Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Обзор исследований вибрации в машинных отделениях теплоходов .16
1.1. Вибрация от главных малооборотных дизелей 16
1.2. Вибрация от гребных винтов 23
1.3. Вибрация от гребных винтов и главных дизелей .28
1.4. Выводы по обзору .30
ГЛАВА 2. Проблемы вибрации судов от дизелей 32
2.1. Вибрация от главных дизелей 36
2.2. Вибрация от вспомогательных дизелей .46
2.3. Вибрация при резонансах крутильных и осевых колебаний валопроводов .48
2.4. Выводы по главе .56
ГЛАВА 3. Неуравновешенные моменты малооборотных дизелей 58
3.1. Неуравновешенные моменты от сил инерции малооборотных дизелей 58
3.2. Горизонтальный скручивающий момент 61
3.3. Опрокидывающий момент 64
3.4. Эластический момент от крутильных колебаний 68
3.5. Критерии неуравновешенности малооборотных дизелей .69
3.6. Выводы по главе 76
ГЛАВА 4. Автоматизация проектирования упругих систем, образуемых элементами СЭУ 77
4.1. Проектные рекомендации по компоновке блока машинного отделения 78
4.2. Учет и определение неуравновешенных моментов главных малооборотных дизелей при их проектировании 81
4.3. Виброактивность малооборотных дизелей .82
4.4. Расчеты частот свободных колебаний упругих систем в судовойэнергетической установке .84
4.4.1. Метод приведения в задачах проектирования упругих систем 86
4.4.2. Расчет и проектирование виброизолированных упругих систем .94
4.4.3. Автоматизация расчетов на основе метода конечных элементов 101
4.4.4. Алгоритм расчета присоединенных масс воды 118
4.5. Построение частотных диаграмм .120
4.6. Проектирование связей верхнего крепления остова малооборотного дизеля .122
4.7. Вибростойкость упругих систем в машинном отделении. Два критерия проектирования 129
4.7.1. Проектный расчет гамма-процентного ресурса валов и осей .134
4.7.2. Проектный расчет режима поверхностного пластического деформирования рабочих поверхностей валов 140
4.7.3. Проектный расчет конического соединения гребных винтов и полумуфт с валами 145
4.7.4. Проектный расчет осевого натяга бесшпоночного соединения ступицы гребного винта с валом 149
4.7.5. Проектное решение увеличения вибростойкости эластического уплотнительного кольца 151
4.8. Выводы по главе .156
ГЛАВА 5. Экспериментальные исследования вибрации сложной упругой системы «дизель-днище» 158
5.1. Натурные экспериментальные исследования упругой системы «дизель-днище» .158
5.2. Нормирование вибрации в машинном отделении 162
5.3. Методика определения коэффициентов динамического усиления
при резонансных колебаниях упругих систем .167
5.4. Определение и систематизация коэффициентов динамического усиления при резонансных колебаниях реальных систем типа «дизель-днище» .171
5.5. Изменение диссипативных свойств упругой системы
«дизель-днище» в зависимости от осадки судна .174
5.6. Обработка и анализ вибрационных процессов .177
5.7. Компьютерная программа спектрального анализа Spektr 178
5.8. Выводы по главе 183
ГЛАВА 6. Внедрение в реальную практику результатов исследований 185
6.1. Предложения по снижению уровня вибрации. Снижение возбуждающих усилий 185
6.2. Анализ и предложения по повышению жесткости упругих систем .187
6.3. Предложения по повышению демпфирующих свойств упругих
систем 195
6.4. Предложения по назначению «запретных зон» 196
6.5. Предложения по конструктивным изменениям упругой системы .198
6.6. Выводы по главе .199
Заключение .201
список сокращений .204
Список литературы
- Вибрация от гребных винтов и главных дизелей
- Вибрация при резонансах крутильных и осевых колебаний валопроводов
- Эластический момент от крутильных колебаний
- Расчеты частот свободных колебаний упругих систем в судовойэнергетической установке
Вибрация от гребных винтов и главных дизелей
На основании выше изложенного сделаны следующие выводы:
1) Многочисленные исследования вибрации свидетельствуют о том, что упругая система ДД обладает собственными формами и частотами свободных колебаний.
2) Возмущающими усилиями в системе ДД являются неуравновешенные моменты МОД, полный спектр которых рассматривается в главе 3.
3) С целью предотвращения повышенного уровня вибрации системы ДД (резонансных явлений) необходимо выполнять расчеты частот свободных колебаний основной системы ДД и упругих подсистем, образуемых механизмами и устройствами в МО, на стадии проектирования судна.
