Переодические источники вибрации

Рисунок 14: Уровень вибрации до и после переоборудования кормового  окончания, Мензель и др. (2007)

Рисунок 15: Вид сверху на компьютерное изображение потока за кормовым окончанием до и после модернизации, Мензель и др.(2007)

 
Навигация в ледовых условиях стала предметом интенсивных  исследований в последние годы, но на конференции было только несколько  публикаций о влиянии внешней  вибрации при ходе во льду(ИГВ). Хуан и Лю (2006) сообщают о резонансных  колебаниях, в следствии движения во льду, от воздействию дрейфующего  льда, и дают полное и четкое описание механизма возникновения вибрации, которые могут также пролить  свет на подобные эффекты для судовых  применений. Авторы также представят новый метод, направленный на моделирование  силы льда и реакцию корпуса на небольшой относительной скорости(например, при пластичном, а не хрупком разрушении льда). 
Они также показывают, что резонанс возникает, если периодичность разрушения льда совпадает с собственной частотой корпуса судна. Авторы показали, что при длительных измерениях АЧХ имеет характерный вид "биения", тогда как возмущающая лёд сила имеет постоянную амплитуду. Об этом сообщается в результате того, что корпус вибрирует в направлении аналогичном или противоположном направлении дрейфа льда, так что уменьшается или увеличивается относительная скорость между льдом и корпусом и, следовательно, существует тенденция подавлять или усиливать разрушения льда, соответственно. Они также подчеркивают стохастический характер таких процессов в зависимости от толщины, свойств материала и скорости дрейфа льда, ссылаясь на полномасштабные измерения, которые показали, что максимальная амплитуда ускорения 0.07g поддерживалась на протяжении почти всего дня, но с увеличением до 0,7 г резонанс был достигнут в течение нескольких минут. 
 
 
2.3 Анализ и прогнозирование 
Что касается анализа и прогнозирования вибраций корпуса корабля, в последние годы морская индустрия сосредоточена на следующих темах: 
- Развитие анализа и методов прогнозирования вибраций судовых балок,  возникновения вибрации и связанные с ними критерии оценки (см. раздел 2.1), 
- Автоматизации и стандартизации пред-и пост-обработки процедур, используемых для прогнозирования вынуждающих колебаний от работы винта, главного двигателя. Действующих на корпус судна. 
- Повышение эффективности и точности методов, используемых для анализа собственных колебаний судовых конструкций и 
- Исследование явлений колебаний, связанные с разработкой новых типов судов или нетрадиционных видов движения. 
Метод конечных элементов (МКЭ) стал наиболее популярным методом для анализа судовой вибрации, однако его преимущества заключаются в высокой точности и надежности, которые скомпрометировали себя значительными потерями времени и труда, которые необходимы для создания и оценки результатов измерения судовой вибрации.

Mumm (2007) качественно сравнил  эффективность и неопределенность  численных и аналитических подходов  к глобальным и локальным проблемам  вибрации. Для торговых судов  обычно с высокой надстройкой,  расположенной вблизи существенных  источников возникновения вибрации, он разбивает процесс вычисления  вибрации на три этапа: прогнозирование  глобального уровня вибрации  вынужденных колебаний в диапазоне  низких частот от 0 до 20 Гц, анализа  вибрации для условий обитания  на верхней палубе (от. 10 до 50 Гц) и  анализ вибрации стен шахты  машинного отделения, расположенных  в непосредственной близости  от главного двигателя и винта  (примерно от 10 до 50 Гц). Автор предусмотрел  для каждого шага необходимое  количество работ и точность  полученных результатов. Он заключил, что МКЭ является оптимальным  для прогнозирования уровня общей  вибрации, но это сравнительно большие усилия, необходимые для подготовки моделей КЭ, которые могут быть использованы для расчетов местной вибрации палубы или бака корпуса, и могут ограничить их применение при колебаниях высших частот. Принимая также во внимание, что на стадии проектирования, когда осуществляется анализ местной вибрации корпуса, доступны лишь ограниченные исходные данные для подготовки модели КЭ, автор настоятельно рекомендует использовать простые и быстрые аналитические методы для этой цели. 
  
Чо (2007) также нацелен ​​на уменьшение времени работы, при анализе судов МКЭ. Он ограничивается колебаниями от первого до 5го тона от вертикального изгиба судна, и предлагает метод расчета с использованием производных собственных частот и форм колебаний для определения чувствительности судна к изменениям в его корпусе или нагрузки масс, соответственно. Метод основан на том, что анализ собственных колебаний балок корпуса производится не по МКЭ, а методом трансфер-матрицы. Основное уравнение чувствительности выводится из прямого дифференцирования вектора состояния и трансфер-матрицы, и производные от собственных частот и форм колебаний определяются после двух пробных расчетов полученного уравнения. На примере балкера автор показывает, что время, необходимое для расчета собственной вибрации судна в случае переоборудования судна или изменения нагрузки в значительной степени уменьшено без существенного влияния на точность расчета. 
  
