CC BY
18
ВЕСТНИК«)
ГОСУДАРСТВЕННОГО УНИВЕРСИТЕТА ^^
МОРСКОГО И РЕЧНОГО ФЛОТА ИМЕНИ АДМИРАЛА С. О. МАКАРОВА
DOI: 10.21821/2309-5180-2020-12-2-359-368
ASSESSMENT OF SYNCHRONOUS VIBRATIONS RISKS AS EXEMPLIFIED IN THE SHAFTING TORSIONAL VIBRATIONS ANALYSIS FOR R118 PROJECT PASSENGER SHIP
V. V. Martianov
Admiral Makarov State University of Maritime and Inland Shipping,
St. Petersburg, Russian Federation
High requirements for the failure-free operation of the ship propulsion complex dictate the need to assess the risk of resonance torsional vibrations of the shaft line. The methodology for calculating resonant torsional vibrations of a ship shaft line is considered on the example of a passenger ship of P118 project. The technical parameters of the ship and its power plant are given. The calculated discrete mathematical model of the shaft line is presented and its parameters are determined, the main stages of the torsional vibrations calculation are described, and the calculations results for each stage are presented. As a result of computer simulation using a discrete mathematical model, the naturalfrequency of torsional vibrations of the shaft line and the corresponding potentially dangerous frequencies of the shaft line rotation are determined. For the engine to operate at dangerous frequencies the exciting momentsfrom the engine are calculated and theforced vibrations amplitudes are determined. The calculation of forced vibrations is based on determining the driving torques caused by the engine operation. The engine characteristics necessary to obtain an indicator diagram of its duty cycle are described in the paper. The dependence of the tangential force versus crankshaft rotation angle is obtained as a result of a force analysis of the engine mechanism. For the harmonic analysis of the obtained dependence, a specially written for this purpose program is used. Performing these calculations for all operating modes of the engine makes it possible to establish the dependence of the tangential force harmonic components on the crankshaft rotational speed and construct the corresponding graphs. On the basis of the obtained dependences, the driving moments of the engine are determined. When calculating the driving torques, the well-known empiricalformulas are used in the work. Based on the forced vibrations calculation results, the most dangerous section of the shaft line is determined. An analysis of the presented results makes it possible to formulate recommendations both in terms of possible structural changes (during the design or significant modernization of ships), and in terms of restrictions on operational conditions.
Keywords: ship, engine, shafting, propeller shaft, propeller screw, exploitation, torsional vibrations, assessment, resonance.
For citation:
Martianov, Vladimir V. "Assessment of synchronous vibrations risks as exemplified in the shafting torsional
vibrations analysis for R118 project passenger ship." Vestnik Gosudarstvennogo universiteta morskogo i rech-
nogo flota imeni admirala S. O. Makarova 12.2 (2020): 359-368. DOI: 10.21821/2309-5180-2020-12-2-359-368.
N
УДК 621.431:629
ОЦЕНКА УГРОЗЫ ВОЗНИКНОВЕНИЯ РЕЗОНАНСНЫХ КОЛЕБАНИЙ
НА ПРИМЕРЕ РАСЧЕТА КРУТИЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ 2
СУДОВОГО ВАЛОПРОВОДА ПАССАЖИРСКОГО ТЕПЛОХОДА ПР. Р118
В. В. Мартьянов
ФГБОУ ВО «ГУМРФ имени адмирала С. О. Макарова»,
Санкт-Петербург, Российская Федерация
Высокие требования к безотказной работе судового пропульсивного комплекса диктуют необходимость оценки риска возникновения резонансных крутильных колебаний валопровода. Методика расчета резонансных крутильных колебаний судового валопровода рассмотрена на примере пассажирского теплохода проекта Р118. Приведены технические параметры теплохода и его энергетической установки. Представлена расчетная дискретная математическая модель валопровода и определены ее параметры, описаны основные этапы расчета крутильных колебаний и приведены результаты вычислений по каждому этапу.