4) В ряде случаев вынужденные колебания системы ДД, особенно при наличии резонансов по одной из форм колебаний, вызывают проблемы как с точки зрения усталостной прочности деталей МОД и конструкций в МО, так и повышенного уровня вибрации в МО и надстройке.
5) Необходимо в Правила МРС ввести нормирование низших частот свободных колебаний упругих систем в МО, особенно устройств и конструкций газовыпускных трактов дизелей и котлов.
6) На стадии проектирования судна необходимо сопоставлять спектры неурав новешенных моментов от главных МОД и знакопеременных усилий от гребных винтов (некавитирующих, прежде всего) с цель предотвращения совпадения частот возмущающих усилий от этих источников.
7) При анализе вибрации в МО, особенно при кормовом его расположении, приоритет следует отдавать возмущающим усилиям от главных МОД по следующим причинам: - спектры возмущающих усилий от гребных винтов (некавитирующих) более стабильны (число лопастей – 45) и ограничены по частотам (1-я и 2-я лопастные); - спектры неуравновешенных моментов главных МОД более широкие. Число цилиндров МОД изменяется от 3 до 14. Главные порядки этих моментов: = 1, 2 и z, т. е. равные числу цилиндров. Преобладающие по величине гармонические составляющие горизонтального скручивающего момента МХ имеют неопределенный порядок (от 2-го до z), зависящий от числа цилиндров МОД и последовательности их работы.
Исходя из этого, сформулированы следующие задачи исследований: 1. Установить спектры частот возмущающих усилий МОД по результатам измерений вибрации упругих систем в МО. 2. Разработать методику расчетов полного спектра неуравновешенных моментов главных МОД, которые вызывали резонансы в колебаниях как основной упругой системы ДД, так и упругих подсистем. 3. Произвести оценку виброактивности главных МОД по критериям неуравновешенности, предлагаемым в работе. 4. Разработать рекомендации по проектированию блоков МО (БМО) судов с главными МОД. 5. Разработать методику расчета ЧСК основной упругой системы ДД с учетом ряда факторов, характерных для ее структуры и конструкции. 6. Разработать меры по предотвращению резонансных колебаний упругих подсистем на судах, находящихся в эксплуатации. ГЛАВА 2 ПРОБЛЕМЫ ВИБРАЦИИ СУДОВ ОТ ДИЗЕЛЕЙ
Судовая вибрация вызывает проблемы на судах преимущественно только в тех случаях, когда наблюдаются резонансы в колебаниях упругих систем [99]. Чаще эти проблемы являлись следствием нарушения требований Правил класс-сификационных обществ по нормированию спектров частот свободных колебаний корпусных конструкций и механизмов. В ряде случаев это связано с отсутствием каких либо норм, например, в отношении судовых технических средств в МО теплоходов с главными МОД.
Данные упругие системы образуются следующими элементами: 1. Главным МОД и днищем машинного отделения (упругая система ДД или 2ДД при 2-х главных дизелях): 2. Вспомогательными механизмами с фундаментами или на виброизоляторах; 3. Механическим оборудованием и устройствами с конструкциями их крепления в МО; 4. Конструкциями корпуса в машинном отделении (при любом его расположении); 5. Конструкциями надстройки, которые чаще расположены над МО. Все последствия, вызываемые вибрацией, подразделяются на следующие: 1. Усталостные трещины, от действия циклических нагрузок, возникающих от виброперемещений; 2. Разрушение деталей крепления механизмов и устройств от дополнительных циклических нагрузок; 3. Повышенный износ в парах трения; 4. Фреттинг-коррозия во фланцевых и конусных соединениях деталей валопро водов от крутильных колебаний; 5. Превышение уровней допускаемой вибрации по нормам Правил МРС; 6. Превышение уровней вибрации по Санитарным нормам.
Вибрация при резонансах крутильных и осевых колебаний валопроводов
На промысловых ботах проекта 4.423, на которых в качестве главного дизеля установлены дизели типа 4Ч10.5/13, имеющие значительную неуравновешенную силу 2-го порядка (с частотой 50 Гц на номинальной частоте вращения), резонанс 1-ой формы колебаний пластин наружной обшивки под фундаментом приводил к появлению усталостных трещин [36]. Повреждения происходили через 50-60 часов работы дизелей на полном ходу. При отсутствии двойного дна это приводило к подтоплению машинного отделения и необходимости подъема ботов на борт баз для устранения трещин. Решение проблемы – усиление листов обшивки с 4 до 6 мм под дизелем, что более чем в 2 раза повысило частоту свободных колебаний пластин и устранило условия резонанса.
