автореферат диссертации по кораблестроению, 05.08.05, диссертация на тему:Вибростойкость и конструирование упругих систем судовых энергетических установок

На правах рукописи

Худяков Сергей Алексеевич

ВИБРОСТОЙКОСТЬ И КОНСТРУИРОВАНИЕ УПРУГИХ СИСТЕМ СУДОВЫХ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК

05.08.05 - Судовые энергетические установки и их элементы (главные и вспомогательные)

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доетора технических наук

005568825 1 3 МАЙ 2015

Владивосток - 2015

005568825

Работа выполнена в Федеральном государственном бюджетном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Комсомольский-на-Амуре государственный технический университет» (ФГБОУ ВПО «КнАГТУ»)

Научный консультант: д.т.н., профессор Тарануха Николай Алексеевич Официальные оппоненты:

Барановский Александр Михайлович, д.т.н, профессор, Сибирский государственный университет водного транспорта, заведующий кафедрой «Прикладная механика» (г. Новосибирск);

Медведев Вадим Владимирович, д.т.н, профессор, Военно-морской политехнический институт Военного учебно-научного центра Военно-морского флота «Военно-морская академия им. Н.Г. Кузнецова», старший научный сотрудник ПНИЛ, (г. Санкт-Петербург);

Соболенко Анатолий Николаевич, д.т.н, профессор, Дальневосточный государственный технический рыбохозяйственный университет, профессор кафедры Судовых энергетических установок, (г. Владивосток).

Ведущая организация - Санкт-Петербургский государственный морской технический университет.

Защита состоится 24 июня 2015 года в 14.00 часов на заседании диссертационного совета Д 223.005.01 при ФБОУ ВПО Морском государственном университете им. адм. Г.И. Невельского по адресу: 690003, г. Владивосток, ул. Верхнепортовая 50а, факс (423) 241-49-68, ауд. 241, e-mail: offIce@msun.ru.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке и на официальном сайте http://msun.ru/ru/csi_dissovet_ref/khudyakov Морского государственного университета им. адм. Г. И. Невельского. Худяков С.А.

Автореферат разослан «_»_2015 г.

Отзывы на автореферат присылать в 2-х экземплярах, заверенных печатью организации. Просьба в отзыве указывать фамилию, имя, отчество лица, представившего отзыв, почтовый адрес, телефон, адрес электронной почта, наименование организации и должность.

Ученый секретарь А

диссертационного совета

Резник А. Г.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Необходимость снижения уровня вибрации упругих систем в судовых энергетических установках (СЭУ) судов с главными малооборотными дизелями (МОД) подтверждается наличием многочисленных повреждений и отказов механизмов, устройств и корпусных конструкций на обследованных судах. Большинство из них вызваны циклическими напряжениями, возникающими при чрезмерной вибрации, превышающей технические нормы вибрации по Правилам Морского регистра судоходства (MPC), возбуждаемой главными дизелями. При этом повышенный уровень вибрации проявляется в надстройках, особенно при резонансах основной упругой системы «дизель-днище» (ДД), и в кормовой оконечности судов, где упругие системы подвержены воздействию двух источников: главных МОД и гребных винтов.

Диссертация посвящена исследованиям вибрации упругих систем (УС) в машинных отделениях транспортных судов с главными МОД и основной УС, образуемой главным «дизелем и днищем» (ДД), ее формам и частотам свободных колебаний (ЧСК).

Объектом исследований является основная упругая система ДЦ с точки зрения ее виброактивности (возмущающие вибрацию неуравновешенные моменты), ее частоты свободных колебаний (ЧСК), диссипации системы при резонансах колебаний и влияния присоединенных масс воды на ее ЧСК.

Предмет исследований - предотвращение повышенного уровня вибрации основной УС и подсистем в МО судов с главными МОД и прогнозирование его на стадии проектирования судна.

Цель исследований заключается в решении комплексной проблемы, включающей оценку виброактивности МОД, ЧСК и основных форм колебаний УС ДД на основе численного моделирования, экспериментальных и расчетных исследований и разработки мероприятий по предотвращению резонансных колебаний УС от неуравновешенных моментов главных МОД, а также повышению эффективности гашения вибрации самих дизелей. Достижение поставленных целей исследований было реализовано решением следующих задач:

- анализ причин повреждений и отказов в элементах УС в МО транспортных судов с главными МОД;

- разработка методики оценки виброактивности МОД по значениям каждой гармонической составляющей полного спектра неуравновешенных моментов с использованием критерия неуравновешенности, предлагаемого в работе;

- создание методики расчета ЧСК основной упругой системы ДД по МКЭ с использованием фиктивных конечных элементов;

- оценка изменения ЧСК основной УС в зависимости от присоединенных масс воды при изменении осадки судна, а также изменение диссипации системы при тех же условиях на основе результатов натурных экспериментов;

- разработка мер по предотвращению резонансных колебаний УС в МО;

- разработка конструктивных мер по снижению уровней вибрации УС на судах, где вибрация вызывала проблемы (внедрение результатов исследования вибрации УС на судах - модернизация); ,

- разработка рекомендаций по обеспечению норм вибрации УС в МО судов с главными МОД на стадии проектирования судов.

Методы исследований базировались на основных положениях теории колебаний, спектрального и гармонического анализа вибрационных процессов, строительной механики корабля и метода конечных элементов (МКЭ) при анализе собственных значений сложных упругих систем типа ДД, а также экспериментальные методы исследований вибрации в натурных условиях (вибромет-рия и тензометрия).

Достоверность исследований. Выполненные исследования основываются на результатах многочисленных натурных экспериментах и на строго доказанных и корректно используемых методиках и выводах фундаментальных и прикладных наук. Результаты исследований и предложенные на их основе рекомендации проверены положительной реальной практикой после их внедрения на многочисленных судах Дальневосточного и Приморского морских пароход ств.

Научная новизна результатов исследований заключается в комплексном подходе к решению проблем вибрации УС в МО судов с главными МОД, основанном на:

- обосновании основных причин появления вибрационных повреждений и отказов механического оборудования, устройств и корпусных конструкций, входящих в состав СЭУ транспортных судов с главными МОД;

- создании методики оценки виброактивности судовых МОД с использованием предложенных соискателем критериев неуравновешенности;

- введении в МКЭ фиктивных конечных элементов, аппроксимирующих фланцевые соединения, что дает возможность учитывать действительную их податливость;

- создании методик расчета диссипации в основной УС ДД и влияния присоединенных масс на ЧСК этой системы на основе результатов натурных исследований вибрации на судах;

- обосновании предложения по нормированию низших ЧСК упругих подсистем в МО, исходя из частоты главного порядка равного числу цилиндров устанавливаемого МОД.

Практическая значимость результатов работы и внедрение заключается в следующем:

- применение разработанных математических моделей обеспечивает решение задач синтеза расчетных и экспериментальных исследований вибрации УС в МО, анализа виброактивности МОД, которая является основой для нормирования ЧСК упругих подсистем и обеспечивает нормы вибрации судового оборудования на стадии проектирования судов;

- разработанные методы расчета диссипации УС ДД и изменения ЧСК в зависимости от присоединенных масс воды обеспечивает возможность прогнозирования изменения этих частот при эксплуатации судов и разработки мер по предотвращению повышенной вибрации главных МОД за счет конструктивных мер (установки связей верхнего крепления остова МОД, конструкция которых запатентована соискателем);

- применение предлагаемого нормирования ЧСК упругих подсистем подтверждено практикой внедрения конструктивных мер по снижению уровней вибрации на проблемных судах и предложено для проектировщиков.

Результаты натурных экспериментальных исследований и расчетов вибрации УС в МО судов явились основанием для обоснования мер по снижению уровней вибрации на проблемных судах и разработки конструктивных решений (чертежей модернизации), которые после одобрения инспекций MPC, принимались для внедрения на судах.

Результаты выполненных исследований внедрены в судоходных компаниях ОАО «Дальневосточное морское пароходство» и ОАО «Приморское морское пароходство» и учебный процесс МГУ имени адмирала Г.И. Невельского и ГМУ имени адмирала Ф.Ф. Ушакова, а также в Институтах повышения квалификации указанных университетов.

Результаты исследований вибрации УС в МО судов явились основой при выполнении экспертиз аварийных случаев на 43 судах ДВ региона, выполненных соискателем, как сотрудником-корреспондентом Морской инженерной компании (г. Владивосток).

Предложения по корректировке Правил Морского регистра судоходства (относительно нормирования ЧСК упругих подсистем в МО) рассматривалось на семинаре Морской инженерной компании с участием ученых Дальневосточного федерального университета и Морского государственного университета им. адм. Г.И. Невельского и получили одобрение в «Заключении 3 отделения ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова».

Положения, выносимые на защиту:

1) результаты обследования судов с повышенным уровнем вибрации в МО;

2) методика расчета полного спектра гармонических составляющих неуравновешенных моментов МОД и оценки их амплитудных значений с использованием предлагаемых критериев неуравновешенности;

3) методика расчета ЧСК основной упругой системы ДД по методу конечных элементов (МКЭ) с использованием фиктивных элементов, аппроксимирующих фланцевые соединения в расчетных схемах;

4) методика прогнозирования вибрационного состояния основной упругой системы ДД с использованием частотных диаграмм;

5) проектные рекомендации по конструкции связи верхнего крепления остова МОД, запатентованной автором, для снижения уровня вибрации;

6) проектные рекомендации по конструкции отдельных элементов упругих систем СЭУ, а также проектирования блока МО в целом.

Апробация работы. Основные положения работы докладывались на научно-техническом семинаре кафедры СДВС МГУ им. адм. Г.И. Невельского (Владивосток, 2012); научно-техническом семинаре «Теоретические и экспериментальные аспекты динамики и прочности энергетических установок, оборудования и систем» 6 отделения ФГУП «Крыловский государственный научный центр» с участием сотрудников 3 отделения (СПб, 2012); научно-техническом семинаре кафедры кораблестроения Комсомольского-на-Амуре государственного технического университета (Комсомольск-на-Амуре, 2013), а также на ре-

гиональных, всесоюзных (российских) и международных конференциях: Все-союз. НТК «Совершенствованию методов расчета прочности судовых корпусных конструкций (Ленинград, 1976); «УП ДВ науч. техн. конф. по повреждениям и эксплуатационной надежности судовых конструкций» (Владивосток, 1978); «Проблемы прочности и надежности конструкций перспективных судов' и плавучих сооружений» (Ленинград, 1979); «Совершенствованию эксплуатации и ремонта корпусов судов» (Калининград,1979); «Эксплуатация и конструктивная прочность судовых конструкций» (Горький, 1980); «Повреждения и эксплуатационная надежность судовых конструкций» (Владивосток,1981); «Совершенствование эксплуатации и ремонта корпусов судов» (Калининград, 1981); Всесоюз. конф. «Корпус-83» (Николаев, 1983); «Повреждения и эксплуатационная надежность судовых конструкций» (Владивосток, 1984); Всесоюз. науч. конф. по судоремонту (Ленинград, 1985); «Повышение эффективности и надежности СЭУ» (Владивосток, 1986); Всесозн. науч. техн. конф. памяти ак. Ю.А. Шиманского (Ленинград, 1990); «Прочность и эксплуатационная надежность судов» (Владивосток, 1996); 2-й Междун. конф. «Проблемы транспорта Дальнего Востока» (Владивосток, 1987); Междун. конф. «Кораблестроение и океанотехника. Проблемы и перспективы, SOPP-98», (Владивосток, 1998, 2001); Междун. конф. «Проблемы прочности и эксплуатационной надежности судов. ПЭНС-99» (Владивосток, 1999); Междун. конф. «ТЕАМ'2000» (Vladivostok, 2000); Научнотех. конф. «Наука морскому образованию на рубеже веков» (Владивосток, 2000); Междун. конф. «ISC'2002» (St.Petersburg, 2002); 5-й междунар. научнотех. конф. «Проблемы транспорта Дальнего Востока» (Владивосток, 2003); Междун. конф. «ТЕАМ'04» (Vladivostok, 2004); 6-й научно-практической конференции «FEBRAT-05» (Владивосток, 2005, 2011); «Конференции по строительной механике корабля памяти академика Ю.А. Шиманского» (СПб, 2011); «Конференции по строительной механике корабля, посвященная памяти профессора П.Ф. Папковича» (СПб, 2012); XXVII сессия Российского общества акустиков, посвященная памяти ученых-акустиков ФГУП КГНЦ A.B. Смольякова и В.И. Попкова (СПб, 2014); 4-й Всероссийской межотраслевой научно-технической конференции «Актуальные проблемы морской энергетики», посвященная памяти профессора В.А. Ваншейдта» (СПб, 2015).

Публикации. Основные теоретические и практические результаты диссертации опубликованы в 124 научных работах, все по теме диссертации. Из них 84 статьи, 2 монографии, 14 тезисов докладов, 15 отчетов по НИР, 3 патента на изобретения, 6 программ для ЭВМ, 66 работ выполнены без соавторов, авторская доля в остальных от 60 % до 80 %. В рецензируемых научных журналах и изданиях опубликовано 19 работ. Из них 10 работа без соавторов, авторская доля в остальных от 60 % до 70 %. Результаты исследований отражены также в 4 учебных пособиях, предназначенных для обучения курсантов морских университетов по-специальности «Эксплуатация судовых энергетических установок».

