Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Методы защиты от структурного шума на судах
1.1 Вибрация как фактор снижения обитаемости современных судов... 6
1.2 Методы снижения радиальной жёсткости муфты 11
1.3 Высокочастотная вибрация судовых конструкций 19
1.4 Сравнение эффективности методов снижения шума и вибрации 26
1.5 Выбор направления исследований 29
ГЛАВА 2. Анализ виброактивности судового двигателя
2.1 Неравномерность рабочего процесса как фактор вибрации 32
2.2 Неуравновешенность инерции рядного двигателя 34
2.3 Динамическая неуравновешенность поступательных масс ползуна.. 35
2.4 Динамическая неуравновешенность поступательных масс шатуна... 38
2.5 Моментная неуравновешенность рядного двигателя 40
2.6 Гармоническая оценка сил инерции 43
2.7 Гармоническая оценка моментов сил инерции 44
2.8 Гармоники момента газовых сил 46
2.9 Использование физических моделей 50
2.10 Вынуждающие моменты газовых сил 52
2.11 Подобие виброактивности двигателей 60
2.12 Выводы по главе 64
ГЛАВА 3. Синтез виброизолирующих опор
3.1 Предпосылки сложного поведения упругих элементов 66
3.2 Линейная модель распределения энергии по степеням свободы 70
3.3 Нелинейная модель распределения энергии по степеням свободы .. 75
3.4 Анализ связности форм колебаний 83
3.5 Связанность продольных и крутильных деформаций 86
3.6 Моделирование структурированной опоры 89
3.7 Влияние трения в пружине на передачу вибрации 96
3.8 Выводы по главе 100
ГЛАВА 4. Экспериментальные исследования упругих элементов
4.1 Исследование вибрации корпуса 101
4.2 Исследование вибрации энергетической установки 105
4.3 Численное исследование частот т форм винтовых пружин 108
4.4 Физические эксперименты 113
4.5 Изучение виброзащитных свойств 119
4.6 Влияние осевой силы на собственную частоту поперечных колебаний 124
4.7 Выводы по главе 128
Выводы по работе 130
Приложение
- Методы снижения радиальной жёсткости муфты
- Неуравновешенность инерции рядного двигателя
- Нелинейная модель распределения энергии по степеням свободы
- Численное исследование частот т форм винтовых пружин
Введение к работе
Актуальность темы. Проблема структурного шума и снижения
комфортабельности судов возникла в результате повышения частоты
вращения и числа цилиндров судовых дизелей. Конструкция корпуса
отличается высокой добротностью, в результате чего, затухание
энергии колебаний при удалении от источника вибрации является
несущественным. Государственная программа Российской Федерации
«Развитие судостроения на (2013 – 2030) годы» предусматривает
формирование опережающего научно-технического задела в
обеспечение развития морской и речной техники гражданского
назначения. Судовая энергетическая установка как источник вибрации
эволюционирует в направлении увеличения удельной мощности,
давления наддува и частоты вращения. Это приводит к нарастанию
звуковой эмиссии и смещению диапазона вибрации в сторону
звуковых колебаний. Применение различных систем виброизоляции не
всегда эффективно, поскольку не учитывает изменения в характере
источника структурного шума. Многочисленные исследования
передачи вибрации на корпус рассмотрены в трудах С. П. Глушкова,
В. В. Давыдова, А. К. Зуева, Н. В. Маттес, В. И. Полякова, В. И.
Попкова, Л. В. Тузова, А. Ф. Зинченко, И.И. Клюкина, В. И.
Лошакова Г. П. Нерубенко, С. А. Худякова. В то же время, необходимость повышения эффективности подвесок энергетического оборудования, с опорами на основе винтовых пружин, делает эту работу актуальной для современного судостроения.
Целью диссертации является повышение эффективности защиты корпуса судна в диапазоне судового шума на основе модели источника вибрации и модели рассеивания энергии в конструкции опоры. Увеличение частоты вращения и числа цилиндров судовых дизелей изменило динамику кривошипного механизма. Это привело к повышению уровня шума в помещениях судов за счт структурной составляющей. Для количественного исследования модели источника вибрации найден момент сил инерции шатуна, который стал дополнительным фактором вибрации остова. Замена гармонического разложения момента газовых сил на газовые законы, позволила исключить гармонические помехи от усечнного ряда Фурье. Рассмотрены новые задачи построения модели поглощения и виброизоляции винтовых пружин, поведение которых нельзя исследовать методами суперпозиции простых колебаний.