N
г
В результате компьютерного моделирования с использованием дискретной математической модели определена собственная частота крутильных колебаний валопровода и соответствующие ей потенциально опасные частоты вращения валопровода. Для работы двигателя на опасных частотах рассчитаны вынуждающие моменты от двигателя и определены амплитуды вынужденных колебаний. Приведены характеристики двигателя, необходимые для получения индикаторной диаграммы его рабочего цикла. Зависимость тангенциальной силы от угла поворота коленчатого вала получена в результате силового анализа механизма двигателя. Для гармонического анализа полученной зависимости использована специально написанная для этой цели программа. Выполнение указанных вычислений для всех эксплуатационных режимов работы двигателя позволило установить зависимость гармонических составляющих тангенциальной силы от частоты вращения коленчатого вала и построить соответствующие графики. На основе полученных зависимостей определены вынуждающие моменты от двигателя. При расчете вынуждающих моментов в работе использованы известные в инженерной практике эмпирические формулы. По результатам расчета вынужденных колебаний определен наиболее опасный участок валопровода. Анализ представленных результатов дает возможность сформулировать рекомендации как в части возможных конструктивных изменений (при проектировании или существенной модернизации судов), так и в части ограничений эксплуатационных режимов.
Ключевые слова: судно, двигатель, валопровод, гребной вал, гребной винт, эксплуатация, крутильные колебания, оценка, резонанс.
Для цитирования:
Мартьянов В. В. Оценка угрозы возникновения резонансных колебаний на примере расчета крутильных колебаний судового валопровода пассажирского теплохода пр. Р118 / В. В. Мартьянов //
Вестник Государственного университета морского и речного флота имени адмирала С. О. Макарова. — 2020. — Т. 12. — № 2. — С.359-368. DOI: 10.21821/2309-5180-2020-12-2-359-368.
Введение (Introduction)
Валопровод судовой энергетической установки является упругой системой, работающей в условиях периодически изменяющихся нагрузок — сил и вращающих моментов. В результате действия этих нагрузок в валопроводе возникают колебания нескольких видов: крутильные, осевые и изгибные. Поскольку валопровод, как любая упругая система, обладает собственными частотами, наибольшую опасность для его работы представляют резонансные колебания, возникающие при совпадении частот нагрузок с одной из собственных частот. Амплитуды колебаний и деформации различных участков валопровода резко возрастают даже при частотах, близких к резонансным, и могут превысить предельно допустимые. Такие колебания могут привести не только к поломкам самого валопровода, но и вызвать сильную вибрацию корпусных конструкций, особенно вблизи опор валопровода [1]-[4].
Крутильные колебания с амплитудами, превышающими допустимые значения, нередко вызывают повреждения валопровода [5]. Непосредственной причиной поломок является усталость материала в местах возникновения наибольших напряжений. Чаще всего случаются повреждения упорных подшипников, коленчатых и гребных валов [6]. Это связано с конструктивными особенностями данных участков валопровода [7], [8].
Оценка угрозы возникновения резонансных колебаний требует выполнения расчета, который включает ряд этапов [9], рассмотренных на примере расчета крутильных колебаний для пассажирского теплохода пр. Р118.
Методы и материалы (Methods and Materials)
Общая характеристика элементов валопровода теплохода: пассажирский теплоход пр. Р118 (тип «Фонтанка») предназначен для прогулочных и экскурсионных перевозок по городским рекам и каналам [10], представляет собой одновинтовое двухпалубное судно с кормовым расположением машинного отделения; водоизмещение — 31,060 т. Габаритная длина судна — 20,6 м, ширина — 5,43 м, высота борта — 1,3 м, осадка — 0,44 м, скорость — 16 км/ч. Главным двигателем является дизель ЯМЗ-238ГМ2 производства компании ПАО «Ярославский моторный завод» мощностью 177 кВт (240 л. с.).
