Литература по Механике и для Механиков / Для 3-го курса / Voznitskiy_-_Sudovye_dvigateli_vnutrennego_sgora (2)

М к р

Рис. 7.14. Одно-, двух- и трехмассовые крутильные системы

Свободные колебания. Эти колебания рассмотрим на примере простейшей крутильной системы, состоящей из вала длиной /, жестко закрепленного одним концом, и массы в виде диска 1, центр тяжести которого лежит на оси вала (рис. 7.14а/ Если к массе приложить мо­ мент Мкр, то вал окажется скрученным (в пределах упругих деформа­ ций) на угол + (р. В скрученном валу возникнет момент от сил упруго­ сти материала вала М . Допустим теперь, что действие момента М мгновенно прекратится. Под действием момента М система будет воз­ вращаться в исходное положение, однако вследствие инерции массы она не остановится в положении равновесия и вал вновь окажется скрученным, но уже в обратном направлении (на угол -<р). Упругость вала снова вызовет поворот массы, и она по инерции перейдет через положение равновесия, т.е. процесс повторится.

Таким образом, после прекращения действия внешнего момента

система будет совершать свободные колебания только за счет сил упругости материала вала и силы инерции массы. При этом вал будет скручиваться то в одном, то в другом направлениях. Принципиально ничего не изменится, если жесткое закрепление свободного конца вала заменить значительным сопротивлением колебаниям (например, наса­ дить на вал гребной винт или маховик генератора) и если во время совершения колебаний вал одновременно будет равномерно вращать­ ся. При отсутствии сопротивлений свободные колебания могли бы про­ должаться бесконечно долго с постоянными значениями амплитуды и частоты.

Амплитуда колебаний (угол скручивания вала)

где Л/ - крутящий момент; I - длина вала; G - модуль упругости мате­ риала вала; I —полярный момент инерции сечения вала; С - крутиль­ ная жесткость вала; е - податливость вала.

Частота колебаний (число циклов колебаний в секунду)

(7.24)

где 0 - момент инерции массы относительно оси вала. Рассмотренная простейшая крутильная система является одномас­

совой. Закрепив на свободном конце вала еще одну массу в виде диска (рис. 7.146), получим двухмассовую крутильную систему.

Если к массам 1 и 2 приложить моменты М и Мс противополож­ ных знаков, а затем мгновенно их снять, то при упругом колебании такой системы некоторое сечение вала (УУ) будет оставаться в покое, т.е. угловая амплитуда (угол скручивания (р) будет равна нулю. Это сечение вала называется узлом колебаний. Если отложить на диаграм­ ме (см. рис. 7.14) в соответствующем масштабе максимальные значе­ ния угловых амплитуд масс и соединить полученные точки прямой-, то получим график угловых амплитудных отклонений масс от положения равновесия, иллюстрирующий форму колебаний. У двухмассовой сис­ темы форма колебаний имеет только один узел (точка У) и называется

одноузловой.

В общем случае у многомассовой системы с i массами максималь­ но возможное число форм колебаний равно г-1. Действительная кру­ тильная схема системы валопровода является сложной многомассовой системой, но при определении частоты свободных колебаний ее обыч­ но упрощают и приводят к трехмассовой системе: двигатель-маховик- гребной винт (рис. 7.146). Такая система может иметь как одноузло­ вую, так и двухузловую формы колебаний.

Каждая форма имеет свою частоту свободных колебаний, причем чем выше форма колебаний (т. е. чем больше узлов), тем больше часто­ та колебаний.

Вынуж денные колебания. Эти колебания в системе валопровода

возникают под действием периодически изменяющихся крутящих мо­ ментов от сил давления газов в цилиндрах и сил инерции поступатель­

но движущихся масс. Указанные моменты называются возмущающи­ ми и, как известно, для одного цилиндра определяются выражениями:

Моменты Мг и М. являются сложными периодическими функция­ ми и в целях упрощения анализа могут быть разложены на элементар­ ные составляющие - гармоники, изменяющиеся по закону синуса с различными амплитудами и частотами. Например, крутящий момент от сил давления газов можно представить в виде ряда:

Мг = Мср + Mt + М2 + м з + ... + Мк+ ..., (7.25)

где Мср - средний крутящий момент одного цилиндра за цикл; М 1М2, М3 ..., Мк - текущие значения гармонических составляющих.

