-10 6
о- ± F	± I --------25------= ± °’153-
Таблица 3
Расчет средней скорости износа нижней шейки баллера
1 X	Е ь1	"а н		1	з Б Ч	!!	
1	0,225	—0,110	12100 10-®	14	(1,220	—0,115	13220 10-«
2	0,370	+0,035	1 225 10-е	15	0,470	4-0,135	18 220 10-*
3	0,550	+0,215	46220 10—с	16	0,270	—0,065	4225 10-*
4	0,320	—0,015	2250 10-«	17	0,200	—0,135	18220 10-«
b	0,156	—0,179	32040 10 »	18	0.570	+0,2-5	55220 10~*
С	0.280	—0,065	3035 10-«	19	0.650	+0,315	99220 10-в
7	0,220	0,115	13 °20 10-е	20	0.665	+0,330	108900 10-«
8	0,212	—0,123	15 130 10-с	21	0.300	—0,035	1225 10-в
9	0,380	+0.045	2025 10 в		0.450	+0,115	13220 10-'
10	0,106	—0.229	52 440 10-°	23	0,380	+0,045	2025 10-6
(1	0,193	—0.142	20160 10-«	24	0,69)	+0.055	3025 10-в
12	0,150	—0,185	34220 10-в	25	0,340	1-0,005	25 10-в
13	0,230	—0,105	11020 10~в	25	0,400	+0,065	4225 10-в
					ч>с=		£s«=
					=8.697		=586485-
							• 10-в
средней скорости
Среднюю арифметическую ошибку при определении
износа находим по выражению
Тогда наиболее вероятная скорость наноса* нижней шейки баллера будет
иметь значение
=vcp ± % = °-335 ± °-сз	ч
Найденная аналогичным методом наиболее вероятная скорость износа
бронзовой втулки, работающей в паре с баллером, имеет следующее зна-
чение:
«вт = 0,108 ± 0,019 мм'тыс. ч
Зная скорости пзноса шейки баллера и втулки, легко найти наиболее
вероятную среднюю скорость нарастания зазора в этом узле
Ид = кбал + гвт = 0,143 ± 0,049 мм'тыс. ч.
1 Здесь и далее имеется в виду скорость износа на диаметр.
66
Расчет скорости износа облицовок гребного вала
Дли расчета использованы данные замеров износа носовых облицовок
на большой группе китобойных судов, иолучевные в течение трех лет.
Расчет производим по методу интервалов [1]. Для этого по формуле
(3) находим для каждого наблюдения (замера) среднюю скор<1Сть износа
(табл 4)
Т аблица4
Расчет средней скорости износа нижней шейки баллера					
Порядкиный .** наблюдения	Средняя скорость	№ интер	Порядковый Гй наблюдения	Средняя скорость	№ нигер-
				мм/тыс. ч	
1	0,0400	2	26	0,0376	2
2	0,0322	2	27	0,0314	2
3	0,0198	1	28	0,0487	3
	0,0436	3	29	0.0098	1
5	0,0845	5	30	0.0256	2
6	0.0456		31	0.0228	2
7	0,0036	1	32	0,0120	1
8	0,0065	1	33	0,0035	
9	0,0375	2	34	0,0960	5
10	0,0348	2	35	0,(698	3
11	0,0794	4	36	0,0563	3
12	0.0970	5	37	0,0143	1
13	0,0623	4	38	0,0172	
14	0,0-108	3	39	0,0667	4
15	0,0088	1	40	0,0120	I
16	0,0245	2	41	0,0362	2
17	0,1250	6	42	0,0670	4
18	0,1500	6	43	0,0702	4
19	0.0146	1	44	0,0965	5
20	0,1335	6	45	0,0825	5
21	0.0105	1	46	0,0918	5
22	0,0383	2	47	0,1034	6
23	0,0443	3	48	0,0499	3
24	0.0145	3	49	0,0909	5
25	0,1035	6			
Согласно принятому методу расчета весь диапазон разброса скоростей
(в мм i тыс. ч) разбиваем на шесть интервалов (число интервалов обычно выби-
рается от 3 до 10)
Интервал J* 1
»	№2
»	Л«- 3
»	№ 5
»	Л'п 6
От О
» 0,00201
» 0,00401
» 0.00601
» 0,00801
. » 0,01001
до 0.002
» 0,004
> 0,000
» 0,008
» 0,010
» 0,С20
Для удобства пссдсдукшнх расчетов я таблице указаны гомераинтервалов.
Вычисления по принятому методу выполнены в табл. 5.
3* 67
Вычислении величин по методу интервалов
Таблица 5
Интервалы И =С,С02 ж.н тыс.ч)			Середина	момента	Моменты	
		Откошс-	групнироп.		первого порядка /, = Lm	второго порядка 1г = f.! т
0.0035—0,0198	12	0,245	0,0116	— 19,4	—232.8	4500
0,0228—0,041X1	11	0.225	0,0314	- 9,5	-104,5	984
0,1И08-0,0593	9	0.1Я-1	|ОД503|	0	0	0
0,0623—0.0794	5	0.102	0,0705	10,3	51,5	525
0,0825—0,0970	7	0,142	0,0897	19,?	137,9	2720
0,1(01 -0,1500	5	0,102	0,1267	33,2	191	7300
	49	1.00			Hi =43,1	SI2 = 16029
Для расчетов середина третьего интервала (о=0,0503) принята ус-
ловно за среднюю скорость износа (обычно принимают середину среднего
интервала). Дальнейшие расчеты выполнены в такой последоватсль-
Находим;
= 326
v - Em
16 029
49
Тогда средняя скорость износа
- X/,
fcP = v +	 - i — О,0533+0,9-0.002 = 0,11521 мм'/тыс ч
Средняя квадратичная ошибка
о - ± i Tfv” -(V)2 = ± 0,002 f.32fi—0.92 = ± 0,036.
Отсюда наиболее вероятная скорость износа облицовки будет
t'c =	£ s = 0,0521 ± 0,036 мм.'тыс. ч.
Этим же методом рассчитана скорость взноса набора носовой дейд-
вудной опоры
он = 0.561 ± 0,0902 мм/тыс. ч.
По найденным значениям сп п можно определить наиболее веро
ятиую скорость нарастания зазора в подшипнике этой опоры:
»д = vQ + »н — 0,1082 ± 0,0362 мм1тыс. ч.
Метод корреляционного анализа многие используют для об-
работки статистических данных по износу деталей. Это объясня-
ется тем, что величины взносов трущихся деталей изменяются
под влиянием множества случайных величин, подчиненных об-
щим законам теории вероятности и математической статистики.
68
С помощью метода корреляционного анализа решаются две
основные задачи:
1. На основе наблюдений устанавливается, как изменялась
бы функция в связи с изменением одного аргумента при условии,
что другие (прочие) ее аргументы постоянны. Для рассматривае-
мого случая задача сводится к установлению зависимости между
величинами износа деталей и временем их эксплуатации при ус-
ловии, что остальные факторы, влияющие на интенсивность изно-
са деталей, не изменяются, т. е. не осложняют, не затушевыва-
ют основную зависимость.
2. Определяется «степень искажающего влияния прочих фак-
торов (аргументов) на интересующую нас зависимость среди
многообразных воздействий, ее нарушающих» [1]. Искажающее
влияние «прочих факторов» может проявляться с большей или
меньшей силой. Если влияние этих «прочих факторов» мало, то
решение задачи установления величины износа от продолжи-
тельности эксплуатации не представляет особых затруднений, в
противном случае эта задача значительно осложняется.
При наличии малого числа наблюдений (/п<25) применяет-
ся метод корреляционного анализа без группировки наблюде-
ний в интервалы, при большом числе наблюдений (/п>25) ука-
занный метод целесообразно применять, группируя данные наб-
людений в интервалы.
Применение метода корреляционного анализа (без группи-
ровки наблюдений на интервалы) рассмотрим на примере уста-
новления зависимости износа шейки гребного вала в районе мас-
лобуксы на одном из промысловых судов.
По статистическим данным на рис. 33 построено поле кор-
реляции (распределения) износа шейки вала	—D в зави-
симости от продолжительности эксплуатации t (Dd — диаметр
вала до начала эксплуатации, D — диаметр вала после t ч экс-
плуатации).
На рис. 33 каждая точка поля корреляции соответствует ве-
личине иавоса вала, замеренной при соответствующем наблю-
дении после определенного периода эксплуатации.
Зависимость между б и t в общем случае может быть пред-
ставлена уравнением прямой
St - а + Ы,	(6)
где а и Ь — неизвестные параметры;
о( — средняя величина.
Из множества прямых, которые можно провести на плоско-
сти поля корреляции, нужно выбрать одну, которая наилучшим
образом соответствовала бы статистическим данным наблюде-
ний.
На основании принципа Лежапдра это будет прямая, у ко-
торой сумма квадратов отклонении фактических ординат
69
(точек наблюдений), вычисленных по прямой, будет наименьшей,
т е
£ (6 — б)2 = минимуму.	(7)
Эта формула носит название «требования наименьших квад-
ратов». Исходя из указанного требования, путем ряда матема-
тических преобразований [1] зависимости (7) можно получить
Рис. ВЗ. Поле корреляции изменения износа
шейки гребного нала
следующую систему нормальных уравнений по способу наи-
меньших квадратов:
S® =	-+- b 2 С	)
i/'.- n» i	i	,8)
где т — число наблюдений.
С помощью этой системы уравнений находятся неизвестные
параметры а и Ь
Определение величин 26. 26/, 2/. 2/2 выполнено в табл. 6
па базе данных наблюдений. После подставления получен-
ных в табл. 6 величин система уравнений (8) примет следую-
щий вид:
45,9 = Л/ + 131,76;
744,6 = 131,7а + 2159,26.
Решая эти уравнения относительно а и 5, находим: а=0,32,
b -=0.326. Подставляя эти значения в уравнение (6), получим
70
уравнение регрессии, устанавливающее закономерность износа
Ь от времени эксплуатации t:
Г, = 0.32 + 0.326/.	(9)
Таблица 6
Вычисление величин St, St/, S/s
S/—131,7
£ Л-2159,2
20,2
21,С
5,5	2.1
9.9	4,0
10.8	4.8
13.0	4,0
15.0	4,0
17,0	6,0
17.9	6,0
20.8	7,0
21,8	8,0
Ы	
11,6	30,4
.'9,6	S8.5
52,0	116.3
52,0	169,0
60,0	225.0
102,0	289.0
107,4	522.0
145,6	433.0
174,2	476.0
Заметим, что найденный параметр Ь есть не что иное, как
средняя скорость износа шейки вала в установившемся режиме
эксплуатации.
По тем же исходным данным, что были использованы и для
определения зависимости износа от времени эксплуатации, мо-
жет быть установлена и обратная зависимость — продолжитель-
ность эксплуатации t от величины износа 6. В этом случае урав-
нение прямой примет вид
1ъ = а‘ + ЬЪ.	(10)
Для определения неизвестных параметров а и Ь, как и в пре-
дыдущем примере, составляем систему нормальных уравнений'
— та' + 6'^®;	|
s'x₽.I	(11)
Подставив из табл. 6 значения 2/, 26, 262, 26/.
получим:
131,7 = 9а' +45,96';
744,6 = 45,9а' + 260,46'.
Решение этих уравнений дает о'=0,3; 6'=2,8. Подставляя
значения а' и 6' в уравнение ПО), получим зависимость t от из-
ьоса 6:
h, -0.3+ 2,8 а.
(12)
По j равнениям (9) н (12) на поле корреляции (рис. 33) по-
строены прямые регрессии 6i=f(0 и h =f(&}-
Для оценки достоверности полученных уравнений регрессии
в табл. 7 по метод}' Щиголева [29] найдены коэффициенты
корреляции и среднеквадратичная ошибка уравнений ре-
грессия
Таблица 7
Расчет коэффициентов корреляции и среднеквадратичной
ошибки уравнений регрессии по методу Щиголева
Параметры раъпрелнлеикя	Формулы	Рсзузыатм иы>.нсте	
Сргтаес значение величин 6 и t	- 2LL - ° 2-яг “ 2;т	5.1	14.6
Начальный момент одномер- ного распределения	"s ” Х/Л' V‘ = Xnl	24	240
Центральный момент одномер- ного распределения	Hs -*'8—f'S. P/=>'z-<2	3	26
Средняя квадратичная ошибка величин о п t	°s = p K’ .	“ J	1.73	5.1
Начальный момент двухмер- ного распределения		82.7	
Произведение средних значе- ний величин 5 it t	г 7	74.5	
Центральный момент двухмер- ного распределения	Hi = vn ~ ',c	8.2	
Произведение средних квад- ратичных ошибох величин Ь и t	5fi G,	8,8	
Коэффициент корреляции	Г =	-5;	0,93	
Средняя кнт третичная олибка коэфф шаента корреляции	_ _ ! - '2	!	0,043 r'		
Огюше.ще		21,7	
Средняя квадратичная о/ииб.а уравнений регрессии	so = °s	. SZ = az [	, 2	0.62	1,83
72
Коэффициент корреляции г является измерителем силы свя-
зи между величиной износа ё и временем t, т. е. в какой мере
соблюдается между ними строгая пропорциональность. Принято
считать [I], что при г=04-0,3 корреляция слабая, г=0.34-0,5 —
умеренная, г=0,54-0,7 — выше умеренной и прп г= 0,74-1,0—
сильная.
При г=±1,0 псе точки корреляционного поля лежат на пря-
мой регрессии. В данном случае г=0,93. что свидетельствует о
сильной корреляционной зависимости. Об этом же свидетельст-
г.\ст положение линий регрессии на рис. 33, которые почти сов-
падают (полное совпадение будет при г = 1,0). Чем больше угол
между линиями регрессии, тем слабее связь, при угле 90° .шлей-
ная связь между величинами Suf отсутствует.
Отношение —=21,7>3 свидетельствует о яом, что полечен-
ная корреляционная зависимость износа й ст нритолжнтельно-
сти эксплуатации не случайна, а действительно существует для
всей генеральной совокупности гребных валов на су тал. которые
были рассмотрены в приведенном примере
Изложенные методы расчета скоростей износа по статистиче-
ским данным были использованы при исследовании износа
хстройств винто-рулевого комплекса ряда промысловых судов,
проводившихся в течение нескольких лет.
Так, для подшипников рулевого устройства китобойных су-
дов (см. рис. 2| были найдены следующие значения средней
скорости износа [млйтс. ч} баллера (сталь 40Н) н втулок ниж-
нею и верхнего подшипников ^Бр. О11СП 3-7-5-I):
НяжННЙ ПОД12И1‘НИК
Шейка ба-тсра ,чс зачтяцега .	б
HJc-fit-a jaurtiei-з чр-алж?!»невыч покрытием	€,'/Д_5
Шейка защищен: общаовхей из бронзы мар*;: Бр оЦН-2 СО."
Шейка бадтерт герхнегл по (вншвика . .	. ... .0,011
!. ij.rr Hi'Mi-ciO йгдрнсника при работа
В паре с пе-'аа.рше. н.ои кей<.<й баллера	.0,1(8
В пэре « шейкей. яишне (-;сй хроника Чмиевым покрытием 0.018
I Мбизниая (СПЛ и иэ;=е с обдииовкой из бронзы марки
Бр ОЧ «-2	0,104
Втулка верхнего в»>т шшчха	г>,028
Средняя скорость нарастания зазора в узле трущейся гары
Незащищенная шипы — йра.нювая втулка	0 -I'
Шейка, .анцлкиннаи '•гггда.атуиевым ны.р->п;к-м -брэгзэ-
влт вту ч,а .	.	.	. 0,04®
ОЗлшювка tti нС|вывею'.аей стали — бронзовая втулка 0,070
Бронзовая облицовка — набор ДСПА . .	’	0,1176
Средняя скорости napacTSiiii.-i эазора в узле верхнего под-
шииникв	’	. .	0.0-12
73
Из приведенных данных видно, что нижняя шейка баллера
из малолегированной стали 40Н в паре с бронзовой втулкой, ра-
ботающей в среде морской воды, имеет большую скорость из-
носа, в то время как эта же пара в условиях нормальной масля
ной смазки (верхний подшипник) и отсутствия попадания мор-
ской воды имеет более чем в 10 раз меныную скорость износа
(здесь также надо учитывать, что удельные нагрузки в верхнем
подшипнике баллера в несколько раз меньше, чем в нижнем
подшипнике).
Интерес представляет также сопоставление скоростей износа
н нарастания зазора в подшипнике при разных сочетаниях тру-
щихся материалов. Наименьшая скорость износа получилась у
шейки баллера, защищенной хромокадмиевьш покрытием. Одна-
ко. как указывалось, хромокадмиевое покрытие имеет существен-
ный недостаток, заключающийся в том, что при малейших де
фектах его качества оно в процессе эксплуатации начинает
Таблица 8
Средняя скоресть износа основных рулевых устройств
промысловых судов
Сула	Показатели		Детали РУ					
			II 1 =£	ИТУЛКа ПОДШГПНИ I ха баллера		Ц-		Й1
БМРТ тина «Маяков-	Средняя скорость носа деталей	из-	0,082	0,045	0.61	0,033	0,90	0,121
ский»	Средняя скорость растения зазора	на-	0,1	27	0,643		1,021	
Рефрижера- тор типа «Симферо- поль»	Сгоняя скорость носа деталей	из-	0,214	0.076	0,68	0,088	0.74 |0,О73	
	Средняя скорость растения зазора	на-	0,2	ю	0,-	68	0.813	
Рефрижера- тор типа	Средняя скорость носа деталей	из-	Дан-	0,022	0,40	0,015	0.40	0,070
«Волжск»	Средняя скорость растения зазора	па-			0.415		0,470	
РМ1 типа
«Тропик
Средняя скорость из-
носа деталей
Средняя скорость на.
растения зазора
Скорости износа дейдвудных подшипников промысловых судов
Данные получены по малому числу наблюдений и требуют дополнительного уточнения по опыту эксплуатации
75
шелушиться и тогда развивается интенсивная коррозия шейки
баллера.
В табл. 8 приведены средние скорости износа узлов рулевых
устройств (в мм1тыс ч) ряда промысловых судов Мате-
риал баллеров этих судов соответствует углеродистой стали
КП25—КП35, а втулки подшишшхоз uj! отогрели из бронзы
Бр ОЦЮ-2; штыри изготовлены из сталей марки 35 или 45, а их
втулки — из бронзы марок Бр.АМц10-2 или Бр.АМп9-2Л,
штырь РМТ «Тропик» облицован нержавеющей сталью, а его
втулка изготовлена из Бр. ОЦЮ-2. Здесь так же, как и у кито-
бойных судов, скорость износа деталей из углеродистой стали в
среде морской воды в десятки раз выше, чем у деталей из не-
ржавеющей стали.
В табл. 9 для шести разных типов промысловых судов пред-
ставлены средние скорости износа деталей дейдвудных подшип-
ников. По данным таблицы наглядно видно, что скорости износа
деталей в кормовых подшипниках больше, чем в носовых. Та-
кая закономерность обусловлена большими удельными нагрузка-
ми в кормовых подшипниках.
На рис. 34 представлена графическая зависимость величины
износа бакаута в кормовых дейдвудных подшипниках крупно-
0
Рис 34 Няюс бакаута кормового дейдпудного водшнпниьа
крупнотоннажных танкеров-
а — при наличии эрозионного поражения облицовок фебных валов,
б при ottjicTBiiH эрозии об.->ш.г«кж |ребнсг» вала
76
тоннажных танкеров отечественной и зарубежной постройки,
построенная на основании статистических данных эксплуатации
[47]. Как видно из рисунков, скорость износа бакаута при на-
личии эрозионного поражения облицовок гребных валов во мно-
го раз больше скорости износа бакаута при отсутствии эрозии
облицовок.
Представляет интерес сопоставление средних скоростей из-
носа набора из разного материала и облицовок гребных валов,
выполненное проектантом отечественных крупнотоннажных тан-
керов (табл. 10). Как видно из приведенных данных, средняя
скорость износа облицовки при наличии набора из бакаута
больше, чем для набора из других материалов, а скорость изно-
са самого бакаута — несколько меньше,
1 г б л и ц а 10
Гаик**рм	Средняя скорость износа । pcctioco ва г ,мм тыс. «		МатгрпЯ! набора
	Обтицонка	| напор	
«Пекин'-	0.081	0,21	1уфлО!| (ИМПОРТ- НЫЙ)
< Варшава»	0,045	0.39	То же
«Улан-Батор»	0,17	0,25	Бакаут
«Варна»	0.С54	0,54	ПТКС-2
«Гавана»	0,058	0,14	Бакаут
«Белград»	0,24	0.13	»
ГЛАВА IV. НОРМЫ ИЗНОСА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ СРОКОВ
СЛУЖБЫ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛОВ УСТРОЙСТВ
ВИНТО-РУЛЕВОГО КОМПЛЕКСА
§ II. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОПТИМАЛЬНЫХ ЗАЗОРОВ В
УЗЛАХ РУЛЕВЫХ УСТРОЙСТВ
Значенье оптимальных построечных и предельных зазоров в
узлах рулевых устройств (РУ) имеет исключительно важное
значение. От того, насколько технически обоснованно назначены
конструктором построечные (проектные) зазоры в узлах руле-
вых устройств, во многом зависят продолжительность и затраты
труда на их изготовление, сборку и монтаж, на надежность и
длительность их эксплуатации.
При эксплуатации и ремонте рулевых устройств всегда при-
ходится решать вопрос — сможет ли деталь или узел при нали-
чии определенного износа надежно работать до следующего пла-
нового ремонта и обеспечить необходимые тактико-технические
показатели устройству. Зачастую из-за отсутствия технически
обоснованных значений предельно допустимых зазоров и разме-
ров деталей производится преждевременная их замена, за счет
чего увеличивается объем ремонта, его продолжительность и
стоимость
В настоящее время отсутствует единая система назначения
построечных зазоров в узлах рулевых устройств. Аналогичная
картина имеет место и по определению и расчету технически
обоснованных предельных значений зазоров, допускаемых при
эксплуатации.
При проектировании конструкторы чаще всего устанавливают
построечные зазоры исходя из следующих полей допусков на
обработку сопрягаемых деталей:
для узла баллер--втулка баллера -j^;	и др.;
для узла штырь -втулка штыря	и др.
Такое разнообразие в назначении полей допусков вряд ли
имеет достаточное объяснение. Например, на китобойной базе
«•Советская Украина» при диаметре шейки баллера 580 мм за-
78
зор1 в подшипнике назначен 0,12 -0,40 мм (по , а на судах
типа «Пекин» (до модернизации) при диаметре баллера
529 мм—2,23 — 3,13 мм (по l,5j, что в 8— 18,5 раза боль-
ше. На китобойной базе «Советская Украина» при диаметре шты-
ря 300 мм зазор назначен 0,3—0,64 мм . нэ —, а на БМРТ
типа «Маяковский» при диаметре штырей 170 и 150 мм — 0,53 —
— 0,88 мм {по тту- i- Таким образом, при диаметре штырей у
БМРТ в два раза меньше зазоры назначены в полтора
раза больше, чем па китобойной базе «Советская Ук-
раина».
В технической литературе и в документации по судоремонту
приводятся рекомендации по назначению построечных и пре-
дельных при эксплуатации зазоров в узлах РУ. Эти рекоменда-
ции также разноречивы. Например, назначение предельных за-
зоров для однотипных конструкций колеблется от 2 до 10%
диаметра шейки, т. е. в пять раз [20, 21, 38, 31]. Как правило,
рекомендации технической литературы и ремонтной докумен-
тации по построечным и предельным зазорам в узлах рулевых
устройств выше устанавливаемых проектантами. При этом име-
ет место различие не только в величине зазоров, но и в самом
подходе к этом}' вопросу — в одном случае с точки зрения зазо-
ров приравнивается баббит и ДСП [32], в другом — бакаут и
ДСП (31); в одних случаях зазоры в узлах баллер—втулка бал-
лера и штырь—втулка штыря принимаются одинаковыми [32],
в других они разные.
Иностранные фирмы дают свои рекомендации. Например,
фирма «Стальверк Карп Ганз» (ФРГ) и фирма «Исикавадзима
Харима Хэви Индастриз К"» (Япония) зазоры в узлах баллер—
втулка, штырь—втулка назначают в пределах (0,002—0,003) d.
где d • диаметр баллера или штыря, а правилами Норвеж-
ского бюро Веритас зазор устанавливается в пределах 02—
0,5 мм
Таким образом, в настоящее время отсутствует единая точка
зрения по вопросу определения оптимальных значений построеч-
ных (проектных) и предельно допустимых зазоров в узлах РУ.
В то же время знание оптимальных зазоров в узлах рулевых
устройств нужно не только для расчетов соответствующих пока-
зателей надежности и долговечности, но также необходимо эк-
сплуатационникам, судоремонтным предприятиям и органам
наблюдения для повседневного решения вопросов о возможно-
сти сборки и дальнейшей эксплуатации тех или иных узлов РУ
как при постройке, так и при ремонте судов.
1 Здесь п далее по тексту указываются диаметральные заторы
79
§ 12. РАСЧЕТ ОПТИМАЛЬНЫХ ПОСТРОЕЧНЫХ ЗАЗОРОВ
В УЗЛАХ РУЛЕВЫХ УСТРОЙСТВ
Как уже отмечалось, отсутствие единого подхода и единой
методики расчета оптимальных построечных зазоров в узлах
РУ является причиной разнообразия решения этого вопроса раз-
ными авторами. Практически каждая проектная организация,
служба судоремонта и технической эксплуатации назначают за-
зоры в узлах трения РУ исходя из своего опыта и традиций, не
всегда технически обосновывая их величину. Понятно, что фак-
торы, влияющие па величину зазоров в узлах трения РУ судов,
противоречивы. Например, в интересах долговечности зазоры в
узлах трения нужно устанавливать возможно меньшие. Однако
при малых зазорах затрудняется сборка, монтаж, возможно так-
же заклинивание руля.
В период эксплуатации корпус судна находится в различ-
ных грузовых состояниях, положениях на воде и температурных
режимах, в результате чего в нем возникают различные по вели-
чине и знаку напряжения и деформации, которые могут приве-
сти к заклиниванию в подшипниках руля. Кроме того, сущест-
венное влияние на величину установочного зазора оказывают
тип подвески, привода, а также другие конструктивные особен-
ности РУ
Из сказанного можно сделать вывод, что построечные (про-
ектные) зазоры в узлах РУ должны назначаться возможно мень-
шими, по гарантирующими сборку» РУ и надежность эксплуата-
ции. При этом необходимо учитывать также, что излишняя жест-
кость допусков ведет к удорожанию стоимости обработки
детален и монтажа узлов
На выбор установочных зазоров при изготовлении и монта-
же РУ оказывают влияние такие факторы, как конструктивное
исполнение и марки материалов деталей трущихся пар, величи-
ны действующих статических и динамических нагрузок, допу-
стимые контактные напряжения на поверхностях сопрягаемых
деталей, выполнение требований размерных цепей и др. Ниже с
целью определения оптимальных, технически обоснованных по-
строечных зазоров в узлах рулевых устройств для ряда морских
судов отечественной постройки будут выполнены необходимые
расчеты с учетом названных факторов. На основе этих расчетов,
анализа рекомендаций разных авторов и технических источни-
ков, а также данных эксплуатации будут даны рекомендации по
назначению построечных зазоров в основных узлах рулевых
устройся морских судов.
Определение монтажных зазоров с учетом выполнения тре-
бований размерной цепи и технологии сборки. Собираемые уз-
лы, механизмы или устройства можно рассматривать как комби-
нацию размерных цепей. При этом под размерной цепью пони-
мается цепь взаимно связанных размеров, относящихся к одной
80
3-Q64
или нескольким деталям и координирующих относительное поло-
жение поверхностей или осей этих деталей.
Размерная цепь состоит из отдельных размеров, которые на-
зываются звеньями размерной цепи. При рассмотрении размер-
ных цепей узлов рулевого устройства мы имеем дело со слож-
ным комплексом взаимосвязанных деталей (баллер, втулка бал-
лера, петли пера руля, втулки ахтерштевня, штыри и т д.)
В качестве примера рассмотрим размерную цепь рулевого
устройства китобойной базы «Советская Украина» (рис. 35).
При составлении размерной
цепи, кроме конструктивных
данных, учтены следующие
требования, предъявляемые к
технологии изготовления и мон-
тажу рулевого устройства:
неперпендикулярность плос-
кости фланца баллера после
обработки к оси баллера не
должна превышать 0,04 мм на
погонный метр;
смещение осей петель и оси
баллера по отношению к оси
вращения руля допускается не
более 0,5 мм;
несоосность между осями
втулок ахтерштевня не должна
превышать 0,8 мм;
овальность шеек баллера и	„	китобой-
штырей не должна превышать
50% допуска па размер.
Учитывая конструктивные данные рулевого устройства и ука-
занные предельные допуски на несоосность и неперпендикуляр-
1юсть, проверим выполнение требования собираемости узлов,
задавшись величинами установочных зазоров во втулках балле-
ра и ахтерштевня.
Если исходить из заданных чертежом (см. рис. 35) зазоров
п характера нормального закона распределения случайных оши-
бок при изготовлении деталей РУ, то наиболее вероятными в
данном случае будут зазоры в узле баллер—втулка баллера —
0,23—0,32 мм, в узле штырь—втулка штыря — 0,41—0,54 мм
(вероятность не менее 82%).
Детальный расчет (из-за громоздкости он здесь не приводит-
ся) размерной цепи узлов рулевого устройства, исходя из ука-
занных наиболее вероятных зазоров и принятых допустимых
отклонений при изготовлении и монтаже, показывает, что руле-
вое устройство китобойной базы «Советская Украина» собрать
нельзя.
Если несоосность верхней и нижней втулок ахтерштевня
81
будет 0,8 мм, то для обеспечения сборки рассматриваемого руле-
вого устройства необходимо, чтобы установочный зазор во
втулках штырей был не менее 0,8мм. При этом для наиболее не-
благоприятного случая, когда погрешности при изготовлении де-
талей и сборке узлов будут иметь верхние пределы, в одном из
узлов рулевого устройства возможен нулевой минимальным зазор.
Учитывая, что при существующей на СРЗ технологии сборки
рулевого устройства китобойной базы «Советская Украина» ли-
митирующим является зазор в узле штырь—втулка штыря, то
для обеспечения легкости сборки устройства зазор в этом узле
необходимо увеличить примерно на 0.2 мм, т. е оп должен быть
принят около 1 мм.
Если учитывать, что в практике изготовления и монтажа из-
делий машиностроения суммарная погрешность и характер рас-
сеивания размеров близки к кривой нормального распределения
Гауса, то можно считать, что оптимальными величинами устано-
вочных зазоров в подшипниках рулевого устройства китобойной
базы «Советская Украина», отвечающим» требованиям замы-
кания размерной цепи и технологичности сборки, являются сле-
дующие: зазор между баллером и втулкой 0,5—1,0 мм; зазор
между штырем и втулкой ахтерштевня 0,7—1,1 мм. Указанные
зазоры соответствуют примерно посадке для узла баллер—втул-
-
ка баллера ; для узла штырь—втулка ахтерштевня
Выполненные аналогично расчеты размерных цепей для ру-
левых устройств ряда других морских судов (табл. 11) показали,
что принятые для китобойной базы «Советская Украина» зазоры
в узлах рулевого устройства по полям допусков
удовлетворяют требованиям замыкания размерной цепи.
T а б л и u а II
Зазоры в подшипниках баллера и штырей руля, установленные из
условия сборки рулевого устройства
Су та	Диаметр шейки баллера(по чертежу), мм	Зазор между шейкой балле- ра и втулкой (по , хм		Зазор между штырем и втул-
			Диаметр штыря (по чертежу).	“НУ-
Китобойная база «Со- ветская Украина» . . .	580	0,45-1,04	300; 300	0,68 -1.1
BMP f типа «Маяков- ский»	....	265	0.34—0.78	170; 150	0,53—0,88
Рефрижератор типа «Симферополь» . . -	С85	0,38—0,88	219, 219	0.60-1,0
Рефрижератор типа «Волжск» 		280	0,34-0,78	175, 175	0,53—0,88
Дизель -электрические китобойные суда . .	440	0,38 -0,88	-	-
82
Определение зазоров в узлах рулевых устройств исходя из
расчетов на контактные напряжения. Условия работы подшипни-
ковых узлов рулевых устройств характеризуются кратковремен-
ностью цикла работы, малыми скоростями скольжения, гранич-
ными условиями трения и большими нагрузками. В таких узлах
при определенных условиях возможны случаи, когда контакт-
ные напряжения в зоне соприкосновения рабочих поверхностей
превышают допустимые пределы.
Учитывая, что контактные напряжения зависят от зазора
между рабочими поверхностями, попытаемся, исходя из допу-
стимых величин контактных напряжений, определить номиналь-
ные значения монтажных зазоров в узлах рулевых устройств.
Расчет граничных контактных напряжений для узлов, работа-
ющих в режиме граничного трения при окружных скоростях, не
превышающих 0,1 м/сек, можно произвести по формуле Герца
[12], если в ней заменить значение кривизны	~ ~ ве'
личиной ~ (для трущихся пар рулевых устоойств такая
замена вполне допустима) Тогда
Для полученного (для конкретных условий) значения 'Г не-
обходимо выполнить проверку на контактные напряжения по
формуле Герца:
Р„,.. =	(14)
В этих формулах ф - относительный зазор;
А — диаметральный зазор;
d - - диаметр втулки;
[а]поч  допускаемое контактное напряжение, назна-
чается исходя из твердости материала наи-
более слабого материала трущейся пары (для
рулевых устройств это обычно втулка);
Нпоя = (3-:-5)НВ кГ/см\
где НВ — единицы твердости по Бринеллю;
р условная удельная нагрузка на втулку, кГ!см?-.
I — длина втулки, сж;
Р — нагрузка на втулку, кг;
S'} и Е2- модули упругости материала втулки и цапфы;
Ртах — максимальное давление на площадке контакта. кГ 1см~.
Сводная таблица построечных
	Узел Садлер—вгтлка баллера					
	t S х Ч	1 g. 1 £ f £	Попам	ертежу	 Зазор Л («а диаметр}	П» кстОч- С0.Я. 3?, 3» За	£	а 4 3 1 : »I | S	5 а ?
Китобойная база «Советская Украи- на» 			КТ35; Бр ОЦ10-2	А	0,12 -0,40	0,9-1,2	0,45— 1,04
Дизель-эяектри- челспе китобойные суда 		440	КТ50; Бр. ОИСНЗ- -7-5-1	А	0.105- 0,375	0,8—1.0	0.38- 0,82
БМРТ типа «Мая- ковский»	. . .	2С5	КП 35: Бр. АМпЮ-2	А,	0,090—0,325	0,5-0,7	0,34— 0,78
Производствен - ные рефрижераторы типов: «Симферополь» . «Волжск» ....	S85	КМ 25 Бр АМц9-2	Л, X»	0.19-0,95	0.7—0,9	0,38— 0,88
	280	08ГЛНФЛ; Бр 01.(10-2	А	0,090-0.525	0.6-0,8	0.34- 0,78
РМТ типа «Тро- пик» .	. .	Установлен подшипник качения					
Танкер типа «Со- фия»: до модерни- заппи - . после модернизации	>>(	КТ36; Бр 0119-2	i+1.5 Ла	1,52—1,90	0.9-1.1	0,45— 1,04
	570		£+i.o	1.12 -1.40	0.9—1.1	
Танкер типа «Пе- кин»* до модерни- зации после модернизация		8 IS	КТ°5; Бр. ОШО-2	^-+2.0	2,23—3,13	0.9 -1.1	
		КТЗб. обли- цовка из ста- ли ОХ18НЮТ; Бр. АМи9-2		1,62-1,90	0.9 -1,1	
84
Таблица 12
зазоров в узлах рулевых устройств
Узел штырь- втулка штыри						
ннжн.	Махра. । штыря U	Цо чертежу		Цо иеточиклам		ПО расчету
		!i осадка	а а	(S0. Я. 3?. 31»	<3t>	d-	I ” 11й Чинам. ь	^Г|| 1'ЛГруТКИ	о
						(сходя ЯЧ |ПЧ1 ой цени <а контактш апряж при п- ри МГН 0 ПОЯ-1 ок ДРПСТ1»'Я или Р»Р, ри действ w вменяют во рем, силы Р 'скомендусмь посадке
						
т<аметг			я		Л1	ор Л (на диаме>р)
аю ЛОО	БрКОЦЮ-2	,1,	о.зо- 0,61	ЗЛ_-	0.78 1,0	1	| 0,68- 0.88'	„‘0,68- 1.1	1.1
			Нтыри	отсут	ствуют	
, 170	кг :s		0,53-	I.7-2.5	0.7-	°п5чр 0,6 0.28 0,64|°^-
1 1,т0 1	Бр АМи10-2				0,8	0,88 о,73	1 °-88
219			10-	2 2	0 74-	0 6 I 8 Л .. л л 0,6—
219	Бр. АМц9-2	--Й+1	1,5	2,3	0.86	1.0	°-9 i-o
175 175	Ст 40, Бр. АМп9-2	^4 О.З	0,30- 0.56	1,7- 2,5	0,7— 0,8	°АЙ^1± 0.36 0.82°^- 0,88 l,f>2	U,88
Z0	Ст. 35 с об- лицовкой «'* стали 1 х 13 Бр ОЦЮ-2	печена	0,5 — 0,7	2,3 3.5	0.76— 0,92	0.6— Расчеты не	j ,0
1	КП с5 с об- лицовкой ИЗ	-±-+2	2,:о- 3,12	5 3—	1 3—	0,9-
570	ОХ18НЮТ; Бр АМ«9-2г	±.+1.5 А,	1.60- 1.87	8.0	1,6	1.5 0.76- 1.22
159	КП25; Бр OU10 -2	±-4-2	2.19- 2.95	4.5— 6.7	1.5	
45П	КП 25 с об- лицовкой из стали OXI8H10T; Бр АМц9-2л		1.6 1.87			
85
Результаты расчетов необходимо проверять с помощью коэф-
фициента запаса прочности п по выражению
а
п =-----.
Ртах
При этом для материалов, у которых	— 0,45 — 0,55. реко-
мендуется принимать запас прочности п > 2.
В табл 12 приведены результаты расчета зазоров (в .и.и) в
узлах рулевых устройств разных судов для коэффициента п=2,6
Расчеты производились на предельные контактные напряже-
ния для бронзовых втулок реальных конструкций рулевых
•устройств; нагрузки на исследуемые узлы приняты расчетные.
Для некоторых узлов, как видно из таблицы, зазоры получились
довольно значительными, что объясняется сравнительно неболь-
шими удельными нагрузками в этих узлах.
Определение зазоров в узлах РУ с учетом динамических на-
грузок. При определении зазоров в узлах РУ, исходя из топу
стимых значений контактных напряжений, рассматривалось ста-
тическое действие сил и нс учитывались динамические нагрузки
на перо руля от движущихся масс набегающей волны.
Силу давления на руль от улара набегающей волны [5]
можно найти но формуле
(15)
где F — площадь пера рули, л2;
и, — максимальная скорость твижущчхсч частей от гозтейст-
вия волны на перо руля, м/сек.
Для оценки величины зазоров в узлах РУ примем, что энер-
гия удара волны целиком расходуется на перемещение масс
пера руля и баллера на величину радиальных зазоров б во втул-
ках и на выдавливание из образованного названным зазором
объема воды Q в подшипниках РУ. При этом условии контакт
поверхностей рабочих деталей в подшипнике будет происходить
-без удара. Учитывая, что приращение кинетической энергии от
движущихся масс равно работе действующей силы на отрезке
пути, можно составить следующее уравнение
и= ."<»' -«У
(16)
где Р — сила, необходимая для выдавливания воды (смазки) из
зазора;
т — приведенная масса движущихся частей (руля и баллера);
®2 — начальная скорость движущихся частей (в данном случае
В формулу (16), кроме величины б, входят неизвестные Р и
1'1- Для определения величины зазора б воспользуемся уравне-
£6
ннсм гидродинамики для случая истечения реальной жидкости
через узкую щель, в которую входит значение б:
г тс Q —объем жидкости, вытесненной в единицу времени;
р — удельное давление в подшиннике, кГ’см2;
ч, — абсолютная вязкость жидкости, кг-сек/м2;
d -ширина щели (в рассматриваемом случае равна диамегру
подшипника), см;
I — длина щели, см.
Учитывая, что в рулевых устройствах подшипники штырей,
смазывающиеся водой, открытые н истечение жидкости происхо-
дит одновременно в верхнюю и нижнюю щели, выражение (17)
примет вид
откуда
но так
то
1ДС t
Так
как
время истечения, сек.
как усилие Р. необходимое для выдавливания жидкости
из зазора. Р = pdl. а
го, выполнив необходимые действия, подучим
(18)
а работа, затрачиваемая па выдавливание жидкости, будет равна
Ро=“^Ш-	(19)
Так как для рулевого устройства с двумя штырями выдавли-
вание жидкости из зазора происходит одновременно из обоих
штыревых подшипников (для рулей, подвешенных на двух шты-
рях, фактом выдавливания смазки из подшипника баллер—втул-
ка баллера можно пренебречь), то выражение (19) примет вид
2рг =	.	(20)
Решая уравнения (16) и (20) относительно б, получим
Для определения значения 6 нужно знать величину t»|. Исхо-
дя из известных для равномерно-переменного движения соотно-
шений механики между ускорением а, силой Р, массой т, ско-
ростью и, временем t л пройденным путем S (ття данного i в чая
5=6), можно записать:
Используя приведенные выражения, находим значение ор
Таким образом получены необходимые для расчетов зависи-
мости (21) и (24).
В табл. 12 приведены результаты расчета величин зазоров в
узлах штырь--втулка штыря для рулевых устройств ряда судов.
