ОДЕСЬКИЙ ДЕРЖАВНИЙ МОРСЬКИЙ УНІВЕРСИТЕТ

Нгуен Мань Тхионг

УДК 629.12-233.12:543.2

ПІДВИЩЕННЯ ЕКСПЛУАТАЦІЙНОЇ НАДІЙНОСТІ І МЕТОДИКА РОЗРАХУНКУ ВАЛОПРОВОДУ МАЛОТОННАЖНИХ СУДЕН ЗМІШАНОГО ПЛАВАННЯ

Спеціальність

05.08.05 — суднові енергетичні установки

АВТОРЕФЕРАТ

дисертації на здобуття наукового ступеня

кандидата технічних наук

Одеса – 2001

Дисертація є рукописом.

Робота виконана в Одеському державному морському університеті.

Науковий керівник: кандидат технічних наук, доцент Коваленко Олег Олександрович, Одеський державний морський університет, кафедра “Суднові енергетичні установки і технічна експлуатація”

Офіційні опоненти: доктор технічних наук, професор

Ханмамедов Сергій Альбертович, Одеська
державна морська академія, завідувач кафедри

кандидат технічних наук,
Комраков Євген Микитович, СЖС “Україна”,
менеджер по організації інспекції

Провідна організація: Український державний морський технічний
університет ім. адм. Макарова

Захист відбудеться 21 лютого 2002 р. о 14 год. на засіданні спеціалізованої ради Д .106.01 в Одеській державній морській академії за адресою: 270029, м. Одеса, вул. Дідріхсона, 8.

З дисертацією можна ознайомитися у бібліотеці академії. Відзиви у двох примірниках за підписом, завіреним печаткою установи, просимо направляти ученому секретарю спеціалізованої ради за адресою академії.

Автореферат розісланий 30 грудня 2001 р.

Учений секретар спеціалізованої вченої ради Д .106.01,

доктор технічних наук, професор | І.В. Капітонов

ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Актуальність теми. Система валопроводу являє собою один з найбільш відповідальних вузлів у судновій енергетичній установці, експлуатації якого приділяється особлива увага. Незважаючи на численні дослідження, присвячені питанню підвищення його експлуатаційної надійності, поломки валопроводу і відмови його деталей відбуваються все ж часто. Це пояснюється тим, що на роботу суднового валопроводу впливає багато факторів, у тому числі й різноманітні експлуатаційні фактори, що неточно враховані у розрахунках і експлуатації. Методи вирішення цієї задачі дотепер у практиці є наближеними, чисельними методами, при яких необхідно використовувати багато допущень і емпіричних даних. Однак у ряді випадків результати розрахунків стають не адекватними різноманітній дійсності експлуатації.

Крім того, експлуатаційні витрати на утримання суднового валопроводу складають значну частину загальних витрат на СЕУ. Проблема має особливе значення для В'єтнаму, де 85суден є малотоннажними суднами змішаного плавання, головним видом їх СЕУ є дизельна установка з прямою передачею двигун - валопровід - гребний гвинт, і де існує велике число старих суден віком 15-20 років, виготовлених за закордонними стандартами і досвідом. В експлуатації не завжди правильно оцінюється вплив різних факторів на роботу системи валопроводу: швидкості корозії, району плавання та інших експлуатаційних факторів. Внаслідок цього останніми роками відбувається багато аварій, пов'язаних з системою валопроводу, чого не було раніше.

Отже виникає необхідність розробки методу, що дозволяє оцінити вплив на роботу системи, таких факторів, як зміна жорсткості корпуса судна, зазорів і жорсткості підшипників тощо.

Можливості сучасної обчислювальної техніки дозволяють вирішити згадану задачу з більш повним урахуванням комплексу діючих факторів і одержати більш повну картину коливань і більш точний результат. Уточнений метод розрахунку корисний не тільки на стадії проектування, але й в експлуатації, наприклад, для вирішення задачі діагностики й ремонту, де можливість застосування існуючих методів дуже обмежена.