Методы исследования. В работе использован классический метод, основанный на наблюдении, измерении, моделировании,
эксперименте. Моделирование включало построение абстрактного
описания явления в форме дифференциальных уравнений, которые
затем численно интегрировались на вычислительной машине.
Винтовые пружины исследовались в специальных программах,
основанных на методе конечных элементов, в частности модуль FEM в
программе Компас-3D и программе INVENTOR. Связность
нелинейных колебаний по степеням свободы исследовалась на
простых геометрических моделях при соответствующем
математическом описании. Преимущества простых моделей в их предсказуемости, что и было установлено для некоторых критических условий.
Для экспериментальной проверки использовались специальные объекты с заданными свойствами. Выбор условий эксперимента содержал внутреннюю проверку в исследованной области параметров, что повышало достоверность результата в новой области параметров. Объектом изучения являлось динамическое поведение винтовых пружин при различных частотах, амплитудах и условиях закрепления. Исследовались стальные и бронзовые пружины с разным числом витков, диаметром витка и проволоки.
Измерения проводились на современной поверенной аппаратуре с достаточной для поставленной задачи точностью и диапазоном измерений. Для получения наджных результатов эксперименты многократно повторялись с целью исключения случайных ошибок. Критерием правильности проведнных работ было совпадение теории и эксперимента с достаточной точностью, которую нельзя отнести к случайной.
Научная новизна проведенных исследований заключается в построении системы снижения энергии колебаний передаваемых от энергетической установки на корпус судна.
Установлена причина повышенного структурного шума
возникающего от неуравновешенных моментов сил инерции шатунов высокооборотных многоцилиндровых двигателей. На основе подобия дизелей получена оценка дополнительного переменного момента и доказано, что его величина является существенной и требует обязательного учта.
Впервые для практических расчтов предложено построение момента газовых сил на основе уравнения газового состояния. Полученный момент не содержит гармоник из разложения Фурье и не маскирует динамику дизеля.
Исследовано сложное поведение элементов виброизолятора позволившее указать на появление нескольких видов колебаний в
зависимости от параметров вибрации. На этой основе предложено конструктивное решение узлов крепления энергетического оборудования.
Практическая ценность работы. Заключается в создании математической модели структурного шума возникающего от динамической неуравновешенности современных двигателей, существенном упрощении построения момента газовых сил на основе физических представлений, выработке рекомендаций к расчту динамического поведения сложных виброизоляторов и в оценке их эффективности.
На защиту выносятся
анализ виброактивности быстроходных дизелей на основе газовых законов и с учтом момента инерции шатуна;
синтез упругих элементов виброизолирующих опор;
экспериментальные исследования динамики упругих элементов.
Апробация работы. Основное содержание диссертации опубликовано в 13 печатных работах, в том числе в 7 статьях периодических изданий по перечню ВАК.
Структура и объм диссертации. Диссертация состоит из введения, четырх глав, заключения, приложения и списка использованной литературы. Основная часть работы изложена на 146 страницах, включая 116 рисунков, 17 таблиц. Список литературы состоит из 110 источников.
Методы снижения радиальной жёсткости муфты
Экономический ущерб, от вибрации учитывает много факторов, главные из которых, действие вибрации на корпус и экипаж. Вторичное негативное влияние вибрации в снижении привлекательности рабочих мест на судах и снижение пассажирских перевозок в связи с недостатком комфорта [50, 54, 74]. Оценить снижение ресурса судового корпуса, вызванного вибрациями, можно по изменению скорости коррозии металла в связи с ускорением окислительных реакций на поверхности обшивки. Для скоростных судов из лёгких сплавов неизбежно появление трещин в обшивке в районе машинного отделения.
