Содержание к диссертации
Введение
1 Состояние проблемы снижения виброактивности судовых дизель-генераторных агрегатов и выбор направления исследования 12
1.1 Виброакустические характеристики современных судовых дизельных двигателей 12
1.2 Современные методы борьбы с шумом и вибрацией судовых двигателей внутреннего сгорания
1.2.1 Методы внутрннего и внешнего уровновешивания 22
1.2.2 Методы борьбы с колебаниями 25
1.2.3 Конструктивные меры борьбы с вибрацией и шумом в источнике
1.2.3.1 Динамические усилители компрессии 34
1.2.3.2 Шатуны 37
1.2.3.3 Успокоители колебаний 40
1.2.3.4 Зубчатое колесо 42
1.2.3.5 Стенд для испытания успокоителей колебаний валов 44
1.2.4 Методы снижения шума и вибрации на путях их распространения 46
1.2.4.1 Неопорные амортизирующие конструкции 46
1.2.4.2 Системы виброизоляции судовых дизельных установок 53
1.2.4.3 Анализ материалов, сравнительных свойств и основных характеристик упругих элементов различных типов виброизоляторов 56
1.3 Выводы по второй главе 87
2 Методика конструирования и расчета пожаро-, взрыво-,ударостойких виброизолирующих креплений судовых дизель-генераторных агрегатов 88
2.1 Актуальность применения в системах виброизоляции судовых дизель генераторных агрегатов канатных виброизоляторов
2.2 Определение максимальных нагрузочных характеристик и собственных частот канатных полуколец 89
2.3 Определение статических, динамических вибрационных и ударных жест-костей канатных полуколец и колец 93
2.4 Определение статических, динамических вибрационных и ударных жест-костей канатных витков 96
2.5 Методика проектирования канатных виброизоляторов 2.5.1 Определение частот свободных колебаний виброизоляторов 102
2.5.2 Определение общего числа канатных элементов - полуколец, колец и витков 102
2.5.3 Алгоритмы выбора исходных данных и определения размеров цилиндрических, торообразного, круглого и гиперболообразного канатных виброизоляторов 103
2.6 Выводы по второй главе 108
3 Методика расчета амортизации судовых дизель генераторных агрегатов на основе выбора и конструирования канатных виброизоляторов 109
3.1 Цель, задача, исходные данные и порядок расчета амортизации виброизолирующего крепления 109
3.2 Алгоритм проектирования индивидуальных виброизолирующих креплений 114
3.3 Методика определения параметров и характеристик канатных полуколец (витков) виброизолятора 121
3.4 Методика выбора характеристик виброизолятора для заданной частоты собственных колебаний и силы тяжести ДГА 126
3.5 Выводы по третьей главе 131
4 Экспериментальные исследования вибрационной эффективности судовых дизель-генераторных агрегатов ... 132
4.1 Эффективность вибрационной защиты судовых дизельных энергетических
установок 132
4.2 Точный способ экспериментального исследования эффективности виброизолирующего крепления 135
4.3 Приближенный способ экспериментального исследования эффективности виброизолирующего крепления 135
4.4 Экспериментальное исследование эффективности виброизолирующего крепления по воздушному шуму 136
4.5 Методика экспериментальных исследований вибрации и шума 138
4.5.1 Программа экспериментальных исследований 138
4.6 Проведение экспериментальных исследований 145
4.7 Обработка и анализ экспериментальных данных
4.7.1 Дизель-генераторный агрегат ДГА 50-9 145
4.7.2 Дизель-генераторный агрегат ДГА-8 145
4.7.3 Экспериментальная установка с двигателем 24 8,5/11 и гидротормозом на общей раме 1 4.8 Проверка гипотезы о потере упругости каната при предварительном изгибе радиусом R 4dk, приводящем к возможному ухудшению эффективности виброизоляции 153
4.9 Выводы по четвертой главе 159
Заключение 160
Список использованных источников
- Методы внутрннего и внешнего уровновешивания
- Определение максимальных нагрузочных характеристик и собственных частот канатных полуколец
- Методика определения параметров и характеристик канатных полуколец (витков) виброизолятора
- Экспериментальное исследование эффективности виброизолирующего крепления по воздушному шуму
Методы внутрннего и внешнего уровновешивания
Под действием периодических сил в системах с поршневым ДВС возникают весьма сложные колебания, характеризующиеся крутильными, осевыми (продольными) и поперечными (изгибными) составляющими (рисунки 1.10). Такие колебания называются пространственными, они еще недостаточно изучены [2, 5, 6,8,59,100,128,133, 141,149].