Технические характеристики дизеля ЯМЗ-238ГМ2 [11]:
- мощность — 177 кВт (240 л. с.);
- частота вращения коленчатого вала — 2100 мин1;
ВЕСТНИК«)
ГОСУДАРСТВЕННОГО УНИВЕРСИТЕТА ^^
МОРСКОГО И РЕЧНОГО ФЛОТА ИМЕНИ АДМИРАЛА С. О. МАКАРОВА
- число цилиндров — 8;
- тип двигателя — четырехтактный с воспламенением от сжатия;
- расположение цилиндров — F-образное;
- расположение кривошипов под углом 90°;
- диаметр цилиндра — 130 мм;
- ход поршня — 140 мм.
Главная передача прямая, дизель соединен с гребным винтом посредством гребного и промежуточного валов. Промежуточный вал (муфта Р140-Т «Python-Drive»). Гребной винт фиксированного шага, левого вращения имеет следующие параметры: диаметр — 0,45 м, шаговое отношение — 0,436, дисковое отношение — 1,1, число лопастей — 3, масса - 23 кг, момент инерции — 0,179 кгм2.
На первом этапе необходимо составить расчетную модель валопровода и вычислить ее параметры. При исследовании динамических процессов в механических системах, обладающих упругими свойствами, обычно используются дискретные модели, позволяющие в расчетных целях заменить реальный механизм системой чередующихся масс и соединений. Считается, что дискретные массы недеформируемы и обладают лишь инерционными свойствами, а соединения лишены массы и обладают лишь упругими свойствами.
В результате детального анализа конструкций всех элементов валопровода с использованием заводской документации и выполнения значительного объема вычислений была получена дискретная модель, приведенная на рис. 1.
Рис. 1. Дискретная модель судового валопровода теплохода пр. Р118 Условные обозначения: массы 1-4 — коленчатый вал двигателя; масса 5 - маховик; масса 6 — промежуточный вал; масса 7 — гребной винт
Необходимые для расчетов динамики валопровода параметры дискретной модели приведены в табл. 1. Для перехода к безразмерным параметрам использованы следующие формулы:
Q - 6/ . E = е +1 60 e0 где Э; и ei — постоянные дискретной модели.
Принимаем следующие значения Э0 и e0: Э0 = 0,0545 кгм2; e0 = 3,281 10 8.
Отметим, что величины Э0 и e0 вычислены с использованием приближенных формул Терских и при расчете момента инерции гребного винта учитывается присоединенная масса воды.
Таблица 1
Параметры дискретной модели судового валопровода теплохода пр. Р118
Номер массы
1
e, И^м1
328110-
3 281 10-
3,28110-8
1,260 10-8 3,51210-7 1505 10-5
Ö, кгм2
0,0545
0,0545
0,0545
0,0545 1,362 0,749
0,600
E
0,384 10,704 458,702
О
1
24,99 13,74
11,00
2 О 2
_Г<
[361
1
1
2
1
1
3
1
1
4
5
6
7
ЛВЕСТНИК
............ГОСУДАРСТВЕННОГО УНИВЕРСИТЕТА
Х^ОРСКОГО И РЕЧНОГО ФЛОТА ИМЕНИ АДМИРАЛА С. О. МАКАРОВА
N
г
Полученная дискретная модель валопровода использовалась при математическом моделировании его работы в различных режимах.
Вторым этапом расчета крутильных колебаний является определение собственных частот валопровода и потенциально опасных частот вращения валопровода. Для определения собственных частот использовалась разработанная автором программа численного решения системы дифференциальных уравнений, описывающих динамику дискретной модели валопровода. В результате машинного расчета крутильных колебаний в рабочем диапазоне 0-300 Гц определена лишь одна (одноузловая) форма колебаний с частотой пе1 = 58,890 Гц.
Для нахождения опасных частот вращения валопровода была построена лучевая диаграмма, анализ которой показал, что при собственной частоте пе1 у теплохода пр. Р118 в рабочем диапазоне частот вращения валопровода возможны резонансы на четырех частотах:
- резонанс третьего порядка одноузловой формы (лопастная частота) соответствует частоте вращения 1373 мин-1;
- резонанс четвертого порядка одноузловой формы (моторная частота) соответствует частоте вращения 1032 мин-1;
- резонанс шестого порядка одноузловой формы (лопастная частота) соответствует частоте вращения 685 мин-1;
- резонанс восьмого порядка одноузловой формы (моторная частота) соответствует частоте вращения 513 мин-1.
На третьем этапе расчета необходимо определить вынуждающие моменты от двигателя.
По результатам теплового расчета на номинальном режиме были получены следующие значения: максимальное давление цикла 6,46 МПа; давление конца сжатия 4,55 МПа; давление в начале выпуска 0,27 МПа; степень сжатия 16,5; степень повышения давления 1,42; степень последующего расширения 12,20; степень предварительного расширения 1,35.
Рис. 2. Тангенциальная сила в функции угла поворота коленчатого вала
Полученные значения дали возможность построить индикаторную диаграмму и выполнить силовой анализ механизма двигателя. Таким образом, была определена зависимость тангенциальной силы от угла поворота коленчатого вала (рис. 2). Последующий гармонический анализ этой зависимости дал результаты, представленные в табл. 2. Подобные расчеты были выполнены для всех эксплуатационных режимов работы двигателя.
Таблица 2
Гармонические составляющие тангенциальной силы
V 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0 4,5 5,0 5,5 6,0
V 0,18 0,60 0,56 0,01 0,44 0,20 0,13 0,25 0,10 0,16 0,16 0,01
ВЕСТНИК«)
ГОСУДАРСТВЕННОГО УНИВЕРСИТЕТА ^^
МОРСКОГО И РЕЧНОГО ФЛОТА ИМЕНИ АДМИРАЛА С. О. МАКАРОВА
Рис. 3. Гармоники тангенциальной силы в зависимости от оборотов коленчатого вала
По результатам расчетов были построены графики зависимости гармонических составляющих тангенциальной силы от частоты вращения вала двигателя, работающего по винтовой характеристике (рис. 3). Полученные зависимости являются основой для определения вынуждающих моментов от двигателя.
Расчет резонансных колебаний третьего порядка. Резонансные колебания третьего порядка обусловлены работой гребного винта с частотой вращения 1373 мин1. Амплитуда вынуждающего момента для этого случая может быть определена по формуле
Му=3 = 0,042 • Мт = 0,042- 368,291 = 15,468 Н • м, (1)
где Мт — среднее значение крутящего момента гребного винта.
Для вычисления крутящего момента могут быть использованы эмпирические зависимости:
N 52 949
Мт = 9550 • — = 9550 • = 368,291 Н• м; (2)
п 1373
N = N •
î)= 177 "I 2Tôô) =52'949 КВТ. (3>
В формуле (3) показатель степени принят равным 2,84 на основании Протокола № 41 теплотехнических испытаний двигателя от 23 мая 2013 г.
Для расчета коэффициентов демпфирования b. также используются эмпирические формулы:
- для кривошипно-шатунного механизма дизеля
Ъ1 = 0,04 • юе • 0КШМ = 0,04 • 370,017 • 0,055 = 0,814 Н • м • с, (4)
где — круговая частота свободных колебаний одноузловой формы,
юе = 2п • ne = 2п • 58,890 = 370,017 c_1; (5)
- для гребного винта
b2 = 30 • = зо . 368 291 = 8,047 Н• м• с. (6)
n 1373
Найденные значения параметров позволяют определить амплитуду крутильных колебаний первой массы дискретной модели валопровода:
2 О 2
_Г<
[363
ЛВЕСТНИК
............ГОСУДАРСТВЕННОГО УНИВЕРСИТЕТА
Х^ОРСКОГО И РЕЧНОГО ФЛОТА ИМЕНИ АДМИРАЛА С. О. МАКАРОВА
A =_ Mv=3 'a7
&v'(b1-^1af + Ь2 'a2
= 1,347 • 10-3 рад. (7)
15,468• 3,750 _ ш-3
370,017 -(0,814 • 3,996 + 8,047 • 3,7502)
Полагая равными формы свободных и резонансных колебаний, можно найти амплитуды и для остальных шести масс модели. Результаты вычислений приведены в табл. 3.