Расчеты производились при следующих исходных данных:
средние значения элементов волны при силе ветра 9 баллов:
высота волны Н—о я, длина волны £=106 л; период волны
Т=7,6 сек; скорость распространения волны о, = 14 м/сек;
конструктивные элементы и нагрузки на рассчитываемые уз-
лы принимались в соответствии с проектными данными рассмот-
ренных судов;
абсолютная вязкость воды р =0,000116 кг -сек-м- при ? —15°С
Значения Pj определялись по формуле (15), ускорения а
(массы пера руля и баллера) -по формуле (22)
Из полученных данных можно сделать вывод, что найденные
величины зазоров А являются оптимальными, так как в этом
случае вся энергия удара волны о перо руля целиком расходу-
ется на вытеснение жидкости из зазора н поэтому удара штыря
о втулку не произойдет. Если же зазор А будет больше получен-
ной величины, тогда энергия удара волны может оказаться боль-
ше, чем необходимо для выполнения работы по выдавливанию
жидкости из зазора, и избыток ее будет израсходован на работу
поворота ру.'1я на некоторый угол qio, преодоление трения з под-
шипниках и на деформацию смятия поверхности втулки в ре-
зультате удара штыря о втулку ахтерштевня. Однако, как пока-
зывают расчеты, даже при зазорах, в несколько раз превышаю-
щих полученные в табл 12, удельные нагрузки, возникающие
на контактирующих поверхностях, получаются сравнительно не-
большие и в пять-восемь раз меньше допустимых.
Надо учесть также и то обстоятельство, что все расчеты бы-
ли произведены из предположения, что максимальное значение
силы от набегающей волны воспринималось иодшипниковы-
88
mi узлами миювенно, в то время как на самом деле значение
-лой силы меняется во времени по синусоидальному закону
Р = Рх sin А = Рх sin
Таким образом, расчет зазоров в узлах РУ, исходя из усло-
вии динамического воздействия сил, был выполнен на наихудший
вариант (для условия 1=-^ ). т. е. когда Р=Р.пах-
В табл. 12 в последней графе приведены значения зазоров,
рассчитанные исходя из того, что сила Рх действует не мгновен-
но, а в течение всего периода Т набегания волны и изменяется
Рис 36 Попрое'цьые относительные зазоры Ч' в следующих узлах /для пары
стальная шейка — бронзовая втулка).-
а — баллер—втулка баллера; б — штырь-втулка штыря
но синусоидальному закону. Расчеты также выполнены для ус-
ловия, что кинетическая энергия движущихся масс руля и бал-
лера от действия волны полностью погашается работой на вы-
давливание жидкости из подшипников штырей.
Таким образом, расчеты монтажных зазоров в узлах руле-
вых устройств ряда судов выполнены с учетом основных факто-
ров, влияющих на их величину. Анализ приведенных в табл. 12
результатов позволяет сделать вывод, что оптимальными постро-
ечными монтажными зазорами в узлах рулевых устройств мор-
ских счдов для трущейся пары сталь—бронза следует считата.
зазоры, обеспечиваемые посадками для узлов:
баллер втулка —
штырь — втулка — щ-.
89
Зазоры по указанным посадкам удовлетворяют требованиям,
предъявляемым принятой технологии обработки деталей и сбор-
ке узлов рулевых устройств, обеспечивают высокий коэффи-
циент запаса прочности иа контактные напряжения, а динами-
ческие нагрузки от воздействия удара волны на перо руля, при
величинах зазоров в пределах упомянутых допусков, не оказы-
вают существенного влияния на прочность узлов.
На рис. 36 для наглядности и удобства пользования реко-
мендуемая зона оптимальных построечных монтажных зазоров
.в узлах рулевых устройств морских судов заштрихована. Для
сравнения па рисунке также показаны рекомендации проектан-
тов (кружки) -и 51еко1орых технических источников по назначе-
нию зазоров для морских судов.
§ 13. РАСЧЕТ ОПТИМАЛЬНЫХ ПРЕДЕЛЬНО ДОПУСТИМЫХ
ЗАЗОРОВ В УЗЛАХ РУЛЕВОГО УСТРОЙСТВА С УЧЕТОМ
ДОПУСКАЕМЫХ КОНТАКТНЫХ НАПРЯЖЕНИИ
Расчет предельных зазоров в узлах рулевых устройств с уче-
том допустимых контактных напряжений можно выполнить ана-
логично произведенному для построечных монтажных зазоров,
с той лишь разницей, что в том случае принимался коэффициент
с
запаса п =	> 2,6, а здесь для расчета можно принять, что
л2>1,2, т. с. принимается предельное снижение запаса прочности.
Однако величину предельно допустимого зазора в узле
штырь—втулка ахтерштевня (у рулевых устройств этот узел
обычно наиболее нагружен), исходя из предельных контактных
напряжений, можно определить и другим путем — на основании
работ 11. М. Беляева, А. 11. Герца, Дипника и других по теории
сжатия цилиндрических тел. На основании этих работ выведена
формула, определяющая величину наибольшего давления ртах
на площадке контакта сжимаемых цилиндров [10]:
где Г| и /^ — соответственно радиусы шейки вала (штыря) и втул-
ки, см;
Р — давление на подшипник, кг;
I — рабочая длина подшипника, см;
Е, и Е2 — модули упругости материала вала и втулки, кг/см*;
Р-, и [^2 — коэффициента Пуассона материала вала и втулки.
Результаты расчета (для п= 1,2) предельных зазоров для не-
которых судов приведены в табл. 13.
90
Учитывая, что для ответственных подшипников скольжения
контактные напряжения можно определять по более уточненным
зависимостям, воспользуемся для проверки возникающих кон-
тактных напряжений при заданных зазорах формулой И. Я. Шта-
ермана [28], предусматривающей контакт сжимаемых тел по
цилиндрической поверхности радиусом г в области значений уг-
ла контакта «ро:—фоСфСЧ’о
Нормальное давление «а поверхности контакта p(<f) опреде
лястся по формуле
?<?> = +  <Ж>
а нагрузка Р на подшипник — по формуле
Р = fj J р (?) cos©d<f> -
равнодействующая всех внешних сжимающих сил. Угол <р0
находится по следующему выражению:
»„ = ВГО1П2/^Д=^-.	(27)
Здесь обозначения те же, что и для формулы (25).
По приведенным формулам в табл. 14 для ряда судов рас-
считаны величины контактных напряжений во втулках штырей
рулевых устройств при предельных зазорах в этих узлах. При-
няты размеры п нагрузки согласно проектным данным, коэффи-
циент Пуассона и модуль упругости для бронзы (р=0.32. Е =
= 1,14.10® кГ/сл2).
Как видно из табл 14, для заданных предельных зазоров
коэффициенты запаса получились несколько больше, чем коэф-
фициент, принятый при расчете зазоров по формуле (25), что
объясняется более точной зависимостью, выраженной формула-
ми (26), (27)
Рассматривая вопрос о предельных значениях зазоров в уз-
лах рулевых устройств, следует сказать о влиянии на них кон-
оруктнвпых факторов, а именно: типа сопряжения баллера с
приводом рулевого устройства, схемы подвески руля, типа опор-
но-упорного подшипника и т. д. Исследование этого вопроса по-
казывает, что наличие на баллере руля в качестве опорно-упор-
ного радиально-сферического роликового подшипника или любо-
го другого, наружная и внутренняя обоймы которых допускают
взаимный перекос, не влияет и не ограничивает предельные за-
зоры в узлах рулевых устройств. В то же время, когда в качест-
ве опорного на баллере устанавливается обычный одинарный
упорный шарикоподшипник, что, например, имеет место на
ЬМРТ типа «Маяковский», рефрижераторах типа «Симферо-
поль», «Волжск» п некоторых других, то величина зазоров в под-
шипниках рулевого устройства резко ограничена. По этой
причине нельзя считать оправданным применение таких
91
Сводная таблица построечных и предельно допустимых в эксплуата-
шейка -бронзовая втулка
Судя	Узы Садлер—try ха сал^ерв							
	I	Задор Д (на х'Змегр рассчи- танный по починкам				=4 н-	f.=S 1 lit	
		S.s’	7		s”			
Китобойная база «Со - ветская Украина» . . .	580	3.5	6	-	6	3,25	5	
Дизель -электрические китобойные суда . . .	440	3.5	-	-	6	5,9	4,3	
БМРТ типа «Маяков- ский» . •	265	2,65	4,8	4.2	4.8	3.5	3,5	
Рефрижераторы: «Симферополь» . . «Волжск» .	385	3.2	5.4	4.8	5,4	4.11	4,0	
	280	2.9	4,8	4.2	4.8	4,4	3.5	
РМТ типа «Тропик» .	Установлен подшипник качения	||	—							
Танкер типа «София»- до модернизации. . после модернизации	540 570	3,5			7	10,7	5.5	
			-	-			5.8	
Танкер типа «Пекин» до модернизации . - после модернизации	544	3.5				14.2	5.4	
				-			5,4	
Таблица 13
ции зазоров в узлах рулевых устройств для трущейся пары стальная
(размеры в мм)
Таблица 14
Контактные напряжения в узле штырь—втулка штыря
Суда	Узел штырь- втулка	Е5 |||?	si li* Elx^	•Ki? lliij	i-T t i * s
Китобойная база «Со- ветская Украина» .	Нижний	7	100	650	1,54
	Верхний			740	1,35
Дизель-электрические китобойные суда ....	Нижний подшипник баллера	6	750	460	1,62
	Верхний подшипник баллера				
				440	1,70
БМРТ типа *-Маяков- СКИЙ»	. 		Нижний	6	1670	1032	1,6
	Верхний			ИЗО	1,48
Рефрижераторы: «Симферополь» . «Волжск»	Нижний	16	1670	1080	1,55
	Верхний			1100	1,52
	Нижний	13	1670	f90	1,68
	Верхний			1075	1,55
РМТ типа «Тропик» .	Нижний	7.5	1000	595	1,65
подшипников, так как за счет неизбежного узеличепия зазоров
в узлах рулевых устройств в период эксплуатации и вызванного
этим перекоса оси вращения руля одинарные упорные подшип-
ники попадают в тяжелые условия эксплуатации и часто выхо-
дят из строя
Наличие секторного привода руля ограничивает величину
допускаемого предельного зазора при эксплуатации во втулках
баллера и штырей, так как смещение или наклон оси вращения
руля из-за увеличения зазоров во втулках баллера и штырей
вызывает изменение межцентрового расстояния в зацеплении
зубчатого сектора и ведущей шестерни, а следовательно, и из-
менение бокового зазора. Значительное изменение боковых зазо-
ров в зацеплении может явиться основной причиной поломки и
выкрашивания зубьев.
94
Исходя из конструктивной схемы рулевого устройства, без
особого труда можно для каждого проекта судна выполнить
расчет предельных зазоров в узлах. При этом нужно исходить из
допустимого увеличения межцентрового расстояния между сек-
тором и шестерней и допустимого износа зубьев. Выполненные с
учетом сказанного проверочные расчеты показали, что для наз-
ванных ниже судов, имеющих секторный привод, можно допу-
стить в узлах рулевого устройства следующие предельные за-
зоры (в мм)-.
Дизель-электричес-сие китобойные cyia (руль «одвесной без
штырей) ......................................... .	до 9
БМРТ типа «Маяковский» (руль с днумя штырями),
для верхнего................	.......... » 12,5
для нижнего........................................   »	34
РМТ типа «Тропик» (руль с одним нижним штырем) » 9,8
Как было отмечено, у БМРТ типа «^Маяковский» в качестве
упорного подшипника применен одинарный шариковый подшип-
ник, который не может нормально работать при наличии такого
большого зазора (а следовательно, и перекоса). Поэтом) для
этих судов допускаемое увеличение зазора в подшипниках
должно быть значительно меньшим.
Для рулевых устройств с электрогидравлическим приводом,
как показал анализ, предельные зазоры в узлах не лимитируют
нормальных условий работы привода.
Для удобства анализа и вывода окончательных рекоменда-
ций по определению предельных в эксплуатации зазоров в уз-
лах рулевых устройств в табл. 13 сведены результаты расчетов
по ряду судов и рекомендации разных авторов и источников по
назначению предельных зазоров. Учитывая, что основным кри-
терием любых расчетов и выводов являются данные практики,
в таблице приведены также максимальные зазоры в узлах руле-
вых устройств, которые имели место в период эксплуатации зна-
чительного числа судов указанных типов в течение последних
пяти-шести лет.
На основании сопоставления и анализа данных табл. 13 сде-
ланы рекомендации по назначению предельных зазоров в узлах
баллер—втулка и штырь—втулка рассмотренных судов. Следует
отметить, что указанные рекомендации сделаны для подшипни-
ков с бронзовыми вгулками, смазкой в которых служит морская
вода.
Для возможности установления предельных в эксплуатации
зазоров в узлах рулевых устройств для морских судов, не ука-
занных в табл. 13, на рис. 37 в виде графиков =$=f(d).
показана области (заштрихованная зона), рекомендуемая для
назначения предельных зазоров. Для сравнения условно показа-

ны рекомендации разных технических источников по назначению
зазоров, а также зазоры, фактически имевшие место на некото-
рых судах при эксплуатации.
На рис. 37, б показаны две области для определения пре-
дельных зазоров:
область между кривыми а-а и с-с определена на основа-
нии выполненных расчетов и подтверждена данными практики.
Ею рекомендуется пользоваться при определении предельных
зазоров в узлах штырь—втулка, когда штырь выполнен из обыч-
ной углеродистой стали и не имеет специальной защиты от кор-
розии (облицовок, наплавок и т. д.);
область между кривыми а а п б-б (заштрихована)—более
предпочтительна, и пользование ею более желательно. При на-
личии у штырей специальной защиты от коррозии для определе-
ния предельных зазоров в данном узле нужно пользоваться этой
областью графика.
Сказанное объясняется тем, что у защищенного от коррозии
штыря скорость износа и скорость нарастания зазора в узле
сравнительно невелики (см табл. 8). Поэтому для нормальной
и длительной эксплуатации рулевых устройств с такими штыря-
ми нет надобности иметь очень большие зазоры. Это обстоя-
тельство в некоторой степени было учтено при установлении
предельной величины зазора в узле штырь—-втулка для РМТ
«Тропик», штырь которого облицован нержавеющей сталью (см
табл. 13).
Заканчивая рассмотрение вопроса об определении опти-
мальных построечных и предельно допустимых зазоров в узлах
рулевых устройств, еще раз отметим, что все расчеты и рекомент
дации выполнены применительно к трущейся варе сталь—брон-
за Однако изложенная методика и принципиальный подход кре-
щению этого вопроса могут быть с достаточным основанием при-
менены н к другим парам трения рулевых устройств—бронза—
ДСП, бронза — бакаут, сталь — бакаут и др.
§ 14. РАСЧЕТ ОПТИМАЛЬНЫХ ПОСТРОЕЧНЫХ И ПРЕДЕЛЬНО
ДОПУСТИМЫХ В ЭКСПЛУАТАЦИИ ЗАЗОРОВ
В ДЕЙДВУДНЫХ ПОДШИПНИКАХ
Судовые дейдвудные подшипники в подавляющем большинст-
ве случаев являются подшипниками скольжения. Являясь опо-
рами концевого (дейдвудного) вала, демдвудные подшипники
работают в условиях значительных знакопеременных нагрузок,
обусловленных вращающимися массами дейдвудного вала н
гребного винта, дополнительными реакциями на опорах от пере-
даваемого крутящего момента за счет имеющихся расцентровок,
механической ц гидродинамической неуравновешенности гребно-
I о винта и т. д.
С С Виноградов Н И Гавриш
97
Учитывая тяжелые условия работы и особую важность дей-
двудных подшипников как элементов судового устройства, обес-
печивающих живучесть п двяжс«1нс судну, треоования к надеж-
ности их работы особенно высоки.
Одним из основных количественных показателей надежной
эксплуатации дейдвудных подшипников и в целом дейдвудного
устройства является величина зазора между гребным валом н
втулкой подшипника.
Монтажные зазоры в дейдвудных подшипниках при построй-
ке или ремонте судна должны быть минимальными, в то же вре-
мя они должны обеспечивать нормальную длительную эксплуа-
тацию дейдвудного устройства. При чрезмерно малых зазорах
требуется высокая точность обработки деталей и их сборки,
что связано с увеличением времени и стоимости монтажных
работ.
Не менее важным является знание величины предельно допу-
стимых при эксплуатации зазоров в дейдвудных подшипниках,
так как от их значения, как от верхнего предела изменения за-
зора, зависит продолжительность и надежность работы дей-
двудного устройства в целом. Сказанное говорит о том, что как
построечные, так и предельно допустимые в эксплуатации
зазоры должны назначаться технически и экономически обос-
нованно.
Однако изучение состояния этого вопроса показывает, что по-
ложение здесь такое же, как и по назначению зазоров в рулевых
устройствах. В отечественной практике до настоящего времени
отсутствуют строгие, технически обоснованные рекомендации по
назначению монтажных при постройке и предельно допустимых
при эксплуатации зазоров в дейдвудных подшипниках. Разные
авторы и технические довументы зачастую дают разные рекомен-
дации по этому вопросу.
В качестве иллюстрации на рис. 38 показана графическая за-
висимость диаметрального зазора А от диаметра вала, построен-
ная по рекомендациям разных источников.
При назначении построечных зазоров проектантами также нет
строгой системы — разные проектанты зачастую назначают раз-
ные зазоры (см. данные графы 9 табл. 15).
Предельно допустимые при эксплуатации зазоры в дейдвуд-
пых подшипниках проектной документацией, как правило, не рег-
ламентируются. Их значение в каждом конкретном случае уста-
навливается ремонтной документацией, а при отсутствии тако-
вой— рекомендациями разных технических источников. Следует
отмстить, что для всех существующих в настоящее время реко-
мендаций величины построечных и предельно допустимых зазо-
ров в дейдвудных подшипниках зависят в основном от диаметра
вала, а в некоторых случаях—и от материала набора. Исследо-
вания показывают, что на величину зазоров в подшипниках вли-
яют не только материал деталей трущейся пары и диаметр ва-
98
ла, но и такие факторы, как скорость износа узла, вибрация ва-
ла, зависящая от величины зазора, напряжения в теле вала,
удельные нагрузки на антифрикционный материал, принятая
технология и достигнутая точность сборочно-монтажных
работ, уровень технической эксплуатации и некоторые дру-
гие
Рис. 38. Зависимость построечного диаметрального запора А
дейдвудном подшипнике от диаметра вала по давним разных
источников
Учитывая важность вопроса по определению построечных и
предельно допустимых при эксплуатации зазоров в дейдвудных
подшипниках, попытаемся технически обосновать их оптималь-
ные значения. Такое обоснование будет выполнено применитель-
но к подшипникам, набранным древесно-слоистым пластиком
(ДСП), бакаутом и резино-металлическими плапками.
Это обусловлено тем, что дейдвудные подшипники нашли
наиболее широкое применение в отечественном судострое-
нии.
Построечные зазоры. Теорией и практикой доказано, что наи-
более важным условием надежной работы подшипников сколь-
жения является сохранение режима жидкостного трения, так как
в этом случае создаются оптимальные условия с точки зрения
минимальных потерь энергии и износостойкости трущихся дета-
лей.
Основываясь на зависимостях, устанавливаемых теорией
гидродинамической смазки, производятся соответствующие рас-
четы основных элементов и режимов работы подшипников сколь-
л.ениа
4* 99
Для дальнейших рассуждений воспользуемся следующим вы-
ражением, применяемым в теории гидролинаммческпх расчетов
[13]:
где р — грузоподъемность подшипника, кгс.
вязкость смазочного слоя, спз-,
п — обороты вала в минуту;
d — диаметр вала, мм;
I — длина подшипника, мм;
h — толщина смазочного слоя, мм;
Л - - диаметральный зазор, мм.
Преобразуя приведенную зависимость относительно зазора
А, ее можно записать в виде
Д-55-1П	(йВ)
‘а-
ПЛИ
Д - Si. 10 11	(301
>'р П +Т'
учитывая, что = р — удельному давлению в подшипнике.
Выражением (30) устанавливается зависимость зазора Л от
целого ряда параметров — числа оборотов и диаметра вала,
толщины смазочного слоя, удельного давления и конструктивных
элементов подшипника. В то же время материал подшипника
(набора) не входит в формулу и поэтому пе оказывает влияния
на величину зазора. Материал подшипника будет сказываться
на его эксплуатационных характеристиках — износостойкости,
способности удерживать смазку и т. д.
Выражением (30) можно воспользоваться для расчета опти-
мальных значений построечных зазоров. При этом, если речь
идет о реальном подшипнике, то при заданном значении h зада-
ча определения значения А решается однозначно, <ач как все
величины правой части выражения (30) известны. Если же воп-
рос определения оптимальных значений зазоров Л рассматри-
вать в общем виде, то задача усложняется. Однако ее можно
решить применительно к наиболее распространенным в отече-
ственном судостроении типам дейдвудных подшипников. Анализ
показывает, что на отечественных морских судах в большинстве
случаев конструктивный параметр подшипника равен =2,54-4,
а удельное давление в подшипнике р = 2—4,5 кГ/см2
Сказанное подтверждается данными табл, 15. (см. гра-
фы 7, 8). Указанные значения величин находятся в пределах,
100
рекомендованных нормально ОН9-153—63 (исключение состав-
ляют крупнотоннажные танкеры, у которых удельные давления
р>2,5 кГ/см2}.
Поэтому для дальнейших расчетов зазоров в дейдвудных
подшипниках можно с достаточной степенью точности принять
следующие значения названных выше величин: для крупнотон-
нажных танкеров и морских судов с диаметрами гребных валов
d>500 мм =4, р = 3,5ч-4,5 кГ/см1', для морских судов с
диаметром гребного рала ЗСН) < d -' 500 мм = 3 - 3.5; р -
= 2,5 кГ'см?.
То1да в выражение (30), кроме переменных величин п и d,
входит величина h, которая в значительной степени может
влиять па значение А.
Если будет найдено значение h, то величина А будет зависеть
только от двух параметров — п и d. В этом случае решение за-
дачи по определению Д не представляет затруднений. Для обес-
печения жидкостного режима трения в подшипнике величина ft
должна быть в определенных пределах, так как при слишком
малой толщине смазочного слоя может наступить режим сухого
трепня, а при слишком большой толщине чрезмерно повышают-
ся давления в подшипнике. Очевидно, что при постройке судна
в новом подшипнике толщина смазочного слоя h должна быть
такой, чтобы подшипник надежно работал наиболее продолжи-
тельное время.
В реальных подшипниках с шероховатостью трущихся по-
верхностей, допускаемыми перекосом осей и прогибом шейки
вала практически оптимальная толщина смазочного слоя, обес-
печивающая режим жидкостного слоя, может быть, согласно
[23], определена по формуле
Л.,„ = А„ + А» см,	(31)
(де	Дц = 6,3 мк -высота неровностей обработки на по-
верхности вала1;
Д8 = 10 мк — высота неровностей обработки па по-
верхности вкладыша1;
Диак = 1136-10-9pd -наибольший перекос (прогиб) вала в
подшипнике, см.
В табл. 15 приведены найденные по формуле (31) оптималь-
ные значения толшипы смазочного стоя йоат для реальных под-
шипников (расчет производился по наиболее нагруженной опоре
дейдвудного подшипника). Большие значения величины hllLT для
1 Значения Au-j-AB взяты
соответственно
заданным
обработки поверхностей для гребных валов и подшипников
классам чистоты
101
Сводная таблица построечных и предельно допустимых
Наименование типа сутна	с‘Рам^“-	Дедвсйг танкеров.	Диаметр гребного	Чис то обо роток И ми	Материал набора
Танкер типа «Лиси- чанск»	. .	Япония	:5осо	701	1.9	Бакаут
Танкер типа «Лу- ганск» 		Японии	35000	685	П9	»
Танкер типа «Дни. Гарибальди» . .	Италия	31530	630	ПО	
Танкер типа «Лео- нардо да Винчи»	Италия	49900	680	122	
Танкер типа «Мир»	Япония	39830	710	102	
Танкер типа «Друж- ба» 		Япония	39800	694		
Танкер типа «Труд»	Югославия	253 0	620	109	
Танкер типа «Адлер»	Голландия	24700	540	115	»
Танкер типа «Пекин»	СССР	51500	660 670	ПО	Резино-ме- талличеспий набор Туфлон Бакаут
Танкер типа «София»	СССР	4ЭД О	750	110	Бакаут
Kim (база «Совет- ская Украина» . .	СССР		560	115	Бакаут
Рефрижератор типа «Симферополь» .	СССР		450	125	Бакаут
Рефрижератор типа «Волжгс» . .	- . .	СССР	-	400	180	Резино-ме- таллический набор
Р'Л 1 типа «Тропик» |	ГДР	- 1	360	150	То же
Ди зе ть-электричес- кие ыткхтные суда |	СССР	1	360	190	1 Бакаут |
БМРТ типа «Мая-1 копе-mis	.... |	1 СССР	1	-1	335 1	250 )	ЛСП |
* Установочные зазцы весло реуоцта и к.о;ераизапии
102
Таблица [5
в эксплуатации зазоров в дейдвудных подшипниках
'1’	Уде ьное данзенне В ПОДШИЛ- нвке р.	Пост реечный зазор Л, мм		расчетная то нцииа смазоч- ного слоя Л, мм		1		|	t
		го чертежу (при капиталь- ном ремонте)	ио графику па рис. 39	го формуле 131) '	го форму ic 39) при Д со- гласно графе				
4,0	~\0	1 9	1.6	0,4	0.17	9,45		5.8	
4,0	-3,0			<>,.	0,24	9,25		6,15	
4.2	~3 5	1,3	1,45	оле	0.25	8,4		5,8	
4,0	-3.6	1,5		0,35	0,3	9,2		5 75	
3,9	-3,67	1.2	1,55	0..3	0,32	9,2		6.9	
4,0	-3,67	2.0	.3	0,38	0,19	8.8		5.85	
3.7		2.0	»,45 1.4	-	-	3,2		5.ВД	
3.7 3,75	-4,3	2.0		о.й	0,12	7.5		5,35	
	4.4	2-3,1 2,0* 1,6* 1 л—2.0» 1,0—1.5*	1,6*	0,32 -0,35*	1,22—0,11 0,22* 0,25* 0,23—0,22* 0.33—0,22*	8,8*		5,5*	
3.6	4.S	1-1,6	1,6	0.33	0,4—0,27	9,5		3.9	
3.75	2,28	2,3-2,7	1,4	0,17	0.19-0,16	7,75		5 5	
3,6	3,14	1,9-2,5	1.35	0,16	0,12—0.09	7,0		5,0	
3,0	1,94	1.75—2,1	1.65	0.05	0.19—0,16	7,75		4.45	
3.3з| 2,25		0,9-1,5	1.3	0,08	0.3—0,8	6.3		5,0	
2,45	12	1,8—2,1	!,6	0,023	0,29 -0,22	7.		4,7	
2.9	2.3	.,6-2,.	!.6	0,048	0,26—0.20	8,1		4,75	
ЮЗ
крупнотоннажных судов объясняются большими удельными на-
грузками в их дейдвудных подшипниках.
Для сравнения в графе 12 табл. 15 приведены значения Л,
полученные по формуле (30) (расчеты производились для зазо-
ров Л согласно графе 9). Данные графы 12 показывают, что чем
больше значение зазора А, тем меньше величина смазочного
слоя в подшипнике. Сопоставление величин h по графам 11 и 12
позволяет сделать количественную оценку принятых согласно
графе 9 зазоров в подшипниках.
Так как величина h, найденная по формуле (31), является
оптимальной, то она служит критерием для выбранного зазора
А, а именно: если при заданном зазоре в подшипнике величина
Л обеспечивается не ниже, чем полученная по формуле (31), то
зазор выбран правильно. Оценивая таким образом значение за-
зоров в графе 9, можно установить, что почти для всех крупно-
тоннажных судов зазоры А>2 мм велики, так как не обеспечи-
вают необходимой толщины смазочного слоя Л. Поэтому для бо-
лее надежной работы подшипника зазор следует уменьшить до
1,4—1,5 мм. Сказанное подтверждается опытом эксплуатации
крупнотоннажных судов отечественной и зарубежной постройки.
Как видно из табл 15. в процессе эксплуатации и ремонта тан-
керов типа «Пекин» установочный зазор в дейдвудно-м подшип-
нике постепенно уменьшался с 2—3 до 1.0—1,5 леи (см. также
даипые по танкерам «Лисичанск», «Джн. Гарибальди» и др.).
Аналпз многочисленных данных эксплуатации отечественных
и зарубежных морских судов и расчеты, а также приведенные
выше рассуждения позволяют принять следующие значения ве-
личин оптимального установочного слоя h для расчета устано-
вочных при постройке зазоров _\ в дейдвудпых подшипни-
ках:
0,35 - - 0,40 мм для крупнотоннажных танкеров и морских су-
дов с диаметром гребного вала </>500 мм;
0,2 0,3 мл для морских судов с диаметром вала
300«/<500.
Исходя из указанных выше величин Л, а также рекомендо-
ванных ранее для расчета значений и р, по формуле (30)
найдены величины диаметральных зазоров Л в зависимости от
диаметра и числа оборотов вала. Результаты расчетов представ-
лены на рис. 39. К полученной по формуле (30) величине зазо-
ра А добавлялась поправка Ал, учитывающая возможное в
реальных условиях некотовое набухание набора из ДСП и ба-
каута и увеличение диаметра гребного вала от нагрева (в рас-
чете принято Д/=40сС).
Таким образом, графики строились по зависимости
А + Д„ = Лсу« =/(<*.«).
В расчете были приняты следующие величины поправок Д„ =
104
= 0,35 а-0,4 мм для диаметров валов d-ЗООч-бОО мм; Sп =0.4-5 мм
для диаметров валов d — 600ч-7(Х) мм.
На рис. 39 зависимости bcr*=t(d.n) (построечные зазоры)
получились практически прямыми, что объясняется сравнитель-
но малым масштабом, принятым по оси ординат А, п разными
значениями h. р и -г* принятыми для разных диаметров.
По полученному на рис.
39 графику l=f(d, п) для
судов, приведенных в табл.
15, найдены значения пост-
роечных зазоров А (см. гра-
фу 10). Так как найденные
но графику величины ди-
аметральных зазоров обес-
печивают наиболее опти-
мальный режим жидкостно-
го трения в дейдвудных под-
шипниках, учитывают наи-
более вероятные конструк-
тивные параметры и нагруз-
ки, принимаемые в отече-
ственном и зарубежном су-
достроении, то можно счи-
тать, что найденные зазоры
•X являются оптимальными,
а график может быть ис-
Рис 39 Зависимость построечкыч и
предельно допустимых при эксплуа-
тации тамфов в дейдвудных подшип-
никах от диаметра и числа своротов
I. 2, 3 4—пределы!» допустимые про эк-
пользован для назначения
зазоров в дейдвудных под-
шипниках морских судов
при постройке и ремонте.
Если оценивать получен-
ные по графику (см
рис. 39) зазоры с точки зре-
ния обеспечения монтажа
гребного вала в дейдвудном
подшипнике, то оказывается, что
при принятых па судостроительных заводах допусках на монтаж
дейдвудного устройства и дейдвудных подшипников у казанные
зазоры обеспечивают возможность монтажа гребного вала.
Кроме того, опыт постройки и эксплуатации отечественных
и зарубежных судов с установочным зазором в дейдвудном
подшипнике 1=14-1,5 мм показывает, что монтаж гребного
вала при таком зазоре особых затруднений не вызывает.
Предельно допустимые в эксплуатации зазоры. Оценку
возможных предельно допустимых зазоров в дейдвудпых под-
шипниках произведем исходя из анализа следующих, опреде-
ляющих величину зазоров, условий:
сохранения режима жидкостного трения;
ЮЗ
допустимого износа трущихся деталей подшипника, исходя
из условий их прочности и конструктивных особенностей;
допустимого увеличения внутренних напряжений и вибрации
гребного вала, вызванных увеличением зазоров в подшипнике.
При рассмотрении первого из названных условий практиче-
ски надо решить задачу — при каких предельных зазорах со-
храняются еще условия жидкостного трения в дейдвудных
подшипниках.
Несмотря на то что подшипники проектируются и изготав-
ливаются для условий работы при оптимальном режиме жид-
костного трения, в процессе эксплуатации происходит постепен-
ный износ трущихся деталей. Причинами износа являются: из-
менение числа оборотов гребного вала при изменениях режима
работы силовой установки, пуски и остановки, колебания на-
грузки на подшипниках, вызванные инерционными и динамиче-
скими силами, действующими на систему гребной вал — греб-
ной винт, попадание механических частиц в подшипник и т. д.
Следствием износа трущихся деталей является увеличение за-
зора в подшипнике.
Как и при рассмотрении вопроса о построечных зазорах 1
дейдвудных подшипниках, в данном случае необходимо найти
предельное значение толщины смазочного слоя, при которое
еще обеспечивается условие жидкостного трения. Исследования
показывают, что минимальная толщина смазочного слоя в под-
шипнике должна быть не менее ЛКр=0,0054-0,010 мм [23], где
/iKp — критическая толщина смазочного слоя, при которой на-
чинается соприкосновение трущихся поверхностей пары Учи-
тывая тяжелые условия работы дейдвудных подшипников, уве-
личим вдвое приведенное выражение: ЛЕр= (0.0054-0.01)-2 =-
= 0,02 мм.
Для получения гарантированного чисто жидкостного трения
в подшипнике необходимо, чтобы AJIUn=/inp/(, где К — коэф-
фициент запаса надежности подшипника. Рекомендуется, чтобы
коэффициент К был не ниже 1,5—3 [36].
Для данных расчетов примем К=2,54-3, тогда ЛМВн=
=0,054-0,06 мм. Таким образом, получено предельное значение
Л.чин, до которого возможно уменьшение толщины смазочного
слоя в подшипнике. Исходя из найденного значения ЛЫИц, по
формуле (30) легко определить предельное значение зазора
Апред- Тот же результат получится, если предельные значения
зазоров находить из соотношения
^пр*л “ Xroixp.	(32)
где hom — значения толщины смазочного слоя, принятые при рас-
чете построечных зазоров.
Отношение =• Д’. является коэффициентом возможного
[06
увеличения зазора в подшипнике относительно его построечного
(оптимального) значения. Для принятых при расчете ДП11СТр усло-
вий значения коэффициента Д’, будут:
для валов с диаметром 300 < d < 500 мм
_ 0,2^0,3	.
О,О5-г-О,С6	* • °’
для валов с диаметром d=5004-700 мм
__ 0,35 НМ _ б .
1X1	0,05-5-0,06	'
Исходя из полученных значений Ki и значений ДИ()СТ1,, на
рис. 39 построены графики зависимости Апрш—(см. также
табл. 15).
Следующим условием, с точки зрения которого должна
быть произведена оценка предельно допустимых зазоров в под-
шипниках, является допустимый износ деталей трущейся пары—
шейки вала и набора подшипника. Теоретически увеличение
зазора в подшипнике возможно до тех пор, пока износ набоп
и облицовок вала не достигнет предельной величины. Согласно
действующим правилам ремонта износ набора дейдвудных
подшипников допускается не более 25% его номинальной тол-
щины. Одним из обоснований величшгы износа набора являет-
ся конструкция самого набора. Дело в том, что крепление пла-
нок набора по схеме «бочка» в подшипнике осуществляется
специальными распорными металлическими планками, высота
которых обычно на 8—10 мм меньше высоты планок. Учитывая,
что планки набора подшипников обычно имеют толщину 20—
30 мм, износ их на 25% номинальной толщины составит 5—8
мм. С учетом некоторого запаса это и будет предельной вели-
чиной износа набора, ограниченной высотой распорных планок.
Износ облицовок гребных валов по существующим нормам
допускается не более 504!, их номинальной толщины. Учитывая,
что облицовки на современных морских судах имеют довольно
значительную толщину (до 20—25 мм), то увеличение зазора в
подшипнике по изпосу облицовки возможно также до 20—25 мм
(на диаметр). Таким образом, в сумме по износу обеих дета-
лей (набора и облицовок) увеличение зазора в подшипнике в
принципе возможно до 25—33 мм (на диаметр). В реальных
подшипниках современных судов такие зазоры недопустимы,
поэтому при оценке предельных значений зазоров в подшипни-
ках их можно не учитывать.
Чрезмерно большие зазоры в подшипниках могут стать
одной из причин резкого увеличения напряжений в теле вала
и вибрации валопровода. Поэтому, рассматривая вопрос о пре-
дельных зазорах, необходимо учитывать указанные выше фак-
торы.
Известно, что основными моментами, изгибающими вал, яв-
ляются моменты от веса вннта и от создаваемого винтом упора.
107
Момент от веса впита изгибает кормовой конец вала вниз. Ве-
личина этого момента равна весу винта, умноженному на рас-
стояние между его центром тяжести и центром давления на
кормовой дейдвудный подшипник. В результате износа под-
шипника и увеличения зазора плечо этою момента является ве-
личиной переменной, так как центр давления в процессе экс-
плуатации перемещается в нос.
Рассмотрим, как изменяется плечо изгибающего момента от
веса винта в связи с увеличением: зазора ® дейдвудном подшип-
нике за период эксплуатации судна. Проведенные во время до-
кования многих судов замеры дейдвудных подшипников пока-
зывают, что у кормового торца кормового подшипника износ
больше.
Так, при замере на пяти дизель-электрических китобойных
судах средняя разница между диаметрами вала в кормовом и
среднем сечениях подшипника составляла 0,44 мм, а для трех
судов типа «Тропик» — 0,27 мм. Следствием сказанного явля-
ется то, что во .время эксплуатации судна точка приложения ре-
акции на кормовом подшипнике постепенно перемещается в
ное, т. с. консоль, на которой закреплен гребной винт, увели-
чивается [181.
Перемещение точки приложения реакции на кормовом под-
шипнике увеличивает напряжение пзшба, что может стать при-
чиной образования усталостных трещин на гребном валу. Уве-
личение напряжения от изгибающего момента, создаваемою
весом требного винта, пропорционально увеличению плеча это-
го момента. Кормовой дейдвудный подшипник имеет сравни-
тельно большую длину (3—4 диаметра вала), поэтому пере-
мещение точки опоры за счет износа набора подшипника может
быть весьма значительным Например, выполненные прове-
рочные расчеты показали, что при перемещении точки опоры
в нос на один диаметр увеличение напряжения изгиба в теле
гребною вала составляет у рефрижераторов типа «Симферо-
поль» 148%, типа «Волжск» — 166% номинального.
Одновременно с увеличением напряжения от изгиба умень-
шается частота свободных колебаний валопровода, так как ча-
стота обратно пропорциональна длине консоли, на которой за-
крепляется источник возбуждения вибрации (гребпой винт), что
видно из выражения
А\.=9,55	, «1 - л-g-	(33)
с	' т [0,5 4 р/к :(р/к)2] т •’Р2	'
г те \ - частота свободных колебаний валопровода;
EI жесткость сечения вала;
. — относительная жестксмть упругого основания;
т — масса винта с учетом увлекаемой воды;
1Ч — приведенная длина консоли;
A — экваториальный момент инерции винта с учетом увлекае-
мой воды.
Поскольку частота свободных колебаний валопровода, как
правило, больше частоты вынужденных колебаний, то увеличе-
ние консоли, связанное с износом набора подшипника, сбли-
жает частоты (возбуждения и свободных колебаний валопрово-
да и за счет этого может наступить явление резонанса.
С целью исследования влияния увеличения зазора в дейд-
вудном подшипнике на вибрацию были проведены замеры виб-
рации на ходу' и определена частота собственных колебаний
1ребною вала с эксплуатационными зазорами в дейдвудных
подшипниках па судах: китобойной базе «Советская Украина»
(линия вала ЛБ) мри .4=4,6 мм. трех китобойных судах с за-
зорами Д=3,55л.«, Д=2,2 мм, А—5,1 мм и РМТ типа «Тро-
пик» при А=2,85 мм.
В табл. 16 даются результаты замеров вибрации и, для
сравнения, допускаемые величины амплитуд вибрации, рассчи-
танные согласно существующим нормам по формулам:
ая = 0.5 — 2,8- 10 4 • Агк;
0,67 + 4,4 VE.10’c
~0J2 А'2  Ц)-6
,V„ = nz,
где п — обороты валопровода в минуту;
z — количество лопастей гребного винта.
Из табл. 16 .видно, что вибрация корпуса и валопровода на
судах при зазорах до 5 мм значительно меньше величин, пре-
дусмотренных нормами, и гребные валы этих судов имеют до-
статочный запас по частоте, изменяющейся в связи с увеличе-
нием зазора в дейдвудном подшипнике.
Исследования, а также опыт эксплуатации морских судов
показывают, что увеличение диаметрального зазора в дейдвуд-
ных подшипниках до 8—10 мм на судах среднего и большого
водоизмещения не приводит к резонансным колебаниям вало-
провода.
Такны образом, зазоры до 8---10 им как предельные могут
быть допущены в дейдвудных подшипниках крупных и сред-
них морских судов, внутренние напряжения в теле вала и ве-
личина вибрации валопровода при этом не должны выходить
за пределы допустимых норм.
Таким образом, количественная опенка предельно допусти-
мых зазоров в дейдвудных подшипниках показала, что найден-
ные из условия сохранения в подшипнике режима жидкостного
трения предельные зазоры (см. табл. 15) можно принять в ка-
честве предельно допустимых зазоров в эксплуатации для
средних п крупных морских судов.
109
Табл nua 16
Амплитуда колебаний валопровода и кормовой оконечности судна
Судя	частота возмущающе Л силы (Аваля), колебание в минуту	Частота собст- венных колеба- ний. колебание В М1«уту		Отношение частоты собст- венных колеба- ний к частоте вынужденных колебаний		Величина амплитуды, мм			
						валолровода		кормовой око. вечности судна	
		11	s- и й	h Р £1	S? |1		с1 |	Ч к й	. ч
Китобойная база «Советска< Украина»	440	700	750	1.6	1,7	-	0.377	0.05	2.92
Дизель-элект- рнческие кито- бойные суда	МЮ	1-300	1150	1,6	1.45	0.15	0.276	0.15	0,92
РМТ типа <Тропик» . .	800	930	760	2.1	1,7	0,0	0.374	0.05 1 0,83	
Предложенная методика, а также построенный график
(см. рис. 39) зависимости &=f(d,n) значительно упрощают
вопрос назначения установочных при постройке (ремонте) и
предельно допустимых при эксплуатации зазоров в дейдвудных
подшипниках. Учитывая, что полученные результаты базиру-
ются на соответствующих расчетах и учете основных факто-
ров, влияющих на величину зазоров, можно считать, что для
большинства современных средних и крупнотоннажных отече-
ственных морских судов величины зазоров, найденные по гра-
фику (см. рис. 39), будут технически обоснованными, опти-
мальными. Сказанное, естественно, не означает, что в целом
ряде случаев, когда конкретные условия эксплуатации, особен-
ности конструкции и нагрузок в дейдвудных подшипниках будут
значительно отличаться от принятых в данных расчетах, опти-
мальные построечные и предельные в эксплуатации зазоры
могут быть несколько иными, чем установленные по графику.