На промысловых судах проекта 503 для устранения повышенных (предрезо-нансных) колебаний системы ДД по 1-й форме была повышена жесткость фланцевого соединения фундаментной рамы с судовым фундаментом [81, 90, 99]. Это было достигнуто за счет усиления лафетных полос фундамента и конструктивного его изменения (Г-образный фундамент модернизирован в П-образный и в последующем на более технологичный – Л-образный). Подробно результаты исследований напряженно-деформированного состояния системы ДД на судах проекта 503 и натурных измерений вибрации остовов главных дизелей 8NVD48A-2U приведены в работах [99, 100].
Поперечные колебания главных дизелей типа 12V92TA фирмы Detroit Diesel на промысловом судне типа «Восток Орион» возбуждались усилиями с частотой 1-го порядка от расцентровки дизеля с валопроводом. Дизели установлены на виброизоляторах и при частоте вращения более 1500 мин-1 упругая система ДРА приближалась к зоне резонанса Н-формы колебаний (с перемещениями фx) с амплитудами виброскорости на левом дизеле 240 мм/с и на правом 296 мм/с, что превышало нормы вибрации в 19,1 и 23,7 раз соответственно. Предотвращение чрезмерной вибрации в этой системе было достигнуто путем восстановления центровки ДРА с валопроводом и регулировкой жесткости виброизоляторов, конструктивно допускающих варьирование жесткости с целью отстройки по частоте от резонанса.
На буксирах типа ОТА-808 резонансные колебания по Н-форме в системе 2ДД происходили при синфазном действии гармонических составляющих 3-го порядка опрокидывающих моментов (аналогично резонансным колебаниям в системе 2ДД на судах типа «М. Калинин» см. п. 12 таблицы 2,5) [99]. Уровень вибрации дизелей значительно превышал нормы вибрации Речного Регистра. При этом вибрация вызывала усталостные трещины в надстройке и повышенный уровень вибрации на ходовом мостике. В данном случае снижение уровня вибрации было достигнуто конструктивным способом. Резонанс располагался на номинальной частоте вращения дизелей. Поэтому повышение частоты свободных колебаний системы 2ДД за счет установленных связей верхнего крепления остовов дизелей в поперечном направлении решило проблему. Две связи для каждого дизеля устанавливались между верхней частью блока цилиндров и карлингсами в МО. Эти связи имеют разборную конструкцию и были изготовлены в виде винтовых домкратов, что облегчает выполнение ремонтных работ в МО при достаточно стесненных условиях.
На судах типа «Рефрежератор» резонанс Н-формы колебаний в системе ДД находился на частоте вращения несколько выше номинальной. Поэтому для снижения повышенной вибрации было рекомендовано режим полного хода ограничить частотой вращения до 355 мин-1 (номинальная - 375). В данном случае увеличение жесткости в системе ДД не рассматривалось из-за необходимости внесения значительных конструктивных изменений с переносом содового оборудования и трубопроводов.
На танкерах типа «Самотлор» уровень вибрации при резонансе Н-формы колебаний не превышал допускаемого значения, т.к. с постройки в системе ДД были установлены связи верхнего крепления остова дизеля с фрикционными демпферами [27, 58, 99, 113]. Однако, эти устройства через несколько тысяч часов отказывали – ослабевала посадка призонных болтов в шарнирах (использована конструкция фирмы Бурмейстер и Вайн). Появление зазоров приводит к ударным нагрузкам при виброперемещениях и в дальнейшем к отключению связей. После модернизации связей, при которой были усилены призонные болты, эффективность их работы была восстановлена.
Валопровод судов типа «Самотлор» имеет резонанс крутильных колебаний на частоте вращения 68 мин-1 ( п.18 в таблице 2.3). При прохождении зоны резонанса уровень касательных напряжений достигал 92 МПа, что соответствовало значению эластического момента в валопроводе равному 3,7 от среднего крутящего момента на номинальной мощности [99]. В этом случае опрокидывающий момент (реакция крутящего и эластического моментов) вызывает значительные вынужденные поперечные колебания по Н-форме колебаний в системе ДД. К тому же, это вызывало циклические нагрузки в связях верхнего крепления остова главного дизеля и основной причиной их отказов. Значительные циклические напряжения в деталях остова дизеля приводили к многочисленным трещинам в сварных швах и разрушению болтов в фланцевых соединениях, например, картерных стоек с фундаментной рамой [99].
Эластический момент от крутильных колебаний
Момент инерции сечения стержней значительно завышен с целью предотвращения их изгиба, который в реальных условиях исключается за счет сил трения между контактными поверхностями (болты работают только на растяжение).
