РАЗДЕЛ 1. Силы, вызывающие вибрацию корпуса судна

Все нагрузки, вызывающие вибрацию корпуса судна и его отдельных конструкций, целесообразно разделить на четыре вида.

К первому виду отнесем меняющиеся во времени силы, которые появляются вследствие неточностей, допущенных при изготовлении и монтаже судовых механизмов, валопроводов, гребных винтов. К этому же виду отнесем также нагрузки, имеющие своим источником такие органически присущие некоторым механизмам особенности, как наличие движущихся возвратно-поступательно масс, неравномерность действия активных сил, обеспечивающих движение и т. п.

Ко второму виду принадлежат нагрузки, связанные с тем, что гребные винты судна работают за корпусом и в непосредственной близости от него. При этом даже идеально изготовленный и равномерно вращающийся винт будет возбуждать изменяющиеся во времени силы вследствие взаимодействия с корпусом судна и попутным потоком, существующим за судном.

Третий вид нагрузок составляют силы, вызванные воздействием на судно морского волнения. Ветровое нерегулярное волнение является источником как низкочастотных (квазистатических) нагрузок, изучаемых в курсе прочности судов, так и нагрузок, время изменения которых соизмеримо с периодами свободных колебаний корпуса судна и его отдельных конструкций. Последние при определенных условиях могут стать причиной интенсивной вибрации корпуса судна.

Наконец, к четвертому виду будем относить различные динамические нагрузки, появляющиеся в специфических условиях эксплуатации судна: при взрывах, ударах о лед, ударах при швартовке и столкновениях и т. п.

Одним из основных дефектов, приводящих к появлению вибрационной нагрузки, следует считать неполную сбалансированность вращающихся или движущихся поступательно масс, которая может наблюдаться у главных и вспомогательных двигателей, редукторов, гребных валов и винтов.

У вращающихся частей механизмов (роторы турбин и электромоторов, валопроводы, гребные винты) различают статическую и динамическую неуравновешенность (несбалансированность).

При статической неуравновешенности центр тяжести вращающейся части не лежит на оси вращения. Пусть а — отстояние центра тяжести от оси вращения, т — масса, Ω — угловая скорость.

Тогда на ротор действует радиальная (вращающаяся) сила

F = таΩ², (6.1)

которая передается на подшипники и фундамент механизма в виде периодической нагрузки.

Если ротор в целом статически уравновешен, но центры тяжести отдельных дисков, на которые он может быть мысленно разделен плоскостями, перпендикулярными к оси, не лежат на ней, при вращении возникнут пары сил, векторы которых перпендикулярны к оси вращения. Эти пары сил могут давать отличный от нуля результирующий момент, определяющий динамическую неуравновешенность ротора и создающий периодически меняющуюся нагрузку на подшипники. На рис. 6.1 показан вал с двумя дисками, центры тяжести которых сдвинуты в противоположные стороны от оси вращения на одинаковые расстояния а. Такой ротор статически уравновешен, поскольку общий центр тяжести дисков лежит на оси вращения, однако, имеется динамическая неуравновешенность, обнаружить которую можно лишь при вращении ротора.

Рис. 6.2. Стыкуемые на фланцах участки гребного вала, изготовленные с дефектами

Частота изменения нагрузки, появляющейся вследствие статической и динамической неуравновешенности вращающихся частей механизмов, совпадает с частотой вращения ротора.

К вибрационной нагрузке той же частоты приводят неточности, допускаемые при изготовлении стыкуемых на фланцах участков гребного вала.

Если части вала имеют искривления, либо плоскости их фланцев не перпендикулярны к оси (рис. 6.2), после соединения фланцев и затяжки болтов на опорах вала возникают реакции, изменяющие направления действия по мере поворота вала. Подчеркнем, что, если части гребного вала выполнены идеально точно, последующий его монтаж не приведет к появлению изменяющих свое направление (вращающихся) реакций на подшипники. Действительно, если подшипники вала выставлены с отклонением от прямой линии, либо сместились вследствие изгиба корпуса, идеальный гребной вал при монтаже приобретает упругий изгиб, но ориентация упругой линии в пространстве, а следовательно, и ориентация реакций, будут оставаться неизменными при вращении вала.

При- существующих жестких допусках' на изготовление гребных валов величины изменяющихся реакций на подшипники и вызываемая ими вибрация оказываются незначительными.

Существование упругого прогиба, меняющего ориентацию в процессе вращения вала, а также остаточная механическая несбалансированность вала и гребного винта могут привести к резонансным колебаниям системы винт — валопровод и к резкому возрастанию вибрационной нагрузки на корпус, если частота вращения гребного вала приближается к критическому значению, равному низшей частоте упругих поперечных колебаний валопровода.

