Переодические источники вибрации

Масса цистерны с содержимым распределяется по узлам соответствующей конструкции цистерны, принимая правильные расчетные центра тяжести. Если узлы доступны, то же относится и к массе груза.

Тем не менее, во многих случаях, например, для контейнера, вспомогательные сооружения должны быть предоставлены в модели FE реалистично. Следует отметить что эти конструкции должны быть усилены корпусом судна. Для определения гидродинамических масс, должны быть выполнены отдельные расчеты. Используемые процедуры, до сих пор часто основаны на методе Льюиса [10], который включает в себя 2D теории, полученные для удлиненных, тонких тел. Общий набор формул потенциальной теории основан на теле круглого сечения. Поток воды в продольном направлении судна берется во внимание поправочным коэффициентом, который зависит в основном от отношения длины к ширине, так же учитывается собственная форма колебаний.Поскольку гидродинамические массы должны быть определены до расчета собственных колебаний, выбор поправочных коэффициентов должен быть согласован с ожидаемым диапазоном частот собственных колебаний.Строго говоря, можно точно определить только собственную частоту особого режима использующегося в качестве основы для выбора поправочных коэффициентов.Метод Льюиса имеет преимущество в том, что гидродинамическая матрица масс, которая будет использоваться для решения собственных значений, содержит условия только на главной диагонали. Таким образом, численно эффективные алгоритмы могут быть использованы для решения задачи на собственные значения, которые используются для задач, связанных только со структурными массами.

Более подробные методы расчета гидродинамических эффектов инерции принимают во внимание тот факт, что ускорение точки на увлажненной оболочке вызывает изменения в гидродинамическом давлений на соседние точки. Это взаимодействие приводит к введению условия на вторичной диагонали матрицы масс, которое, в свою очередь, приводит к значительно более интенсивным усилиям расчета собственных значений. Метод расчета, учитывающий эти соединения описан в [11]. Преобразование в практический метод вычисления на основе разработки крайней линии описан в работе [12].

 

Вычисление 

Расчет собственных  колебаний может быть выполнен, если жёсткость и масса конструкции  известны. Для этого используются эффективные приближенные численные  методы такие как метод Ритца.

Для решения , должны быть определены стартовые векторы, наложение  которых позволяет представить, насколько это возможно, ожидаемые  формы вибрации. Тем не менее, могут  быть вычислены только те формы, для  которых были определены соответствующие стартовые векторы.

В качестве стартовых векторов метод Ланцзоша, представленный в [13] и [14], например, автоматически выбирает случаи, которые действуют в каждой степени свободы системы. Это  приводит к вычислению всех существующих естественных частот в нужном диапазоне  частот. В настоящее время анализ собственных колебаний большой  глобальной модели занимает несколько часов на высокопроизводительных рабочих станциях.

Чтобы проиллюстрировать  ситуацию, некоторые типичные собственные  формы вибрации, вычисленные для  предыдущих моделей конечных элементов, изображены на Рис. 8 и Рис. 9. В каждом случае первым изображен режим крутильных колебаний, вторым- вертикальный изгиб, оба представлены вместе с вычисленными собственными частотами. Из-за большого раскрытия палубы, собственные крутильные колебания для контейнеровозов  низки. В результате сравнительно коротких рубок нет никакого существенного  влияния на жесткость корпуса  судна.

Для других представленных типов судов, можно предположить, что надстройки способствуют значительному  увеличению жесткости корпуса.

Режимы вибрации корпуса судна лежат в более низком частотном диапазоне. Из-за обычных более высоких частот вибрации их вклад в уровень вибрации невелик. Однако, знание этих режимов вибрации имеет важное значение в целях ратификации.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Фундамент двигателя

Подсистемы, описываемые  до сих пор, относятся к типичным конструкциям кораблестроения. В данном пункте описаны собственные колебания основных двигателей судов.

Собственные частоты колебаний  фундамента главного двигателя зависят  от распределения жесткости и  масс двигателя непосредственно, но они также определяются в большой  степени жесткостью смежных конструкций. Влияние жесткости двойного дна  более заметен для малооборотистых двигателей чем для среднеоборотистых. На рис. 12 показаны собственные режимы жестко закрепленного малооборотистого семи цилиндрового двигателя, по сравнению с такими же двигателями, реально установленными на судне. Кроме того даны  соответствующие собственные частоты для бесконечно твердой конструкции, установленной на реалистичном фундаменте. Общая жесткость корпуса двигателя представлена в упрощенной форме посредством напряженных элементов.