У зв'язку з вищесказаним розробка уточненого методу розрахунку коливань суднового валопроводу з використанням ЕОМ представляється безсумнівно актуальною задачею.

Зв'язок роботи з науковими програмами, планами, темами. Робота проводилася відповідно до пріоритетних напрямків розвитку техніки і використання ЕОМ у проектуванні і виробництві відповідно до наукової програми Міністерства будівництва В'єтнаму і Хайфонського державного морського університету (ХДМУ).

Мета і задачі дослідження. Розробка теоретичного обґрунтування й алгоритму розрахунку коливань суднового валопроводу з більш повним урахуванням діючих факторів, таких, як динамічна жорсткість масляної плівки у підшипниках, їх зазори та зміщення, деформації корпусу, гідродинамічні сили, що діють на гребний гвинт, змінні моменти і поперечні сили з боку двигуна.

Для досягнення мети в роботі вирішені такі задачі:

§ контактно-гідродинамічна задача мащення підшипників ковзання для визначення характеру жорсткості масляної плівки;

§ отримано рішення рівнянь коливань вала з розподіленою масою, який обертається, з урахуванням подовжніх сил, внутрішнього опору і гіроскопічного моменту, жорсткості опор та їх зміщень;

§ розроблено метод розрахунку коливань валопроводу, що лежить на багатьох опорах з різними нелінійними характеристиками жорсткості;

Наукова новизна одержаних результатів.

§ отримано метод оцінки ресурсу і надійності системи валопроводу з урахуванням експлуатаційних факторів і спосіб підвищення цих показників;

§ отримано рішення рівнянь коливань вала з розподіленою масою, який обертається, з урахуванням подовжніх сил, гіроскопічного моменту і його внутрішнього опору, що має гістерезисну характеристику;

§ розроблено метод оцінки усталеності відносного положення цапф у опорах залежно від цього положення;

§ розроблено метод розрахунку коливань багатопрогонового валопроводу з різними нелінійними жорсткостями.

Практичне значення одержаних результатів. Запропонований метод розрахунку може бути застосований при експлуатації і проектуванні суднових енергетичних установок з отриманням більш достовірних результатів порівняно з існуючими методами, а також для розрахунку таких важливих параметрів і факторів, як статичні і динамічні навантаження на опори, характер тертя (рідинне чи ні).

Є можливість визначення і таких параметрів, як фактичні зазори в підшипниках, а також оцінки робочого процесу двигуна по виміряних коливаннях валопроводу. Такі дані нерідко використовуються для діагностики деяких робочих параметрів СЕУ.

Матеріали і результати цієї роботи використовуються у навчальному процесі в ХДМУ при вивченні коливань суднового валопроводу.

Особистий внесок здобувача. Основні наукові положення і результати, представлені в дисертації, отримані здобувачем у період з 1995 по 1999 р. на кафедрі суднових енергетичних установок і технічної експлуатації Одеського державного морського університету і ХДМУ.

У цій роботі здобувачу належить:

§ складання диференціальних рівнянь поперечних коливань суднового валопроводу з урахуванням різних факторів і алгоритму їх рішення;

§ розробка методу розрахунку коливань багатопрогонового валопроводу на опорах ковзання з нелінійною жорсткістю;

§ розробка алгоритму визначення усталеності відносної позиції цапфи в опорі;

§ розробка алгоритму рішення задачі коливань багатопрогонового вала методом матриць переходу і програмна реалізація його на ЕОМ.

Апробація результатів дисертації. Результати робіт з розрахунків крутильних і спільних поздовжньо-крутильних коливань валопроводу з розподіленою масою, викликаних гідродинамічними силами з боку гребного гвинта, доповідалися на наукових семінарах ХДМУ і регістра В'єтнаму, а також на кафедрі СЕУ ОДМУ.

Публікації. Зміст дослідження відбито у п'яти публікаціях.