Поэтому валопроводы всегда проектируются так, чтобы критическая частота была существенно выше любой эксплуатационной частоты вращения вала.

Гребные винты наряду со статической и динамической Неуравновешенностью могут быть несбалансированы гидродинамически. Гидродинамическая несбалансированность гребного винта вызывается различиями в форме и размерах его лопастей и, следовательно, в величине профильного сопротивления лопастей и развиваемого ими упора. Вследствие этих различий линия действия упора винта не совпадает с осью вала, а векторная сумма всех сил профильного сопротивления лопастей не равна нулю. Иначе говоря, на гребной винт действуют гидродинамическая сила и момент, векторы которых перпендикулярны к оси гребного вала. Вращаясь вместе с винтом, эти сила и момент, передающиеся через подшипники корпусу, создают периодическую нагрузку, изменяющуюся с частотой, равной частоте вращения гребного вала.

Таким образом, статическая и динамическая неуравновешенность роторов, неточность изготовления гребного винта и валопровода приводят к появлению вибрационной нагрузки первого порядка, изменяющейся с частотой вращения вала Q. Максимальные значения такой нагрузки могут быть оценены расчетным путем по известным допускам на изготовление вала, гребного винта и неуравновешенность вращающихся частей механизмов. В целом рассмотренные нагрузки поддаются контролю, их ограничение достигается путем тщательного соблюдения технических условий на изготовление и монтаж валопроводов, редукторов, гребных винтов.

По приведенной выше классификации к первому виду вибрационной нагрузки были отнесены также силы, появление которых связано с такими органически присущими поршневым двигателям особенностями, как наличие движущихся поступательно масс и неравномерность действия активных сил при сгорании топлива в цилиндрах.

Статическая и динамическая балансировка движущихся масс у многоцилиндровых двигателей достигается уничтожением разновесности деталей шатунно-поршневой группы, балансировкой вращающихся деталей, надлежащей установкой фаз движения поршней.

Следует иметь в виду, что даже идеально сбалансированный двигатель внутреннего сгорания будет передавать на фундамент динамические нагрузки, связанные с преобразованием поступательного движения поршней во вращательное движение коленчатого вала. Основную роль при этом играют опрокидывающие моменты и горизонтальные силы, действующие в плоскости, перпендикулярной к оси вращения коленчатого вала.

Опрокидывающий момент, являясь реактивным по происхождению, равен по величине крутящему моменту на валу двигателя. В составе крутящего момента можно выделить постоянное и переменное слагаемые. Последнее определяется в основном изменениями нагрузки на гребной винт вследствие влияния неоднородности потока за корпусом, морского волнения и качки судна. Имеется также влияние неравномерности приложения активных сил к коленчатому валу.

Происхождение горизонтальных сил связано с воздействием горизонтальных составляющих сил инерции и активных сил, действующих на шатуны. Горизонтальные силы изменяются во времени по периодическому закону.

При расчете вибрации периодические возмущающие силы и моменты, передаваемые двигателем на фундамент, могут быть представлены в виде суммы гармоник

где F, M — возмущающие сила и момент; Ω₀ — круговая частота вращения вала двигателя; α_i-, β_i — начальные фазы составляющих силы и момента.

Тщательной балансировкой многоцилиндрового поршневого двигателя, устранением неравномерности рабочих циклов в цилиндрах удается свести к минимуму или полностью устранить создаваемую им вибрационную нагрузку низших порядков. Однако опрокидывающие моменты не устраняются балансировкой. Основная гармоника их регулярной составляющей имеет частоту 0,5n₀Ω₀ у четырехтактных дизелей и 2n₀Ω₀ У двухтактных (п₀ — число цилиндров).

Опрокидывающими моментами и горизонтальными силами не исчерпывается многообразие вибрационных нагрузок, источником которых служат двигатели внутреннего сгорания. Так, неполная сбалансированность движущихся масс приводит к появлению моментов, вращающих двигатель относительно осей вертикальной (рыскание) и поперечной горизонтальной (галопирование). Динамические нагрузки, имеющие случайный характер, создаются в результате неидентичности воспламенения и сгорания топлива в цилиндрах.

Жесткие ограничения неравномерности нагрузок по цилиндрам, балансировка вращающихся деталей, устранение разновесности деталей шатунно-поршневой группы, применение амортизаторов и виброгасителей позволяет снизить до допустимых пределов вибрацию, вызываемую работой двигателей.