В таком случае величины зазоров должны быть уточнены соот-
ветствующими расчетами с учетом конкретных особенностей и
условий. Необходимые расчеты можно проводить согласно из-
ложенной методике.
НО
§ 15.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ СРОКА СЛУЖБЫ ДЕТАЛЕЙ
И ПЕРИОДИЧНОСТИ ИХ РЕМОНТА
Для расчета срока службы, периодичности и объема ремон-
та деталей и узлов предварительно нужно знать:
наиболее вероятную скорость износа детали;
наиболее вероятную скорость нарастания зазора в узле
трения;
предельно допустимые размеры деталей и зазоры в узле
при эксплуатации и ремонтах.
Продолжительность срока службы Тпр детали может быть
рассчитана по формулам:
для вала
7~пр—• тыс. ч;	(34)
’"и
для втулки
? пр=—!^—— тыс. ч.	(35)
где Do и Dup — начальный (построечный) и предельно допустимый
при эксплуатации размеры;
vB и т»нт — средние скорости износа соответственно вала и
втулки, мм/тыс-ч.
Продолжительность эксплуатации детали до ремонта /'«»
можно найти по -выражениям:
для вала
для втулки
Dn--r>u г,
ГР= -4— - тыс. ч,	(37)
где Dv — предельный размер, допустимый после последнего
ремонта;
6 — величина износа от начала эксплуатации до по
следнего ремонта, мм на диаметр.
Размер Dv находится из выражения
= D.f±v^T,	(38)
1де ДГ — межремонтный период, тыс. ч (знак плюс — для
вала, минус — для втулки).
Продолжительность эксплуатации узла трения до ремонта
у можно найти по выражению
(39)
Так как продолжительность срока службы деталей, как
правило, значительно больше продолжительности эксплуата-
ции узла до достижения в нем предельного зазора, то именно
величина Тр.}- определяет периодичность ремонта основных уз-
лов рулевых и дейдвудных устройств, гребных валов и винтов.
Значение средних скоростей износа деталей и скорости на-
растания зазора в узле, а также средней продолжительности
междудокового периода Тл (1\ устанавливается обычно Пра-
вилами технической эксплуатации и ремонта судов) позволяет
легко установить ремонтные размеры деталей.
Скапанное покажем на примере дейдвудного подшипника набранного
резпно-метяллическими планками.
Дапо
D,-, = 450 лл — номинальный диаметр обстановки гребного вала;
Dn = 451 яд — поминальный диаметр набора втулки;
fu — 0.08 MMtmc. ч — вероятная средний скорость износа об шцовки по
диаметру;
1'вт — 0 1 мм}тыс ч — вероятная средний скорость износа набора по диа
метру,
\п — 1 мм — номинальный диаметральный за юр в подшипнике,
\вр — 7 им — предельно допустимый зазор при эксплу атацни,
6,— 24 мм— толщина оолнновкн гребного вала,
бн = 22 мм — номинальная толщина планок navopa;
/д —7.5 тыс. ч- средняя продолжительность междудокового периода
судна
По формуле (39) находим возможную продолжительность эксплуата-
ции подшипника по предельному зазору-
7,0- 1.0
-~оПГ-"
Отношение лд = —jr> =yg — 44 междудоковыс периода
В расчет принимаем целое чисто п—4. что соответствует
Гр — 4Г, = 30 тыс ч.
По формуле (36) определяем диаметр облицовки ио пстечепип времени
эксплуатации ГРУ=4ГЧ
£>„ = />„ — т-в Гр }. = 15С 0,08- 30 = 447,6 дем.
Учитывая, что при механической обработке с облицовки б\дст снят
некоторый слон металла (примем бшт-0,8 мч), диаметр иблпнопки бу-
дет иметь размер £)в=44б мм, т е. диаметр облицовки ча период Г=30 тыс ч
уменьшился па 4 мм.
Если принять, что уменьшение толщины обллдпвки за счет нэп на при
эксплуатации и проточек при ремонтах может быть допмдеио то 50%,
т. е на 12 мм, то с учетом необходимого запаса (по толщине облицовки)
на эксплуатацию узла после последнего ремонта у рассмотренного п при-
мере подшипника будет два ремонтных размера;
Расчеты вероятных сроков службы деталей и узлов, а также периодично
сти их ремонта удобно сводить в табличную форму Примеры таких расчеши
приведены в § 21.
112
ГЛАВА I. НАДЕЖНОСТЬ УСТРОЙСТВ
ВИНТО-РУЛЕВОГО КОМПЛЕКСА
§ 16. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ ТЕОРИИ НАДЕЖНОСТИ
Надежность различных устройств и их узлов зависит от
многочисленных и разнообразных факторов, отражающих как
внутренние свойства того или иного устройства, так и воздей-
ствие внешних условий (объективного и субъективного характе-
ра). Поэтому численные характеристики надежности но своей
физической природе отражаю* ’аконо.мерности случайных яв-
лений, в силу чего дли нсследов<..,ля вопросов надежности не-
обходимо пользоваться методами теории вероятностей и мате-
матической статистики.
В теории вероятности рассматриваются случайные величи-
ны — дискретные и непрерывные Дискретные - это такие
случайные величины, которые могут принимать лишь конечное
целочисленное значение (например, число деталей, изготовлен-
ных с размерами, выходящими за пределы допусков з партии
деталей из N штук, при статистическом методе контроля). Во
всех случаях подсчета количества физических явлений величи-
ны их будут дискретными (не может быть дробных явлении).
Непрерывные случайные величины—это такие величины, ко
торые могут принимать любые значения в границах известного
интервала (например, диаметр шейки баллера py.iH в преде-
лах от размера по чертежу до предельно допустимого может
принимать любые значения). Случайные величины, появляясь
по времени и по величине случайно, по своему численному
значению распределяются не случайно, а группируются около
центра группирования, подчиняясь тому или иному заьону рас-
пределения.
Поэтому наиболее полная характеристика случайной величи-
ны определяется сс функцией (законом) распределения, указы
вающей, какие значения и с какими вероятностями принимает
данная случайная величина. Однако для теории вероятностей
п ее применения, а также для теории надежности большую
роль птрают некоторые постоянные числа, получаемые по опре-
деленным правилам из функций распределения. 1 яками посто-
янными, служащими для общей количественной оценки (ум-
чанных величин, являются математическое ожидание (среднее
значение), медиана, мода, дисперсия и некоторые другие
[7. 9, 11, 14].
Закон распределения случайной величины определяется ее
физической сущностью.
В практике расчетов надежности находят применение сле-
дующие законы распределения: нормальный, усеченно нормаль-
ный; логарифмически нормальный; экспоненциальный; Вейбул-
ла; биноминальный (для дискретных величин); Пуассона и др.
Часто встречается также наложение (композиция) законов
распределения.
Учитывая, что указанные выше законы распределения описа-
ны в соответствующей литературе [7, 11, 14 , 24, 42], кратко оста-
новимся лишь на некоторых из них.
Нормальным распределением называется распределение ве-
роятностей непрерывной случайной величины, которая может
принимать как отрицательные, так и положительные значения
во всем диапазоне возможных значений от 4-со до —оо.
Основные количественные характеристики определяются сле-
дующими формулами:
плотность распределения вероятности
(»'-..<.)=
w 	W
где а и Гн.о — параметры распределения;
вероятность безотказной работы
I
=	\ *	03 dt:	(41)
интенсивность отказов
(42)
Как видно из выражения (40), график плотности распреде-
ления вероятности симметричен относительно прямой /=ТН„;
при этих значениях кривая плотности распределения имеет мак-
симум
(43)
При Т„.о = 0 и с - 1 значение плотности распределения вероят-
ности принимает вид
Тс(Пз=ЙсТ’ (44)
114
Это выражение удобно для расчетов, и значение <ро(7) обыч-
но приводится в табличной форме в литературе по математи-
ческой статистике и теории вероятностей.
По значению фо(О легко найти фувкцию распределения для
общего случая по формуле
/О-4-(+>)
Усеченным нормальным распределением называется распре-
деление, получаемое из нормального, при ограничении интер-
вала возможных значений случайной величины.
Для усеченного нормального распределения основные коли-
чественные характеристики выражаются следующими форму-
лами:
(<-Гн.оУ
<?(/) = С—-=-е '	:	(46)
3 г2я
1 ТИ, о
1 Т
р(0 = Оу^-- ) е *• dr,	(47)
w P(i)’
где
q _______1______нормирующий множитель усеченного нор-
0 5 ч- Ф° ) мального распределения;
ф (Аг) = ф (/) - ik j е~ "dt' (48)
где Ф {^~ ) — нормированная функция Лапласа, определяется по
приложению VI [42] или по соответствующим таб-
лицам, приведенным в литературе [11, 24].
Подставив вместо С его значение, получим:
?(/) -


Приняв
ПОЛУЧИМ	I (-) =	. e
T2?
1ле /(?) нормированная функция (определяется по таблице в при-
ложении V [42] или таблицim. приьетешым в соответ-
ствующей литературе).
Нормальный и усеченно-нормальный законы распределения
характерны для отказов, вызываемых постепенным износом
(механическим, коррозионно-усталое гным, эрозионным и др.),
а также в случаях, когда доля внезапных отказов весьма мала
(менее 10 >1 Этими же законами описывается распределение
отказов изделий при их длительном хранении.
В гех случаях, когда Л1(7'ип> .‘Зо, целесообразно переходить
от нормальною распределения к логарифмически нормальному
распределении! пзпосовых отказов. Такое распределение обла-
дает тем ппенмуществом, что при (=0 функция распределения
ф(О-о
Основные количественные характеристики логарифмически
нормального распределения имеют следующие выражения.
плотность вероятности
fi t-rv (1у
?(/)=	-f-	;	(51)
3 J 2:
вероятность безотказной работы
РЮ—г тф(г^-, **!;	(52)
пп гепеччпость отказа
' И =
Установлено, что в тех случаях, когда отказы наступают
из за уста тостпых повреждении, наработка до отказа часто
подчиняется логарнфмцческому нормальному распределению.
При ымюненциашюм распределении отказов интенсив-
ность их является величиной постоянной, т. е справедливо ус-
ловие
} (f) = л = const
Независимость интенсивности отказов от времени составляет
главную особенность экспоненциального закона.
Зависимость между основными количественными характе-
ристиками следующая:
?(*) = /-<?";	(53)
P(Z) = e ,f	(54)
Onaci ость отказов
Q(0-l -e~w;	(55)
Т„ „ - $ e-4dt - -L	(56)
116
так как
3 =]-. ТО Т„	(57)
Формулу (57) используют для проверки принадлежности
эмпирического распределения к экспоненциальному. Для этого
по статистическим данным об отказах изделий или их узлов
нужно найти среднее время безотказной работы и среднеквад-
ратичсское отклонение. Если они существенно различаются, то
это свидетельствует, что эмпирическое распределение не сов-
падает с распределением по экспоненциальному закону.
Экспоненциальный закон имеет место при случайных, ава-
рийных отказах. Этому закону подчиняется распределение про-
межутков времени между отказами, не вызванными естествен-
ным старением или износом Экспоненциальный закон приме-
ним также тогда, когда причиной отказов являются скрытые
дефекты, внезапные поломки деталей. Математически экспонен-
циальный закон очень прост, так как он имеет всего один пара-
метр распределения /.. Коэффициент вариации V — = 1,
'! м
т. е. при данном законе распределения имеет место большое рас-
сеивание. В этом недостаток экспоненциального закона.
Для распределения Вейбулла плотность вероятности отка
зов выражается формулой
? (Л = KtK .	(58)
В эту формулу входят два постоянных параметра распре
деления /.,> п К. Параметр ?.<> характеризует масштаб, а пара-
мет р К — асимметрию распределения.
Закон Вейбулла встречается при изучении долговечности
самых разнообразных изделий. В частности, ресурс работы под-
шипников качения подчиняется этому закону с показателем
А'= 1,4.
Распределение Вейбулла может встретиться во время при
работки* а также при ускоренных испытаниях на повышенных
нагрузках.
При К=1 распределение Вейбулла превращается в экспо-
ненциальное
При К ‘ ! интенсивность отказов с течением времени возрас-
тает, а при К падает.
Закон Вейбулла хорошо описывает закономерность отказов
технических устройств, ? (/) которых убывает с течением вре-
'leini Это означает, что данный закон можно применять при
изучении закономерностей отказов в процессе приработки эле-
ментов н сложных систем, а также при ускоренных испытаниях
на повышенных нагрузках. Этот закон часто применяют для
‘очных устройств, опасность отказов которых с течением врс-
117
мени возрастает. Основные количественные характеристики это-
го распределения следующие:
РЙ-e-W";	(59)
> (/) -/ ,. Л7"	(60)
Для наглядности и сопоставления па рис. 40 представлены
графики распределения основных показателей надежности для
некоторых из рассмотренных законов.
Теоретические законы распределения случайных величин
чгаходят широкое применение при расчетах надежности различ-
ных механизмов машин и устройств.
§ 17. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ и ТЕРМИНЫ ТЕОРИИ НАДЕЖНОСТИ
Надежность (ГОСТ 13377—67) — это свойство изделия вы-
шолнять заданные функции, сохраняя свои эксплуатационные
л 18
показатели в заданных пределах в течение требуемого проме-
жутка времени или требуемой наработки. Надежность являет-
ся комплексным показателем, характеризующимся безотказ-
ностью, ремонтопригодностью, долговечностью и сохраняемо-
стью изделия.
Безотказность — свойство изделия сохранять работоспособ-
ность в течение некоторой наработки без вынужденных пере-
рывов.
Ремонтопригодность — свойство изделия, заключающееся в
его приспособленности к предупреждению, обнаружению и устра-
нению отказов и неисправностей путем проведения техническо-
го обслуживания и ремонтов.
Долговечность - - свойство изделия сохранять работоспо-
собность до предельного состояния, оговоренного в технической
документации, с необходимыми перерывами для технического
обслуживания и ремонтов.
Сохраняемость — свойство изделия сохранять обусловлен-
ные эксплуатационные показатели .в течение и после срока хра-
нения и транспортирования, установленного в технической до-
кументации.
Одним из понятий теории надежности является работоспо-
собность — состояние изделия, при котором оно способно вы-
полнять заданные функции с параметрами, установленными
требованиями технической документации. Нарушение работо-
способности происходит вследствие отказа. Отказ — событие,
заключающееся ® нарушении работоспособности.
Применительно к устройствам винто-рулевого комплекса
под отказом понимается любое повреждение гребного вала,
винта, рулевого и дейдвудного устройств и их деталей, приво-
дящее к выходу их из строя, или такое состояние устройства,
когда по причине увеличенного зазора в узлах или предельного
изменения размера детали устройство нуждается в ремонте. От-
казы могут возникать постепенно и внезапно. Постепенный от-
каз устройства обычно является следствием износа, старения,
усталостных разрушений, коррозии, эрозии и тому подобных,
необратимых процессов. Внезапный отказ может наступить в
любой момент вследствие случайного резкого возрастания на-
грузки на какую-либо деталь. Внезапные отказы возможны
тогда, когда устройство попадает в условия, на которые его
конструкция не рассчитана (удар, посадка на мель, попадание
постороннего предмета и др.).
При оценке надежности все изделия делятся на ремонтиру-
емые и перемонтируемые. К ремонтируемым относятся изде-
лия. работоспособность которых в случае возникновения отказа
может быть восстановлена с помощью ремонта.
К перемонтируемым относятся изделия, работоспособ-
ность которых после отказа не может быть восстановлена
вследствие их физико-химических или конструктивных особен-
ll»
ногтей, или их восстановление экономически нецелесооб-
разно.
Предельное состояние ремонтируемых изделий определяется
наступлением момента, когда дальнейший ремонт их становит-
ся экономически нецелесообразным или вследствие того, что
ремонт ненадолго восстанавливает работоспособность, г. е.
недопустимо возрастает параметр потока отказов или наступил
моральный износ.
Для перемонтируемых изделий предельным состоянием яв-
ляется отказ или определенная наработка.
При определении понятий надежности различают качест-
венную и количественную стороны вопроса. Надежность как
свойство изделия характеризуется качественным определением.
Количественные характеристики надежности являются число-
выми критериями, измеряющими проявление указанного свой-
ства.
Количественная оценка надежности позволяет производить
расчеты надежности, формулировать основные требования по
надежности к проектируемым конструкциям, рассчитывать сро-
ки службы изделий, количество запчастей для ремонта и т. Д.
Количественные показатели надежности можно либо рассчи-
тать по существующим законам теории вероятности и матема-
тической статистики или получить экспериментально путем об-
работки статистических данных об отказах изделий. Поэтому
количественные характеристики могут быть вероятностными и
статиста чески ми
Надежность конкретных изделий, находящихся в эксплуа-
тации. количественно может быть установлена только стати-
стическим методом на базе данных эксплуатации Вероятност-
ная оценка показателей надежности изделий для заданного про-
межутка времени применяется обычно на этапе проектирования
или при прогнозировании.
Основными количественными показателями надежности из-
делий являются показатели безотказности, долговечности, ре-
монтопригодности и сохраняемости. Выбор показателей для
конкретного вида изделий зависит от их назначения и условий
эксплуатации, а также от оценки последствия отказов.
Ниже кратко остановимся на основных количественных ха-
рактеристиках надежности и их математическом выражении1.
Показателями безотказности являются:
jTh.c — наработка до отказа;
Р (/) — вероятность безотказной работы;
s(/) плотность вероятности отказов;
К (/) — интенсивность отказе®;
ы (/) — параметр потока отказов.
• Подробное изложение вероятностных к Статистических
надежности приводится в соответствующей лятератл ре [24, 271.
показателей
120
Наработка на отказ /«г. для ремонтируемых изделий — это
среднее значение их наработки между отказами (или «среднее
время безотказной работы»). Для периода от наработки tf до
наработки /2 приближенное уравнение наработки на отказ будет
 <6|)
где /ИсрНО и /йер(/>) —среднее число отказов изделия.
После периода приработки fu.c = —- == const (w — сред-
нее количество отказов ремонтируемых изделий от наработки
G ДО /2) 
В этом случае при исследовании 7V изделий среднее значение
вх наработки на отказ будет определяться по формуле
(62)
где Zn.n/ — наработка между двумя последовательно возникающими
отказами z-ro изделия;
in — суммарное число отказов исследуемых N изделий.
Средняя наработка до отказа Тц.о для перемонтируемых из-
целнй — это среднее значение их наработки в партии до пер-
вою отказа:
Тн о Л дГ- Г» v it	(63)
1=1
где Tn.oi — наработка /-го изделия до отказа.
Вероятность безотказной работы Р(1) — вероятность того,
что в заданном интервале времени или в пределах заданной
наработки не возникнет отказ изделия.
Вероятность безотказной работы по статистическим данным
определяется по формуле
-1-	(М)
где No — число изделий, находящихся под наблюдением в начале
испытания;
га (/) —число отказавших изделии до конца наработки /;
N (/) - число изделий, оставшихся работоспособными до конца
наработки I.
Вероятность безотказной работы имеет следующие свойства:
является убывающей функцией времени; изменяется от нуля
до единицы Р(/=0) = 1; Р(/=оо) =0.
Ог вероятности безотказной работы P(t) легко перейти к
вероятности отказа Q(t):
<?(/) = !(65)
121
Плотностью вероятности отказов tp(7) для перемонтируемых
(невосстанавливаемых) изделий называется отношение числа
„	Дп
отказавших изделии в единицу времени к первоначально
му числу Nq при условии, что отказавшие изделия не восстанав-
ливаются и не заменяются исправными.
Значение q(t) определяется по формуле
W =	'66>
Интенсивность отказов К(1) — это вероятность отказа пе-
ремонтируемого изделия в единицу времени после данного мо-
мента времени при условии, что отказ до этого момента не воз-
ник. Для N изделий интенсивность отказов определяется кал
отношение количества отказавших изделий \п в течение рас-
сматриваемого промежутка времени Д/ к произведению сред-
него количества изделий N(tcv) (исправных в течение этого же
промежутка) на AZ:
* (О-*(<->-*0 _ л»
(О -'V(t+AQ', ^-WcP) •
I 2 I
Интенсивность отказов дает возможность определять коли-
чество изделий и их элементов (узлов и деталей), которые мо-
гут отказать за какой-то определенный период времени. По 7,(1)
можно определить количественную потребность и затраты на
приобретение запасных частей, спланировать периодичность и
объем ППО и ППР, структуру ЗИПа, установить наиболее це-
лесообразный ресурс изделий и др.
В совокупности все эти данные позволяют лучше, с большим
экономическим эффектом, организовать производство ремонта
судов. Если известны tp(Z) и P(t), то гк(1) определяется по фор-
муле (42).
Параметр потока отказов ы(1) — это среднее количество от-
казов ремонтируемых изделий в единицу времени при условии
замены отказавших изделий исправными (отремонтированны-
ми). Определяется чл(1) по выражению
У, m. (t + А/) — У1, m, (О
< I______________i=l
(68)
№ д/
при условии, что No =- const. Здесь mi (/) - число отказов каждого
изделия до наработки t.
Внешний вид выражений для w(t) и <p(f) совпадает, однако
физический смысл у них разный, так как <f(t) определяется для
перемонтируемых (невосстанавливаемых) изделий, т. е. для
случая, когда отказавшие -изделия при испытаниях не восста-
навливаются (незаменяются исправными).
122
Показателем долговечности является ресурс Тро- и срок
службы Тс изделия. Грее—наработка изделия до предельного
состояния, оговоренного в технической документации.
Различают «ресурс до первого ремонта», «межремонтный
ресурс», «назначенный ресурс», «средний ресурс», «гамма-про-
центный ресурс» и др. Назначенный ресурс Тв.р-—наработка,
при достижении которой эксплуатация должна быть прекра-
щена независимо от состояния изделия. Величина назначение
ю ресурса указывается в технической документации из сооб
раженця безопасности и экономичности. Гамма-процентный
ресурс Т-гр —ресурс, который имеет и превышает в среднем
обусловленное число у процентов изделий данного типа. Обуслов-
ленный процент изделий у является регламентированной веро-
ятностью. Если, например, у—90%, то соответствующий ресурс
следует называть «девяностопроцентпый ресурс». О физической
сущности других терминов «ресурса» говорит их название.
Срок службы Тс — календарная продолжительность эксплу-
атация изделия до момента возникновения предельного состоя
ния, оговоренного в технической документации, или до списа-
ния. Следует различать «срок службы до первого капитального
(среднего) ремонта», «срок службы до списания», «средний
срок службы» и др.
Л показателям ремонтопригодности относятся:
tn — среднее время восстановления;
/<„ — коэффициент использования;
К с — коэффициент готовности;
Kt — коэффициент технического использования;
А'р — коэффициент ремонтных затрат.
Кроме названных, применяются и такие показатели ремон-
топригодности, как вероятность выполнения ремонта в задан-
ное время I, средняя стоимость технического обслуживания и др.
Среднее время восстановления /в определяется временем вы-
нужденного простоя, вызванного отысканием и устранением од-
ного отказа:
(69)
где m — число отказов;
ti - время, затраченное на отыскание и устранение отказа.
Коэффициент ремонтных затрат определяется отношением
"р
Яр = 1Ри ,	(70)
1де пр—суммарное число ремонтов изделия за время его службы;
£)р, — стоимость одного г-го ремонта изделия;
D„ — стоимость нового изделия.
[23
Коэффициент готовности и коэффициент технического ис-
пользования характеризуют одновременно безотказность и ре-
монтопригодность ремонтируемого изделия и поэтом) являются
комплексными показателями.
Коэффициент готовности Кг - это вероятность того, что из-
делие будет работоспособно в произвольно выбранный момент
времени в промежутках между выполнениями планового тех-
нического обслуживания, и выражается отношением
Кт =-- - е''+-	<71)
где /но — средняя пзработка на отказ;
7„ — среднее ьремя восстановления (ремонта) изделия.
Этот коэффициент характеризует долю времени, в течение
которого изделие работает, по отношению к суммарному вре-
мени работы и ремонтов.
Коэффициент технического использования Кт - отношение
наработки изделия в единицах времени за некоторый период эк-
сплуатации к сумме этой наработки и времени всех простоев,
вызванных техническим обслуживанием н ремонтами за тог
же период эксплуатации.
- -I—5л f	<72)
сум г *р "* »Р
где — суммарное время безотказной работы (суммарная нара-
ботка за рассматриваемый промежуток времени);
tP суммарное время, затрачиваемое на ремонт за рассматри-
ваемый промежуток времени;
/г>|, -суммарное время, затрачиваемое на профилактику и об-
служивание.
Устройство может редко ремонтироваться, т. е. иметь коэф-
фициент готовности близким к единице, но в то же время тре-
бовать много времени на профилактическое обслуживание, что
будет снижать величину Кт.
Показателем надежности также является сохраняемость, ко-
торая количественно определяется средним сроком сохранно-
сти, тамма-процентным сроком сохранности.
Рассмотренные выше показатели для количественной оцен-
ки надежности применимы в принципе к любым изделиям.
Вопрос о выборе показателей надежности применительно к
устройствам винто-рулевого комплекса морских судов будет
рассмотрен в § 27.
§ 18. ОБЩИЕ ВОПРОСЫ РАСЧЕТА ПОКАЗАТЕЛЕЙ НАДЕЖНОСТИ
Как уже отмечалось, причины выхода из строя изделий и
узлов связаны с их износом п результате трения, коррозион-
ных и эрозионных процессов, усталостных и аварийных
отказов. Хотя износ деталей обычно и имеет постепенный харак-
тер, величина его нс является постоянной и испытывает некото-
рые случайные колебания, так как зависит от весьма многочис-
ленных факторов (физических, технологических, эксилуаташюн-
пых И Т. д.).
Внезапные отказы изделий в процессе эксплуатации по
указанным выше причинам также носят случайны”, характер
На основании сказанного можно сделать вывод, что моменты
отказа, а также время работы (наработки) изделии между от-
казами, вызванными выходом из строя деталей и узлов, явля-
ются случайными величинами с некоторым распределением,
зависящим от вероятности появления соответстаующвх измене-
ний в состоянии узлов и деталей Поэтому методы теории ве-
роятности и математической статистики позволяют исследовать
закономерности отказов как массовых случайных явлений.
И хотя названные методы не дают возможности ^ззначпо
предсказать время и место возникновения данного (например,
первого, второго и т. д.) отказа исследуемого изделия, тем не
менее аппарат теории вероятностей и математическое статиста
ки является основным инструментом исследования в }д?жности
механических систем и их элементов.
Расчеты надежности действующих установок в ; щелий ба-
зируются в настоящее время на статистических данных об
отказах в период их эксплуатации или полученных экспери
ментально в процессе специальных испытании на надежность.
Только при наличии таких материалов представляется возмож-
ным установить вид функции плотности распределения отка-
зов данного изделия или их серии, близость статистическою
распределения к тому или иному теоретическому закону.
В практике наибольшие трудности при исследовании «опро-
сов надежности изделий обусловливаются отсутствием доста-
точного количества исходного статистического материала об
отказах, их характере и причинах, наработке па отказы п т. д
Опыт показывает, что разработка вопросов надежности тех
или иных установок или изделий в большинстве случаев пре-
вращается в крупную исследовательскую работу, требующую
для своего выполнения длительного времени (для изделий с
большим моторесурсом—нескольких лет) и больших затрат.
Теорией надежности в настоящее время еще не разработаны
достаточно простые и удобные для практического использова-
ния методы расчета количественных показателен надежности
машин и механизмов. Во многих страстях промышленности
I рименяются свои методики, базирующиеся па обпшх законах
теории вероятности и математической статистики и учитываю-
щие специфику режимов работы и условий эксплуатации тех
Или иных механизмов и установок (9, 37].
Наиболее отработанными являются методы, применяемые
в радиоэлектронной промышленности. Так как для большинст-
во
ва узлов и деталей изделий радиоэлектронной промышленности
характерными являются внезапные отказы, то упомянутые вы-
ше методы предусматривают в основном использование экспо-
ненциального закона распределения случайных величин, явля-
ющегося, как известно, наиболее простым из существующих те-
оретических законов распределения.
Для подавляющего большинства механических систем вы-
ходы из строя оборудования и узлов подчиняются более слож-
ным законам распределения случайных величин. Поэтому рас-
четы показателей надежности механического оборудования
более сложны и громоздки. Несмотря на то что в последние го-
ды разработка вопросов надежности во многих отраслях про-
мышленности ведется широким фронтом, апробированных ме-
тодов расчета показателей надежности, доступных для широко-
го круга инженеров, в отечественной практике пока еще
пет.
Однако достигнутый уровень развития науки о надежности,
накопленный практический опыт уже сейчас позволяют с до-
статочной последовательностью и строгостью выполнять рас-
четы основных показателей надежности механических систем и
оборудования. Такие расчеты можно выполнять по следующей
схеме:
по накопленным данным составляется статистическая таб-
лица отказов;
строится эмпирическая кривая распределения отказов и оп-
ределяются параметры распределения —	^(Х), MX) и ДР->
выдвигается одна или несколько гипотез о функции плот-
ности распределения отказов, исходя из внешнего вида эмпи-
рической кривой, значения ее параметров, характера отказов
II Т. Д.;
производится выравнивание эмпирической кривой распреде-
ления по одной или нескольким принятым теоретическим функ-
циям распределения и оценка близости эмпирического к приня-
тому теоретическому распределению по соответствующим кри-
териям согласия;
устанавливается окончательно теоретическая функция (за-
кон), дающая наилучшее согласование с эмпирическим распре-
делением отказов, и рассчитываются количественные показате-
ли безотказности исследуемого механизма;
определяются доверительные интервалы вероятности безот-
казной работы;
находятся другие показатели надежности — показатели дол-
говечности, ремонтопрш одности и сохраняемости (выбор пока-
зателей надежности определяется условиями поставленной за-
дачи).
На основании полученных результатов может быть сделано
заключение ю надежности исследуемого механизма (или их се-
рии) п отдельных его узлов, а также даны рекомендации по
126
повышению их надежности, долговечности и ремонтопригодно-
сти.
Расчеты показателей надежности обычно выполняются в та-
бличной форме (см. §19—22). Здесь же рассмотрим неко-
Toptte принципиальные вопросы расчета показателей надеж-
ности.
При обработке статистических данных наименьший объем
расчетных работ приходится выполнять в тех случаях, когда
можно предположить экспоненциальное распределение отказов
исследуемого механизма, наибольший объем — для случаев нор-
мального, усеченно нормального, логарифмически нормального
распределений или гамма-распределения.
В тех случаях, когда полученное эмпирическое распределе-
ние представляется сложным и может рассматриваться в виде
композиции двух и более простых (теоретических) распреде-
лений (например, нормального и экспоненциального), необхо-
димо полученную композицию представить в виде отдельных
составляющих простых распределений, выполнить статистиче-
ское исследование каждого из них, а результаты исследований
потом суммировать.
Если эмпирическое распределение безотказной работы ис-
следуемых изделий не может быть отнесено к какому-либо из
теоретических распределений или к какой-либо их композиции,
то определение показателей надежности изделий или их узлов
может быть выполнено методами численного интегриро-
вания (9].
Необходимость оценки меры расхождения между теорети-
ческой и экспериментальной функциями распределения обуслов-
лена тем, что па практике число наблюдений всегда ограниче-
но, а одной из основных теорем теории вероятности устанав-
ливается, что эмпирическое распределение приближается к
теоретическому лишь при достаточно многочисленной совокупно-
сти наблюдений. Отсюда, выбирая тот или иной закон распре-
деления в качестве функции выравнивания, мы вносим опре-
деленную погрешность, которая может быть настолько весомой,
что сведет на нет те преимущества в расчетах показателей на-
дежности, которые дает использование теоретических законов
распределения. Чтобы избежать подобных случаев, необходи-
мо производить оценку близости эмпирического распределения
к выбранному теоретическому. Такая оценка производится ча-
ще всего с помощью критерия согласия К- Пирсона у2 и кри-
терия Колмогорова [9,37,42].
Критерий %2 является наиболее состоятельным, так как он
почти всегда опровергает неверную гипотезу. По сравнению с
другими критерий у2 обеспечивает минимальную ошибку в при-
нятии неверной гипотезы. Этот критерий рекомендуется приме-
нять в тех случаях, когда теоретические значения параметров
функции распределения неизвестны.
Значение критерия определяется из выражения
2(Дл,— Лл*- )э
 р3’
где А й. — эмпирические частоты;
Д at — теоретические частоты.
Для определения вероятности согласия необходимо опреде-
лить также число степеней свободы К = п—г—/, где п — число
сравниваемых частот (число интервалов) г — число парамет-
ров теоретической функции распределения (для экспоненци-
ального закона г = 1, для нормального- усеченно нормального,
логарифмически нормального законов, Вейбулла и некоторых
других г=2).
По найденной величине х2 по специальной таблице (прило-
жение X [42]) определяют вероятность согласия Р(х2). Счита-
ется, что эмпирическая кривая распределения согласуется с те-
оретической, если вероятность согласия Р(х2) >0,05.
Иногда за уровень согласия принимается значение
Р(Х2>0.01 или даже — 0,001 [42]
Если подученное значение вероятности Р(х2) меньше при-
нятого уровня, то принятое теоретическое распределение долж-
но быть отвергнуто как неправдоподобное и должен быть выб-
ран другой теоретический закон распределения.
В практике расчета показателей надежности чаще всего
принимается, что эмпирическое распределение согласуется с
принятым теоретическим, если выполняется условие
0,8 >P('Z2)> 0,05.
Если значение Р(х2) -0,8, то это свидетельствует о наличии
некоторых систематических ошибок или погрешностей при
предварительной обработке статистических материалов
Если теоретические значения параметров распределения из-
вестны, то лучшим критерием согласия считается критерий
Колмогорова //. При неизвестных параметрах распределения
этот критерий также применим, но в этом случае он дает не-
сколько завышенные оценки.
Колмогоров доказал, что вероятность того, что наибольшее
отклонение теоретической функции распределения q>(l) от экс-
пернмечтальной превысит заданное число —, может
быть приближенно вычислено по формуле
(74)
128
где No — число наблюдений
Величина II определяется по таблицам теоретическою и
статистического распределений из выражения
н = !?(') -	 1 X
(75)
Выражение в скобках — это максимальное расхождение
между эмпирической и теоретической функциями распределе-
ния и обозначается обычно через модуль разности £>maS После
определения Н по таблице (приложение XI [42]) находится ве-
роятность Р(Н). Критерием согласия теоретической и эмпири-
ческой функций распределения является условие Р(/7)>0,01
(некоторые авторы уровень согласия принимают не мепее
0,1—0,3 [9]). Однако лучшим считается условие, когда Р(Щ
равно или близко к единице.
Учитывая, что количество статистических данных для рас
чета показателей надежности, как правило, ограничено, всег-
да бывает целесообразно с заранее заданной вероятностью ус-
танавливать доверительные интервалы, в которых будут нахо-
диться найденные значения Гио и P(t). Для этого определяется
исправленное среднее квадратическое отклонение по формуле
с/ —	1	— число наблюдений), а
пеней свободы K—N—I.
После этого задаемся надежностью, т. е. вероятностью то-
го, что теоретическое среднее значение M(t) (математическое
ожидание) будет находиться в доверительном интервале р, т. е.
Р(—(значение р обычно принимается равным 0,9;
0,95; 0,999). По принятой величине р и числу степеней свободы
К по специальной таблице (приложение VII [42]) определяется
коэффициент /в и доверительный интервал по формуле
Гн © - е < Л4 (/)
также число сте
(76)

где s ta а,-
По найденным верхнему Тц©в и нижнему ГцПИ значениям
наработки па отказ рассчитываются доверительные интервалы
вероятности безотказной работы Ps(t) и Pv(i). Расчеты ведутся
в табличной форме
Заканчивая рассмотрение -общих вопросов по расчету на-
дежности, укажем на особенность в подходе к расчету показа-
телей надежности устройств винто-рулевого комплекса морских
судов, являющихся предметом рассмотрения настоящей
книги.
Ранее отмечалось, что при оценке надежности все изделия
подразделяются на две группы — ремонтируемые (восстанав-
ливаемые) п перемонтируемые (невосстанавливаемые). Уст
ройства винто-рулевого комплекса, являющиеся жизненно важ-
ными узлами каждого судна и обладающие значительным ре-
/«5с. С. Виноградов, П. И. Гавриш	129
сурсом эксплуатации, в общем случае относятся к группе ре-
монтируемых изделий. Однако, учитывая специфику эксплуата-
ций судов и то, что устройства винто-рулевого комплекса пред-
назначены для непрерывной работы в течение определенного вре-
мени, равного межремонтному периоду (или периоду между
очередными заходами к месту базирования), в этом случае в
каждом цикле эксплуатации указанные устройства могут рас-
сматриваться как перемонтируемые изделия.
Поэтому расчеты показателей безотказности (см. § 19, 20)
для устройств ВРК и их деталей выполнены для двух вариан-
тов— как для перемонтируемых и как для ремонтируемых
изделий с последующим сопоставлением полученных резуль-
татов.
§ 19. РАСЧЕТ ПОКАЗАТЕЛЕЙ БЕЗОТКАЗНОСТИ УСТРОЙСТВ
ВИНТО-РУЛЕВОГО КОМПЛЕКСА
Расчеты показателей безотказности, как и других показате-
лей надежности, выполнены для рулевых устройств, гребных
валов и дейдвудных подшипнике®, гребных винтов китобой-
ных судов типа «Мирный» ц БМРТ типа «Маяковский». Такой
выбор обусловлен большой серийностью указанных типов су-
дов и достаточно продолжительным периодом их эксплуатации.
Кроме того, расчет показателей надежности устройств ВРК
параллельно по двум типам судов позволит сопоставить и оце-
нить уровень фактической надежности однотипных устройств
разного конструктивного исполнения на судах, эксплуатируемых
примерно в равных условиях.
Базой для расчетов послужили статистические данные по от-
казам деталей и узлов устройств випто-рулевого комплекса
указанных типов судов, собранные в течение ряда лет на Азово-
Черноморском, Дальневосточном и Западном морских басссй
нах страны. Расчеты выполнены как для основных деталей i
узлов, так и в целом для устройств (рулевого, дейдвудною
и т. д.).
Учет статистических данных по отказам производился от-
дельно для каждого элемента устройства и отдельно для уст
ройства в целом, поэтому показатели безотказности для всего
устройства определялись не через показатели безотказности со-
ставляющих их элементов (деталей и узлов), а по учтенным
отказам в целом для каждого устройства.
Следует также отметить, что при сборе статистических дан-
ных учет отказов устройств производился только по тем судам
на которых они имели место. Этим объясняется тот факт, что
в таблицах статистических отказов устройств и их отдельных
элементов количество учтенных судов разное. Такой подход к
учету и обработке статистического материала вполне допустим
в практике расчетов надежности, хотя он в некоторой степени
130
и занижает расчетные значения показателя безотказной работ:.:
Р(1) и средней наработки на отказ 7но*.
При обработке статистических материалов было принято,
что отказом является:
для устройства в целом — достижение предельно допусти-
мого размера хотя бы одной пз изнашиваемых деталей; дости-
жение предельно допустимого зазора в узле трущейся пары, по-
томки деталей и другие предельные состояния деталей и узлов,
требующие ремонта устройства;
для деталей — достижение предельно допустимого размера,
появление усталостных трещин, поломки, замена или ремонт
по условиям ремонта узла в целом (например, замена или ре-
монт втулки подшипника баллера при достижении в подшип-
нике предельного зазора, то же, набора в дейдвудном подшип-
нике и т. д.).
Безотказность рулевого устройства БМРТ типа «Маяков-
ский» и китобойных судов типа «Мирный». Расчеты показате-
лей безотказности выполнены для рулевого устройства, изобра-
женного на рис. 65, для следующих элементов:
рулевого устройства в целом (в сборе);
баллера руля;
втулки подшипника баллера;
нижнего штыря баллера (как наиболее изнашиваемого);
втулки нижнего штыря.
Безотказность рулевого устройства БМРТ
.Маяковский». В результате наблюдения за эксплуата-
цией судов было зафиксировано 157 -отказов рулевых устройств.
При этом максимальная наработка до первого отказа была
ошм= 15200 ч. минимальная наработка до отказа 7'Homin=
“2400 ч. Для расчета количественных показателей безотказно-
сти и построения характеристик эмпирического распределения
продолжительность эксплуатации до отказов разбиваем на ин-
тервалы А/. Число интервалов рекомендуется выбирать
г—5—15 Малое число интервалов искажает внешний вид
* В общем случае с учетом тех судов, на которых нс было отказов ВРК,
,.j елнюю наработку на отказ следовало бы вычислять по более точной фор
мчле.- Г=7‘пп+~^—tn, где ;Vv—общее число устройств (в пашем случае
<1дов), по которым велось исследование, п— число устройств, на кото-
рых имелись отказы; 6.- — наименьшая наработка иеотказавшего устрой-
ства. В данных расчетах показателей бехоткааностп Л<>=п (учет прои по-
лился только тех хстройств. иа которых имелись отказы), иоэюму Т=Т„и
Однако если бы Сыли также учтены и устройства, па которых отказов не бы
ло за исследуемый период, то расчет Т следовало бы производить по приве-
денной формуле. Учитывая, что по псслсдхсмым судам устройств, на кото
рых не наблюдалось отказов, было очень мало, достоверность результаты)
расчета показателей безотказности вполне достаточна.
,/в5* 131
кривой, при большом числе интервалов вычисления получают-
ся громоздкими. Приняв 2=7, находим

15200 — 2400
А/ =
= 1830 ч.
Принимаем А/---2000 ч
Дальнейшие вычисления выполнены в табл 17. Количество
отказов в интервале (эмпирическая частота) Л/г, взято по ста-
тистическим данным (из-за громоздкости статистическая таб-
лица отказов пе приведена); количество рулевых устройств, не
отказавших в указанном интервале времени Л!(7), найдено по
формуле
W)-/Vc-
Количество безотказных изделий в середине промежутка найде
но из выражения
Ди.
N(tcr)^Nl + ^.
Вероятность безотказной работы P(t) в каждом интервале
определялась по выражению
а плотность вероятности — по формуле
Диг
= Ж'
Интенсивность отказов л,(1) найдем по выражению (42).