Структура й обсяг дисертації. Дисертація складається з вступу, чотирьох розділів, висновку, списку літератури. Робота складається з 124 сто-рінок основного тексту, 23 рисунків, 6 сторінок списку літератури з 65 най-ме-нувань.

ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ

У вступі викладено актуальність задачі підвищення надійності і розрахунку коливань суднового валопроводу. Визначено мету й основні напрямки досліджень.

У першому розділі наведено аналіз умов роботи системи валопроводу, огляд робіт, присвячених розрахункам коливань, і визначено підхід до дослідження.

У другому розділі здійснена розробка математичної моделі коливань валу з розподіленою масою з урахуванням подовжньої сили, внутрішнього опору, а також наведені основні рівняння контактно-гідродинамічної теорії мащення.

Гідродинамічні сили підшипника, що впливають на вал у місці стику між ділянками, виражаються системою диференціальних рівнянь з трьома безрозмірними параметрами С, nB и V

Рис. 1. Положення цапфи в підшипнику

,

. | (1) | где

,

.

где : ;

k0 — тиск масляної плівки;

U — окружна швидкість;

V0 — швидкість видалення поверхонь тертя;

A1 = 1/427 ккал/(кгсм) — термічний еквівалент роботи;

Т — температура в даній точці;

? — коефіцієнт теплопровідності рідини;

? — густина мастильного матеріалу;

— кінематична в’язкість мастильного матеріалу;

n — п’єзокоефіцієнт мастильного матеріалу ;

h0, h — радіальні зазори між валом і опорою;

x — координата, що відлічується вздовж дотичної до нижньої поверхні в бік, зворотний рухові цієї поверхні;

y — координата, що відлічується впоперек мастильного шару, початок відліку якої на нижній поверхні (рис. 1).

Вирішивши систему (1) методом Рунге-Кутта зі змінними комбінаціями відносних параметрів nB, C, V при =1800, x=0, у<0 та ч=0?1, знайдемо гідродинамічний тиск опори на вал Для урахування пружності і демпфування масляної плівки їх краще представити у формі матриці коефіцієнтів:

. | (2)

Продиференцувавши (1) по H та V (ці параметри пропорціональні переміщенням та швидкостям відповідно), одержуємо

, |

(3) |

, |

(4)

Интегруючи (3) та (4) у краях (), одержуємо ці коефіцієнти.

Сила внутрішнього тертя з гистерезисною характеристикою має вигляд:

±, | (5) | де - коефіцієнти, що залежить від матеріалу, -максимальний розмах відносного переміщення, а знак цього члена співпадає із знаком швидкості.

У третьому розділі викладена методика рішення вищенаведених диференціальних рівнянь, визначення коефіцієнтів динамічних жорсткостей опор ковзання, а також методика розрахунку коливань всієї системи, що складається з багатьох ділянок.

Рис.2. Модель системи валопроводу

Розділимо систему валопроводу на частини, кожна з яких має постійний поперечний переріз та рівномірно розподілену по довжині масу, і припустимо, що центр інерції перетину розташований на осі обертання, тобто вал врівноважений. Між двома сусідніми частинами є зосереджені маси (маховик або фланці), опори чи зосереджені сили (сила від циліндра на колінчастий вал) (рис. ).

Кожна ділянка здійснює вимушені коливання під дією зовнішніх сил і сил з боку сусідніх ділянок на її кінцях.