В практических расчетах до настоящего времени ограничивались исследованиями каждого отдельного вида колебания без учета его взаимосвязи с остальными. Расчет изолированно рассматриваемых (парциальных) колебаний линейных систем при этом, обычно, обеспечивал достаточно достоверные результаты. Однако в течение последних лет все чаще встречаются случаи, когда амплитуды крутильных и осевых колебаний одновременно достигают значительных величин или когда в одной и той же системе на различных режимах наблюдаются колебания того или иного вида с одинаковыми частотами. Парциальные частоты крутильных и осевых колебаний в некоторых установках близки по величине, а иногда совпадают. Изучение крутильно-осевых (связанных) колебаний простейших [8, 59, 149] и многомассовых систем показывает, что их собственные частоты приближаются к парциальным только в случае, когда последние существенно отличаются друг от друга. Если парциальные частоты близки или совпадают, то в системе наблюдаются связанные свободные колебания с частотами, которые могут существенно отличаться.
Крутильные колебания возникают под действием переменных крутящих моментов (возмущающих моментов), возникающих на каждом кривошипе и в некоторых приемниках энергии от давления газов в цилиндрах, а так же от веса и сил инерции движущихся масс. При совпадении частот свободных (возникающих только под действием сил упругости) колебаний и частот возмущающих
Успокоители колебаний моментов, т.е. при резонансах, амплитуды колебаний могут стать весьма значительными. Длительная работа установки на режимах, близких к опасным резонансным, недопустима, так как колебания могут вызывать поломки валов, муфт и других связанных с ними деталей, повышенный износ шестерен, а так же увеличивать неравномерность вращения вала генератора, что повлечет за собой колебания напряжения на его клеммах. Результаты расчета крутильных колебаний контролируются и уточняются замером действительных напряжений путем тен-зометрирования валов или посредством замера амплитуд с помощью специальных приборов - торсиографов [59, 149].
Поперечные парциальные колебания валов обычно имеют собственную частоту, значительно превышающую частоты парциальных крутильных и осевых колебаний, а потому их взаимосвязь с последними обнаруживается весьма редко. Значительно чаще поперечные колебания служат предметом исследования в валопроводах судовых установок и в турбинах. Крутильно-поперечные колебания изучались в работах В.С.Кононенко и др., изгибно-осевые - в работах М.Л.Бурышкина, крутильно-осевые - в работах [8, 59].
Изолированно рассматриваемые колебания служили предметом ряда теоретических и экспериментальных [8, 59] исследований.
Осевые колебания валопроводов установок с СДВС часто являются причиной разнообразных аварий и других явлений, вызывающих более или менее тяжелые последствия: поломки коленчатых валов, обрывы нащечных противовесов, разрушение антифрикционного сплава установочных и главных упорных корабельных подшипников, разрушение корпусов последних, фреттинг — коррозию наружных поверхностей вкладышей коренных подшипников и конических поверхностей в ступицах гребных винтов. Кроме того, осевые колебания могут вызывать вибрацию корпуса корабля и поломки соединительных муфт некоторых типов.
Расчет связанных крутильно-осевых колебаний [8, 59, 149] не учитывает возникающие в системе силы инерции, а потому не может объяснить существенное возрастание амплитуд осевых колебаний при резонансах крутильных коле 28 баний.
