Переодические источники вибрации

Периодические источники  вибрации.

 
В этом разделе рассматриваются  периодические источники возбуждения  общей вибрации судна, за исключением  корпуса, вибрации в  котором возникают  вследствие волнения, что обсуждается  в п. 2.1. 
Импульсивные возмущающие силы вибрации судна обсуждались в разделе 3 (ударные) и в частях I.2 и V.7 (слемминг), соответственно. Ссылки на источники шумов, приведены в разделе 4, а особенности шумов, появляющихся в морских условиях рассматриваются в разделе 5. 
2.2.1 Вибрация от работы винта 
При разработке нового винта конструктору приходится выбирать между повышением эффективности и снижения вибрации и шума. Чтобы решить эту дилемму, насколько это возможно, Юнг и др.. (2007) использовали генетический алгоритм повышения пропульсивного КПД винта на 1,8% без увеличения кавитации. В винтах последующих поколений значения пропульсивного КПД и кавитации были получены с помощью аэродинамической трубы, а оптимальное соотношение шага винта и формы лопасти было обнаружено примерно через 30 поколений. Модельные испытания проводились для проверки, что пророст в эффективности движителя был достигнут без увеличения импульсных вибраций винта. Чэнь и Ши (2007) также используют генетический алгоритм для оптимизации винта. Они ограничивают свои исследования винтами B-серии и используют простые методы анализа, чтобы минимизировать время вычисления. Помимо оптимизации пропульсивного кпд и кавитации они стремились свести к минимуму пульсации сил и моментов, возникающих от работы валопровода. 
Янг и Лю (2007) проверили комбинированный метод BEM-FEM для гидроупругого изготовления композитных винтов. Они пришли к выводу, что для обоих, стационарного и нестационарного режима, композитный винт достигает более высокую эффективность, чем обычный, особенно вне расчётных условий эксплуатации, и эта эффективность может быть достигнута в сочетании с повышенной скоростью возникновения кавитации. Сильно увеличенные вертикальные и горизонтальные колебания второго тона от момента на валу считаются приемлемыми, потому что их абсолютная величина, как сообщается, незначительна. 
Ли и др. (2006) сообщают о существовании интегрированного программного обеспечения моделирования для вычисления попутного потока судна (CFD метод), вынуждающих усилий импульсных вибраций винта (панельный метод) и обусловленной ими вибрации (FE метод). Они демонстрируют использование такого комплексного подхода на примере прогноза уровня вибрации для супертанкеров  и убеждают, что по мимо прогнозируемых импульсных нагрузок, состояние погруженной части корпуса над винтом и импульсные нагрузки в различных точках, так же должны быть рассмотрены для получения реалистичных результатов.

Ван Вейнгаарден (2006) рассматривает  недостатки общих спецификаций контракта, которые обычно указывают максимальное значения давления, действующего на обшивку  над винтом для того, чтобы ограничить величину возмущающей силы от вибрации винта. Значение нагрузки состоит из двух составляющих: одна вследствие кавитации  винта и другая от нагрузки на лопасть  и толщины лопасти. Первая из вышеупомянутых составляющих приводит к возникновению поля давлений на точку корпуса, которая находится примерно в точке, противоположной кормовой части судна, а вторая вызывает поле давлений, которое показывает достаточно большой разброс фаз.

Из этого автор делает вывод, что максимальное давление вряд ли можно использовать в качестве меры суммарной возмущающей силы и предлагает использовать силу винта, как источник более точной оценки параметров. Он представляет метод  обратной задачи рассеяния акустических граничных элементов для определения  силы на винте из множества модельных  измерений давлений на корпус и предлагает моделировать источник силы по совокупности монопольного и дипольного распределения  для вычисления полного поля давления и соответствующей возмущающей  силы, действующей на корпус. 
Buannic и др. (2007) рекомендует аналогичный подход для более реалистичного рассмотрения колебаний винта высших тонов, а также весь диапазон частот свободных колебаний. Они также используют один или несколько монопольных и дипольных источников для моделирования возмущающих сил от работы винта при анализе. В отличие от Ван Вейнгаардену (2006), их формула регрессии для источника силы определяется из полномасштабных измерений, а не из модельных измерений в бассейне. Авторы разделяют возмущающие силы от работы винта на части узкого диапазона частот и на составляющие с широким диапазоном частот и показывают метод для прогнозирования характеристик вибрации по отдельности, а затем объединить результаты для того, чтобы предсказать общий уровень вибрации по ISO6954, 2000 год. Однако, используя вибрацию палубы круизного судна в качестве примера, они приходят к выводу, что колебания с широким диапазоном частот от работы винта незначительны по сравнению с 1-ым и 2-ым тоном колебаний от работы винта. 
Ligtelijn и др. (2006) изучали надежность модельных испытаний и численного анализа для прогнозирования полного ряда импульсных возмущающих сил от работы винта. Они иллюстрируют (не) соотношение этих сил для одновинтовых судов, двухвинтовых судов, с винтами регулируемого шага и ГВ в насадке и делают вывод, что модельные испытания для определения воздействия на корпус будут надежными только при больших установках для испытаний и, что даже при них, как правило, сильно переоценивается сила давления на корпус для крупных одновинтовых судов. На примере контейнеровоза с 5000  контейнерами они также сделали вывод, что влияние кормовой волны и осадки судна следует рассматривать в диапазоне конкретных расчётных данных для достижения наибольшей адекватности результатам модельных испытаний, см. Рисунок 10.