Таблица 17
Расчет количественных показателей безотказности
рулевого устройства по статистическим данным
2000—4000
4000—6000
6000-8000
8000 -10000
го ооо— г2:ооо
(2000—14 000
[ 1000—16 000
0,910
0,68»)
0,410
0,220
0 124
0.054
о. пог;
895
14,30
[2,40
6,68
2,87
4,14
О 6 Л
9.85
21,00
30,03
30,0.3
23,10
76.50
106.0
Л'о = 157
По данным таб.1. 17 на рис 41 построен политоп эмпириче-
ского распределения частоты до отказа, а на рис. 42 — вере»
ятности безотказной работы.
(32
Рис 41 Плотность вероятности распределения <p(f) п интенсивность отка-
за 1(f) рулевого устройства БМРТ тина «Маяковский»
Рис 42. Вероятность безотказной работы рулевого
устройства.
1нЗ- верхняя Pp<t) и пижвяя Г’нЮ границы вероятности
безотказной работы; 2 — кривая вероятности безотказной работы
Так как эмпирический ряд распределения, полученный пу-
тем обработки статистических данных, дает возможность опре-
делить q>(t), P(t) и 7-(t) весьма приблизительно (поведение
кривой между точками неизвестно), то возникает пеобходи-
5 С. С Виноградов, П. II. Гавриш	133
мость описать эмпирическое распределение случайной величи-
ны (отказов) теоретическим законом распределения
Для рулевых устройств морских судов характерными явля-
ются постепенные отказы, вызванные коррозионным и эрозион-
ным взносами, а также усталостными явлениями. Поэтому мо-
жно предположить, что эмпирическое распределение может
быть описано нормальным, усеченно нормальным или логариф-
мически нормальным законами.
Соответствие эмпирического распределения выбранному те-
оретическому удобно проверяется графически, с помощью веро-
ятностной бумаги (координатной сеткн), с последующей оцен-
кой по критериям согласия Колмогорова Р(Н) и Пирсона
В табл. 18 найдены необходимые данные для возможности
выполнения указанной проверки.
Таблица 18
Оценка близости эмпирического распределения наработки до отказа
к нормально усеченному аакону (с помощью вероятностной бумаги)
2400
2500
2600
2700
2800
2900
14 500
15200
9
10
156
157
0.0127
0,0192
0.03R2
0,0508
0,0573
0,0637
0,995
1,00
0,9373
0,9808
0,9618
0,9492
0,9427
0,9563
0,005
0,000
4800
2500
7800
5400
2800
2900
14900
15ЭО0
4515
4415
4315
4215
4! [5
4015
7585
8285
203,8
194,8
185.0
177,0
169.0
161,0
562,500
686,400
407,60
194,80
555,00
354,00
169,00
161,00
562,60
6у6,40
ni (О = 7^0== 157
14793,7
Средняя наработка до отказа, согласно табл. 18, составит
Тн.о
ni«>
2 «ДО
1085675	и
—157“ “ 69,5 Ч‘
Затем вычисляем среднее квадратическое отклонение
о _ ,/ (г„,-А.РМ0 _ у_ 3070
F	Ло	Г 157
Оценку близости эмпирического распределения к теоретиче-
скому усеченно нормальному закону распределения выполним
134
с помощью вероятностной бумаги (координатная сетка 1) (рис.
43). Для этого по данным первой и пятой граф (см. табл. 18)
нанесем точки ща координатную сетку и проведем через них
прямую линию. По наибольшему отклонению Отах эмпириче-
прямой определим критерий
ских точек от интерполяционной
согласия Колмогорова Р(Н)‘.
DIW>S = 0,05, Н =-- Dm#, । No
По приложению XI [42] нахо-
дим Р (Н) =-- Р (0,625) =0,825. Так
как выполнено условиеР(Н)>0,2,
можно предполагать, что эмпири-
ческое распределение согласуется
с теоретическим усеченно нор-
мальным законом распределения.
Для сравнения аналогично
была выполнена оценка близости
эмпирического распределения к
экспоненциальному и логариф-
мически нормальному законам
(по соответствующим координат-
ным сеткам).
Проверка по критерию согла-
сия Колмогорова показала, что
оба эти теоретических закона
распределения согласуются с эм-
пирическим распределением (для
логарифмически нормального за-
кона Р (Я)—0,627, для экспонен-
циального — Р (Я) =--0,42). Ука-
занное явление подтверждает ска-
занное ранее при рассмотрении
== 0,05 у' 157 =« 0,625
эмпирического распределе-
ния к усеченно нормально-
му закону распределения
отказов рулевого устройства
критерия Колмогорова, что этот критерий в некоторых случаях
дает несколько завышенные оценки.
Полученную положительную опенку близости эмпирического
распределения к теоретическому по критерию Колмогорова
для большей точности проверяем по критерию К- Пирсона %2.
Если он тоже даст положительную оценку, то гипотезу о бли-
зости эмпирической кривой к выбранной теоретической можно
считать подтвержденной. Для определения критерия согласия
К. Пирсона Р(х2) необходимо прежде сделать выравнивание
эмпирической функции и определение теоретических частот
Исходные данные и последовательность вычисления теорети-
ческих частот для усеченно нормального распределения, дав-
шего наилучшес согласование по критерию Колмогорова, пред-
ставлены в табл. 19 В графе 6 таблицы приведены значения
f(Ti). найденные по таблице приложения V [42] (по сортветст-
5* 135
Выравнивание эмпирического распределения наработки между отказами
к нормально усеченному закону и определение критерия у}
	р II		0,001 1 0.920 0,09 3,10 3.40 2,25 П.49	
4	I .-'г Ё S 1	s	0,04 36,0 4.0 96,0 56,0 19,4 п.кя 1	
	Разность <ДЛ|-Дя')	451	0.2 j 6,0 2,0 9,8 7.5 4,4 П.7Л	
	ретические дл' = Q (,ер) 2 (0	к	27,8	| 39,0 41,0 30,8 16,5 8.6 1.27	
	интервалов Ч (/ср)«• стД/С/(»:) .	г-	0,176 I 0,248 0.262 0,209 0,108 0,055 0.008	
s	значение функции Нтр		0,1781 0,3281 0.3988 0,3156 0,1607 0,0562 0.0122	
<£		=	1,270 । 0,525 -0,028 —0,680 -1,330 -1,980 —2.640	
г?	5 '& ,l- 7	*	КО	Ю	ко	из	КО	то Я	2	S i	S	g	1 1 I 1 1 1	
т	ческие частоты		£3 ¥ g s ° s °*	
&	* - ’ g *	е,	i	8	8	§	§	g	§ CO	KO	l~-	Cl	—	CO	»c	
	ё 1	-	2000-4000 4 000-6 000 6 000-8 000 8 000—10000 10 000—12 00|J 12000—14000 14 000-16 000	
81'01 К	291=°Л'
вующим значениям т). В графе 7 определяется вероятность от-
каза в середине i-го интервала:
где А/ — промежуток времени (интервал);
С = ---------------=1,012 нормирующий множитель усе-
0.5 + Ф у' °- J	ченио нормального распределения.
В графе 8 определяются теоретические частоты
Дя' = Q(tci)N0.
где No
По данным граф 9 и 10 производится оценка близости по
критерию согласия Пирсона. По найденному значению
2^2=10,18 и по числу степеней свободы K=-z—г—1=7—2—1 —
—4 по таблице приложения Х[42] находим Р(10,18) ==0,037. Учи-
тывая. что полученный результат удовлетворяет требованию
0,8>Р(х2) >0>01, можно утверждать, что, как и ранее, полу-
ченный критерий Колмогорова, так и критерий Пирсона, под-
тверждают, что принятое «типовое» теоретическое распределе-
ние (в данном случае усеченно нормальное) можно считать
правдоподобным.
Установив теоретический закон распределения, определим
количественные показатели надежности. Исходные данные и
последовательность расчета представлены в табл. 20.
В графе 7 найдена функция плотности вероятности безот-
казной работы по формуле
а в графе 8 — вероятность безотказной работы
P(t) = Cf- (h).
где C=I,0l2 — нормирующий множитель усеченно нормаль-
ного распределения.
Р(/,) = 0.5 + ФМ,
где Ф(т.)—нормированное значение функции Лапласа (таб-
лица приложения VI[42]).
По данным граф 2, 7, 8, 9 табл. 20 строим кривые теорети-
ческого распределения (см. риг. 41, 42): ?(/): >.(/); Р(/;.
Определение доверительных интервалов вероятности безот-
казной работы рулевого устройства выполнено в табл. 21.
В графах 3, 5 и 6, 8 вычисления производятся так же, как
и в графах 4, 5, 8 табл. 20, только вместо Тк.о подставляется
нижнее значение наработка до отказа 7и.ои и верхнее значение
137
Расчет показателей безотказности рулевого устройства
по теоретическому закону
	( Середина проме- | жутка (ср , ч	&S fh	S °	II fl ,)Г	Табличное значение	Плотность веронтно- 9 (О’10 5,	кость без- работы Ptt)	5 = -'
времени -W, v								
								
I	2	в	4	5	6	7	8	о
2000—1000	3000	28	3915	1,27	0,1781	5,87	0,908	6,45
4 000 6 (XXI	БООС	4Ь	1915	0.625	0,3231	10,80	0,745	14,5
6 (ХЮ—8 (ИЛ)	7 (ЮС	39	—65	—0,021	0,3988	13,20	0.518	25,0 ।
8000—10000	900С	21	—ЭЙ5	—0,680	0,3166	10.50	0,252	41,5
И) ООО—12000	11 (ЮС	9	—4085	—1,ззс	0,1647	5,45	0,093	58,5 1
12000—14000	13IMMJ	13	—6085	—1.980	0,0562	1,85	0,024	77,0
14 000—16 000	15000	2	—8085	—2,640	0,0122	0,40	0,004	100
Тклк. Находим исправленное Среднее квадратическое откло-
нение:
Прн вероятности р =0,95 и числе степеней свободы /<=«—1 =
= 157—1 = 156 коэффициент 4 = 1,96 (по таблице приложения
VII [42]). Тогда M(t) будет ивходиться в интервале:
Тн. о — s < Л1 (t) < T’ti. о + е;
е 1<± at == 1,96-245 = 480.
Тогда	Г„.в41 = 6915—480 = «35 ч;
Гн.о.в = 6915 +480 = 7395 ч.
Значение нижней и верхней границ вероятности безотказной
работы Р„ (/) и Рв{1) (графы 5 и 8 тайл. 21) находим по форму-
лам:
Р* (0 - С„ F„ (/,-); Рв (t) = Сп FB (it).
Так как F(ti) = 0,5 +Ф (“«-), то по таблице приложения VI [42]
находим нормированное значение функции Лапласа. Определив ве-
личины Си, Св, Л„ (0) И Fe(ti), находим P„(fi) и Рв(6) и зано-
сим их в графы 5 и 8 табл. 21, а на рис. 42 наносим верхнюю
и нижнюю границы вероятности безотказной работы.
Расчет показателей безотказности балле-
ра рулевого устройства БМРТ типа «Маяков-
ский». По статистическим данным отказов баллера состав-
ляем статистические ряды отказов. Па основании данных табл.
22 расчеты показателей безотказности выполнены по упрощен-
ной методике [37] в такой последовательности.
138
Табл и на 21
Расчет доверительных интервалов вероятности
безотказной работы P(t)
Промежуток
времени Д/, ч
2000—4 000
4000—6 000
6 000-8000
8000-10000
10000-12000
12000-14030
14 000—16000
3000
5000
7 000
9000
11000
13000
15000
3393
1393
- 607
—2607
—4607
--6607
—8607
1,100
0,455
—0,198
-0,850
—1,510
-2,150
-2.810
0,882
0,690
0,430
0,205
0,067
0,016
0.002
4437
24.37
437
-1563
-5563
—7563
1,445
0,793
0,142
-0,510
-1,160
—1,810
—2,460
>.035
>,795
1,562
>,308
),
>,036
>,007
1.	Находим величину математического ожидания — сред-
нее время безотказной работы:
'	° = 5 ~ 2” ®	6000-0,029+ ЮОООх
Х0.086+14000-0,172+18000-0,143 +22 000-0,228 +26 000Х
х0,172+30000.0,114+34000-0,057 = 174,0+860,0+
+2410.0_+2580,0 +5025.0 +446.0 +3420,0+1940,0=20 869.
Принимаем 7^.0“ 20900 ч.
2.	Находим дисперсию.-
= 2 (	- Т„. о J Q (Ы.) = 14 9002-0,029 +
+10 9002- 0,086 + 6900-• 0.172 + 29002-0,143 +1100s - 0,22 8 +
+ 51002-0,172 |-91002-0.114 +13 ЮО^-О.Оо/ = 500,2-10s.
3.	Находим -величину среднеквадратического отклонения.
С = ]	= j "500,2-T0s =-- 7050 ч
4.	Выбираем «типовой» закон распределения.
Принимаем усеченно нормальный закон распределения безот-
казной работы. Выполняем расчет количественных показателей
в табличной форме (табл. 23) по формулам усеченно нор-
мального закона распределения. Обозначим
<2<0=фМ-
139
Таблица 22
Расчет вероятности отказа баллера руля по статистическим данным
Интервал И	4КО - snoo	6СО) - 12 Grtl	Й ОСП- 16 ПСО	16 ГГП- 2о гм.	:о сто— <4 соо	24 ОЛО- 28 W0	28 ОСО- 32 000	32 СТО 36 гоп
Количество отказов	I	3	Г>	5	8	6	4	2
Вероятность появления Ап. отказа —Д. = Q(Af.) Л’®	0,029	0.086	0,172	0,143	0,228	0,172	0,114	0,057
Плотность вероятности отказов тет'1П‘	0,72	2,15	4,29	3,57	5,68	4,29	2.84	1,42
Вероятность отказа ОС(О = УОШ,-)	0,029	0,115	0,287	0,430	0,658	0,830	0.914	1,00
Таблица 23 Расчет количественных показателей безотказности баллера руля по теоретическому закону									
Принта интервата.	0	ЕОСО	12 ЮТ	16 (ЮО	2ОЛГО	24 «0	28000	32600	36 ГСП
S	-2,96	-1.83	-1,26	-0,69	-0,127	0,44	1,01	1.57	2,14
/(-)	0,005	0,0748	0,180-1	0,3144	0,3958	0,3621	0,2396	0,1163	0,0404
?(0’0’ = » П2. ю-	0.071	1,06	2,56	4,45	5,60	5,1-3	3,39	1.65	0,57
0(0	0,0016	0,0335	0,1638	0,2451	0,4511	0,6700	0,8438	0,9418	0.9852
Ос (О	—	0,0290	0,1150	9,2870	0,4300	0,6580	0,8300	0,9440	1,0000
Qc(0-0(0“D	-	0,0046	0,0112	0,0419	0,0211	0,0120	0,0138	0,(Ю22|0.0148	
₽W-1 0(0	0,9384	0,9554	9,8962	0,7518	0,5489	0,3300	0.1562	0,0582|0,0148	
	9.071	1.С9	2,88	5,90	10,10	15,50	21,7	26,4 |38.5	
Тогда
140
По значению т находим функции /(т) и Ф(т) но соответст-
вующим таблицам [42, 37] (учитывая, что значение нормирую-
щего множителя С для усеченно нормального закона близко
70,9
Рис. 44. Плотность вероятности отказов баллера руля
5.	Определяем расхождение между теоретическим и эмпириче-
ским распределением. Максимальный модуль разности (максималь-
нее расхождение между эмпирической и теоретической функциями
распределения — см. табл. 23) D,n„ = 0,0419. Отсюда H=Dn!axX
X i' Nо = 0,0419 / 35 — 0,0419-5,92 = 0,249. Значение критерия
Р(Н) находим по таблице приложения XI [42]; Р(Н) =- 1,0 (схо-
димость хорошая).
Таким образом, можно считать, что выбранный закон рас-
пределения согласуется с эмпирическими данными.
Па рис. 44 и 45 строим значения функций Q(t). Р(1). ^(1)
и k(t).
Заметим, что дополнительная проверка близости теоретиче-
кого распределения к выбранному нормально усеченному зако-
ну по критерию Пирсона х2 нами не производилась, так как та-
кая проверка для рулевого устройства в целом подтвердила
правильность выбора теоретического закота распределения, а
характер и причины отказов для рулевого устройства аналогич-
ны таковым для отдельных его узлов п деталей.
Так как расчеты показателей надежности остальных дета-
1ей рулевого устройства БМРТ типа «Маяковский» аналогии
ны предыдущим, то они здесь не приводятся.
На рис. 46 для наглядности и сопоставления результатов
представлены функции вероятности безотказной работы P(t)
рулевого устройства и его деталей. Как это видно, наибольшей
надежностью обладает баллер руля, наименьшей — нижний
штырь и рулевое устройство в целом, что и подтверждается
данными опыта эксплуатации рулевых устройств этих судов.
141
Если учесть, что межремонтный период эксплуатации БМРТ
типа «Маяковский» составляет /^6750 ч, то из данных расчета
и из рис. 46 видно, что в этом случае вероятность безотказной
работы P(t) для наработки / — 6750 ч будет:
Для рулевого устройства и штыря	0,5
Для баллера .	0,97
Для втулки баллера	0,94
Для втулки штыря	0,85
Рис 45 Показатели безотказности баллера pvjiti Р(/}.
>.(/). <2(0 II Qe(0
$
Рис 46. Вероятность безотказной работы деталей рулевого устройства
БМРТ типа «Маяковский»
142
Многолетний опыт эксплуатации рулевых устройств судов
БМРТ типа «Майкопский» с конструкцией руля до модерниза-
ции (см. рис. 65) показал, что надежность этого рулевого уст-
ройства очень низка. Практически из-за сильной электрохими-
ческой коррозии и механического износа нижнего штыря ру-
левое устройство требовало ремонта при каждом доковании (че-
рез Z—6750 «), при этом зазоры в узле нижнего штыря, как
Рис 47 RejKniTHCKTb безотказной работы деталей рулевой, j стробстпа
китобойных судов
правило, значительно превосходили предельно тонустнмые,
т. е. по зазору в этом узле рулевое устройство следовало бы
подвергать ремонту при продолжительности эксплуатации
t- '6750 ч.
Расчет показателей безотказности рулевого устройства (см.
рис. 2) китобойных судов типа «Мирный» можно выполнить та-
ким же методом, как п для БМРТ типа «Маяковский». По дан-
ным расчетов на рис. 47 представлены функции вероятности
безотказной работы рулевого устройства, баллера н втулки
нижнего подшипника. Сопоставление позволяет сделать следу-
ющее заключение.
1. Наибольшей вероятностью безотказной работы обладает
баллер руля, что вполне обоснованно, так как это наиболее от-
ветственная деталь рулевого устройства.
Хотя средняя скорость износа втулки нижнего подшипника
баллера в несколько раз меньше, чем у самою баллера (см.
§ 5), тем не менее частота отказов для втулки при расчетах по-
казателей безотказности нами была принята большей, чем для
баллера. Это объясняется тем, что при ремонтах рулевого уст-
ройства для обеспечения номинального зазора в узле баллер —
нижняя втулка подшипника втулку приходилось заменять но-
вой (пли восстанавливать ее до нужных размеров по внутрен-
нему диаметру), что, естественно, классифицировалось как отказ
для втулки и рулевого устройства в целом.

2. То обстоятельство, что до Z—8000 ч эксплуатации вероят-
ность безотказной работы рулевого устройства в целом выше,
чем аналогичный показатель для втулки баллера, пусть не сму-
щает читателя. Это явилось следствием того, что расчет P(t) для
рулевого устройства производился по несколько большему чис-
лу отказов и по более точной методике с выравниванием по
Рис 48. Вероятность безотказной работы рулевых устройств
/—китобойные с} ла. 2— БМРТ типа «Маяковский»
К этому следует также добавить, что отмеченное расхожде
пне практически находится в зоне доверительного интервала
вероятности безотказной работы рулевого устройства.
Если учесть, что средний наработок китобойных судов меж-
ду очередными постановками в док для ремонта составляет
/а<5000 ч, то данные расчета показывают, что в этом случае
Р (7=5000 ч)=0,9, т. е. вероятность безотказной работы руле-
вого устройства китобойного судна в межремонтный период
выше, чем у БМРТ типа «Маяковский» На рис. 48 представле-
ны функции P(t) для китобойных судов и БМРТ типа «Мая-
ковский», сопоставление которых говорит, что надежность ру-
левого устройства БМРТ (не модернизированного) значитель-
но ниже, чем у китобойных судов.
Безотказность узла гребной вал — дейдвудные втулки БМРТ
1нпа «Маяковский» и китобойных судов типа «Мирный». Рас-
четы показателей безотказности выполнены для следующих
узлов п деталей:
гребной вал дейдвудные втулки;
гребной вал с разделительными облицовками;
гребной вал без облицовок;
дейдвудные втулки с набором (ДСП — у БМРТ, бакаут —
у китобойных судов).
144
Методика и последовательность расчетов аналогичны пре-
дыдущим. В качестве теоретического принят нормальный закон
Рис. 49. Вероятность безотказной работы узлов и деталей гребного вала
и дейдвудных втулок
а — БМРТ типа «Маяковский»; б — китобойные суда
результаты расчета средней наработки до отказа 7я.о и провер-
ка близости принятого теоретического к эмпирическому распре-
делению по критерию Колмогорова. Для удобства сравнения
полученных результатов расчета на рис. 49 выполнено совме-
14а
щепие найденных показателей вероятности безотказной работы
P(t) для каждого типа судна, а на рис. 50 — совмещение по-
казателей безотказной работы для узлов гребной вал — дейд-
вудные втулки обоих типов судов. Как видно из рис. 49, наи-
большей вероятностью безотказной работы обладает гребной
вал без облицовок.
Рис Г>0 Вероятность безотказной работы узла 1ребиой вал—
дейдвудные втулкн-
I БМРТ типа «Маяковский». 2 — китобойные суда
Более низкое значение показателя Р(1) для гребного вала
в сборе с облицовками объясняется необходимостью довольно
частых проточек облицовок при ремонте в результате их изно-
са, что классифицируется как отказ. Сопоставление кривых
P(t) для узлов гребной вал—дейдвудные втулки БМРТ типа
«Маяковский» и китобойных судов показывает, что они очень
близки. Для наработки t = 10 000 ч, P(t) ~ 0,6-4-0,65, что в об-
щем-то не так уж много. Сравнительно низкие показатели без-
отказности узла гребной вал—дейдвудные подшипники объяс-
няются в основном довольно частыми случаями появления уста-
лостных трещин в теле гребных валов по причине нарушения их
гидроизоляции, а также значительной скоростью взноса набора
втулок (см. § 5)
Безотказность гребных винтов с поворотными лопастями
БМРТ типа «Маяковский». Расчет показателей безотказной ра-
боты выполнен для ВШ1 головной и установочной партий и
отдельно - для серийных винтов. Такой выбор был сделан с
целью сопоставления результатов оценки безотказности винтов.
Мб
Таблица 24
Расчет параметров эмпирического распределения отказов
деталей и узлов дейдвудного устройства и проверка близости
к нормальному закону по критерию Колмогорова
	| Обоаначе-|	БМРТ типа |	КИТОбОЙП!
		«Маякооский» I	суда
Узел гребной, вал — дейдвудные втулки
Количество отказов
Средняя наработка до от аза, ч
Средисявадратическое отклонение, ч
Значение величины Н
Значение критерия Колмогорова
159
12469
6160
1,0
Я, 27
112
11880
688»
Гребной. вал с облицовками
Количество отказов
Средняя наработка до отказа, ч
Средиеквалратическос отклонение, ч
Значение величины Н
Значение критерия Колмогорова
Н
Р(Н)
93
12 321
6580
0,88
0,425
61
14150
6966
0,25
1.0
Гребной вал без облицовок
Количество отказов
Средняя наработка до отказа, ч
Средиеквадрагнческое отклонение, ч
Значение величины Н
Значение критерия Колмогорова
17430
5 980
0,123
Дейдвудные втулки с набором
36
17750
6860
0,366
1,0
Количество отказов
Средняя наработка до отказа, ч
Средпеквадратаческое отклонение, ч
Значение величины Н
Значение критерия Колмогорова
Н
Р(Н)
66
13(60
6160
0,73
0,67
16180
9425
0,98
0.29
Гребные винты с поворотными лопастями, установленные на
БМРТ типа «Маяковский», являются одними из первых отече-
ственных винтов этого типа. В процессе эксплуатации ВПЛ го-
ловной и установочной партий был выявлен ряд дефектов, ко-
торые по мерс накопления опыта их изготовления и эксплуа-
тации устранялись. На ВПЛ серийного изготовления многие
узлы были усовершенствованы и стали более надежными, что
и подтвердилось практикой их эксплуатации, а также выпол-
ненными ниже расчетами показателей безотказности.
ВПЛ головной и установочной партий. Рас-
чет показателей безотказности выполнен аналогично ранее
приведенным на основе статистических данных, собранных по
147
большом} числу судов в течение ряда лет их эксплуатации.
В результате расчетов получены следующие Данные:
по ВПЛ головной и установочной партий (число отказов —
136) — ГЯО=7245 ч, о=4бЗО ч;
пр серийным ВПЛ (число отказов —21) — Гц «=9080 ч.
Рис 51 Показатели безотказной
работы P(ty.
I — .чля В11Л головной и установочной
партий; 2 — для серийных ВПЛ
выше, чем головных.
<у=5373 ч.
Данные расчета свидетельст-
вуют, что надежность работы се-
рийного гребного винта выше,
чем головных и установочных
партий. К сказанному следует до-
бавить, что при большем числе
наблюдений по серийным винтам
можно ожидать повышения на-
дежности, так как наработки до
отказа, послужившие основанием
для настоящего расчета, получе-
ны с первых экземпляров серий-
ных винтов.
Для удобства сравнения па
рис. 51 выполнено совмещение показателей безотказной работы
P(t) для головной н установочной партий и серийных ВПЛ.
Из рисунка наглядно видно, что безотказность серийного ВПЛ
§ 20. РАСЧЕТ ПОКАЗАТЕЛЕЙ БЕЗОТКАЗНОСТИ ПРИ СЛОЖНОМ
ЗАКОНЕ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ ОТКАЗОВ И ОСОБЕННОСТИ
РАСЧЕТА БЕЗОТКАЗНОСТИ ВОССТАНАВЛИВАЕМЫХ
(РЕМОНТИРУЕМЫХ) ИЗДЕЛИЙ
При выполнении в предыдущем параграфе расчета показа-
телей безотказности устройств ВРК эмпирическое распределе-
ние отказов с достаточной точностью могло быть описано од-
ним теоретическим законом (нормальным или нормально усе-
ченным). Однако, как отмечалось ранее, в практике расчетов
показателей надежности часто бывают случаи, когда получен-
ная кривая эмпирического распределения отказов не может
быть описана каким-либо одним теоретическим законом и для
ее описания приходится применять композицию разных теоре-
тических законов распределения. Покажем это на примере
расчета показателей безотказности насосов [37], которыми в
принципе могут быть любые судовые вспомогательные насосы
систем охлаждения подшипников и др. Пусть наблюдения про-
водились по 20 насосам до появления отказа на каждом из них.
По характеру отказы распределялись па два типа—аварийные
No а = 9 (поломки подшипников качения, нарушение герметич-
ности в резиновых уплотнениях в результате их разрыва и др.),
изпосовые No >, = 11.
148
Так как отказы по
своему характеру раз-
ные, то можно предпо-
ложить, что кривые их
эмпирического распре-
деления могут быть
описаны разными тео-
ретическими законами.
Поэтому расчет пока-
зателей безотказности
выполним отдельно
для аварийных случаев
отказа и для износо-
вых.
Статистические ря-
ды отказов (при приня-
том интервале Л/ =
200 ч) ц расчет вели-
чин (0 и Q, (0
представлены в табл.
25 и 26.
Г истограмма плот-
ности вероятности от-
казов <р(0 и вероят-
ность отказов пред-
ставлены на рис. 52.
Т а б л и ца 25
Расчет сгл(г) и ОСЛО) насосов по статистическим данцым
аварийных отказов
интервалы
Количество

Вероятность
отката в интервале
NO.a
0—200
200— 400
4<Х>—600
600-800
800—1000
частота отказов
в Витеровде
0,445
0,6671
0,778
0.889
0,445
Среднее время безотказной
ние):
для аварийных отказов
работы
(математическое ожида-
2
Qa(A0) - 100-0,445 +300-0,222 +
+500-0,111 +700-0,111 +900-0,111 =344,2 ч;
149
Таблина 26
Ра'счет <рсд(/) и QCH(7) насосов по статистическим данным
износовых отказов
7
Количество ;
отказов в ин- ‘
тервале
«и ("О
Вероятность от-
Статистическая
№
---1/ч
Вероятность
<2с.и (О
= SQ/
С.и(д//) =
1000—1200
I2TMI—1400
1400—1600
1600-1800
1800—2000
0,(91
0,091
0,454
0,273
0,091
0,455
0,455
0,455
0,091
0,182
0,636
0,909
5
для взносовых отказов
5
7\.о. и - 2 *"*/'' Q" (Ш = 100-0,0914-1300-0,091 +
+ 1500-0,454+1700-0,273+1900-0,091 = 1532 ч.
Дисперсия:
для износовых отказов
я
=а = 2 ( ‘~'з + 1 '?**•)	(-“О - (100-344,2)2 X
Х0.445 ч- (300 -344,2)2.0,222 + (500-344,2)2-0,111 +
+(700-344,2)2-0,111 + (900-344,2)2-0,111 = 77800 ч2.
Среднеквадратическое отклонение оа=278 ч;
для износовых отказов ов2=423000 ч2, о -206 ч.
Выбираем функцию выравнивания-
для аварийных износав выбираем экспоненциальный закон
распределения (Ги.ол~оа). Для этого закона
Ь (0 = >-ае->а'; Qa(0 = 1 — е ;
для износовых отказов принимаем нормальный закон рас-
пределения времени безотказной работы, поскольку отказы,
вызываемые износом, приводят к этому закону. Для этого за-
кона
(/-^о.в)2
-и 1-'-
C-(')=^W_V	*•
ISO
Находим параметры законов распределения:
для аварийных отказов
314,2
= 2,91-10"’
для износовых отказов:
математическое ожидание М = Та = 1532 «;
среднеквадратическое отклонение а'=206 ч.
Находим значение частоты отказов <р(/) и вероятности отказов
Q (0, подсчитанные по выбранным законам распределения:
для аварийных отказов
(0 =	' = 2,9Ы0“3-е «я- »-* •<;
0. И -1 - <?’'- I - е-1-’1 -,г’’ ';
-•	~ ГН. о. я	—1536
для износовых отказов обозначим х =-----------=—.
Тогда	[4 ] •
где f (х) — плотность вероятности норм распределения (по таблице
приложения V (42]). Q„ (0 --= Ф(х) — функция нормаль-
ного распределения (по таблице приложения 1\ [37]).
Результаты расчетов <р(0 и Q(t) по выбранным законам
распределения представлены на рис. 52.
Определим расхождение между теоретическим и статистиче-
ским распределениями:
для аварийных отказов (см табл. 27). Проверка близости
теоретического распределения к статистическому по критерию
Колмогорова: максимальный модуль разности Dmay а = 0,054.
Величина
= Dmaxa  i 77Г7 = 0,054 | 9~ = 0,162,
отсюда Р(Ла) = 1,0;
для износовых отказов (см. табл. 28). Оценка близости те-
оретического распределения по критерию Колмогорова: макси-
мальный модуль разности Дпахп = 0,076. Величина:
Н„ = Dm « ] ''N~ = 0,076 ] 7Т - 0,25;
Р(0,25) = 1,0.
Следовательно, выбранные законы распределения хорошо
согласуются со статистическими данными.
Таким образом, получили, что распределение общего числа
отказов насосов будет представлять собой композицию экспо-
ненциального и нормального распределений. Далее находим*
?к (0 = Са ?а (0 + Ск (0!
Ок(0“Са<2а(0 + Сн(2и(0.
151
Таблипа 30
Расчет частоты отказов <р(0 и вероятности безотказной работы P(t}
по теоретическому комповитиому распределению отказов насосов
Показатели	Интервалы, t										
	" 1		400	6С0	fCfl	1000	1200	1400	1600	1S00	ЙЧ10
	1,34	0,738	0.407	0,22	0,124	0,068	0.03	0.01	0	0	0
Си Си (П.10»Щ-1	0	0	0	0	0 002	0.037	0.287	0.863	1.02	0.462	0.082
м')№|4]	1.31	0,738	0,407	0,22	0.12G	0.105	0,290	0 87	1.02	0,462	0.082
CaQa (О	(1	0.2	0,312	0,374	0,408	0,420	0.426	0,44	0,45	0.45	0,45
C„Qh(0	0	0	0	0	0	0,016	0.029	0,142	0.344	0.496	0 542
QK(0	0	0,2	0,312	0.374	0.408	0,442	0,455	0,582	0.794	0,496	0,992
! О«(П-Рк (0 1	0	0	0.012	0.024	0,008	0.008	0.05	0,0’2	0,006	0.004	0,008
Рк(0 =!-•<?„ (0	1.0	0.8	0.688	0.626	0,592	0,558	0,545	0.418	0.205	0,054	0,008
,0,Ж	1,34	0,923	0,548	0,35	0,213	0,188	0,532	2,08	4,97	8.57	10.25
Находим коэффициенты С из соотношений:
дг q	11
аг =о.«: с.=	- S, - о »
Значение частоты отказов фс(Х) и вероятности отказов
QcfO для суммы всех отказов по статистическим данным
Рис 53. Показатели безотказности для композитного распределения
отказов насосов
считаем значения частоты отказов и вероятность безотказной
работы по композиции распределений отказов (табл 30)
По полученным данным па рис. 53 показаны значения величин
?ск (0. ?к (t\	(I), Рк (0> а на рис. 54 значения величии Q,,< (/)
л QK(0-
Находим среднее время безотказной работы для композит-
ного распределения:
TPOJC = Са-Т'н.оа +CHTB.OJ. -0,45-344,2 +0.55-1532=1(XX) ч.
154
Для критерия сравним это время со средним временем, най-
денным как средняя статистическая величина:
Та. , -	- 1015 «.
Мера расхождения между теоретическим и-!статистическим распре-
делением для всех отказов по критерию Колмогорова: максималь-
ный модуль разности_£>тахк = 0,032 (по табл. 30); Нк - £>maxK X
X । Nf, = 0,032  1 20 = 0,143. Отсюда Р (Н) - 1,0. Согласование
хорошее.
Таким образом, на простом примере насосов была показана
последовательность расчета показателей безотказности для
распределения отказов более
сложного, чем при рассмотре-
нии устройств винто-рулевого
комплекса судов.
Теперь остановимся на
особенностях в подходе и по-
следовательности расчета по-
казателей безотказности вос-
станавливаемых изделий. На-
помним, что перед тем как
приступить к расчетам пока-
зателей безотказности ВРК,
было указано, что расчеты
вначале выполняются для пе-
ремонтируемых (невосста-
навливаемых) изделий, т. е.
характеристики P(t),	,
'л(1) находят по наработке до
первого отказа. Принятое vc-
насосов
ловце вытекало из специфики эксплуатации судов, заключаю-
щейся в необходимости непрерывной работы устройств ВРК в
течение эксплуатации (плавания) судов вдали от своих ремонт-
ных' баз и невозможности их ремонта в этот период в случае от-
каза.
При обработке статистических данных отказов было также
принято, что после каждого отказа устройство восстанавлива-
ется до своего первоначального состояния. Поэтому условно
принималось, что после восстановления в эксплуатацию всту-
пало новое устройство и работало опять-таки до первого от-
каза. Такое предположение было сделано с целью использова-
ния большего количества статистических данных по отказам,
на основании чего должны быть более точные результаты рас-
четов показателей надежности.
С точки зрения существующей теории надежности принятое
условие не является достаточно строгим, однако оно значитель-
но упростило обработку' статистических данных и расчеты по-
155
казателей надежности устройств ВРК. Если рассматривать ре-
альную сторону возможности восстановления устройства после
отказа до первоначального состояния (с точки "зрения надежно-
сти), то для рассматриваемых устройств (рулевого, дейдвутно-
го и гребного) принятое условие весьма близко к действительно
сти, так как после отказа каждому из названных устройств в
результате ремонта должен быть обеспечен такой уровень на-
дежности, который (арантировал бы их безаварийную работу
в течение заданною срока (как правило, это периоды между
малыми капитальными ремонтами).
Поэтому, хотя против сказанного и можно возражать, одна-
ко нельзя не согласиться с тем, что в практике всегда возможно
при ремонте обеспечить с достаточной отененью близости на-
дежность любого ремонтируемого устройства ВРК к уровню
надежности нового.
Если же учесть, что рассматриваемые при исследовании
надежности интервалы времени могут быть на любом участке
временной оси полного срока службы судна, то на каждом из
интервалов времени при существующих методах восстановле-
ния надежность устройства после заводского ремонта должна
быть примерно на одном и том же уровне, достаточно близком
к надежности нового изделия. В дальнейших рассуждениях
принято, что уровень надежности устройства после ремонта со-
’Ответствует примерно 0,9 от уровня надежности нового.
В теории надежности в настоящее время еще недостаточно
разработаны методы расчета безотказности восстанавливаемых
систем и изделий. Поэтому решение задачи определения пока-
зателей безотказности устройств ВРК предполагается нами в
следующих направлениях:
использование достаточно хорошо разработанных методов
расчета, применяемых для перемонтируемых (невосстанавлива-
емых) изделий;
применение методов расчета, учитывающих неизбежную вос-
станавливаемость устройств ВРК при ремонтах;
сопоставление полученных результатов.
Решение задачи по первому из названных направлений было
выполнено в предыдущем параграфе Ниже будут выполнены
расчеты показателей безотказности ВРК применительно к вос-
-станавливасмым изделиям.
Известно, что методы расчета безотказности, применяемые
для невосстапзвливаемых изделий могут быть полностью ис-
пользованы для оценки безотказности восстанавливаемых изде-
лий до их первого отказа, а также в интервалах между пер-
вым и вторым, вторым и третьим, третьим и четвертым отка-
зами и т. д. Поэтому применение указанных методов приводит
к необходимости получения показателей безотказности —
<p(Z), P(t), >-(0— для каждого из интервалов работы изделия
между его восстановлениями, те к получению семейства
Я 56
кривых названных характеристик безотказности. На примере ру-
левого устройства БМРТ типа «Маяковский» покажем после-
довательность расчета показателей безотказности с учетом его
восстанавливаемости. Для этого статистические данные по от-
казам. на базе которых были выполнены расчеты безотказно-
сти для рулевого устройства, в предыдущем параграфе были
распределены на четыре группы — статистические данные до
первого отказа (табл. 31); то же, в интервале между первым и
вторым отказами; то же, -в интервале между’ вторым и третьим
отказами; то же, в интервале между третьим и четвертым от-
казами.
Т аблина31
Наработка рулевых устройств БМРТ типа «Маяковский»
до первого отказа
	Наработка		Построечный N? судна	НараСотка до отказа			
						№судна	д<Г отказа
580	«ООО		821	11000		850	11600
581	13700		822	9500		851	8260
582	7000		825	5000		853	13300
583	4000		826	8000		859	8000
584	4000		827	8000		860	11200
586	13000		828	10000		862	12500
587	10001		829	5000		864	7000
588	9000		830	9800		865	6100
589	90G0		831	10200		868	7400
590	13000		832	8500		873	8300
591	13500		833	4400		874	9000
591	13000		834	8000		875	8500
595	15200		837	5900		886	3500
595	6700		838	10500		888	5500
597	8000		840	14000		225	7300
593	8000		845	5590		226	3100
599	9800		846	7500		227	5-100
83»	9500		849	11500		228	6700
Аналогично тому, как это делалось в § 19, по статистиче-
ским данным отказов были выполнены расчеты показателей
безотказности для каждого из интервалов. При этом получено:
по наработке до первого отказа: средняя наработка до отказа
Т1 i:.o — 8220 ч; среднеквадратическое отклонение о, = 2900 ч;
но наработке между первым и вторым отказами:
Г2„.о -= 64800 ч. с2 = 2820 ч;
по наработке между вторым и третьим отказами:
Т3^,.о = 6300 ч, с3 — 2824 ч;
157
по няработке между третьим и четвертым отказами:
'/'«н.о = 6000 «, сг4 = 2770 ч.
Для всех четырех случаев ® качестве теоретического закона
распределения отказов был принят нормально усеченный закон,
оценка сходимости эмпирического и теоретического распреде-
ления по критерию Колмогорова хорошая (Р(Н) =0,7-5-1,0).
По результатам расчета на рис. 55 построены кривые ве-
роятности безотказной работы P(t) для каждого из интерва-
лов работы рулевого устройства. Для сравнения на рисунке при-
ведена кривая P(t), полученная в § 19 (см. рис. 42).
«Маяковский» по наработкам до первого, между первым п вторым, вто-
рым и третьим, третьим и четвертым отказами
Анализ кривых па рис. 65 показывает, что вероятность без-
отказной работы рулевых устройств БМРТ в разных интервалах
несколько разная и имеет тенденцию к некоторому снижению
по мере увеличения продолжительности эксплуатации. Такая
картина является вполне закономерной, так как надежность лю-
бых восстанавливаемых изделий (в том числе и РУ) по мере
увеличения суммарной продолжительности эксплуатации по-
степенно снижается. При этом для разных механизмов и
устройств степень снижения будет иная, которая зависит от
степени и качества восстановления их при ремонтах. Кроме
этого, из рис. 55 также'Наглядно видно, что кривая P(t) (соглас-
но рис. 42) является средним значением вероятностей безотказ-
ной работы РУ по рассмотренным четырем интервалам их рабо-
ты. Кривая P(t) (рис. 42) была построена по статистическим
данным, исходя из предположения, что РУ после ремонта
158
принималось нами как новое, вступающее в эксплуатацию, т. е.
из условия восстановления его до первоначального состояния.
Следовательно, при расчетах в § 19 были получены средние
значения показателей вероятности безотказной работы устройств
винто-рулевой группы судов за исследуемый промежуток вре-
мени от начала эксплуатации до наработки 25000 - 40000 ч.
Теперь выполним расчет показателей безотказности руле-
вого устройства БМРТ типа «Маяковский» с учетом его вос-
становления после каждого отказа. При этом считается, что
процесс работы рулевого устройства и его восстановление про-
исходят последовательно в течение длительного времени. При-
нимается, что продолжительности наработки между последо-
вательными отказами независимы друг от друга, являются
случайными величинами и образуют в течение некоторого до-
статочно большого промежутка времени случайный поток о?
казов и восстановлений Для практического расчета показате-
лей безотказности из статистической таблицы отказов (табл.