Борьба с крутильными колебаниями - существенная часть борьбы с вибрацией СДВС. Существуют две группы методов борьбы с крутильными колебаниями - пассивные и активные. Пассивные методы борьбы с крутильными колебаниями включают в себя: - варьирование параметров крутильной системы (моментов инерции сосредоточенных масс и податливость участков валопровода); - варьирование порядка работы цилиндров ДВС. Варьирование параметров крутильной системы косвенно отражается и на вибрационных характеристиках ДВС, так как любое изменение, например, моментов инерции сосредоточенных масс, вызывает облегчение или утяжеление конструкции ДВС, что, в свою очередь, влияет на его виброхарактеристики. Однако возможности варьирования параметров крутильной системы ограничены прежде всего соображениями прочности узлов ДВС и валопровода.
Использование метода варьирования порядка работы цилиндров для борьбы с вибрацией СДВС основано на зависимости работы возмущающих моментов от порядка чередования вспышек.
Активные методы борьбы с крутильными колебаниями основаны на включении в состав крутильной системы различных устройств, способствующих поглощению энергии крутильных колебаний или выводу за зону рабочих частот вращения ДВС частот резонансных крутильных колебаний.
В настоящее время существует большое количество конструктивных схем муфт, демпферов и антивибраторов [8, 128, 132, 133, 140]. Принципиальное отличие антивибраторов от демпферов заключается в том, что аитивибраторы оказывают только динамическое воздействие на крутильную систему и не поглощают энергию крутильных колебаний, демпфер же динамически воздействует на систему и поглощает энергию крутильных колебаний.
Определение максимальных нагрузочных характеристик и собственных частот канатных полуколец
Старение. Механические характеристики резины со временем изменяются, особенно при воздействии агрессивных сред и облучений.
Саморазогрев. Каждый элементарный объём резины при знакопеременной нагрузке является источником тепла. Если равновесие между выделенным теплом не устанавливается, температура будет расти до недопустимого уровня.
Резиновые элементы работают на сдвиг, сжатие и кручение. Чаще всего используют мало - и средненаполненные резины с Ед=0.6-0.7МПа и среднена-полненные с Ед=1.0МПа и коэффициентом рассеяния \/ = 0.30-0.80.
Пружины - наиболее часто применяемые металлические упругие элементы (цилиндрические, конические, экспоненциальные, тарельчатые, прорезные, плоские и др.). По сравнению с резинометаллическими виброизоляторами пружинные обладают значительно большим ресурсом работы, их упругие характеристики меньше зависят от внешних условий (температуры, влажности и т.п.). Они имеют широкий диапазон жесткостей, не способны к деформациям ползучести, однако не обладают демпфирующим эффектом. Его увеличивают с помощью воздушного или фрикционного демпфирования. Пружины используют для ослабления как низких так и высоких частот и имеют следующие особенности: в области резонансных частот коэффициенты динамичности достигают значений 10-20 и более; обладают значительно большими размерами и массой по сравнению с резиновыми виброизоляторами. Рабочее напряжение принимается равным половине предела выносливости при кручении, поэтому в пружинах отчётливо проявляются инерционные свойства. Когда длина проволоки соизмерима с длиной полуволны колебаний, в системе виброзащиты образуются стоячие и бегущие волны, что снижает эффективность виброзащиты даже в оптимальных режимах; хорошо передают звуковую вибрацию на высоких частотах; недостаточно эффективны в горизонтальной плоскости. Сетчатые виброизоляторы (рисунки 1.6, ц, 1.25). Упругодемпфирующим материалом служит плетение из тонкой проволоки [7, 58, 149]. Упругие элемен 67
Пружины Рисунок 1.25 - Пружинные виброизоляторы с демпфером немецкой фирмы GERB ты получают в результате холодной прессовки. Поскольку по механическим свойствам они близки к резине, материал получил название MP (металлическая резина). Проволока из стали 08Х18Н10Т диаметром d=0,05 - 0,5мм свивается в спирали диаметром (dc=5d-15d), формируется определенным образом в заготовку и помещается в пресс-форму. Важно, что упругие элементы могут иметь различную конфигурацию. Их объемный вес колеблется в пределах (1,8 - 4,0) г/см3.