Авторы ожидают, что методы несущей поверхности потенциального потока и набор вычислительных методов  обеспечат надежный результат в  определении угловой скорости лопасти  винта, а не в определении колебаний  высших гармоник, потому что вредный  эффект течения в области концевого  сечения винта принципиально  важное значение для формирования вихря  за винтом. Таким образом, они видят  рост применения CFD-методов в общей  практике сегодня. Эти методы также  позволяют получить реалистичный расчет поля скоростей попутного потока. Авторы демонстрируют важность этого путем сравнения импульсов давления рассчитанных для винта, работающего в испытательном бассейне в поле скоростей попутного потока и на судне, и  соответственно их значений. Как показано на рисунке 11 различия могут быть весьма значительными. Авторы исследовали также некоторое влияние различных режимов движения на возмущающие силы, действующие на винте. Сообщается, что для быстроходного двухвинтового пассажирского парома перемещение руля на величину, равную 0,23 от диаметра винта в кормовом направлении уменьшает возмущающие усилия 6 тона, но увеличивает усилия 4-го тона. Кроме того, на том же судне было изучено влияние направления вращения винтов. Для колебаний 1го тона частоты колебаний одинаковы, как при внутреннем, так и при внешнем вращении винтов, но для 2-го и 3-го тона на 80% снижение было достигнуто, однако, за счет снижения эффективности винта. Кроме того, авторы подчеркивают, что практика, которая смогла бы гарантировать определенный уровень возмущающих усилий не дает никакой информации о фактическом уровне вибрации судна, в частности, в случае умеренной кавитации гребных винтов.

Признавая высокую неопределенность в прогнозировании кавитации  моделей при испытаниях, Bodanac и  др. (2005) проводит полномасштабные наблюдения за кавитацией с помощью недавно  разработанной системы. По сравнению  с обычными системами используется призма, чтобы минимизировать пространство, необходимое камере. Выше были описаны  два применения системы на судах  с суперкавитирующими винтами.

 
2.2.2 Возбуждение от оборудования  и валопровода 
Курт (2006) сообщает о концепции дизайна для устойчивости крепления дизельных двигателей средней скорости, механических и дизель-электрических энергетических установок. При очень высоких требованиях, например, для военно-морского флота и крупных яхт, двигатели держаться на очень мягких элементах (твердость по Шору от 43 до 45), приводящих к собственным частотам от 2 до 5 Гц, то есть ниже соответствующей минимальной частоты возбуждения таких двигателей. Однако согласно этим условиям должны быть предприняты конкретные меры для ограничения относительно больших колебаний двигателя, вызванных большой волновой нагрузкой на корабль. Кроме того, картер двигателя должен быть разработан сравнительно жестким, потому что в таком случае фундамент не может эффективно подавить колебания двигателя. Для того, чтобы обойти эти недостатки простым решением является использование жестких монтажных элементов (твердость по Шору от 55 до 65), приводящих к собственным частотам от 4 до 16 Гц, но за счет гораздо менее эффективной изоляции момента 1-го порядка. Кроме того, автор показывает, на примере V12 двигателя, что вертикальные силы 1-го порядка, действующие на судовой фундамент могут быть значительно уменьшены соответствующей динамической балансировкой. Наконец, он иллюстрирует влияние процесса старения резиновых элементов на примере Квин Елизабет II. Резиновые элементы девяти силовых установок судна были заменены после 10 лет работы, и в нескольких точках были измерены частоты собственных колебаний до и после модернизации. Улучшение показано ​​на рисунке 12. Автор этих измерений пришел к выводу, что увеличение жесткости резиновых элементов с течением времени приводит к нежелательному увеличению в передаче сил двигателя к судовому фундаменту.

Рисунок 12: Effect of retrofit of elastic elements (after 10 years) on vibration levels, acc.

Kurth (2006)

 
 
Мартенс (2006) делает доклад о  вибрации и шумовых характеристик  передачи мощности среднего диапазона (от 1 до 7 МВт) на крупных яхтах. Он сосредоточен на мерах по сокращению вибрации и  шума от механизмов на корпус судна  и на том, что в этом диапазоне  мощности полу-упругие и жесткие  упругие резиновые элементы могут  быть использованы без ущерба для  передачи тяги винта на упорный подшипник, зафиксированный в корпусе редуктора. Он подчеркнул, что должно быть уделено  внимание тому, что необходимо избежать совпадения собственных частот передачи двигатель-винт с собственными частотами  крутильных колебаний коленчатого  вала двигателя и вибрации валопровода. Кроме того рекомендуется избегать резонанса между собственной  частотой вибрации корпуса и частотами  вращения входного и выходного валов. 
Кроме того, автор предполагает, что в случае фундаментов с низким уровнем жесткости рассматривать конструкцию судна с использованием дискретных значений жесткости не достаточно, а должен быть представлен расчёт методом ​​конечных элементов. Наконец, он рекомендует избегать частоту вращения с сопротивлением упругого крепления передач (в свести к минимуму передачу отклонения фундамент от двигателя к передаче), чтобы должным образом сравнять частоты вращения вала и гребного винта и оптимизировать механизм зубчатого зацепления для достижения оптимальных характеристик вибрации и шума. 
Муравски (2007) делает обзор факторов влияния системы боковых и осевых валов двигателя на вибрации коленчатого вала для энергетических установок с низкими скоростями вращения. 
Что касается крутильных колебаний карданного вала, он делает вывод, что дейдвудный подшипник должен быть смоделирован как непрерывная опора, то есть не в качестве точки опоры, как это часто бывает для того, чтобы получить надежные результаты. Чтобы проиллюстрировать это, он вычислил распределение давления на масляную плёнку в дейдвудной трубе при трех различных скоростях вращения. Как показано на рисунке 13, эффективность опорной точки карданного вала перемещается от края кормового подшипника при небольших оборотах до точки, составляющей около 40% от ширины подшипника при номинальном рабочем состоянии, и это можно предположить, четко влияние свободных и вынужденных колебаний вала. Он сообщает, подобное явление связано с упорными подшипниками, предусмотренными в двухтактных двигателях, которые могут стать актуальными для прогнозирования колебания осевой силы, появляющейся при вибрации корпуса судна от аксиально-крутильных колебаний коленчатого вала. Он указывает, что в условиях резонанса коленчатого вала демпфирование масляной пленки и характеристики жесткости оказываются совершенно отличными от номинального рабочего состояния и что это может привести к недостаточности плёнки. Кроме того, он подчеркивает, что использование осевой демпфера вибрации коленчатого вала не обязательно может привести к снижению осевой силы, действующей на корпус судна, потому что осевое усилие будет передаваться также через подшипники демпфера в станине двигателя.

Рисунок 13: распределение давления на масляную плёнку в дейдвудной трубе при трех различных скоростях вращения 30, 50 и 100 оборотов в минуту, Муравски (2007)

 
2.2.3 Другие возбуждения. 
В судостроении, в отличие от оффшорной индустрии, вибрации, вызванные течением, не исследуются в процессе проектирования. Это можно объяснить теми фактами, что экологические и коммерческие риски, вытекающие из вибрации трубопровода или стояка значительно выше, чем те, которые вызваны влиянием внешней вибрацией судна, вызванной течением,  и тем, что соответствующий поток, вызывающий вибрацию корабля происходит редко, и что обычно это может быть  исправлено по средством локализованных контрмер в по разумной цене. Таким образом, публикации в области судостроения обычно относятся к случаям устранения неисправностей. 
Менцель и др. (2008) сообщают о таких случаях, когда на крупных яхтах возникали возмущающие поперечные колебания, которые не могут быть результатом работы силовой установки. Начальные измерения показали, что частота возбуждения зависела от скорости судна, возникала при конкретном диапазоне оборотов в минуту, и совпадала с собственной частотой поперечных и крутильных колебаний корпуса, см. левую часть Рисунка 14. Таким образом, можно четко обнаружить зависимость данного явления от индуцированного потока  возбуждения любого типа, но еще предстоит определить его происхождение. Авторы сообщают о трудностях в создании программы для последующих измерений, в которых датчики должны быть помещены на выступающие части корпуса или отверстия, которые, скорее всего, производят наблюдаемые вихревые влияния внешней вибрации (VIV) в диапазоне интересующих частот. Сочетание CFD моделирования и принудительной вибрации сделали это возможным. Приблизительные частоты вихревого потока и соответствующие величины импульсов давления, действующих на корпус, были рассчитаны на CFD. 
Расчеты вынужденных колебаний показали, при каких точках корпуса легче всего возникают колебания суммарного давления в поперечном или вертикальные силы возбуждения. 
Как видно из левой части рисунка 15, CFD расчеты показали вероятность периодического разделения вихревого потока на выходе валопровода с частотой около 3,5 Гц при критической скорости судна. Кроме того, вихревой поток, согласно прогнозам, будет достаточно сильным, чтобы создать соответствующие величины пульсирующей нагрузки и вынужденных колебаний, анализ показал высокую чувствительность первого вертикальных крутильных колебаний корпуса 1го тона, действующих на внешнее возбуждение двух из четырех выходов валопровода. Следовательно, было решено сосредоточить внимание на втором измерении, где необходимо выяснить точку приложения нагрузки и расположение датчиков ускорения. Ведь явное соотношение колебаний давления в результате периодического отрыва вихрей и возмущающей вибрации было найдено и, таким образом, и было подтверждено, что обтекателя, скорее всего, решит эту проблему. Можно сделать такой вывод из правой стороны рис. 15 и 14., и это было подтверждено CFD анализом изменения расположения, а также полномасштабным измерением вибрации после модернизации судна, соответственно.