Збурюючі сили від двигуна і гвинта представляються у вигляді ряду Фур'є

,

для двигуна двотактного типу і для чотиритактного

. | (7)

У сталому режимі прийняте припущення про те, що валопровід коливається періодично і амплітуди коливань перетину z, координати відлічувані від початку ділянки i, мають вид ряду

u(z) = u(z)о,i +(А(z)i,k coskt + B(z)i,kkt). | (8)

Нехтуючи неголовними гармоніками при розрахунках вимушених коливань з урахуванням малості у (5), можна написати

и . | (9)

У рохомій системі координат частота коливань становить . Тоді можно переписати (5) у вигляді

(10)

Для кожного значення добутку k знайдемо відповідні [C]1,k, потім амплітуди переміщень і напруг будь-якого перетину. Коли визначник матриці в лівій частині рівняння то рівняння (19) невизначене, тоді, хоч права частина — значення зовнішніх впливів — дорівнює нулю, [C]1 може мати будь-які значення, а отже, система коливається періодично з будь-якими амплітудами. Це відповідає вільним коливанням системи, де амплітуди коливань залежать від первісного стану системи, тому рівняння (19) є рівнянням вільних коливань системи, шукане якого є добутком k.

Щоб знайти власну частоту, ми вирішуємо (19) числовим методом на ЕОМ, надаючи значення в діапазоні від 0 до , знайдемо такі значення , що задовольняють рівнянню (19).

Для рішення задачі вимушених коливань з урахуванням пружності і демпфування масляної плівки, що є нелінійними, необхідно вирішити систему диференціальних рівнянь із змінними параметрами методом послідовних наближень.

Результати перевірочних розрахунків валопроводу судна ТАН ЧАО і спосіб підвищення надійності валопроводу ЧИОНГ ША, на серії яких мали місце поломки валопроводів внаслідок невдалого, на думку автора, проектування.

Максимальні відносні помилки розрахунків згинаючих напруг валопроводу судна ТАН ЧАО становлять менше, ніж 10 відсотків порівняно з практично виміряними.

Таблица 1

Результати розрахунку згинаючих напруг та вимірювань.

Відстань перетуну від гребного гвинта, м | Максимальні згинаючі

напруги, МПА | Помилки | Розрахунок | Вимірювання | 4,635 | 0,104 | 0,109 | 4,6 | 7,125 | 0,275 | 0,294 | 6,4 | 13,625 | 2,307 | 2,484 | 7,1 | 14,525 | 4,839 | 4,436 | 9,1 | 21,055 | 2,266 | 2,078 | 8,3 | 23,515 | 1,923 | 1,785 | 7,7 |

Вважаючи, що за час експлуатації корпус судна стане ослабленим через високу швидкість корозії і деформується, ведемо розрахунок коливань валопроводу ЧИОНГ ША. Результати розрахунків показують, що при деформації корпусу і зміні зазорів підшипників змінюється форма коливань валопроводу. Дані двох варіантів постановки валопроводу і результати розрахунків такі.

Для валопроводу було поставлено два дейдвудні підшипники, один проміжний опорний і один упорний підшипник. Довжини прогонів такі:

l1=0,80 м; l2=2,46 м; l3=2,68 м; l4=2,20 м; l5=2,85 м.

При такому розташуванні підшипників результати розрахунку статичних і динамічних навантажень на опори за запропонованою методикою при нормальних умовах (зазори у допустимих межах і центри опор на ідеально прямій лінії) наведено у таблиці .

Вигин корпусу задано рівнянням

,

де z — координата i-ої опори від гребного гвинта;

b — залежить від числа вузлів коливань корпусу і визначається за емпіричною формулою.

Таблиця 2

Номер
опори | Qx, кН

(по горизонту) | Qy, кН

(по вертикалі) | Qмах, кН

(динамічні ) | Склад,
частина, % | 1 | 0 | 17,91 | 5,67 | 31.65 | 2 | 0 | 5,68 | 1,05 | 18.49 | 3 | 2 | 4,18 | 0,46 | 9.93 | 4 | -,04 | 14,33 | 2,72 | 18.97 | 5 | 9,67 | 9,71 | 14,97 | 109.24 | 6 | 24,59 | 31,36 | 103,06 | 258,61 | 7 | 21,93 | 22,96 | 26,36 | 83.02 | 8 | 22,84 | 25,41 | 151,26 | 442.71 | 9 | 21,88 | 24,02 | 47,51 | 146.22 | 10 | 24,88 | 27,11 | 38,06 | 103.43 | 11 | 20,74 | 22,06 | 3,90 | 12.88 |

При А=0,1 м (максимальна амплітуда корпусу по довжині) і число вузлів коливань дорівнює 3, результати розрахунку навантажень опор наведені у таблиці 2 (показано лише навантаження на підшипники валопроводу, а навантаження на опори двигуна при цьому змінюються мало).

