EXPERIMENTAL STUDY OF THE PARAMETRIC OSCILLATIONS OF SHIP SHAFTING
Authors:
1.
Astrakhan State Technical University
(Candidate of Technical Sciences, Assistant Professor; Head of the Department of Electrical Equipment and Automation of Ships)
Russian Federation
Russian Federation
2.
Astrakhan State Technical University
(Doctor of Technical Sciences, Professor; Professor of the Department of Shipbuilding and Energy Complexes of Marine Engineering)
3.
Caspian Institute of Sea and River Transport after General-Admiral F. M. Apraksin, branch of Volga State University of Water Transport
(Candidate of Technical Sciences, Assistant Professor of the Department of Ship Mechanical Disciplines)
Type:
Article
Pages:
from 21
to 26
Status:
Published
Received:
20.02.2015
Accepted:
25.02.2015
Published:
25.02.2015
Subject area:
UDK 629.5.035-233.1-233.2:534
GRNTI 45.01 Общие вопросы электротехники
GRNTI 55.42 Двигателестроение
GRNTI 55.45 Судостроение
GRNTI 73.34 Водный транспорт
GRNTI 44.31 Теплоэнергетика. Теплотехника
GRNTI 45.01 Общие вопросы электротехники
GRNTI 55.42 Двигателестроение
GRNTI 55.45 Судостроение
GRNTI 73.34 Водный транспорт
GRNTI 44.31 Теплоэнергетика. Теплотехника
Language:
Russian
Keywords:
ship shafting, stern bearing, parametric oscillations, shaft breaking away
Abstract (English):
The paper considers the issue of parametric oscillations of ship shafting. It is noted that the result of wear of the stern tube bearing is the loss of the working capacity of the whole ship. The lower values of the natural frequency in the transverse oscillations with increasing gap in the stern device are shown. The possibility of the shaft breaking away if the bearing wear is high is stated. The conclusion is that the range of the breaking away depends on the rate of wear. As a specified example, the case of breaking away of the propeller shaft from the aft stern tube bearing in the transverse oscillations is considered. The designed experimental installation and the measuring system for the study of the mechanical displacements of the beam are described. It is stated that if the frequencies of the forced and natural oscillations coincide the amplitude of the system oscillations is maximum, therefore, the maximum range of the amplitude corresponds to the resonant frequency. During the tests, while using the experimental installation of the transverse oscillations of the beam in subresonance and resonance zones the breaking away of the beam from the sleeve was observed. The indication of the oscilloscope and the waveform of the voltage over time for the oscillations of the beam on point and extended supports are shown. The increase in the intensity of isolation while increasing the clearance between the sleeve and the beam, and the difference of the values of the natural frequencies of the beam on the long leg from the values of the frequency on the point support are demonstrated.
The paper considers the issue of parametric oscillations of ship shafting. It is noted that the result of wear of the stern tube bearing is the loss of the working capacity of the whole ship. The lower values of the natural frequency in the transverse oscillations with increasing gap in the stern device are shown. The possibility of the shaft breaking away if the bearing wear is high is stated. The conclusion is that the range of the breaking away depends on the rate of wear. As a specified example, the case of breaking away of the propeller shaft from the aft stern tube bearing in the transverse oscillations is considered. The designed experimental installation and the measuring system for the study of the mechanical displacements of the beam are described. It is stated that if the frequencies of the forced and natural oscillations coincide the amplitude of the system oscillations is maximum, therefore, the maximum range of the amplitude corresponds to the resonant frequency. During the tests, while using the experimental installation of the transverse oscillations of the beam in subresonance and resonance zones the breaking away of the beam from the sleeve was observed. The indication of the oscilloscope and the waveform of the voltage over time for the oscillations of the beam on point and extended supports are shown. The increase in the intensity of isolation while increasing the clearance between the sleeve and the beam, and the difference of the values of the natural frequencies of the beam on the long leg from the values of the frequency on the point support are demonstrated.
Keywords:
ship shafting, stern bearing, parametric oscillations, shaft breaking away
ship shafting, stern bearing, parametric oscillations, shaft breaking away
Введение В процессе эксплуатации судового валопровода происходит износ дейдвудных подшипников. Самым нагружаемым дейдвудным подшипником является кормовой. Периодичность выполнения ремонта дейдвудного устройства зависит от величины зазора между гребным валом и его кормовым дейдвудным подшипником, который в процессе эксплуатации увеличивается. В процессе износа подшипника и действия знакопеременных нагрузок, как отмечается в [1-3], возникают поперечные, крутильные и продольные колебания. Явление резонанса колебаний может возникнуть даже при рабочих частотах самого валопровода, поэтому при увеличении износа значение собственной частоты при поперечных колебаний понижается. При поперечных колебаниях валопровода возможен отрыв вала от изношенных дейдвудных подшипников (рис. 1), что является причиной возникновения параметрических колебаний. Рис. 1. Общий вид отрыва гребного вала от кормового дейдвудного подшипника при поперечных колебаниях Величина отрыва вала зависит от величины износа дейдвудных подшипников. Экспериментальное исследование Для оценки влияния отрыва валопровода от дейдвудных подшипников при поперечных колебаниях была спроектирована экспериментальная установка (рис. 2) [4]. Рис. 2. Общий вид экспериментальной установки: 1 - асинхронный двигатель; 2 - диск; 3 - протяженная опора; 4 - точечные опоры; 5 - балка круглого сечения; 6 - рама; 7 - преобразователь частот; 8 - коромысло; 9 - пружина; 10 - нажимное устройство; 11 - опора; 12 - направляющие: 13 - кулачок Принцип работы экспериментальной установки состоит в следующем. При вращении асинхронного двигателя 1 кулачок 13, через коромысло 8 сжимает пружину 9, которая служит для создания возвратно-поступательного движения и переменной силы F через нажимное устройство 10 на диск 2, который устанавливается на конце круглой балки, имитирующей валопровод судна. Протяженная опора 3, моделирующая кормовой дейдвудный подшипник, состоит из корпуса и вкладыша. Материал опоры - капролон. Величины F устанавливаются в зависимости от режима испытания. Частоту возбуждающей нагрузки регулируют изменением скорости вращения вала асинхронного двигателя 1 через преобразователь частоты переменного тока 7. Нагрузку на диск 2 изменяют и регулируют положением опоры 11 коромысла 8, для чего ее перемещают по направляющим 12. Так как точка приложения силы F смещена относительно оси балки 5 на величину h (эксцентриситет), то на балку, протяженный подшипник 3 и точечные опоры 4, имитирующие систему валопровода судна, помимо продольной силы F, действует переменный изгибающий момент. Измерительная система для исследования механических перемещений балки экспериментальной установки представляет собой устройство, которое состоит из потенциометра, последовательно соединённого с балластным резистором, работающим по потенциометрической схеме. Потенциометр представляет собой резистор с подвижным отводным контактом и является регулятором напряжения. Подвижный отводной контакт механически соединён с колеблющейся балкой экспериментальной установки. При колебании балки происходит вращение потенциометра, при этом изменяется его сопротивление. Для регистрации изменений нагрузки используется осциллограф марки С1-83. На вход осциллографа подаётся напряжение, пропорциональное омическому сопротивлению резистора, тем самым фиксируется амплитуда колебаний балки экспериментальной установки. При каждой частоте ν осциллографом измеряется прогиб колебаний на конце балки. Из теории колебаний известно, что при совпадении частот вынужденных и собственных колебаний амплитуда колебаний системы максимальна, поэтому наибольший размах амплитуды будет соответствовать собственной частоте (резонансная частота). Для определения влияния величины отрыва вала от дейдвудного подшипника на значение собственной частоты рассмотрим результаты колебания балки диаметром d = 14 мм и длиной L = 1 600 мм на точечной и протяженной (рис. 3) опорах с массой диска равной 2 кг и длиной протяженной опоры 25 мм. а б Рис. 3. Расчетная схема балки экспериментальной установки: а - точечная опора; б - протяженная опора На диск массой 2 кг действует усилие F = 20 Н. Частота действия силы регулируется преобразователем частоты 7 (см. рис. 2). Величина зазора у между балкой и капролоновой втулкой изменялась от 0 до 5 мм (рис. 4). Рис. 4. Общий вид исследуемого узла В ходе испытаний на экспериментальной установке поперечных колебаний балки в дорезонансной и резонансной зонах замечен отрыв балки от втулки. При увеличении зазора отрыв становится интенсивнее (рис. 5). а б Рис. 5. Колебания балки на точечной опоре: а - показания осциллографа; б - форма сигнала напряжения по времени Значение собственной частоты балки при поперечных колебаниях на протяженной опоре, по сравнению с частотой колебаний на точечной опоре изменялось и имело уже не конкретное значение собственной частоты, а целый диапазон частот (рис. 6). а б Рис. 6. Колебания балки на протяженной опоре с зазором: а - показания осциллографа; б - форма сигнала напряжения по времени Основной характеристикой для сравнения служит размах колебаний R, полученный в результате эксперимента. Данный показатель характеризует разброс выборки N и является разностью между максимальной и минимальной величинами данного конкретного вариационного ряда колебаний, т. е. R = νmax - νmin. Значения R при колебаниях балки на точечных опорах не превышают 0,2 с-1 (табл. 1). Однако при колебаниях балки на протяженной опоре длиной 25 мм с увеличением зазора между валом и капролоновой втулкой значение R увеличивалось на 0,3 с-1 (табл. 2). Таблица 1 Значение собственной частоты балки диаметром 14 мм на точечных опорах l4, м N = 20 νср, c-1 νmax, c-1 νmin, c-1 R, c-1 ν, c-1 n ν, c-1 n ν, c-1 n 0,2 11,9 7 12 6 12,1 7 12 12,1 11,9 0,2 0,3 9,3 9 9,4 4 9,5 7 9,39 9,5 9,3 0,2 0,4 7,5 8 7,6 6 7,7 6 7,59 7,7 7,5 0,2 Таблица 2 Значение собственной частоты балки диаметром 14 мм на протяженной опоре длиной 25 мм y, мм Параметр N = 20 νср, c-1 νmax, c-1 νmin, c-1 R, c-1 0 ν, c-1 12,3 12,4 12,5 12,6 12,7 - 12,48 12,7 12,3 0,4 n 5 5 2 5 3 - - - - - 1 ν, c-1 11,9 12,0 12,1 12,2 12,3 - 12,15 12,3 11,9 0,4 n 4 2 2 4 8 - - - - - 2 ν, c-1 11 11,1 11,2 11,3 11,4 11,5 11,29 11,5 11 0,5 n 3 2 4 2 3 6 - - - - 3 ν, c-1 10,3 10,4 10,5 10,6 10,7 - 10,5 10,7 10,3 0,4 n 4 4 3 6 3 - - - - - 4 ν, c-1 9,3 9,4 9,5 9,6 9,7 9,8 9,62 9,8 9,3 0,5 n 4 3 2 2 4 5 - - - - 5 ν, c-1 8,4 8,5 8,6 8,7 8,8 8,9 8,67 8,9 8,4 0,5 n 4 2 3 3 3 5 - - - - Проведенные экспериментальные исследования позволяют оценить влияние величины зазора на значение собственной частоты при поперечных колебаний, а также сравнить характер колебаний балки на точечной и протяженной опорах. Заключение Как показал эксперимент, с увеличением зазора и изменением формы рабочей поверхности втулки, которая моделирует износ кормового дейдвудного подшипника, разброс частот становится больше. Это означает, что в двигательно-движительной системе судна возможно возникновение параметрических колебаний валопровода. Изучение параметрических колебаний позволит глубже понять процессы, происходящие в дейдвудном устройстве, и прогнозировать работоспособность судового валопровода с учетом износа дейдвудных подшипников.
1. Vinogradov S. S. Iznos i nadezhnost' vintorulevogo kompleksa sudov / S. S. Vinogradov, P. I. Gavrish. M.: Transport, 1970. 232 s.
2. Balackiy L. T. Ekspluataciya i remont deydvudnyh ustroystv morskih sudov / L. T. Balackiy, T. N. Begagoen. M.: Transport, 1975. 160 s.
3. Balackiy L. T. Povrezhdenie grebnyh valov / L. T. Balackiy, G. N. Filimonov. M.: Transport, 1970. 140 s.
4. Halyavkin A. A. Eksperimental'naya ustanovka dlya issledovaniya poperechnyh i prodol'nyh kolebaniy valoprovodov sudov / A. A. Halyavkin, M. P. Komarov, V. A. Mamontov, A. H. Salameh // Vestn. Astrahan. gos. tehn. un-ta. Ser.: Morskaya tehnika i tehnologiya. 2012. № 2. S. 41-44.