Ким (2006) предложил в большей степени автоматизировать процесс моделирования МКЭ, так как оно представляет собой наиболее трудоемкий этап работы, для того, чтобы повысить эффективность анализа местных вибраций судна. Он обращается к дилемме, что обычно CAD-данные о конструкции корпуса не доступны в тот момент, когда готова модель КЭ для анализа общей вибрации, см. рисунок 16, и предлагает использовать информацию о корпусе, которая имеется на начальной стадии проектирования судна для этой цели. Таким образом, автор предлагает автоматический четырехугольный алгоритм генерации сетки, используя данные для коррекции формы корпуса, разделение данных и сетку ограничений, которая получена из начальной конструкции для создания общей модели корпуса МКЭ. Автор кратко демонстрирует практичность и надежность такого подхода на примере газовоза, супертанкера и делает вывод и доклад о том, что он добился около 50% экономии времени для моделирования МКЭ.  
  
Даже если используются те же инструменты при анализе, не так легко достичь постоянства качества в процессе анализа вибрации корабля, так как анализ точности зависит от ряда других факторов: моделирования МКЭ, методов весовой нагрузки судна, грузов и массы балласта, точности гидродинамических расчетов массы, демпфирования модели, лежащие в основе расчетов, возможности моделирования реальной возмущающей силы и так далее.

Ву и др. (2006) описывают  в своей работе анализ вибрации конструкции  корпуса и докладывают о введении руководства по процедуре анализа  вибрации, уменьшая время многочисленных полномасштабных измерений. Введя  это руководство, авторы направлены на стандартизацию анализа вибрации и тем самым улучшения качества и сопоставимости прогнозируемой вибрации торговых судов. 
 

В 2000 стандарт ИСО 6954, который  содержит рекомендации для измерения  и оценки уровней вибрации на судах  в отношении обитаемости, был  пересмотрен. С тех пор измеренные уровни вибрации должны оцениваться  больше не с точки зрения «максимально повторяющейся амплитуды» отдельных  компонентов частоты в диапазоне  амплитуд, но и «взвешенная общая  суммарная характеристика» колебания  скорости в диапазоне частот от 0 до 80 Гц. Это, безусловно, улучшило оценку человеческого восприятия вибрации и согласовало морских норм с интересами других отраслей промышленности, а с другой стороны, изменения создали дополнительные трудности в теоретических предсказаниях уровня вибрации. Если раньше предсказанный уровень вибрации мог быть сопоставлен с соответствующим предельным значением для каждого источника возбуждения и гармонической составляющей возбуждения отдельно и независимо друг от друга, и естественно невозможно получить предельное значение как сумму значений вибраций в результате работы различных источников возбуждения. Бенье и др. (2007) и Банниак и др. (2007 г.) предложили метод решения этой проблемы на примере возбуждения вибрации от работы винта круизного судна и связанные с ними оценки комфорта.

Они изучали несколько  составляющих колебаний давления лопасти  винта от угловой скорости узкого диапазона частот, а также компонент  широкого диапазона в результате вихревых эффектов кавитации на лопасти  винта. Они рассчитали реакцию корпуса  на эти детерминированные и стохастические части, возникающие от работы винта, различными методами. В то время  как детерминированная гармоническая  часть была оценена путём классического  анализа частотных характеристик  широкого диапазона, случайная часть  была вычислена по спектральной плотности  мощности возбуждения. На следующем  этапе они накладывали гармонические  и широкополосные части за каждую 1/3 октавного диапазона квадратичным суммированием и, наконец, вычисляли  общую реакцию корпуса в соответствии с ISO 6954 ed.2000 квадратичным суммированием  всех 1/3 октавного диапазона среднеквадратичного  уровня с учетом кривой частотного взвешивания, как это определено в ISO 6954-е изд. 2000 год. На рисунке 17 сложение общей вибрации от гармонических  и широкополосных компонентов иллюстрируется на палубе корпуса исследованного круизного  судна. Видимо, в этом случае ответ  на детерминированные возбуждения  с колебаниями 1-го и 2-го тона явно определяет общий уровень вибрации. 
 

 
  
  
Смогели (2007) сосредоточился на аналогичном  подходе для вычисления ответа на узком и широком диапазоне  частот от возбуждения винтом импульса давления для круизных судов. Для  размещения на палубе он предсказал взвешенное среднеквадратичное реагирование от широкого диапазона колебаний от работы винта  в 1,2, 0,8 и 0 мм/с в корму от 22 шпангоута, между 22 и 48 шпангоутами, и перед  шпангоутом № 48, соответственно, и сложил эти уровни возмущения лопасти винта  и корпусные связи с возбуждением, происходящим от момента, возникающего от средней скорости главных двигателей 1-го тона колебаний. Он также обратился  к неопределенности прогнозов вибрации, дающей в результате неизбежные неточности, присущие расчету собственных частот палубы корпуса судна и посоветовал, что реакцию можно предсказать  в более широком диапазоне  частот и предвидеть потенциальные  естественные погрешности в определении  частоты ± 10% при оценке результатов. 
  