32) рулевых устройств были отобраны 29 судов БМРТ, общая
наработка каждого из которых в течение 1961—1965 гг. была
в среднем 2200—2400 ч. Из таблицы видно, что всего отказов
по годам: в 1961 г. 15, в 1963 19. в 1964 — 21 ив
1965 — 20. Выбранное начало интервала времени (1961 г.) не
является началом эксплуатации судов (а соответственно и РУ),
а отстоит по временной оси примерно на два-три года от нача-
ла их эксплуатации.
{Основным критерием отбора судов была примерно равная
наработка РУ в выбранном интервале времени).
Таблица 32
Статисгическа я таблица отказов рулевых устройств
БМРТ типа «Маяковский» в течение 1961—1965 гг.
159
По данным табл. 32, а также учитывая, что средняя на-
работка БМРТ типа «Маяковский» составляет около 4500 ч в
год, в табл. 33 в соответствии с выбранным интервалом време-
ни Л/=4500 ч выполнен расчет основных показателей безот-
казности рулевых устройств.
Таблица 33
Расчет показателей безотказности рулевого устройства БМРТ
типа «Маяковский»
	Число	Сум-	Среднее число от-			Вероятность безотказ-	
						той работы	
	откэ-		одно уст- ройство «--ТЕ				в середине интервала М 2 РИр.те1'- °
временя	"Г	число £"<			'“-о" «(ty	интервала еср<() = Л',	
0-4500	15	15	0,517	1,147-КГ4	8725	0,483	0,77
4 501—9000	15	30	0,517	1,147-ТО”4	8725	0,483	0,77
9001—I3 50C	19	49	0,656	1,455-Ю-4	6885	0,345	0,72
13 501 -18 000	21	70	0,721	1,606-ГО"4	5230	0,276	0.70
18001 -22500	20	90	0,(9	1,534-10 4	6520	0,31	0,705
В соответствии с данными расчета на рис. 56 построены: I исто-
грамма средней частоты отказов u>c(Z) (параметр потока отказов)
и вероятность безотказной работы Рс(/) в каждом интервале. При
этом нижнее значение каждой из кривых Pc(t) соответствует зна-
чению Pc(t), полученному при расчете по статистическим данным
(см. табл. 33), а верхнее значение условно принято р (/) = о,9 из
предположения, что вероятность безотказной работы рулевого уст-
ройства при восстановлен™ после каждого ремонта соответствует
0,9 P„(f) нового рулевого
(по статистическим данным)
устройства. Через средние
точки кривых Рс (/) прове-
дена кривая Pcptt), которая
соответствует средней ве-
роятности безотказной ра-
боты рулевого устройства
в каждом из интервалов.
Это среднее значение
0,7-гО,76.
Учитывая, что получен-
ное значение Pcp(f) соот-
ветствует интервалу време-
ни между отказами
А/ = 4500 ч, по кривым
(см. рис. 55) для указанной
наработки можно найтн зна-
160
чения вероятности безотказной работы, которая соответственно бу-
дет равна:
Pi (/) = 0,9 — для наработки до первого отказа;
Р2(Г) = 0,77 — для наработки между первым и вторым отказами;
Р3(/) = 0,75 — для наработки между вторым и третьим отказами;
Р4 = 0.70 — для наработки между третьим и четвертым от-
казами;
Р5(/) = 0,78— по данным рис. 42.
Таким образом, полученное значение средней вероятности без-
отказной работы РСр(0для всего интервала 7=22 000—23 000 ч
работы рулевого устройства примерно соответствует вероятностям
безотказной работы Р% (I), Рз (!)• Р* (О и весьма близко к значению
P(f), полученному для рулевого устройства в § 19 (см. рис. 42).
В табл. 33 найдены значения P(t) в середине каждого интер-
вала работы рулевого устройства согласно ГОСТ 13377—67. Как
видно, эта значения практически совпадают со значениями Рср(£)
(см. рис. 56) и P2(t), Pj(t),
Аналогично приведенным выполнены расчеты показателей
безотказности и для рулевого устройства китобойных судов ти-
на «Мирный».
Здесь так же, как и по БМРТ, для расчета были использо-
ваны статистические данные отказов рулевых устройств (см.
§ 19). При этом в расчет были приняты 16 судов, наработав-
ших в течение 1961 1965 гг. примерно по 25000 ч Количество
отказов на этих судах было следующее: в 1961 и 1962 гг.—
по 4, в 1963 и 1964 - по 6 и в 1965 г. - 5.
По этим данным в табл. 34 выполнен расчет показателей без-
отказности , ш (/) и р (/), а на рис. 57 построены значения
Ре(0. РерЮ И юс(0.
Таблица 34
Расчет показателей безотказности рулевого устройства
китобойных судов
Интервал
времени
П -5000
5001—10000
10001 15000
15001—20 ООП
Л 001—25000
161
Не представляет трудностей определение средних значений
показателей безотказности рулевых устройств в целом за весь
исследуемый период эксплуатации согласно ГОСТ 13377—67. Ре-
зультаты такого расчета для рассматриваемых судов пред-
ставлены в табл. 35. Сравнение данных табл. 35 с ранее полу-
ченными показателями безотказности рулевых устройств (см.
табл 33, 34 и рис. 55) показывает, что опи весьма близки друг
к apyiy.
Рис. 57. Средняя частота отказов и вероятность безотказной работы
рулевого устройства китобойных судов (по статистическим данным)
Теперь можно подвести некоторые итоги по выполненному
анализу и полученным результатам расчетов показателей без-
отказности устройств ВРК.
По существу расчеты выполнялись четырьмя разными спо-
собами, а именно:
I.	В § 19 расчеты выполнялись для всех устройств по на-
работке до первого отказа как для невосстанавливаемых из-
делий. При этом было принято условие, что после каждого
отказа устройство полностью восстанавливается до своего пер-
воначального состояния.
2.	Для РУ БМРТ расчет выполнялся как для восстанавли-
ваемою изделия с использованием зависимостей, применяемых
для невосстанавливаемых изделий. Исходя из этого, расчеты
были выполнены отдельно по наработке до первого отказа, для
наработки между первым и вторым, вторым и третьим отказа-
ми и т д, в результате чего для каждой наработки на отказ
были получены свои показатели безотказности и построены
кривые P(t) (см. рис. 55).
162
3.	Для рулевых устройств в целом были найдены показатели
безотказности с учетом их периодического восстановления до
некоторого состояния, весьма близкого по надежности к новому
устройству. При этом был выбрал достаточно большой (пяти-
летний) отрезок времени эксплуатации судов и для каждого
годичного интервала были найдены все показатели безотказ-
ности (см. табл. 33, 34, рис. 56, 57).
Таблица 35
Средине значения показателей безотказности рулевых устройств
БМРТ типа «Маяковский» и китобойных судов
		Значение показателя для	
Наименование	Формула		
		БМРТ	судов
Количество устройств, за которыми велось наблюдевве		29	16
Интервал времени, Для которого ве- дется расчет показателей безотказно-			
СТИ, тыс. ч	ДГ	22,5	25
Количество отказов на период Д7"		90	27
Средняя наработка РУ в течение		45С0	
одного года эксплуатации, ч	Hi		5000
Среднее число отказов на одно ру- левое устройство	тгЪ=^- ср л0	з,п	1,685
Параметр потока отказов,	о(/) = ^ дг	1,38-КГ4	0,673-IO”4
Средняя наработка на отказ в ип-			
тервале Д7\ ч	#ср= ы(()	7230	14850
Рероятность безотказной работы в середине интервала Ы	Ш Pit} - еяср	0,733	0,843
4. Были найдены средние значения показателей безотказно-
сти для всего интервала эксплуатации Д7 рулевых устройств,
а значения P(t) — для средней наработки в течение года (см
габл. 35, согласно ГОСТ 13377—67).
Цель проведенного исследования — сравнение результатов
расчета показателей безотказности устройств ВРК, выполнен-
ных разными методами, а также выбор наиболее рациональ-
ного метода расчета. По существу сказанного оценка получен-
ных результатов позволяет сделать следующие выводы:
расчеты показателей безотказности устройств ВРК, относя-
щихся к группе восстанавливаемых изделий, можно практиче-
ски выполнять любым из указанных выше способов. Наиболее
трудоемкие из них — первые -и вторые способы, однако и ре-
зультаты расчетов по этим способам можно считать наиболее
достоверными;
163
расчеты но третьему и четвертому способам являются
наиболее простыми и доступными для практического примене-
ния. Однако применять четвертый способ следует осторожно, так
как при недостаточном числе наблюдений могут иметь место
большие погрешности в результатах.
Вероятность получения достоверных результатов расчета по
любому из названных способов будет тем выше, чем точнее
статистические данные по наработке на отказ и чем больше их
количество.
§ 21. РАСЧЕТ КОЛИЧЕСТВЕННЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ
РЕМОНТОПРИГОДНОСТИ УСТРОЙСТВ ВИНТО-РУЛЕВОГО
КОМПЛЕКСА
Ремонтопригодность — это свойство изделия, заключаю-
щееся в его приспособленности к предупреждению, обнаружению
и устранению отказов и неисправностей путем проведения тех-
нического обслуживания и ремонтов. Ремонтопригодность оце-
нивается продолжительностью восстановления работоспособно-
сти, которая зависит от затрат труда, времени и средств на пре-
дупреждение. обнаружение и устранение неисправностей и от-
казов с учетом квалификации обслуживающего персонала, уров-
ня технической оснащенности и системы организации ремонта,
а также технической оснащенности н организации работ на су-
доремонтном предприятии.
Ремонтопригодность устройств ВРК влияет на продолжи-
тельность простоя судов в ремонте, на стоимость ремонта п
профилактического обслуживания, на технико-экономические
показатели эксплуатации судна.
Основными количественными показателями ремонтопригод-
ности судна являются: коэффициент готовности; коэффициент
технического использования; коэффициент использования; сред-
нее время восстановления; коэффициент ремонтных затрат;
удельные затраты на единицу продукции или единицу времени
эксплуатации и др.
Исходными для определения и расчета показателей ремон-
топригодности устройств ВРК могут служить нормативные дан-
ные, определяющие:
общий срок службы судна и заданную схему его планово-
предупредительного ремонта;
трудоемкость и сроки плановых профилактических работ и
планово-предупредительных ремонтов;
ожидаемую годичную наработку изделия и др
Трудоемкость ц сроки выполнения ремонтных работ регла-
ментируются видами ремонта, устанавливаемыми ведомствен-
ными положениями о ремонте судов. В наших последующих рас-
четах показателей ремонтопригодности устройств ВРК приня-
ты следующие виды ремонта: текущий; малый капитальный
Ш-1
(средний) и большой капитальный (приняты в системе
МРХ).
Рулевые устройства китобойных судов. Для возможности
последующих расчетов установим примерные объемы и перио-
дичность ремонтов рулевых устройств.
Текущий ремонт (ремонт без разборки основных узлов)
включает- ремонт нажимного устройства в замену сальникового
уплотнения; испытание пера руля, подварку мест течи; замен)
изношенных протекторов; проверку крепления баллера с пером
руля, замену консервирующей смазки; замену прокладок и
крепежа смотровых лючков; замер просадки пера руля п зазо
ров в подшипниках; ремонт системы подачи смазки; замену
смазки.
Малый капитальный ремонт включает; выполнение всех ра
бот, предусмотренных объемом текущего ремонта, а также де
монтаж и монтаж пера руля и баллера; частичную замену' об
шивки пера руля; ремонт нижней шейки баллера и конуса
(проточкой или восстановление наплавкой); панлавку и подгон-
ку конуса рудерписа под конус баллера; замену (или проточ
ку) нижней втулки баллера; наплавку верхнего торца втулки
верхнего подшипника; замену отдельных деталей узлов уплот
нения.
Большой капитальный ремопт предусматривает выполнение
работ, включенных в объем текущего н малого капитального
ремонта, а также замея1у (при необходимости) основных базо-
вых деталей РУ (баллера, корпусов втулок подшипников, сфе-
рических подушек и вкладышей, опорных полуколец, корпуса
сальника н др.).
На основании статистических данных, практических наблю-
дений и проведенных расчетов установлено, что для немодерни-
зпровапного варианта РУ китобойных судов (см. рис. 2) меж-
ремонтный период составляет 5000 ч
Если учесть, что в среднем суда этого типа плавают околи
5000 ч в год, то периодичность текущего ремонта TtJ) составит
один раз в год.
Периодичность малого капитального ремонта по данным
эксплуатации может быть представлена в трех вариантах:
1	- ежегодно, т. е. через 5000 ч работы;
II	— один раз в два года. т. е. через 10000 ч работы;
III	— один раз в три года, т. е. через 15 000 ч работы.
Заметим, что хотя при расчете показателей безотказности
было получено = 14 850 ч, периодичность ремонта рулевых
устройств китобойных судов нами принята /—5000 ч, что соот-
ветствует периодичности текущих ремонтов Полученное значе-
ние /„.о примерло соответствует третьему варианту периодич-
ности малых капитальных ремонтов. Согласно установленным
объемам ремонта РУ, каждый его отказ будет примерно соот-
вС|Ствовать категории малого капитального ремонта
165
Большой капитальный ремонт, как показывает статистика,
проводится через 30 000 —45 ООО ч, т. е.
30000
—5 (ХЮ
~	чэиии г,
= 6 годам, или /бк.р =-5000=9
годам.
Для модернизированного варианта рулевого устройства
китобойного судна (см рис. 60) средний наработок узла ниж-
няя шейка баллера—втулка подшипника до малого капиталь
пого ремонта предположительно составит 7\1Ьр=33000 ч (см
§ 22).
Ввиду отсутствия необходимого количества статистических
данных, подтверждающих найденную величину, принимаем с
достаточным запасом Тм, 1,=20000 ч
Тогда периодичность проведения чалых капитальных ре-
монтов составит
/икр— 5 ооо -4
годам
Исходя IIi юю, что полный срок службы КИТОПОННЫХ судов
установлен Т,,=20 годам, можно составить схему периодичности
ремонтов рулевого устройства на указанный срок (табл. 36)
Таблица Й6
Схема ремонтов РУ за полным срок службы судов
Немодерннзпрованная
Модернизированная
В соответствии е установленными выше типовыми объемами
ремонта, а также на основании даппых эксплуатации опреде-
лим среднюю трудоемкость (калькуляционную) ремонта руле-
вого устройства С н стоимость расходуемых материалов D:
при текущем ремонте СтР = 340 нормо-ч; £>мтР = 32 руб;
при малом капитальном ремонте С’мкр=990 нормо-ч-, £>ммкР =
= 627 руб:
1С6
при большом капитальном ремонте Сб.к.р =. 1630 нормо-ч;
DK6.K.p = 4500 руб. с учетом замены баллера.
На основании принятой схемы периодичности ремонтов, а
также приведенных данных по трудоемкости найдем следующие
удельные затраты на ремонт рулевого устройства.
Среднегодовая трудоемкость ремонта
где	п - количество ремонтов;
C'tj,, См |, р, Сб.к.р ~ средняя трудоемкость соответственно текуще-
го ремонта РУ, .малого капитального ремонта
РУ и большого капитального ремонта;
СпР — трудоемкость профилактического обслуживания
за один год;
Тк — календарный срок службы судна.
Для упрощения расчетов примем, что трудоемкость каждого
вида ремонта в течение всего срока службы судна остается без
изменения, т. е. CT₽i = CTi,2== ... = Стря; = СМ.ЬР2 = — =
= Смк.ря и т. ц. (Данные статистики показывают, что примерно
после двух-трех лет эксплуатации судов объем и стоимость ремон-
тов устройств ВРК по соответствующим категориям приблизительно
одинаковы). Примем также, что Спр = 0, так как затраты на про-
филактическое обслуживание рулевого устройства по сравнению
с ремонтными затратами несоизмеримо малы.
Среднюю трудоемкость одного ремонта C,v за весь срок слу-
жбы судна можно определить по формуле
Согласно принятой схеме ремонтов 19
Средняя трудоемкость ремонта па I ч работы РУ может быть
найдена по формуле
Счас =	--- нормо-ч.-ч,	(79)
где С — суммарная трудоемкость ремонтов за весь период эксплуа-
тация РУ;
Tvc ч-»с -- полный peeyjv эксплуатации РУ (20-5000 ч = 100000 ч).
Для удобства сопоставления результаты приведенных рас-
четов сведены в табл. 37.
Из сопоставления полученных данных видно, что удельные
затраты па ремонт модернизированного варианта рулевого уст-
ройства более чем в два раза меньше, чем для немодерннзиро
ванного варианта (I).
167
Таблипа -37
Показатели ремонтопригодности РУ китобойных судов и
БМРТ типа «Маяковский»
£ h О	Варп нт исполнения И тспого устройства—схема	Среднегодовая трудоемкость ремонта РУ	Средняя тру- доемкость ре- моша РУня 1о	«=! s l! 4 Ifcl	Средняя стои- мость |«монта РУ пи I ч вкспяуата. И»» Zp ,1ЯС, руб ч
	его ремонта		С ч норма- ч		
й	Немодернизировавная				
	схема I .	1000	0,2	3700	0,741
	схема II . .	680	0,156	2540	0,507
	схема III ....	550	0,11	1900	0,381
5	Модернизированная . .	485	0,097	IKK)	0,334
	Немодернизированпая .	865	0,175	2950	0,655
Й					
ю	Модернизированная	350	0,078	1285	0,286
	Варпанг наполнения ру 1 еворо устройства—схема его ремонта	а х ||&	5яВ	1 Кояффиииепт го 1 TOiMIOCTIl Кг	а» й й £г
	Немодернизироеанная				
	схема I	. .	0,89 O.ffi	4,9 3,37	0,91	0,5 0,514
	схема II			0,95	
	схема III	0,53	2.52	0,96	0,523
5	Модернизированная . . .	0,49	2.22	0,975	0,527
	I ^модернизированная . .	0,73	8,84	0,96	0,533
to	Модернизированная .	0,37	3.54	0,98	0,55
Найдем теперь удельные затраты на ремонт и обслуживание
по стоимости.
Заводскую стоимость одного ремонта РУ можно найти по
формуле
Dti = D3l (I + Кп + К3) + Du,,	(80)
где Da = Cd — заработная плата (d — зарплата на I нормс-ч)-,
Кч и /Сз - коэффициенты цеховых накладных расходов и об-
щезаводских;
168
DM — стоимость материалов.
Примем:
зарплата па 1 нормо-ч. d = 0,552 руб;
цеховые накладные расходы 330% (А'ц — 3,3);
общезаводские накладные расходы 90,7% (A's =0,907).
Учитывая, что по своей экономической сущности накладные
расходы сравнительно мало зависят от срока службы устройст-
ва (или любого другого изделия), в расчетах можно принять,
что величина их остается неизменной.
Суммарную заводскую стоимость затрат по ремонту РУ за
весь срок службы судна (7=20 годам) найдем по формуле
£)р — У Dyt — птрОтр + Лы.кр Dmk.p 4" 7-^б.к.р Иб.к.р +
ЛгрОм.т.р + Лм.кр/?ы.мкр + ^fi.K.p7)Si.б.к.р	(81)
Среднегодовую стоимость ремонтных затрат находим по формуле
ZP.r = уЛ, а удельные затраты на 1 ч эксплуатации—по формуле
т П" (Грсс..,„-100000 ,).
Из табл. 37 видно, что средние заводские затраты на ремонт
модернизированного РУ меньше затрат на ремонт пемодерни-
зированного в 2,2—1,52 раза.
По найденным величинам Ор легко определить один из ос-
новных показателей ремонтопригодности (см. табл. 37) — ко-
эффициент ремонтных затрат КР (см. формулу (70)]:
"₽
где DI1=I5100 руб. — стоимость нового рулевого устройства
китобойного судна (первоначальные капитальные затраты).
Теперь попытаемся определить один из основных экономиче-
скпх показателей эксплуатации — значение удельных затрат на
эксплуатацию и ремонт рулевого устройства и с помощью на-
званного показателя оценим ремонтопригодность устройства
Для этого найдем стоимость всех затрат по обслуживанию, ре-
монту и эксплуатации РУ по формуле
£>О = Пн + S Dnp + i-Dp/,	(82)
i=i
|де — суммарная стоимость затрат на профилактическое
обслуживание РУ за полный срок службы.
Учитывая, что стоимость модернизированною и немодер-
пизированного рулевых устройств примерно равная, примем в
расчетах для всех вариантов Da= 15 100 руб.
Тогда при условии, что 5 DnP = 0, найдем £)0 для принятых
схем ремонта РУ [значение Ор1 согласно формуле *80)]: для схе-
6 C С. Винограде*. П. II. Гаириш	169
мы I - Do = 89239 руб.; для схемы II — Do =65879 руб.; для
схемы HI — Do” = 53256 руб. Для модернизированного вараанта
Ои-= 48584 руб.
Определение удельной стоимости 'всех затрат на единицу
времени эксплуатации, т. е, себестоимость единицы работы ру-
левого устройства, можно выполнить по формуле
(83)
Результаты расчета следующие: Z' = 0,89 руб/ч\ Zu =
= 0,66 руб/ч\ Zm =• 0,53 руб fa £* = 0,49 руб/ч.
Заметим, что полученная величина Z наряду с уровнем рен-
табельности является важнейшим критерием оптимального сро-
ка службы рулевого устройства. Известно также, что минимум
себестоимости работы (или производимой продукции) опреде-
ляет собой верхний предел оптимального срока службы любой
машины.
Для данного случая минимальное значение Z определяет
минимум удельных затрат по эксплуатации рулевого устройст-
ва и является одним из самых наглядных и достаточных крите-
риев ремонтопригодности. Следует отметить, что в отечествен-
ной литературе по вопросам надежности этому показателю, как
критерию ремонтопригодности, до сего времени не уделялось
достаточного внимания, хотя он, по нашему мнению, является
одним из универсальных и удобным для оценки и сопоставле-
ния. Так же как и показатель рентабельности, минимум себе-
стоимости работы (эксплуатации) любого судового устройства
или механизма является основным показателем экономической
эффективности их эксплуатации и с полным основанием может
применяться в качестве критерия ремонтопригодности. К ска-
занному добавим, что если для определения рентабельности
необходимо знать цену продукции (работы) и величину произ-
водственных фондов, приходящихся на данное устройство (ме-
ханизм), определение которых во многих случаях представля-
ет большие трудности, то расчет значения себестоимости для
сравниваемых вариантов, как это было показано, практически
не составляет особых трудностей.
Одним из важных показателей ремонтопригодности являет-
ся коэффициент готовности Кг, определяющий вероятность то-
го, что изделие будет работоспособно в произвольно выбран-
ный момент времени, в промежутках между выполнениями пла-
нового технического обслуживания.
В установившемся режиме эксплуатации коэффициент го-
товности находят по уравнению
K'==^M-f 
170
еличина /н.о = 148504-15000 ч (14 850 ч—по расчету, 15000ч- -
по средним статистическим данным для III варианта по схеме ре-
монта; для I и II схем ремонта немодернизированного варианта и
для модернизированного РУ наработки на отказ приняты соответ-
ственно 5000 ч; 10000 ч; 20000 ч).
Ввиду отсутствия достоверных данных о времени, затрачи-
ваемом на отыскание и устранение отказов РУ, в расчетах
условно принимаем, что время стоянки судна в доке равно
времени, затрачиваемому на восстановление РУ (принятое ус
ловие близко к истине, так как из практики известно, что в
большинстве случаев продолжительность стоянки судна в доке
определяется временем, необходимым для ремонта устройств
ВРК).
Учитывая, что время восстановления (ремонта), а в данном
случае продолжительность доковання китобойного судна
на разных заводах разная, примем, что
С„п 6500
t„ - /док = —— = -330 = 19.5 суток (календарных) = 468 ч,
«де СсР.„ок = 6500 нормо-ч — средняя трудоемкость докового ре-
монта китобойных судов;
а — 330 нормо-ч - нормативная среднесуточная выра-
ботка в доках при ремонте кито-
бойных судов (согласно «Положению
о проведении ППР гражданских
морских судов». 1965 г.)
Для немодернизированного варианта РУ по Ш схеме ре-
монта 1
iz __	14 850 q с,
Лг ~ 14 «50 + 468	и’У0-
Коэффициент технической готовности К, — это отношение
наработки изделия в единицах времени за некоторый период
эксплуатации к сумме этой наработки и времени всех простоев,
вызванных техническим обслуживанием и ремонтами за этот
же период. Значение этого коэффициента находится по выра-
жению (72).
Так как расчет показателей мы ведем к Л/, равному межре-
монтному периоду рулевого устройства, и учитывая, что /пр=0,
то в данном случае Лг==Кг.
Коэффициент использования Кк — это отношение наработки
изделия в единицах времени за некоторый период эксплуатации
к сумме этой наработки и времени всех простоев, вызванных
1 Для остальных вариантов см. табл. 37.
6* 171
техническим обслуживанием, ремонтами, и простоев по другим
причинам за этот же период эксплуатации:
X. - , +1 +Г+1-------------	(И)
сум ~ р “ *лр ~ стоянки
Величина /стоянки — сумма интераалов времени бездействия
РУ по причинам стоянки судна под погрузкой, выгрузкой, на-
хождением судна в ремонте (исключая плановый доковый ре-
монт судна /р, при котором производится ремонт РУ) п др.
Для китобойных судов но опыту ряда лет установлено, что
f<TOHHnn примерно составляет
^стоянки — (0.8ч-0.9) (/Сум + /р + /пр)-
Исходя из этого, для мемодернизированного варианта РУ по
Ш схеме ремонта’
/сум	14850
Кк 1.8э(*сум+/р + /пр) = 1,85(14 850+468) = °’э23
Как видно из полученного значения К«, коэффициент ис-
пользования рулевого устройства (а точнее, китобойного суд-
на) по прямому назначению очень мал. Это объясняется специ-
фикой эксплуатации судов (строго установленный период убоя
китов, длительные переходы к месту промысла и т. д.).
Рулевые устройства БМРТ типа «Маяковский». Текущий
ремонт (ремонт без разборки баллера и пера руля) [включает:
замену сальникового уплотнения и ремонт нажимного устрой-
ства; устранение течи пера руля; гидравлическое испытание
и покраску; замену изношенных протекторов; проверку креп-
ления баллера и руля; крепление штырей и лючков; замер за-
зоров во втулках баллера и штырей.
Малый капитальный ремонт включает: демонтаж и монтаж
пера руля и баллера; частичную замену обшивки пера руля;
замену (или проточку) втулки баллера; замену (или наплавку)
штырей; замену (или проточку) втулок штырей; проточку (или
наплавку) шейки баллера; проверку соосности втулок баллера
и ахтерштевня; выполнение работ, предусмотренных объемом
текущего ремонта.
Большой капитальный ремонт включает работы, предусмот-
ренные текущим и малым капитальными ремонтами (с учетом
возможной замены баллера на новый), и выполняется большой
объем работ по замене листов обшивки и каркаса пера руля,
ремонту лыжи и петель ахтерштевня, а также работы по заме
не деталей опорного и упорного подшипников и других базо-
вых деталей.
На основании статистических данных п проведенных расче-
тов показателей безотказности можно принять, что периодич-
I Для остальных вариантов см табл. 37.
172
ность ремонта рулевого устройства БМРТ типа «Маяковский»
(немодерпизированный вариант) составляет примерно 6750 ч.
При этом через указанный промежуток эксплуатации РУ вы-
полняются основные работы, соответствующие малому капи-
тальному ремонту (то обстоятельство, что принятая периодич-
ность несколько отличается от найденной памп наработки на
отказ tB о=6915-т-7230 ч, пусть никого не смущает, так как в
общем случае они могут и не совпадать, исходя из принятого
нами понимания отказа РУ).
Если учесть, что в среднем в год суда этого типа плавают
примерно 4500 ходовых часов, то можно сделать вывод, что ма-
лый капитальный ремонт необходимо выполнять через каждые
т 6750	, _
пол тори года, так как гмкр =	= 1,5 года-
Болыной капитальный ремонт РУ, как показывает опыт, произ-
40000
водится через 7'б.к.Р^40000 ч. Отсюда Гб.«.Р-=  450Qs*9 годам.
Если выполнить модернизацию узла штырь—втулка ахтер-
штевня, защитив штырь облицовкой из нержавеющей стали, а
материал ©тулки штыря оставить бронзу (или штырь защитить
бронзовой облицовкой, а втулку подшипника штыря набрать
из ДСП, как это выполнено на модернизированном РУ, см рис.
66), тогда, как видно из табл. 41, долговечность узла составит
примерно 19500 ч, откуда периодичность малого капитального
г,,, -	т- 19500	. „
ремонта РУ будет Т= - 4S00 — 4,3 года.
Как известно, у модернизированного РУ БМРТ шейка бал-
лера защищена облицовкой, улучшена система уплотнения шей-
ки баллера и выполнены другие мероприятия, повысившие дол-
говечность и ремонтопригодность РУ, что дает возможность до-
вести межремонтный период Тыл р до 5—6 лет.
Однако, учитывая еще недостаточное количество статисти-
ческих данных, принимаем, с достаточным запасом, периодич-
ность малого капитального ремонта модернизированного РУ
Тмк.р—4 годам, а большого капитального ремонта 7бкР=12
I одам.
Срок службы судов БМРТ типа «Маяковский» установлен
Гк=33 годам. Тогда в соответствии с ранее принятым условием
(срок службы РУ равен сроку службы судна) можно составить
схему ремонта для конструкций РУ до и после модернизации
(аналогично табл. 36).
В соответствии с принятыми объемами ремонта на -основа-
нии статистических данных и опыта эксплуатации установим
среднюю трудоемкость (калькуляционную) и стоимость расхо-
дуемых материалов и изделий для каждой категории ремонта:
при текущем ремонте Ст.р = 140 нормо-ч- D„.V.P = 26 руб;
при малом капитальном ремонте См.к.р = 1138 нормо-ч-,
DKM.K.V = 845 руб.;
173
при большом капитальном ремонте Сб_к.р = 1800 нормо-v,
DK.f>x.v — 3900 руб. (для немодернизированного варианта); £>".б.к.Р =
— 2900 руб. (для модернизированного варианта).
Стоимость нового рулевого устройства:
модернизированный вариант /Зв = 12000 руб;
немодернизированный вариант £>н = 11 000 руб.
На основании приведенных данных в соответствии с мето-
дикой. изложенной при рассмотрении ремонтопригодности ки-
тобойных судов, найдем затраты по трудоемкости и стоимости
ремонта рулевого устройства БМРТ (см. табл. 37), а также
значения коэффициентов КР, Кг, Кв-
Учитывая, что затраты на профилактическое обслуживание РУ
очень малы, также было принято, что Спр = 0; £>„.п.р = 0. Полный
ресурс Грее, час — 33-4500 = 148500 ч.
Из данных табл. 37 видно, что ремонтные затраты по мо-
дернизированному рулевому устройству в 2,3 раза меньше, чем
у старой конструкции.
Среднее время восстановления /в было найдено из следую-
щих условий: согласно нормативам ремонта и докования судов
рыбопромыслового флота на 1968 г. продолжительность до-
кования БМРТ установлена 12 суток, что соответствует /п-=264
календарным часам. Отсюда
6750
--СД0 ^ 264
19 500	gn
19500+264 — ’
Так как время, затрачиваемое на профилактическое обслужи-
вание fFP = 0 (принято), то Кт = Кг-
Для определения коэффициента использования Кн по стати-
стическим данным на большой группе судов, наблюдение за
которыми велось несколько лет, было установлено, что для не-
модернизировапного РУ
/стоянки — 0,8-(/сум + ip + /,,р)
Отсюда
ЕЕ°-К№ к:»0-55-
Для модернизированного варианта РУ значение Кп из-за
отсутствия необходимых статистических данных по их эксплу-
атации найдено ориентировочно.
Из данных табл. 37 видно, что наиболее наглядными пока-
зателями ремонтопригодности РУ являются показатели удель-
ных затрат по трудоемкости и стоимости (Zp.4ac и Z). По этим
показателям можно сравнивать ремонтопригодность любых
конструкций рулевых устройств, что дает возможность однознач-
но судить о том, какая из конструкций наиболее экономична.
174
Таким образом, эти показатели наиболее универсальны и удоб-
ны. Показатель Кр для равных условий может служить доста-
точным критерием оценки ремонтопригодности. Так, по нему
можно судить о ремонтопригодности рулевых устройств разного
конструктивного исполнения, установленных на одних и тех же
судах, эксплуатирующихся примерно в одинаковых условиях.
(В наших примерах — разные конструкции РУ на каждом из
проектов). Однако для оценки и сопоставления ремонтопригод-
ности РУ разных проектов судов, эксплуатирующихся в разных
условиях и режимах, коэффициент Кр не годится. Это видно из
наших примеров — у БМРТ значение К» значительно выше, чем
у китобойных судов. Однако это в основном явилось следст-
вием того, что срок службы БМРТ более чем в полтора раза
выше, чем у китобойных судов, а отсюда суммарные ремонтные
затраты у них больше и, как следствие, коэффициент Л\, также
выше. Из сказанного можно сделать вывод, что большее значе-
ние Кр еще не говорит о худшей ремонтопригодности (из табл.
37 видно, что у модернизированного варианта РУ БМРТ
Кг=3,54, т. е. больше, чем у немодериизированного РУ кито-
бойного судна по схеме И). Однако по остальным показателям
положение как раз обратное и конструкция модернизирован-
ного РУ БМРТ является более совершенной, надежной и эконо-
мичной.
Таким образом, для оценки ремонтопригодности РУ (да и
других изделий) по показателю Л'р необходимо учитывать ус-
ловия эксплуатации, их идентичность. Показатель Кг изменяет-
ся сравнительно мало и для оценки ремонтопригодности РУ не
является гибким и удобным. Показатель Ки отражает в боль-
шей степени организационно-экономическую сторону эксплуа-
тации судна в целом, так как дает наглядное представление,
как используются основные фонды (в данном случае суда)
морского или рыбопромыслового флота. Полученные значения
Ки для китобойных судов и БМРТ говорят о том, что эти суда
используются по прямому назначению только 52—53% календар-
ного времени года.
Гребные валы и дейдвудные устройства китобойных судов и
БМРТ типа «Маяковский». Для поддержания гребного вала и
дейдвудного устройства в состоянии постоянной готовности к
работе необходимо обеспечивать непрерывное техническое об-
служивание этого устройства и (выполнять в назначенные сроки
профилактическое обслуживание, текущий ремонт, малый ка-
питальный и большой капитальный ремонты. Периодичность и
объем ремонтов (по категориям) устанавливаются по данным
опыта эксплуатации и ремонта (см. табл. 38, 39).
Как уже было установлено при рассмотрении РУ, полный
срок службы китобойных судов и БМРТ равен соответственно
20 и 33 годам, а периодичность докования китобойных судов —
175
через 5000 ч (один год) эксплуатации, у БМРТ — через
6750 ч (полтора года).
Многолетвее наблюдение за докованием китобойных судов
позволяет установить периодичность доковых ремонтов, при
котором в каждое третье докование (один раз ® три года) вы-
полняется проточка облицовок гребного вала (с раздельными
облицовками) и переборка набора кормовых дейдвудных вту-
лок. Для гребных валов со сплошной облицовкой, как показы-
вают расчеты, можно принять выполнение малого капитального
ремонта (проточку облицовок) через четыре года. На БМРТ
типа «Маяковский» проточка облицовок гребных валов выпол-
няется каждое второе докование (один раз в три года), что
объясняется увеличенным периодом времени плавания судна
между докованиями, а также более интенсивным эрозионным
побуждением облицовок.
Большие капитальные ремонты гребного вала и дейдвудного
устройства проводятся, когда -возникает необходимость заме-
ны вала, замены или большого ремонта дейдвудной трубы или
при выполнении большого комплекса ремонтных работ с заме-
ной многих деталей. Практически на китобойных судах с 'ва-
лами, имеющими раздельные облицовки, капитальный ремонт
выполняется примерно через 9 лет эксплуатации, а на БМРТ—
через 12 лет. Па китобойных судах, имеющих гребной вал со
сплошной облицовкой, капитальный ремонт необходимо выпол-
нять через 12 лет эксплуатации, а на БМРТ, где вал имеет
сплошную облицовку» капитальный ремонт планируется через
18 лет эксплуатации.
Трудоемкость и стоимость материалов по каждой категории
ремонта и профилактическому обслуживанию китобойных судов
и БМРТ иредставлены в табл. 38. При этом в стоимость ма-
териалов большого капитального ремонта включена также сто-
имость гребного вала с облицовками.
Подсчет трудоемкости профилактического обслуживания
произведем следующим путем: моторист судна в течение вах-
ты обязан систематически осматривать линию вала и дейдвуд-
ный сальник. На осмотр дейдвудного сальника и его поджатие
затрачивается в час примерно 3 мин на китобойных судах и
5 мин — на БМРТ, тогда за сутки па первых судах будет за-
трачено 72 мин, а на вторых — 120 мин.
За период годового плавания китобойных судов — 5000 ч
(208 суток) и БМРТ — 4500 ч (188 суток) на осмотр гребного
вала и дейдвудного подшипника будет затрачено соответствен-
но 230 чел /ч и 376 чел /ч.
К найденным значениям трудоемкости необходимо добавить
расход времени аз объеме 10% на осмотр и ремонт гребного ва-
ла, дейдвудного устройства в период стоянки судна между
рейсами и при доковании. С учетом сказанного общие затраты
времени на профилактическое обслуживание и эксплуатацию
176
Средняя калькуляционная трудоемкость и стоимость материалов
по категориям ремонта гребного нала и дейдвудного устройств^
Гребной вал с раздель- ными облицовками . . .	275	65	109	65	1032
Гребной вал со сплош- ной облицовкой . .	275	65	109	65	942
БМРТ типа к Минковский»
Дейдвудное устройство
и гребной вал с раздель-
ными Облицовками . . . 414
Дей.чвуднсе устройство
и гребной вал со сплош-
ной облицовкой - .	414
44	180	44	1451
44	180	44	1402
2045
21л;
составят по китобойным судам 275 ч{год, по БМРТ — 414 ч'З 1’
Расходным материалом при обслуживании гребного вала f
дейдвудного устройства будет сальниковая набивка, вето!*/'
наждачная бумага и краска. Стоимость этих материалов в р*1/
чете иа год примем по нормам текущего ремонта. На основан/!1
принятой схемы ремонта и данных затрат по категориям ремой/
выполнен (по изложенной ранее методике) расчет удельн*/
затрат па ремонт и коэффициента Л’р (табл. 39). Зарплата
1 нормо-ч и процент накладных расходов приняты те же, *’
и для РУ.
Полученные результаты показывают, что варианты дейдвуд'
них устройств с гребными валами со сплошной облицовкой /*/
ляютси более экономичными, так как удельные затраты /
единицу времени эксплуатации у них ниже, чем у валов л
дельными облицовками.
Серийные гребные винты с поворотными лопастями
типа «Маяковский». Для поддержания гребного винта в
тоспоообном состоянии предусматриваются следующие пн/Г
технического обслуживания и ремонта: профилактический I/
монт и обслуживание; текущий ремонт; малый капитальн*/'
ремонт и большой капитальный ремонт. Профилактический |Ъ'
монт и обслуживание винта с регулируемым шагом (ВРШ) вчГ
полняются личным составом судна. Обслуживание ВРШ лг/
ъХ
Удельные затраты по трудоемкости и стоимости ремонта н обслуживанию гребных валов
и дейдвудных устройств
-3^-=	дсЛхее ва хпнхнопэа хнанпиффвоЦ			
J-S р Ер	b-<5z bite KtogsJ ъ 1 en		
	Vox '62 usaoffoj		
	Й<7 ииМваеАгиэяс vondau чэза ее венйеииХэ		
			
jh hi IP	ojomurog		
	ojonn/eiHitHM		Китобойные суда
	охэшХиэх		
r0 и н			
pXd ‘снвХэ lUilicXEXirusxe внэДп аза «в анлввижХкэдо и хнонэс! till soirCHdaXBK чхэоииохэ			
1н He	ЗЕК -Зэй , —		срвь-. ’ApJaZ игве ranged ь 1 ей ги _<1э 'и гдК вхнонад ojoireo		
	.Л	।		
			
и Й iU щ IИ Ostcj			
SSfsg		UHHIL'BX ЦИНЯ UOXIW09	
		-чввхчивя дпеед;	
		HirtnXxji	
II X			
0,585 0,550	0,653 0,461
			rr,	1,4
8> S	8 S
s S	§ В
s 3	ci “
Е	§ 8
'‘-1	ГО	ГО
	
S со	Й 8
ОС	с.	s §
	
го го	я	й Й
S	S	sig
	g 	
g	к	1 § §
Сj	
	Q	•“*	*“1
	 . .	
СЧ	К	сч •-
О	О		co
ГО -я-	го	S	Ti	£9 tfj	Sj	in
S S	8 Г
2	§	s t
5.	ГО	<?1
	СЧ
го го	co	ГО
	£	!2
S °	
cxs	£ fI®	® о « i ° S*= 2 =«
<o ® Sro § ° l5S£-5s 2.1 81	<o£ ^S8.E| 2.5 8 5
178
пым составом производится в течение всего срока эксплуата-
ции, однако в целях упрощения расчетов примем, что затраты
на профилактический ремонт и обслуживание имеют место
только в период докования судна, когда гребпой винт подвер-
гается профилактическому ремонту.
Принимая во внимание значительную продолжительность
большого капитального ремонта винта на СРЗ, которая может
стать причиной задержки судна в доковом ремонте, бывает
целесообразно взамен старого, требующего капитального ре-
монта, устанавливать новый или капитально отремонтирован-
ный IBHBT. Поэтому в последующих расчетах показателей ре-
монтопригодности ВПЛ наряду с обычным ремонтом рассмот-
рим и второй вариант его ремонта, т. е. ремонт путем замены.
На основании опыта эксплуатации межремонтный период
между текущими ремонтами ВПЛ составляет 6750—7000 ч, что
соответствует 1,5 года эксплуатации. Исходя из принятой для
БМРТ периодичности докования (через 1,5 года), а также для
обеспечения постоянной работоспособности целесообразно ре-
монт ВПЛ выполнять по схеме, принятой в табл. 41.
Согласно принятой схеме большой капитальный ремонт
должен выполняться через 40000 ч работы (9 лег эксплуата-
ции), первый малый капитальный ремонт — примерно через
13500 ч. Текущий ремонт предусмотрен примерно через 6700 ч
работы после малого капитального ремонта, а профилактиче-
ский — в первое докование судна после постройки или после
большого ремонта винта, когда нет оснований ожидать повреж-
дений или больших износов его деталей.