Для 2-го варианта расчета сечения болтов увеличено на 44% (болты М30 заменены на М36) и жесткость пластин лафетной полосы увеличена почти в 2 раза, что дало возможность существенно повысить жесткость фланцевого соединения в целом. Поэтому использование «фиктивных» конечных элементов с редуцированными жесткостными характеристиками в данном случае оказалось оправданным и целесообразным, так как они учитывают реальную податливость фланцевого соединения. На расчетной форме колебаний (рисунок 4.14) видны значительные деформации «фиктивных» конечных элементов (между узлами: 28-38, 29-40, 30-41 и 31-42), обладающих большой податливостью по сравнению с остальными элементами упругой системы. Для повышения жесткости пластин лафетных полос фундаментов МОД устанавливаются ребра жесткости (рисунки 4.7 и 4.8).
Результаты расчета частот и форм свободных колебаний упругой системы «дизель-рама-фундамент- днище» по МКЭ приведены ниже в табличной форме, как приводится на распечатке: матрица топологии системы; параметры групп элементов; расчетный спектр частот; форма колебаний №1.
Таким образом, характеристики конечных элементов (КЭ), аппроксимирующих фланцевое соединение, были следующими [24, 98]: – длина Lэ равна расчетной длине болта L, – площадь сечения КЭ Fэ определялась расчетом по податливости всех трех элементов, 116 – момент инерции сечения КЭ завышался на порядок с целью исключения изгиба, что в реальных условиях недопустимо из-за трения между контактирующими поверхностями (лапы дизеля и поверхность лафетной полосы рамы).
В таком случае суммарная податливость всех элементов оказалась значительно больше (в нашем случае в 5,9 раза по сравнению с болтом) [24, 99]. Расчетная форма колебаний №1 приведена на рисунке 4.15.
В результате расчета получены следующие частоты: – с постройки – f1 = 15,5 Гц, f2 = 32,5 Гц; (4.4.62) – после подкрепления – f1 = 18,5 Гц, f2 = 43,3 Гц. (4.4.63) Начальный вариант расчета системы ВДГ (здесь не приведен), в котором не учитывалась податливость фланцевого соединения, дал завышенные частоты свободных колебаний системы, что не согласовалось с данными эксперимента, т.е. результатами измерений вибрации. Поэтому использование «фиктивных» конечных элементов с редуцированными жесткостными характеристиками в данном случае оказалось оправданным и целесообразным, так как они учитывают реальную податливость фланцевого соединения (всего его элементов).
На расчетной форме колебаний (рисунок 4.12) видны значительные деформации «фиктивных» конечных элементов (между узлами: 28-38, 29-40, 30-41 и 31-42), обладающих большой податливостью по сравнению с остальными элементами упругой системы. Для повышения жесткости пластин лафетных полос фундаментов под МОД устанавливаются ребра жесткости (рисунок 4.11).
МКЭ широко используется в судостроении для расчетов частот основных форм свободных колебаний систем типа ДД [66, 99, 123, 135, 138, 140, 155]. При этом при построении 3-х мерных расчетных схем используются компьютерные системы типа «MSC/PATRAN» (версия 2003.R3), а для выполнения расчетов – «MSC/NASTRAN» (версия 70.7) [135]. В данной работе при анализе моделей блока МО с кормовой оконечностью в целом крупнотоннажных судов (таблица 4.6) использовались пластинчатые и стержневые конечные элементы.
Определение присоединенных масс при расчетах реальных схем с использованием МКЭ производился по методике Н.Н.Бабаева с учетом поправки А.И.Трилесника на уменьшение присоединенных масс, приведенной в работе [19]. При этом интенсивность присоединенных масс определяется по формуле Am = 0,6-a-p-b/g, (4.4.64) где а - коэффициент присоединенных масс (определяется расчетом в зависимости от отношения ширины перекрытия к длине или таблице 4.5), р– плотность воды, Ъ - короткая сторона перекрытия (пластины), g - ускорение свободного падения.
Для удобства расчета ПМВ в МКЭ предлагается использовать компьютерную программу ADMAS (разработка автора, пример расчета приведен в Приложении Б). В этом случае значения коэффициентов а могут быть определены из уравнений экспонент (4.4.55), которые получены соискателем с использованием метода наименьших квадратов [83, 84]. На рисунке 4.10 приведены графики коэффициентов а, построенные по табличным значениям коэффициента, а также линии и уравнения экспонент (4.4.55).