Практически полная остановка развития речного транспорта в России привела к тому, что средний срок службы судов превысил 25 лет. Значительная часть судов спроектирована и построена более 40 лет назад. Подходы к проектированию виброзащиты с тех пор устарели, а принципы проектирования не позволяли изменить ситуацию в силу ограничений по экономичности речного флота.
В последнее время рост дедвейта замедлился или начинает снижаться. Скорее всего, это результат трех факторов: дробления крупных судовладельческих компаний на малые предприятия, отсутствие или замедление развития северных регионов и прекращение поставок крупных тихоходных двигателей ориентированных на судостроение. Можно указать на увеличение объемов малого и среднего судостроения в диапазоне водоизмещения 100…1000 тонн [77]. Серьёзной проблемой судостроения является вибрация корпуса. Если вибрация корпуса находится в допустимых пределах то, как правило, выполняются санитарные нормы и нормы для установленных на судне приборов связи и навигации [28, 31, 32].
Длительное воздействие вибрации нарушает нормальное состояние человека, влияет на производительность и качество выполняемой работы. Вибрационная болезнь проявляется головной болью, онемением пальцев рук, болью в костях и предплечье, судорогами, изменением порогов чувствительности, непереносимостью холода, бессонницей. Патологические изменения возникают в спинном мозге, сердечно-сосудистой системе, костных тканях и суставах. Происходит закупорка капилляров. Вестибулярный аппарат становится менее чувствительным, и это может сказываться на походке больного. Зрение также становится хуже [2, 21, 54, 67]. Нормирование вибрации на судах регламентируется санитарными правилами и нормами [31, 81]. Путь, который прошли «Правила…» в различных странах имеет более чем сорокалетнюю историю, и выражает диалектическое противоречие между потребностями и возможностями виброзащитной науки.
Особенность крупных морских судов заключается в том, что собственные частоты корпуса находятся в диапазоне 5…100 Гц. В этом случае работа двухтактных пяти- девяти- цилиндровых двухтактных дизелей не вызывает звуковых колебаний, но приводит к развитию резонансных колебаний всего судна. Задача виброзащиты на этих судах становится трудноразрешимой и требует новых подходов. На речных судах снижение водоизмещения повышает собственные частоты вибрации с 10…22 Гц до 25…800 Гц. Эти частоты находятся в диапазоне вынуждающих частот главных и вспомогательных механизмов, что приводит практически всегда к появлению резонансов. Вот почему, среди вредных факторов на речном флоте существенное значение имеет вибрация и сопутствующие явления, такие как инфразвук и шум. Действие вибрации и инфразвука и шума усиливается за счёт ограниченных размеров рабочего пространства и постоянства вредных факторов [2, 5, 60].
Поскольку дизельный двигатель наиболее распространён и в настоящее время его нечем заменить, для снижения вибрации судна используются два главных метода: поглощение и отражение вибрации [1, 27, 40, 42, 55, 95]. Поглощение заключается в рассеивании энергии вибрации различных конструкций. Отражение (виброизоляция) заключается в ослаблении механического взаимодействия между источником вибрации и защищаемым объектом. С точки зрения акустики энергия упругой деформации отражается от границ источника и не переходит на защищаемый объект. И поглощение, и отражение могут использоваться как вблизи источника вибрации, так и на путях её распространения.
Метод демпфирования структурной вибрации широко распространен на речном флоте [1, 20, 30, 46, 55, 56, 57, 58, 64, 69, 70, 71, 79, 87, 93] и позволяет незначительно снизить уровень вибрации двигателя при колебаниях на средних и высоких частотах с помощью: – нанесения на наружные поверхности вибропоглощающих мастик и покрытий; – изготовления элементов конструкций из материалов с повышенным демпфированием; – использования добавочных масс, например, заливка бетоном ахтерпика; – применение бескронштейновых гребных валов. Уменьшение вибрации, вызываемой двигателем, достигается установкой двигателя на виброизоляторы или на подвесные балочные фундаменты, при обязательном использовании для передачи вращения эластичных муфт. Различают виброизоляцию с активными и пассивными системами [8, 12, 19, 27, 40, 47, 49, 51, 52, 66, 81]. На водном транспорте наибольшее распространение получили металлические и резинометаллические виброизоляторы, не требующие подвода энергии [6, 14, 30, 33, 38, 41, 48, 62, 63, 72, 77, 82, 83, 96, 101]. Стоимость виброзащитного комплекса на основе виброизолирующих подвесок может достигать 10% от стоимости главного двигателя. Если в качестве метода используется поглощение, то стоимость мероприятий достигает 300% от стоимости источника вибрации. Главные и вспомогательные двигатели на многих судах изолированы от корпуса различными устройствами, снижающими передачу вибрации. Следует отметить резинометаллические и металлические виброизоляторы, вибропоглощающие массы, упругие вставки на трубопроводах, газовыпускных конструкциях.