Основные режимы вибрации корпуса - обозначенные "H", "X" и "L" режимы - зависят, главным образом, от жесткости двойного дна. Проекты с двойным дном для малооборотистых основных двигателей  значительно не отличаются, могут быть получены группы вероятных собственных колебаний для двигателей имеющих определенное число цилиндров, см. [15]. Малооборотистые двигатели могут быть испытаны в ситуациях с резонансом для всех трех основных способов с типичными комбинациями числа цилиндров и скоростей. В случае двигателей со средней скоростью вращения это верно только для способа вибрации H-типа, который мог бы быть в резонансе с частотой воспламенения. Соответствующие модели вычисления должны содержать, по крайней мере конструкцию двойного дна в области машинного отделения и конструкцию следующей палубы. Однако, кожух двигателя, также, должен быть включен в модель. Поскольку влияние жесткости  двигателя более заметен для среднеоборотистых двигателей чем для малооборотистых, конструкция двигателей должна быть смоделирована с большей точностью - см. также [16].

Модель вычисления с  типичным уровнем детализации двигателя  и конструкции корпуса судна  представлена на рис. 13. На нем изображена половина машинного отделения двухвинтового парома типа Ро-Ро, приводимого в движение двумя основными семи цилиндровыми двигателями мощностью 4400 кВт.

Поскольку поперечный набор  в кормовой части судна типа катамаран, не очень жесткий, задача состояла в  том, чтобы проверить риск резонанса  между поперечными колебаниями  двигателя и частотой воспламенения. Поскольку H-момент также приводит к  вертикальным колебаниям двойного дна, на судно начинают действовать гидродинамические  массы, которые нужно рассмотреть. Большие танки около основных двигателей так же принимаются во внимание. Для этого примера были определены различные собственные  частоты, отражающие связанность колебаний  двигателей правого и левого борта. Рис. 14 изображает три соответствующих  способа вибрации.

В зависимости от условий  связи двигателей левого и правого  борта, H-поперечные формы вибрации происходят на 17.9, 20.5 и 22.5 гц. Таким образом  дизайн сверхкритический относительно частоты воспламенения 30 гц. Следовательно, не было никакой потребности в  установке упругого или полуупругого крепления. Вычисления способов вибрации X-типа основных двигателей показали частоты  в диапазоне между 34 и 38 гц, таким  образом обеспечивая соответствующий  запас прочности к частоте

воспламенения.

 

Валопровод 

Осевые/крутильные колебания 

Поскольку осевые и крутильные колебания связаны, валопроводы  часто рассматривают изолированно, т.е. независимо от окружающей среды. Что  касается крутильных колебаний, то соответствующие  требования Классификационного общества должны быть учтены - см. [8]. Осевые колебания  обычно вычисляются изолированными моделями, состоящими из точечных масс, пружин демпфирующих элементов.

То же самое относится  к вычислению связанных крутильных/осевых колебаний. На практически это оказывается  нужным только для водопроводов малооборотистых  основных двигателей.

Соответствующая модель вычисления включает и валопровод и коленчатый вал - см. также [17]. Если осевые/крутильные колебания резонирует с колебаниями  винта или с радиальным колебанием силы основного двигателя, сравнительно сильные осевые колебания могут  воздействовать на упорный подшипник. Эти силы в дальнейшем передаются корпусу судна, действуя как вторичный  источник возбуждения. Однако, это не будет здесь рассматриваться.

 

Изгибающие  Колебания 

Для определения собственных  частот изгибающих колебаний вала, желательно принять во внимание конструкции, окружающие валопровод. Должны быть произведены детальные исследования для валопровода, для которых выполняется по крайней мере один из следующих критериев:

• Мягкая конструкция  в районе кормовых подшипников валопровода

• Установка вала в  дейдвудной трубе, что приводит к  воздействию гидродинамических  масс

• Расположение бракет валопровода  таким образом, чтобы их собственные  частоты были близки к частоте  винта 

• Оценка зазора между  валом и подшипником, а также  динамических нагрузок при анализе  вынужденных колебаний

Пример анализа, где  применяется первый и последний  из этих критериев , изображен на Рис. 15. Она включает балочную модель системы  валопровода интегрированную в  простую трехмерную модель кормовой части парусного судна, имеющего длину приблизительно 90 м. Расстояния между отношениями сравнительно одинаковы в диапазоне 4.5 м. Жесткость  нефтяной пленки является важным параметром для расчета. В большинстве случаев  эта величина оказывается на порядок  меньше чем жесткость смежной конструкции. Как описано в [18], жесткость нефтяной пленки помимо всего прочего зависит от скорости вращения вала и статической нагрузки на подшипники. Также необходимо принять во внимание гидродинамические массовые моменты винта, величина которых может, конечно, равняться массовым моментам "сухого" винта.