Сетчатые виброизоляторы имеют следующие особенности. В условиях агрессивных сред, высоких и низких температур у них практически неограниченный срок хранения. В отличие от резины коэффициент Пуассона при сжатии элемента из MP равен 0,5, что допускает его работу в замкнутом объеме. Пропитка сетчатой структуры маслом уменьшает её жесткость на 10-20%. Коэффициент динамичности на резонансе не превышает 4,5%. Виброизоляторы из MP удовлетворяют требованиям по ударной прочности при максимальном ускорении 15g и длительности ударного импульса до 0.01с [58]. В процессе длительного нагружения происходит усадка материала, что приводит к изменению основных характеристик виброизолятора: уменьшению коэффициента рассеяния на 30% и модуля упругости на 50 %. Разрушение элементов из MP при сжатии сопровождается выпучиванием, приводящим к потере устойчивости [58].
Пневматические виброизоляторы - в большинстве случаев включают рабочую и демпферные камеры, межкамерный дроссель, иногда управляющий золотник (рисунок 1.27). С помощью пневматических виброизоляторов гасят низкочастотные возбуждения (5-10 Гц). В качестве рабочего тела используют воздух, газы, чаще всего азот. Характеризуются надежностью, малой потребляемой мощностью, высокой несущей способностью, обеспечивают «мягкий характер» подвеса. Необходимо также отметить относительную сложность изготовления, большие габаритные размеры, однонаправленность действия, зависимость упругих характеристик от температуры. Поперечные размеры пневматических виброизоляторов можно уменьшить, увеличив начальное давление газа. Однако подобное решение должно учитывать условия работы уплотнений, которые необходимо расчитывать по максимальному давлению, получаемому в конце хода Рисунок 1.26 - Сетчатые виброизоляторы и пример применения а-в - упругодемпфирующий материал [MP (металлическая резина)], плетенный из тонкой проволоки, полученной в результате холодной прессовки; г-з - сетчатые виброизоляторы; и - сетчатые виброизоляторы в качестве подвесок системы двигателей.
Жидкостные виброизоляторы - в качестве рабочего тела используются жидкости, обладающие высоким коэффициентом объемного сжатия, например, керосин, спиртоглицериновые смеси, специальные масла АМГ-10, синтетическая жидкость 7-5-с-З и др. (рисунки 1.7, б, 1.26, 1.28). Жидкостные виброизоляторы отличаются малыми габаритами, размерами и массой. Высокая статическая жёсткость обеспечивает необходимую несущую способность, малая динамическая жёсткость позволяет получить собственную частоту системы, меньшую 1 Гц. Существенно при вибрационном или ударном нагружении то, что процесс сжатия жидкости происходит по адиабатическому закону, характеризуемому адиабатическим модулем упругости: вязкость жидкости уменьшается с повышением температуры и увеличивается с повышением давления [58]. Основные характеристики жидкостных виброизоляторов сильно зависят от изменения объема жидкости. Поэтому особое внимание необходио уделять узлам уплотнения и наполнять виброизолятор жидкостью, имеющей температуру, меньшую, чем в окружающей среде. Жидкостные виброизоляторы эффективны в низкочастотной части спектра возмущений, они являются виброизоляторами однонаправленного действия, находят широкое применение в активных системах виброизоляции и в качестве поглотителей ударов.
Канатные (тросовые) виброизоляторы (рисунки 1.7, р, 1.18, 1.23, b, j, g). Опыт подсказывает, что вещи, содержащие свободные и гибкие соединения, такие как одежда, плетеные корзины, более долговечны, поскольку часть упругой энергии расходуется на трение. Поэтому по структуре стальной канат является одним из наиболее подходящих материалов, используемых в качестве упругих элементов виброизоляторов.
Комбинированные виброизоляторы (рисунки 1.7, а, б, л, 1.18, a, b, g, h, 1.19, ж, 1.20, г, ж, з, 1.25, 1.28, a, d, е) нашли наибольшее применение. В них конструктивно объединены упругие и демпфирующие элементы из различных материалов, которые могут иметь параллельное, последовательное или смешанное соединение. В качестве примера можно назвать пружинно-паролоновые вибро
Методика определения параметров и характеристик канатных полуколец (витков) виброизолятора
Для конструирования и расчета канатных виброизолирующих креплений предварительно на первом этапе нагрузочные и жесткостные характеристики целесообразно определить для отдельных отрезков (кусков) стального каната, изогнутых в виде полуколец, колец и витков, закрепленных одним концом к нижнему опорному элементу, другим - к верхнему и расположенных к этим опорным элементам вертикально (рисунки 2.1 - 2.5).