З результатів розрахунків видно, що зміна навантажень для цього варіанту постановки опор досить велика при деформації і зміні зазорів, і що навантаження на носовий дейдвудний підшипник порівняно невеликі, а динамічні навантаження різко змінюються при деформації. З метою збільшення гнучкості валопроводу і вирівнювання навантажень на підшипники пропонується зменшити число опор, розташування підшипників таке:

l1=0,80 м; l2=4,25 м; l3=3,00 м; l3=2,85 м.

Результати розрахунків наведено у таблиці (при ідеальних умовах) і 4 при деформації та/або зміні зазорів.

Таблиця 3

Навантаження на опори проміжних і гребного валів

Номер
опори | Qx, кН

(по горизонту) | Qy, кН

(по вертикалі) | Qмах, кН

(динамічні ) | Склад.
Частина, % | 1 | 0 | 24,85 | 9,78 | 39.35 | 2 | 0 | 0,26 | 1,69 | 650 | 3 | 2 | 4,76 | 3,11 | 60.23 | 4 | -0,4 | 12,20 | 5,91 | 48.41 |

Таблиця 4

Навантаження на опори проміжних і гребного валів

Номер
опори | Qx, кН

(по горизонту) | Qy, кН

(по вертикалі) | Qмах, кН

(динамічні ) | Склад.
Частина, %

1 | 0 | 18,13 | 5,89 | 32.48

2 | 0 | 9,60 | 2,3 | 23.96

3 | 2 | 14,87 | 4,02 | 26.79

Таблиця 5

Навантаження на опори проміжних і гребного валів

Номер
опори | Qx, кН

(по горизонту) | Qy, кН

(по вертикалі) | Qмах, кН

(динамічні ) | Склад.
Частина, % | 1 | 0 | 20,32 | 6,7 | 32.97 | 2 | 0 | 7,82 | 1,8 | 23.01 | 3 | 2 | 14,41 | 3,70 | 25.43 |

Таким чином, при другому варіанті зміни навантаження умови експлуатації більш плавні, тому цей варіант постановки більш бажаний, більш передбачуваний. Підшипники валопроводу у цьому випадку будуть працювати надійніше, ніж у першому.

За результатами розрахунків В'єтнамської Академії по проектуванню для цієї системи валопроводу, максимальна дотична напруга max=44,8 МПа при =32,45 с-1. За результатами розрахунку при такій частоті це значення виходить більшим: max=-94,5 МПа у місці розташування маховика. Це значення перевищує допустиму величину (49,5 МПа). Для зменшення критичної частоти обертання валу пропонується пружне з’єднання двигуна з проміжним валом. При цьому, за розрахунками максимальна напруга в робочому діапазоні частот обертання становить 23 МПа, тобто не перевищує допустиму.

У четвертому розділі на основі аналізу дослідів і теоретичних досліджень розроблено необхідні рекомендації для підвищення надійності валопроводу при експлуатації, визначення ресурсу підшипників і можливості застосування запропонованої методики для оперативного контролю стану валопроводу.

ВИСНОВКИ

1. Розроблено математичну модель суднового валопроводу, що дозволяє вирішити ряд проблем, які стосуються впливу на динамічні характеристики валопроводу нелінійних характеристик пружності масляної плівки у підшипниках ковзання, гістерезисної характеристики внутрішнього тертя матеріалу вала, розподіленості мас вздовж лінії валу і змінності сил та моментів, закони зміни яких не є близькими до гармонічних.