Для последующих расчетов показателей ремонтопригодно-
сти в табл. 40 приведены калькуляционная трудоемкость и
стоимость материалов по каждой категории ремонта, найден-
ные по нормам одного из СРЗ. По указанным данным опреде-
лим затраты на ремонт и обслуживание гребного винта за его
полный срок службы при выполнении ремонтов согласно вы-
бранной схеме. В табл. 41 приведены результаты расчетов и
значения удельных затрат и коэффициента
Таблица 4(1
Средняя калькуляционная трудоемкость и стоимость материалов
по категориям ремонта ВПЛ
Вины ремонтов
Наименование	Профилакти- ческий	—	Малый капи- тальный	Польшей капитальный
Трудоемкость, нормо-ч . Стоимость материалов.	149	294	1513	1823
РУ6		31	57	1518	19-32
179
Удельные затраты по трудоемкости и стоимости ремонта
и обслуживания ВПЛ
Виды ремонтов и
Гребней впит
с поворотным*
жипупит 1’Д.
1ЯИ31
Вариант
при замене
ВПЛ новым
вместо большо-
го капиталыю-
Вариант:
при выполнении
большого капи-
тачын>ги ремоц-
Варпант-
при замене
ВПЛ новым
«место большо-
го капитально-
го ремонта
Варпапт;
прн выполне-
нии большого
капитального
ремонта ВПЛ
При расчетах в стоимость материалов для малого капи-
тадьиого ремонта включена стоимость одной новой лопасти, а
в стоимость материалов, используемых при большом капиталь-
ном ремонте, включена стоимость трех новых лопастей.
К подсчитанной стоимости материалов необходимо приба-
вить стоимость смазочного масла «Смолка» для коробки пере-
дач и рулевого управления, которое периодически заливается
в напорный бачок для пополнения утечек. Если принять расход
масла для этой цели, по данным эксплуатации, в среднем 30 л
в месяц, тогда за 33 года будет израсходовано 11,88 т. Прини-
маем расход 12 т.
Полная стоимость материалов на ремонт и эксплуатацию
ВПЛ равна Л1Э = ЛЦ-12-135 = 26 167+1 620 = 27787 руб. Одна
тонна масла по прейскуранту стоит 135 руб. Величина М=
= 26167 руб. — стоимость материалов и изделий, расходуемых
на все виды ремонта ВИЛ за весь срок эксплуатации судна.
Второй вариант ремонта — замена ВПЛ при большом ка-
питальном ремонте — рассчитан по формуле
Dv = Dp - 3£>б.к.р + 3D„ -t- 3Dpc жз + 37И' = 126 434 руб,
где	DP — стоимость всех ремонтных затрат по перво-
му (ремонтному) варианту;
Da =20500 —стоимость нового ВПЛ;
Оревиз = 131,6 руб. — стоимость затрат на ревизию и расконсерва-
цию нового ВПЛ;
М' — 35 руб. — стоимость масла, заливаемого при установке
нового ВПЛ, и материалов, расходуемых при
расконсервации.
Данные табл. 41 свидетельствуют, что средняя стоимость
ремонта и технического обслуживания гребного ВПЛ, в случае
установки новых ВПЛ (после 40 000 ч работы), вместо их
большего капитального ремонта, возрастает примерно па
1000 руб. в год. Это объясняется сравнительно высокой стоимо-
стью новых ВПЛ, а также тем, что при расчетах второго ва-
рианта не была учтена остагочная стоимость заменяемого
ВПЛ. Однако при определении наиболее экономичного вариан-
та ремонта ВПЛ руководствоваться полученными в табл. 41
данными совершенно недостаточно. Нужно исходить из эконо-
мической эффективности (для сравниваемых вариантов) в це-
лом для докового ремонта судна. Дело в том, что в условиях
обычного СРЗ, когда специализированная база для ремонта
ВПЛ отсутствует, продолжительность его капитального ремонта
велика и она лимитирует срок стоянки судна в доке. Данные
эксплуатации показывают, что одни лишние сутки простоя
БМРТ тина «Маяковский» в доке приводят к убыткам в не-
сколько тысяч рублей.
Таким образом, убытки, которые судовладелец может иметь
or лишнего простоя БМРТ в доке ио причине длительного
181
большого капитального ремонта ВПЛ, в общем случае много-
кратно выше тех, которые имеют место при большом капи-
тальном ремонте ВПЛ по второму варианту (замене ВПЛ).
§ 22. ДОЛГОВЕЧНОСТЬ УСТРОЙСТВ ВИИТО-РУЛЕВОГО
КОМПЛЕКСА
Долговечность — это свойство изделия сохранять работо-
способность до предельного состояния с необходимыми /пере-
рывами для технического обслуживания и ремонтов. Количест-
венно долговечность изделия оценивается суммарной продол-
жительностью времени эксплуатации до списания (технический
ресурс), объемом продукции или работы, произведенной за пе-
риод эксплуатации до предельного состояния. Для устройства
ВРК количественным показателем долговечности может слу-
жить срок их службы до указанного предельного состояния.
Срок службы может быть выражен календарным временем в
годах или в часах работы.
При современном уровне ремонтной техники длительность
эксплуатации устройств может быть практически величиной
неограниченной, если не считаться с экономическими сообра-
жениями.
Увеличение долговечности устройств и машин не само-
цель, а средство снижения затрат на единицу продукции или
времени их работы. Поэтому для всех изделий должны быть
установлены экономически наиболее эффективные пределы и
сроки службы, т. е. установлена экономически оптимальная
долговечность. Установление таких пределов, при которых
обеспечивается их наиболее эффективное использование за
весь период эксплуатации, и является задачей определения оп-
тимальной долговечности данного изделия.
Необходимость ограничения срока службы изделия обуслов-
ливается материальным и моральным износом, т. е. оптималь-
ная долговечность изделия измеряется экономически наивыгод-
нейшим сроком ее службы, ограниченным одновременным вли-
янием материального и морального износа.
В большинстве случаев под оптимальной долговечностью
машин и изделий понимается такой срок их службы, при ко-
тором все затраты по использованию (приобретение, ремонт и
эксплуатация) машины за весь период эксплуатации, отнесен
ные на единицу производственной продукции или работы, бу-
дут минимальными.
Если подходить строго к выбору критерия оптимальной дол-
говечности, то следует сказать, что достижение минимума се-
бестоимости в общем случае является лишь достаточным усло-
вием для определения верхнего предела оптимального срока
службы машины [16]. Считается, что наиболее точным и до-
статочным критерием оптимальной долговечности эксплуатации
182
машины яв-ляется получение наибольшей рентабельности в
среднем за весь срок ее службы. Однако определение этого
критерия связано с целым рядом трудностей и для практиче-
ского использования, поэтому он не всегда приемлем. Дело в
том, что для определения рентабельности необходимо знать
цену.и себестоимость продукции (работы), а также долю про-
изводственных фондов, используемых для ремонта и обслужи-
вания машины, оптимальный срок службы которой определя-
ется. Применительно к устройствам винто-рулевого комплекса
морских судов с учетом специфики их работы определение
указанных исходных данных практически невозможно. Поэтому
для них наиболее удобным критерием оптимальной долговеч-
ности может быть принят минимум себестоимости эксплуата-
ции (работы) Zmin-
В аналитическом виде выражение для Zmin имеет вид [25]
Z^-^+B + CT-',	(85)
где Д —стоимость машины;
Т — срок службы;
В — удельные эксплуатационные расходы, возрастающие в об-
щем случае с увеличением срока службы;
СГ"-1— удельные амортизационные отчисления на восстановление.
После дифференцирования по Т получим
Гоп1 = * (п—1)С-	(86)
Приведенное аналитическое выражение представляет собой
непрерывную функцию Z во времени. Фактически зависимость
Z — f (/) для восстанавливаемых при ремонтах изделий яв-
ляется дискретной (прерывистой), что обусловливается дис-
кретными (периодическими) затратами на ремонты. По этой
причине выражение (85) для Zm!n не является достаточно
точным, так как не учитывает цикличность ремонтных затрат
Более точным для Zmin может служить выражение (83),
использованное при определении показателей ремонтопригодно-
сти ВРК. Как было показано в § 21, практическое определение
Z,nln не представляет никаких трудностей, а сам показатель
является простым и достаточным критерием.
Определение оптимального срока службы устройств ВРК по
принятому нами критерию Zm!n попытаемся выполнить на приме-
ре дейдвудного устройства китобойных судов. Исходными дан-
ными для расчета являются:
схема ремонтов гребного вала с раздельными облицовками
и дейдвудного устройства;
средняя стоимость каждого вида ремонта и среднегодовая
стоимость профилактического обслуживания (см. табл. 39).
Расчет выполнялся по выражениям (82) и (83) с учетом
дискретности ремонтных затрат (рис. 58). Как видно из рис.
183
58, себестоимость единицы времени эксплуатации гребного ва-
ла и дейдвудного устройства имеет постоянную тенденций) к
снижению по мере увеличения срока эксплуатации. На .’ри-
сунке видно, что после каждого большого капитального
ремонта значение Z довольно резко возрастает, а потом опять
снижается, однако значение Z после очередного ремонта
несколько ниже, чем для предыдущего. Полученный характер
Рис 58. Изменение себестоимости единицы времени эксплуатации
гребного вала и дейдвудного устройства китобойных судов
зависимости Z~f(T) объясняется тем, что при расчете бы-
ло принято, что ремонтные затраты по каждой категории ре-
монта не зависят от их очередности, т. е. положения их на- осн
времени Т.
Длительный анализ издержек эксплуатационных и ремонт-
ных затрат по устройствам ВРК судов показывает, что по
каждой из категорий ремонта они действительно, за редким
исключением, имеют сравнительно небольшие колебания в ту
или иную сторону и держатся нрпмерпо на одном уровне в
процессе эксплуатации. Такое положение обусловливается са-
мой конструкцией устройств, спецификой их работы и требо-
ваниями, которые предъявляются к ипм по надежности как к
судовым устройствам. Объем ремонта каждого из устройств
обусловливается в основном материальным взносом, который
хотя и является случайным процессом, имеет ярко выражен-
ную монотонно возрастающую функцию во времени. Поэтому
в процессе эксплуатации примерно в равные межремонтные
циклы износ деталей и узлов устройств ВРК происходит при-
близительно одинаково. К этому следует также добавить, что
при малых и больших капитальных ремонтах устройств изна-
шиваемые узлы и детали заменяются новыми пли восстанав-
ливаются до состояния, близкого к первоначальному. Поэтому
будет вполне логичным принять, что ремонтные затраты в пе-
риоды между большими капитальными ремонтами устройств
ВРК будут примерно одинаковыми соответственно и по каж-
дому виду ремонта.
184
На основании изложенного, а также характера зависимо-
сти Z = f(7) можно сделать вывод, что долговечность ба-
зовых деталей устройств ВРК будет определиться долговеч-
ностью эксплуатации судна. Такой вывод является технически
и экономически обоснованным.
Исходя из общих принципов теории надежности, базовые
детали устройств ВРК действительно должны иметь длитель-
ный ресурс, соответствующий сроку службы самого судна, ибо
эти устройства являются жизненно важными для судов, чрез-
вычайно дороги в изготовлении и монтаже, поэтому надеж-
ность их должна быть очень высокой и обеспечиваться на
всех этапах — конструировании, изготовлении и эксплуатации.
Таким образом, был рассмотрен принципиальный вопрос об
установлении оптимального срока службы устройств ВРК
судов. При этом имелось в виду, что речь идет об основных
базовых деталях устройств — баллере, гребном вале, гребном
винте, пере руля и некоторых других.
Рассмотрим теперь вопрос о фактической долговечности
основных узлов и деталей устройств ВРК. Все расчеты долго-
вечности по материальному износу выполнены для устройств
китобойных судов и БМРТ типа «Маяковский» на базе стати-
стических данных по износа» и принятых схем их ремонта.
Для расчетов долговечности рулевого устройства приняты
следующие исходные данные:
средняя наработка РУ за один год эксплуатации
7 = 4500 ч для БМРТ н Т == 5000 ч для китобойных судов;
средняя скорость износа основных деталей, скорость нара-
стания зазора, установочные и предельные зазоры согласно
табл. 42.
Расчет долговечности узлов и деталей рулевого устройства
БМРТ типа «Маяковский» выполнен в табл. 42.
При расчете долговеч-
ности деталей учиты-
валась необходимость
механической обработки
рабочих поверхностей де-
талей при ремонте для
удаления коррозионных
поражений и исправления
нарушения геометрии.
Практически некото-
рые детали протачивают-
ся не каждый ремонт, а
через два-три ремонта,
поэтому скорость износа
их за один рабочий цикл
(плавание между оче-
редными докованиями
рербыи Второй Третий
Рис. 5*1 Схема средних скорое;^ jiiioca
шейки Салзера немодер1.|,н!р;заиного
рулевого устройства Ь«1РТ
сэ и Т'ср — тедчля скорость n<ns.a шсЯкя
базтера соответственно та Т1е-кд>П|*«пшй
период <П!»1 отсутствии проттччп шейки в пе-
риод ремонта) и та три мелдт джовык пери-
ода с учетом он ри проточки (л лея па диа-
185
плюс ремонт) бывает различная. Для примера на рис. 59 при-
ведена схема средних скоростей износа шейки баллера немб-
дернизированного рулевого устройства БМРТ.
Если сравнить (см. табл. 42) данные расчета долговечно-*
сти деталей немодернизированиого РУ со средними величина-
ми наработки до отказа (см, § 19), то увидим, что факти-
чески детали РУ (баллер, втулки штырей, верхний штырь)
заменяются (или восстанавливаются) значительно раньше,
чем они достигают предельных размеров Это объясняется
тем, что деталь во время ремонта чаще всего заменяется (или
восстанавливается) не потому, что достигла предельных раз-
меров, й потому, что зазор в узле достиг предельного значе-
ния для данного вида ремонта или запас по зазору в узле на-
столько мал, что за период очередного междудокового плава-
ния зазор превысит предельно допустимый при эксплуатации.
Из табл. 42 видно, что долговечность деталей и узлов мо-
дернизированных РУ БМРТ, у которых шейка баллера и шты-
ри защищены облицовкой или наплавкой из нержавеющей
стали, применено надежное уплотнение торцов облицовок,
конусных поверхностей баллера и штырей и выполнены дру-
гие мероприятия, повышающие надежность изделия, значитель-
но выше долговечности этих же деталей у пёмодернизирован-
ного РУ.
Согласно расчету, долговечность деталей модернизирован-
ного РУ, указанная в табл. 42, равна сроку службы РУ.
Практически одна из сопрягаемых деталей будет заменена
значительно раньше по причине предельного увеличения зазо-
ра в узле. Так, баллер и втулка баллера могут быть заменены
в период большого капитального ремонта РУ (через 12 лет
эксплуатации — 54000 «), а штыри или их втулки — в пери-
од проведения малого капитального ремонта (через 4 года эк-
сплуатации — 18 000 ч).
Если замена упомянутых деталей РУ будет выполняться
в указанные выше сроки, то в этом случае фактическая (ми-
нимальная) долговечность деталей модернизированного РУ
будет выше долговечности деталей немодерннзированного РУ:
у баллера -|^ = 2,6 раза;
,	54000	ю/1.
у втулки баллера = Д/6 раза;
нижнего штыря 2,6 раза;
18000	.
втулки нижнего штыря t600Q = 1,1 о раза,
18000 о с
верхнего штыря -g-g^ — 2,Ь раза.
Расчетом, выполненным аналогично приведенному в
табл. 42, установлена следующая долговечность рулевого уст-
186
ррйства китобойных судов типа «Мирный» (по узлу баллер —
нижняя втулка подшипника):
а)	для варианта незащищенной шейки баллера:
узел баллер — втулка нижняя — 8400 ч (1,58 года);
баллер (по нижней шейке) — 17 000 ч (3,4 года);
втулка (бронзовая) нижнего подшипника — 45000 ч (9 лет);
б)	для варианта шейки баллера, защищенной бронзовой
облицовкой:
узел баллер — втулка нижняя — 33 700 ч (6,65 года);
бронзовая облицовка баллера — долговечность равна сроку
службы судна; втулка пижпего подшипника (ДСП)—70 000 ч
(14 лет);
в)	для варианта защищенной шейки баллера хромо кадмие-
вым покрытием:
узел баллер—втулка нижняя—60000 ч (12 лет);
шейка баллера с хромокадмиевым покрытием — 65 000 ч
(13 лет);
втулка (бронзовая) нижнего подшипника — доги овечпость
равна сроку службы судна.
По расчету видно, что долговечность незащищенного бал-
лера определяется долговечностью шейки нижнего подшипни-
ка, которая равна 17000 ч (с учетом проточек).
Расчет средней наработки баллера до отказа по статисти-
ческим данным показал примерно ту же величину
(7и.о = 18 346ч).
Геометрические размеры и средняя скорость износа втул-
ки нижнего опорного подшипника баллера позволяют считать
долговечность ее равной 45000 ч, однако преждевременное
достижение предельной величины зазора в узле баллер- втулка
приводит к необходимости производить замену втулок значи-
тельно раньше
Из полученных данных расчета видно, что несмотря на то,
что долговечность деталей узла составляет 17 000—18 000 ч,
узел подвергается восстановлению (ремонту) примерно через
8400 ч. Причиной этому является большая скорость нараста-
ния зазора в узле и достижение предельного значения за ука-
занную продолжительность эксплуатации.
Долговечность баллера 65000 ч была определена исходя
из средней скорости износа защитного слоя (хромокадмиевого
покрытия). Фактически долговечность баллера, защищенного
хромокадмиевым покрытием, и узла в целом была значительно
меньше (см. § 4).
На нижней шейке баллера РУ китобойного судна № 42, в
порядке опыта, в 1965 г. была установлена облицовка из нер-
жавеющей стали, а втулка подшипника оставлена без измене-
ния (бронза). После трех лет эксплуатации облицовка бал-
лера находилась в отличном состоянии (осмотр произведем в
период ремонта в 1968 г.), а зазор в узле шейка баллера —
187
Расчет долговечности узлов и деталей
Ji = Шейка бал.те- S ра стальная, не- £ |чаш:нценная об- - |Л|П10НЫШ. вту.н ~ |ка бранливая				Не модернизированное					
		Бал- тер	0,08	0,338	264,5	0,51	263,9» 263,3»* 262,7»**	263,8* 263,3«* 257,7*»*	255
		Втул-	0,05	0,08	265,0	0,34	265.-Х* 265,85*® 266,37**»	265,52* 266,04** 266,55**»	275
S		Штырь	0 61	-	169,3	з.м	165,34	165,34	163
		Етул-	0,03	0,115*	170	0,23	170,2*	170,32*	182
^ё. S	Штырь, не защищенный			В сред нем за 2 ре-			170,62»*	I 7б ,0**	
а	ОПЛЧЦиЕКиЙ,			0,31					
S	втулка брон-	Штырь	0.90	-	149,з| 5,85		143,45	143,45	140,0
- £ g J.	зова я	Втул- ка	0,12	0,14* нем за ? ре-	150,0	0,78	150,78* 151,69»*	150,91* 156,0**	160,0
э				0,46					
							Модернизированное		
О	Шейка баллера защищена об- .hiuotkiui tiia-	'S'	0.019	-	264,5	0,171	264,33	264,33	255
s|	планкой.* ис- ржа сеющей сталью	С«Т	0,021	0,031	265,0	0,19	265,19	265,28	275
-15	Штыря за-	Штырь- 0,02		--	169,3	0,18	IC9.I2	169.12	163
	шитены об- HMWoii не-	Гка’"'	0,180	С.И	170	'ет	171,67	172.25	182
	СТАТЬЮ Ы1.1- кр брс-нзовые	Штырь| 0,02		-	149,3	0,18	149,12	149,12	140
lil		Етул-	°-22	0,30 1150,0		1,98	151.98	152.7	160
• Первый ремонт. *» Второй ремонт в** Третий ремонт.
П р и м е ч я ал с. Долговечность узла баллер— нтуткв (до модернизации) получена без
учета ПОТОМУ'. чи> О1я гыголвкстся только «осле |95Я» ч эки луатации. когда втулки заменяется
las
Таблица 42
рулевого устройства БМРТ типа «Маяковский»
рулевое, устройство									28 6^2 I2S 27,8	
9,5	0,13	0,16* 0,16**	0,56	I 4* 2 5**	1,6* 2.7**	2.3	3,5	2,91		18,0 4.0
10,0		В срсд- гем за 3 ремонта 0.418 (с 1 при- точкой)		3,6***	8.6***					
6,3 12,0	0,61	0.66		4,86	5,0	3,0	7,0	6,3	ю. ч 2,3 32,5'	9,5 2 5
9.3 10 0	1Л2	I-«ремонт 1,04	0,7	7.3	7,8	1.0	7,0	6,3	10,3 2.3 ‘ 3» Б	6,05 1,35
рулев		ройство								
9,5 10,0	0,04	0,05	0,56	0,92	1.01	3.0	35	2,94		59 13
6,3	0,206	0,27	0,7	2,55	3,13	6,0	7,0	6,3	служ( рОИСТ!	23
12,0										
9 3 10,0	0,24	0.32	0,7	2.86	3.58		7,0	6,3	IX	19,5 4,5
проточки шейки баллера, т. е.^ =PWi, « (около четырех чет) Проточка нс ччтена
ноной Поэтому проточка баллера не влияет в давлом случае яа долговечность этого узле.
189
втулка остался практически установочным. Это дает нам воз-
можность предположить, что в этом варианте защиты шейки
баллера облицовка баллера и узел в целом смогут служить
..	60000
без ремонта д— ч. т. е. до большого капитального ремонта
(см. табл. 36).
Согласно полученным данным, можно принять, что потреб-
ность в разборке и замене деталей узла шейка баллера —
втулка нижнего опорного подшипника может возникнуть: у
немодернизированного РУ — через 5000—10000 ч (1—2 го-
да); у модернизированного РУ, где баллер защищен бронзо-
вой облицовкой, — через 20 000—40000 ч (4—8 лет в пери-
од проведения малого капитального ремонта); у модернизи-
рованного РУ, где баллер защищен облицовкой из нержавею-
щей стали, через 40000 — 60000 ч (8—12 лет в период про-
ведения малого капитального ремонта).
Таким образом, долговечность узла у модернизированного
РУ выше, чем у немодернизированного, в четыре — шесть раз.
Исходные данные для расчета долговечности гребных ва-
лов и дейдвудных подшипников следующие:
средние скорости .износа облицовок гребных валов и набо-
ра дейдвудных подшипников — согласно данным табл. 9;
предельные изпосы и зазоры — согласно действующим ТУ
на ремонт.
Результаты расчета долговечности гребных валов (по из-
носу облицовок) и набора подшипников представлены в
табл. 43. При расчете учитывалась также проточка облицовок,
которая выполнялась:
на китобойных судах — для валов с раздельными обли-
цовками через 15000 ч (три межремонтных периода), для ва-
лов со сплошными облицовками через 20000 ч эксплуатации.
Величина снимаемого металла при проточке --- 0,6 мм па дн
аметр;
на БМРТ — для валов с раздельными облицовками через
13500 ч (три года), для валов со сплошными облицовками
через 20000 ч (четыре года) эксплуатации. При этом диаметр
облицовки от проточки уменьшался на 1,5 мм.
Результаты расчета показывают, что долговечность облн
цовок по материальному износу достаточно велика: у кито-
бойных судов она превышает срок службы судна (20 лет), у
БМРТ типа «Маяковский» значительно меньше—13—16 лет
(при нормативном сроке службы судна 33 года). Долговеч-
ность узла гребной вал — втулка подшипника составляет
около четырех лет для китобойных судов, 3,8 года для БМРТ
с валами с раздельными облицовками. Выполненные расчеты
показывают, что для китобойных судов и для БМРТ с валами
со сплошной облицовкой узел гребной вал — подшипник мо-
жет работать около четырех лет без ремонта.
190
Таблиц а 4
Расчет долговечности гребных валов и дейдвудных подшипников
- БМРТ типа «Маяковский»
Вариант исполнения	Наименование детали				
		БМРТ типа «Маякэв-		Китобойные суда типа „Мирный”	
		Деталь	Узел	Деталь	Узел
Вал с раздельными об.чи-	Облицовка	59,2 13,3	17,1	123,7 24,7	20,7
цовками	Набор	164	, 36,4	3,8	88,8 1Л7	4,15
Вал со сплошной облн-	Облицовка	74,7 ТО	20,0	138,0 27,6	21,6
ловкой 		Набор	164 36.4	4,45	88,8 17.7	4,33
Если сопоставить полученные результаты по долговечности
со средними наработками до отказа Тио (см. § 19) для греб-
ных валов и дейдвудных подшипников, то окажется, что они
значительно меньше (у китобойных судов для узла в целом
7^.0= 11880 ч, для гребного вала с облицовками 7^0 =
= 14150 ч; у БМРТ для узла 7’Пл> = 12 469 ч, для гребного вала
с облицовками 7’НО=-12 321 ч). Сказанное объясняется тем, что
расчет долговечности выполнялся только по материальному
износу, в то время как при расчете показателей безотказности
величина 7'в.о определялась с учетом отказов, которые имели
место как по материальному износу, так и по другим причи-
нам (поломки валов от усталостных разрушений, поврежде-
ния набора и т. д.).
Расчеты долговечности гребного вията с поворотными ло-
пастями БМРТ типа «Маяковский» выполнены по сравнитель-
но небольшому числу наблюдений за износом основных дета-
лей и узлов. По этой причине результаты расчета по мере на-
копления необходимых данных должны быть соответственно
уточнены (табл. 44).
При выполнении расчетов было принято условие: увеличе-
ние зазора в узле относить за счет износа одной из трущихся
деталей, долговечность которой рассчитывается.
Такой метод расчета не является точным, но при этом фа-
ктический срок службы деталей во всех случаях будет не
191
Таблица 44
Расчет долговечности деталей и узлов ВПЛ
серийной постройки БМРТ типа «Маяковский»
Наименование			Долговечность, тыс- ч летали f узла	
узла		летатн		
			||_	
Подшипник лопасти	Торцовый зазор	шайба ло- пасти шайба упорная	481 139,5	22,3
	Дгаметраль- ный зазор	шайба упорная шайба ло-	300	23,3
Подшипник но зуна		шейка пол- зуна	 втулка фланца	240	51
Механизм поворота лопастей ку- лисного типа		палец шайбы сухарь	407	35,5
		сухарь ползун	440	44,5
меньше расчетного, что дает большую уверенность в полученных
результатах расчета.
Данные расчета показывают, что долговечность детален
ВПЛ но материальному износу очень высокая и в большин-
стве случаев превышает срок службы БМРТ (7ргС=
= 148000 ч), а долговечность узлов — не менее четырехлетнего
периода эксплуатации БМРТ. При расчете показателей безот-
казности средняя наработка на отказ для ВПЛ серийной по-
стройки была получена 711о=9080 ч, что значительно меньше
долговечности узлов по расчету в табл 44.
Следует отметить, что несмотря на сравнительно низкие
значения Тро, многие экземпляры серийных винтов отработа-
ли более 25 000 ч, а винты головной партии на БМР1
«Г. Успенский» и «Н. Островский» проработала без серьезных
дефектов около 40 000 ч.
Долговечность ступицы, являющейся базовой! деталью
ВПЛ, как показывает опыт, очень большая, и можно предпо-
лагать, что с учетом применения современных методов восста-
новления может достигать срок службы судна
192
ГЛАВА VI. ПОВЫШЕНИЕ НАДЕЖНОСТИ УСТРОЙСТВ
винто-рулаого комплекса
§ 23. ПОВЫШЕНИЕ НАДЕЖНОСТИ РУЛЕВЫХ
УСТРОЙСТВ
При анализе повреждений рулевых устройств отмечались
частые случаи коррозионного повреждения обшивки перьев
рулей и особенно сварных швов Поэтому с целью уменьше-
ния интенсивности коррозии сварных швов обшивки, перьев
рулей на судах ледового и тропического плавания, согласно
решению МСП и ММФ СССР от 21/XI 1965 г., при ручной
сварке стали применять электроды марки Э-138/50Н по
ОН9-327—65 (содержание маргамца 0,45—0,75% и никеля
0,7—1,1%) взамен электродов УОНИ-13/45. УОНИ-13/45А и
УОНИ-13/55.
Известно, что коррозия металлов в морской воде может
быть полностью устранена или значительно уменьшена при
катодной поляризации металлов с помощью протекторной или
катодной защиты. При протекторной защите катодом является
корпус судна, а анодом — протектор, выполненный из метал-
ла более электроотрицательного, чем защищаемый.
В последнее время для протекторов стали применять более
эффективные сплавы ла магниевой (Мл4вч) или алюминие-
вой (АМцЮ-Ю) основе.
При катодной защите система автоматически поддержива-
ет заданный потенциал корпуса судна (в пределах защитно-
го) изменением выходного тока источников питания.
Для уменьшения интенсивности коррозии пера руля и со-
прикасающихся с морской водой нетрущихся поверхностей
баллера рекомендуется взамен ранее применяемой этиполевой
схемы окраски использовать более стойкую к ударным воздей-
ствиям морской воды следующую схему окраски: один слой
грунта ВЛ-02, четыре слоя краски ЭП-71 (ЭШЭЛ) и два слоя
краски ХВ-53.
Наиболее изнашиваемыми узлами рулевых устройств яв-
ляются узлы трения, работающие в контакте с морской во-
дой. Поэтому для повышения надежности и долговечности этих
узлов осуществляется ряд конструктивных мероприятий, основ-
ные из которых можно свести к следующим:
193
защита нижнеи шеики баллера нанесением хромокадмие-
вого покрытия (толщина слоя до 1 мм);
покрытие шейки баллера методом электронаплавки нержа-
веющей еталью;
защита шейки баллера облицовкой из нержавеющей стали;
, замена бронзовой втулки
Рис. 60. Нижний подшипник бал-
лера руля китобойного судна пос-
подшипника баллера втулкой
из материала, имеющего по
отношению к материалу бал-
лера балл 1, по нормали
ОН9-118—62;
защита шейки баллера брон-
зовой облицовкой и замена
бронзовой втулки подшипника
втулкой с набором ДСП (ба-
каут, текстолит);
применение для изготовле-
ния баллеров хорошо сварива-
емых материалов (например,
сталь 08ГДНФЛ и др.).
Применение упомянутых
мер по защите баллера дало
положительные результаты.
Особенно значительными они
оказались для китобойных су-
дов после защиты шейки бал-
лера бронзовой облицовкой и
изменения конструкции и ма-
териала втулки нижнего под-
шипника (рис. 60).
Если при старой конструк-
ции этого узла (см. рис. 1)
шейка баллера почти ёжегод-
по протачивалась и наплавля-
лась углеродистой сталью, то
после изменения конструкции
баллер перестал нуждаться в
ремонте на протяжении четы-
рех лет эксплуатации. При
этом средняя скорость износа
ле модернизации:
I — РУдернис; 2 — уплотнение конуса
баллера и отверстие рудерпнса (резн-
волыП шнур); 3 — алладьпп; 4 -— на-
бор ДСП; Б — корпус нижнего под-
шипника; 6 — рубашка баллера
(Бр. ОЦЮ-2); 7 —баллер
облицовок баллера оказалась
примерно в 30 раз меньше скорости износа ранее не защищен-
ной шейки баллера при полном отсутствии коррозионных по-
вреждений.
Опыт эксплуатации танкеров типа «Лисичанск», «Гурзуф» и
других судов, у которых шейки баллера защищены облицов-
кой из нержавеющей стали, также показывает, что скорость
коррозионного и механического износа облицовки настолько
194
Рис 61. Уплотне-
ние торцов обли-
цовки баллера:
I — облицовка, 2 —
шпатлевка (ГОСТ
10277—62); 5 — рези-
новый шнур (ГОСТ
6467—Б7); 4 — рудср-
пис пера руля
полости
мала, что практически отпадает необходимость в ремонте обли-
цовки баллера и втулки подшипника на протяжении четырех-
пяти лет.
Малые скорости износа исключают необходимость в допу-
щении больших предельных зазоров в узле, а вместе с тем
уменьшается число случаев расцеятровок, недопустимых ви-
браций пера руля, повышенного износа в зацеплении зубчатого
секторного привода и других нежелательных
явлений, сокращающих срок службы руле-
вого устройства.
Следует учитывать, что если шейка бал-
лера защищена облицовкой из цветных спла-
вов, то в результате образования гальвани-
ческой пары поверхность баллера вблизи тор
цов облицовок подвергается интенсивному
разъеданию. Поперечное сечение баллера в
этом районе ослабляется, что может приве-
сти к появлению микроскопических трещин.
Основной мерой предохранения баллера от
указанного явления является гидроизоляция
этого района — путем уплотнения торцов об-
лицовки разными способами — путем уста-
новки резинового кольца (рис. 61), эпоксид-
ной смолой, армированной стеклотканью, или
покрытием специальными красками (напри-
мер, грунт ВЛ-02 — один слой, краска ЭП-71 — три слоя).
Для предотвращения попадания воды в свободные
рудерписа и ржавления конуса баллера и рудерпнса на ряде
судов осуществляется модернизация, предусматривающая уп-
лотнение торцовой части рудерпнса резиновым шнуром (см.
рис. 60, 61) и заполнение через специальные отверстия свобод-
ной полости между баллером и рудерписом смазкой АМС-3.
В результате на китобойных судах значительно улучшились
условия работы конусных поверхностей баллера и рудерписа,
но полностью не удалось исключить возможность проникнове-
ния воды.
На рис. 62 показано уплотнение конусного соедивения пера
руля с баллером и нижнего подшипника при помощи резино-
вых колец, примененного па отечественных крупнотоннажных
танкерах. Конусное соединение после монтажа испытывается
на плотность давлением воздуха 1,5 кГ!см2, после чего кольце-
вою полость между рудерписом и баллером заполняют смазкой
АМС-З. После окончательного заполнения полости смазкой от-
верстия глушат пробками и стопорными планками.
Для увеличения надежности и долговечности узла штырь—
втулка на современных судах штыри защищают облицовками
из нержавеющей стали, при этом втулки подшипника изготав-
ливают из бронзы, если же облицовку изготавливают из бронзы,
195
то втулку выполняют с
набором из ДСП пли гра-
фитизированного тексто-
лита (рис. 63, 64). На-
сколько это эффективно,
можно судить из следую-
щего примера. На танке-
ре «Пекин» до модерни-
зации РУ за три года эк-
сплуатации износ штыря
в пятке ахтерштевня со-
ставил 29 мм па диаметр
(6 мм в нос и 23 мм в кор-
му, т. е. скорость износа
поверхности штыря, обра-
щенного в корму, со-
ставляла 7,7 льн в год).
После зашиты штьг
ря облицовкой из не-
ржавеющей стали корро-
зионный износ его рабо-
чей поверхности почти
полностью был устранен.
Рис. 62. Уплотнение конусного сиеяннсния а средняя скорость изно-
яера руля с баллером на отечественных са штыря снизилась ДО
крупнотоннажных танкерах:	Величины 0,02 ММ^ЫС. Ч
1 — отметка пера руля; 2 — баллер; 3 — обли- на пиямотп
цовка баллере; 4 —резиновые кольца. 5—пробка n
По данным ЦНИИТСа,
износ облицовки штыря (сталь ОХ18НЮТ) на танкере «Пхень-
ян» после 5860 ч работы РУ не превысил 0,11 мм, т. е. скорость
износа была равна 0,019 мм[тыс. ч эксплуатации.
На рис. 3 (позиция 8) показана конструкция узла штырь—
втулка РМТ типа «Тропик». По данным эксплуатации, эта
конструкция достаточно надежна (средняя скорость износа об-
лицовок равна —0,026 мм1тыс. ч эксплуатации). Однако у нее
имеется существенный недостаток, заключающийся в том,
что отсутствовало уплотнение конуса и морская вода, попадая
на поверхность конуса, вызывала его коррозию. Этот недоста-
ток устранен в более совершенной конструкции узла на БМРТ
типа «Маяковский» последней постройки.
На многих судах отечественной постройки до последнего
времени не предусматривалось уплотнение на выходе конуса
штыря из конусного отверстия петли пера руля, вследствие че-
го конус штыря и конусное отверстие петли пера руля, особенно в
нижней части, подвержены коррозионному и эрозионному взно-
сам. Восстановление указанных деталей связано со значитель-
ными затратами — с наплавкой, проточкой и взаимной пригон-
кой па краску штырей и конусных отверстий петель.
На многих судах новой постройки (танкеры «-.Лисичанск»,
«Труд», БМРТ после модернизации и др.) кояус штыря с двул
сторон имеет уплотнение в виде резиновых колец, помещенных
в выточке петли руля и под гайкой штыря. Эти мероприятия,
на выполнение которых не требуется больших затрат, эффек-
тивно предохраняют конус штыря и петли от коррозии, а уд-
линенная верхняя часть облицовки предохраняет от эрозионно-
коррозионного износа выступающую часть штыря в районе
между петлями руля и ахтерштевня (см. рис. 63).
Недостаточная надежность и малая долговечность почти
всех деталей и узлов рулевого устройства БтМРТ типа «Маяков
скин» первой серии (см. рис. 64) в процессе эксплуатации
приводили к необходимости частых ремонтов. Небольшие кон-
структивные усовершенствования отдельных деталей ле могли
обеспечить повышения надежности РУ до требуемого уровня.
Поэтому па судах этого типа более ноздпей постройки стали
применять РУ совершенно новой конструкции (рис 65). Ос-
новные различия указанных конструкций заключаются в еле
дующем:
балансирный руль с двумя штырями заменен на балансир-
ный руль с одним штырем;
горизонтальное фланцевое соединение баллера с пером ру-
ля заменено конусным соединением, что значительно упроща-
ет и удешевляет поковку, обработку и ремонт баллера:
Рис. 63. Штыри пера руля, защищенные облицовкой
' — облицовка из ясржаисющеЯ стплн; 3—втулка из бронзы, 4 — рсзико>«л-
5—облицовка из бронзы; 6 —втулка с чабороя ДСП или бакаут, тск-
197
Рис. 64. Рулевое устройство БМРТ типа
«Маяковский» до модернизации;
' — перо руля;
руля;
нижний штырь старой
конструкции из стали 45
заменен на штырь из
стали 40Х с облицовкой
из Бр. ОЦЮ-2.
Для уменьшения уде-
льных нагрузок увели-
чены размеры цилиндри-
ческой части штыря. У
прежней конструкции ди-
аметр штыря был d150
мм, а длина £=200 мм; у
нового d = 180 мм, £=300
мм. Наружный диаметр
облицовки штыря £>=200
мм, предусмотрены уп-
лотнение конуса шты-
ря и замена бронзовой
втулки подшипника
штыря (Бр. АМц10-2)
на втулку с набором
из ДСП. Кроме это-
го, у новой конструк-
ции РУ шейка баллера
защищена бронзовой об-
лицовкой; опорный под-
шипник баллера (рис.
66), у которого втулка 8
была выполнена из брон-
зы Бр. АМц10-2, а в
упорный подшипник бал-
лера входил одинарный
шарикоподшипник № 8156
(ГОСТ 6874—54), заме-
лел у модернизированно-
го РУ на опорно-упорный
подшипник с двухрядным
радиально - сферическим
роликоподшипнике м
№3113164 (ГОСТ 5721—57).
Аналогичная конструкция опорно-упорного подшипника ус-
тановлена на РМТ «Тропик» (рис. 67) и хорошо себя зареко-
мендовала в эксплуатации.
Система уплотнения подшипника баллера (сальниковое уп-
лотнение с пеньковой набивкой — см. рис. 66) заменена и
состоит из комплекта резиновых манжет, надежно уплотняю-
щих шейку баллера и предохраняющих баллер и подшипник
от коррозии (см. рис. 67).
Перечисленные, а так-
же другие существенные
изменения, внесенные в
конструкцию пера руля,
ахтерштевня, баллера и в
другие детали РУ, обеспе-
чивают высокие показате-
ли безотказной работы,
увеличивают в полтора —
два с половиной раза дол-
говечность деталей
устройства и улучшают
другие количественные
показатели надежности.
Повышение надежно-
сти РУ БМРТ старой кон
струкции (см. рис. 64) и
им подобных можно было
бы обеспечить, не изме-
няя полностью его конст
рукции, за счет:
защиты штырей и шей-
ки баллера облицовкой из
нержавеющей стали мар-
ки ОХ18Н10Т или
Х18Н10Т. Облицовка
должна насаживаться на
шейку баллера и штыри
по прессовой посадке
Anejnplm или на эпоксид
ной смоле с наполните-
лем. Облицовку штыря
Основная линия
Рис. 65. Рулевое устройство БМРТ ти-
па «Маяковский» модернизированной
конструкции:
1 — перо руля; 2— баллер, 3—олорно-уоор
Рис. 66. Опорно-упорный
подшипник с сальником
баллера до модернизации РУ
БМРТ типа «Маяковский».
' — баллер; 2 — упорное кольцо
из деух половик; 3—шарико-
вый подшиеник; 4 — корпус
упорного подшииенка; 5 — на-
жимное кольцо; 6 — иабивка
спльника; 7 — корпус подшпл
япка; 8 — втулка
199
следует приваривать к свободному концу или торцу шты-
ря электродом марки ЭА-395/3 (ОН9-227—65). Если
облицовка выполнена из нержавеющей стали, то втулки бал-
лера п штырей рекомендуется изготавливать из бронзы марки
Бр. АМц9-2Л методом центробежного литья. Баллер и штыри
могут быть защищены облицовками из бронзы марки
Бр. ОПСНЗ-7-5-1, Бр. ОЦЮ-2 и др. Если штырь защищен обли-
цовкой из бронзы, то втулку подшипника штыря необходимо
Рис. 67 Опорно-упорный подшипник баллера РУ РМТ типа
«Тропик»:
ая гайка; 3 — роликовый полгцняник; 4 — корпус
кт уплотнений (резиновые манжеты); б— брсн
зовая рубашка
набирать планками ДСП (или графитированным текстолитом,
бакаутом). При этом удельное давление на втулку подшипника
не должно превышать в случае текстолитового набора
30 кГ{см~, ДСП — 20 кПсм2, а для подшипника из бронзы —
50 кПсм2 Если баллер и штыри выполнены из хорошо свари-
ваемой стати (например, О8ГДНФ и др.), то защиту их мож-
но выполнить более простым способом — наплавкой на их
рабочую поверхность нержавеющей стали. Для этого рекомен-
дуется применять электроды ЭА-606/11, ЭА-400/10у (ОН9-227-
65) или сварочную проволоку св-06 Х19Н9Т;
уплотнения торцов облицовки баллеров одним из ранее
указанных способов, а также защиты от коррозии свободных
участков баллера с помощью эпоксидного покрытия, армиро-
ванного стеклотканью, или путем окраски;
уплотнения конуса штыря и рудерписа резиновыми проклад-
ками (шпуром) или эпоксидным покрытием;
2*Х)
улучшения конструкции системы уплотнения (по типу рис.