Исследованиями и опытом применения различных канатных виброизолирующих креплений индексы канатных полувитков установлены в пределах СПк=4-20, a dK=l-30 мм [98].
По результатам экспериментальных исследований получены максимальные нагрузки Р, Н и соответствующие деформации S, мм канатных полуколец с диаметром каната dK-l,5; 2,4; 3,2; 4; 5; 6,7; 9,5; 13 мм и индексами полуколец в пределах от 4,1 до 19,2 (таблица 2.1, и [98]-приложения). Собственные частоты канатных полуколец представлены в столбце №3, которые определены по известной формуле [98]: fo T 2 2 М " 2тг Т 2тН? " V? ГЦ (2-1) где 5 - деформация полукольца, мм. P,H Нагрузочные характеристики и схемы нагружения 2.3 Определение статических, динамических вибрационных и ударных жесткостей канатных полуколец и колец
Статическая жесткость канатного полукольца определяется с помощью формулы (рисунок ЗЛО а, б) -Р Н/ От — /м (2-2) где Р - нагрузка, s - деформация. Статические жесткости канатного полукольца представлены в таблице 2.1 и 2А-7А приложения (столбец №4) [98]. Динамическая вибрационная жесткость канатного полукольца (при условии малого трения в линейном упругом канатном элементе) определяется по частоте резонансных колебаний под номинальной нагрузкой в системе с одной степенью свободы из соотношения [98] С = а)%М = (2тг/о)2 - = 4,02f02P, н/м (2.3) У где а)0 - резонансная круговая частота, с"1; М - приведенная масса колебательной системы, кг; Р - сила, Н; f0 - резонансная частота, Гц; д = 9,81 - ускорение свободного падения, м/с2.
Использование формулы (2.3) допустимо, поскольку при расчетах амортизации частота собственных колебаний выбирается из условия: отношение частот вынужденных и собственных колебаний равно или больше V2, т. е. за резонансной областью, где влияние сил сопротивления незначительно.
Для обычных резиновых упругих элементов виброизолирующих конструкций динамическая вибрационная жесткость в зависимости от частоты вибрации и сорта резины на 30 -80 % больше статической жесткости и на 50 -75 % меньше динамической ударной жесткости [98]:
Цилиндрические канатные виброизоляторы. 1 - упругий элемент; 2, 3 - опорные пластины; 4, 5 - прижимные пластины; 6 - крепежные средства; 7 - стальной канат; 8 - отверстия для крепления виброизолятора.
Торообразный канатный виброизолятор. 1 - упругий элемент; 2, 3 — опорные пластины; 4, 5 - прижимные пластины; 6 - крепежные средства; 7 - стальной канат; 8 - отверстия для крепления виброизолятора. Вибрационные динамические жесткости канатных полуколец представлены в таблицах 2.1 и 1А-7А приложения (столбец №5) [98]. Вибрационная ударная жесткость на 195-К315 % больше статической жесткости [98]: С" (2-гЗ,5)С,Н/м. (2.6) Вибрационная ударная жесткость может быть определена также по формуле [98]: С" = ФС,н/м, (2.7) где Ф - коэффициент динамичности (жесткостной фактор): S" Ф = у, (2-8) где S - деформация канатного полукольца при статическом приложении нагрузки Р; S" - деформация канатного полукольца при ударном приложении нагрузки.
Зависимости жесткостного фактора и частоты для резиновых и канатных виброизоляторов представлены соответственно на рисунке 2.6, а, б.
Динамические ударные жесткости канатного полукольца представлены в таблицах 2.1 и 1А-7А приложения (столбец №5) [98].
Имея значения нагрузки, статических, динамических вибрационных и ударных жесткостей канатных полуколец (таблицы 2.1 и 1А-7А приложения [98]) и умножая на 2, легко получить соответствующие характеристики для колец, поэтому отдельные таблицы здесь не требуются.