Неуравновешенность инерции рядного двигателя
Основная причина вибрации двигателя внутреннего сгорания заложена в принципе его действия, а именно в неравномерном рабочем процессе по углу поворота коленчатого вала. Остов двигателя совершает крутильные колебания, и это общее для всех ДВС свойство привело к развитию метода наклонных опор. Положение опорных поверхностей большинства дизелей ниже оси коленчатого вала. Центр масс, вокруг которого наблюдаются колебания, находится выше оси. В среднем траектория колебаний опорных поверхностей наклонена на 22 – 30 градусов внутрь подвески.
В работе [42] проводилось исследование смещений опорных поверхностей судовых дизелей. Запись траектории на алюминиевой пластине с помощью стальной иглы показала практически прямые линии с нормалью направленной на ось параллельную валу и расположенную несколько выше. С учётом большой длительности испытаний на различных нагрузках можно считать такую вибрацию закономерной.
Метод наклонных опор широко применяется в подвесках главных двигателей. Стандартные изоляторы, например, типа ДПН (двупластинчатые наклонные) имеют упругий элемент с указанным выше наклоном. Поскольку жёсткость виброизолятора в плоскости резинового массива в два-три раза ниже, передача вибрации по этому направлению снижается. В то же время высокая жёсткость относительно тонкого слоя резины в осевом направлении стабилизирует подвеску.
На причину крутильной вибрации остова указывает следующий факт, каким бы большим ни было число цилиндров, порядок наиболее сильной гармоники совпадает с порядком вспышек. В авиационных звездообразных двигателях с числом цилиндров от 9 до 5 амплитуда указанной гармоники в несколько раз больше остальных [61].
Колебания остова от момента газовых сил больше на низкой частоте вращения. С ростом частоты амплитуда колебаний падает и на высоких оборотах становится несущественной. Угловое ускорение остова сохраняется практически на всех режимах и зависит от давления сжатия и сгорания. Это позволяет делать оценку крутильного ускорения остова на основе простых моделей, например, сохранения момента количества движения.
Одной из важных задач совершенствования дизельных двигателей является снижение их виброактивности. В этом направлении можно назвать увеличение числа цилиндров и повышение быстроходности двигателей. Однако отметим, что такой подход является изначально неполным. Идея метода повышения частоты вращения и числа цилиндров возникла в результате использования моделей виброизоляции, согласно которым большое частотное отношение по классическим представлениям снижает коэффициент динамичности. Такому простому представлению препятствует два факта:
Во-первых, с ростом частоты и давления сжатия увеличиваются пульсации крутящего момента.
Во-вторых, скорость нарастания давления в цилиндре любого дизеля велика и при разумном числе цилиндров невозможно сложение и взаимная компенсация крутящих моментов по углу поворота.