2. Розроблено метод оцінки усталеності відносного положення цапфи у підшипнику ковзання та динамічної жорсткості опори залежно від цього положення.

3. Розроблено методику розрахунку коливань суднового валопроводу, що дозволяє розглядати процес його сумісних згину та крутіння з урахуванням усіх головних діючих факторів, що характеризують як властивості системи валопроводу, так і зовнішні сили та моменти.

4. Запропонована методика дає можливість визначити з достатньо високою точністю не лише такі необхідні для практики параметри як максимальна напруга та координати небезпечних перетинів, небезпечні зони частот обертання, але й такі важливі і недоступні дотепер для визначення показники як динамічне навантаження на опорах і характер режиму тертя.

5. Розроблено алгоритм рішення загальної задачі коливань, що дозволяє вирішити цю задачу з урахуванням багатьох нелінійних елементів, при цьому застосовано метод матриць переходу і обґрунтовано вибір комплексу невідомих першого наближення.

6. Порівняння результатів розрахунку за запропонованою методикою з даними вимірювання на судні ТАН ЧАО, а також випадки аварій валопроводу на судні ЧИОНГ ША дозволяють виснувати, що запропонована методика дає результати більш узгоджені з практикою. Зокрема, отримані розрахунком напруги кручення, що виникають на проміжному валу судна ЧИОГ ША, можуть бути причиною поломки вала.

7. Ступінь точності розрахунків (не гірше 10коливань валопроводу підтверджує правильність постановки задачі і прийнятих припущень, зокрема, припущення про області тертя в опорах. Підвищені порівняно з методом, який враховує лише головну гармоніку, величини максимальних напруг свідчать, що врахування ряду гармонік дозволяє описати картину коливань більш близько до реальності, а вимоги класифікаційних товариств у цьому відношенні носять більш умовний характер.

8. Критичні частоти обертання валу при розрахунку крутильних коливань валу з розподіленою масою виходять більш низькими і супроводжуються значно більшими величинами максимальних дотичних напруг, ніж при використанні метода дискретизації.

9. Для прогнозування ресурсу системи і її вузлів слід вести розрахунки з параметрами, що з часом змінюються. Після деякого періоду експлуатації необхідно вести розрахунки з новими значеннями зазорів і пружності матеріалу вкладишів підшипників та визначити нову швидкість зношування. При новому стані навантажень ці параметри відповідно збільшуються або зменшуються.

10. Статичне навантаження на опору безпосередньо поряд з двигуном значно більше, ніж при розрахунку за методом, де опори вважаються абсолютно жорсткими. Те саме стосується переміщень і кутів повороту маховика.

ОСНОВНИЙ ЗМІСТ ДИСЕРТАЦІЇ ОПУБЛІКОВАНИЙ
У РОБОТАХ:

1. Тхыонг Н.М. Расчет упругости опор скольжения с учетом масляной пленки в изучении вынужденных вибраций валопроводов. // Вестник Одесского государственного морского университета. – № . – 1998. – С. .

2. Тхыонг Н.М. К проблеме расчета вынужденных колебаний судовых валопроводов методами переходных матриц // Вестник Одесского государственного морского университета. – № 1. – 1998, – С. .

3. Тхыонг Н.М. Современное состояние вопроса о динамике судовых валопроводов (опыт Вьетнама) // Судовые энергетические установки: науч.-техн. сб. – 1998. – № . – Одесса: ОГМА. – С. .

4. Тхыонг Н.М. Расчет динамических коэффициентов жесткостей опор скольжения при учете смазочного слоя // Вестник Одесского государственного морского университета. – № . – 1999. – С. .

Тхионг Н.М. Підвищення експлуатаційної надійності і методика розрахунку валопроводу малотоннажних суден змішаного плавання. — Рукопис.

Дисертація на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук за спеціальністю 05.08.05 — Суднові енергетичні установки. Одеська державна морська академія. Одеса, 2001.