В опорных элементах канатных виброизоляторов (рисунки 2.1 - 2.5) одна половина витка (активный полувиток) параллельна оси виброизолятора, а вторая расположена под углом (пассивный полувиток). Рисунок 2.5 - Круглый и гиперболообразный канатные виброизоляторы. 1 - упругий элемент; 2, 3 - опорные пластины; 4, 5 - прижимные пластины; 6 - крепежные средства; 7 - стальной канат; 8 - отверстия для крепления виброизолятора. a
Диаграммы: жесткостный фактор - амплитуда (а), жесткостный фактор — собственная частота (б). 1 - натуральная резина; 2 - высокопоглощающая резина; 3 - стальной канат. Поэтому распределение нагрузки на пассивный полувиток в зависимости от индекса Скканатного витка определяется по эмпирической формуле: Pz = Р±к, (2.9) где Рх - номинальная нагрузка вертикального («активного») полувитка, Н; к = 0,91 для Ск = 4 ч- 8 \ к = 0,96 для СК = 7 ч-11 , (2.10) / = 0,98дляСк = 10-н2о) где к - коэффициент учитывающий угол наклона наклонного («пассивного») полувитка относительно вертикального полувитка; СК - индекс канатного упругого элементата (полукольца, полу витка, витка, кольца) т. е. отношение диаметров канатного упругого элемента D и каната dK D Ск = —, (2.11) dK Зависимости (2.10) получены на основе экспериментальных исследований статических характеристик упругих канатных элементов [58, 183, 98, 111]. Таким образом, на основании данных таблиц 2.1 и 1А-7А приложения [98] и зависимостей (2.10) получаем статическую нагрузку, собственную частоту и жесткости канатного витка для различных диаметров каната и индексов витка, которые представлены в таблицах 2.2 и 1Б-7Б приложения [98].
Экспериментальное исследование эффективности виброизолирующего крепления по воздушному шуму
Для однозначного определения содержания и упорядоченности операций по проектированию индивидуальных канатных виброизолирующих креплений, передающих совокупность исходных данных в искомый результат - решение задачи, разработан алгоритм, который представлен на рисунке 3.4.
Определение необходимой конструкции виброизолятора является основным вопросом проектирования [111]. Он должен быть решен, прежде всего, из условия обеспечения необходимой степени виброизоляции для получения, например, требуемых уровней воздушного шума в удаленных от ДВС судовых помещениях. При этом следует одновременно учитывать задачи амортизации по защите команды, пассажиров, оборудования и судовых конструкций от вибрационных воздействий ДВС, а также задачи защиты дизелей от ударных сотрясений судна, например, при швартовке. При решении этих задач для обеспечения необходимой степени виброизоляции нужно ориентироваться на разработку новых конструкций виброизоляторов.
При выборе типа амортизатора нужно учитывать не только его эффективность, но и другие характеристики, в том числе: деформацию, маслостой-кость, стабильность характеристик, срок службы, удобства эксплуатации, стоимость, сроки изготовления или наличие готовых виброизоляторов и др.
Количество опорных виброизоляторов определяют прежде всего из условия обеспечения номинальной нагрузки на каждый виброизолятор и устойчивости ВО, установленного на виброизоляторах. В связи с этим задаются опреде 115 Алгоритм проектирования индивидуальных виброизолирующих креплений (ВК) -—[1. Выбор числа п одинаковых опорных виброизоляторов (В) 2. Выбор (в первом приближении) типоразмера В по нагрузке на один В от веса G виброизолируемого объекта (ВО) 3. Определение минимально необходимого количества В G nmin p ШТ 4. Установление диапазонов частот, ограниченно используемых для частот свободных колебаний ВО
Корректировка предварительной схемы крепления ВО с целью недопущения резонансов и избыточных нагрузок на В при возможно большом снижении частот свободных колебаний ВО
Алгоритм проектирования индивидуальных виброизолирующих креплений (ВК) (продолжение)
При ходовой вибрации с амплитудами 0,2 мм на частоте выше I порядка (замером на судне-прототипе и расчетом) и попадании f0BO в эти диапазоны
Резонанс собственных частот колебаний ВО с частотой ходовой вибрации судна I порядка fv] п., ходовой вибрации I порядка: 11.1.1 Верхняя граница диапазона частот _-vmax vl — 13 vl 11.1.2 Отношение низшей f0 из частот свободных колебаний fn ВО к f Lvl Желательно принимать данное отношение близким к 1,3 и, в частности, избегать значений 1,5, т.к. повышение fn связано с уменьшением эффектив ности виброизоляции 11.1.3 Силовых возмущений ВО Алгоритм проектирования индивидуальных виброизолирующих креплений (конец) 117 ленным типоразмером виброизолятора с известной номинальной нагрузкой (рисунок 3.4, п. 1) или по количеству виброизоляторов определяют номинальную нагрузку на виброизолятор (рисунок 3.4, п. 2). После этого выбирается типоразмер виброизоляторов или проектируется новый виброизолятор.