67) и смазки подшипника баллера, применения более стойких
I защитных лакокрасочных покрытий пера руля и т. д.
Эффективным средством повышения надежности рулевых
устройств является накатка роликами конусов и посадочных
мест (под облицовки) баллера и штырей. Такая дополнитель-
ная сравнительно простая операция обеспечивает значительное
повышение усталостной прочности и замедляет развитие фре-
тинг-коррозии. В последние поды как в отечественной, так и в
зарубежной практике в качестве одного из эффективных
I средств уменьшения фретинг-коррозии стали применяться
электроизоляционные прокладки (из пластмасс) под насажива-
емые детали (облицовки, ступицы и т. д.)_ Конкретные приме-
ры подобных решений будут рассмотрены в § 24.
Представляет интерес опыт одного из СРЗ по повышению
долговечности нижнего (наиболее изнашиваемого) подшипника
баллера РУ. В мае 1966 г. «во время ремонта БМРТ «Остров-
ский» бронзовая втулка опорного подшипника баллера РУ бы-
ла (в порядке испытания) заменена втулкой из чугуна марки
СПЧФ-21-40. Как показал осмотр РУ при очередном докова-
нии судна в декабре 1967 г., шейка баллера и чугунная втул-
ка подшипника находились в хорошем состоянии, коррозия
была незначительной (согласно таблице «Оценка допустимости
сопряжения цветных сплавов в морской воде», ОН9-118—62,
। при сопряжении таких материалов оценка близка 1 баллу),
а износ этих деталей был <во много раз меньше (табл. 45), чем
при работе шейки баллера в контакте с бронзовой втулкой
подшипника (оценка 4 балла).
Приведенный пример показывает, что в ряде случаев срав-
нительное небольшое улучшение конструкции узла, требующее
практически минимальных затрат, значительно повышает на-
дежность его работы.
В табл. 45 и 46 сделано сопоставление скоростей износа
основных деталей и узлов РУ до и после их модернизации на
БМРТ типа «Маяковский» и китобойных судах.
Подводя итоги рассмотрению вопроса повышения надежно-
сти рулевых устройств, можно сделать вывод о том, что сов-
ременный уровень отечественной техники, существующий опыт
проектирования, изготовления и эксплуатации судов позволяют
создавать такие конструкции рулевых устройств, которые по
своей надежности, долговечности и ремонтопригодности
будут отвечать требованиям сегодняшнего дня.
Уже сейчас в отечественной практике имеются конструкции
рулевых устройств, долговечность которых до малого капиталь-
ного ремонта, требующего разборки узлов, составляет не мс
нее четырех лет эксплуатации, т. е. 20 000 ч и более, при этом
вероятность безотказной работы между доковыми ремонтами
составляет Р (t)=0,95-4-0,97.
7 С С Виноградов. Г. И. Гавриш	2^1
Таблица 45
Сравнение средних скоростей износа основных деталей и узлов РУ
до и после модернизации на БМРТ типа «Маяковский»
НанмСКОНЗинС детали.	CpeixnK скорость износа деталей (скорость нарастания зазора в узле), мм'тыс. «	Уменьшение ск»-
узм	до -ащиты изнлав-тосле защити па- кой нержазеющей’плаикой нержаеею- прололокой 1 щей НрОлОДОКОЙ	(нарастания зазора и п раз)
л) Втулка подшипника ба i.iepa -бронзовая
Верхний штырь	 Втулка подшипника верхне-	0,61	0,020	•30,50
го штыря	 Узел верхний штырь—втулка подшипника верхнего	о.оз	0.186	—6,20
штыря	. .	0,64	0.206	3.10
Нижний штырь	 Втулка подшипника нижнего	0,90	0,020	45.00
штыря 	 Узел нижний штырь—втулка подшипника нижнего шты-	0,12	0,220	—1,83
ря	 Узел шейка баллера—втулка	1.02	0,240	4,25
подшипника		0,127	0,04	3,18
б) После замены бронзовой втулки подшипника			баллера
на втулку из чугуна СПЧФ-21-40*			
Опорная шаТка баллера . .	0,082	0,006	13,7
Втулка подшипника баллера Узел шейка баллера—втулка	0,015	0.010	4,5
подшипника • Данные получены по	0,127 одному замеру.	0,016	7,95
Таблица 4G
Сравнение средних скоростей износа основных деталей и узлов РУ
до и после модернизации на китобойных судах
Наименование детали, узла	Материал детали; средняя скорость износа (или средняя скорость нарас- тания зазора в узле), мм'гпыс. ч		Уменьшение средней скорости износа
	до модернизации РУ	после модерниза- ция РУ	(нарастания зазора) в результате модерни- зации в л раз
Нижняя шейка баллера Втулка нижнего под- шипника баллера - . .	Баллер—сталь; 0.33 Втулка—бронза 0,11	Облицовка— бронза 0,01 Набор втулки— ДСП 0,10	30,0 1.1
Узел шейка баллера — втулка подшипника . . .	0,44	0,11	4,0
202
Для подобных конструкций рулевых устройств затраты на
их ремонт и эксплуатацию будут в несколько раз ниже, чем
полученные нами для рулевых устройств китобойных судов и
БМРТ (см. §21).
Для современных надежных конструкций рулевых устройств
возможна следующая периодичность ремонтов:
профилактические ремонты — через 5000—7000 ч;
малые капитальные ремонты — через 25000—30000 ч (раз-
борка и замена отдельных деталей);
большие капитальные ремонты (замена базовых деталей) —
через 100000—150000 ч эксплуатации.
§ 24. ПОВЫШЕНИЕ НАДЕЖНОСТИ ГРЕБНЫХ ВАЛОВ
И ДЕЙДВУДНЫХ УСТРОЙСТВ
Длительный опыт эксплуатации судов и многочисленные
исследования как отечественных, так и зарубежных специали-
стов показывают, что основными причинами, вызывающими
быстрый износ и аварии гребных валов, являются:
чрезмерный рост мощностей энергетических установок и
увеличение полноты обводов крупнотоннажных судов привели
к значительному росту переменных гидродинамических усилий,
передающихся от гребпого винта на валопровод;
снижение усталостной прочности, обусловленной снижением
предела выносливости материала гребных вале® из-за фретинг-
коррозии, изменением условий работы опор вследствие износа
или повреждения набора, а также вследствие упругой дефор-
мации корпуса судна, воздействием интенсивной электрохими-
ческой коррозии на материал гребного вала
Отрицательное гидродинамическое воздействие гребного
винта проявляется в повышении усталостной напряженности
материалов гребного вала и дейдвудного устройства и возбуж-
дения в них вибрации, в результате чего происходят аварии тя-
желонагруженпых гребных валов и дейдвудных устройств.
Обеспечение надежности валопроводов, особенно крупнотон-
нажных судов, является в настоящее время одной из наиболее
острых и сложных проблем. Из опубликованных за последние
годы отечественных и иностранных материалов видно, что, не-
смотря на многолетний опыт в области постройки, ремонта и
эксплуатации судов, в практике все еще очень часты случаи
повреждений и аварийного износа валопроводов. Проблема
обеспечения надежности валопровода оказалась настолько ост-
рой, что за последние годы она явилась предметом многих спе-
циальных исследований и рассмотрения специальными комис-
сиями
По данпым бюро «Веритас» (Франция), опубликованным в
1962 г„ в результате обследования 5892 гребных валов уста-
новлено (табл. 47), что среднегодовой процент аварий растет
7* ДО
S *		
F s		греиСНТ ввэрвл
	валов	
До 99 100—199 200—299 300—399 400 и бог.ее	9'8 3599 640 '31 284	1,06 3,72 8,12 6,31 25,55
с увеличением диаметров валов и для валов диаметром свыше
400 мм составляет 25,5% [34J. При этом соотношение видов по-
вреждений гребных валов установлено следующее (в %).
значительный износ или сильная коррозия рубашки греб-
ного вала — 47,98;
коррозия вала, вызвавшая в нем трещины — 11,75;
трещины на конусе гребно-
Таблица 47 го вала — 40,27.
Среднегодовой процент аварий Проведенные обследования
гребных валов различных по ремонту дейдвудных уст-
диаметров	ройств на 150 судах позволили
установить среднюю периодич-
ность замены набора бакаута
дейдвудных втулок на судах с
энергетическими установками
большой мощности. На 22 из 84
сухогрузных судов и танкеров
смена набора дейдвудных вту-
лок производилась не реже
чем через полтора-два года.
Американскими специали-
стами было обследовано 2550
гребных валов одновинтовых океанских судов. При этом для
некоторых из этих судов были установлены следующие сроки
службы гребных валов (в годах):
Число обследованных валов	Срок службы валов
Отсюда можно видеть, что — 34% гребных валов были за-
менены в течение первых трех лет эксплуатации.
Приведенные выше данные показывают, что повреждения и
аварии гребных валов характерны не только для отечествен-
ных (особенно крупнотоннажных) судов, но и для иностран-
ных.
Решение проблемы повышения надежности работы вало-
провода диктуется большими экономическими потерями, кото-
рые имеют место при простое судна в связи с недостаточной
надежностью гребных валов. Для повышения качества и на-
дежности в эксплуатации валопроводов судов как в Советском
Союзе, так в за рубежом ведутся научно-исследовательские и
опытно-конструкторские работы, направленные па улучшение
конструкции, совершенствование технологии изготовления, ре-
монта и монтажа валопроводов.
В области поиска и отработки новых конструктивных ре-
шений продолжается проведение исследований, предусматри-
вающих:
204
улучшение обводов кормовой оконечности судна, снижаю-
щей неравномерность поля скоростей попутного потока и, как
результат этого, .величину переменных гидродинамических сил,
действующих на вал со стороны гребного винта;
нахождение оптимальной схемы в размещении опор вало-
провода и оптимальной величины жесткости их фундаментов
с тем, чтобы в эксплуатации, по мере износа набора дейдвуд-
пых втулок, исключить возможность произвольного и нежела-
тельного перераспределения реакций на опорах.
Схема опор должна быть такой, которая гарантировала бы
их включение в работу при эксплуатации судна независимо от
износа набора, а следовательно, и обеспечение достаточных за-
пасав по резонансным колебаниям.
В настоящее время целый ряд зарубежных фирм (Япония
и др). в поисках оптимальных схем расположения опор валовой
линии на ряде судов применяют только один деидвудный под-
шипник (кормовой), а носовой заменяют выносным металли-
ческим, расположенным иа носовом конце гребного вала внутри
судна.
Считается нерациональной, с точки зрения распределения
нагрузок на подшипники, схема с тремя опорами гребного вала
(кормовая и носовая дейдвудные втулки, выносной металличе-
ский подшипник), и от нее в последние годы отказываются.
Сказанное обусловлено тем, что в процессе эксплуатации, как
показали опыт и исследования, происходит по мере износа на-
бора перемещение нагрузки на кормовую дейдвудную опору.
При этом нагрузка на носовую опору уменьшается до миниму-
ма либо исчезает вовсе.
Для уменьшения амплитуды переменных усилий, передавае-
мых на вал со стороны гребного винта, и увеличения частот
колебаний, с целью исключения резонанса, ведутся опытные
работы и испытания шестилопастпых (и с большим числом
лопастей) винтов, обладающих преимуществами перед винтами
с меньшим числом лопастей.
Следует отметить, что гребные винты с четным числом лопа-
стей, с точки зрения условий работы гребных валов, имеют
преимущества перед трех- и пятплопастцыми. Например, испы-
тания, выполненные на танкере «Бухарест» со штатным пятнло-
пастным -винтом, показали, что лзгибные напряжения в теле
гребного вала значительно превышали допустимые. После ус-
тановки опытного четырехлопастного гребного винта, тепзо-
мстрирование гребного вала показало, что суммарные изгибные
напряжения в теле вала во всем рабочем диапазоне оборотов
при разных эксплуатационных нагрузках и волнении моря до
5 баллов не превышают 300 кГ1с.ч2 и в два раза ниже, чем при
штатном лятилопастном гребном винте.
Судостроительные научно-исследовательские оргвнизации
ведут исследования по установлению норм допускаемых
205
усталостных напряжений, по созданию методики расчета вибра-
ции системы валопровода, а также разрабатывают способы на-
дежных замеров частот колебаний валопровода во время эк-
сплуатации судна.
Конструкция соединения ступицы гребного винта с греб-
ным валом не удовлетворяет современным требованиям экс-
плуатации, так как шпоночный паз является районом концент-
рации напряжений, где систематически образуются усталост-
ные трещины.
Опыт эксплуатации валопроводов указывает на необходи-
мость применения усовершенствованных конструкций шпонок
и шпоночных пазов ложкообразной формы с плавными пере-
ходами, а также бесшпоночных соединений, обеспечивающих
снижение уровня концентрации напряжений
Для повышения усталостной прочности вала стало широко
применяться поверхностное упрочнение его в местах посадки
винта и облицовок методом холодной обкатки.
Уменьшение вредного (влияния фретинг-коррозии на вал и
обеспечение более плотной посадки винта и облицовок на вал
проводятся по линии увеличения контролируемого диаметраль-
ного натяга или применением специального промежуточного
слоя (тела) между соединяемыми деталями.
На рис. 68 приведена схема конструкции бесшпоночного
крепления винта на гребном валу при помощи конусной чугун-
ной (или стальной) втулки 6, запрессованной в ступице 5 винта
перед насадкой его на конус гребного (вала 4. Такая конструк-
ция позволяет повысить надежность соединения гребного вин-
та с валом. Коэффициент расширения бронзы (латуни) боль
ше, чем у стали (чугуна), поэтому при горячей посадке ступи
па 5 прочно сядет на втулку 6 при охлаждении.
Втулка имеет тот же коэффициент расширения, что и вал
Вследствие этого, когда винт установлен, первоначальный на-
тяг, полученный при насадке винта, останется неизменным при
любой температуре воды. Кроме этого, коэффициент трепня па-
ры сталь—чугун (0,35) больше, чем у пары сталь—бронза
(0,1), что обеспечивает возможность передачи большого крутя-
щего момента на валу при том же натяге. Указанная конструк-
ция одобрена Ллойдом и проходит проверку на танкере дед-
вейтом 60 000 т [40].
После посадки на вал винт, как обычно, крепится гайкой.
Здесь показана патентованная гайка 3, имеющая гнезда 1 под
к.тюч и каналы 2. Для насадки и снятия винта применяются
гидравлические домкраты.
Для уменьшения напряжений в местах возникновения тре
щи.ч в районе кормового торца облицовки и носовом конце шпо-
ночного паза рекомендуется новая конструкция гребного вала,
которая отличается большими размерами диаметров конуса 1 по
сравнению с цилиндрической частью, при этом переход к поса-
2ПЬ
дачному конусу представляет собой галтель с большим радиусом
закругления (рис. 69). Между бронзовой рубашкой 5 и ступи-
цей винта 2 имеется резиновое уплотнительное кольцо 4, фик-
сируемое кольцом 3 после закрепления гребного винта 2 на ва-
лу, что позволяет проверить надежность уплотнения. Проверка
указанной конструкции на модели показала, что сопротивление
усталости от изгиба и скручивания в данном случае на 50%
выше, чем для обычной конструкции.
Рис. 68. Крепление гребного винта
на конусе при помощи промежуточ-
ной втулки
Рис. 69. Конструкция уплотнения сту-
пицы гребного вита и облицовки
гребного вала, обеспечивающей по-
вышенную надежность уплотнения
Конструкции уплотнения, аналогичные показанной на рис
69, применяются и в отечественной практике и показали высо-
кую надежность.
Как отмечалось в гл. I, в зарубежном судостроении на
метилась в последнее время тенденция применения металличе-
ских дейдвудных подшипников с масляной смазкой, которые в
сочетании с надежным уплотнением (см. рис. 10) позволяют
существенно уменьшить износ облицовок ® районе дейдвудного
устройства.
В отечественной практике также делаются попытки приме-
нения металлических дейдвудных подшипников с масляной
смазкой на крупнотоннажных танкерах. Расчеты показывают,
что при переходе к металлическим дейдвудным подшипникам
диаметр гребного вала уменьшается на 20%.
Для устранения аварий гребных валов фирмой «ЭССо Пет-
ролеум» разработана новая конструкция дейдвудного устройст-
ва (рис. 70) с гребным валом 2, у которого также имеется уве-
личенный посадочный конус с плавным переходом к цилиндри-
ческой части меньшего диаметра. Вес гребного винта 1 в этой
конструкции воспринимается полым ребристым опорным пат-
рубком 4, расположенным в кормовой дейдвудной втулке 5.
В этой конструкции греблом вал нс несет изгибающей нагруз-
ки, поэтому оп может иметь меньший диаметр при большей
207
гибкости, т. с. становится менее чувствительным к нарушению
центровки. Дейдвудное устройство с кормы и носа имеет мас-
ляные уплотнители 3.
Известно, что при пасадке на вал горячим или прессовым
способами напряжения в облицовке обычно распределяются
неравномерно из-за деформации ее во время нагрева и насад-
ки Кроме того, насадка облицовки с гарантийным натягом не
Рас 70. Дейдвудное устройство фирмы «ЭССо Петролеум»
обеспечивает плотного прилегания ее к валу по всей поверх-
ности, в результате чего под облицовку проникает морская во-
да, вызывающая коррозию вала. Облицовка, насаженная на
вал горячим способом, охлаждается интенсивнее па концах,
вследствие чего в ней возникают дополнительные растягива-
ющие осевые напряжения. Для устранения указанных дефектов,
а также для повышения надежности гребных валов в отечест-
венной и зарубежной практике применяют посадку облицовок
на армированные стеклопластиком (валы. Такое решепие обес-
печивает равномерное распределение тангенциальных напряже-
ний при отсутствии осевых растягивающих напряжений.
Обеспечивается также дополнительная антикоррозионная
защита вала и устраняется явление фретинг-коррозии.
Наличие прослойки синтетического материала с низким мо-
дулем упругости создает условия для гашения вибрации и ди-
намических нагрузок [40].
Судостроительная фирма «Липе Н. В.» (Нидерланды) раз-
работала способ закрепления бронзовых облицовок на греб-
ных валах посредством синтетической смолы холодного отверж-
дения. Облицовка, расточенная по внутреннему диаметру на
1,5—2 мм больше вала (допуск +0,5 мм), издевается на вал
и уплотняется по концам кольцевыми прокладками. В кольце-
вое пространство между валом и облицовкой под действием
газовой подушки сжатого азота нагнетается соответствующая
жидкая масса. Давление нагнетания принимается таким, кото-
рое способно увеличить диаметр облицовки на 1/2500 диамет-
ра вала. Для обеспечения сплошной заливки и предупрежде-
ния смешивания нагнетаемой массы с воздухом вал устанавли-
вается наклонпо (угол наклона около 20°). Заливочная масса,
приготовленная на основе эпоксидной смолы, вводится в коль-
20Х
цевое пространство через отверстие, просверленное в нижней
части облицовки, и выдерживается под Давлением 40 кПсм2 до
полного ее отверждения (4—5 ч при температуре 20—25°С).
Во время испытаний облицовки толщиной 15 мм, длиной
200 мм, насаженной на вал диаметром 280 мм, было установ-
лено, что прочность сцепления пластмассовой прослойки с
гребным валом и облицовкой составляла 40 т.
В настоящее время за рубежом (Вместо постановки на греб-
ные валы стандартных бронзовых облицовок стали применять
наплавку слоя металла из нержавеющей стали, монель-метал-
ла, оловянно-фосфористой или оловянистой бронзы.
Покрытие валов нержавеющей сталью предотвращает элект-
рохимическую коррозию, возникающую между бронзовой обли-
цовкой и стальным валом, повышает износоустойчивость вала,
j мсньшает его вес (толщина наплавки в четыре раза меньше
толщины бронзовой облицовки) и позволяет передавать боль-
шую мощность на гребной «винт при одинаковых диаметрах
валов.
Изготовление такого покрытия занимает мало (времени и нс
требует специального оборудования. Кроме того, после наплав-
ки на гребные валы облицовок из нержавеющей стали не тре-
буется термической обработки, что исключает возможность
деформации [34].
Следует отметить, что если многие современные рулевые
устройства уже обеспечивают безремонтный период их экс-
плуатации в течение 20 000—25 000 ч. то до настоящего времени
ни в отечественной, ни в зарубежной практике нет достаточно
апробированных конструкций гребных валов и дейдвудных под-
шипников, которые обеспечивали бы совместную безремонтную
эксплуатацию их -в течение указанного выше времени.
Наименьшей надежностью и долговечностью в узле греб-
ной вал — дейдвудное устройство обладает набор дейдвудного
подшипника, который в результате сильного износа требует
частой замены (через 5000—10000 ч эксплуатации).
Усилия ученых и инженеров направлены сейчас па созда-
ние таких материалов и конструкций гребных валов и дейдвуд-
ных подшипников, которые обеспечивали бы их высокую надеж-
ность и долговечность эксплуатации. Совершенствование метал-
лических подшипников с масляной смазкой позволит, видимо,
в скором времени обеспечить безремонтную эксплуатацию узла
гребной вал — дейдвудный подшипник в обычных условиях в
течение не менее 20000—25000 ч (четыре года)
Если говорить о прО1рамме на ближайшее будущее, то пе-
ред конструкторами и технологами стоит задача создать такие
конструкции гребных валов и условия их работы, которые сде-
лал» бы нормальным срок их службы — 25—30 лет (100 000—
150000 ч) Решение этой задачи не является легким, однако
она вполне реальна, так как в практике уже сейчас имеется
204
ряд примеров, когда срок службы гребных валов тостигает
указанного срока (например, гребные валы китобойной базы
«Слава» безаварийно эксплуатировались около 40 лет).
§ 25.	ПОВЫШЕНИЕ НАДЕЖНОСТИ ГРЕБНЫХ ВИНТОВ
В § 8 подробно были рассмотрены наиболее характерные
повреждения 1ребных винтов, имевшие место на многих судах
как отечественной, так и зарубежной постройки. Отмечалось,
что гребные винты из углеродистой стали быстро выходят из
строя из-за сильного эрозионно-коррозионного и кавитацион-
ного разрушений, а гребные винты из латуни ЛМцЖ55-3-1.
получившие в отечественной практике наибольшее распростране-
ние, имеют повышенную склонность к коррозионному рас-
трескиванию, что в условиях знакопеременных нагрузок и воз-
действия морской воды является одной из причин выхода их из
строя. Статистические данные по эксплуатации гребных (вин-
тов из марганцовистой латуни па отечественных крупнотон-
нажных танкерах показывают, что их долговечность колеблет-
ся в среднем от 10000 до 20000 ч, чего совершенно недостаточ-
но.
Применение местного нагрева ступиц и лопастей гребны:
винтов при их монтаже, демонтаже и ремонте — Одна из при-
чин возникновения зон концентрации напряжений и их корро-
зионно-усталостного разрушения. Поэтому для устранения
указанного явления и повышения 1надсжности гребных винтов
необходимо исключить местный нагрев, а в случае его приме-
нения — принять специальные меры, снижающие уровень ос-
таточных напряжений Такой достаточно простой и эффектив-
ной мерой является термическая обработка, заключающаяся в
нагреве гребных винтов до температуры, при которой внутрен-
ние напряжения снижаются до минимального уровня за счет
местной пластической деформации. После соответствующей
выдержки производится постепенное охлаждение гребного вин-
та, исключающее возникновение новых напряжений Режим
термической обработки должен быть таким, чтобы после нее
геометрия гребного винта не изменялась. Исследования показы-
вают, что при нагреве до 300—350°С внутренние напряжения
в гребных валах из марганцовистой латуни быстро и доста-
точно полно снимаются. При нагреве и охлаждении важным
является условие сохранения прямолинейности изотерм в диа-
пазоне 300 -350°С. Поэтому указанная выше термообработка
должна выполняться в специальных печах (электрических, га-
зовых и др.).
Важными организационно-техническими мероприятиями по
повышению надежности и долговечности гребпых винтов из мар-
(анцовистой латуни являются:
исключение из практики судостроительных и судоремонтных
заводов местного нагрева гребных винтов при их насадке и
210
снятии с конусов гребных валов и замена указанного способа
гндропрессовым методом снятия и насадки;
уплотнение комлевой части лопастей,
Рис. 71 Конструкция уплотнения ы>мля
лопасти ВПЛ БМРТ типа «Маяковской»:
а — гояошюй б - серийный
винты, которые в процессе монтажа, демонтажа или ремон-
та (заварка дефектов) подвергались местному нагреву, в обя-
зательном порядке должны проходить термическую обработку
с отпуском ® специальных печах.
Учитывая, что наряду с лопастями наименее надежным
элементом ВПЛ является
для повышения надежно-
сти и долговечности ВПЛ
между ремонтами необ-
ходима разработка более
надежных уплотнений как
по конструкции, так и по
применяемым для этой
пели материалам. При-
меняемая в настоящее
время для уплотнения ре-
зина не обеспечивает
надежной и достаточно
долговечной эксплуата-
ции указанного узла/Поэтому как у нас, так и за рубежом про-
водятся усиленные поиски новых марок резины и других мате-
риалов, применение которых гарантировало бы надежную и про-
должительную работу уплотнений. С точки зрения конструкции
узла уплотнения комля лопасти также ведутся поиски нанбо-
лее совершенных схем.
На рис. 71 показаны конструкции уплотнения головных
и серийных ВПЛ БМРТ типа «Маяковский». Уплотнение
серийных ВПЛ является более надежным, чем головных. Од-
нако и это уплотнение еще нс обеспечивает нужной надежно-
сти и долговечности узла заделкп комля лопасти. В процессе
эксплуатации резина теряет
Рис. 72 Конструкция уплотнений комля
лопасти ВПЛ иностранных фирм-
свои упругие свойства, изна-
шивается сама и контакти-
рующие с нею поверхности
ступицы, в результате гер-
метичность узла нарушает-
ся, происходит усиленная
утечка масла, морская вода
попадает внутрь ступицы.
Более совершенными кон-
струкциями считаются уп-
лотнения некоторых иност-
ранных фирм, обладающих
большим опытом проектн-
о-фир»<ы «Эшер-Висс», б —фирмы «Лиааен» рОВЗНИЯ И ИЗГОТОВЛСНИЯ уП-
лотнений. На рис. 72 в качестве примера приведены две такие
211
конструкции. В уплотнении фирмы «Эшер-Висс» износ тру-
щихся поверхностей компенсируется поджатием резинового
кольца специальными пружинами.
Исследования показывают, что по сравнению с радиальны-
ми резиновыми уплотнениями манжетного типа торцовые уплот-
нения обладают лучшей эффективностью, более надежны и дол-
говечны (45]. Поэтому конструкторы совместно с технологами
работают над созданием более совершенных торцовых уплотне-
ний с учетом применения новых, более эффективных, чём рези-
на, материалов (пластмасс).
Учитывая, что недостаточная надежность и быстрый износ
гребных винтов из марганцовистой латуни ЛМцЖ5-3-1 обуслов-
лены сравнительно низкой ее механической прочностью (особен-
но для высоконагружеипых гребных винтов), для обеспечения бо-
лее высокой надежности и долговечности гребных винтов в по-
следнее десятилетие идут усиленные поиски новых материалов,
отвечающих требованиям, предъявляемым к материалам греб-
ных -винтов современных судов. Наряду с уже зарекомендовав-
шими себя для средних условий работы нержавеющими сталя-
ми марок 1Х14НДЛ и ОХ17НЗГ4Д2Т отечественной промышлен-
ностью создал в настоящее время ряд новых алюминиево-
марганцовнето-железных латуней с пределом текучести
^25 кГ/сл2 для средних и крупных винтов, а также такие мате-
риалы, как никель-алюминиево-железистая бронза марки АЖ94-4
и ма.ргаяцовисто-железистая бронза марки «Нева». Названные
марки бронз имеют более высокие механические свойства, обла-
дают в полтора-два раза большим пределом прочности по цикли-
ческой нагрузке, чем латунь ЛМцЖ55-3-1. Расчеты показыва-
ют, что применение материалов с повышенными механическими
свойствами позволяют снизить вес гребных винтов до 20%,
уменьшить толщину их сечений, что обеспечивает увеличение
пропульсивного к. п. д. и улучшение i идродинамических харак-
теристик винтов.
К мероприятиям, которые должны способствовать повыше-
нию надежности и долговечности гребных винтов, можно также
отнести:
разработку более точных методик расчета прочности греб-
ных винтов и особенно лопастей, являющихся в настоящее вре-
мя их наиболее слабым элементом и определяющих надежность
и долговечность винтов в целом. Должны быть разработаны
такие нормы по коэффициентам запаса прочности, которые
обеспечили бы долговечность работы лопастей в несколько
раз большую, чем это имеет место \ современных гребных
винтов,
для уменьшения изгибающих усилий, передаваемых на вал,
и увеличения запаса по резонансным колебаниям валопровода
считается более целесообразным вместо трех- или пятилопаст-
ных применять четырех- или шестилопастные гребные винты
212
В этом направлении отечественными судостроителями был про-
веден ряд успешных испытаний на крупнотоннажных судах.
Работы зарубежных исследователей [34] также показывают, что,
например, шестилопастные гребные винты имеют достаточно
высокий к. п. д. и меньшие амплитуды переменных гидродина-
мических сил по сравнению с другими винтами. Поэтому эти
винты начали находить все большее применение при строитель-
стве крупнотоннажных танкеров ® Англии, Японии и других
странах. Будущее, как считают иностранные специалисты, для
крупнотоннажных танкеров — за шестилопастными гребными
винтами
Учитывая, что в настоящее «время уже создан ряд новых ма-
териалов для гребных винтов с повышенными механическими и
эксплуатационными свойствами, а также значительно повыси-
лись требования к нормам проектирования, необходимо в са-
мое ближайшее время откорректировать ГОСТ 8054—59, кото-
рый устарел уже как методически, так и по существу.
Заканчивая рассмотрение вопросов повышения надежности
гребных винтов, следует отметить, что основной задачей и на-
правлением в работе учепых, проектировщиков и технологов в
настоящее время является создание гребных винтов из таких
материалов и конструкций, которые обеспечили бы им безре-
монтный срок службы как минимум 25 000—30 000 ч, а общий
срок службы — близкий к сроку службы судна в целом или, в
крайнем случае, не менее его срока службы до большого ка-
питального ремонта.
§ 26.	ОБЩИЕ ВОПРОСЫ И НАПРАВЛЕНИЯ ПОВЫШЕНИЯ
НАДЕЖНОСТИ, ДОЛГОВЕЧНОСТИ И РЕМОНТОПРИГОДНОСТИ
УСТРОЙСТВ ВННТО-РУЛ ЕВОГО КОМПЛЕКСА МОРСКИХ СУДОВ
Проблема надежности изделий — одна из важнейших на-
роднохозяйственных задач. Недостаточная надежность отдель-
ных судовых устройств, и в частности деталей и узлов виито-
рулевого комплекса судна, приводит к длительным вынужден-
ным простоям судов, зачастую связана с опасностью для жизни
судового состава и сохранением на плаву самого судна.
Низкая надежность и недостаточная долговечность деталей и
узлов ВРК снижают технико-экономические показатели эксплу-
атации судов, наносят большой ущерб народному хозяйству
страны.
Расчеты, например, показывают, что государство терпит
убытки за каждые сутки простоя: БМРТ типа «Маяковский» и
РМТ типа «Тропик» — около 15000 руб., рефрижераторных су-
дов типа «Севастополь» и «Таврия», танкеров типа «Казбек» —
свыше 10000 руб.
Указанные цифры убытков примерно соответствуют (или
весьма близки к ним) стоимости каждого из устройств ВРК.
213
Приведенный пример наглядно показывает, что дополнительные
затраты, связанные с повышением надежности и долговечно-
сти устройств ВРК, обеспечивающих увеличение эксплуатаци-
онного периода судов, многократно окупятся тем экономическим
эффектом, который народное хозяйство получит за каждый лиш-
ний день эксплуатации судна по назначению Поэтому все
работы п мероприятия, направленные на повышение надежно-
сти и долговечности судовых машин и устройств, в том числе и
винто-рулевого комплекса, являются высокоэффективными, эко-
номически выгодными независимо от того, на каком этапе про-
изводства эти мероприятия осуществляются.
Рассмотренные в предыдущих главах материалы показали,
что надежность и до.и овечность многих существующих ныне
конструкций устройств ВРК не отвечают современному уровню
развития техники и требованиям экономики. Одной из основ-
ных причин такого положения является то, что проблеме на-
дежности в нашей стране до недавнего времени не уделялось
достаточного внимания ни в техническом, ни тем более в эко-
номическом аспектах. Важнейшими показателями производст-
венной деятельности предприятии были количество выпускае-
мой продукции, ее трудоемкость, себестоимость, материалоем-
кость. Оценка продукции по надежности, долговечности и
ремонтопригодности не производилась, и эти показатели никак
нс влияли на производственно-экономическую деятельность
предприятия. При выдаче заданий на проектирование новых
машин конструктору в тактико-технических заданиях (ТТЗ)
также не выставлялись требования по надежности, его внимание
не акцентировалось на этих вопросах и уровень проектных
разработок с точки зрения вопросов надежности не получал
должной оценки.
Рассматривая решение задачи по созданию надежных конст-
рукций и машин, можно отметить, что в общем виде ее реали-
зация осуществляется на следующих трех этапах:
этапе проектирования;
этапе изготовления и доводки;
этапе эксплуатации и ремонта.
Рассмотрим существо каждого из названных этапов при-
менительно к устройствам винто-рулевого комплекса морских
судов.
Этап проектирования — главный и наиболее ответственный
период создания надежных п долговечных устройств, так как
у конструктора большие возможности реализации закладывае-
мых в конструкцию научно-технических идей и лучших произ-
водственно-технических решений. Как известно, создание новой
конструкции начинается с разработки тактико-технического
задания на се проектирование. Поэтому уже на этой стадии
должны быть четко и ясно сформулированы требования по на-
дежности. которым должна отвечать создаваемая конструкция.
214
При этом указанные требования должны базироваться на
тщательном технико-экономическом анализе, не быть неоправ-
данно жесткими или технически неосуществимыми, они должны
отвечать оптимальной, экономически выгодной эксплуатации
проектируемой машины или устройства В настоящее время
при выдаче ТТЗ на проектирование судов требования по надеж-
ности и долговечности устройств ВРК, как правило, отдельно
не оговариваются. Поэтому конструктор, решая задачу создания
технически совершенного судна в целом, зачастую недоста-
точно учитывает вопросы надежности и долговечности устрой-
ства ВРК, не оценивает критически (с точки зрения надежно-
сти) эти узлы. По этой причине имели место (особенно в неда-
леком прошлом) случаи создания в общсм-то хороших проектов
отечественных судов, устройства винто-рулевого комплекса,
которые, однако, имели низкую надежность и малую долговеч-
ность.
Учитывая сказанное, было бы целесообразным при выдаче
ТТЗ на проектирование новых судов выделять в них особо тре-
бования по надежности и долговечности рулевых и дейдвуд
пых устройств, гребных валов и винтов.
После тщательного обсуждения и утверждения ТТЗ на-
чинается собственно проектирование нового судна, машвны,
устройства. Техническое совершенство, качество, надежность и
экономическая эффективность новой конструкции реализуются
в первую очередь на этом этапе Поэтому конструктор должен
быть не только хорошим инженером, но и грамотным экономи-
стом. Создаваемая им конструкция должна полностью отве-
чать требованиям тактико-технического задания, воплощать в
себе лучшие достижения мировой науки и техники (особенно в
своей отрасли), быть более совершенной и экономичной, чем
ранее созданные аналогичные конструкции. Для этого конст-
руктор должен хорошо знать свою отрасль, ес технический
уровень (как отечественный, так и зарубежный). Для задан-
ных условий эксплуатации конструкция устройств ВРК долж-
на быть оптимальной по схеме, формам, точности и прочности,
обладать заданной надежностью и долговечностью. Если в ТТЗ
на проектирование требования по надежности и долговечности
не были заданы, то, создавая конструкцию устройства, конст-
руктор должен сам технически и экономически обосновать и
определить эти требования и в процессе дальнейшего проекти-
рования реализовать в своей конструкции установленные нормы
по надежности.
Ппп реализации вопросов надежности и долговечности в
период проектирования конструктор встречается с большими
трудностями. Если для расчетов деталей и узлов на проч-
ность он имеет достаточно разработанных теоретически и прак-
тически апробированных методов, то для расчета конструкций
с заданными показателями надежности и долговечности таких
215
методов пока еще нет. Однако сказанное не может служить ос-
нованием тому, что конструктор не должен учитывать надеж-
ность и долговечность создаваемой им конструкции. Дело в
том, что в настоящее время уже накоплено большое количест-
во статистических данных по надежности, долговечности и ре-
монтопригодности эксплуатирующихся конструкций устройств
Г1РК. По этим данным существующими методами всегда можно
выполнить количественную оценку показателей надежности кон-
струкций устройств, принятых в качестве прототипа, или близ-
кую к ним. Такая оценка позволит конструктору уже на этапе
проектирования увидеть, что можно ожидать от создаваемой
конструкции с точки зрения ее надежности. И если показатели
надежности устройства не удовлетворяют заданным требова-
ниям в ТТЗ, то конструктор может своевременно внести в кон-
струкцию такие изменения, которые обеспечат ей получение за-
данных требований по надежности.
В этом отношении было бы целесообразным по наиболее
распространенным и совершенным конструкциям устройств
ВРК судов отечественной и зарубежной постройки выполнить
(по статистическим данным) расчеты количественных показате-
лей безотказности, долговечности и ремонтопригодности с тем,
чтобы результаты этих расчетов стали достоянием проектиров-
щиков и могли бы использоваться ими при проектировании
новых судов и устройств ВРК-
Кроме того, для повышения уровня принимаемых решений
по вопросам надежности и долговечности необходимо ускорить
разработку теоретических основ и методов расчета показателей
надежности судовых устройств на этапе их проектирования.
Это позволило бы конструктору грамотно и обоснованно при-
нимать решения по выбору той или ипой конструкции с задан-
ными требованиями по ее надежности и долговечности.
В настоящее же время в арсенале конструктора имеются
отработанные методы расчета на долговечность лишь ограни-
ченного круга деталей и узлов (подшипники качения, зубчатые
передачи и некоторые другие). Поэтому для повышения надеж-
ности проектируемых изделий необходимо переходить к расчет-
ному обоснованию сроков службы практически всех основных
деталей и узлов, которые определяют долговечность конструк-
ции в целом. В этом отношении заслуживает внимания работа
[18], которая предлагает аналитические методы оценки величин
износа деталей узлов трения в зависимости от материалов
трущихся деталей и условий их работы
При разработке новых конструкций устройств ВРК необхо-
димо учитывать принятую в данной отрасли народного хозяй
ства систему планово-предупредительных ремонтов (ППР).
С целью обеспечения минимальных затрат на ремонт устрой-
ства ВРК должны обладать возможно большим ресурсом меж-
ду очередными ремонтами, иметь минимум узлов и деталей,
216
которые требовали бы ревизии, ремонта или замены при каж-
дом плановом ремонте. Очень важным является соотношение
между сроками службы отдельных детален и узлов устройств.
Учитывая, что обеспечить равиопрочность всех деталей и узлов
устройств ВРК практически невозможно и экономически неце-
лесообразно, рациональным является максимально возможная
унификация сроков службы и ремонта отдельных детален и уз-
лов, т. е. должен соблюдаться принцип краткоизносостойкости
и долговечности. Такая взаимная связь сроков службы деталей
и узлов устройства позволяет с определенной закономерностью
совмещать ремонт или замену отдельных из них в периоды пла-
новых ремонтов, производимых в течение всего срока службы
устройства.
При назначении сроков службы деталей и узлов должны
учитываться суммарные затраты на изготовление, ремонт и
эксплуатацию каждой детали или узла. Считается экономичс
ски обоснованным устанавливать наибольшие сроки службы
тем деталям, изготовление и ремонт которых (с учетом демон-
тажно-монтажных работ) требуют больших затрат: наименьшие
сроки службы могут иметь детали, затраты на изготовление
и ремонт которых невелики, износ развивается интенсивно.
Базовые детали, служащие основой для сборки основных
узлов и конструкции, должны иметь наибольшую долговечность,
соответствующую оптимальной долговечности самого устрой-
ства и судна ® целом. Применительно к устройствам ВРК к
базовым деталям, срок службы которых должен соответство-
вать сроку службы устройства (и судна), можно отнести: бал
лер, перо руля, корпуса опорно-упорных подшипников, ipe6-
ной и дейдвудный валы, дейдвудные трубы, ступицы ВПЛ.
Такие детали и узлы, как штыри и их втулки подшипников
баллера и гребного вала, нажимные втулки сальников и неко-
торые другие должны иметь срок службы не менее срока меж-
ду очередными малыми капитальными (средними) ремонтами
судна, т. е. не менее 20000—25000 ч эксплуатации.
Такие детали, как набивка, неответственные и легко сменя-
емые уплотнения, мелкий крепеж и другие должны иметь срок
службы нс менее продолжительности одного чеждудокового пе-
риода (5000—7500 ч).
При разработке проектов новых устройств и конструкций
очень важным является оптимальное решение ремонтопригод-
ности устройства в целом и отдельных его узлов. Поэтому кон-
структор должен четко представлять себе технологию ремонта,
знать хотя бы примерные затраты на выполнение операций по
ремонту и изготовлению основных деталей и узлов, располагать
сведениями по ремонтным затратам аналогичных конструкций.
Вновь создаваемые конструкции устройств ВРК должны иметь
лучшие показатели ремонтопригодности, иметь меньшую себе-
стоимость единицы работы (единицы времени эксплуатации),
217
чем лучшие из прототипов (методологически решение этого
вопроса нам» подробно изложено в гл. V). Указанное можно
обеспечить за счет рационального конструирования деталей и
узлов, предусмотрения в конструкции специальных компенса-
торов износа, а также узлов, позволяющих без разработай ре-
гулировать зазоры по мере износа, и т. д
Для повышения ремонтопригодности устройств ВРК целе-
сообразно применять такие материалы деталей, которые, не
снижая в целом надежности, позволяли бы производить вос-
становление их элсктропаплавкой коррозионно-стойкими в
морской воде электродами освоенными в промышленности ме-
тодами.
Узлы уплотнений должны иметь такую конструкцию, которая
позволяла бы их замену при минимальной разборке узла. За-
мена отдельных деталей при ремонте также должна по воз-
можности выполняться без полной разборки устройств (напри-
мер, замена износившихся штырей РУ и т. д.).
В соответствии с изложенными принципами решения воп-
росов надежности при проектировании попытаемся сделать
критическую оценку решения указанного вопроса по первона-
чальным конструкциям рулевых устройств китобойных судов
типа «Мирный» и БМРТ типа «Маяковский» (см. рис 1 и 64).
Прежде всего отметим, что выбор материалов деталей ос-
новных трущихся пар, работающих в морской воде (нижний
подшипник баллера, узел штырей), выбран наихудшим образом,
так как интенсивность электрохимической контактной коррозии
между ними оценивается согласно ОН9-118-62 высшим баллом—4.
В результате такого неудачною выбора марок металлов
эти узлы оказались наименее долговечными и обусловливали
необходимость малых капитальных ремонтов рулевых уст-
ройств через один-два междудоковых периода (5000—10000 ч).
Если бы конструктор, проектировавший эти устройства, преду-
смотрел другое, более оптимальное сочетание материалов кон-
тактпрующихся деталей (например, нержавеющая сталь соот-
ветствующего класса—бронза, бронза—бакаут или ДСП и т. д.),
тс, как доказано опытом, указанные узлы имели бы долговеч-
ность, в три-четыре раза большую. Неудачно выбран также ма-
терная баллеров китобойных судов, так как свариваемость его
ниже чем удовлетворительная и метод электронаплавки для
восстановления изношенной шейки практически не мог быть
принят. По этой причине при износе баллеры РУ приходилось
часто заменять новыми, что являлось очень дорогой операцией.
Конструктивно баллеры рулевых устройств обоих судов
практически неремонтопригодны
На китобойных судах баллер имеет постоянный диаметр,
соответствующий большому конусу для посадки пера руля,
При износе нижней шейки баллера баллер приходится прота-
218
чивать для исправления геометрии шейки и заодно снимать
часть конусной поверхности.
При проточке баллера па 10 мм (по диаметру) поверхность
конуса уменьшалась примерно на 40%, что с точки зрения на-
дежности крепления пера руля было весьма нежелательно.
Баллер БМРТ имеет аналогичный дефент — диаметр шейки
265 мм, а диаметр упорного бурта под упорный подшипник
264 мм. Поэтому при износе шейки баллера всего на 1 мм, для
возможности монтажа баллера, нужно протачивать и упорный
бурт, что уменьшает площадь опорной поверхности и снижает
надежность работы упорного подшипника подвески баллера.
Учитывая, что на многих СРЗ качественная наплавка шейки
баллера не освоена, баллеры при износе всего «а 3—4 Jr-w (до
диаметру) приходилось заменять новыми.
Рассмотренные конструкции РУ имеют и другие недостатки
с точки зрения их надежности и ремонтопригодности, но мы на
них не останавливаемся.
По мере накопления опыта эксплуатации указанные конст-
рукции с целью повышения их надежности были модернизи-
рованы (см. рнс. 60 и 65).
Вторым важным этапом обеспечения заданных показателей
надежности машин или устройств является постройка и довод-
ка спроектированной конструкции. Если на заводе-изготовителе
несовершенна технология, низка культура производства и тех-
нологическая дисциплина, то предусмотренные проектировщи-
ками показатели надежности конструкции могут быть значи-
тельно снижены при ее изготовлении. Поэтому важно, чтобы
при изготовлении точно выполнялись все технические требова-
ния и допуски на изготовление, предусмотренные чертежом,
обеспечивалось высокое качество термообработки и методов уп-
рочения поверхности.
На этом этапе обеспечения заданной надежности важное
место отводится опять-таки конструктору, который должен в
условиях производства настойчиво добиваться осуществления
заложенных в проект идей и требований.
В процессе испытания головных образцов конструктор обя-
зан быстро находить оптимальные решения при возникнове-
нии всякого рода неполадок и выявлении несоответствия изго-
товленной конструкции заданным требованиям (в гом числе и
по надежности), оперативно обеспечивать устранение обнару-
женных недостатков, повышать качество и надежность конст-
рукции.
Наряду с рассмотренными выше первыми двумя этапами не
менее важным в создании надежных конструкций является
этап эксплуатации и ремонтов. Практическая проверка зало-
женных в конструкцию показателей надежности, долговечности
и ремонтопригодности может быть осуществлена только в пе-
риод эксплуатации и ремонтов. Поэтому между конструкторами
219
и эксплуатационниками должна быть самая тесная связь,
обусловленная заинтересованностью обеих сторон в повышении
надежности эксплуатируемой машины или устройства. До не-
давнего времени учет и анализ выявленных в процессе эксплу-
атации дефектов и отказов проводился неудовлетворительно и
поэтому статистические данные эксплуатации не могли быть в
должной мере использованы конструктором для повышения ка-
чества и надежности ранее созданной конструкции, а соответ-
ственно— и при разработке новых аналогичных конструкций.
В настоящее время создана четкая система сбора и обра-
ботки статистических материалов по надежности эксплуатиру-
емых судов и их элементов, связывающая воедино проектные
организации, судоремонтные предприятия и организации судо-
владельца, эксплуатирующие суда. Указанная система призва-
на помочь конструкторам в короткие сроки создать конструк-
ции судов и их элементов, по своей надежности не уступающих
лучшим отечественным и зарубежным образцам
Следует остановиться па одном важном, с точки зрения
повышения надежности судовых конструкций, вопросе. Дело в
том, что из всех участников создания наиболее совершенных
и надежных судов и их элементов экономически наиболее за-
интересованной стороной является судовладелец, непосредст-
венно эксплуатирующий созданные конструктором и построен-
ные па заводах суда. Казалось бы, что владелец судов п дол-
жен был бы играть в этом вопросе наиболее активную роль.
Однако в настоящее время этого нет. Вопросами сбора инфор-
мации о надежности эксплуатируемых судов судовой состав
занимается не очень охотно, считая, что это «лишняя» дополни-
тельная работа. Сказанное, видимо, является следствием
некоторого недопонимания важности указанной работы для по-
вышения надежности, долговечности и ремонтопригодности су-
дов, что безусловно влияет па экономические результаты рабо-
ты каждого судна и, в конечном итоге, на материальное возна-
граждение судового экипажа за их весьма нелегкий труд.
С точки зрения судовладельца, в наибольшей степени заин-
тересованного в высокой надежности и долговечности эксплуа-
тируемых судов, следовало бы этими вопросами заниматься
систематически, организованно, по определенному плану. Ор-
ганизацию этой работы можно- представить примерно в сле-
дующем виде: по накопленным в процессе эксплуатации дан-
ным о недостатках конструкций, о низкой надежности и малой
долговечности тех или иных деталей и узлов соответствующие
организации судовладельца (технические отделы ремонта па-
роходств, главных управлений и т. д.) разрабатывают план,
направленный на повышение надежности тех узлов механиз-
мов, устройств и конструкций, которые нс отвечают предъявля-
емым к ним требованиям (имеется в виду, что в такие планы
крупные модернизационные работы не включаются). Указан-
220
ный план для выполнения необходимых проектно-конструктор-
ских разработок передается по соответствующему заказу в
определенные судоремонтные конструкторские отделы (млн бю-
ро). При этом судовладелец вместе с указанным плапом вы-
дает одновременно и техническое задание, в котором по каж-
дому пункту плана устанавливаются конкретные задания по
повышению надежности и долговечности улучшаемых уз-
лов и конструкций (могут также указываться и прототипы, оп-
равдавшие себя в эксплуатации, которые следует брать за
основу при разработке чертежей). После разработки нужной
технической документации необходимые изменения и усовершен-
ствования конструкций должны осуществляться в период про-
ведения очередных плановых ремонтов.
Учитывая, что в такие планы по повышению надежности
конструкций и устройств крупные модернизационные работы
включаться не должны, осуществление сравнительно неболь-
ших по объему, но весьма эффективных с точки зрения повы-
шения надежности и долговечности конструктивных усовер-
шенствований, как правило, не потребует увеличения лимитов
па обычные плановые ремонты.
Можно привести конкретный пример Усовершенствование
конструкции (см. рис. 1) рулевого устройства китобойных су-
дов, предусматривающего постановку на нижнюю шейку бал-
лера втулки из нержавеющей стали и уплотнения из резины па
конусе рудерписа руля, по своим затратам практически не
превышает затрат на ремонт, который обычно сейчас выполня-
ется (проточка и наплавка баллера, проточка и накатка роли-
ком). Одпако эффект от этих двух, примерно равных по затра-
там, ремонтов ожидается совершенно различный — во втором
варианте надежность РУ остается на прежнем, низком уровне,
в то время как при первом варианте надежность и долговеч-
ность РУ увеличивается примерно в два-три раза, а соответст-
венно увеличиваются и затраты на ремонт. Аналогичная кар-
тина имеет место и для РУ/ БМРТ типа «Маяковский».
Предложенная схема, конечно, является примерной, и в каж-
дом конкретном случае она может несколько меняться, по прин-
цип се остается — судовладелец сам активно участвует в осу-
ществлении мер по повышению надежности судов, диктует су-
доремонтным заводам не только объем, но и метод ремонта,
обеспечивающего в конечном итоге наибольшую экономичность
проводимого ремонта.
Осуществление изложенной выше схемы активного влияния
судовладельца ла надежность проекта потребует лишь незначи-
тельных дополнительных затрат (затрат на проектирование
улучшенных конструкций),, но получаемый результат от более
эффективной эксплуатации судов в целом, от сокращения ре-
монтных затрат несоизмерим по сравнению с этими дополни-
тельными затратами.
221
В настоящее время роль судовладельца в большинстве слу-
чаев довольно пассивна, в основном все отдается на откуп СРЗ.
который экономически прямо не заинтересован в этом, и тем
более тогда, когда изготовление в процессе ремонта более со-
вершенной конструкции узла или детали связано с некоторыми
дополнительными затратами средств и времени. Следует также
учитывать, что производство СРЗ не всегда готово к выполне-
нию тех или иных изменений в конструкции узлов судовых
устройств, так как своевременно не готовилось к это-му.
Было бы целесообразным, на наш взгляд, создать экономи-
ческую заинтересованность СРЗ в осуществлении мероприя-
тий по повышению надежности судовых машин и конструкций.
Это можно было бы сделать за счет сохранения на некоторый пе-
риод времени (два-три года) цен на ремонт механизмов и уст-
ройств, действовавших до улучшения конструкции, с учетом преж-
ней периодичности (частоты) ремонта. Мера экономической за-
интересованности должна быть такой, чтобы СРЗ получал неко-
торую дополнительную прибыль от повышения надежности,
долговечности, а в конечном счете — от повышения экономиче-
ской эффективности эксплуатации судна
§ 27.	ВЫБОР ПОКАЗАТЕЛЕЙ НАДЕЖНОСТИ
Выбор показателей надежности и установление их норма-
тивных значений для конкретных типов машин п устройств яв-
ляется в теории надежности наиболее важным вопросом, так
как от оптимальности его решения непосредственно зависит
экономическая эффективность изготавливаемых и эксплуати-
руемых машин и устройств. В настоящее время в судострои-
тельной отрасли отсутствует технически и экономически обос-
нованная методика выбора и назначения количественных пока-
зателей надежности судовых механизмов, устройств и конст-
рукций, что в значительной степени затрудняет практическое
решение этого вопроса при проектировании и постройке судов.
Наряду с имеющим место общим недостаточным уровнем
развития теории надежности сказанное выше является одной
.из причин отсутствия системы нормируемых показателей на-
дежности основного судового оборудования и устройств, чго в
общем случае отрицательно сказывается на уровне работы по
надежности в проектных судостроительных организациях, а так-
же ма качестве и надежности отдельных элементов судов
Следует отметить, что в настоящее время Всесоюзным на-
учно-исследовательским институтом стандартизации выпущена
«Общая методика выбора показателей надежности промышлен-
ных изделий для включения в ГОСТ, ТУ и ТЗ» (первая редак-
ция), которая может стать основой для разработки аналогич-
ных ведомственных методик. Названная выше методика опреде-
ляет лишь принципиальные направления по выбору ноказате-
лей надежности и для практического применения разработчика-
ми и изготовителями новых машин и изделий не может быть
использована
Из гл. V известно, что надежность является комплексным
показателем, обусловленным, в свою очередь, свойствами безот-
казности, долговечности, ремонтопригодности и сохраняемости.
Значимость каждого из названных свойств для конкретного уст-
ройства или конструкции зависит от их назначения, особенно-
стей, условий эксплуатации, а также от оценки последствий от-
каза. Номенклатура показателей для оценки уровня надежно-
сти, так же как и их значение, определяется требованиями,
предъявляемыми к конкретным изделиям, условиям их эксплуа-
тации, ремонта и т. д. Исходя нз названных выше условий и
должны производиться выбор и устанавливаться значения ко-
личественных показателей.
Показатели надежности делятся на две категории: основные
показатели, включаемые в проектные задания на разработку,
ТУ, ГОСТы и т. д., и дополнительные, позволяющие в сочета-
нии с основными показателями более полно давать сравнитель-
ную оценку надежности изделий
Для определения номенклатуры показателей надежности
устройств ВРК очень важно предварительно установить крите-
рий их отказа и предельного состояния.
Для устройств ВРК, являющихся в общем случае ремонти-
руемыми изделиями, предельное состояние характеризуется на-
ступлением момента, когда но состоянию деталей или узлов
дальнейшая эксплуатация их невозможна (при аварийном
выходе) или безопасность эксплуатации нс может быть гаранти-
рована. В соответствии с этими категориями отказа для уст-
ройств ВРК являются: достижение предельного износа дета-
лей или зазоров в узлах, аварийный выход из строя (поломки,
обрыв лопастей или потеря винтов, перьев рулей, заклинива-
ние кинематики поворота лопастей ВРШ и т. д.), потеря гер-
метичности ВПЛ и др.
Предельные износи деталей и узлов устанавливаются дей-
ствующими ТУ на ремонт (в расчетах долговечности устройств
ВРК предельные значения указаны в соответствующих табли-
цах)
Для введения определенной системы выбора показателей-'
надежности упомянутая выше Методика предусматривает
классификацию всех промышленных изделий по общности фак-
торов, влияющих па выбор показателей При этом все факторы
разделены на восемь классов, основными из которых являются-
факторы конструктивного решения (класс Ш); факторы ха-
рактера и режима использования по назначению (класс V);
факторы последствий отказов (класс VIII).
В табл. 48 приведены названные три класса общей класси-
фикации изделий. При этом класс III отражает ремонтопри-
22Х
годность изделий; класс V продолжительность эксплуата-
ции, кратность использования, а класс VIII — возможные
последствия отказов, влияние их па продолжительность эксплуа-
тации изделий, па экономические потери, вызванные отказа-
ми. Как видно из таблицы, каждый класс делится еще па под-
классы, которые также характеризуются определенными при-
знаками. В соответствии с принятой классификацией каждому
изделию может быть присвоен классификационный шифр, от-
ражающий полный комплекс факторов, влияющих па выбор
показателей надежности. Указанный шифр состоит из римской
.цифры, обозначающей принадлежность изделия к классам, п
четырех арабских цифр, написанных в виде степени, показы-
Таблица 18
Классификация изделий по общности факторов, влияющих на выбор
номенклатуры показателей надежности
Определение		признак деления на подклассы	i!	Onpeieaciiix- почазчсса
Факторы кон-| структавногс pe-l III шеи ня	(		Ремонтоприго- дность	1 2	Перемонтируемые Ремонтируемые
Факторы ха- рактера и режи- ма использова- ния по назначе-	V	Ограничение продолжитель- ности эксплуа- тации	2 3 4 5 6	Для перемонтируемых, до первого отказа; до первого отказа или до достижения ими предельного состояния; до первого отказа пли до окончания выполнения требуе- мых функций; Для ремонтируемых до достижения предельного состояния; до отказа или окончания выполнения требуемых функ- ций Эксплуатация изделий скла- дывается из двух стадий: 1—до достижения предель- ного состояния; П—до отказа или до окон- чания требуемых функчий
Факторы пос- ледствий отказа	VIII	Доминирую- щий фактор при опенке функцио- альных пос- зедствий отказа	1 2 3	Факт выполнения или невы- полнения изделием заданных ему функций в заданном объе- ме Факт вынужденного простоя Наличие отказа независимо от длительности простоя
.224
вающпх принадлежность к подклассам, группам, подгруппам
и видам (группы, подгруппы и виды в таблице не показаны)
Так, для изделий типа рулевого устройства промысловых су-
дов классификационный шифр должен быть следующий,
111=3», V4213, VlII,aw, где Ш23"’ характеризует, что РУ по
факторам конструктивного решения (класс III) относится к
ремонтируемым изделиям (подкласс 2), т. е. его работоспособ-
ность ® случае возникновения отказа может быть восстанов-
лена с помощью ремонта. Основные изнашиваемые детали РУ
не герметизированы (группа 2);
V4213 определяет, что РУ по факторам характера и режима
использования по назначению (класс V) относится к издели-
ям, эксплуатируемым до предельного состояния (подкласс 4),
многократного функционирования (группа 2), работающим в
непрерывном (подгруппа I) ив номинальном режимах (вид 3).
VIII1200 характеризует, что РУ относится к изделиям (класс
VIII), у которых доминирующим фактором при оценке послед-
ствий отказа является факт невыполнения изделием заданных
ему функций в заданном объеме (подкласс 1), а экономиче-
ские потери в результате отказа значительно превышают стои-
мость работ по устранению последствий отказа и стоимость са-
мого изделия (подгруппа 2).
Согласно классификационным шифрам изделий, учитываю-
щим основные факторы, влияющие на выбор показателей на-
дежности, в табл. 49 приведены рекомендованные методикой
основные показатели надежности, которые должны назначать-
ся для изделий с соответствующими классификационными шиф-
рами. При этом под показателем Урес понимается ресурс до
предельного состояния, ресурс до текущего малого капитально-
ю ремонта, большого капитального ремонта и т. д.
Как видно из таблицы, для устройств винто-рулевого комп-
лекса основными показателями надежности должны быть вс-
Таблипа 49
Выбор основных показателей надежности промышленных изделий
Классификациониы		шифр изделии	Показатели надежности
„роли	у ООО	ущЗОСО	
II(lW	у 2000	VIII3000	
III»000	у3000	VHfooo	Р(/)
ill*'0	yiooo	VUl’ooo	Р{П. Гг.с
III*"'	yJOOO	уцреоо	А-г 7МС
III**®	у-ЮОО	VW3000	<•>, Т'р-с
Ш1гоз	y-5000	VII |Чюо	Р(/)
III500	убооо	VHI2000 ,№с	
225
роятность безотказной работы P(t) и Т^. Анализируя эти по-
казатели с точки зрения полноты оценки с их помощью надеж-
ности устройств ВРК, следует отметить, что в сумме они
достаточно полно характеризуют техническую сторону надежно-
сти, г. с. являются больше ее техническими показателями п
практически очень мало говорят об экономической стороне на-
дежности. Таким образом, P(t) — характеристика безотказно-
сти, — долговечности, а показателей, характеризующих
ремонтопригодность изделий, в табл 48 нет. В то же время из
анализа показателей надежности вытекает, что только ремонто-
пригодность, как свойство изделия, характеризует экономиче-
скую сторону надежности того или иного изделия или устрой-
ства.
Сказанное наглядно показано на примерах расчета пока-
зателей ремонтопригодности устройств ВРК. Учитывая, что в
настоящее время первостепенными являются экономические
показатели развития промышленного производства, становится
очевидной необходимость в числе обязательных показателей
надежности также наличия показателей ремонтопригодности,
характеризующих оптимальность создаваемых конструкций и
машин, рентабельности их эксплуатации.
Для устройства ВРК судов наиболее удобными и нагляд-
ными показателями ремонтопригодности могли бы быть удель-
ные затраты по трудоемкости и стоимости ремонта и профилак-
тического обслуживания в период эксплуатации:
Счас — средняя трудоемкость ремонтных и эксплуатацион-
ных затрат на обслуживание па I ч эксплуатации, нормо-ч/ч;
Z — средняя себестоимость I ч эксплуатации, руб',4.
Показатель Счас характеризует удельные затраты живого
труда на ремонт и эксплуатацию каждого из устройств, a Z —
полные (удельные) затраты (по стоимости) как живого, так и
общественного труда с учетом стоимости изготовления (или
приобретения) материалов, покупных изделий, затрат на ремонт
и обслуживание в процессе эксплуатации и т. д.
Для устройств ВРК в качестве показателя ремонтопригод-
ности мог бы служить и показатель ремонтных затрат Кр. Од-
нако для оценки надежности однотипных устройств на разных
судах он менее удобен, так как не учитывает надежности и дол-
говечности самого устройства и его влияния на эффективность
эксплуатации судна в целом. Нетрудно заметить, что показа-
тели Счае и Z являются универсальными и наиболее полно от-
ражают надежность устройств в самом широком смысле этого
слова. Дело в том, что численные значения этих показателей
будут по существу зависеть от значения показателей P(t) и
Трее, потому что чем выше надежность устройства и время его
безотказной работы, тем меньше будут затраты на единицу
времени его эксплуатации. Таким образом, Счас и Z являются
но существу суммирующими показателями надежности, учи-
226
тывающпмп -в самом широком смысле оптимальность эксплуа-
тируемой конструкции.
Сказанное совершенно не означает, что для оценки надежно-
сти устройств показатели Р(1) и Трее не нужны. Дело в том.
что с точки зрения условий эксплуатации судна необходимо,
чтобы надежность любого из устройств ВРК в течение опреде-
ленного промежутка времени (межремонтного периода) была
пе менее заданного уровня, обеспечивающего надежную и без-
аварийную эксплуатацию судна. На основании всего сказан-
ного можно сделать вывод, что для оценки надежности уст-
ройств ВРК можно принять показатели Р(0, Трее, Счас и Z.
Для того чтобы конструктор при создании новой машины
или установки мог обеспечить ей определенный уровень на-
дежности, следует знать значение этого уровня, для чего не-
обходимы нормативные значения назначаемых для каждого из-
делия показателей надежности Применительно к судам такие
нормативы в первую очередь должны быть установлены на ос-
новные, наиболее важные их элементы: оборудование МКО,
общесудовые устройства, обеспечивающие движение, безопас-
ность и живучесть судна и т. д.
В общем случае нормативные значения показателей надеж-
ности, как это уже отмечалось, должны устанавливаться исходя
из назначения, условий эксплуатации и оценки последствий от-
каза изделий. Должны учитываться и затраты, необходимые для
обеспечения того или иного уровня надежности, а также фак-
тические численные значения показателей надежности наиболее
совершенных конструкций и изделий — прототипов.
При определении норм общим является стремление устано-
вить возможно большие значения показателей надежности, од-
нако это неизбежно связано с увеличением затрат на производ-
ство машин и изделий. Поэтому возникает задача выбора и обо-
снования оптимальных значений показателей надежности с
у четом важнейших технико-экономических факторов. Указан-
ный оптимальный уровень значения критериев надежности дол-
жен у станавливаться исходя из анализа соотношений степени
повышения затрат, связанных с ее увеличением, и тем выигры-
шем, который получается при эксплуатации машин и изделий
е повышенной надежностью. Практически выполнить такой тех-
нико-экономический анализ, особенно на стадии проектирова-
ния, бывает очень трудно из-за отсутствия необходимых исход-
ных данных. Поэтому на практике эту задачу можно решить
несколько проще. Если, например, предстоит установить нор-
мативные значения показателей надежности для какого-либо
* ехауизма, то, сообразуясь с его назначением, постсдствпямн,
которые могут иметь место в случае выхода его из строя, а
также с достигнутым уровнем надежности для подобных меха-
низмов, принятых в качестве прототипа (фактический уровень
определяется по статистическим данным отказов), можно ориен-
227
тировочно установить нормы на установленные показатели на-
дежности.
В качестве прототипа должен выбираться механизм, кото-
рый в процессе эксплуатации имеет наиболее высокие показа-
тели надежности. При этом очевидно, что назначаемые нормы
показателей надежности для проектируемого механизма не
должны быть ниже, чем у прототипа. Таким образом, нижний
предел для устанавливаемых показателей всегда может быть
определен. Оптимальный предел должен выбираться исходя из
важности данного механизма для жизнеобеспечения всей систе-
мы, принятой схемы ППР и т. д
Установим нормативные значения принятых нами в качестве
основных критериев надежности для устройств ВРК морских
судов. Прежде всего отметим, что по назначению все устройства
ВРК являются важнейшими элементами судна, обеспечиваю-
щими эффективную эксплуатацию и безопасность плавания
экипажа и судна в целом. Последствия отказов устройств ВРК
могут быть очень тяжелыми, вплоть до гибели судна и людей.
Поэтому к этим устройствам должны предъявляться самые вы-
сокие требования по надежности и безотказности. Исходя из
условий эксплуатации, можно сказать, что эти устройства дол-
жны обеспечивать непрерывную работу в течение пребывания
судна на промысле (для промысловых судов). Поэтому это вре-
мя может быть в принципе принято, с точки зрения ресурса уст-
ройств, за нижний предел, т. е. Грее-мин-
Однако многие суда в период между очередными доковыми
постановками имеют несколько межпромысловых рейсов и нс
сколько заходов в пункты базирования. Поэтому для таких
судов нецелесообразно принимать Грее = Грее OTH. Болес целе-
сообразным и экономически оправданным будет, если в качест-
ве Грее, мин будет принят межремонтный период, который обычно
устанавливается для данных судов схемой ППР. Поэтому оп-
ределение Грос между ремонтами (текущим, малым капиталь-
ным, большим капитальным) не представляет затруднений.
'При расчете показателей надежности китобойных судов п
БМРТ типа «Маяковский» были определены ио статистическим
данным фактические значения показателей P(i)- При этом для
возможности выявлении лучших вариантов расчеты выполня-
лись по устройствам разного конструктивного исполнения и
разной надежности. Было показано, что, например, улучшенные
конструкции рулевых и дейдвудных устройств обеспечивают на-
дежную работу между малыми капитальными ремонтами (ре-
монты с полной разборкой основных узлов) не менее 20 000 ч
эксплуатации, что примерно соответствует четырехлетнему пе-
риоду эксплуатации этих устройств без разборки.
С учетом перспективы на совершенствование можно в ка-
честве нормативов для показателя Треимкр (ресурс между
малыми капитальными ремонтами) для указанных устройств
228
принять Грее м.„1> = 25 0004-30 000 Ч. Учитывая, что указанный
ресурс (также с учетом перспективы) примерно будет соот-
ветствовать продолжительности между малыми капитальными
ремонтами судов в целом, установленный предел можно считать
близким к оптимальному и технически осуществимым. Исходя
из сказанного, для гребных винтов также можно принять ука-
занное значение Гре© млч>
Применяя примерно те же рассуждения, что и выше, можно
рекомендовать нормативные значения вероятности безотказной ра-
боты для промежутка времени /док между очередными доковыми
постановками для устройств ВРК морских судов P(/jOK)>0,98-:-
; 0,99 Для промежутка времени 7\tc. ы.к.₽ = 25 0004-30000 ч зна-
чение Р (/), естественно, должно быть несколько снижено и при-
мерно соответствовать Р (Грее. •.*₽)> 0,954-0,97 для рулевых уст-
ройств и гребных винтов и Р(Т0,94-0,95 для дейдвудных
устройств. Следует отметить, что исходя из значимости для суд-
на устройств ВРК значение P(t) следует назначать для всех из
них одинаковое, что и было нами сделано для времени Ь=/ЯОк-
Значение Р (Г ptc. M.s.p)= 0,9 для дейдвудных устройств нами было
несколько снижено по сравнению с остальными устройствами ВРК
исходя из того, что обеспечить значение Р(£)>0,9 при современ-
ном состоянии техники будет очень трудно.
На основании данных, полученных вами в § 21, можно ре-
комендовать следующие нормативные значения указанных по-
казателей:
для рулевых устройств Счас а* 0,06 ч- 0,07 норми-ч/ч,', Z ~
й»0,25 руб!ч\
для гребных валов и дейдвудных устройств Счвс=0,1 нормо-ч [ч\
Z та 0,4 руб/ч\
для гребных винтов (ВПЛ) Счаса0,1 нормо-ч/ч-, Z»0,6 руб/ч.
Заметим, что в связи с отсутствием единых общесоюзных
норм времени на судоремонтные работы, а также учитывая
разную техническую оснащенность и величину накладных рас-
ходов па отдельных СРЗ. приведенные нормативные значения
показателей Счас и Z следует считать в некоторой степени при-
мерными, так как они установлены на базе расчетов, выполнен-
ных для конкретных условий судоремонтного производства од-
ного из СРЗ.
Заканчивая рассмотрение вопроса по установлению нор-
мативных значений показателей надежности устройств ВРК,
можно отметить, что при повышении их надежности и достиже-
нии фактических показателей надежности существующая перио-
дичность освидетельствования устройств ВРК по нормам Ре
гистра СССР может быть в принципе изменена и осуществлять-
ся не чаще, чем производятся классификационные освидетельст-
вования судна в целом. Это позволило бы уменьшить число раз-
борок устройств ВРК в период докования судов, а соответст-
венно и снизить затраты на их ремонт и обслуживание.
229
ЛИТЕРАТУРА
I.	Александров А. М, Королевский Ю. П. Нормирование из-
носов основных деталей двигателей рыбопромысловых судов М., «Пищевая
промышленность», 1965
2.	Архангельский Б А. Неметаллические судовые подшипники.
Л., Судпромгиз, 1957.
3.	Басин А. М„ Миииович И. Я. Теория и расчет гребных винтов.
Л., Судпромгиз. 1963.
4.	БеньковсквйД. Д. и др. Технология судоремонта. М., «Морской
транспорт». 1961.
5.	Б л а г о в с щ е п с к и й С. Н. Справочник по теории корабля. Статика
корабля. Качка корабля. Л.. Судпромгиз, 1950.
6	Ь.чипов И. С. Справочник технолога механосборочного цеха судо-
ремонтного завода. М, «Транспорт», 1968.
7	ВснтцеяьЕ С. Теория вероятностей. М-, Физматгиз, 1962.
8	Воскресенский И. Н. Коррозия и эрозия судовых гребных вин-
тов. Л, Судпромгиз, 1949.
9	Гл узнан Г. Л-, Падерно И. П. Надежность установок и систем
управления, М. — Л.. Машиностроение, 1966.
10.	Г л > ш к о в Г. С., С и д н е с в В А. Курс сопротивления материалов.
М.. «Высшая школа», 1965.
11.	Гис д е в к о Б. В. и др. Математические методы в теории надеж-
ности М, «Наука», 1965.
12	Добровольский В. А. Расчет деталей машин. Примеры с под-
робными решениями. Киев, Гостехиздат УССР, 1961
13.	Добровольский В. А. Детали машип. Москва—Киев, Машгиз.
1962.
14	К а л а б р о С. Р. Принципы и практические вопросы вадежпости-
М, «Машиностроение» 1966.
15.	Кацман Ф. М. Конструирование винторулевых комплексов морских
судов. Л , Судпромгиз, 1963.
16.	Колегаев Р. Н. Определение оптимальной долговечности техни-
ческих систем. М., «Советское радио», 1967.
17.	Кохановский К. В. Судовые устройства. Конспект лекций и ме-
тодические указания для студентов кораблестроительного факультета
ОИИМФа. Одесса, 1964.
18.	Краге.тьский И В и др. Усталостный механизм и краткая мето-
дика апалдгпческой оценки величины износа поверхлогтей трения при сколь
женил (исходя из свойств материалов и условий их работы). АН СССР.
Чс)(5“,ПеТ П° т₽еиик> и смазкам Гос науч-исслед. ин-т машиностроения
19.	Маликов И. М, Неловко А. М. Количественные характеристики
надежности Л, 1968
S30
20	Мсграбов Г. А. Технология судоремонта. М., «Морской тран-
спорт», 1962.
21.	Морозов М. Я., Соколов Л. И. Ремонт судовых устройств и
палубных механизмов. М., «Транспорт», 1964.
22.	Николаев В А Конструирование и расчет судовых валопроводов.
Л, Судпромгиз, 1956.
23.	Петриченко В. К. Антифрикционные материалы и подшипники
скольжения. Справочник. М„ Машгиз. 1954.
24.	Половко А. М. Основы теории надежности. «Наука», 1964.
25.	Селиванов А. И. Основы теории старения машин. М., «Машино-
строение», 1964.
26.	Старосельский А. А., Белаковский Я. И. Подшипники су-
довых валопроводов. М., «Морской транспорт», 1959
27.	Шор Я. Б. Статистические методы анализа и контроля качества и
надежности. М., «Советское радио», 1962.
28.	Штаермап И. Я. Контактная задача теории упругости М.—Л.,
Гостехиздат, 1949.
29.	Щиголев Б. М. Математическая обработка наблюдений. М., Физ-
матгиз, 1962.
30.	Яковлев К. П. Математическая обработка результатов измерений
М„ Гостехиздат, 1953.
31.	Временная технологическая инструкция на ремонт рулевых устройств
надводных судов. Дальзавод, 1965.
32.	Временные техусловия на ремонт рулевых и дейдвудных устройств
гребвых валов н гребных винтов. СРЗ Совгавань, ММФ, 1964.
G3	Ведел л ер А Эксплуатационные проблемы дейдвудных подпитии
ков. «European Shipbuilding». 1963.
34.	Научно-технические обзоры. Некоторые вопросы повышения надеж-
ности судовых тяжелонагружеппых валопроводов. ЦНИИТЭИС, 1967.
35.	Нормаль Канонерского судостроительно-судоремонтного завода
№ 2418-Т, 1957.
36.	Нормы допустимых зазоров ходовых частей палубных механизмов,
рулевого и гребного устройств БМРТ, ЦКБ МРХ. Калининград, 1961.
37.	Определение надежности насосов (руководящий материал для насос-
ных заводов). ВНИИГИДРОМАШ, 1966.
38.	Справочник по технологии судоремонтных работ. Под общ. ред. д-ра
техн, наук А. А. Моисеева. Л^ Судпромгиз, 1961.
39.	Справочник по ремонту судов. Т. 1. Под общ. ред. М. И. Чернова.
М,. «Речной транспорт», 1963.
40.	«Судостроение за рубежом», 1967, № 1.
41.	Судостроительная нормаль ОН9-174—60.
42.	РТМ 44—62. Методика статистической обработки эмпирических дан-
ных. Изд-во стандартов, 1966.
43.	«Судостроение», [967, № 7, 1968, Лз б.
44.	«Технология судостроения», 1968, Кз 5.
45.	«Вестник машиностроения», 1964, № 4.
46.	«European Shipbuilding», 1963, № б.
47.	Материалы по обобщению опыта эксплуатации н изучению износа
устройств винторулевого комплекса морских судов разных организаций и
предприятий.
48.	049-118—62. Металлы цветные и сплавы Нормаль МСП.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие
Г .1 а в а I. Устройства виято-рулевого комплекса п тенденции их
совершенствования
§ 1.	Рулевые устройства
§ 2	Дейдвудные устройства и гребные валы
§ 3	Гребные винты ....
Глава II. Повреждения и износ устройств аннто-руаевого комп-
лекса	.	.	.	.
§ 4.	Повреждения руленых устройств
§ о.	Износ рулевых устройств
§ 6.	Нагрузки и условия работы гребных валов и дейд-
вудных устройств ......................................
§ 7.	Повреждения и износ дейдвудных устройств и греб
ных валов
§ 8	Повреждения и износ гребных винтов
Глава III. Изучение износа деталей устройств винто-рулевого
комплекса
§ 9.	Цели и организация выполнения исследований .
§ 10.	Расчет средних скоростей износа................
Глава IV. Нормы износа и определение ервиов службы деталей и
узлов устройств винто-рулевого комплекса .
§ 11.	Определение овтимальных зазоров в узлах рулевых
устройств	..................
§ 12.	Расчет оптимальных постровчных зазоров в узлах
рулевых устройств ...
§ 13.	Расчет оптимальных предельно допустимых зазоров
в узлах рулевого устройства с учетом допускаемых
контактных напряжений ...	...
§ 14.	Расчет оптимальных построечных и предельно допу-
стимых в эксплуатации зазоров в дейдвудных под-
шипниках ....	.................
§ II5.	Определение срока службы деталей и периодичности
их ремонта.........................................
Глава V'. Надежность устройств винто-рулевого комплекса
§ 16.	Общие положении теории надежности
§ 17.	Основные понятия и термины теория надежности
§ 18.	Общие вопросы расчета показателей надежности .
§ 19.	Расчет показателей безотказности устройств винго-
рулевого комплекса.................................
§ 20	Расчет показателей безотказности при сложном зако
не распределения отказов и особенности расчета без
отказности восстанавливаемых (ремонтируемых) из
дслий ....
§ 21.	Расчет количественных показателей ремонтопригодно-
сти устройств винто-рулевого комплекса
§ 22.	Долговечность устройств винто-рулевого комплекса .
Глава VI. Повышение надежности устройств винто-рулевого комп-
лекса .	.	....
§ 23.	Повышение надежности рулевых устройств _
§ 24	Повышение надежности гребных валов и дейдвудных
устройств .
§ 25	Повышение надежности гребных винтов
§ 26	Общие вопросы и направления повышения надежно-
сти, долговечности и ремонтопригодности устройств
випто-рулсвого комплекса морских судов .
§ 27.	Выбор показателей надежности ....
Литература...................................................:
232

через 5000 ч (один год) эксплуатации, у БМРТ - через
6750 ч (полтора года).
Многолетнее наблюдение за доковавием китобойных судов
позволяет установить периодичность доковых ремонтов, при
котором в каждое третье докование (один раз в три года) вы-
полняется проточка облицовок гребного вала (с раздельными
облицовками) и переборка набора кормовых дейдвудных вту-
лок. Для гребных валов со сплошной облицовкой, как показы-
вают расчеты, можно принять выполнение малого капитального
ремонта (проточку облицовок) через четыре года. На БМРТ
типа «Маяковский» проточка облицовок гребных валов выпол-
няется каждое второе докование (один раз в три года), что
объясняется увеличенным периодом времени плавания судна
между докованиями, а также более интенсивным эрозионным
повреждением облицовок.
Большие капитальные ремонты гребного вала и дейдвудного
устройства проводятся, когда 'возникает необходимость заме-
ны вала, замены или большого ремонта дейдвудной трубы или
при выполнении большого комплекса ремонтных работ с заме-
ной многих деталей. Практически па китобрйных судах с •ва-
лами, имеющими раздельные облицовки, капитальный ремонт
выполняется примерно через 9 лет эксплуатации, а на БМРТ—
через 12 лет. На китобойных судах, имеющих гребной вал со
сплошной облицовкой, капитальный ремонт необходимо выпол-
нять через 12 лет эксплуатации, а на БМРТ, где вал имеет
сплошную облицовку, капитальный ремонт планируется через
18 лет эксплуатации.
Трудоемкость и стоимость материалов по каждой категории
ремонта и профилактическому обслуживанию китобойных судов
п БМРТ представлены в табл. 38. При этом в стоимость ма-
териалов большого капитального ремонта включена также сто-
имость гребного вала с облицовками.
Подсчет трудоемкости профилактического обслуживания
произведем следующим путем: моторист судна в течение вах-
ты обязан систематически осматривать линию вала и дейдвуд-
ный сальник. На осмотр дейдвудного сальника и его поджатие
затрачивается в час примерно 3 мин на китобойных судах и
5 мин — на БМРТ, тогда за сутки на первых судах будет за-
трачено 72 мин, а па вторых — 120 мин.
За период годового плавания китобойных судов — 5000 ч
(208 суток) и БМРТ — 4500 ч (188 суток) на осмотр гребного
вала н дейдвудного подшипника будет затрачено соответствен-
но 250 чел /ч и 376 чел /ч.
К найденным значениям трудоемкости необходимо добавить
расход времени в объеме 10% на осмотр и ремонт гребного ва-
ла, дейдвудного устройства в период стоянки судна между
рейсами п при доковании. С учетом сказанного общие затраты
времени на профилактическое обслуживание и эксплуатацию
176
Средняя калькуляционная трудоемкость и стоимость материалов
но категориям ремонта гребного вала и дейдвудного устройства
Гребной вал с раздель- ными облицовками . .	275	65	(09	65	1032	3G4	2016	9Л18
Гребной вал со сплош- ной облицовкой ....	275	65	109	65	942	233	2(25	9678
БМРТ типа «Маяковский»
Дейдвудное устройство
и гребной вал с раздель-
ными облицовками . . . 414
Дейдвудное устройство
и гребной вал со сплош-
ной облицовкой .... 414
44
44
I
180	44	| 1454	304	2295	6796
180	44	I 1402	218	2-316	7156
составят по китобойным судам 275 ч/год, по БМРТ — 414 ч/год.
Расходным материалом при обслуживании гребного вала и
дейдвудного устройства будет сальниковая набивка. ветошь,
наждачная бумага и краска. Стоимость этих материалов в рас-
чете на год примем по нормам текущего ремонта. 11а основании
принятой схемы ремонта и данных затрат по категориям ремонта
выполнен (по изложенной ранее методике) расчет удельных
затрат на ремонт и коэффициента (табл. 39). Зарплата на
1 нормо-ч и процент накладных расходов приняты те же, что
и для РУ.
Полученные результаты показывают, что варианты дейдвуд-
ных устройств с гребными валами со сплошной облицовкой яв-
ляются более экономичными, так как удельные затраты на
единицу времени эксплуатации у них ниже, чем у валов с раз-
дельными облицовками.
Серийные гребные винты с поворотными лопастями БМРТ
типа «Маяковский». Для поддержания гребного винта в рабо-
тоспособном состоянии предусматриваются следующие виды
технического обслуживания и ремонта: профилактический ре-
монт и обслуживание; текущий ремонт; малый капитальный
ремонт и большой капитальный ремонт. Профилактический ре-
монт и обслуживание винта с регулируемым шагом (ВРШ) вы-
полняются личным составом судна. Обслуживание ВРШ лич-
177