Для свободно опертых и жестко заделанных кромок пластин уравнения зависимости коэффициентов а от отношения размеров пластины (Ь/а) имеют вид ас = 0,7937 exp-0,6SS(b/a), аж = 0,6761 ехр–0,773(Ь/а). (4.4.65) Уточнение коэффициента а производится линейной интерполяцией в том случае, если по контуру принимается упругая заделка с расчетным коэффициентом податливости кп, определяемым отдельным предварительным расчетом.
Расчеты частот свободных колебаний упругих систем в судовойэнергетической установке
Решение задачи об изменении диссипативных свойств упругой системы ДД при изменении осадки судна при приеме груза может быть осуществлено приближенно в связи с отсутствием алгоритма расчета рассеивания энергии колебаний перекрытиями корпуса (бортовыми и днищевым) в воде [19, 34]. Рассмотрим изменение диссипативных свойств упругой системы ДД при изменении осадки судна на конкретном примере (рисунок 5.4) для резонансных колебаний этой системы на т/х «Байконур».
В целом демпфирование общей вибрации корпуса судна (также для перекрытий бортов и днища) определяется совокупностью трех факторов [13. Том 3. Гл. XVIII. Ростовцев Д.М. Колебания судовых конструкций]: 1) демпфирующими свойствами конструкционных материалов (в составе корпуса); 2) конструкционным демпфированием (трением между элементами системы во фланцевых соединениях, прессовых, шлицевых, резьбовых, кинематических парах трения и т. п.); 3) рассеиванием энергии в забортной воде (для системы ДД – два бортовых и днищевое перекрытие).
Первые два фактора хорошо изучены и могут быть определены количественно по методикам, приведенным в работе [13. Часть 2. Демпфирование колебаний. Разделы: «Демпфирующие свойства конструкционных материалов» и «Конструкционное демпфирование в неподвижных соединениях»]. Фактор 1 касается широкой номенклатуры судостроительных материалов (сталей, чугунов, цветных сплавов и т.д.). Однако при решении 2-ой задачи характеристики материалов не изменяются и принимаются постоянными.
Фактор 2 – конструкционное демпфирование аналогично первому фактору существенно не изменяется при загрузке судна, хотя повышается нагрузка на гребную установку (работа по более крутой винтовой характеристике). Поэтому его тоже можно принять постоянным.
Количественную оценку факторов 1 и 2 можно принять по общим рекомендациям, приведенным в работах [13].
Фактор 3 – демпфирующее влияние забортной воды (рассеивание энергии) обусловлено сопротивлением, пропорциональным виброскорости в соответствии с гипотезой Е.С. Сорокина [61]. При вибрации перекрытий корпуса судна (элементы упругой системы ДД) это сопротивление существенно влияет на коэффициент динамического усиления при резонансах. К тому же, эта составляющая в общей диссипации системы ДД изменяется и зависит от условий загрузки судна (в связи с изменением контактной поверхности с забортной водой).
В общем случае диссипация при колебаниях упругих систем оценивается коэффициентом поглощения , который равен отношению потерянной за цикл 176 (гармонических колебаний) энергии к наибольшему значению потенциальной энергии П упругой системы [13]. Применительно к линейным колебаниям в методе приведения при линейной упругой характеристике П = 0,5 К А2, (5.5.1) где К - жесткость системы, А - амплитуда виброперемещений. Тогда коэффициент поглощения определится из выражения у/ = 2/ (К А2). (5.5.2)
Следует учитывать, что в структуре реальных упругих систем типа ДД присутствуют все три фактора, составляющие неупругое сопротивление, которые необходимо учитывать при анализе вынужденных колебаний системы, особенно при наличии резонансов.
Как показано в работе [13], для резонансной амплитуды при малом демпфировании (при отношении частот возмущающего усилия к ЧСК /0 1) справедливо выражение щ = 2 8, (5.5.3) где д - логарифмический декремент затухающих колебаний (д = ln(Ai/Ai+1)).
Поэтому для несложных механических систем 8 (одновременно и у/) может быть определен экспериментально при импульсном воздействии на упругую систему и регистрации ее затухающих колебаний. Для реальных сложных по структуре упругих систем типа ДД этот способ исключен (система многотонная). Поэтому для оценки диссипативных свойств системы соискателем предлагается принять другой подход, связанный с анализом развития амплитуд вибрации при резонансе (в нашем случае Н-формы колебаний) и значения коэффициента динамичности Д который равен /3= A/Aст, (5.5.4) где A - амплитуда вибрации и Aст - статическая деформации при нагрузке, равной возмущающей нагрузки (сила или момент).