Дисертація присвячена питанням розробки методу розрахунку коливань суднових валопроводів. Розроблено методи розрахунку коливань багатопрогонового валопроводу методом матриць переходу з визначенням динамічних жорсткостей опор ковзання, метод вирішення задачі спільних коливань системи при урахуванні нелінійних характеристик жорсткості опор і властивостей матеріалу, методи визначення статичних і динамічних навантажень на опори, критичних швидкостей обертання.

Тхионг Н.М. Повышение эксплуатационной надёжности и методика расчёта валопровода малотоннажных судов смешанного плавания. — Рукопись.

Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук по специальности 05.08.05 — Судовые энергетические установки. Одесская государственная морская академия. Одесса, 2001.

Диссертация посвящена вопросам разработки метода расчета колебаний судовых валопроводов.

В диссертации разработаны методы расчета совместных колебаний многопролетного валопровода методом матриц перехода с более полным учетом действующих факторов, таких как динамической жесткости масляной пленки в опорах скольжения, внутреннего сопротивления материала валопровода, гидродинамических сил на гребном винте, переменных моментов и поперечных сил со стороны двигателя. Взаимосвязь продольных, крутильных и поперечных колебаний учитывается связью между со-став-ля-ющими гидродинамических сил со стороны гребного винта и силами в опорах валопровода при поперечном движении цапф в них.

Валопровод рассмотрен как многопролетный стержень с распределенной массой, составлены уравнения колебаний по разным направлениям каждого участка, при этом учитываются влияния его вращения, продольных сил, угла сдвига и внутреннего трения материала вала, которое имеет гистерезисную характеристику. Для решения этих уравнений использован метод гармонизации в предположении о существовании режима установившихся колебаний, и движения сечений вала могут быть представлены рядом Фурье. Подстановкой их в уравнения движений определены общие решения для каждого участка вала, причем неизвестными остаются постоянные интегрирования. Эти постоянные определены методом матриц перехода, использую граничные условия в двух концах валопровода и связи между соседними участками. Эти связи являются перемещением, инерцией масс между участками, внешними силами со стороны двигателя и реакциями опор валопровода.

Гидродинамические давления масляной пленки определены решением нестационарной контактно-гидродинамической задачи. Алгоритм расчета динамических коэффициентов разработан на основании результатов работы А.С. Коднира с использованием предположений о малости масс жидкости, изотермичности и о том, что жидкость имеет ньютоновские свойства. Для упрощения задачи также использовано предположение о пропорциональности между перемещением поверхности и давлением на нее.

Для решения нелинейной задачи, которая определяется нелинейностью динамической жесткости масляной пленки и гистерезисной характеристикой внутреннего сопротивления, применены методы кусочно-линейной аппроксимации и последовательных приближений. Сначала предварительно определяются приблизительные позиции цапф в опорах, статические нагрузки на подшипники, динамические коэффициенты в этих позициях и проводятся следующие расчеты до совпадения результатов.

При расчетах вынужденных колебаний разработаны алгоритмы, которые позволяют определить параметры ряда гармоник в общих колебаниях в любых сечениях валопровода и динамические нагрузки в подшипниках.

В диссертации также разработан алгоритм расчета критических оборотов валопровода и его свободных частот колебаний.

Thuong N.M.Of Performance Reliability And Method Of Computing Drive Shafting Of Low Displacement Ships Of Mixed Sailing. — Manuscript.

Thesis for a PHD’s degree by speciality 05.08.05 — Ship power plants. Odessa State Maritime Academy. Odessa, 2001.

The thesis is devoted to problems of ship shafting vibration. In this work such methods as calculating of shafting vibration by means of transition’s matrix with defining the dynamical hardness of bearings, method to solve the problem of vibration of non-linear systems (the harnesses of bearings and hysteresis of materials in this case), method to find the static and dynamic loads on bearings, the position of a journal in a bearing, the critical rotation speeds of a shafting, are elaborated.