Таблица 3
Амплитуды колебаний масс при резонансе 3-го порядка на частоте вращения 1373 мин-1
Номер массы 1 2 3 4 5 6 7
a 1 1 1 0,999 0,999 0,998 0,922 -3,750
A. • 103 t 1,347 1,347 1,346 1,346 1,344 1,241 -5,051
Построенная по этим данным диаграмма амплитуд колебаний дискретных масс приведена на рис. 4. Диаграмма наглядно показывает место наибольшей деформации валопровода при его закручивании, это место соединения вала с гребным винтом.
Рис. 4. Диаграмма амплитуд колебаний масс дискретной модели при резонансе 3-го порядка на частоте вращения 1373 мин-1
сч г
Расчет резонансных колебаний четвертого порядка. Резонансные колебания этого порядка обусловлены работой главного двигателя при частоте вращения 1032 мин1. Амплитуда вынуждающего момента для этого случая может быть определена по формуле
Mv=4 = tv = 4 • R • F, (8)
где tv=4 — амплитуда тангенциальной силы для резонанса 4-го порядка; R = 0,07 м — радиус кривошипа; F = 0,0133 м2 — площадь поршня двигателя. Согласно рис. 3, t 4 = 0,23 МПа. Тогда
Mv=4 = tv=4 • R • F = 0,23 • 0,07 • 0,0133 = 0,214 кН• м. (9)
Коэффициенты демпфирования b рассчитываются по эмпирическим формулам: - для кривошипно-шатунного механизма ДВС
b1 = 0,04• • 0КШМ = 0,04• 370,017• 0,055 = 0,814Н• м• с, (10)
где юe — круговая частота свободных колебаний одноузловой формы, юе = 2п- ne = 2п- 58,890 = = 370*017 с-1.
ВЕСТНИК,
ГОСУДАРСТВЕННОГО УНИВЕРСИТЕТА
МОРСКОГО И РЕЧНОГО ФЛОТА ИМЕНИ АДМИРАЛА С. О. МАКАРОВА,
- для гребного винта
M 217 799
b2 = 30= 30 • = 6,331 Н • м • с.
n 1032
(11)
где Мт — среднее значение крутящего момента, для вычисления которого, как и ранее, использованы эмпирические зависимости:
Mm = 9550 • — = 9550 •23536 = 217,799Н • м; n 1032
N = N .|-П-Т = 177-С1032
N \nj I 2100
2,8
= 23,536 кВт.
(12) (13)
Найденные значения параметров позволяют определить амплитуду крутильных колебаний первой массы дискретной модели валопровода:
iv=4 *
A =
Mv=A *
1 ©v'^l'Zl^2 + b a2)
0,214 • 103 • 3,<
= 0,025 рад.
(14)
" 370,017-(0,814• 3,996 + 6,331 • 3,7502)
4
Сумма безразмерных амплитуд для дискретных масс, представляющих коленчатый
вал двигателя, в данном случае равна 3,998. Исходя из равенства форм свободных и резонансных колебаний, находятся амплитуды для остальных масс модели. Результаты вычислений приведены в табл. 4.
Таблица 4
Амплитуды колебаний масс при резонансе 4-го порядка на частоте вращения 1032 мин-1
Номер массы
1
2
3
4
5
6
7
0,999
0,999
0,998
0,922
-3,750
A
0,025
0,025
0,025
0,025
0,025
0,023
-0,094
Построенная по этим данным диаграмма амплитуд колебаний дискретных масс изображена на рис. 5. Как и в предыдущем случае, диаграмма показывает, что место наибольшей деформации валопровода при его закручивании — это место соединения вала с гребным винтом.