Возможно некоторое отступление от номинальной нагрузки в пределах допускаемых отклонений для выбранного типа виброизолятора, при этом нужно иметь в виду, что при перегрузках сокращается срок службы виброизоляторов в эксплуатации, а при недогрузках слишком увеличивается количество виброизоляторов, а, следовательно, и жесткость виброизолирующего крепления, что ухудшает его виброизолирующую способность.
Поэтому нагрузка на виброизоляторы Р не должна превышать допустимые величины номинальной статической нагрузки Рн в соответствующих направлениях и не должно быть меньше половинного ее значения для всех типоразмеров, а именно Рн Р 0,5РН [111].
При определении количества виброизоляторов приходится учитывать количество и расположение отверстий на опорных лапах ВО и на судовом фундаменте. Целесообразно выбирать виброизоляторы с небольшой номинальной нагрузкой, так как при этом увеличивается число опор и, следовательно, улучшается устойчивость ВО. Кроме того, повышается виброизоляция виброизолирующего крепления (ВК). Однако в этом случае несколько затрудняется монтаж и эксплуатация ВК из-за увеличения числа виброизоляторов. При использовании канатных виброизоляторов эта проблема легко решается.
Упорные виброизоляторы применяют иногда не только для ограничения перемещений ВО, но также для изменения суммарной жесткости ВК в нужном направлении [111].
При выборе схемы расположения виброизоляторов следует учитывать также удобство монтажа и замены виброизоляторов, возможность осмотра и обслуживания. Для обеспечения максимально возможной виброизоляции виброизоляторы нужно располагать над наиболее жесткими узлами судового фундамента - над кницами, ребрами, стойками и др.
Для дизель-генераторов (рисунки 3.7 — 3.9) виброизоляторы целесообразно располагать не отдельно под дизелем 1 и под генератором 3, а под их общей рамой 4, так как в этом случае соединительная муфта 2 между дизелем и генератором не будет ограничивать величину перемещений на виброизоляторах, что позволит применять более эффективные виброизоляторы [111].
Для обеспечения высокой степени виброизоляции частоты должны быть как можно меньше, но при этом они не должны во избежание нежелательных резонансных явлений совпадать или быть близкими с частотами возмущающих сил, действующих в ВО, и с частотами ходовой вибрации (рисунки 3.5). Отношения между этими частотами и частотами свободных колебаний не должны быть менее 1,2 - 1,3. Это условие бывает очень трудно выполнить, особенно для неуравновешенных двигателей. В некоторых случаях приходится полностью перепроектировать ВК [111].
Области частот ниже 15 Гц часто используются для виброизоляции уравновешенных механизмов [111]. Нижнюю границу частот свободных вертикальных колебаний для вспомогательных механизмов можно принять 15 - 16 Гц (меньшее значение нецелесообразно из условия устойчивости механизма при качке). Области частот выше 25 Гц часто используются при виброизоляции неуравновешенных механизмов. Для решения различных конструктивных и экс-плутационных вопросов необходимо знать величину деформации виброизоляторов под действием веса механизма. Эту величину можно найти, если разделить нагрузку Pz, приходящуюся на один виброизолятор, на величину его жесткости Cz:
