Luận văn thạc sĩ Kỹ thuật cơ khí động lực: Phân tích dao động hệ động lực đẩy của tàu đệm khí

TỔNG QUAN VỀ DAO ĐỘNG TÀU

Phân tích dao động và kiểm soát dao động tàu thủy

Dao động tàu là một vấn đề lớn ảnh hưởng trực tiếp đến toàn bộ con tàu trong quá trình khai thác, vận hành Trong công nghiệp tàu thuỷ, dao động của con tàu khi vận hành do rất nhiều yếu tố khác nhau tạo nên Dao động tàu bao gồm dao động của máy chính, dao động của chân vịt, của các máy phụ, các ổ đỡ, hệ thống thông gió,… và rất nhiều các thiết bị hoạt động khác Quá trình dao động ảnh hưởng đến độ bền của các kết cấu, tác động lên toàn bộ thân tàu và hoạt động sinh hoạt của con người trên tàu Chính vì vậy, việc kiểm soát và nắm bắt một cách chính xác cũng như hạn chế tối đa dao động trên tàu là điều rất khó khăn và trở nên cấp thiết cho các nhà máy đóng tàu hiện nay Bên cạnh đó, quá trình đo đạc mức dao động lớn nhất của tàu đã đựơc các tổ chức đăng kiểm quy định một cách nghiêm ngặt trước khi đưa tàu vào khai thác Ở Việt Nam, việc đi sâu vào tính toán mô phỏng, phân tích nguyên nhân và đưa ra những dự báo về dao động cho tàu vẫn còn nhiều hạn chế và vì vậy, chưa đánh giá đúng về dao động và giải quyết nó một cách khoa học Sau khi con tàu đã được đóng hoàn chỉnh, chúng ta phải mất rất nhiều thời gian và tiền bạc để khắc phục hoặc thay thế để phù hợp với tiêu chuẩn dao động được quy định nghiêm nghặt từ các tổ chức đăng kiểm Các qui trình thử dao động tàu bao gồm đo đạc, phân tích dao động, xử lí các số liệu để đưa ra các dự báo và khắc phục dao động [2, 7, 11]

Dao động tàu thủy quá mức làm hạn chế sự tiện nghi và sinh hoạt cho khách và thuyền viên Ngoài những ảnh hưởng không mong muốn cho con người, dao động quá mức cho con tàu có thể dẫn đến phá hủy mỏi cho các chi tiết kết cấu cục bộ hoặc làm sai lệch vận hành máy móc và thiết bị Nghiên cứu dao động tàu thủy từ tính toán mô phỏng đến đo đạc thực nghiệm cùng với các hướng dẫn về dao động tàu của các tổ chức đăng kiểm nhằm giúp cho nhà máy đóng tàu, nhà thiết kế tàu, chủ tàu các hướng dẫn thực tế khi thiết kế nhằm tránh dao động quá mức cho tàu ngay giai đoạn đầu thiết kế Nếu theo sát cách thức được hướng dẫn với khả năng phán đoán tốt và sâu sắc ở giai đoạn thiết kế ban đầu thì các biện pháp đối phó ngặt nghèo hay công tác sửa sai ở các giai đoạn thiết kế tiếp theo hoàn toàn có thể tránh được

Nhìn chung việc tính toán, thiết kế và đo dao động tàu thủy do máy chính và chân vịt hay đối với tàu đệm khí là động cơ đẩy (dùng chong chóng), động cơ nâng (dùng quạt nâng) liên quan đến các chủ đề chính sau: thiết kế ban đầu, phân tích dao động (tính mô phỏng), đo dao động, các tiêu chuẩn đáp ứng Để đánh giá tính năng dao

MSHV: 1670760 10 HV: Phạm Hồng Thanh động tàu, các mức độ dao động thực thụ tại các vị trí trọng yếu được đo đạc và đánh giá trong suốt quá trình thử tàu [5] Công việc này bao gồm các thủ tục đo dao động liên quan đến thiết bị đo, các điều kiện đo và các vị trí đo, xử lý số liệu và báo cáo đo đạc Sơ đồ đánh giá tổng quát dao động tàu thủy tổng quát được trình bày trên Hình 1.1

Hình 1 1 - Sơ đồ tổng quát đánh giá dao động tàu thủy [7]

Các phân tích dao động tàu thường dựa trên việc phân tích mô hình phần tử hữu hạn (FEA) để dự đoán đáp ứng dao động của con tàu và đánh giá thiết kế ở giai đoạn thiết kế chi tiết Thủ tục phân tích dao động này có thể tìm thấy ở hầu hết trong các hướng dẫn phân tích ở các đăng kiểm khác nhau trên thế giới (ABS, DNV ) [7, 16] Trong khi đó, quy trình đo dao động tàu khi thử tàu và đối chiếu với các tiêu chuẩn đáp ứng về giới hạn dao động dựa vào các tiêu chuẩn quốc tế (ISO / DIS 2631 /4, BS

6841, ISO 2631, ISO 6954, ISO 10816-1 (hoặc ISO 10816-3), ISO 1970, ) cũng được đề cập Nghiên cứu này chỉ giới hạn vào việc xây dựng mô hình phân tích dao động cơ hệ động cơ – khung đỡ - chong chóng đẩy với các bài toán trị riêng (tìm các dạng dao động và tần số riêng tương ứng), đáp ứng dao động của hệ khung đỡ động cơ theo thiết kế đề nghị cũng như bố trí các chân cao su giảm chấn Việc đánh giá mô hình tính số nói trên cũng được kiểm chứng thông qua việc hình thành quy trình đo dao động tàu

MSHV: 1670760 11 HV: Phạm Hồng Thanh cơ hệ này dựa trên thiết kế kết cấu khung đỡ, động cơ và chong chóng đẩy cụ thể với các chân đế cao su giảm chấn chọn trước Một cách thực tế, các thực nghiệm này cũng cho kết quả đánh giá chất lượng dao động của cơ hệ trên cơ sở các tiêu chuẩn đánh gia dao động như ISO 6954, tiêu chuẩn ISO 10816-1 hay ISO 10816-3 dựa trên vận tốc dao động hay tiêu chuẩn cân bằng động ISO 1940/1 áp dụng cho chong chóng đẩy

Tại Việt Nam, ngoài các tính toán dao động xoắn hệ trục chân vịt tàu thủy, các nghiên cứu tập trung vào việc hình thành quy trình đo dao động tàu và đánh giá kết quả trên tàu biển như tàu 5190 tấn ký hiệu SSIC005 và 6800 tấn ký hiệu H181/105-01 (Hình 1.2) đóng tại nhà máy SSIC (Tàu biển Sài Gòn) và tại nhà máy Saigon Shipmarin

Hình 1 2 - Bố trí chung của tàu H181/105-01

Việc đo dao động (đại lượng gia tốc, dùng gia tốc kế) được thực hiện tại các điểm đo chỉ ra trên từng con tàu và định rõ bằng điểm đo đánh dấu cụ thể (Hình 1.3) Kết quả đo thực tế là phổ gia tốc theo thời gian Chúng được tích phân để được phổ thời gian vận tốc Tiến hành phân tích Fourier nhanh (FFT) kết quả trung gian này và trích ra các điểm có biên độ (vận tốc) lớn nhất ứng với tần số của nó (Hình 1.4) Tiếp theo, các kết quả này được lặp thành Biên bản đo rung tàu có xác nhận của các bên tham gia như đăng kiểm, chủ tàu và nhà máy đóng tàu Kết quả này cũng được kiểm tra theo Tiêu chuẩn ISO 2631 hay ISO 6954 (Hình 1.5) để có kết luận cuối cùng cũng được ghi rõ trong Biên bản vừa đề cập trên

MSHV: 1670760 12 HV: Phạm Hồng Thanh

Hình 1 3 - Vị trí các điểm đo dao động xác định trên tàu cần thử

Hình 1 4 - Phổ thời gian vận tốc, gia tốc của điểm đo cụ thể số 14

Hình 1 5 - Đánh giá dao động tàu theo ISO 6954 (1984) Gần đây, trong các yêu cầu về kiểm soát dao động tàu thủy do hệ thống động lực tàu thủy gây ra (động cơ, máy phát điện ), tiêu chuẩn ISO 10816-1 (hay 10816-3) quy định rõ mức vận tốc dao động cho phép Tiêu chuẩn hướng dẫn này đánh giá mức độ dao động trong máy móc hoạt động trong phạm vi tần số 10 đến 200Hz (tương đương 600 đến 12.000 RPM) nhờ vào một biểu đồ giới hạn vận tốc theo cấp máy (theo công suất) kết hợp với các yếu tố khác (độ cứng vững của đế máy) để đánh giá mức độ dao động tổng thể của máy Đơn cử, một máy phát điện (Hình 1.6) được kiểm soát dao động theo tiêu chuẩn này trên cơ sở sử dụng quy chuẩn kỹ thuật kiểm tra DNV GL Pt.4 Ch.4 Sec.1.8.2 (Đăng kiểm Na Uy), chi tiết hơn:

- Việc đo dao động trên máy phát điện trích lực từ trục chính của máy chính thông qua hộp số được tiến hành tại các cấp tốc độ tương đương 90%, 100% và (tối thiểu) 105% so với máy phát không tải và tàu ở tốc làm việc khi tàu ở trạng thái ổn định Việc đo dao động được thực hiện gần cả hai ổ đỡ đầu cuối theo phương đứng, ngang và dọc trục Tần số phân tích được khảo sát trong khoảng 2 đến 100 Hz

- Trừ khi có hướng dẫn khác bởi nhà sản xuất và được chấp nhận bởi các cơ quan kiểm định, các mức vận tốc dao động không được vượt quá các giá trị sau:

 Đối với chế độ chạy liên tục lâu dài, tức ở 90% và 100% tốc độ máy phát:

 4.5 mm/s rms (căn quân phương) tại mỗi thành phần tần số đối với dao động gây ra bởi các nguồn nội tại (chỉ do máy phát, khớp nối với hộp số tức với tần số cơ bản bậc nhất và bậc hai và các dao động do cộng hưởng tương tác với dao động xoắn và dao động dọc trục)

 7.1 mm/s rms (căn quân phương) tại mỗi thành phần tần số đối với dao động gây ra bởi các nguồn bên ngoài (hoạt động cẩu hàng, thông gió…)

 Đối với chế độ chạy giới hạn, tức ở 105% tốc độ máy phát:

 7.1 mm/s rms (căn quân phương) tại mỗi thành phần tần số đối với dao động gây ra bởi các nguồn nội tại và bên ngoài

 Các giá trị giới hạn xác định theo ISO 10816-3:2009, tiêu chuẩn đánh giá dao động máy bằng đo dao động trên các chi tiết không quay (ví dụ: đế máy, sàn tàu…) – Phần 3: Máy móc công nghiệp với công suất danh nghĩa trên 15 kW và tốc độ danh nghĩa từ 120 vòng/phút đến 15.000 vòng/phút khi đó tại hiện trường

Hình 1 6 - Vị trí điểm đo dao động trên máy phát điện PTO của tàu ANTARCTIC

Bài toán dao động trong tàu đệm khí

1.2.1 Sơ lược về tàu đệm khí

Tàu đệm khí hoạt động dựa trên sự tự nâng tàu trên mặt nước hay mặt đất bằng cách tạo ra áp lực dưới dạng một đệm khí Cấu tạo bao gồm thân tàu, quạt nâng, chong chóng đẩy, váy đệm khí, hệ thống lái…Quạt nâng cung cấp khí làm căng váy và duy trì áp lực đệm khí trong không gian được vây bởi váy khí, bánh lái đặt ở phần đuôi tàu đảm nhiệm việc điều khiển tàu Váy đệm khí, được gắn chặt với phần thân tàu, giúp duy trì đệm khí dưới tàu Chong chóng đẩy, thực tế ở xa đuôi tàu, đóng góp lực đẩy chính cho tàu (Hình 1.7) [4]

Hình 1 7 - Nguyên lý hoạt động của tàu đệm khí

Khi hoạt động, tàu luôn cách ly với mặt nước hay mặt đất và không có phần chìm vào nước, vì vậy nó có thể hoạt động cả trên mặt đất và mặt nước Một tàu như thế về lý thuyết có thể đạt tốc độ cao hơn tàu hiệu ứng mặt hay tàu cánh ngầm; tuy nhiên, hệ thống váy lại gây ra thêm nhiều thành phần lực cản do tương tác giữa nó với mặt nước Khi hoạt động trên sóng, diện tích váy tàu phía trước và chuyển động thẳng đứng do phản ứng đàn hồi của váy tạo ra thêm sức cản đáng kể, do đó từ tốc độ 60 knots trên nước tĩnh, tốc độ làm việc có thể giảm xuống còn khoảng 30-40 knots (~ 55-75 km/h) trên sóng Các loại váy thích ứng và các phát triển kỹ thuật khác được áp dụng để cải thiện tính năng tàu đệm khí những năm gần đây; tuy vậy, đặc trưng quan trọng nhất của chúng vẫn được duy trì chính là khả năng lưỡng cư thuỷ bộ chứ không phải nhằm duy trì tốc độ cao khi chạy trên sóng Khả năng lao xuống nước của tàu đệm khí là rất đáng giá nhưng khả năng phóng lại lên bờ lại càng đáng giá hơn Chúng không cần cầu cảng được đầu tư tốn kém như các tàu truyền thống, chưa kể chi phí nạo vét duy trì mớn nước định kỳ trong khu vực

Từ 2006, một số giảng viên từ hai bộ môn Kỹ thuật Tàu thủy và Kỹ thuật Hàng không - Đại học Bách khoa - ĐHQG Tp.HCM đã bắt đầu nghiên cứu về đề tài tàu đệm khí và từ đó đến nay đã có gần 10 mẫu thiết kế với nhiều thiết lập tính toán về thủy khí động lực học, sức bền kết cấu, ổn định, điều khiển, thiết kế tàu [6] …xung quanh vấn đề tàu đệm khí Cụ thể:

- 12/2007, đề tài nghiên cứu khoa học cấp ĐHQG “Thiết kế thi công tàu đệm khí” (mã số B2007-20-28, do TS Lê Đình Tuân chủ trì) được đăng ký và thực hiện, đã báo cáo nghiệm thu trong 2009

- Nhóm nghiên cứu cũng đã chế tạo một mô hình tàu đệm khí tỉ lệ 1/5 với chiều dài 829 mm nhằm kiểm nghiệm nguyên lý họat động của tàu đệm khí và lập các phương án kết cấu thân tàu, kết cấu váy, bố trí hệ thống động lực Nó họat động rất tốt

- Từ 2009, nhóm nghiên cứu trên khởi động nghiên cứu chế tạo tàu đệm khí 3 chỗ và đến 8/2011 thì cho xuất xưởng tàu đệm khí 3 chỗ đầu tiên của mình với đề tài cấp Đại học Quốc gia trọng điểm B2010-20-10TĐ Nó chạy được trên các địa hình dự tính, trên mặt nước (Hình 1.8)

Hình 1 8 - Tàu đệm khí Bách Khoa chạy trên nhiều địa hình

- Từ 2012 - nay, nhóm này đã thực hiện các nghiên cứu thiết kế tàu đệm khí 6 chỗ, 9 chỗ, 12 chỗ và thực hiện các mô hình tỉ lệ nhằm kiểm nghiệm thiết kế (Hình 1.9)

Hình 1 9 - Thiết kế tàu đệm khí BAKVEE-6 và BAKVEE-12

Thiết kế gần đây nhất trong giai đoạn 2017 đến nay tập trung vào loại tàu 12 chỗ sử dụng 2 động cơ riêng biệt: động cơ đẩy dùng chong chóng và động cơ nâng dùng quạt Hình 1.10 chỉ rõ bố trí các động cơ này với khung đỡ động cơ riêng biệt

Hình 1 10 - Bố trí hệ thống động lực hệ thống đẩy và hệ thống nâng của tàu

BAKVEE12 Các khung đỡ động cơ đẩy và động cơ nâng này được thiết kế với thép ống có bố trí giảm chấn tại các chân nối vào thân chính tàu được chế tạo bằng vật liệu composite kết cấu tổ ong (Hình 1.11)

Hình 1 11 - Khung đỡ động cơ đẩy và động cơ nâng

Có nhiều nguồn gây ra dao động tàu đệm khí như từ máy chính là động cơ đẩy và động cơ nâng, do chong chóng đẩy và quạt nâng, các máy phụ trợ (thông gió, bơm hút khô, hệ thống điều hòa không khí…), và lực thủy động, khí động gây ra dao động cho thân tàu và dao động các kết cấu cục bộ Tuy vậy vấn đề dao động nghiêm trọng nhất lại đến từ các động cơ và chong chóng, quạt Như trên Hình 1.11, chong chóng đẩy tạo ra lực đẩy khí động tác động lên động cơ và truyền đến thân tàu qua khung đỡ động cơ làm rung thân tàu Nguồn gây ra dao động khác đến chính từ động cơ Cơ chế kích động gây dao động thân tàu nhìn chung phức tạp Chưa kể đến các lực do mất cân bằng chi tiết quay, mất cân bằng cơ cấu (do hoạt động sinh công của động cơ với các chuyển động đặc trưng của piston, thanh truyền, cơ cấu cam…) cũng gây ra dao động đáng kể cho cả hệ thống Đặc trưng của tàu đệm khí hiện nay, hệ trục thường được nâng cao sao cho hệ trục và chong chóng đẩy đồng tâm Hiện tượng dao động từ động cơ, cụm hộp số và chong chóng đẩy truyền xuống kết cấu đỡ động cơ gắn chặt với kết cấu vỏ thân tàu đệm khí cần được khảo sát như một thể thống nhất Mô hình như thế thường rất phức tạp về mặt mô hình hóa cho bài toán động lực học kết cấu với lực kích thích được mô tả phức tạp

MSHV: 1670760 19 HV: Phạm Hồng Thanh Hình 1 12 - Tác động gây ra dao động từ hệ thống động cơ – chong chóng đẩy

Bài toán dao động do các tác nhân vừa kể trên trong tàu đệm khí có thể tìm thấy sự tương tự khi xử lý bài toán dao động đối với tàu thủy thông thường (Hình 1.13) Theo đó, các lực tác động từ máy chính dưới dạng các moment mất cân bằng, lực lái, moment lái và lực đẩy (unbalanced moments, guide forces, guide moments, thrust fluctuation) so với đường tâm trục, sẽ truyền từ băng máy chính hoặc từ gối đẩy đến đáy đôi buồng máy và cuối cùng gây ra dao động cho thân tàu hay thượng tần của con tàu [16]

Hình 1 13 - Cơ chế tác động gây dao động trên tàu thủy truyền thống [16]

1.2.3 Thiết kế để tránh dao động Để tránh dao động cho tàu thủy nói chung hay tàu đệm khí theo nghiên cứu này nói riêng, các kết cấu thường được thiết kế sao cho tránh được cộng hưởng hay hạn chế biên độ dao động của kết cấu đến dưới giới hạn cho phép căn cứ theo các tiêu chuẩn kiểm soát dao động tàu Điều này được thực hiện bằng cách đánh giá biên độ dao động trong điều kiện cộng hưởng trong trường hợp cộng hưởng đối với kết cấu thiết kế không tránh khỏi

(1) Tránh hiện tượng cộng hưởng: Trong trường hợp tần số riêng của kết cấu trùng với tần số kích thích của lực ngoài, kết cấu sẽ bị dao động quá mức tại vùng cộng hưởng Do đó, để tránh dao động do cộng hưởng, kết cấu thường được thiết kế chú ý đến việc tránh cộng hưởng này nhờ việc giải bài toán trị riêng (tìm tần số riêng và dạng dao động) Cách thức thiết kế như vậy thường tuân theo các quy trình sau:

- Thiết lập miền tần số làm việc của động cơ, chong chóng đẩy, quạt nâng để tránh dãy tần số cộng hưởng;

- Thiết kế kết cấu có các tần số riêng nhỏ hoặc lớn hơn dãy tần số cộng hưởng (2) Đánh giá đáp ứng dao động: Nếu cộng hưởng do tần số riêng của kết cấu trùng hay quá gần tần số kích thích không tránh khỏi, cần thiết phải đánh giá được đáp ứng dao động của kết cấu do lực kích thích gây ra Theo đó, đầu tiên biên độ dao động hay ứng suất dao động (thường với bài toán xoắn trục) của kết cấu do lực kích thích gây ra được tính toán bằng phương pháp thích hợp (giải tích, phương pháp số), tiếp theo các giá trị này được kiểm tra đánh giá xem có thỏa mãn các giới hạn cho phép hay không Thiết kế kết cấu được chấp nhận khi đáp ứng được đánh giá là đạt các tiêu chuẩn (thường định trong quy phạm)

Việc kết luận kết cấu được thiết kế tránh dao động tốt hay không tùy thuộc vào phương pháp và độ chính xác của tính toán dao động bởi vì phương pháp đánh giá đáp ứng chỉ tin cậy chỉ khi các đặc trưng khối lượng, độ cứng và giảm chấn của kết cấu, của gối cao su…được xác định phù hợp và biên độ của lực kích thích được tính toán chính xác Điều này dẫn đến việc đảm bảo cả kỹ thuật phân tích tiên tiến và kinh nghiệm thực tiễn trong đóng mới, lắp đặt hệ thống động lực là hết sức cần thiết khi áp dụng phương pháp đánh giá trên cho các thiết kế thực.

Phân tích và thực nghiệm dao động

Vấn đề phân tích và kiểm soát dao động cho hệ thống động lực tàu đệm khí, hệ thống khung đỡ động cơ - động cơ chính - chong chóng đẩy bao gồm các cao su giảm chấn gắn tại khung đỡ, đưa đến các bài toán chính sau:

- Bài toán xác định tần số riêng và mode dao động của khung đỡ động cơ (bài toán trị riêng);

- Bài toán xác định đáp ứng cưỡng bức dưới lực tác động gây ra bởi sự mất cân bằng (được xem là nguyên nhân chính);

- Xây dựng mô hình thực nghiệm tích hợp hệ thống đo lường dao động

Cụ thể hơn, nghiên cứu này đề cập việc xây dựng mô hình phân tích dao động hệ thống khung đỡ động cơ hay còn gọi là bệ máy của tàu đệm khí cỡ nhỏ (dưới 12 chỗ) tên gọi là BAKVEE 12 Nghiên cứu bao gồm việc đề xuất kết cấu khung đỡ và hệ thống giảm chấn dùng chân đế cao su, tính toán các tần số riêng và các dạng dao động tương ứng của cơ hệ khung đỡ - động cơ chính Tiếp theo, các đáp ứng dao động của cơ hệ dưới tác động của lực mất cân bằng của chong chóng đẩy cũng được khảo sát Toàn bộ công cụ phân tích này được thiết lập dựa trên phương pháp phần tử hữu hạn đối với bài toán động lực học Việc phân tích này được thiết lập với chương trình tính viết trên nền Matlab Để có thêm cơ sở đánh giá hiệu quả của thiết kế khung đỡ và giải pháp giảm chấn dùng chân đế cao su, một hệ thống thực nghiệm dao động cũng được thiết lập Các thành phần chính của hệ thống này như sau:

- Động cơ đẩy chính: B&S 14.5 HP, RPM 2800;

- Chong chóng đẩy đường kính 1000 mm, bước 0.86m;

- Khung đỡ thép có gắn giảm chấn cao su tại chân;

- Hệ thống đo lường dao động DT9837A và cảm biến dao động (gia tốc kế) PCB 333B40;

- Phần mềm thu thập dữ liệu QuickDAQ 3.7.0.46;

- Phần mềm phân tích dữ liệu viết trên nền Matlab nhằm tính toán các đại lượng dao động và đánh giá theo các tiêu chuẩn phổ biến hiện hành như ISO 6954 và ISO 10816-3 về vận tốc dao động.

Cấu trúc của luận văn

Luận văn bao gồm 5 Chương và 3 Phụ lục

Chương 1: TỔNG QUAN VỀ DAO ĐỘNG TÀU, giới thiệu về vai trò phân tích và kiểm soát dao động tàu thủy, các tiếp cận chung về phương pháp thực hiện như phân tích, tính toán và đo lường thực nghiệm theo các tiêu chuẩn đánh giá Chương này cũng chỉ ra các bài toán cần giải quyết trong phân tích dao động hệ động lực đẩy tàu đệm khí Phần này cũng chỉ ra giới hạn của nghiên cứu và nội dung chính của nghiên cứu

Chương 2: MÔ HÌNH ĐỘNG LỰC HỌC KẾT CẤU KHUNG ĐỠ - ĐỘNG CƠ – CHONG CHÓNG ĐẨY, giới thiệu về bố trí hệ thống động lực đẩy tàu đệm khí, cơ sở lý thuyết phương pháp phần tử hữu hạn để giải bài toán dao động dầm, phương pháp giải bài toán trị riêng và bài toán đáp ứng cưỡng bức

MSHV: 1670760 22 HV: Phạm Hồng Thanh Chương 3: THIẾT LẬP CHƯƠNG TRÌNH TÍNH TOÁN, giới thiệu chung về mô hình phần tử hữu hạn khung đỡ động cơ dùng phần tử dầm, giải bài toán tìm các giá trị tần số riêng và dạng dao động của kết cấu khung đỡ động cơ Việc giải bài toán đáp ứng cưỡng bức với lực xung và đáp ứng chuyển vị do lực mất cân bằng động cũng được đề cập Công cụ CALFEM chạy trên nền Matlab với các hàm thư viện chuẩn cũng được giới thiệu tại đây

Chương 4: HỆ THỐNG THỰC NGHIỆM VÀ TIÊU CHUẨN ĐÁNH GIÁ, giới thiệu về bố trí chung của hệ thống thực nghiệm dao động, qui trình tiến hành thực nghiệm, các kết quả đo đạc, phân tích và đánh giá theo các tiêu chuẩn

Chương 5: KẾT LUẬN, tóm tắt các kết quả đạt được của nghiên cứu và một số hướng phát triển

MÔ HÌNH ĐỘNG LỰC HỌC KẾT CẤU KHUNG ĐỠ - ĐỘNG CƠ – CHONG CHÓNG ĐẨY

Cơ sở phương pháp phần tử hữu hạn giải bài toán dao động dầm

Như đã đề cập ở Chương 1, hệ trục tàu đệm khí cỡ nhỏ thường dùng khung đỡ nằm nâng cao trục chong chóng đẩy và như thế cũng nâng cao trọng tâm động cơ với việc xem xét tính ổn định toàn tàu Việc này giúp giảm bớt các cơ cấu truyền động trung gian phức tạp Vì thế dao động từ động cơ, cụm hộp số (thường tích hợp theo động cơ) và chong chóng đẩy truyền xuống kết cấu khung đỡ động cơ gắn chặt với kết cấu vỏ thân tàu đệm khí làm thân tàu dao động Một hệ như thế cần được khảo sát như một thể thống nhất Mô hình đầy đủ thường rất phức tạp về mặt mô hình hóa cho bài toán động lực học kết cấu với lực kích thích cũng được mô tả phức tạp

Có nhiều dạng kết cấu khung đỡ khác nhau với các loại tiết diện thay đổi tùy vào công nghệ và loại tàu, công suất đẩy …Trong luận án này, nghiên cứu được giới hạn với dạng kết cấu khung đỡ là dạng khung dầm nối với thân tàu qua các gối tựa cũng là nơi bố trí các chân đế cao su giảm chấn Để xây dựng phương trình dao động của khung đỡ động cơ dưới tác động của lực kích thích là lực mất cân bằng động của chong chóng đẩy, theo phương pháp phần tử hữu hạn, mô hình hoá kết cấu khung dầm sẽ sử dụng các phần tử dầm liên kết với nhau và nối với các chân đế cao su cũng dùng phần tử dầm có điều chỉnh về bậc tự do Mỗi phần tử dầm có thể có chiều dài, đặc trưng tiết diện khác nhau Động cơ được mô hình hóa như là một khối lượng tập trung và được ghép vào ma trận khối lượng tổng thể của cả hệ Khung đỡ được nối kết với thân tàu đệm khí qua các phần tử giảm lò xo, giảm chấn với mô hình cản nhớt tuyến tính theo chủ quan thiết kế

Mô hình bài toán được xây dựng với các giả thiết sau:

• Các hệ số đàn hồi của gối đàn hồi được coi như đã biết

• Vật liệu kết cấu là đàn hồi tuyến tính

• Chuyển vị của kết cấu là bé, dao động của khung đỡ động cơ là bé, chỉ xét đến dao động trong mặt phẳng của khung đỡ động cơ

• Các điều kiện biên liên kết của khung đỡ (tại gối cao su giảm chấn) với thân tàu chỉ khống chế các bậc tự do đứng và ngang

2.1.1 Nguyên lý biến phân chuyển vị

Nguyên lý Hamilton mô tả ứng xử động lực học cho các cơ hệ được rời rạc hóa thực chất là nguyên lý biến phân chuyển vị (phát biểu tổng quát hơn của nguyên lý công khả dĩ) có thể dễ dàng được áp dụng tổng quát cho các hệ liên tục [7, 9]

Hãy xem xét một vật thể đàn hồi thực hiện chuyển động nào đó theo thời gian tính từ khi nó chưa biến dạng (Hình 2.2)

Hình 2 2 - Cơ hệ liên tục Nguyên lý biến phân chuyển vị là nguyên lý Hamilton xét cho một hệ cơ học liên tục Nguyên lý này được phát biểu như sau:

Trong các quỹ đạo khả dĩ chịu các điều kiện hạn chế là các chuyển vị ảo [11] :

u(t 1) = u(t 2) = 0 (2.1) Tại các điểm đầu và cuối của khoảng thời gian xem xét [t 1, t 2], quỹ đạo thực của cơ hệ là điểm dừng thỏa mãn:

Lg[u]: Hàm Lagrange xác định từ động năng T và thế năng biến dạng tổng V;

: Ký hiệu biến phân Động năng của hệ liên tục T được tính từ tích phân trên thể tích tính toán, bằng cách sử dụng chỉ số Einstein, có dạng sau:

0 - Khối lượng riêng của vật thể

MSHV: 1670760 26 HV: Phạm Hồng Thanh Thế năng biến dạng tổng được tính từ tổng của năng lượng biến dạng của vật thể và công của ngoại lực (còn gọi là thế năng biến dạng của ngoại lực): ext int V

Năng lượng biến dạng được tính như sau:

V  (2.5) với W ij là mật độ năng lượng biến dạng được xác định bởi:

= ij ij ij ij ij ij ij W d d

Công của ngoại lực được tính toán với giả thuyết tồn tại lực thể tích X i và lực mặt t i trên phần S  của bề mặt chịu lực (Hình 2.2)

Trường chuyển vị trước hết phải thỏa các điều kiện động học:

( t u u i = i trên S u, t (2.8) Các điều kiện (2.1) và (2.8) là các điều kiện cơ bản để áp dụng nguyên lý này, trong khi các điều kiện phát sinh từ việc áp dụng các nguyên tắc (2.2) được gọi là các điều kiện tự nhiên

Bằng cách áp dụng nguyên lý Hamilton cho hệ liên tục dẫn ta đến phương trình chuyển động tổng quát với giả thuyết rằng các lực tác động lên hệ không phụ thuộc vào trường chuyển vị u i

Trong trường hợp có tải phụ thuộc chuyển vị P i(u i), ta có thể dễ dàng tổng quát hóa công thức bằng cách thêm vào nguyên lý công ảo của các lực này:

 (2.10) Thay thế (2.2) và (2.3) vào (2.9) và thực hiện biến phân :

] t [ t t t V ij i i S i i ij i i g W X u dV t udS dt u u dt u L

Biểu thức này được tích phân từng phần theo thời gian lẫn không gian để lộ ra chuyển vị ảo ui và suy luận theo cách này để dẫn ra phương trình chuyển động Một mặt ta có:

      (2.12) trong đó các giá trị tại biên triệt tiêu khi xem xét các điều kiện cơ bản (2.1) Mặt khác, nếu xét (2.6) và chỉ xét biến dạng tuyến tính thì tensor biến dạng sẽ có dạng sau:

 1 (2.13) và số hạng tương tứng với biến phân của năng lượng biến dạng có thể được biểu diễn dưới dạng:

V ij ij ij x dV u x dV u

Tích phân từng phần theo không gian (công thức Gauss) cho ta:

Hoặc xét đến tính đối xứng của tensor ứng suất ij và điều kiện động học cơ bản (2.8) thì (2.15) trở thành:

Thay thế (2.12) và (2.16) vào biểu thức biến phân (2.11) cuối cùng dẫn đến:

 L u dt  t n u dS V x u j X j u j dV dt i ij

Biến phân chuyển vị ui thì bất kỳ trong V 0 và trên S , ta có được các điều kiện tự nhiên biểu diễn sự cân bằng động lực học của vật thể trong thể tích và trên bề mặt:

Các phương trình trên chính là các phương trình chuyển động tuyến tính hóa đối với vật thể đàn hồi có chuyển vị và góc xoay bé Chúng biểu diễn sự cân bằng ở trạng thái không biến dạng V0 ~ V

2.1.3 Phương trình dao động của phần tử hữu hạn dầm chịu uốn thuần tuý

Khung đỡ động cơ đẩy được mô hình hóa bằng các phần tử hữu hạn dùng phần dầm chịu uốn Để xây dựng phương trình dao động của phần tử hữu hạn dầm chịu uốn, ta sử dụng nguyên lý Hamilton ở trên (2.9) và thay trường chuyển vị liên tục bằng trường chuyển vị rời rạc

MSHV: 1670760 28 HV: Phạm Hồng Thanh Năng lượng biến dạng hay thế năng biến dạng của kết cấu có thể tích V và chịu tác động bởi trường ứng suất  (với trường biến dạng tương ứng ) là: = 

Nếu chỉ xét ứng suất pháp và biến dạng dọc trục, biểu thức thế năng biến dạng trong phần tử dầm có dạng như sau:

V - Thể tích phần tử, σ x - Ứng suất pháp tại tiết diện có tọa độ x,

 x - Biến dạng dọc trục tại tiết diện có tọa độ x

Theo lý thuyết dầm, mô men uốn M tại vị trí có tọa độ x trong hệ tọa độ địa phương của dầm được tính bằng biểu thức [16] :

E - Mô đun đàn hồi của vật liệu,

J - Mô men quán tính hình học của tiết diện dầm Ứng suất tại toạ độ z tính từ đường trung hòa tại tiết diện có toạ độ x:

Thay (2.22) và (2.18) vào (2.19) ta nhận được: dx dS x z t x w

Trong công thức trên, thành phần tích phân thứ hai chính là mô men quán tính hình học của tiết diện dầm:

J 2 (2.24) Thay (2.24) vào (2.23), nhận được: x dx t x w

=  (2.25) Độ võng của dầm tại tọa độ x được nội suy qua các chuyển vị tại nút:

MSHV: 1670760 29 HV: Phạm Hồng Thanh trong đó: N w - ma trận hàm nội suy của độ võng tại x từ các thành phần chuyển vị nút:

=   (2.28) trong đó: B- Ma trận liên hệ biến dạng - chuyển vị của phần tử dầm:

( dx x N d dx x N d dx x N d dx x N x d dx d

Với các hàm N i (x) được chọn là các hàm nội suy Hermitian có dạng:

(2.30) trong đó: l - Chiều dài phần tử

Thay các hàm dạng (2.30) vào (2.29), nhận được:

B l (2.31) Động năng của cơ hệ được tính theo (2.3):

1 u u u u (2.32) với m =  A là khối lượng trên đơn vị dài của dầm có khối lượng riêng  và tiết diện A

Công của ngoại lực hay thế năng ngoài do các thành phần lực phân bố và lực tập trung gây ra, kể thêm năng lượng tiêu tán: c P f ext W W W

W f - Công do các thành phần lực phân bố gây ra:

W P - Công do các thành phần lực tập trung gây ra:

W c - Công do các thành phần lực cản nhớt gây ra:

Giải bài toán trị riêng và bài toán đáp ứng cưỡng bức

Có hai bài toán cơ bản liên quan đến động lực học kết cấu khung đỡ động cơ đẩy Thứ nhất là bài toán trị riêng nhằm xác định tần số riêng và dạng dao động tương ứng Thứ hai là bài toán đáp ứng cưỡng bức nhằm xác định chuyển vị, vận tốc, gia tốc dao động của cơ hệ theo thời gian

2.2.1 Bài toán trị riêng xác định tần số riêng và dạng dao động tương ứng

Xem xét cơ hệ bảo toàn, nghĩa là không có sự xuất hiện của lực ngoài tác động cũng như không có sự tiêu tán năng lượng Phương trình chuyển động (2.53) sẽ trở thành phương trình thuần nhất:

Kq Mq (2.71) Lời giải bài toán này thường được tìm dưới dạng phân ly biến (sychronous type), nghĩa là điểm chuyển động cùng pha, nhờ vậy ta có thể viết :

( )t =( )t q x (2.72) trong đó véc tơ x là biên độ chuyển động và vô hướng (t) thể hiện quy luật tiến triển theo thời gian (hàm thời gian) Thay (2.72) vào (2.71), ta được :

 = − = − x Kx x Mx (2.75) hay viết ở dạng kinh điển :

Kx Mx (2.76) nhờ chú ý x T Kx và x T Mx là các dạng toàn phương Điều này đặt lại bài toán dao động tự do (2.71) thành hai bài toán riêng biệt :

- Các giá trị riêng (eigen values, x ) thỏa mãn phương trình :

- Phần thời gian (biến (t)) của lời giải lại thỏa phương trình :

 +  = (2.78) Bài toán trị riêng bao gồm việc xác định các tần số riêng i (còn gọi là trị riêng) theo (2.77) Ứng với mỗi i, dùng phương trình (2.76), ta xác định được các véc tơ riêng x i tương ứng Cụ thể : det ( K - 2 M ) = 0  0  1  2 …n (2.79)

( K - i 2 M x ) i =0 (i=1, 2, , )n  x 1, x 2,…, x n (2.80) Đối với bài toán trị riêng có số bậc tự do lớn, việc giải bằng phương pháp giải tích nêu trên sẽ gặp khó khăn nên thường được thực hiện bằng phương pháp tính số Các phương pháp hiệu quả có thể tìm thấy trong tài liệu [11] Có thể kể tên các phương pháp này như phương pháp Jacobi cho các ma trận đối xứng thực (Jacobi 1846), phương pháp Jaco bi cải tiến (Forsythe và Henrici 1960) Cùng một giải thuật nhưng ở dạng khác và hiệu quả hơn chính là phương pháp Householder (1958) Các phương pháp tổng quát hơn chính là LR (Rutishauser 1958) và QR (Francis 1961, 1962) và được đề xuất để xử lý các bài toán trị riêng không đối xứng Phương pháp QR cũng là phương pháp được Matlab áp dụng và cung cấp dưới tên hàm eig hay eigen [8, 15]

Trong trường hợp các bài toán trị riêng có kích thước lớn, lên đến vài chục ngàn ẩn hay hơn thì phương pháp Lanczos thường được nhắc đến trong các phần mềm phân tử hữu hạn thương mại

Trong nghiên cứu này, phương pháp QR được áp dụng để tính tần số riêng và các dạng dao động tương ứng Hàm eig trong Matlab [15] hay eigen trong CALFEM [8] được khai thác cho bài toán trị riêng này Cụ thể

[X, D] = eigen(K, M) sẽ cho ma trận đường chéo D chứa các giá trị riêng  i 2 và một ma trận V mà mỗi cột của nó tương ứng với các véc tơ riêng X sao cho K X = M D

2.2.2 Phương pháp Time Newmark giải đáp ứng cưỡng bức

Chuyển động của một cơ hệ dưới tác động của ngoại lực gọi là đáp ứng (response) của hệ thống và thường gọi là đáp ứng cưỡng bức Để giải các phương trình động lực học kết cấu dưới tác động của lực kích thích bất kỳ

Có hai phương pháp hiệu quả để giải hệ phương trình vi phân chuyển động của hệ kết cấu (2.81) gọi là phương pháp chồng chất mode (tiêu biểu như phương pháp chuyển vị mode, phương pháp gia tốc mode ) và phương pháp tích phân trực tiếp [11] cho trước (điều kiện ban đầu)

MSHV: 1670760 37 HV: Phạm Hồng Thanh Các kỹ thuật khai triển theo mode được áp dụng cho trường hợp các hệ rời rạc và hệ liên tục [11] Chúng dựa trên việc phân tích mode tuyến tính và bằng cách biểu diễn đáp ứng động lực học theo khai triển chuỗi dạng riêng Hiệu quả của phương pháp chồng chất mode vẫn đáng kể miễn là các dạng (mode) cơ bản vẫn chiếm ưu thế trong đáp ứng

Trong trường hợp ngược lại, khi phổ tần số cần bao gồm một số lượng các dạng dao động (mode dao động) để đảm bảo sự hội tụ tựa tĩnh và phổ dao động, các kỹ thuật triển khai theo các dạng riêng nên được thay thế bằng các phương pháp tích phân trực tiếp vì cho độ chính xác cao hơn Tuy nhiên, việc tích phân trực tiếp các phương trình chuyển động không thể dùng như một hộp đen Thực sự, các thông số của phương pháp (bước thời gian và các thông số tự do khác) phải được điều chỉnh chính xác theo độ chính xác và độ ổn định yêu cầu và cũng để kiểm soát được tính trơn của kết quả số (numerical damping) Ưu điểm của phương pháp này, so với các phương pháp chồng chất mode, việc tích phân trực tiếp không bị giới hạn cho các trường hợp tuyến tính mà có thể mở rộng cho các hệ phi tuyến [11] Phương pháp này dựa trên các sai phân theo thời gian

Trong nghiên cứu này, các ma trận độ cứng, ma trận khối lượng và ma trận giảm chấn K, M, C trong (2.53) có dạng đối xứng nên có thể sử dụng được phương pháp chồng mode Tuy nhiên phương pháp tích phân trực tiếp để giải hệ phương trình đề cập trên được lựa chọn do tính tổng quát của nó Nó còn được biết đến là phương pháp Time Newmark Phương pháp này cũng thuận tiện khi cho phép loại tải trọng được mô tả bất kỳ bằng hàm theo thời gian

Theo phương pháp tích phân Time Newmark, nghiệm của hệ phương trình trên được tìm như sau [11]

Phương pháp Time Newmark là phương pháp tích phân từng bước theo thời gian Vectơ trạng thái của hệ tại thời điểm t n + 1 = + t n h được suy ra từ vectơ trạng thái đã biết tại thời điểm t n dựa trên khai triển Taylor của chuyển vị và vận tốc

(2.82) trong đó R s là phần dư của khai triển ứng với bậc s:

(2.83) Dựa vào (2.82) ta có tính vận tốc và chuyển vị của hệ tại thời điểm t n+1

Ta biểu diễn q  theo khoảng thời gian [t n, t n+1] theo hàm q n và q n + 1 tại các điểm giới hạn khoảng thời gian:

Nhân các phương trình (2.85) với (1-) và , ta có:

Tương tự, nhân (2.85) với (1-2) và  , ta có:

(2.87) Thay (2.86) và (2.87) vào các thành phần tích phân trong (2.84), ta có:

(2.88) và sai số tương ứng

Các hằng số  và  là các thông số liên quan đến mô hình toàn phương Chọn dẫn đến biểu thức nội suy tuyến tính của các gia tốc trong khoảng thời gian [t n, t n+1] Cũng vậy khi chọn

MSHV: 1670760 39 HV: Phạm Hồng Thanh tương ứng với giá trị trung bình của gia tốc trong khoảng thời gian

Thay (2.88) vào (2.84), ta có các công thức xấp xỉ dưới đây ứng với phương pháp Time Newmark

THIẾT LẬP CHƯƠNG TRÌNH TÍNH TOÁN

Giới thiệu chung về phương pháp giải

Phương pháp phần tử hữu hạn được thực hiện theo ba bước chính sau:

- Tiền xử lý (Pre-processor): tạo mô hình hình học và lưới phần tử, chọn loại phần tử, thiết lập các điều kiện biên và các trường hợp tải trọng

- Tính toán (Solver): tính và lắp ráp các hệ thống phần tử để xây dựng ứng xử của cả kết cấu (tính toán các ma trận phần tử, lắp ráp để hình thành các ma trận tổng thể và tải trọng toàn cục…); giải các phương trình hệ thống và tính các kết quả cần thiết khác

- Hậu xử lý (Pos-processor): các kết quả được hiển thị, phân tích và đánh giá (theo tiêu chí, tiêu chuẩn )

Ngoài ra, các kết quả tính cuối cùng còn có thể được kiểm tra với thực nghiệm nhằm cải tiến mô hình tính đã xác lập

Sơ đồ tính toán dùng phương pháp phần tử hữu hạn được mô tả trên Hình 3.1 như sau:

Hình 3 1 - Sơ đồ tính toán dùng phương pháp phần tử hữu hạn

Mô hình phần tử hữu hạn

Bố trí hệ thống động lực hệ thống đẩy và hệ thống nâng của tàu đệm khí BAKVEE12 được trình bày ở Chương 1 (Hình 1.10, 1.11) Các khung đỡ động cơ đẩy và động cơ nâng này được thiết kế với thép ống có bố trí giảm chấn tại các chân nối vào thân chính tàu được chế tạo bằng vật liệu composite kết cấu tổ ong Nhằm đơn giản hóa và giảm chi phí thực nghiệm, một hệ thống động lực bao gồm khung đỡ động cơ – động cơ - chong chóng đẩy thực tế được bố trí như mô tả trên Hình 3.2

Hình 3 2 - Bố trí thực tế của hệ thống động lực đẩy dùng chong chóng

Các thành phần chính của hệ thống này như sau:

- Động cơ đẩy chính: B&S 14.5 HP, RPM 2800, khối lượng 31.297 kg

- Chong chóng đẩy đường kính 1000 mm, bước 0.86 m;

- Khung đỡ thép có tiết diện 305 mm 2 , có gắn giảm chấn cao su tại chân,

- Bệ đỡ cố định xuống sàn bê-tông làm bằng thép V7

3.2.2 Mô hình tính và lưới phần tử hữu hạn

Mô hình tính toán được ước lượng là khung phẳng có kích thước và bố trí như trên Hình 3.3

Hình 3 3 - Mô hình khung phẳng khung đỡ động cơ hệ động lực đẩy tàu đệm khí Các đặc trưng vật lý của hệ thống trên như sau:

- Mô đun đàn hồi thép: E!0 Mpa;

- Khối lượng riêng thép:  x50 kg/m 3 ;

- Tiết diện thép làm khung đỡ động cơ: bh = 305 = 150 mm 2

- Moment quán tính hình học: I = 312.5 mm 4

- Khối lượng động cơ bao gồm cả chong chóng đẩy và khớp nối: M eng = 31.297 + 1.2 = 32.497 kg

- Độ cứng gối cao su k rub = 510 4 N/m

- Hệ số giảm chấn cao su c rub = 160.2515 N/m/sec ứng với tỷ số giảm chấn cho mode dao động đầu tiên tại tần số 7.8932 Hz là  = 0.0497 (giảm chấn nhẹ đối với chân đế cao su) Khi chọn tần số riêng để tính thiết kế giảm chấn (còn gọi là tính chọn) thay đổi thì việc tính lại tỉ số giảm chấn  = c/c cr có thể căn cứ theo công thức tính độ giảm logarithm:

MSHV: 1670760 44 HV: Phạm Hồng Thanh Trong nghiên cứu này, để đơn giản mô hình C = K được chọn Giả sử giảm chấn của chân đế cao su hoạt động ở dạng dao động thứ nhất (mode 1) thì việc tính ma trận giảm chấn cho 2 phần tử 17 và 18 (Bảng 3.1) sẽ lấy  = 210 -3 tương đương với việc chọn tỉ số giảm chấn là  = 0.0497 Trong khi đó tỉ số giảm chấn của phần khung thép (các phần tử còn lại) thì tỉ số giảm chấn được chọn thấp hơn (chọn  =  = 110 -3 ) Trong nghiên cứu này, để đơn giản ta chọn chung  = 210 -3 Đi sâu về giảm chấn kết cấu cần có các nghiên cứu sâu hơn

- Động cơ làm việc tại các tốc độ 2000 ÷ 2400 vòng/phút (max)

Lực tác động p(t) lên hệ thống thường phức tạp cả về loại và độ lớn [16] như mô tả ở Mục 1.2.2 Trong trường hợp tàu đệm khí, lực tác động lên khung đỡ đáng kể nhất chính là lực ly tâm với lượng mất cân bằng tối đa 5000 g.mm (10 g  500 mm) Trong khi đó, lượng mất cân bằng cho phép đối với chong chóng có tốc độ quay xác định (max 2400 vòng/phút), ở cấp chính xác G6.3 theo tiêu chuẩn ISO 1940/1 (tiêu chuẩn về lượng mất cân bằng còn lại cho phép của chi tiết quay) trong trường hợp này thường không quá 50 g.mm [13]

Khung đỡ động cơ được rời rạc hóa bằng 19 phần tử dầm hai chiều trong đó phần tử 17, 18 ứng với các gối cao su giảm chấn được mô tả lại sao cho chỉ chứa độ cứng kéo nén (k rub) và giảm chấn (c rub) theo phương đứng, phần tử 19 được mô tả cứng tuyệt đối và khối lượng được mô tả lại sao cho chứa được khối lượng động cơ quy về nút

Hình 3 4 - Mô hình phần tử hữu hạn khung đỡ động cơ với 19 phần tử dầm, 19 nút

Mô tả phần tử - bậc tự do được cho trong Bảng 3.1 – bảng định vị véc tơ hay còn gọi là ma trận topology (Localization vector hay Topology matrix) [8, 11]

Bảng 3 1 - Mô tả phần tử - bậc tự do (ma trận topology)

Phần tử Bậc tự do Chú thích

Chân đế cao su trái Chân đế cao su phải Động cơ & chong chóng

3.2.3 Tính toán các ma trận K e , M e , C e

Khung đỡ động cơ được rời rạc hóa bằng phần tử hữu hạn sử dụng phần tử dầm thẳng chịu lực dọc, lực cắt, moment uốn

Phần kết cấu dầm của khung đỡ được mô phỏng bằng phương pháp phần tử hữu hạn Dầm sử dụng trong mô hình tính là dầm chịu uốn tuyến tính trong không gian hai chiều (Hình 3.5) Khi mô hình hóa, cần thiết phải tính được ma trận khối lượng phần tử M e , ma trận độ cứng phần tử K e và ma trận giảm chấn phần tử C e

Hình 3 5 - Phần tử dầm 2 chiều 6 bậc tự do

Các dữ kiện cần thiết để tính các ma trận này, ngoài các thông tin về hình học (tọa độ nút, chiều dài phần tử), cần phải có: môđun đàn hồi của vật liệu E, diện tích mặt cắt tiết diện A, moment quán tính hình học I, khối lượng đơn vị dài m, hệ số giảm chấn tỉ lệ ,  (theo mô hình Rayleigh, Mục 2.1.4) Ngoài ra vectơ tải phần tử (tĩnh hay động) cũng có thể được tính toán khi biết tải trọng phân bố phần tử (Hình 3.6)

Hình 3 6 - Tải phân bố trên phần tử dầm (i) Tính ma trận độ cứng phần tử K e:

Ma trận độ cứng phần tử K e trong không gian (x, y) được tính từ K e trong không gian tham chiếu ( x ) (Hình 3.5) [8]:

Ma trận biến đổi G chứa các cosine chỉ phương:

(3.4) trong đó chiều dài phần tử L:

(ii) Tính ma trận khối lượng phần tử M e:

Ma trận khối lượng phần tử M e trong không gian (x, y) được tính từ M e trong không gian tham chiếu ( x ) (Hình 3.5) [8]:

(iii) Tính ma trận giảm chấn phần tử C e:

Ma trận giảm chấn phần tử C e trong không gian (x, y) được tính từ C e trong không gian tham chiếu ( x ) (Hình 3.5) [8]:

C G C G (3.7) và ma trận C e được tính từ tổ hợp tuyến tính K e và M e (mô hình giảm chấn Reileigh):

MSHV: 1670760 48 HV: Phạm Hồng Thanh (iv) Tính véc tơ tải phần tử f e:

Véc tơ tải phần tử f e được tính từ f e (trong không gian tham chiếu x ) (Hình 3.6) [8]: f e =G f T e (3.9) trong đó:

3.2.4 Các hàm giải hệ thống

(i) Giải bài toán trị riêng:

Bài toán trị riêng trong nghiên cứu được giải bằng phương pháp số QR (Mục 2.2.1) dùng hàm eigen trong thư viện của toolbox phương pháp phần tử hữu hạn CALFEM [8] Thực tế CALFEM lại gọi hàm eig để thực hiện việc tính bài toán trị riêng này với cú pháp:

[L, X] = eigen (K, M, BC) Để giải bài toán trị riêng:

[K - L M] X = 0, có áp đặt điều kiện biên thì các dữ liệu đầu vào cần có:

K: ma trận độ cứng tổng thể, dim(K) = n  n;

M: ma trận khối lượng tổng thể, dim(M) = n  n;

BC: ma trận điều kiện biên, dim(BC) = nb  1;

Kết quả tính của bài toán trị riêng:

L: các trị riêng (eigenvalues) được lưu trữ trong véc tơ với kích thước (n - nb)

X : các véc tơ riêng (hay dạng dao động), dim(X) = n  n dof, n dof: số bậc tự do

(ii) Giải bài toán đáp ứng cưỡng bức:

Lời giải của bài toán động lực học với hệ thống phương trình vi phân bậc hai được thực hiện bằng phương pháp tích phân trực tiếp được áp dụng (Direct integration hay Time Newmark integration) Ta dùng hàm step2 trong thư viện của toolbox phương pháp phần tử hữu hạn CALFEM [8] Thực tế CALFEM dùng hàm step2 để thực hiện việc giải bài toán đáp ứng này ở dạng hệ phương trình sau:

(3.11) theo cú pháp như sau [8]:

Trong bài toán cơ học kết cấu, K, M và C là các ma trận độ cứng, ma trận khối lượng và ma trận giảm chấn tương ứng

Các điều kiện ban đầu được cho bởi các véc tơ d 0 và v 0, chính là các chuyển vị ban đầu và vận tốc ban đầu Thủ tục tích phân thời gian được chi phối bởi các thông số cho trong véc tơ ip xác định như sau:

[ [ i i ]], ip= dt T   nsnap nhist time dof danh sách thời điểm đáp ứng nsnap danh sách bậc tự do cần tính đáp ứng nhist trong đó:

- dt mô tả bước thời gian trong mô hình tính tích phân (hay h theo Hình 2.6);

- T là tổng thời gian tính toán;

-  và  là các hằng số tích phân trong phương pháp tích phân Time Newmark (Mục 2.2.2);

- Thông số nsnap mô tả số hình trích theo thời điểm định trong danh sách time i và lưu trữ trong Dsnap ở phần kết quả xuất (output);

- Thông số nhist mô tả số bậc tự do cần tính đáp ứng theo danh sách bậc tự do cần tính đáp ứng dof i và các đáp ứng theo thời gian (time history) được lưu trữ trong các biến số D (chuyển vị), V (vận tốc) và A (gia tốc);

- Bảng sau liệt kê các giá trị thường dùng đối với hai thông số  và  :

Bảng 3 2 - Chọn lựa thông số tích phân  và 

1/4 1/2 Gia tốc trung bình 1/6 1/2 Gia tốc tuyến tính

Ma trận f chứa các véc tơ tải biểu diễn rời rạc theo thời gian tại mỗi bậc tự do dof i và được tổ chức theo dạng sau:

Kích thước của ma trận f là:

(Số bậc tự do)  (Số bước thời gian +1)

Ma trận p disp chứa chuyển vị cho trước theo thời gian và được tổ chức theo dạng sau:

Kích thước của ma trận p disp là:

(Số bậc tự do với chuyển vị cho trước)  (Số bước thời gian +2) Các hàm lực theo thời gian (các véc tơ lực ứng với mỗi bậc tự do hình thành ma trận lực f) được khởi tạo bằng hàm gfunc của CALFEM [8] Trong đa số các trường hợp, chỉ có một vài bậc tự do chịu lực tác động bên ngoài nên ma trận f chỉ có một số hàng ứng với bậc tự do chịu lực là có các giá trị khác không

Các hình trích đáp ứng chuyển vị được lưu trữ trong Dsnap, mỗi cột ứng với mỗi hình trích yêu cầu tương ứng với bộ thông số chứa trong véc tơ ip, nghĩa là kích thước của Dsnap là (số bậc tự do)  nsnap Các đáp ứng thời gian là chuyển vị d, vận tốc d , gia tốc d được lưu trữ trong các biến số D, V, A tương ứng, một hàng cho mỗi bậc tự do yêu cầu ứng với ip Kích thước của D, V, A là nhist  (số bước thời gian + 1).

Giải bài toán trị riêng

3.3.1 Các bước thực hiện chương trình tính

Các bước chính thực hiện việc giải bài toán trị riêng, tìm các tần số riêng (trị riêng) và các dạng dao động (véc tơ riêng) được thực hiện theo trình tự trình bày dưới đây Đây cũng là trình tự thực hiện việc thiết lập chương trình tính phần tử hữu hạn trên nền MATLAB với các hàm thư viện trong toolbox phương pháp phần tử hữu hạn CALFEM Chương trình này được cho tại Phụ lục 1

(1) Tạo mô hình phần tử hữu hạn

MSHV: 1670760 51 HV: Phạm Hồng Thanh (i) Khai báo đặc trưng vật lý: mô đun đàn hồi E, khối lượng riêng , kích thước mặt cắt khung đỡ b  h (hay diện tích A), moment quán tính hình học I (khai báo véc tơ ep = [E A I A]), khối lượng động cơ và chong chóng M eng,độ cứng gối cao su k rub (ii) Lập bảng Mô tả phần tử - bậc tự do (ma trận topology) Edof

(iii) Danh sách tọa độ nút Coord

(iv) Danh sách các bậc tự do cho mỗi nút Dof

(2) Tính ma trận khối lượng phần tử, ma trận độ cứng phần tử Ke và Me, lắp ráp vào các ma trận khối lượng tổng thể, ma trận độ cứng tổng thể K & M trong đó 2 phần tử gối đỡ cao su chỉ khai báo để ứng xử như phẩn tử lò xo (giống phần tử thanh) (3) Giải bài toán trị riêng tìm các tần số riêng và dạng dao động riêng tương ứng (4) Hiển thị kết quả dạng bảng và đồ họa các kết quả tần số riêng và dạng dao động riêng tương ứng

3.3.2 Kết quả tính các tần số riêng và dạng dao động tương ứng

(1) Các giá trị riêng dược giải từ phương trình trị riêng được thực hiện bằng chương trình tính trị riêng sử dụng phương pháp phần tử hữu hạn trên nền MATLAB Chương trình này được cho tại Phụ lục 1

Bảng 3 3 - Các giá trị tần số riêng của kết cấu khung đỡ động cơ [Hz]

Dạng dao động thứ nhất với tần số riêng đầu tiên là f 1 được cho trên Hình 3.7 Dạng dao động này thể hiện có ứng xử lên xuống theo phương đứng Hình 3.8 cung cấp 8 dạng dao động đầu tiên cùng với 8 tần số riêng tương ứng

Hình 3 7 - Dạng dao động thứ nhất với tần số riêng f 1 = 7.8932 Hz

Hình 3 8 - Tám dạng dao động đầu tiên tương ứng với tám tần số riêng

Nhận xét: Do động cơ B&S sử dụng trong nghiên cứu chỉ hoạt động đến 2400 vòng/phút nên 3 dạng dao động đầu tiên có ảnh hưởng nhiều đến ứng xử rung động của hệ thống Ứng xử này sẽ biến đổi khi tốc độ động cơ tăng từ 0 đến tốc độ làm việc (max 2400 vòng/phút).

Giải bài toán đáp ứng cưỡng bức

Đáp ứng cưỡng bức của khung đỡ động cơ dưới tác động của lực mất cân bằng chong chóng đẩy (xem là lực chính) được giải bằng phương pháp phần tử hữu hạn và được thực hiện bằng phương pháp tích phân trực tiếp (dùng hàm step2 trong thư viện của toolbox phương pháp phần tử hữu hạn CALFEM [8])

3.3.1 Các bước thực hiện chương trình tính

Các bước chính thực hiện việc giải bài toán đáp ứng dao động cưỡng bức của khung đỡ động cơ được thực hiện theo trình tự trình bày dưới đây Đây cũng là trình tự thực hiện việc thiết lập chương trình tính phần tử hữu hạn trên nền MATLAB với các hàm thư viện trong toolbox phương pháp phần tử hữu hạn CALFEM Chương trình này được cho tại Phụ lục 2

Trong bài toán này, đầu tiên ta dùng một lực xung để xem ứng xử của cơ hệ cũng như khả năng giảm chấn của hệ thống như thiết kế dự kiến (căn cứu theo ) Lực này tác động theo phương đứng như trên Hình 3.9

Hình 3 9 - Lực xung với độ lớn 100 N trong 0.2 giây

Lực thứ hai là lực do mất cân bằng động của chong chóng với biên độ lực tương đương với lực ly tâm với lượng mất cân bằng tối đa 5000 g.mm (10 g  500 mm) theo Mục 3.2.2 và như trên Hình 3.10

Hình 3 10 - Lực mất cân bằng động với lượng mất cân bằng tối đa 5000 g.mm tại tốc độ quay RPM 2000, RPM2200, RPM2400

3.3.2 Kết quả tính đáp ứng dao động Đáp ứng của khung đỡ động cơ được tính tại một số điểm như trên Hình 3.11

Hình 3 11 - Vị trí các điểm tính đáp ứng (bậc tự do 2, 14, 35, 41)

(i) Đáp ứng dao động do lực cưỡng bức dạng xung (Hình 3.9):

Hình 3 12 - Đáp ứng chuyển vị ứng với lực xung 100 N / 0.2 sec

Nhận xét: Cơ hệ giảm chấn nhanh và ổn định sau 0.2 sec Thời gian tắt dần này đến trạng thái ổn định có thể điều chỉnh bằng cách thay đổi giảm chấn của chân đế cao su

MSHV: 1670760 56 HV: Phạm Hồng Thanh hay bản thân giảm chấn kết cấu của khung đỡ thép Thiết kế này có đáp ứng tại giữa nhịp ngang dưới (bậc tự do 14) khá lớn Điều này có thể giải thích do kết cấu không vững chắc và cần gia cố thêm Đáp ứng sau giai đoạn lực xung (sau 0.2 giây) thấp hơn 0.5 mm Hệ thống làm việc ổn định

(ii) Đáp ứng dao động do lực mất cân bằng động của chong chóng (Hình 3.10):

Hình 3 13 - Đáp ứng chuyển vị do lực mất cân bằng động ở tốc độ RPM 2000 tại bậc tự do 2, 14, 35, 41

Hình 3 14 - Hình ảnh trích đáp ứng chuyển vị do lực mất cân bằng động ở tốc độ

RPM 2000 tại các thời điểm 0.1, 0.2,…,1 giây

MSHV: 1670760 57 HV: Phạm Hồng Thanh Hình 3 15 - Đáp ứng chuyển vị do lực mất cân bằng động ở tốc độ RPM 2200 tại bậc tự do 2, 14, 35, 41

Hình 3 16 - Hình ảnh trích đáp ứng chuyển vị do lực mất cân bằng động ở tốc độ

RPM 2200 tại các thời điểm 0.1, 0.2,…,1 giây

Hình 3 17 - Đáp ứng chuyển vị do lực mất cân bằng động ở tốc độ RPM 2400 tại bậc tự do 2, 14, 35, 41

MSHV: 1670760 58 HV: Phạm Hồng Thanh Hình 3 18 - Hình ảnh trích đáp ứng chuyển vị do lực mất cân bằng động ở tốc độ

RPM 2400 tại các thời điểm 0.1, 0.2,…,1 giây Nhận xét: Cơ hệ giảm chấn và ổn định sau 0.5 sec cho cả 3 tốc độ RPM 2000, 2200 và 2400 Thời gian tắt dần này không đáng kể và bản thân lực mất cân bằng động không mất đi khi động cơ hoạt động Thiết kế này có đáp ứng tại gối (bậc tự do 2) khá lớn trong khi tại giá động cơ (bậc tự do 41) nhỏ hơn và không vượt quá 0.4 mm Hiệu quả giảm chấn của chân đế cao su vì thế có thể chấp nhận được Hệ thống nhìn chung làm việc ổn định do biên độ giữ ổn định ở mức thấp Ngoài ra, đúng như dự kiến, cơ hệ có đáp ứng theo dạng dao động thứ hai và ba như kết quả của bài toán trị riêng cho ở trên (Hình 3.18)

HỆ THỐNG THỰC NGHIỆM VÀ TIÊU CHUẨN ĐÁNH GIÁ

Hệ thống thực nghiệm dao động

4.1.1 Bố trí chung của hệ thống

Bố trí hệ thống động lực hệ thống đẩy và hệ thống nâng của tàu đệm khí BAKVEE12 được trình bày như trên Hình 1.10, 1.11 Các khung đỡ động cơ đẩy và động cơ nâng này được thiết kế với thép ống có bố trí giảm chấn tại các chân nối vào thân chính tàu được chế tạo bằng vật liệu composite kết cấu tổ ong Trong khả năng kinh phí và điều kiện tổ chức thực nghiệm, chỉ có thực nghiệm dao động hệ thống động lực bao gồm khung đỡ động cơ – động cơ - chong chóng đẩy được đề cập Các thành phần chính của hệ thống này như sau (Hình 4.1):

- Động cơ đẩy chính: B&S 14.5 HP, RPM 2800, khối lượng 31.297 kg

- Chong chóng đẩy đường kính 1000 mm, bước 0.86 m;

- Khung đỡ thép có tiết diện 305 mm 2 , có gắn giảm chấn cao su tại chân,

- Bệ đỡ cố định xuống sàn bê-tông làm bằng thép V7

- Hệ thống đo lường dao động DT9837A và cảm biến dao động (3 gia tốc kế) PCB 333B40;

- Phần mềm thu thập dữ liệu QuickDAQ 3.7.0.46;

- Phần mềm phân tích dữ liệu viết trên nền Matlab nhằm tính toán các đại lượng dao động và đánh giá theo các tiêu chuẩn phổ biến hiện hành như ISO 6954 và ISO 10816-3 về vận tốc dao động

Hình 4 1 - Bố trí chung của hệ thống thực nghiệm dao động

4.1.2 Đặc tính máy đo dao động sử dụng

Việc thu thập dữ liệu được thực hiện trên thiết bị đo dao động chuyên dùng Data acquisition (DAQ) and display với 4 kênh sử dụng cảm biến gia tốc kế loại 333B40, độ nhạy 504 / 498 / 463 V/V ứng với 3 gia tốc kế Dữ liệu thu được dưới dạng phổ gia tốc theo thời gian Gia tốc này lần lượt được tích phân, phân tích phổ tần số và được sử dụng như là đầu vào cho việc đánh giá dao động về sau:

Bảng 4 1 - Thiết bị đo dao động chuyên dùng đa kênh

N o Tên Nhà sản xuất Loại S/N SL Đặc tính Đầu dò dao động

N o Tên Nhà sản xuất Loại S/N SL Đặc tính

Thiết bị thu thập data và hiển thị

Dynamic signal analyzer with QuickDAQ (software)

NA 1 24-bit resolution measurement, 52.7 kS/s/ch max sample rate, display acquired data during acquisition; setup acq-uisition duration, sampling rate…

4.1.3 Qui trình tiến hành thực nghiệm

(i) Lắp đặt 3 cảm biến gia tốc tại các vị trí 1, 2, 3 như Hình 4.1

(ii) Nối dây với bộ thu nhận dữ liệu DT9837A là thiết bị thu đa kênh, chuyển đổi tín hiệu tương tự-số

(iii) Khởi động chương trình đo QuickDAQ Tiến hành setup các thông số chính sau:

- Tần số lấy mẫu 2 KHz (ứng với thời gian lấy mẫu 0.5 sec)

- Thời gian thu thập dữ liệu: 10 sec (max)

- Kiểm tra hay nhập lại các hệ số hiệu chuẩn như trên Hình 4.2

Hình 4 2 - Nhập các hệ số hiệu chuẩn của 3 cảm biến gia tốc (iv) Đo thử khi động cơ chưa khởi động và kiểm tra nhiễu chung như Hình 4.3

Hình 4 3 - Đo thử khi động cơ chưa khởi động, kiểm tra nhiễu chung

(v) Khởi động động cơ và duy trì ở các tốc độ định trước

(vi) Tiến hành thu thập dữ liệu đo Sau mỗi lần đo thì ghi lại file kết quả

(vii) Xử lý kết quả, đánh giá được thực hiện với chương trình cho tại Phụ lục 3

Thử nghiệm dao động cưỡng bức được thực hiện với hai trường hợp (Bảng ):

- Động cơ không gắn cụm chong chóng;

- Động cơ có gắn cụm chong chóng

Trong cả hai trường hợp, số liệu đo chỉ được lấy khi tốc độ được giữ ổn định sử dụng cần điều chỉnh ga bằng tay

Bảng 4 2 - Các thực nghiệm được thực hiện

N o Tốc độ động cơ (RPM) Tên file lưu

KHÔNG gắn cụm chong chóng

CÓ gắn cụm chong chóng

N o Tốc độ động cơ (RPM) Tên file lưu

(1) Thực nghiệm dao động với động cơ KHÔNG gắn cụm chong chóng

Hình 4 4 - Kết quả đo gia tốc dao động a i [mm/s 2 ] và vận tốc dao động v i [mm/s] tại

RPM 2900 – không gắn cụm chong chóng

Hình 4 5 - Kết quả vận tốc dao động v i [mm/s] tại RPM 2900 – không gắn cụm chong chóng (tích phân từ a i)

MSHV: 1670760 64 HV: Phạm Hồng Thanh Hình 4 6 - Kết quả phân tích phổ tần số vận tốc dao động với vimax tại RPM 2900 - không gắn cụm chong chóng

RPM 3252 – không gắn cụm chong chóng

MSHV: 1670760 65 HV: Phạm Hồng Thanh Hình 4 8 - Kết quả vận tốc dao động v i [mm/s] tại RPM 3252 - không gắn cụm chong chóng (tích phân từ a i)

Hình 4 9 - Kết quả phân tích phổ tần số vận tốc dao động với v i max tại RPM 3252 - không gắn cụm chong chóng

MSHV: 1670760 66 HV: Phạm Hồng Thanh Hình 4 10 - Kết quả đo gia tốc dao động a i [mm/s 2 ] và vận tốc dao động v i [mm/s] tại

RPM 2813 - không gắn cụm chong chóng

Hình 4 11 - Kết quả vận tốc dao động v i [mm/s] tại RPM 2813 - không gắn cụm chong chóng (tích phân từ a i)

MSHV: 1670760 67 HV: Phạm Hồng Thanh Hình 4 12 - Kết quả phân tích phổ tần số vận tốc dao động với v i max tại RPM 2813 - không gắn cụm chong chóng

RPM 3311- không gắn cụm chong chóng

MSHV: 1670760 68 HV: Phạm Hồng Thanh Hình 4 14 - Kết quả vận tốc dao động v i [mm/s] tại RPM 3311 - không gắn cụm chong chóng (tích phân từ a i)

Hình 4 15 - Kết quả phân tích phổ tần số vận tốc dao động với v i max tại RPM 3311- không gắn cụm chong chóng (2) Thực nghiệm dao động với động cơ CÓ gắn cụm chong chóng

RPM 1758 - có gắn cụm chong chóng

Hình 4 17 - Kết quả vận tốc dao động v i [mm/s] tại RPM 1758 - có gắn cụm chong chóng (tích phân từ a i)

MSHV: 1670760 70 HV: Phạm Hồng Thanh Hình 4 18 - Kết quả phân tích phổ tần số vận tốc dao động với v i max tại RPM 1758 - có gắn cụm chong chóng

MSHV: 1670760 71 HV: Phạm Hồng Thanh Hình 4 20 - Kết quả vận tốc dao động v i [mm/s] tại RPM 2138 - có gắn cụm chong chóng (tích phân từ a i)

Hình 4 21 - Kết quả phân tích phổ tần số vận tốc dao động với v i max tại RPM 2138 - có gắn cụm chong chóng

MSHV: 1670760 74 HV: Phạm Hồng Thanh Hình 4 26 - Kết quả vận tốc dao động v i [mm/s] tại RPM 2021 – có gắn cụm chong chóng (tích phân từ a i)

RPM 2050 – có gắn cụm chong chóng

RPM 2050- có gắn cụm chong chóng

Đánh giá kết quả thực nghiệm

Kết quả thu được trực tiếp là phổ gia tốc theo thời gian, phổ vận tốc theo thời gian và cuối cùng là phổ tần số của vận tốc như trên các hình từ Hình 4.4 đến Hình 4.42 Trên phổ gia tốc này ta cũng xác định được giá trị lớn nhất ứng với tần số xác định theo từng điểm đo định trước (Hình 4.5, 4.8, 4.11, 4.14, 4.17, 4.20, 4.23, 4.26, 4.30, 4.33, 4.36, 4.39, 4.40)

Trong thực hành thử tàu thực tế, chúng được ghi vào bảng kết quả đo (còn gọi là Biên bản đo dao động, Bảng 4.3) và được ký xác nhận bởi đăng kiểm, chủ tàu và nhà máy đóng tàu

Bảng 4.3 - Giá trị vận tốc lớn nhất xác định theo tần số

N o RPM Đánh số Max cpm mm/s

KHÔNG gắn cụm chong chóng

N o RPM Đánh số Max cpm mm/s

CÓ gắn cụm chong chóng

Các tiêu chuẩn để đánh giá mức độ dao động chấp nhận được từ các đo đạc dao động khi thử tàu ngày càng hoàn thiện hơn trong những năm gần đây [5, 7, 10, 14] Vận dụng các tiêu chuẩn quốc tế và các hướng dẫn người ta đưa ra các chuẩn đánh giá mức độ dao động sau: i) Giới hạn dao động đối với thủy thủ đoàn và hành khách ii) Giới hạn dao động cho các kết cấu cục bộ iii) Giới hạn dao động cho máy móc

Giới hạn dao động cho phép thường được định ra trong đặc trưng của tàu Giới hạn dao động cho phép phải được xác định hợp lý dựa vào đặc trưng tàu và đặc trưng của các nhà đóng tàu Có nhiều tiêu chuẩn được sử dụng khi kiểm soát dao động tàu: tiêu chuẩn về sinh hoạt của thủy thủ đoàn và thoải mái của hành khách: BS 6841 (1987) và ISO 2631 (1997) [5]; tiêu chuẩn về dao động cơ học cho thủy thủ và hành khách: ISO

6954 (1984) [10] được áp dụng rộng rãi như là tiêu chuẩn đáp ứng đối với thủy thủ đoàn và hành khách và được cho trên Hình 4.43 Tiêu chuẩn này đánh giá phản ứng (độ nhạy) của con người đối với dao động toàn bộ con tàu [5]; tiêu chuẩn về dao động cơ học cho thủy thủ và hành khách: ISO 6954 (2000) như trên Hình 4.43 cung cấp cho sinh hoạt thủy thủ đoàn và sự dễ chịu của hành khách theo giá trị căn quân phương trên tần số toàn bộ có trọng số từ 1 đến 80 Hz trong ba vùng khác nhau [5]; giới hạn dao động cho các kết cấu cục bộ, giới hạn dao động cho máy móc: Quy định này được cho bởi ANSI S2.27 (2002) và SNAME T&R 2-29A (2004) [5] Liệt kê các tiêu chuẩn thường gặp khác có thể tìm thấy trong tài liệu [5]

MSHV: 1670760 85 HV: Phạm Hồng Thanh Hình 4 43 - Tiêu chuẩn kiểm soát mức dao động áp dụng cho thủy thủ đoàn và hành khách do dao động cơ học, ISO 6954

Một tiêu chuẩn cũng thường được áp dụng và viện dẫn đó chính là ISO 10816-3 (hay ISO 2372) khi tiến hành thử dao động tàu Tiêu chuẩn hướng dẫn đánh giá mức độ rung động trong máy móc hoạt động trong phạm vi tần số 10 đến 200Hz (tương đương 600 đến 12.000 RPM) Ví dụ về các loại máy này là máy móc nhỏ, truyền động trực tiếp, động cơ điện và máy bơm, động cơ sản xuất, động cơ kích cỡ trung bình, máy phát điện, hơi nước và tua bin khí, Turbo-nén, Turbo-bơm và quạt Một số trong các máy này có thể được nối trục cứng hoặc linh hoạt (mềm), hoặc nối thông qua hộp số Trục quay có thể nằm ngang, thẳng đứng hoặc nghiêng ở góc bất kỳ Sử dụng biểu đồ dưới đây kết hợp với các yếu tố khác được mô tả trong sổ tay này để đánh giá mức độ rung động tổng thể của thiết bị Tiêu chuẩn này thường áp dụng cho các máy móc có công suất từ 15 kW trở lên

MSHV: 1670760 86 HV: Phạm Hồng Thanh Hình 4 44 - Tiêu chuẩn về mức vận tốc dao động cho phép theo công suất máy [10]

4.2.2 Đánh giá theo tiêu chuẩn ISO 6954

Các kết quả này khi được đối chiếu với các tiêu chuẩn ISO 2631, ISO 6954, đều cho kết quả thấp hơn nhiều với đáp ứng được yêu cầu Cụ thể, khi áp dụng tiêu chuẩn ISO 6954 (1984) là tiêu chuẩn đáp ứng đối với thủy thủ đoàn và hành khách, kết quả đo đạc chỉ ra rằng phản ứng (độ nhạy) của con người đối với dao động toàn bộ con tàu là đáng kể như trên Hình 4.45, Hình 4.46, Hình 4.47 Các kết quả đánh giá này được thực hiện nhờ chương trình tính viết trên nền Matlab cho tại Phụ lục 3 Động cơ không làm việc êm ái và cần xử lý mất cân bằng cơ cấu hay chuyển qua dùng các loại động cơ nhiều xy-lanh có khả năng cân bằng cơ cấu tốt hơn Mặt khác, việc cân bằng động chi tiết quay cũng là điều kiện tiên quyết làm giảm rung động cho toàn cơ hệ

Hình 4 45 - Đánh giá dao động điểm đo số 1 theo ISO 6954 (1984)

Tiêu đề	Phân tích dao động hệ động lực đẩy của tàu đệm khí
Tác giả	Phạm Hồng Thanh
Người hướng dẫn	PGS. TS. Lê Đình Tuân
Trường học	Đại học Quốc gia TP.HCM
Chuyên ngành	Kỹ thuật Cơ khí Động lực
Thể loại	Luận văn Thạc sĩ
Năm xuất bản	2020
Thành phố	TP. Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	112
Dung lượng	4,82 MB