Рис. 5. Диаграмма амплитуд колебаний масс дискретной модели при резонансе 4-го порядка на частоте вращения 1032 мин-1
2
о 2
1
1
а
Расчет резонансных колебаний шестого порядка. Резонансные колебания этого порядка обусловлены работой гребного винта с частотой вращения 685 мин-1. Амплитуда вынуждающего момента для этого случая определена по формуле
ЛВЕСТНИК
............ГОСУДАРСТВЕННОГО УНИВЕРСИТЕТА
Х^ОРСКОГО И РЕЧНОГО ФЛОТА ИМЕНИ АДМИРАЛА С. О. МАКАРОВА
Му=6 = 0,043 • Мт = 0,043 -102,457 = 4,406Н • м, (15)
где Мт — среднее значение крутящего момента гребного винта, для вычисления которого вновь используются эмпирические зависимости:
N 7 349
Мт = 9550 •— = 9550 • = 102,457Нм, (16)
п 685
/ ¿ос 42,8"
п \ л„„ ( 685
N = N \пе )= 177 '12ÏÔÔJ = 7'349 КВТ. (17)
Коэффициенты демпфирования b. также рассчитываются по формулам (10) и (11):
- для кривошипно-шатунного механизма ДВС
b1 = 0,04• • 0КШМ = 0,04• 370,017• 0,055 = 0,814Нм• с, (18)
где — круговая частота свободных колебаний одноузловой формы,
юе = 2 п- ne = 2п- 58,890 = 370,017 c"1;
- для гребного винта
b2 = 30. Mm = 30.102,457 = 4,487 Н • м • с. (19)
n 685
С учетом полученных значений амплитуда крутильных колебаний первой массы дискретной модели составляет
A = Mv=6 -a7
®v-((2 + b 'a 2 )
4,406 • 3,750 n^m-3
= 0,673 • 10 3 рад. (20)
370,017 -(0,814 • 3,996 + 4,487 • 3,7502) Как и ранее, амплитуды колебаний остальных масс дискретной модели находятся исходя из совпадения форм свободных и резонансных колебаний. Результаты вычислений представлены в табл. 5.
Таблица 5
Амплитуды колебаний масс при резонансе 6-го порядка на частоте вращения 685 мин -1
Номер массы 1 2 3 4 5 6 7
a t 1 1 0,999 0,999 0,998 0,922 -3,750
A. • 103 t 0,673 0,673 0,672 0,672 0,672 0,621 -2,525
сч г
Построенная по данным табл. 5 диаграмма амплитуд колебаний дискретных масс изображена на рис. 6. Диаграмма вновь показывает, что место наибольшей деформации валопровода при его закручивании это место соединения вала с гребным винтом.
Рис. 6. Диаграмма амплитуд колебаний масс дискретной модели при резонансе 6-го порядка на частоте вращения 685 мин-1
ВЕСТНИК«)
ГОСУДАРСТВЕННОГО УНИВЕРСИТЕТА ^^
МОРСКОГО И РЕЧНОГО ФЛОТА ИМЕНИ АДМИРАЛА С. О. МАКАРОВА
Результаты (Results)
Изложенная методика расчета резонансных крутильных колебаний судового валопровода судна проекта Р118 позволяет определить возможные амплитуды колебаний на разных его участках и сравнить полученные значения с предельно допустимыми. На этапе проектирования это позволяет в случае необходимости внести соответствующие конструктивные изменения, предусмотреть средства демпфирования либо установить запретную для эксплуатации зону в некотором диапазоне частот вращения валопровода. Очевидно, что запретный диапазон не должен перекрывать основные рабочие диапазоны.
В данном случае опасных резонансных колебаний валопровода пассажирского теплохода выявлено не было. Однако натурные измерения вибрации зафиксировали заметное увеличение амплитуды вибрации вблизи резонансных частот.
Обсуждение (Discussion)
На сегодняшний день исследование крутильных колебаний судовых установок является обязательной процедурой при проектировании или модернизации судов, а также в процессе их эксплуатации при осуществлении контроля технического состояния элементов пропульсивного комплекса судна [12], [13]. В разд. 8 Российского морского регистра судоходства изложены требования к выполнению подобных исследований [14]. Приведенная в работе методика расчетов полностью соответствует данным требованиям.
Как отмечалось ранее в работе, исследования крутильных колебаний должны выполняться не только при проектировании, но и при существенной модернизации судов (замене двигателя, гребного винта и т. п.), а также в иных случаях. Это делает актуальным совершенствование методов их расчета, особенно в части компьютеризации с целью сокращения времени и уменьшения трудоемкости данной процедуры.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Мартьянов В. В. Условия работы и возможные причины вибрации на прогулочных пассажирских судах под действием крутильных колебаний и поперечных колебаний / В. В. Мартьянов // Материалы 5-й межвузовской научно-практической конференции «Современные тенденции и перспективы развития водного транспорта России». — СПб.: Изд-во ГУМРФ, 2014. — С. 131-135.
2. Мартьянов В. В. Теоретические основы определения энергии колебаний валопровода и передачи ее на корпусные конструкции / В. В. Мартьянов, А. И. Каляуш // Сборник научных статей национальной научно-практической конференции профессорско-преподавательского состава ФГБОУ ВО «ГУМРФ имени адмирала С. О. Макарова». — СПб.: Изд-во ГУМРФ, 2018. — Т. 2. — С. 40-45.
3. Тимошенко С. П. Колебания в инженерном деле / С. П. Тимошенко. — М., 2006. — 440 с.
4. Boonlong K. Numerical study on axial vibration of water-lubricated small thrust bearing considering grooved pad / K. Boonlong, P. Jeenkour // Vibroenineering procedía. — 2017. — Vol. 16. — Pp. 13-18. DOI: 10.21595/vp.2017.19346
5. Троицкий А. В. Крутильные колебания в судовых валопроводах энергетических установках с упругими нелинейными элементами / А. В. Троицкий, А. А. Чернышев, Г. И. Бухарина // Труды Крыловского го- | сударственного научного центра. — 2019. — № S1. — С. 183-188. DOI: 10.24937/2542-2324-2019-1-S-I-183-188. -
6. Румб В. К. Упрощенный подход к определению гидродинамических параметров упорных подшип- I ников судовых валопроводов / В. К. Румб, В. Т. Хоанг // Морские интеллектуальные технологии. — 2018. — ■ № 1-4 (42). — С. 144-149. J
7. Колыванов В. В. Прогнозирование работоспособности элементов судового валопровода с использованием акустической тензометрии: дис... канд. техн. наук / В. В. Колыванов. — СПб., 2010. — 133 с.
8. Чура М. Н. Прогнозирование начальной стадии усталостного разрушения судовых гребных валов: дис. канд. техн. наук / М. Н. Чура. — Новороссийск, 2011. — 132 с.
9. Мартьянов В. В. Расчет крутильных колебаний судового валопровода прогулочного пассажирского теплохода «Эридан» пр. Р19-1 / В. В. Мартьянов // Вестник государственного университета морского и речного флота имени адмирала С. О. Макарова. — 2015. — № 4 (32). — С. 146-153.
2 О 2
ЛВЕСТНИК
............ГОСУДАРСТВЕННОГО УНИВЕРСИТЕТА
Х^ОРСКОГО И РЕЧНОГО ФЛОТА ИМЕНИ АДМИРАЛА С. О. МАКАРОВА
10. Пассажирский теплоход для рек и каналов Санкт-Петербурга проект Р118. Программа и методика приемочных испытаний. — СПб.: ООО «ЦИЛ», 2013. — 28 с.
11. Шамаль Н. Л. Двигатели ЯМЗ-236М2, ЯМЗ-238М2: рук. по экспл. / Н. Л. Шамаль. — Ярославль, 2012. — 176 с.
12. Российский речной регистр. Правила классификации и постройки судов (ИКПС). — М., 2019. — С. 451-457.
13. Ефремов Л. В. Теория и практика исследований крутильных колебаний силовых установок с применением компьютерных технологий / Л. В. Ефремов. — СПб.: Наука, 2007. — 276 с.
14. Российский Морской Регистр судоходства. Правила классификации и постройки морских судов. Ч. VII: Механические установки. — СПб., 2020. — С. 62-70.
REFERENCES
1. Mart'yanov, V. V. "Usloviya raboty i vozmozhnye prichiny vibratsii na progulochnykh passazhirskikh sudakh pod deistviem krutil'nykh kolebanii i poperechnykh kolebanii." Materialy 5-i mezhvuzovskoi nauchno-prakticheskoi konferentsii «Sovremennye tendentsii iperspektivy razvitiya vodnogo transporta Rossii». SPb.: Izd-vo GUMRF, 2014. 131-135.
2. Mart'yanov, V. V., and A. I. Kalyaush. "Teoreticheskie osnovy opredeleniya energii kolebanii valoprovoda i peredachi ee na korpusnye konstruktsii." Sbornik nauchnykh statei natsional'noi nauchno-prakticheskoi konferentsii professorsko-prepodavatel'skogo sostava FGBOU VO «GUMRF imeni admirala S.O. Makarova». Vol. 2. SPb.: Izd-vo GUMRF, 2018. 40-45.
3. Timoshenko, S. P. Kolebaniya v inzhenernom dele. M.: Izd-vo KomKniga, 2006.
4. Boonlong, Kittipong, and Puttha Jeenkour. "Numerical study on axial vibration of water-lubricated small thrust bearing considering grooved pad." Vibroengineering PROCEDIA 16 (2017): 13-18. DOI: 10.21595/vp.2017.19346.
5. Troitskiy, A. V., A. A. Chernyshev, and G. I. Bukharina. "Elastic non-linear torsions in shaft lines of marine power plants." Transactions of the Krylov State Research Centre S1 (2019): 183-188. DOI: 10.24937/2542-2324-2019-1-S-I-183-188.
6. Rumb, Viktor K., and Van Tu Hoang. "A simplified approach to the determination of the hydrodynamic parameters of thrust bearings in ship propulsion systems." Marine intelligent technologies 1-4(42) (2018): 144-149.
7. Kolyvanov, V. V. Prognozirovanie rabotosposobnosti elementov sudovogo valoprovoda s ispol'zovaniem akusticheskoi tenzometrii. Phd diss. SPb.: 2010.
8. Chura, M. N. Prognozirovanie nachal'noi stadii ustalostnogo razrusheniya sudovykh grebnykh valov. PhD diss. Novorossiisk, 2011.
9. Mart'yanov, V. V. "A ship shafting torsional oscillation calculation of the pleasure passenger ship «erida-nus» pr. R19-1." Vestnik gosudarstvennogo universiteta morskogo i rechnogo flota imeni admirala S.O. Makarova 4(32) (2015): 146-153.
10. Passazhirskii teplokhod dlya rek i kanalov Sankt-Peterburga proekt RU8. Programma i metodika prie-mochnykh ispytanii. SPb.: OOO «TsIL», 2013.
11. Shamal', N. L. Dvigateli YaMZ-236M2, YaMZ-238M2. Rukovodstvopo ekspluatatsii. Yaroslavl', 2012.
12. Rossiiskii Rechnoi Registr. Pravila klassifikatsii ipostroiki sudov (IKPS). M., 2019. 451-457.
13. Efremov, L. V. Teoriya ipraktika issledovanii krutil'nykh kolebanii silovykh ustanovok sprimeneniem komp'yuternykh tekhnologii. SPb.: Nauka, 2007.
14. Rossiiskii Morskoi Registr sudokhodstva. Pravila klassifikatsii i postroiki morskikh sudov. Chast' VII. c0 Mekhanicheskie ustanovki. SPb., 2020. 62-70.
ИНФОРМАЦИЯ ОБ АВТОРЕ
INFORMATION ABOUT THE AUTHOR
см о
СЧ1
Мартьянов Владимир Васильевич —
кандидат технических наук, доцент ФГБОУ ВО «ГУМРФ имени адмирала С. О. Макарова»
198035, Российская Федерация, г. Санкт-Петербург, ул. Двинская, д. 5/7
e-mail: vladimir.dvs82@gmail.com, kaf dvs@gumrf.ru
Martianov, Vladimir V. —
PhD, associate professor
Admiral Makarov State University of Maritime
and Inland Shipping
5/7 Dvinskaya Str., St. Petersburg, 198035, Russian Federation
e-mail: vladimir.dvs82@gmail.com, kaf dvs@gumrf.ru
Статья поступила в редакцию 15 января 2020 г.
Received: January 15, 2020.