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, шести глав, заключения, библиографический список литературы и приложений. Основная часть работы изложена на 298 с. машинописного текста, включая 62 рисунка, 32 таблиц и библиографию из 155 наименований.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы диссертации, дается краткое описание наиболее важных результатов выполненных исследований.

В первой главе проведен обзор исследований вибрации упругих систем в МО судов с главными МОД и сделан анализ состояния проблемы. Эти вопросы нашли свое отражение в работах ЦНИИ им. ак. А.Н. Крылова, ЦНИИМФ ДВФУ, МГУ им.адм. Г.И. Невельского. В них принимали участие отечественные ученые: И.М. Белов, J1.B. Ефремов, Э.И. Иванюта, О.М. Палий, В.А. Пост-нов, Д.М. Ростовцев, C.B. Сочинский, H.A. Тарануха, B.C. Чувиковский, Ю.А. Шиманский, (общая вибрация судов); Ю.А. Никольский, E.H. Щукина, (местная вибрация); А.Ф. Галь, В.И. Зинченко, В.И. Лошаков, JI.B. Тузов (вибрация дизелей); В.И. Попков, C.B. Попков (вибрация и виброаккустические методы при диагностировании судового оборудования); П.А. Истомин, В.П. Терских (динамика дизелей и крутильные колебания судовых валопроводов); С.П. Барановский A.M., Глушков, А.К. Зуев, A.B. Ионов, И.И. Клюкин^ Ю.С. Крючков, Э.Л. Мышинский, Г.П. Нерубенко (борьбой с шумом и вибрацией на судах); а также ряд иностранных исследователей вибрации от главных дизелей и гребных винтов: I. Asmussen, G. Bourceau, L. Bryndum, J. Choi, J. Chang , H. Gamier, К. Fuji, R. Fujino, S. Jacobsen, M. Kim, S. Kim, P. Laheld, O. Larsen, M. Mano, J. Masson, M. Mizuuchi, H. Munn, M. Nagai, Y. Ochi, K. Ohtaka, Y. Okada, K. Shiraki, T. Sontvedt, J. Stefenson, R. Shyu, K. Tañida, G. Volcy, W. Wang, T. Yamaguchi.

Однако, как будет показано в данной работе, во всех случаях, где вибрация вызывала проблемы, это было связано с резонансными явлениями в колебаниях упругих систем СЭУ, образуемых корпусными конструкциями, механизмами, оборудованием, валопроводами и их опорами в МО. При этом отмечалось следующее:

1) форсирование МОД большой мощности и создание компактных моделей дизелей привело к значительному росту их неуравновешенных моментов;

2) расширились спектры гармонических составляющих неуравновешенных моментов современных МОД, особенно супер- и ультра-длинноходовых;

3) снизились ЧСК корпусных конструкций и механизмов с их опорами на крупнотоннажных судах;

4) оказываются несовершенными методики расчетов ЧСК упругих систем, образуемых механизмами и их опорами, из-за сложности конструкций этих упругих систем и наличия фланцевых соединений в них;

5) отсутствуют сведения о резонансных колебаниях упругих систем в МО судов и значениях коэффициентов динамического усиления при этом.

В ряде случаев это было связано с ошибками при проектировании и строительстве судов из-за несовершенства методик расчетов или отсутствия в Правилах классификационных обществ следующих требований:

1) ограничивающих значения возмущающих вибрацию неуравновешенных моментов МОД или критериев их оценки;

2) определяющих низшие ЧСК упругих систем СЭУ теплоходов, исходя из спектров возмущающих неуравновешенных моментов МОД.

Для судов, находящихся в эксплуатации, устранение повышенного уровня вибрации чаще выполняется за счет конструктивных мер, например, изменением жесткости упругой системы с целью повышения ЧСК и устранения условий резонанса. Однако, в ряде случаев это требовало больших материальных затрат и принимались меры по назначению запретных зон в работе гребных установок.

Сведения о результатах исследований вибрации, приведенные в данной работе, подтверждают возможность снижения уровня вибрации в упругих системах СЭУ судов различными способами. Во многих рассмотренных случаях этого можно было избежать путем предварительного анализа упругих систем с точки зрения предотвращения резонансных условий еще на стадии проектирования судов. Однако, это возможно только при наличии в Правилах MPC требований по нормированию низших частот свободных колебаний упругих систем в машинных отделениях, основанных на спектрах неуравновешенных моментов устанавливаемых главных МОД.

При анализе совместных колебаний главных МОД с конструкциями корпуса судна (днищем МО) приняты основные формы колебаний данной упругой системы, которые приведены на рисунке 1 для системы с одним дизелем (система «дизель-днище» - ДД). Эти формы (1-я, H, X и х) достаточно хорошо изучены и широко используются при исследованиях вибрации судов.

Первая форма колебаний системы ДД (рисунок 1,6) соответствует 1-ой форме колебаний днища МО как пластины с пучностью в центре. В центре масс дизеля, смещенного в корму на перекрытии МО, имеем перемещения: z и ох. и для системы 2ДД- z, фу и срх.

H - форма колебаний приведена на рисунке 1, г соответствует 2-й форме колебаний днища МО (с нейтральной осью в ДП и при бортовых пучностях) и поперечных колебаниях остова дизеля как балки-стенки. Перемещения в центре масс дизеля: у, (рх и для системы 2ДД (при расположении дизелей ближе к ДП относительно пучности) и ут <рхя и ,рх„р. При этом для второй системы линейные и угловые перемещения совпадают по фазе.

X - форма колебаний системы ДД (рисунок 1, в) соответствует более высокой форме колебаний днища МО (с диагональной пучностью) и кручению остова дизеля относительно вертикальной оси z с линейными перемещениями концов блока цилиндров в противофазе. Данная форма колебаний свойственна только системам ДД с МОД при относительно большой их высоте и при определенном порядке работы цилиндров (значительных по величине гармонических составляющих горизонтального скручивающего момента - Мх). Перемещения в центре масс дизеля: у и <р,.

х - форма колебаний системы ДД представлена на рисунке 1, д. При этом блок цилиндров совершает поперечные синфазные колебания по концам и в противофазе - в центре. Эта форма характерна для дизелей с числом цилиндров более 8, у которых значительные по величине гармонические состав-

ляющие нормальных сил высоких порядков с соответствующими векторными диаграммами.

а

Н-форма

а - физическая модель; б - 1 -я форма колебаний; в — Х-форма колебаний; г - Н-форма колебаний; д - х-форма колебаний

Абсолютные значения частот /н, /х и /х системы с любым МОД зависят от конструктивных особенностей его остова и жесткости днища МО. Однако, для предварительной оценки соотношения между этими частотами можно использовать зависимость (1), полученную для бапки-стенки

/*//„= 0,60+ 1,88Я/£, (1)

где Я, £ - высота и длина балки-стенки, аппроксимирующей остов МОД.

Анализ вибрации по результатам натурных измерений на судах при условиях резонансных колебаний систем ДД или 2ДД свидетельствует о том, что частоты основных форм (Н и X) существенно зависят от расположения МО по длине судна (форма и размеры перекрытия) конструкции днища, перевязки его с платформами пиллерсами и т.п.

Наличие связей верхнего крепления остова дизеля также влияет на параметры жесткости системы ДД и, по сути, является единственным способом снижения уровня вибрации и изменения частот свободных колебаний системы при необходимости. Однако установка таких связей с повышенной жесткостью приводит к отрицательным эффектам. Так на судах шведской постройки типа «Камчатские Горы» с постройки были установлены жесткие связи верхнего крепления остова МОД (фирмы Гётаверкен типа 7ДКРН76/150-2) с двумя платформами в МО, что обеспечило повышенную жесткость системы ДЦ и отсутствие резонансных зон во всем диапазоне частот вращения коленчатого вала. Однако повышенная жесткость остова отразилась на работе головных подшипников главного МОД и приводило к их повреждениям в виде растрескивания слоя баббита.

Частоты неуравновешенных моментов МОД зависят от числа его цилиндров и порядка работы цилиндров (неуравновешенные моменты от сил инерции 1 и 2-го порядка Mj, Mi, гармонические составляющие горизонтального скручивающего момента Mxv и опрокидывающего момента).

Частоты возмущающих усилий от гребного винта зависят от числа его лопастей (лопастные частоты: 1 и 2-я для некавитирующих винтов и более широкий спектр при кавитации) и балансировки.

С целью исключения совпадения частот возмущающих усилий от МОД и гребного винта необходимо после выбора главного дизеля и анализа полного спектра его неуравновешенных моментов выполнить расчет движителя и принять число его лопастей. Рекомендуемые соискателем соотношения числа цилиндров МОД и количества лопастей гребных винтов приведены в таблице 9.

Неблагоприятные условия с точки зрения возбуждения вибрации от МОД и гребного винта были на судах типа «Варнемюнде». На судне был установлен главный МОД типа K8Z70/120E фирмы MAN и 4-х лопастной винт.

Главный дизель имел порядок работы цилиндров (1-8-2-6-4-5-3-7), при котором значение гармонической составляющей 4-го порядка Mx-t горизонтального скручивающего момента соизмеримо со средним крутящим моментом дизеля (рисунок 4а). Поэтому для этой гребной установки совпали частоты 4 и 8-го порядков двух пар возмущающих усилий:

1) результирующей от гидродинамических давлений с 1-ой лопастной частотой и гармонической составляющей 4-го порядка Мх/,

2) результирующей тех же давлений с 2-ой лопастной частотой и гармонической составляющей 8-го порядка опрокидывающего момента Мот МОД.

Это приводило к появлению многочисленных усталостных трещин в корпусных конструкциях кормовой оконечности на всех судах серии и повышенному уровню вибрации самого МОД и в надстройке.

На основании анализа ранее выполненных исследований и поставленной целью этой работы сформулированы следующие задачи:

- определение причин повреждений и отказов элементов упругих систем в МО транспортных судов с главными МОД;

- разработка методики оценки виброактивности МОД по значениям каждой гармонической составляющей полного спектра неуравновешенных моментов с использованием критерия неуравновешенности, предлагаемого в работе;

- создание методики расчета ЧСК основной упругой системы ДД по МКЭ с использованием фиктивных конечных элементов;

- оценка изменения ЧСК основной УС в зависимости от присоединенных масс воды при изменении осадки судна, а также изменение диссипации системы при тех же условиях на основе результатов натурных экспериментов;

- разработка мер по предотвращению резонансных колебаний УС в МО;

- разработка конструктивных мер по снижению уровней вибрации УС на судах, где вибрации вызывала проблемы (внедрение результатов исследования вибрации УС на судах - модернизация);

- разработка рекомендаций по обеспечению норм вибрации УС в МО судов с главными МОД на стадии их проектирования.

Во второй главе рассматриваются проблемы, вызванные повышенной вибрацией судов от главных МОД, которые возникают при резонансах в колебаниях упругих систем.

Все проблемы, вызываемые вибрацией в МО, подразделяются на следующие:

1) усталостные трещины от циклических напряжений, возникающих от виброперемещений;

2) разрушение деталей крепления механизмов и устройств от дополнительных циклических нагрузок, вызванных вибрацией;

3) повышенный износ в парах трения;

4) фреттинг-коррозию во фланцевых и конусных соединениях деталей вало-проводов от крутильных колебаний;

5) превышение уровней допускаемой вибрации по техническим нормам Правил MPC.

Основные сведения о проблемах, связанных с вибрацией на судах, находящихся в эксплуатации на Дальневосточном бассейне, которые рассматриваются в данной работе, приведены в таблице 1.

В таблице 2 указаны страны-судостроители, марки главных МОД и фирмы изготовители дизелей.

Основные характеристики гребных установок и сведения о резонансных колебаниях на проблемных судах приведены в таблице 3.

В работе также использовались сведения о вибрационном состоянии современных судов (таблица 4), которые были получены в результате измерений вибрации при сдаточных ходовых испытаниях. В таблице 4 приведены основные сведения о судах, фирмах по изготовлению дизелей, марки и характеристики главного МОД, тип судна и год его постройки. Сведения взяты из судовой документации (в электронном виде), например:

- «Prisco Mizar» / General Part / FG-10 Results of Sea Trail;

- «ЕР APL Russia» / General / Test Results of Official Sea Trail;

- «J. Diamante» / Monografie / 4465 Sea Trail Report / III. Vibration Measurement.

Таблица 1 - Основные сведения о проблемах, вызываемых вибрацией на судах

№ Судпо V 1 1" 1 Проблема

Вибрация от главных дизелей

1 «Азия» 5 5 Повреждения компенсатора неуравновешенного момента

2 «Беломорсклес» 5 5 Чрезмерная вибрация остова главного дизеля, в МО и в надстройке

3 «Варнемюнде» 4 8 Чрезмерная вибрация дизеля, обрыв связей крепления МОД и трещины в конструкциях остова

4 «Дрогобыч» 2 6 Чрезмерная вибрация корпуса, надстройки судна, повреждения антенных устройств

«Кап. Афанасьев» 6 6 Чрезмерная вибрация надстройки судна

«Владивосток» 2 6 Трещины в фундаментной раме ГД

Ъ «М.Калинин» и «Абхазия» 2 и 6 2х 6 Повышенная вибрация в МО и надстройке

7 Плавбаза В-69 6 6 Повреждения газовыпускного традста

8 «Самотлор» 6 6 Отказы элементов газовыпускного тракта

Крупшьные и осевые колебания валопроволов

9 «И. Ильинский» 8 8 Трещины в гребном вале

10 «Капитан Куров» 4 8 Трещины на лопастях гребного винта, обрывы концов лопастей

11 «Сестрорецк» 5 5 Фретгинг-коррозия на фланцах и в конусном соединении гребного вала и винта

12 «Самотлор» 6 6 Трещины в фундаментной раме и картерных стойках дизеля.

Обозначения: 1 - число цилиндров дизеля, V - порядок колебаний

Таблица 2 - Общие сведения о судах с повышенным уровнем вибрации

№ Судно Страна Дизель Фирма Тип

Вибрация от главных дизелей

1 «Азия» Польша 51.60МС МАЫ В&\У Главный

2 «Беломорсклес» Польша 562УТ2ВН40 В&У/ Главный

«Варнемюнде» Германия К8270/120Е МАЫ Главный

4 «Дрогобыч» СССР 550УТВН40 В&\¥ Главный

Ь «Кап. Афанасьев» Польша 6ЯТА62и Эи1гег Главный

6 «М.Калинин» и «Абхазия» Германия 2 х Кбг57/80С МАЫ Главные

/ Плавбаза В-69 Польша 6ДКРН62/140 В&\У Главный

8 «Самотлор» Финляндия 6ДКРН74/160 БМЗ Главный

Крутильные колебания валопгюводов

У «И. Ильинский» Испания 8L.42.MC МАЫ В&У/ Главный

!0 «Капитан Куров» Германия 8М601 МАК Главный

11 «Сестрорецк» СССР 5ЯК068 ЭиЬгег Главный

12 «Самотлор» Финляндия 6ДКРН74/160 БМЗ Главный

Таблица 3 - Основные характеристики гребных установок и резонансных

колебаний

№ п/ п Наименование судна Тип Гребная установка Резонанс

N„ кВт "и, мин"1 / z V Пр/Пн Форма

Вибрация от главных дизелей

1 «Азия» Т 10500 107 5 4 2 1,0 1-я

2 «Беломорсклес» С 4000 135 5 4 5 0,70 H

3 «Варнемюнде» С 8500 140 8 4 4 1,0 X

4 «Дрогобыч» т 2570 170 5 4 2 0,85 2-я

5 «Кап. Афанасьев» К 13320 113 6 5 5,6 1,0 H

б «М. Калинин» и «Абхазия» п 2x2900 225 2x6 2x4 2, 6 1,0 0,64 1-я, H

7 Плавбаза В-69 ПБ 5300 135 6 4 6 1,0 H

8 «Самотлор» Т 7800 120 6 4 6 0,90 H

Вибрация при резонаясах к] рутильных колебаний валопроводов

9 «И. Ильинский» С 5100 168 8 4 8 1,0 1-я

10 «Капитан Куров» С 8800 425 8 4 4 1,09 1-я

11 «Сестрорецк» С 4050 135 5 4 5 0,76 1-я

12 «Самотлор» Т 7800 120 6 4 6 0,60 1-я

Обозначения: С - сухогруз, Р - рефрижератор, Пр - промысловое судно, 'Г - танкер, П -пассажирское судно, ПБ - плавбаза, Б - буксир, К - контейнеровоз; / - число цилиндров МОД; г - число лопастей гребного винта; V-порядок колебаний

Таблица 4 - Характеристики главных дизелей судов разного назначения

№ Наименование суда Страна Малооборотный дизель Тип** Год

Марка Ne, кВт n, мин1 Фирма*

1 Bunga RL Корея 8К90МС-С 36560 104 DSME К 2009

2 Aramon Корея 6S60MC-C 13560 105 DSME T 2009

3 Bluefin Корея 7S35MC 5180 173 STX T 2011

4 APL Russia Япония llRTflex-96C 62920 102 Mitsubishi к 2007

5 MOL Excelence Япония 9RTA96C 49410 100 Mitsubishi к 2003

6 Magnificence Япония 10RT-flex96C 48620 96,6 Mitsubishi к 2009

7 Zaliv America Корея 7S60MC-C 12970 92,7 HHI T 2008

8 Pavel Chemish Корея 7S60ME-C 15220 101,4 HHI T 2005

9 Alexandra Корея 6S50MC-C 9480 127 STX T 2007

10 Prisco Mizar Корея 6S70MC-C 16760 87,9 HHI T 2007

II Bohai Корея 7RTfiex-84T-D 29400 76 BSH1 T 2011

12 J. Diamante Корея 7L70ME-C 19456 108 DSME Ro-Ro 2011

* - DSME - Doewoo Shipbuilding & Marine Engineering Co, Ltd, STX - STX Heavy Industries Co., Ltd, HHI - Hyunday Heavy Industries Co, Ltd, BSH1 - Bohai Shipbuilding Heavy Industries Co., Ltd.

* * - К - контейнеровоз, T — танкер, Ro-Ro - накатное судно.

На танкере «Азия» в результате выполненных исследований была определена причина повышенной вибрации - резонанс Н-форма колебаний основной упругой системы ДД на номинальной частоте вращения. Установленные с по-

строики связи верхнего крепления остова МОД (конструкции фирмы B&W) оказались не эффективными и имели повреждения. С целью снижения уровня поперечных колебаний главного дизеля соискателем была разработана и запатентована новая конструкция связей верхнего крепления остова МОД. Сделаны предложения по модернизации компенсатора неуравновешенного момента 2-го порядка (конструктивного характера) с целью снижения уровня его вибрации и предотвращения повреждений в нем.

На большинстве судов повышенный уровень вибрации вызван резонансами Н-формы колебаний в системе ДД. Так на судах типа «Беломорсклес» (более 40 судов в серии) амплитуды вибрации при резонансе данной формы колебаний остова главного МОД существенно превышали допускаемые значения по нормам MPC. Резонанс был расположен на частоте вращения, соответствующей режиму среднего хода. При разработке мер по снижению уровня вибрации решение проблемы было сведено к назначению запретной зоны по частоте вращения дизеля в диапазоне 85-97 мин"'.

На судах типа «Варнемюцде» имел место резонанс Х-формы колебаний на номинальной частоте вращения коленчатого вала главного дизеля (п. 3 в таблице 3) Чрезмерные амплитуды вибрации приводили к разрушениям связей верхнего крепления остова главного МОД, установленных судостроителем с постройки (всего две связи конструкции фирмы MAN). При модернизации этих связей были установлены жесткие связи. Эффективность их установки была определена экспериментально на т/х «Пугивль» по результатам измерений вибрации.

На контейнеровозах типа «Капитан Афанасьев» выполнены исследования вибрации с использованием результатов измерений вибрации иностранной фирмы-судостроителя. Определены основные причины повышенного уровня вибрации: резонанс Н-формы колебаний основной упругой системы ДД и суммирование вибрации от главного МОД с частотой 6-го порядка и гребного винта с частотой 5-го порядка. При этом повышенная вибрация в надстройке имеет форму биения с периодом около 1,7 секунды.

Резонансные колебания корпуса судна от действия неуравновешенного момента 2-го порядка главного МОД имели место на танкерах типа «Дрогобыч» На этих судах главный МОД располагался в узле 3-х узловой формы колебаний корпуса и при частоте вращения коленчатого вала около 145 мин"1 (номинальная частота 170 мин ) вызывал резонансные колебания. Резонансная частота смещалась в зависимости от загрузки судна, т.е. изменения массы корпуса судна. При этом амплитуды вибрации в носовой оконечности судна и надстройке значительно превышали санитарные нормы. Решение проблемы свелось к назначению «запретной зоны» по частоте вращения коленчатого вала МОД

отт!?аи~Х °ерИЯХ °УД0В наблюдался Резонанс первой формы колебаний системы 2ЦД. На судах типа «Михаил Калинин» и «Абхазия» (с однотипными гребными установками) система 2ДД имела резонанс 1-ой формы колебаний системы 2ДД с возбуждением от 2-х неуравновешенных моментов 2-го порядка МОД действующих синфазно (гребная установка 2-х вальная).

На танкерах типа «Самотлор» уровень вибрации при резонансе Н-формы колебании не превышал допускаемого значения, т.к. с постройки в системе ДД

были установлены связи верхнего крепления остова дизеля с фрикционными демпферами (конструкция фирмы в&\>/). Однако, эти устройства через несколько тысяч часов отказывали, т.к. ослабевала посадка призонных болтов в шарнирах. После модернизации связей, при которой были усилены призонные болты, эффективность их работы была восстановлена.

Проблемы, вызываемые резонансами крутильных колебаний влопроводов, возникали на ряде судов типа «Игорь Ильинский», «Капитан Куров» и «Сест-рорецк» и «Самотлор».

На судах типа «И. Ильинский» валопровод имел резонанс крутильных колебаний на номинальной частоте вращения, что вызвало две проблемы. Первая -фретгинг-коррозия под облицовкой из нержавеющей стали. Вторая - трещина в гребном вале (на т/х «И. Ильинский» под углом около 45° к образующей) в результате воздействия циклических касательных напряжений от эластического момента при резонансе крутильных колебаний и значительной концентрации напряжений в районе пятен от фретшнг-коррозии. Аналогичные повреждения происходили на гребных валах т/х «Абакан» и т/х «Е. Шатрова» (типа «И. Ильинский»).

На контейнеровозах типа «Капитан Куров» разрушения лопастей гребного винта явилось следствием повышенных крутильных колебаний валопровода и резонансных колебаний самих лопастей. В данном случае требовался систематический контроль эффективности работы демпферов крутильных колебаний, что затруднительно в эксплуатационных условиях при достаточно напряженной работе гребной установки.

На контейнеровозах типа «Сестрорецк» (проект 1590К) при сдаточных испытаниях был определен резонанс крутильных колебаний валопровода (касательные напряжения в промежуточном вале составляли 86 МПа). По этой причине была назначена запретная зона в диапазоне частот вращения 93-113 мин"1 (между средним и полным ходом). Повышенные крутильные колебания вызвали фреттинг-коррозию в конусном соединении гребного вала с винтом и на торцах фланцев валопровода. Глубина разрушений поверхности конуса гребного вала достигала 2,6 мм, которые охватывала практически всю поверхность конуса, и до 1,8 мм на фланцах промежуточного и гребного валов. По этой причине гребной вал т/х «Пионер Владивостока» был заменен через 3120 часов. Аналогичные повреждения гребных валов происходили на других судах серии.

Валопровод судов типа «Самотлор» имел резонанс крутильных колебаний на частоте вращения 68 мин"1 главного МОД. При прохождении зоны резонанса уровень касательных напряжений достигал 92 МПа, что соответствовало значению эластического момента в вапопроводе в 3,7 раза превышающему средний крутящий момент на номинальной мощности. Эластический момент, трансформирующийся в переменные нормальные силы в крейцкопфах, вызывал значительные вынужденные колебания по Н-форме в системе ДД. Это приводило к циклическим нагрузкам в связях верхнего крепления остова главного МОД и их отказам. Значительные циклические напряжения в деталях остова дизеля также вызывали многочисленные трещины в сварных швах фундаментной рамы и картерных стоек, а также разрушение болтов во фланцевых соединениях между картерными стойками с фундаментной рамой.

Из приведенных результатов исследований вибрации упругих систем в МО и обследований механизмов и конструкций следует:

1) повышенный уровень вибрации в МО судов с главными МОД является следствием того, что при проектировании блоков МО не учитываются гармонические составляющие неуравновешенных моментов дизелей с частотами выше второго порядка;

2) при анализе динамики МОД необходимо учитывать все неуравновешенные моменты с гармоническими составляющими включительно по главный порядок, равный числу цилиндров дизеля;

3) в спектр неуравновешенных моментов МОД следует включать гармонические составляющие от сил инерции, горизонтального скручивающего, опрокидывающего моментов, а также эластический момент при наличии резонансов крутильных колебаний в судовом валопроводе.

В третьей главе выполнен анализ неуравновешенных моментов МОД. Определение величин моментов производился по известным методикам проф. Истомина П.А. и проф. Терских В.П. В данной работе показана необходимость анализа горизонтального скручивающего момента от нормальных сил, который действует на остов МОД по высоте от крейцкопфов до рамовых подшипников и вызывает колебания системы ДД по Х-форме.