Недавние решения правительства Российской Федерации (2011г) в области развития дизелестроения предусматривают серьезное продвижение конструкции и технологии современных отечественных дизелей. Наметившееся отставание в проектировании исследовании и производстве дизелей может серьезно ослабить многие отрасли промышленности в силу того, что научный, производственный и технологический потенциал дизелестроения основан на качественной теории. Исследования и развитие идей в этой важной отрасли экономики воспитывает инженерный корпус и новые подходы, пригодные для других отраслей промышленности. Существующая точка зрения на уравновешенность различных схем двигателей (рисунок 2.2) характерна идеализацией рядного шестицилиндрового двигателя. Поскольку этот двигатель является основным на судах речного флота необходимо сделать существенное уточнение такого подхода. По существу это ревизия глубоко укоренившегося представления в инженерном сообществе на уравновешенность. Силы инерции первого порядка Силы инерции второго порядка Центробежные силы Моменты от сил инерции первого порядка Моменты от сил инерции второго порядка Моменты от центробежных сил - поршни в противофазе - уравновешиваются противовесом на коленчатом вале. Рисунок 2.2 – Неуравновешенность в зависимости от схемы двигателя
Метод уравновешивания сил и моментов внутри остова наиболее пригоден для многоцилиндровых двигателей [37]. На речном транспорте широко используется рядный шестицилиндровый двигатель, состоящий из двух трехцилиндровых двигателей имеющих плоскость симметрии между третьим и четвертым цилиндрами [10, 35, 59]. Поэтому рассмотрим вначале уравновешивание трёхцилиндровой схемы, в которой силы инерции поршней уравновешены наиболее полно [4, 10, 86, 89]. Для этого предположим наличие массивного фундамента и массивного маховика, при котором колебания остова и колебания угловой скорости несущественны.
Нелинейная модель распределения энергии по степеням свободы
Проведем оценку виброактивности дизеля обусловленную действием сил инерции. Полученные выше безразмерные значения сил инерции используем для определения колебаний опорных поверхностей дизеля. Согласно закону сохранения количества движения остов дизеля совершает встречное по отношению к массам поршней движение. Это движение тем меньше, чем меньше массы подвижных звеньев по отношению к массе остова. Вертикальная амплитуда ускорения остова равна , (2.17) где – поступательно движущаяся масса поршня и части шатуна (ПДМ); M – масса остова; – амплитуда ускорения ПДМ. Для каждого типа двигателя указанные параметры имеют собственное значение, однако конструкция современных дизелей устоялась, что позволяет оценить отношение масс величиной (2.18) Ускорение остова получается при умножении аналога ускорения на квадрат угловой частоты вращения вала (около 50…150 рад/с). Таким образом, получим вертикальное ускорение м/с2 (2.19) Указанная величина ускорения по логарифмической шкале составит 10…33 дБ. Такие ускорения можно учитывать только на долевых нагрузках, поскольку они маскируются вибрацией от рабочего процесса.
Рассмотрим влияние момента сил инерции шатунов на виброактивность дизеля. Согласно закону сохранения момента количества движения остов дизеля совершает встречное по отношению к массам шатунов движение. Проведённый анализ среднего углового ускорения для трёх цилиндров можно приложить к шести цилиндрам, поскольку плоскость симметрии проходит в середине коленчатого вала. У двух шатунов одновременно кинематика совпадает, соответственно момент инерции, участвующий в движении удваивается. Оценим отношение моментов инерции массы двух шатунов и массы остова дизеля речного судна величиной (2.20) Угловое ускорение остова получается при умножении аналога углового ускорения на квадрат угловой скорости вращения вала (около 50…150 рад/с). Таким образом, получим угловое ускорение рад/с2 (2.21) Для оценки интенсивности колебаний опорных поверхностей зададим характерную ширину среднего судового дизеля b=1 м,
Для вибрации остова дизеля также существуют нормы, которые можно отнести и к судовому фундаменту[4]. На энергонасыщенных судах (толкачи, буксиры) вибрация в удалённых помещениях часто превышает вибрацию двигателя.
Полученные величины могут превышать предельный спектр. Учёт данной вибрации особенно значим на частотах третьего порядка. Отметим, что современные методики расчёта вибрации дизеля игнорируют ускорения, вызванные инертностью шатунов.
Кроме рассмотренных сил и моментов сил инерции следует указать на гармонические коэффициенты в разложении крутящего момента. Для анализа выберем размерные коэффициенты принятого ранее среднего судового дизеля.