Подобным образом можно разложить в ряд крутящий момент от сил инерции поступательно движущихся масс. Такое разложение на­ зывается гармоническим анализом крутящего момента двигателя.

Каждая гармоника имеет свой порядок, который показывает чис­ ло полных изменений гармоники за один оборот вала. Так как в четы­ рехтактном двигателе рабочий цикл осуществляется за два оборота вала, а в двухтактном - за один, то 1, 2, 3 ...к и члены выражения (7.25) будут являться гармониками в двигателях: двухтактных - 1, 2, 3, .... £-го порядка; четырехтактных - 1/ 2, 1, кИ -т о порядка.

Каждая гармоника возбуждает в вале вынужденные колебания определенной частоты, пропорциональной порядку гармоники к и ча­ стоте вращения вала п, т.е. Vg = к п кол./мин.

Наибольшие амплитуды колебаний вызывают гармоники, поря­ док которых равен или кратен числу вспышек в цилиндрах за один оборот вала двигателя (главные гармоники). Наименьший порядок глав­ ной гармоники k = i/m, где i - число цилиндров; m - коэффициент тактности двигателя. Остальные порядки главных гармоник будут крат­ ны ему. Например, для шестицилиндрового четырехтактного двигате­ ля к = 6/2 = 3 (кратные порядки: 6, 9, 12 и т.д.), для двухтактного двигателя £ = 6 / 1 = 6 (кратные порядки: 12, 18, 24 и т.д.).

Таким образом, вынужденные крутильные колебания под дейст­ вием крутящего момента можно рассматривать как сумму гармо­ нических колебаний под действием отдельных составляющих этого момента.

Средний крутящий момент Мср (постоянная составляющая пол­ ного момента) не вызывает крутильных колебаний и приводит вало­

вую систему во вращение, создавая постоянное напряжение скручива­ ния Т на участке валопровода между двигателем и гребным винтом.

Гармонические составляющие полного момента являются воз­ мущающими моментами, вызывающими крутильные колебания, до­ полнительные знакопеременные напряжения адоп, которые наклады­ ваются на постоянное напряжение от Мср, снижая прочность колен­ чатого вала и валопровода.

Резонанс, критическая частота вращ ения и запретные зоны. Совпадение частоты какой-либо формы свободных колебаний с частотой какой-либо гармонической составляющей возмущающего момента называется резонансом, а частота вращения, при которой наступает резонанс, называется критической (или резонансной) час­

тотой.

Из равенства частот vc = vg = kn кол./с вытекает, что критическая частота вращения

При резонансе амплитуда крутильных колебаний (угол скручива­ ния вала) и пропорциональные ей дополнительные напряжения круче­ ния увеличиваются и могут оказаться опасными для прочности вала и вызвать его поломку (рис. 7.15а, б). Опасные режимы работы можно определить с помощью графика (см. рис. 7.15 б).

184 Судовые двигатели внутреннего сгорания

напряжения особой опасности не представляют и режимы пкр2 и я допустимы для длительной работы. Режим пкр] опасен для длительной работы, так как прямая допускаемого напряжения отсекает на резо­ нансной кривой участок чрезмерно больших напряжений.

Диапазон частот вращения ( п -п 2) вблизи и , называемый крити­ ческим, опасен для длительной работы. Он является запретной зоной. На циферблатах тахометров запретные зоны частот вращения отмеча­ ют красными секторами. Длительная работа в пределах этой зоны не­ допустима, и переходить ее надо быстро.

Критическую частоту вращения можно установить не только расчетным путем, но и при помощи специального прибора - торсиографа, позволяющего снимать с работающего двигателя графики кру­ тильных колебаний (торсиограммы).

Внешние признаки работы двигателя в зоне критических час­ тот вращения:

►сильная вибрация и резкие стуки в двигателе вследствие пери­ одического изменения угловой скорости отдельных кривошипов;

►нагрев отдельных участков валопровода (иногда до появления цветов побежалости) вследствие внутреннего трения частиц металла при упругих деформациях кручения.

Если запретная зона частот вращения оказывается в области рабо­ чих режимов двигателя, принимают меры для смещения п за пределы этой области. Для этого еще в процессе проектирования установки изменяют частоту свободных колебаний системы путем изменения момента инерции GIp сечения коленчатого вала или валопровода (из­ менением диаметра вала) либо моментов инерции 61 маховых масс (из­ менением массы маховика, гребного вала или установкой динамичес­ ких гасителей колебаний - антивибраторов), здесь / - расстояние меж­ ду массами, м.

Иногда прибегают к уменьшению амплитуды резонансных коле­ баний изменением порядка вспышек в цилиндрах (что не всегда воз­ можно); разделением крутильной системы путем установки между двигателем и валопроводом гидромуфты; установкой специальных га­ сителей крутильных колебаний - демпферов (см. рис. 7.16).

Общим для всех существующих типов демпферов является на­ личие между маховой массой и ступицей элемента с трением, погло­ щающего часть колебательной энергии системы. Сегодня наибольшее распространение находят силиконовые демпферы. Ступица силиконо­ вого демпфера (рис. 7.16) жестко крепится к носовому фланцу колен­ чатого вала, а маховик (свободная масса) размещается внутри корпуса,

составляющего одно целое со ступицей. Между поверхностями махо­ вика и корпуса демпфера имеются зазоры в 0,2-0,5 мм, заполняемые силиконовой жидкостью. Энергия крутильных колебаний поглощается трением, возникающим в вязкой среде при относительном движении маховика.

В качестве силиконовой жидкости обычно применяется полиметилсилоксановая жидкость (GVC). Она обладает рядом ценных свойств: химически инертна, малая зависимость вязкости от температуры (в срав­ нении с обычными моторными маслами), низкая температура застыва­ ния, хорошая смазывающая способность.

На рис. 7.17 представлен масляный демпфер продольных колеба­ ний, поршень которого жестко связан с валом двигателя, а корпус при­ соединен к остову двигателя. Полости перед поршнем и за ним запол­ няются маслом, поступающим под давлением из масляной магистра­ ли. Энергия продольных колебаний гасится за счет сопротивления, возникающего при перетекании масла из полостей через дроссели­ рующие отверстия.

§ 7* 5* Вибрация корпуса судна

При работе двигателя возникает вибрация как его самого, так и корпуса судна, особенно его кормовой оконечностй, трубопроводов, механизмов и пр. Вибрация усиливается при достижении определен­ ной частоты вращения вала двигателя, когда наступает явление резо­

нанса. Резонансные зоны меняются при изменении загрузки судна, мест и способов крепления трубопроводов, механизмов, так как это сказы­ вается на частоте их свободных колебаний. Иногда под действием виб­ рации в конструкциях образуются трещины.

Источником возмущающих сил являются:

►внешне неуравновешенные силы инерции вращающихся и по­ ступательно движущихся масс I и II порядков, под действием которых возникают колебания в горизонтальной и вертикальной плоскостях;

►моменты сил инерции центробежных, I и II порядков, стремя­ щиеся опрокинуть двигатель в вертикальной продольной, поперечной и горизонтальной плоскостях, проходящих через его центр тяжести, и вызывающие изгибные колебания корпуса судна в этих плоскостях;

►опрокидывающий момент двигателя Мопр, действующий в по­ перечной плоскости и вызывающий колебания в этой плоскости;

►силы, вызывающие продольные колебания вала двигателя и создающие в корпусе судна колебания в диаметральной плоскости;

►крутильные колебания вследствие неравномерности созда­ ваемого двигателем крутящего момента.

Если структура корпуса судна недостаточно прочная и двигатель работает на оборотах, частота которых совпадает с частотой свобод­ ных колебаний самого корпуса, то возникающий резонанс может при­ вести к весьма серьезным последствиям. Единственный способ уйти от резонанса - изменить число оборотов двигателя. В последующем следует искать источник возникающих колебаний и постараться его устранить.

Ослабить вибрацию корпуса судна можно путем локализации ко­ лебаний двигателя введением упругой связи между ним и фундамен­ том. В качестве упругой связи используют резино-металлические или пружинные амортизаторы, устанавливаемые между двигателем и его фундаментом.

Для того чтобы понять сущность действия амортизатора, рассмот­ рим упрощенную схему (рис. 7.18), в которой двигатель представлен в виде массивного тела массой т, закрепленного на пружине жесткос­ тью С. Свободные колебания такой системы будут происходить с час­

тотой

vc = ~ 4 с Т т Гц. (7.27)

L71

Вынужденные колебания тела вызываются возникающей в нем переменной силой Р, частота изменения которой и соответственно ча­

стота вынужденных колебаний v . Сила Р, будучи неуравновешенной, через пружину частично или полностью передается основанию, воз­ буждая в нем также колебания. Если обозначить передаваемую силу на нижнем конце пружины через Z, то отношение К = ZIP, называемое

коэффициентом передачи, может быть представлено

К =

(7.28)

Из выражения видно, что коэффициент передачи К зависит от со­ отношения между частотами вынужденных и свободных колебаний тела, но поскольку частота вынужденных колебаний определяется ча­ стотой изменения силы и изменить ее нельзя, то для уменьшения коэф­ фициента К остается единственный путь - увеличение отношения v jv путем уменьшения частоты свободных колебаний. Последняя, как это следует из формулы (7.28), зависит от жесткости С пружины.

Таким образом, чтобы уменьшить силы, передаваемые двигате­ лем судовому фундаменту, нужно добиться уменьшения коэффициен­ та передачи К путем снижения частоты колебаний vc и соответ­ ствующего уменьшения жесткости С амортизатора.

На амортизаторы можно устанавливать лишь двигатели с жест­ ким остовом, в противном случае не исключена деформация фунда­ ментной рамы, являющейся постелью рамовых подшипников. Уста-

K = Z/P

т

Рис. 7.20. Резино-металлические амортизаторы

новка на амортизаторы требует разобщения вала двигателя с валопроводом с помощью гибкой муфты и наличия гибких соединений подхо­ дящих к нему трубопроводов, в том числе и выпускного.

Из рисунка видно, что если жесткость пружины принять беско­ нечно большой и тем самым практически исключить гибкую связь между массой и основанием, то коэффициент передачи будет близок к единице и сила Р будет полностью передаваться основанию. С умень­ шением жесткости С коэффициент передачи должен уменьшаться. Однако в связи с тем, что v jv cприближается к единице, когда колеба­ ния входят в резонанс, амплитуда колебаний резко возрастает, и это влечет за собой увеличение коэффициента передачи практически до бесконечности.

Обычно эластичные амортизаторы применяются при установке дизель-генераторов, имеющих общую раму и не требующих разъеди­ нения двигателя и генератора с помощью эластичных муфт.

' Р а з д е л ж,

ОСНОВЫ ТЕХНИЧЕСКОЙ ЭКСПЛУАТАЦИИ

Глава 8

ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ

§ 8.1. Показатели работы двигателей

Общие сведения. Одна из задач технической эксплуатации со­ стоит в умении технически обоснованно выбрать режим работы двига­ теля применительно к конкретным условиям плавания и технического состояния судна и двигателя. Решение этой задачи требует знания как характеристик двигателя, так и показателей, на основе которых оцени­ вается его работа на том или ином режиме. Показатели работы двига­ телей условно могут быть подразделены на показатели энергетичес­ кие, экономические и эксплуатационные.

К энергетическим и экономическим показателям (см. главу 2) от­ носят:

►эффективную и индикаторную мощности Ne и N; ►крутящий момент М ; ►средние давления р е и р ; ►частоту вращения п;

►удельные расходы топлива ge и g

К основным эксплуатационным показателям относят давления и температуры, фиксируемые штатными приборами и характеризующие работу двигателя и обслуживающих его систем, а также дополнитель­ ные параметры, дающие возможность судить об уровнях тепловой и механической напряженности двигателя и о том, как обеспечиваются на данном режиме его надежность и экономичность. Напряжения в элементах конструкции двигателя возникают под воздействием тепло­ вых потоков со стороны газов и механических нагрузок, вызываемых силами действия газов и инерции движущихся масс. Непосредствен­ ное определение тепловых и механических напряжений при работе