В соответствие с данными, приведенными в таблице 3, проблемы, связанные с повышенным уровнем вибрации в системах ДД, чаще вызывают:

- неуравновешенный момент 2-го порядка (М2),

- гармонические составляющие MXv горизонтального скручивающего момента с V- 0,5/ (особенно при / = 6 или 8, как показано на рисунках 3 и 4);

- опрокидывающим моментом (М0„) - его гармонической составляющей главного порядка Munv с v= i;

-эластический момент от крутильных колебаний валопровода при резонансе с частотой главного порядка v = i.

В общем случае сила инерции от поступательно-движущихся масс одного цилиндра равна

Ри - msJ~ msRaf (cos а+ 4g2cos 2а- lógicos 4а+ 36g6cos 6а + ...), (2)

где ms - масса поступательно-движущихся деталей; J - ускорение; R - радиус кривошипа; со - круговая часта; д2, д2, д2 - постоянные.

Например, при Л = 0,25 и а= 0, т.е. cosa = cos2a=cos4a = cosßa = 1, ускорения Jv соответствующих порядков будут равны

J¡ = Rco2\ J2 =0,254021Reo2; J4 = 0,004091Reo2; Js = 0,000069Ra2. (3)

При Ä = 0,40 (для дизелей типа SMC фирмы MAN B&W) ускорения составят J¡ = Ra2; J¡ = 0,476434Ra>2; J4 = 0,006546Raf; J6 = 0,0001 URm2. (4)

Моменты от сил инерции определяются относительно центра масс дизеля для каждой гармонической составляющей (рисунок 2).

В расчетах учитываются только две первые гармонические составляющие неуравновешенных моментов от сил инерции поступательно-движущихся масс с v = 1 и 2, которые равны

.л'

Mi = msRco XLpos ц; M2 = brisRco ¿Ljcos 2a}

j-1

j-i

(5)

где I/—расстояние у-го цилиндра от центра масс дизеля (рисунок 2).

м,

APjj

Рд

Ц.М.

-<Ь----©

Рисунок 2 - Схема расчета неуравновешенного момента от сия инерции первого

и второго порядков

Неуравновешенные моменты первого порядка М/ и Мт суммируются и определяется фаза результирующего момента (сумма векторов).

Горизонтальный скручивающий момент Мх и его гармонические составляющие в некоторых моделях МОД имеют величину, превышающую средний крутящий момент дизеля на номинальной мощности (рисунки 3 и 4). Он вызывает кручение остова МОД относительно вертикальной оси.

В общем виде горизонтальный скручивающий момент определяется из выражения

Мх-

IPhjLJ

== ZPjLJ tgpj J-i

= ZPjxLj (1 / Asincnj - 0,5 As in a, - 0,125 A?sin3 ctj ■ j-i

■ 0,0625A.5sin5 a] +...)■',

(6)

где Рц - нормальная сила j - го цилиндр; Pj - движущая сила j - го цилиндра; Lj - плечо нормальной силы j- го цилиндра от центра масс МОД; Л - постоянная дизеля; ccj - угол поворота кривошипа j- го цилиндра.

На рисунке 3 приведены гармонические составляющие MXv 6-ти цилиндрового МОД типа 6ДКРН74/160-3 расчетных моментов при различных порядках работы цилиндров (а, б, в).

Как видно из спектрограмм, амплитуды гармонических составляющих Mxv зависят от порядка работы цилиндров. При определенном порядке (а) гармоники при v= 0,5/ = 3 значительно превышают средний крутящий момент.

На рисунке 4 приведены гармонические составляющие Mxv 8-ти цилиндрового МОД типа K8Z70/120E фирмы MAN расчетных моментов также при различных порядках работы цилиндров (а, б, в). Здесь также (а) для v = 0,5/ = 4 гармоническая составляющая значительно превышают средний крутящий момент.

1-5-3-4-2-«

-I -г Т . т- т

1 2 3 4 5 6 ^ ± ¿У

1-5-3-6-2-4

12 3 4

Хх.

М„.-10, кНм 40 30 20

10 о

» Ю II 12 13 в

1-5-4-3-2-6

2 3

т т - т Т т

Р 3 6 7 1 9 10 и 12 В

Рисунок 3 - Спектрограммы горизонтального скручивающего момента Мг МОД

типа 6ДКРН74/160-3

0, КНм 60 -50 40

30 20

т

о -Т Т I

I -8-2-6-4-5-3-7

1 2 3 4 5 6

М„-10, кНм 40 -30 20 10 0

9 10 11 12 13

1-8-3-4-7-2-5-6

1 2 3 4 5 6 7

М„-10. кНм 60 50 40 30 20 10 о

9 10 11 12 13 в

1-8-3-4-5-6-7-2

-Т -Г

Рисунок 4 - Спектрограммы горизонтального скр'^ивающего момента М, для МОД типа К8г70/120Е

Следует отметить, что длинноходовые дизели типа RTA, RT-flex, LMC, SMC и GME имеют повышенное значение Я = 0,4 и выше, в связи с чем существенно увеличены абсолютные значения МХк что необходимо учитывать при анализе усилий, возбуждающих Х-форму колебаний.

Гармонические составляющие опрокидывающего момента Мт МОД низких порядков невелики и ими пренебрегают, а для расчета высокочастотных составляющих от сил давления газов в цилиндре используется методика проф. Терских В.П., по которой они определятся по формуле

M* = ntfRPyJm, (7)

где D,R- диаметр цилиндра и радиус колена, Рс - давление сжатия в цилиндре, yv— коэффициент, определяемый по номограмме; т = 2 - тактность дизеля.

Расчет гармонических составляющих главного порядка опрокидывающего момента выполнен для МОД типа ДКРН74/160 различной модификации и для дизеля MAN B&W типа L60MC.

Зависимость MV! = Mv/v) приведена на рисунке 5. Как видно из графиков, при форсировании МОД увеличиваются абсолютные значения гармонических составляющих, а с повышением порядка они резко снижаются.

Гармонические составляющие опрокидывающего момента для дизеля в целом определяются геометрическим суммированием векторов единичных моментов. Поэтому наибольшую величину имеют составляющие главных порядков (пример векторной диаграммы на рисунке 6), вызывающих Н-форму колебаний в системе ДД.

Эластический момент при резонансе крутильных колебаний валопровода с частотой главного порядка, равного числу цилиндров МОД, следует рассматривать как возбудитель вынужденных колебаний системы ДД по Н-форме. При этом его реакция в дизеле Мэр (аналогично опрокидывающему моменту) представляет собой гармоническую составляющую главного порядка опрокидывающего момента, умноженную на коэффициент динамичности

МЭР - МэРкр ~ W, гР, (8)

где Мэ - эластический момент, равный гармонической составляющей крутящего момента главного порядка; Д^ - коэффициент динамичности при резонансе крутильных колебаний; WP - полярный момент сопротивления сечения промежуточного вала; хр — касательные напряжения в промежуточном вале при резонансе.

Например, максимальные амплитуды эластического момента при развитом резонансе крутильных колебаний в валопроводе танкеров типа «Самотлор» составляли

МЭ6= 3,7 Мср\Мэ4= 1,2 Мср, (9)

где Мэв - 2298 кНм и My, = 745 кНм - эластические моменты 6-го и 4-го порядков (возбуждение от МОД и гребного винта); Мср - средний крутящий момент при номинальной мощности, равный 621 кНм.

Это подтверждает необходимость учета эластических моментов при резо-нансах крутильных колебаний валопроводов при анализе вибрации упругих систем ДД с главными МОД.

С целью оценки виброактивности дизелей по величинам неуравновешенных сил инерции или моментов от этих сил ряд исследователей предлагали ввести критерии неуравновешенности. Так В.Я. Климов и Б.С. Стечкин предложили формулы для определения амплитуд виброперемещений крайней точки остова под действием гармонической составляющей момента.

Рисунок 5 - Значения гармонических составляющих главного порядка опрокидывающего момента МОД БМЗ: 1 - типа ДКРН74/160; 2 - типа ДКРН74/160-2; 3 - типа ДКРН74/160-3;

4 — L60MC; 5 - S60MC

Допускаемые значения критериев должны быть

Ат< 0,10-0,15 мм. (Ю)

Данные критерии имеют размерность и неудобны при сравнении дизелей разной мощности. Они совершенно не согласуются с нормами вибрации MPC. По данным причинам рассматриваемые критерии не могут быть использованы для судовых МОД.

Критерии, предложенные A.M. Кацом, учитывают совместное воздействие продольных, вертикальных и поперечных усилий. Они основаны на тех же предпосылках и учитывают только усилия с частотами 1 и 2-го порядков.

В связи с перечисленными недостатками упомянутые выше критерии не применяются для судовых МОД. Поэтому соискателем разработан и предложен для использования в двигателестроении и судостроении безразмерный критерий неуравновешенности для судовых МОД. Этот критерий применим для оценки амплитудных значений гармонических составляющих любого порядка, с учетом возможных резонансных явлений в колебаниях системы ДД. При этом он основан на допускаемом уровне вибрации остова МОД по, нормам MPC и определяется как ускорение вынужденных колебаний дизеля.

Рисунок 6 - Векторные диаграммы гармонических составляющих неуравновешенных моментов (z= 6)

Предлагаемый критерий неуравновешенности МОД дает возможность на стадии проектирования судна оценить виброактивность устанавливаемого дизеля и в случае необходимости (при резонансах в колебаниях системы ДД по 1 -й, H или Х-форме) предпринять соответствующие меры.

С целью устранения размерности критерия используется относительное ускорение, которое определяется из выражения

Vm = av/g = Mv-L/(2-0-g), (И)

где уп _ критерий неуравновешенности по моменту; Mv - неуравновешенный момент 1аго порядка; аг- амплитуда виброускорения от действия неуравновешенного момента; в- момент инерции дизеля, L - длина дизеля; g - ускорение

свободного падения.

Допускаемые значения критериев определяются по допускаемым ускорениям по нормам MPC (с учетом возможных резонансов в системе ДД с коэффициентом динамичности fa = 10,5). Значение pR определено по результатам натурных экспериментов. Тогда формула допускаемого значения критерия примет вид

[VJ = [av] / pR-g = Ы / 10,5g, (12)

где faj- значение допускаемого виброускорения по нормам Правил MPC. Допускаемое значение критерия неуравновешенности МОД [VJ приведены

на рисунке 7. ,,

В таблице 5 приведены значения критериев неуравновешенности для j-x моделей МОД. w/~»TT Таким образом, по результатам анализа неуравновешенных моментов МОД

можно сделать следующие выводы:

1) полный спектр неуравновешенных моментов МОД составляют:

- неуравновешенные моменты от сил инерции 1-го и 2-го порядков;

- гармонические составляющие горизонтального скручивающего момента с частотами порядков v = 3 (i -1);

- гармоническая составляющая опрокидывающего моментов с частотой главно- зл^кий момент при резонансе крутильных колебавй валопровода сле-

МОД спос^х вызвать повышенный уровень вибрации в —=и системе ДД, следует использовать предлагаемые критерии неуравновешен носта.

v„

0,06 0,05 0,04 0,03 0,02 0,01

J f, мин"

Рисунок 7 - Допускаемое значение предлагаемых кР= неуравновешенности МОД ходом поршня 1401 - 2400 мм. 1 - критерий по Правилам MPC 1985 г.; 2 -то же 2010 г.

Tafinmia 5 - Значения критериев неур^новс^юст^МОй

"Т 0,056

0.056f /

10" \ /

0,033 ! Г I

/Мо.отз й^ I ! I I I ! i

Возмущающий момент

Обозначение

Порядок

М,

М„

Mz

МХ2 Мхз

Мх4

Mxs

8ДКРН70/120-3 Значения величин

Момент, кНм

748

Vm

0,057

402

107

571

165

14.3

0,073

Момент, кНм

460

154

0,016

0,088

0,030 0,003

11,2

152

0,050

Момент, кНм

0,052

0,003

636

151

0,025

0,106

0,031

Vm

640

163

720

221

21

0,120

0,027

0,132

0,044

0,005

'"Д - -—------

Примечание. Отмечены моменты, для которых критерий превышает допускаемое значение. В четвертой главе приведены расчет ЧСК упругих систем СЭУ (пре-жде

всего в МО) с использованием методов приведения и ^^Т^си^-Большинство практических задач динамического расчета можно рассматри ват! с пшиций теории линейных колебаний. В рамках этой теории УпрУ™е системы обр^ованные механизмами и судовыми конструкциями, являются линейно-деформируемыми, в величинами и боды Динамические характеристики этих систем опрсд^

«метод поведения», которой заключаете« в приведении

мы с действующими на неё силами (знакопеременными и импульсными)

ке приведения, обладающей приведенными инерционными и жесткостными свойствами 0; был развит для судовых конструкции академиком ЮЛ № мансГм жя полного спектра задач судовой вибрации. Расчеты, выполненные одаГо^мстоду, вполнеудовлетворяли исследователей и^ГеТГ так как использовались строгие математические решения, применяемые в тео-

пнч колебаний что гарантировало необходимую точность.

Р ПР™ высокого быстродействия и обладающих большой

операГной пам^ю потекло за собой интенсивное развил* «н» дов решения как статических, так и динамических задач

рокое распространение получил численный метод конечных элементов (МКЭ), отличающийся высокой универсальностью и удобством программирования.

ШЭ является одним из наиболее эффективных методов Р™ ДИнамиче ской прочности сложных конструкций. При использовании его исходшш конст пГкния замешется совокупностью дискретных элементов, при этом соблюдает-рГеГв ка' кинсматической так и потенциальной энергии конструкции и её дискретной модели, представленной совокупностью конечных элементов.

первые расчеты с^ственных частот я форм колебаний судовых упругих систем тапа ДД и 2ДД выполнялись по МКЭ с использованием про^аммы Д—Н^рабо™ к.т.н. ЭЛ. Лукаша) наЕС Ш^¡^^ вала возможность выполнять расчет частот и форм свободных колебании счис лот элементов до 200 и шириной ленты матрицы результирующей системы

^^Гч^Гсвободиых колебаний упругой системы ДД (основных форм колебав: Т-^, Н, X и х) является довольно сложнойпространственнои зада-«РЙ И может быть выполнен с использованием только МКО.

П р по писан и и физической модели типа /Щ конечнь^иэлемента^для ра-чета частот и форм свободных колебаний необходимо соблюдать общие требо а также учитывать возможности используемой программы Для бо-Где—оуровне исследований) в расчетной схеме ДД целесо-Гбп^Гу™™вГ другие обстоятельстиа, существенно влияющие на «тали-тудно-частотные характеристики (АЧХ) реальной колеблющейся^^ гоепиненные массы (внутренние и внешние), гидроупругие эффекты от приле ГГ (внешней и внутренней), начальные н^»™™™;

рукций. В этом случае можно применить комбинирование МКЭ и метода гра

НИГГГРак™кой оценки АЧХ на продвинуть« стадиях проектирования мо^н применить несколько упрощению, но

схему МКЭ для упругой системы ДД с прописанными в явном виде краевыми

^Гм==ГмОКДЭссудовы^ ЗГ^стью в несколько раз превышающей податливость каждого

™ Гпяпм пизеля болта и пластины лафетной полосы фундамента, из элементов (лапы дизеля, иолш и системы ДД может ап-

вание податливостей всех элементов ^ . (13)

где е, - податливость болта, ел- податливость пластины лафстной полосы рамы; е., - податливость лапы дизеля. Трсцшии

Бортовой упор

Рисунок 8-Фланцевое соёотнение гпавногодазепя 6ДОРН74Л60-3 сфушаментом 4 т/к «Самотлор» (О р,с»оло«»»~ три»» " Ф»™«™«»

М,.,е,,Т ™Чж,„ поперечных еече.ий сер»» Ф™«^^

ЖХХЖ 5=

модели и имеет граиичньш усло^ вы-

— ™Ько со,»«™,» колеей дниш и „° -**

ос„»Гй7пр"оЛ™™ ДД, "о необходимо д». рас.™» »ин,жде„„ых ко-

24

лебаний самого МОД и упругих подсистем в МО только на специфичных

режимах работы гребной установки. ос„овНЫе формы колебаний

- «

"»ел„ и определения

сфугаиЛ (с,язей), т.е. „оиентов шд.одной

~—мо ~

ределяется по формуле

Ат = О.барЬ,

где „- коэффициент присоединенных*асе 1

ношения ширины нере^тн» к коротка, "Ч*"

ент 0,6 принимается для расчета ПМВ для перекрытии^

Рисунок 9 - Расчетная схема МКЭ основной упругой системы ДД

При использовании табличных интерполяцию по отношению Ыа и коэффициенту упругой задел

стины (или перекрытия). исп0ЛЬ30ваНием компьютеров значения коэф-

тов а от отношения размеров пластины (Ъ/а) имеет вид ас = 0,7937 ехр-0,688(Ъ/д),

а для жестко заделанных кромок

аж = 0,6761 ехр^,11Ъ(Ь/а).

Если по контуру принимается упругая заделка с расчетным коэффициентом податливости /^определяемым отдельным предварительным расчетом, то в этом случае коэффициент «определяется из выражения

а^аж + кв(ас-аж). Тогда ПМВ для днища МО постоянная и равна

Мд =ЛтЬа, т.

Учет податливости фланцевых соединений введением фиктивных конечных элементов в ШЭ впервые был использован соискателем при расчете упругой системьм<диз^-рама-фу!1дамент-днище» (ДРФД) с Дизелем ЗА2 до=

простая система). Физическая модель представлена на рисунке 10, расчетная

Г , _____У. 1_иО пигл/ык'е 1 1 .

Н——"л 1 1 ! 1

гГ ■СГ-СГ

фундамент

.войног дно

Рисунок 10 - Схема расположения дизель-генератора на

Фиктивные элементы, аппроксимирующие фланцевое соединение дизеля с о^ойТтоТые обладал^ большой податливостью, явились основной причинои р езоншкпшх ко л еб ан и й двигателя на раме (в вертикальной продольной Госкости с перемещениями по Фу при возмущении от неуравновешенного момента 2-го порядка дизеля).

141 15

1150

141 42

29 10 131 32 33 34

16 17 1в 13 20

7 $ 9 10

10 11 12 13

Рисунок 11 - Расчетная схема МКЭ для системы «дизель - рама - фундаме.гт - днище» и расчетная форма колебании

В оасчетной схеме ДРФД были использованы конечные элементы: пластины для остовПизеля и стержни для рамы и днища МО. Фланцевое соединение в данной схеме аппроксимировалось стержнями, податливость которых определялась по^З м элементам: болт - пластина лафетной полосы - лапа фундамент-

„ой рамы дизеля. Относительная податливость фланцевото соединения относительно болта оказалась равной

е0=е/еб=5,95.

жесткость фланцевого соединения » ^ »есткоспшми

шшшщшт.

упругой системы.

В результате расчета получены следующие частоты.

- спостройки //-15,5 Гц, Л = 32,5 Гц;

- после подкрепления /, - 18,5 Гц, }2 „ оп_еделения возмущающих После расчета ЧСК ^ГТе^авновещТнности)

необходимо выполнить сопоставление

целесообразно составить частотную диаграмму (рисунок и), при

М„ и (В рассматриваемом ^^2Тм01Х, соответствующие

- диапазоны частот вращения коленчатого вала мид, сх и МХ -спецификационным режимам работы гребной установки (ПХ, СХ МХ

диаграмма для системы ДД судов типа «Б^оморсклес», где видна зона резонанса Н-формы колебании (точка 7).

• -7л- ¿п ~~ёо 100 120 135

Таким образом, составление частотных диаграмм на стадии проектирования судна дает возможность установить зоны резонансных колебаний системы ДД и их положение относительно спецификационных режимов работы гребной установки.

При решении практических задач по обеспечению вибростойкости и вибрационной надежности упругих систем (в том числе в составе СЭУ) целесообразно использовать критерии, предложенные проф. В.В. Болотиным и В.П. Чирковым, которыми являются:

1) максимальное виброускорение (дополнительная циклическая нагрузка, действующая на упругую систему);

2) виброперемещения, которые определяют уровень циклических напряжений в деталях механизмов и устройств, образующих упругие системы.

Оба этих критерия для судовой техники нормируются Правилами MPC. Однако они касаются только параметров вибрации. При повышенном уровне вибрации целесообразно учитывать состояние упругой системы (предложение соискателя) с точки зрения конструкции и технологические факторы, которые касаются следующих факторов:

1) совершенства конструкций (деталей СТС с минимальными значениями коэффициентов концентрации напряжений, например);

2) повышенных и стабильных механических характеристик материалов (особенно предела выносливости, который возможно повышать технологическими способами, например, поверхностным пластическим деформированием);

3) эффективности и стабильности работы демпфирующих устройств, снижающих уровень вибрации при наличии резонансных явлений в колебаниях упругих систем, например, в системах ДД, в валопроводах и т. п.

Для учета влияния данных факторов на вибрационную надежность судовой техники необходимо использовать критерий технологичности конструкций, подверженных вибрации. Это даст возможность оценить вибронадежность техники (отдельных ее узлов и деталей) на стадии проектирования с выполнением ряда расчетов по программам, например: Resurs (расчет гамма-процентного ресурса валов и осей), Plast (расчет режима поверхностного пластического деформирования рабочих поверхностей валов и осей), Konus (расчет конусного соединения полумуфт и ступиц гребных винтов с валами), Press (расчет прессовой посадки гребных винтов на валы без шпонок). На все приведенные программы соискателем получены свидетельства государственной регистрации.

На основании изложенного сделаны следующие выводы:

1) расчеты частот свободных колебаний (ЧСК) следует выполнять обязательно при проектировании судна с целью прогнозирования условий резонансных колебаний основной упругой системы ДД, а также подсистем в МО;

2) для расчетов ЧСК упругой системы ДД целесообразно использовать МКЭ с применением типовых расчетных схем в виде макет-моделей. При расчетах ЧСК подсистем возможно применение метода приведения с созданием базы данных собственных значений для однотипных механизмов и устройств;

3) для оценки вынужденных колебаний упругих систем в МО необходимо дополнительные исследования по определению диссипативных свойств данных систем на основе расчетов и натурных экспериментов. Для основной системы ДД коэффициенты динамичности при резонансных колебаниях приведены в главе 5 (по результатам нескольких резонансов);

4) данные по неуравновешенности МОД должны подготавливаться дизеле-строителями и входить в общие характеристики конкретного дизеля;

5) расчет и проектирование связей верхнего крепления МОД могут быть произведены на стадии проектирования судна (при необходимости и в условиях эксплуатации при их отсутствии) с учетом всех факторов, приведенных выше. При этом в расчетное усилие следует вводить среднестатистического значения коэффициента динамичности, равное /? = 10,5 (полученное в ходе натурных экспериментов на судах);

6) для обеспечения вибростойкости упругих систем в МО возможно использование технологических способов с целью повышения усталостных характеристик материалов деталей механизмов и устройств;

7) используя вероятностный подход к оценке напряженного состояния деталей, подверженных вибрационным нагрузкам, целесообразно определять и по-казадели надежности, например у-% ресурс валов и осей.

Гпава пятая посвящена определению параметров вибрации упругой системы ДД в натурных условиях на судах различных серий (таблица 3). Проведение экспериментов в натурных условиях накладывает ряд ограничений на систему ДД, которые связаны с требованиями Правил технической эксплуатации судовых МОД и СЭУ в целом. Это касается прежде всего изменения режимов работы МОД при работе по винтовой характеристике. Во время эксперимента ряд факторов исследуемой системы не изменяется в ходе измерений вибрации, например, осадка судна, неуравновешенные моменты МОД, жесткостные параметры системы ДД. Это существенно упрощает планирование эксперимента, т.к. на рассматриваемую систему оказывает влияние только один фактор - частота вращения коленчатого вала МОД. Выходной параметр - амплитуды вибрации в характерных точках системы ДД, которые определяются в диапазоне частот вращения коленчатого вала МОД от минимальной до максимально возможной. Таким образом, рассматривая однофакторный эксперимент, планирование эксперимента сводится к интерполяционной задаче построения функции А = А(п) с учетом основных предпосылок регрессионного анализа, используемого при полнофакторном эксперименте, т. е.:

- случайные ошибки, которые воздействуют на систему в любой точке факторного интервала, имеют нормальный закон распределения;

- дисперсии выходного параметра (целевой функции) D(Aj) = Const в любой точке должны быть однородными и не должны зависеть от А,;

- погрешность измерения входного фактора должна быть значительно меньше выходного, т.е. Ant □ ' I АА,\

- все соседние измерения п, и nhi должны быть независимы.

При подготовке экспериментов разрабатывались программы на основе анализа конструктивных особенностей каждого МОД, его неуравновешенности, основных форм колебаний системы ДД, а также положений теории активного эксперимента.

Переменные параметры, регистрируемые при измерениях, следующие: амплитуды вибрации (в 3-х направлениях), частота вращения коленчатого вала (по положению 1-го цилиндра в ВМТ) и импульсы времени. К постоянным параметрам системы, характеризующим условия проведения измерений, относятся: посадка судна, заполнение грузом соседних с МО отсеков и танков двойного дна, температура забортной воды и воздуха. Данные факторы влияют на жест-костные и инерционные параметры элементов системы ДД, но практически не изменяются в ходе эксперимента.

Так как система ДД обладает вполне определенными формами колебаний и спектром ЧСК, то измерения вибрации производятся одновременно в характерных точках с использованием многоканальной аппаратуры в соответствие со схемой измерений.

Фазность неуравновешенных моментов (отдельных гармонических составляющих), действующих на систему, определяется по отметкам положения поршня 1-го цилиндра в ВМТ (на маховике МОД).

Измерения вибрации производятся при двух скоростных режимах работы МОД:

- при постоянной частоте вращения с приращением по частоте вращения An, зависящим от диапазона рабочих частот (An = 1/20 ^ 1/25 («mar - nj);

- при плавном разгоне и остановке дизеля.

В зонах резонансов, обнаруженных при измерениях, опыт дублируется с меньшим шагом с целью уточнения кривой резонанса. Это необходимо выполнять при размещении резонанса в диапазонах частот вращения, соответствующих спецификационным режимам работы МОД, т. к. вибрация дизелей нормируется по нормам Правил MPC только на этих режимах.

Применение той или иной виброметрической аппаратуры при экспериментах связано со следующими факторами:

- частотный диапазон измерений в пределах от 0,5 Гц до 50 Гц:

- необходимость одновременной регистрации нескольких процессов;

- достаточной чувствительностью, обеспечивающей регистрацию виброперемещений до 0,05 мм;

- возможностью нормальной работы при температурах до 60°С.

Этим требованиям полностью соответствовали вибродатчики типа ДУ5 и ДУ5С (частотный диапазон измерений от 0 до 200 Гц) с 6 канальным усилителем типа ВИ6-6ТН. Тарировка вибродатчиков производилась в диапазоне частот до 100 Гц с амплитудой до 2 мм.

Местная вибрации отдельных механизмов и узлов МОД измерялась тасто-графом (Tastogragh фирмы Metallwerker, Германия) с коэффициентом увеличения равным 4, 10 и 20 (диапазон частот от 4 до 500 Гц и амплитуд от 0,005 до 20 мм при измерениях использовалась лупа типа ЛПИ с ценой деления 0,1 мм).

заТО^ГмкТо °fP"™3M0B таКЖ6 пользовался машинный анализатор типа МК-310 (фирмы Kawatetsu Advantech Со Ltd Япония1» Л™ ^TrZ"

Ужесточение норм вибрации на механизмы и оборудование в МО с 199S го-

б=ГокТзГо; » 0бес„.4М2з™„^

раооту (рисунок 13). Однако этого недостаточно, т. к. следует вводить m^L танавлмаемьнГмОД УПРУ™* систем в МО с >^ето^^роаетивносга^ус-

f. ка-х/мии

/Г кол,'м ил

600 1000 ' 1500 ' "2000

Рисунок 13 - Допускаемый уровень вибрации по нормам Правил MPC мшюоборотных дизелей (с ходом поршня от 1410 до 2400 мм)-

а-виброперемещения; б-виброскорости; 1-нормы 1985 г.;2-1999 г. "1РеЗУЛЬТаТаМ ИССЛелований вибрации, приведенным в таблицах 1иЗча-

^шен^ых^механ^зшмВИ ЧИЯ УПРУ™Х СИСТВМ W И систем, особенно Завешенных механизмов, происходит с частотой главного порядка

аНЗЛИЗе ^'нУВДенных колебаний упругих систем в условиях резонанса ï™;™»""4""0™ *в « ~

р =А /Аст, /1 о\

где А - динамическая деформация или амплитуда вибрации, ^„-статическая деформация под действием той же по величине статической силы™" плитуда контурного возмущения для пассивного резонатора.

Коэффициент динамического усиления р для одномассовой системы зависит от относительной частоты со / сос возмущающего усилия, меняющегося по гармоническому закону, к частоте свободных колебаний системы и максимального значения f¡R при резонансе имеет вид

P[(I-12)2+A2PR2]05, (19)

где Л = со / сос, здесь со - круговая частота возмущающего усилия (переменная), сос— собственная частота упругой системы.

При практической обработке кривых резонансов, полученным по результатам измерений вибрации, удобнее значение (ÍR определять графоаналитическим способом, разработанным автором. При этом на графиках, приведенных на рисунке 14, даны безразмерные значения относительных коэффициентов динамичности /? /Ря в зависимости от X при Аст = const и для А^ = Лст (со2).

Данная методика анализа вынужденных околорезонансных колебаний может эффективно использоваться для любых упругих систем, аппроксимируемых дискретной моделью. Поэтому она применима для определения коэффициентов динамичности при резонансных колебаниях упругой системы типа ДЦ.

График резонансной кривой амплитуд вибрации блока цилиндров главного дизеля судна типа «Беломорсклес» преобразуется в безразмерный с координатами со / сос и А / А/1, приведенными в таблице 6. Затем точки графика из таблицы 6 переносятся на график зависимости Р = Р (fin X), приведенного на рисунке 14, и интерполяцией определяются значения Да-, для каждой точки.

Таблица 6 - Относительные амплитуды вибрации в околорезонансной зоне дизеля судна «Байконур» (типа «Беломорсклес»)

п,/пр 0.85 0.90 0.93 0.95 0.97 1 1.03 1.05 1.08 1.10 1.15 I

(А,/Аг) х10"- 241 382 513 663 854 1000 915 704 533 442 382 1 1

Используя формулы для расчета статистических характеристик, получим: Рис = 12,6; 1,052 и У= 0,083.

Расчетные значения (Зяс для всех кривых резонансов сведены в таблицу 7.

Таблица 7 - Значения коэффициентов динамичности при резонансах в колебаниях систем ДД

Судно Форма колебаний Значения Примечание

«Беломорсклес» Н 10,6 В грузу

12,6 В балласте

«Варнемынде» X 10,2 В грузу

«Дрогобыч» н 9,2 В грузу

9,6 В балласте

«М.Калинин» 1 10,2 В грузу

и «Абхазия» н 8,4 В грузу

«Самотлор» н 12,9 В грузу

в околорезонансной зоне

* - точки кривой резонанса Н-формы колебаний системы ДД теплохода типа «Беломорсклес»

Как видно из результатов анализа кривых резонансов в большинстве случаев амплитуды виброперемещений на порядок выше статических деформаций.

Выводы по использованию натурных экспериментов (НЭ) в исследованиях вибрации упругих систем типа ДЦ следующие:

1) только по результатам НЭ возможно достаточно точно определить зоны резонансных колебаний упругой системы ДД;

2) при разработке плана НЭ по измерениям вибрации упругой системы ДД было получено минимальное количество точек (2) для размещения акселерометров (с регистрацией ускорений в 3-х направлениях) на носовом и кормовом торцах остова МОД;

3) по результатам НЭ удалось определить диссипативные свойства и действительные значения коэффициентов динамического усиления при резонан-сах в колебаниях систем ДД по основным формам.

4) разработанная методика определения коэффициента динамического усиления по кривой резонанса, построенной по результатам НЭ, дает возможность оценить fiR, а также определить эффективность мер по снижению уровня вибрации при введении дополнительных связей с демпфирующими элементами;

5) обработка вибрационных сигналов при построении кривых резонансов колебаний необходимо выполнять гармонический анализ с произвольным шагом по частоте;

6) действующие нормы вибрации (в Правилах MPC) необходимо дополнить частотным ограничением ЧСК упругих систем в МО, исходя из спектра возмущающих (неуравновешенных) моментов МОД, который зависит от числа его цилиндров;

7) результаты НЭ следует использовать для корректировки методик расчетов ЧСК упругих систем в МО, выполняемых при проектировании;

8) предлагается ввести в номы Правил MPC нормирование ЧСК упругих систем в МО, образуемых корпусными конструкциями, механизмами и оборудованием. Низшие ЧСК упругих систем в МО принимать в соответствии с формулой

fi > 1,3m, (20)

где 2 - число цилиндров главного МОД и п - номинальная частота вращения коленчатого вала МОД.

В шестой главе приведены результаты внедрения на судах конструктивных мер по снижению уровней вибрации. После выявления причин появления вибрационных повреждений и отказов и внедрения разработанных конструктивных мер выполнялась проверка их эффективности в натурных условиях. При этом разрабатывались чертежи модернизации, которые проходили экспертизу MPC и были одобрены для внедрения на судах.

С целью снижения уровня вибрации в упругих системах возможны следующие мероприятия, которые теоретически согласуются со всеми составляющими уравнения вынужденных колебаний упругой системы, а именно (проценты от общего числа - 29)

1) снижение возбуждающих усилий (1)- 3,4 %;

2) повышение жесткости упругих систем (21)- 72,4 %;

3) повышение демпфирующих свойств систем (0) - 0 %;

4) назначение «запретных зон» (4)- 13,8 %;

5) конструктивное изменение упругих систем (3)- 10,4 %.

Повышение жесткости упругих систем с целью устранения условий резонанса и снижения уровня вибрации является основной мерой. В качестве примера, этого способа снижения уровня вибрации приведены меры по модернизации связей верхнего крепления и остовов главных МОД танкеров типа «Самотлор», а также элементов газовыпускного тракта. Примером установки дополнительных связей является усиление креплений утилизационного котла, глушителя, газотурбонагнетателей и участков газовыпускного тракта на указанных танкерах (рисунки 15, 16, 17 и 19). Сведения о подкреплении механизмов и устройств на танкерах типа «Самотлор» приведены в таблице 8.

Таблица 8 - Модернизация главного МОД и его устройств т/к «Самотлор»

№ п/п Наименование конструкции Порядок колебаний*, V Принятые меры. Дополнительные связи. № чертежа

1 Остов главного дизеля 6 Модернизация связей верхнего крепления остова. №81-79.6-003

2 Утилизационный котел 6 Подкрепление фундамента и поперечные связи. №81-79.6-001.

3 Глушитель 6 Поперечные связи. №81-79.6-002

4 Газовод котлов 6 Дополнительные кронштейны. №81-79.6-004

5 Газовод утилизационного котла 6 Дополнительные кронштейны. №81-79.6-005

6 Вспомогательные котлы 4 Дополнительные связи с палубой. №81-79.6-006

7 Газотурбонагнетатели 6 и 12 Модернизированы связи между кронштейнами. №81-79.6-007

Примечание. * - 6 и 12-й порядок - вибрация от дизеля, 4-й - от гребного винта (кормовое

расположение МО).

№ у. УХ ~ "1 У-\vwVS---

\ / / \ \ ^ V ч /3

V - + м

Рисунок 16 - Модернизация фундамента утилизационного котла: 1 -утилизационный котел (контур); 2 - вновь установленные балки (перевязка с балкой тельфера 3 и повышение поперечной жесткости фундамента УК)

И 26 28 30

Рисунок 17 - Глушитель главного дизеля танкера «Самотлор»: а — повреждения в кронштейнах крепления глушителя; б - расположение глушителя в трубе; в - новые поперечные связи (модернизация крепления)

На главных МОД танкеров типа «Самотлор» для предотвращения усталостных трещин в конструкциях остова МОД были установлены дополнительные связи фундаментной рамы с картерными стойками, а также усилены кницы на картерных стойках (рисунок 18 и 20), что существенно повысило жесткость и прочность указанных конструкций и остова в целом.

Вид А

к фундаментной раме

Рисунок 19 - Модернизация опор газотурбоагнетателей с усилением связей между кронштейнами и фланцевых соединений: 1 -схема верхнего крепления дизеля: 1 - дизель 6ДКРН74/160-3; 2 - газотурбонагнегатель; 3 - болтовые соединения связи верхнего крепления остова; 4 - усиленные стойки, б - фланцевое соединение стоек со средним кронштейном (модернизированное)

Уставовкз книц при модернизация

Рисунок 20 - Модернизация картерных стоек дизеля типа 6ДКРН74/160-3: а - схема расположения трещин на картерной стойке; б - установка усиленных книц в районе появления трещин при модернизации

Назначение «запретных» зон по частоте вращения валопровода или механизма является также эффективным средством снижения резонансных колебаний. Оно использовалось неоднократно (13 %) в тех случаях, когда воздействие на упругую систему с целью снижения уровня вибрации было достаточно проблематично на построенном уже судне (требовало значительные изменения в конструкции или значительные материальные затраты).

Например, на судах типа «М. Калинин» и «Абхазия» с двумя главными МОД (система 2ДД) для снижения вибрации при резонансе 1-й формы колебаний на номинальной частоте вращения дизелей была предложена своеобразная «запретная» зона. При этом рекомендовалось для устранения резонанса, возбуждаемого 2-мя неуравновешенными моментами 2-го порядка при их синфазном воздействии на упругую систему, увеличивать разность по частотам вращения дизелей до 6 мин"1 с тем, чтобы вибрация биения имела период менее 5 секунд (рисунок 21).

Из анализа этой зависимости следует, что при разнице частот вращения коленчатых валов главных МОД Ло, стремящейся к нулю, период возрастает до бесконечности. При этом при совпадении фаз (или в противофазе) двух действующих на систему 2ДД гармонических моментов колебания будут иметь резонанс (биение исчезнет). В таком случае амплитуды вибрации не успевали развиваться выше нормированной величины. Режим рекомендовался только для ночного времени (во время отдыха пассажиров и экипажа), т.к. повышенная вибрация распространялась практически по всему судну. л

И

л«.

1.2 3 4 5 6 7 8 9 10

12 6 4 3

Рисунок 21 - График относительных амплитуд вибрации в зависимости от периода биения (или разницы в частотах вращения)

Снижение уровня вибрации упругих систем в МО (уход от резонансов в их колебаниях) возможно с применением следующих мер (применительно к судам, находящимся в эксплуатации):

1) повышением жесткости упругих систем за счет усиления существующих конструкций и связей;

2) конструктивным изменением упругих систем с введением дополнительных связей или конструкций;

3) назначением «запретных зон» по частоте вращения коленчатых валов МОД;

4) назначением определенной разницы в частотах вращения коленчатых валов гребных установок с 2-мя МОД с цель снижения периода биения суммарного возмущающего момента.

Такие меры как снижение возмущающих усилий МОД (неуравновешенных моментов) возможно предпринимать только на стадии проектирования самого дизеля, например, выбор порядка работы цилиндров с целью снижения гармонических составляющих горизонтального скручивающего момент Мх-

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ ДИССЕРТАЦИИ

Общие результаты, полученные в ходе выполненного в диссертационной работе исследования, можно сформулировать по следующим направлениям:

Направление 1. Вынужденные колебания упругих систем в МО транспортных судов.

- По результатам обследования проблемных судов и измерений вибрации в МО установлено, что основным источником вибраций являются главные МОД, обладающие значительными неуравновешенными моментами от сил инерции, опрокидывающими и горизонтальными скручивающими моментами.

- Выявлено, что вибрационные повреждения и отказы механического оборудования МО в большинстве случаев является следствием недостаточно глубокого анализа динамики упругих систем на стадии проектирования судна. При этом наблюдаются резонансы в колебаниях этих систем с частотами главных порядков, равных числу цилиндров МОД.

- Доказана необходимость (при кормовом расположении МО) на стадии проектирования ГЭУ с МОД строго выполнять рекомендованные соотношения числа цилиндров принятого к установке МОД и числа лопастей гребного винта, приведенные в таблице, с целью исключить совпадения частот возмущающих усилий от этих источников.

Таблица - Рекомендуемые соотношения чисел цилиндров МОД и лопастей

гребных винтов

Число цилиндров 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12

МОД

Порядки частот 1,2, 1,2, 1,2, 1,2, 1,2, 1,2, 1,2, 1,2, 1,2, 1,2,

ПУМ 3 4 5 3,6 7 4,8 ' 9 5, 10 11 6, 12

Число лопастей 4 3, 4 4, 4, 5 4, 4, 4, 4,

гребного винта 5 5 5 5 6 5 5

Порядки лопаст- 4,8 3,6, 4, 8 4, 8, 4, 8, 5,10 4, 8, 4, 8, 4, 8, 4, 8,

ных частот 5, 10 5, 10 5, 10 5, 10 6,12 5, 10 5, 10

Направление 2. Неуравновешенность малооборотных дизелей.

- Разработана методика оценки виброактивности МОД, что дает возможность составить полный спектр неуравновешенных моментов с частотами от 1-го по главный порядок, равный числу его цилиндров.

- Предложен критерий неуравновешенности МОД, основанный на нормах вибрации дизелей Правил MPC и действительных коэффициентов динамично-

динамичности при резонансах основной упругой системы ДД, полученных в результате натурных экспериментов на судах.

Направление 3. Нормирование ЧСК упругих систем в МО судов с главными МОД.

- Впервые предложено нормирование ЧСК упругих систем в МО на основе полного спектра неуравновешенных моментов устанавливаемого главного дизеля. При этом минимальная ЧСК упругих систем должна определятся из выражения

/¡>1,3 иг,

где п - номинальная частота вращения коленчатого вала МОД, г - число цилиндров дизеля. Околорезонансная зона - 30 % при механических колебаниях.

- Предлагается для судов ледового плавания с главными МОД обязательно устанавливать связи верхнего крепления остовов, т. к. ГЭУ работают во всем диапазоне частот вращения от минимально устойчивой до максимальной. Аналогичное требование следует распространять для ГЭУ, у которых установлен резонанс крутильных колебаний валопроводов, т. е. учитывать эластический момент, как источник вибрации.

Направление 4. Расчеты ЧСК судовых упругих систем.

- Разработана математическая модель расчета присоединенных масс воды для конечных элементов, контактирующих с забортной водой, что упрощает подготовку исходных данных для расчетов ЧСК по МКЭ.

- Впервые предложено в расчетах ЧСК судовых упругих систем использовать фиктивные конечные элементы, аппроксимирующие фланцевые соединения, что повышает точность за счет учета реальной податливости этих соединений.

Направление 5. Вибронадежность судовых упругих систем.

- Впервые обосновано предложен технологический критерий для оценки вибронадежности упругих систем, который оценивает качество проектирования элементов упругих систем и повышение их усталостной прочности материалов технологическими способами.

- Разработаны алгоритмы и программы для ПЭВМ, прошедшие госрегистрацию, для расчетов режимов технологических операции по повышению усталостной прочности судостроительных сталей и оценки у-процентного ресурса изготовленных или восстановленных деталей СТС в структуре упругих систем.

Выработанные предложения и рекомендации внедрены в реальную практику на многих судах с малооборотными двигателями. Внедрение рекомендаций во всех случаях дало положительный результат, т. е. снижение уровней вибрации до допускаемых норм и предотвращение усталостных повреждений и отказов элементов упругих систем. При этом наиболее эффективным способом предотвращения повышенного уровня вибрации упругих систем в МО является устранение резонансов за счет разноса ЧСК и возмущающих усилий.

ПУБЛИКАЦИИ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ Монографии

1. Худяков, С.А. Практика решения проблем вибрации судовых дизелей: мо-

нография / С.А. Худяков. - Владивосток: изд-во Морского государственного ун-та, 2006. - 172 с. (авт. 100 %).

2.Худяков, С.А. Вибрации судовых малооборотных дизелей: монография/ С.А. Худяков. - Новороссийск: ГМУ им. адм. Ф.Ф. Ушакова, 2014 - 120 с. (авт. 100 %).

Статьи в журналах из перечня ВАК

3.Худяков, С.А. Натурные исследования пульсации давлений, индуцируемых гребным винтом / Н.В. Барабанов, H.A. Иванов, С.А. Худяков // Судостроение,- 1980, - №7. - С.30-32 (авт. 60 %).

4. Худяков, С.А. Обеспечение вибростойкости конструкций машинных отделений теплоходов / С.А. Худяков // Судостроение - 1982 - №3 - С 4245 (авт. 100 %).

5.Худяков, С.А. Конструкционное обеспечение вибронадежности упругих систем в машинных отделениях теплоходов / С.А. Худяков // Судостроение. - 1984.-№10.-С.31-34 (авт. 100%).

6. Худяков, С.А. Фундаменты под судовые среднеоборотные дизели / Н.В. Ба-

рабанов, С.А. Худяков // Судостроение. - 1988. -№3. -С.5-7 (авт. 70 %).

7. Худяков, С.А. Результаты исследований вибрации в машинных отделениях теплоходов / С.А. Худяков // Транспортное дело России / Специальный выпуск. - М.: Транспорт, 2004. - С.34-38 (авт. 100 %).

8. Худяков, С.А. Проблемы прессовой посадки гребных винтов в насадке / С.А. Худяков, A.B. Струтынский // Транспортное дело России. Специальный выпуск. - М.: Транспорт, 2005. - С.58-59 (авт. 60 %).

9. Худяков, С.А. Оценка гамма-процентного ресурса судовых гребных валов после восстановления / С.А. Худяков // Транспортное дело России / Специальный выпуск. -М.: Транспорт, 2005. - С.74-78 (авт. 100 %).

Ю.Худяков, С.А. Обоснование необходимости нормирования частот свободных колебаний упругих систем в машинных' отделениях транспортных судов/ С.А. Худяков // Транспортное дело России.- 2006- №12 Часть 2. — С.9-12 (авт. 100 %).

11 Худяков, С.А. Спектр возмущающих усилий в машинных отделениях теплоходов/ С.А. Худяков // Транспортное дело России, №12. Часть 2. -М.: Транспорт, 2006.-С.34-35 (авт. 100 %).

12. Тарануха, H.A. Динамика упругих систем в машинных отделениях судов с главными малооборотными дизелями / H.A. Тарануха, С.А. Худяков // Труды ЦНИИ им. ак. А.Н. Крылова. Выпуск 67 (351). - СПб 2012 - С 161-168 (авт. 60 %).

13. Тарануха, H.A. Рекомендуемые критерии оценки неуравновешенности судовых малооборотных дизелей / H.A. Тарануха, С.А. Худяков // Ученые записки КнАГТУ. - Комсомольск-на-Амуре: КнАГТУ, 2012 - №IV-1(12). - С. 94-99 (авт. 60 %) .

\ А Худяков, С.А. Влияние присоединенных масс воды на инерционные характеристики судовых упругих систем / СЛ. Худяков // Транспортное дело России, №.6 (Дополнительный выпуск). - М: Транспорт, 2012. -С.96-99 (авт. 100 %).

15.Тарануха, H.A. Учет фланцевых соединений судовых механизмов в МКЭ с использованием «фиктивных» конечных элементов / H.A. Тарануха, С.А. Худяков // Ученые записки КнАГТУ. - Комсомольск-на-Амуре-КнАГТУ, 2013. -№1-1(13). - С. 90-98 (авт. 60 %).

16. Тарануха, H.A. Проектное обеспечение норм вибрации в машинных отделениях судов с главными малооборотными дизелями / H.A. Тарануха, С.А. Худяков // Труды Крыловского государственного научного центра. Выпуск 75 (359).- СПб, 2013. - С. 163-168 (авт. 60 %).

П.Худяков С.А. Фрикционный демпфер сухого трения для связей верхнего крепления судовых главных дизелей / С.А. Худяков // Транспортное дело России, №1(104). -М.: Транспорт, 2013. -С.147-149 (авт. 100 %).

18. Тарануха, H.A. Особенности проектирования блоков машинных отделений судов с главными малооборотными дизелями / H.A. Тарануха, С.А. Худяков Н Труды Крыловского государственного научного центра. Выпуск 76 (360).- СПб, 2013. - С. 95-106 (авт. 60 %).

19. Худяков, С.А. Виброактивность современных малооборотных дизелей / С.А. Худяков //Транспортное дело России, № 6. - М.: Транспорт, 2013. -С. 199-201 (авт. 100 %).

20. Худяков, С.А. Диссипация в судовых упругих системах / С.А. Худяков, H.A. Тарануха // Морские интеллектуальные технологии. № 1 (23) -СПб., 2014. - С. 77-79 (авт. 60 %).

21. Худяков, СЛ. Вибронадежность судовых технических средств / С.А. Худяков // Транспортное дело России, № 1. - М.: Транспорт, 2014. - С. 168171. (авт. 100%).

Авторские свидетельства и патенты

22. Худяков, С.А. Устройство для верхнего крепления остова главного двигателя к корпусу судна / С.А. Худяков // Патент РФ № 1789421, 1994 (авт 100 %).

23. Худяков, С.А. Устройство для верхнего крепления остова главного двигателя к корпусу судна / С.А. Худяков // Авт. св-во SU №1789421 Al 1991 (авт. 100 %).

24.Худяков, С.А. Уплотнение камеры сгорания двигателя внутреннего сгорания (варианты) / С.А. Худяков // Патент РФ № 2232280,2002 (авт. 100 %).

Свидетельства

25. Спектральный анализ вибрационных процессов (Spectrum analysis of vibration): свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ №2013616599 / Худяков, С.А. Заявка №2013611408; заявл. 01.03.2013; опубл. 11.07.2013. Реестр программ для ЭВМ (авт. 100 %).

26. Конус (Konus): свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ №2013616599 / Худяков, С.А. Заявка №2013612088 от 13.03.2013; опубл. 19.07.2013. Реестр программ для ЭВМ (авт. 100 %).

27. Виброизоляция (Amor): свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ № 2014611054 / Худяков, С.А. Заявка №2013612086 от 13.03.2013; опубл. 17.012014. Реестр программ для ЭВМ (авт. 100 %).

28. Ресурс (Resurs): свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ № 2014610887 / Худяков, С.А. Заявка №2013612220 от 13.03.2013; опубл. 17.01.2014. Реестр программ для ЭВМ (авт. 100 %).

29. Пласт (Plast): свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ № 2014610869 / Худяков, С.А. Заявка №2013612221 от 13.03.2013; опубл. 17.01.2014. Реестр программ для ЭВМ (авт. 100%).

30. Пресс (Press): свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ № 2014610849 / Худяков, С.А. Заявка №2013612247 от 13.03.2013; опубл. 17.01.2014 (авт. 100 %).

Прочие публикации

31. Худяков, С.А. Некоторые вопросы замены корпусных конструкций в районе машинного отделения / С.А. Худяков // Труды ДВПИ: Повреждения корпусных конструкций морских судов и вопросы обеспечения их прочности, устойчивости и долговечности / Т.102. - 1975. - С.61-63 (авт 100 %).

32. Худяков, С.А. О надежности валопроводов судов типа «Сесгрорецк»/ С.А. Худяков // Сборник трудов ДВВИМУ им.адм. Г.И. Невельского. - Владивосток. - 1975. - С.42-45 (авт. 100 %).

33. Барабанов, Н.В. Вибрация днищевого перекрытия машинного отделения судов типа «Беломорсклес» / Н.В. Барабанов, С.А. Худяков // Труды ДВПИ: Повреждения корпусных конструкций морских судов и вопросы обеспечения их прочности, устойчивости и долговечности. Т 102 - 1975 - С.32-36 (авт. 70 %).

34. Худяков, С.А. Деформация днищевых перекрытий машинных отделений теплоходов / С.А. Худяков // Межвузовский сборник: Судостроение и судоремонт. - Владивосток. - 1977. Вып. 1. — С. 112-119 (авт. 100%).

35. Барабанов, Н.В. Анализ причин конструктивных повреждений контейнеровозов типа «Варнемюнде» / Н.В. Барабанов, Н.А. Иванов, С.А. Худяков // Межвузовский сборник: Судостроение и судоремонт. - Владивосток, 1977. Вып.1. - С. 140-159 (авт. 60 %).

36. Барабанов, Н.В. Вибрационные повреждения на судах типа «Варнемюнде» / Н.В. Барабанов, В.И. Лактюнкин, С.А. Худяков // Науч.-техн. сб. Регистра СССР. - Л.: Транспорт, 1980. - Вып.9. - С.56-63 (авт. 60 %).

37.Худяков, С.А. Совместные колебания судовых главных дизелей с конструкциями корпуса / С.А. Худяков // Сборник НТО им. ак. А.Н. Крылова:

Крылова: Эксплуатация судов в Тихоокеанском бассейне. - Владивосток. - 1981. Вып. 218. - С.81-99 (авт. 100 %).

38. Худяков, СЛ. Повреждения танкеров ледового плавания типа «Само-тлор» /С.А. Худяков, В .А. Бабцев В.А. // Сборник трудов ГПИ: Теория и прочность ледокольного корабля. - Горький, 1982. - С.87-90 (авт. 70 %).

39.Худяков,,СЛ. Принципы нормирования вибрации в машинных отделениях теплоходов / С.А. Худяков // Сборник НТО им. ак. А.Н. Крылова: Организация работ при переоборудовании и ремонте судов. - Владивосток, 1983. №15. - С.61-65 (авт. 100 %).

40. Худяков, СЛ. Устранение трещин в остовах малооборотных дизелей типа 6ДКРН74/160-3 / С.А. Худяков // Сборник трудов ДВВИМУ: Исследования по повышению эффективности и качества судоремонта. - Владивосток,- 1985,-С.13-21 (авт. 100%).

41. Худяков, СЛ. Особенности вибрации судовых малооборотных дизелей / С.А. Худяков. - Владивосток, 1985. - 12 с. - Деп. в ЦНИИ «Румб» 15.09.85. №2221 (авт. 100%).

42. Худяков, СЛ. Усилия, возбуждающие вибрацию судовых малооборотных дизелей / С.А. Худяков. - Владивосток, 1985. - 10 с. - Деп. в ЦНИИ «Румб» 15.09.85. №2222 (авт. 100 %).

43. Худяков, СЛ. Особенности расчета судовых конструкций с фланцевыми соединениями / С.А. Худяков // Сборник НТО им. ак. А.Н. Крылова: Повреждения и эксплуатационная надежность судов Дальневосточного бассейна. - Владивосток. - 1986. Вып. 15. - С.43—47 (авт. 100 %).

44. Худяков, С.А. О нормировании осевых колебаний судовых валопроводов / С.А. Худяков // Сборник докладов междун. конф.: «Проблемы прочности и эксплуатационной надежности судов». - Владивосток. - 1996. - С.304-309 (авт. 100%).

45. Худяков, С.А. Проблемы вибрации судов Дальневосточного бассейна / С.А. Худяков // Сборник докладов междун. конф.: «Проблемы прочности и эксплуатационной надежности судов»,- Владивосток, 1996. — С.310—317 (авт. 100 %).

46. Худяков, СЛ. Виброизоляция морской техники / С.А. Худяков // Сборник докладов междун. конф. БОРР-98: «Кораблестроение и океанотехника. Проблемы и перспективы».- Владивосток. - 1998. - С.404-407 (авт. 100 %).

47. Худяков, С.А. Усталостная прочность корпусных конструкций специальных судов / С.А. Худяков // Сборник докладов междун. конф. 80РР-98: «Кораблестроение и океанотехника. Проблемы и перспективы»,- Владивосток,- 1998. - С.408-410 (авт. 100%).

48.Худяков, СЛ. Прогнозирование состояния виброизоляции дизелей / С.А. Худяков // Матер, научно -тех. конф. «Наука морскому образованию на рубеже веков». - Владивосток: Дальневосточная государственная академия, 2000.-С. 178-182 (авт. 100%).

49. Худяков, СЛ. Анализ колебаний дизелей на виброизоляторах / С.А. Худяков, М.В. Дурнев // Сборник научных трудов: Автоматизация и новые

технологии в судоремонте. -Владивосток: Дальневосточная государственная академия, 2000. - С. 95-97 (авт. 80 %).

50. Худяков, С.А. Анализ вибрации судов с длинноходовыми дизелями / С.А. Худяков // Матер. 5-й меяодун. науч. конф.: «Проблемы транспорта Дальнего Востока».- Владивосток: Дальневосточная государственная академия, 2003. - С. 411-414 (авт. 100 %).

51 .Худяков С.А. Вибрационные повреждения дизеля типа 5Ь60МС / С.А. Худяков // Матер. 5-й междун. науч. конф.: «Проблемы транспорта Дальнего Востока»,- Владивосток: Дальневосточная государственная академия, 2003. - С. 432—435 (авт. 100%).

52.Худяков, С.А. Технологические расчеты в судовом машиностроении: учебное пособие / С.А. Худяков. - Владивосток: Морской государственный университет, 2003. - 53 с. (авт. 100 %).

53. Худяков, С.А. Обоснование необходимости нормирования вибрации в машинных отделениях транспортных судов / С.А. Худяков // Пленарные доклады 6-й научно-практ. конф. РЕВИАТ-05. - Владивосток: Морской государственный университет, 2005. - С. 178-184 (авт. 100 %).

54. Худяков, С.А. Прочность муфты соединения валов валопровода судов типа С А-15 / С.А. Худяков // Вестник МГУ: серия «Судостроение и судоремонт». - Владивосток: Морской государственный университет 2005 вып.7. - С. 72-74 (авт. 100 %).

55.Худяков, С.А. Спектры возмущающих усилий вибрации в машинных отделениях транспортных судов / С.А. Худяков // Пленарные доклады 6-й научно-практ. конф. РЕВЯАТ-05. - Владивосток: Морской государственный университет, 2005. - С. 184-189 (авт. 100 %).

56. Худяков, С.А. Оценка технического состояния сварного промежуточного вала судна / С.А. Худяков, А.В. Струтынский // Сборник научных трудов: Исследования по повышению эффективности судостроения и судоремонта. Вып.46. - Владивосток: Дальневосточный государственный технический университет, 2006. - С.294-298 (авт. 70 %).

57. Худяков, С.А. Результаты обследования разрушенного коленчатого вала дизеля типа БбВ-МРТК / С.А. Худяков, А.В. Струтынский // Сборник научных трудов: Исследования по повышению эффективности судостроения и судоремонта. Вып.46. - Владивосток: Дальневосточный государственный технический университет, 2006. - С.288-293 (авт. 70 %).

58.Худяков, С.А. Сравнение характеристик малогабаритных твердомеров / С.А. Худяков, А.В. Струтынский // Вестник МГУ: серия «Судостроение и судоремонт». - Владивосток: Морской государственный университет 2007. Вып. 17. - С. 84-94 (авт. 70 %).

59. Худяков, С.А. Анализ возмущающих моментов Н-формы колебаний судовых МОД / С.А. Худяков // Вестник МГУ: серия «Судостроение и судоремонт». - Владивосток: Морской государственный университет, 2007 Вып 17. - С. 95-97 (авт. 100 %).

60. Худяков, С.А. Последствия отказа шатунного подшипника главного дизеля т/х «Проф. Барабанов» / С.А. Худяков // Вестник МГУ: серия «Судо-

строение и судоремонт». - Владивосток: Морской государственный университет, 2008. Вып. 25. - С. 52-54 (авт. 100 %).

61. Худяков, С.А. Эксплуатационные отказы коленчатых валов судовых дизелей / С.А. Худяков // Вестник МГУ: серия «Судостроение и судоремонт». - Владивосток: Морской государственный университет, 2008. Вып. 25. -С. 55-60 (авт. 100%).

62 .Худяков, С.А. Результаты обследования блока цилиндров дизеля 8NVD48A-2U т/х «Блазново» / С.А. Худяков, A.B. Струтынский // Вестник МГУ: серия «Судостроение и судоремонт». - Владивосток: Морской государственный университет, 2009. Вып.32. - С. 30-36 (авт. 70 %).

63. Худяков, С.А. Повреждения коленчатых валов дизелей типа 6ЧН40/46 / С.А. Худяков, A.B. Струтынский // Вестник МГУ: серия «Судостроение и судоремонт». - Владивосток: Морской государственный университет, 2011. Вып.ЗЗ. - С. 27-34 (авт. 70 %).

64. Худяков, С.А. Анализ причин разрушения гребного вала / С.А. Худяков // Сборник научных трудов Дальрыбвтуза, 2011. Вып.24. - С. 112-118 (авт. 100%).

65. Тарануха, H.A. Анализ возмущающих усилий вибрации теплоходов с малооборотными дизелями / H.A. Тарануха, С.А. Худяков // Пленарные докл. 11-й научнопракт. конф.: FEBRAT-11. - Владивосток, 2011. - С. 49-51 (авт. 60%).

66. Тарануха, H.A. Динамика упругих систем в машинных отделениях судов с главными малооборотными дизелями / H.A. Тарануха, С.А. Худяков // Тезисы докл. конф. по строительной механике корабля, посвящ. памяти акад. Ю.А. Шиманского. - СПб, 2011. - С. 138-149 (авт. 60 %).

67. Тарануха, H.A. Проектное обеспечение норм вибрации в машинных отделениях судов с главными малооборотными дизелям / H.A. Тарануха, С.А. Худяков II Тезисы докл. конф. по строительной механике корабля, по-свящ.памяти проф. П.Ф. Попковича. - СПб, 2012. - С. 117-118 (авт. 60 %).

68. Тарануха, H.A. Проектирование блоков машинных отделений судов с главными малооборотными дизелями / H.A. Тарануха, С.А. Худяков // Вестник МГУ: серия «Судостроение и судоремонт». Вып.47. - Владивосток: Морской государственный университет, 2012. - С. 65-72 (авт. 60 %).

69. Худяков, С.А. Повреждения и отказы судовых технических средств: учеб. пособие / С.А. Худяков, A.B. Струтынский. - Владивосток: Морской государственный университет, 2012. - 150 с. (авт. 70 %).

70.Худяков, С.А. Оценка технического состояния грузовых турбонасосов транспортного судна / С.А. Худяков, К.Б. Пальчик // Вестник ГМУ им. адм. Ф.Ф. Ушакова. - 2012. - №1 (1). - С. 40-42 (авт. 70 %).

7Худяков, С.А. Фрикционный демпфер сухого трения для связей верхнего крепления судовых главных дизелей / С.А. Худяков // Вестник ГМУ им. адм. Ф.Ф. Ушакова. - 2012. - №2 (2). - С. 67-68 (авт. 100 %).

12. Худяков, С.А. Вибрация судовых малооборотных дизелей / С.А. Худяков // Сборник трудов научной конференции «XXVII сессии РАО и сессии

Научного совета РАН по акустике». - СПб, КГНЦ, 2014. - С 1266-1272 (авт. 100%).

73. Худяков, С.А. Влияние присоединенных масс воды на вибрацию малооборотных дизелей /С.А. Худяков // Материалы 4-ой Всероссийской научно-технической конференции «Актуальные проблемы морской энергетики» - СПб, СПбГМТУ, 2015. - С. 147-149 (авт. 100 %).

74. Khoodiakov, S. Analysis of Vibration of Marine Diesel Generators with Vi-broinsulators / S. Khoodiakov // Proceedings TEAM'2000. -Vladivostok 2000 -Р.517-518(авт. 100%).

75. Khoodiakov, S. Dezign of Diesel Combustion Chamber Sealing / S. Khoodiakov //Proceedings SOPP'Ol.-Vladivostok. -2001,-P.445-448 (авт. 100%).

76. Khoodiakov, S. Principles oflaying down limits of elastic system free vibration frequencies in engine rooms / S. Khoodiakov // Proceedings ISC-02 - St Petersburg, 2002.-P. 149-159 (авт. 100 %).

77. Khoodiakov, S. Vibration of Marine Engines of Motorships / S. Khoodiakov // Proceedings TEAM'04. -Vladivostok, 2004. - P. 108-117 (авт. 100%).

Формат 60x84 1/16. Тираж 100. Заказ 2979. Отпечатано в редакционно-издательском отделе ФГБОУ ВПО «Государственный морской университет имени адмирала Ф.Ф. Ушакова» 353918, г. Новороссийск, пр. Ленина, 93