До сих пор оценки наиболее эффективных структурных контрмер против вибрации судна является в определенной степени интуитивным процессом. Таким образом, в последние годы исследований попытались разработать методы пост-обработки, которые позволяют автоматически определить наиболее эффективные мер измерения колебаний. Одним из перспективных способов изучения динамического поведения корпуса судна  - анализ вибрационного потока мощности. Ким и др. (2006) провели структурный анализ интенсивности, а также обычные вибрационный анализ поведения корпуса судна на примере контейнеровоза грузоподъёмность 4100 контейнеров. От численных исследований до оригинального дизайна и четырех изменений конструкции корпуса судна, в машинном отделении внутренняя продольная переборка была определена в качестве одной из основных способов передачи энергии колебаний от источников возбуждения в надстройке. Это было верно для силы поверхностного натяжения от работы винта, действующей на корму судна, а также для изменения силы тяги, действующей на интегрированный упорный подшипник главного двигателя. Применяя соответствующие подкрепления в машинном отделении продольной переборки, авторы добились сокращения интенсивности вибрации корпуса в этой области с коэффициентом около 40, см. рисунок 18. Кроме того, авторы отмечают, что переоборудование корпуса способом основной передачи энергии был, видимо, одним из наиболее эффективных методов для изменения прироста в собственной частоте и резонансного отклика. Из этого они сделали вывод, что структурный анализ интенсивности может быть применен для определения надлежащих контрмер против вибраций корпуса судна. 
 

Репликация структуры судна в модели конечных элементов, как правило, наиболее трудоемкий этап анализа. Для глобальных колебаний этого оказывается достаточно чтобы представить основные структурные компоненты при помощи гибких пластин. Изгиб жесткости палубы и стены балки не подпадают под этот тип моделирования, так как они, как правило, моделируются элементами связи. Большие структуры также приняты во внимание элементами гибких пластин. Для простоты незначительные структурные компоненты, лежащие вне плоскости рассматриваются как дополнительный элемент или игнорируются вовсе.

Разделение моделей происходит по размещению палубы, а также основным продольным и поперечным структурам. Количество степеней свободы от 20 до 40 тысяч, что дает от 50 до 150 собственных режимов вибрации в диапазоне до 20 гц. Три типичных модели показаны на Рис. 6, а именно, 700 тыс контейнеровоз, танкер с двойного корпуса меньшего размера, и 4500 контейнеровозах.

В глобальном анализе вибрации не надо моделировать среднюю и носовую  часть судна с уровнем детализации  показанной на рисунках. Однако, общие  модели главным образом используются для прочностного анализа, которые  требуют более точного моделирования  структуры в этих областях. Если изгиб палубы должен также быть включен  в глобальную модель, представление  поперечных и продольных балок палубы необходимо, по крайней мере в виде балочных элементов. Обычно, эти модели обладают 40 – 80 тысячами  степеней свободы и имеют 300 - 500 собственных частот в диапазоне до 20 гц. Альтернативным путем включения изгиба палубы в глобальную модель может быть моделирование связей балок с помощью элементов плоско напряженных пластин .

Рис. 7 изображает три типичных модели FE этого типа в общем виде и продольном разрезе: яхта около 60 м. длиной, пассажирское судно 240 м., и фрегат. Как видно из центральной линии раздела, полотно палубы моделируются в трех измерениях только в случае яхты. Для других двух намного больших судов эта процедура привела бы к излишне большим моделям.

В вычислении глобальных колебаний судов это должно быть принято во внимание, что естественные частоты очень зависят от условия  нагрузки. Изменения приблизительно в 1.0 м. нужно принимать во внимание. Для грузовых судов, есть план, по крайней мере два или три распределения массы должны быть рассмотрены. В отличие от силового анализа, не крайние распределения грузов должны быть выбраны, а однородные типичные для ожидаемой эксплуатации судна. Следующие массы должны быть приняты во внимание:

•Структура судна

•Оснащение и оборудование

•Цистерны

•Груз

•Гидродинамические массы

В методах FE, существует различие между массами узлов и элементов. Массы узлов сосредоточены в соответствующих узловых точках модели FE. Такое расположение масс рекомендуется для тяжелых деталей оборудования, центры тяжести которых не автоматически следуют из геометрии модели. Существует три типа масс также применяемых в качестве масс узлов. Для расчета структуры массы, а также для "распространённой" части масс оборудования, должна использоваться существующая геометрическая информация модели FE (масса элемента).