Из-за неуверенности в  оценке жесткости нефтяной пленки и  гидродинамических масс, результаты вычисления относительно изгиба вала всегда имеют определенную степень  отклонения. Поэтому, во многих случаях, желательно выполнить параметрические  исследования, различных входных  данных в пределах диапазона практической значимости. В случае, описанном  здесь, оказалось, что собственная  частота колебаний кормовой части  судна была ниже чем основная частота  собственных колебаний валопровода (6.8 против 8.6 гц). Очевидно, что форма  колебаний валопровода связана  с формами колебаний окружающих конструкций, так как их собственные  частоты близки друг к другу.

В затронутый случай вертикального  изгиба валопровода, был критической  формой вибрации, так как его частота  была близко к частоте винта (10.8 гц). Хотя мощность силовой установки  была сравнительно низкой, был поврежден  кормовой дейдвудный подшипник. Благодаря  увеличению диаметра вала винта, соответствующая  собственная частота была поднята приблизительно на 4 гц, что привело к  запасу прочности по отношению к частоте винта.

 

Местные конструкции

Из-за сравнительно высоких  собственных частот колебаний местных  конструкций судна, модели конечных элементов для их расчета должны быть детализированы. В частности, изгиб  местных жестких конструкции  должен быть рассмотрен настолько реалистично  насколько это возможно, в отличие  от их представления в общих расчетах. Целью исследований местных вибрации являеться ограничение роста  уровня вибрации по сравнению с общим  уровнем. Таким образом, например, амплитуды  вибрации в центре палубы не должны быть намного больше чем на краях. Это может быть достигнуто, только если существует свобода резонанса  для всех структурных компонентов  палубы.

В практических расчетах существует различие между колебаниями  областей пластины и панелями (ростверками) – см. также рис. 16. Количество усилии, необходимое для создания моделей  конечных элементов таких конструкций, не следует недооценивать. Несмотря на возможность ввода входных  параметров и обширную графическую  поддержку, опыт показал, что этот тип  анализа едва ли может быть выполнен в пределах данного графика. Кроме того, другие важные параметры воздействия, такие как вращение жестких пластин по краям и эффективное распределение массы, также должны быть приняты во внимание.

 

Методы  расчета 

Для практического расчета собственных частот геометрически простых структур, наиболее эффективно использовать аналитические формулы приближения описанные, например, в [19] и [20]. Пока предположения о выводе этих формул справедливы, результаты хорошо согласуются с более сложными методами. Основные предположения:

• Свободно вращающиеся, непереносные условия закрепления  по краям

• Прямоугольная форма

• Постоянное расположение ребер жесткости 

• Отсутствие пиллерсов  в расчетной области 

• Равномерное распределение  добавочной массы 

Если эти предварительные  условия не выполняются, конструкция  должна быть воспроизведена в модели конечных элементов. Для этих проблем  лучшее соотношение сил/качества является балочная модель. Однако, эффективная  ширина настила палубы, должна быть включена в момент инерции элементов  балки, зависящих от режима вибрации, который будет определен. Поэтому, модели такого качества используются только, чтобы определить основные формы вибрации конструкций палубы. Если высшие формы вибрации должны быть включены в анализ, необходимы 3D модели с большей точностью чтобы имитировать жесткость.

В частности, набор из балок и ребер жесткости должен быть представлен с помощью мембраны или оболочки элементов и фланцев с помощью фермы или балочных элементов.

Распределение эффективных масс часто невозможно указать точно. Однако, как проверено в большом количестве анализов местных вибрации, рекомендуется принять эффективные добавочные массы 40 кг/м² на палубах в жилых и рабочих помещениях. Предполагая, условия свободно вращающегося края, это приводит к нормальной конструкции местных структур с точки зрения вибрации.

Для стен, должна быть выбрана добавочная масса 20 кг/м². Гидродинамические массы цистерн для стенок резервуара должны быть рассмотрены.

Есть целый ряд других параметров, которые влияют на собственные частоты местных конструкций, такие как: 
• Искривление конструкции 
• Остаточные напряжения в сварных швах или искривления - см. [21] 
• Вибрация смежных конструкций