Вынуждающие моменты от газовых сил четырехтактного двигателя по правилам РРР представлены в виде суммы гармоник от 0,5 до 12 порядка. Мг = ]TMvsin(v +Vv), (2.24) v=0,5 где Mv - амплитуда гармоники порядка v; t//v - фаза гармоники Амплитуда гармоники v момента газовых сил (2.25) где т = 4- число тактов двигателя; D = 0,13 - диаметр цилиндра; R = 0,07 - радиус кривошипа, равный половине хода поршня, м; рс - давление сжатия зависит от наддува, Па; yv - коэффициент, определяемый по диаграммам Терских В.П. Таблица 2.2 – Амплитуды гармоник моментов от газовых сил, Нм Выделим гармонический момент газовых сил третьего порядка на номинальной частоте вращения дизеля Нм. Фаза момента . Момент сил инерции первых трёх шатунов совпадает с моментами второй тройки шатунов по правилу для коленчатого вала четырёхтактного двигателя 1,6-2,5-3,4. Момент найдётся через произведение аналога углового ускорения шести шатунов (a=0,04х2=0,08) по формуле
Из расчёта мощности амплитуда момента равна 469 Нм, фаза момента -12/57,3=–0,209. Влияние суммарного момента третьего порядка можно качественно оценить по виду графика момента газовых сил до приложения
Численное исследование частот т форм винтовых пружин
Рассмотрим динамическое поведение упругого элемента со связанными степенями свободы по крутильному и продольному направлению. За основу примем метод дискретизации упругих элементов использованный в ряде работ. Модель пружины содержит пять элементов. Каждый элемент является одновременно массой и моментом инерции массы. Оба параметра связаны через геометрические размеры пружины. В частности масса зависит от диаметра витка, момент инерции от куба диаметра при той же проволоке. Если сохраняется индекс пружины, то масса элемента зависит от куба диаметра витка, момент инерции от пятой степени диаметра. Массу и момент инерции элемента найдём как долю от полной массы и момента инерции всей пружины. Жесткость при осевой и крутильной деформации найдём как произведение жесткости на число элементов модели.
Ранее было установлена линейная связь между степенями свободы. Эта связь может менять знак и переходить через ноль при определённом шаге пружины, что позволяет не учитывать тонкие эффекты взаимодействия степеней свободы. Используя эти предпосылки, запишем систему уравнений динамики для пружины, составленной из пяти элементарных частей (рисунок 3.21).
Для системы без трения колебания не затухают и определяются начальными условиями. Н. у. не нулевые для поступательной степени и нулевые для вращательной. Такая система является идеальной и может служить для отладки программы. Ожидаемый результат состоит в равнораспределении энергии по степеням при незатухающих колебаниях в обозримом временном интервале.
Из рисунков видно, что колебания на всём интервале для обеих степеней свободы не затухают, на что указывает равенство отклонений на фазовом портрете.
Исследуем влияние связи между поступательными и вращательными степенями свободы. Предварительно установлено, что смена знака k не меняет физический смысл решения, поэтому исследуем положительную область в интервале от 0,1 до 10. При k =0 крутильные колебания не возникают.
Трение в пружине только при осевых колебаниях рассмотрено в работе [101]. Связность колебаний меняет количественно полученный ранее результат, поэтому вопрос требует рассмотрения. Выбор параметра внутреннего трения подробно рассмотрен в ряде работ, где показано близкое значение трения в экспериментах с лабораторными образцами и сложными конструкциями. Например, рекомендуется для стальных образцов принимать коэффициент поглощения от 0,01 до 0,1. Конструкционное трение и применение полимерных покрытий повышает коэффициент поглощения до нескольких единиц.
Судовые конструкции фундамента состоят из листов параллельных и нормальных основной плоскости судна. Собственные частоты таких конструкций существенно отличаются по направлениям. В плоскости листа частоты существенно выше, а крутильная вибрация ниже. Опора крепится к полке фундамента так, что оси пружин расположены нормально к листам. Это позволяет прикладывать только вынуждающие силы по оси пружины и пренебрегать гармоническими крутящими моментами.
Введём осевые гармонические колебания на первой массе в уравнение динамики. Численное моделирование позволяет принять ускорение 1 м/с2, что наблюдается на практике. Частоту также зададим из диапазона судового шума 3000 рад/с или 477 Гц. Остальные параметры рассчитаны по формулам: