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

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP.HCM

ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

PHẠM HỒNG THANH

PHÂN TÍCH DAO ĐỘNG

HỆ ĐỘNG LỰC ĐẨY CỦA TÀU ĐỆM KHÍ

Chuyên ngành: Kỹ thuật Cơ khí Động lực

Mã số: 60.52.01.16

LUẬN VĂN THẠC SĨ

TP HỒ CHÍ MINH, tháng 09 năm 2020

CÔNG TRÌNH ĐƯỢC HOÀN THÀNH TẠI TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA – ĐHQG - HCM

Cán bộ hướng dẫn khoa học: PGS TS Lê Đình Tuân (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký)

Cán bộ chấm nhận xét 1: PGS.TS Nguyễn Hoài Sơn (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký)

Cán bộ chấm nhận xét 2: PGS.TS Châu Đình Thành (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký)

Luận văn thạc sĩ được bảo vệ tại Trường Đại học Bách Khoa, ĐHQG TP.HCM ngày 10 tháng 09 năm 2020

Thành phần Hội đồng đánh giá luận văn thạc sĩ gồm:

(Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị của Hội đồng chấm bảo vệ luận văn thạc sĩ)

1 PGS.TS Lê Tất Hiển – Chủ tịch ………

2 TS Trần Hải – Thư ký ………

3 PGS.TS Nguyễn Hoài Sơn – Uỷ viên ………

4 PGS.TS Châu Đình Thành – Uỷ viên ………

5 TS Hồng Đức Thông – Uỷ viên ………

Xác nhận của Chủ tịch Hội đồng đánh giá LV và Trưởng Khoa quản lý chuyên ngành sau khi luận văn đã được sửa chữa (nếu có) CHỦ TỊCH HỘI ĐỒNG TRƯỞNG KHOA

PGS.TS Lê Tất Hiển TS Trần Hữu Nhân

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP.HCM CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA Độc lập – Tự do – Hạnh phúc

NHIỆM VỤ LUẬN VĂN THẠC SĨ

Học viên thực hiện: PHẠM HỒNG THANH MSHV: 1670760 Ngày, tháng, năm sinh: 25/02/1975 Nơi sinh: TP.HCM Chuyên ngành: Kỹ thuật Cơ khí Động lực Mã số: 60.52.01.16

3 Thực nghiệm dao động bằng hệ thống đo lường thực nghiệm trên hệ động lực đẩy của tàu đệm khí theo điều kiện phù hợp

II NGÀY GIAO NHIỆM VỤ: 10/02/2020

III NGÀY HOÀN THÀNH NHIỆM VỤ: 21/08/2020 IV CÁN BỘ HƯỚNG DẪN: PGS.TS LÊ ĐÌNH TUÂN

LỜI CÁM ƠN

Đề tài "Phân tích dao động hệ động lực đẩy của tàu đệm khí" mở ra một hướng mới

trong lĩnh vực nghiên cứu dao động tàu thuỷ Nghiên cứu này đòi hỏi hiểu biết và đi sâu vào việc giải bài toán động lực học kết cấu bằng phương pháp tính số và nhiều kinh nghiệm trong việc xây dựng hệ thống thực nghiệm dao động Do vậy, trong suốt quá trình thực hiện luận văn, bản thân tôi cũng không tránh khỏi bỡ ngỡ và phải cố gắng rất nhiều để lĩnh hội thêm kiến thức mới và các kỹ năng cần thiết rong thực nghiệm đo lường

Việc thực hiện luận văn này, ngoài cố gắng của bản thân tôi còn nhận được nhiều sự giúp đỡ từ các Thầy Cô, bạn đồng môn Đặc biệt, tôi xin gửi lời cám ơn chân thành đến Thầy hướng dẫn, PGS.TS Lê Đình Tuân đã chỉ dẫn tận tình và tiếp thêm nguồn động lực giúp tôi hoàn thành tốt nghiên cứu này Bên cạnh đó, tôi cũng xin cám ơn toàn thể quý Thầy Cô trong Khoa Kỹ thuật Giao thông - Trường Đại học Bách Khoa, Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh đã cung cấp nhiều kiến thức nền tảng trong suốt thời gian tôi theo học tại Trường Cuối cùng, tôi xin gửi lời cám ơn đến gia đình đã tạo niềm tin và động lực cho tôi trong suốt thời gian qua

Ngày 21 tháng 08 năm 2020 Học viên thực hiện

Phạm Hồng Thanh

TÓM TẮT LUẬN VĂN THẠC SĨ

Dao động tàu thủy nói chung hay tàu đệm khí nói riêng trong nghiên cứu này là một vấn đề lớn ảnh hưởng trực tiếp đến toàn bộ con tàu trong quá trình vận hành Dao động tàu thủy thường do nhiều yếu tố khác nhau tạo nên Chúng bao gồm dao động của máy chính, của chong chóng đẩy, quạt nâng (thường do mất cân bằng động), hệ thống thông gió, máy phát điện theo tàu… và rất nhiều các thiết bị hoạt động khác trên tàu cũng như do tải môi trường như sóng, gió, dòng chảy Dao động tàu ảnh hưởng đến độ bền của các kết cấu thân tàu và ảnh hưởng hoạt động, sinh hoạt của con người trên tàu do rung động và tiếng ồn Chính vì vậy, việc phân tích và kiểm soát dao động tàu, nói chính xác hơn là hạn chế dao động tàu là trở nên cấp thiết Bên cạnh đó, quá trình đo đạc đáp ứng dao động của tàu cũng đựơc các tổ chức đăng kiểm quy định một cách nghiêm ngặt theo các tiêu chuẩn quốc tế, tiêu chuẩn ngành trước khi đưa tàu vào khai thác Thực nghiệm này cũng cung cấp thêm một phương pháp để kiểm tra việc mô phỏng và phân tích đề cập ở trên Như vậy việc phân tích dao động và mô phỏng bằng công cụ tính toán số và thực nghiệm dao động bằng hệ thống đo lường dao động trở thành các tiếp cận không thể thiếu trong việc kiểm soát dao động tàu từ giai đoạn thiết kế đến chạy thử sau cùng

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) bao gồm việc đề xuất kết cấu khung đỡ và hệ thống giảm chấn, tính toán các dạng dao động và tần số riêng tương ứng của cơ hệ khung đỡ - động cơ, đáp ứng dao động của cơ hệ dưới tác động của lực mất cân bằng của chong chóng đẩy Toàn bộ công cụ phân tích này được thiết lập dựa trên phương pháp phần tử hữu hạn cho bài toán động lực học và thực hiện chương trình tính trên nền Matlab Nhằm kiểm chứng các kết quả từ mô hình phân tích số, một hệ thống thực nghiệm dao động dựa trên động cơ B&S 14.5 HP, chong chóng đẩy đường kính 1000 mm, khung đỡ thép, giảm chấn cao su tích hợp hệ thống đo lường dao động DT9837A và cảm biến dao động (gia tốc kế) PCB 333B40 với phần mềm thu thập dữ liệu QuickDAQ 3.7.0.46 và phần mềm phân tích 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

ABSTRACT

Ship vibration in general or vibration of hovercraft in particular in this study is a major issue affecting directly the entire ship during operation Ship vibration is often caused by various factors These include the vibration of the main machine, the thrusting propeller, the lifting fan (usually due to the dynamic imbalance), ventilation system, electric generator and many other operating equipment on board as well as due to environmental loads such as waves, wind, sea current Ship vibration affect the durability of the hull structures and impact to the operation, human activity on the ship due to vibration and noise Therefore, the analysis and control of ship vibration, more precisely, limiting the ship vibration is becoming urgent In addition, the measurement process meets the ship vibration and the registered organization strictly regulated according to international standards, industry standards before bringing the ship into operation This experiment also provides an additional method to test the simulation and analysis mentioned above Hence, vibration analysis and numerical and testing with experimental tools become indispensable approaches to control ship vibration from the design phase to the final test

This study concerns the construction of a vibration model of the engine support system of a small-sized air cushion (less than 12 seats), including the proposal of the frame structure and damper system In this model, the eigen frequenies and correponding eigen modes as well as dynamic responses of the frame structure – engine – thrusting propeller system due to unbalanced force This entire analysis tool is set up based on the finite element method for dynamic problem and implementation the program code on Matlab environment In order to verify results from the numerical analysis model, a vibration test system based on the B&S 14.5 HP engine, a 1000 mm diameter propulsion propeller, steel support frame, integrated rubber damper, measuring system DT9837A and accelerometer PCB 333B40 with QuickDAQ 3.7.0.46 data collection software, Matlab-based analysis software to compute the vibration and evaluation according to current popular standards such as ISO 6954 and ISO 10816-3 in terms of vibration velocity

LỜI CAM ĐOAN CỦA TÁC GIẢ LUẬN VĂN

Luận văn trình bày nghiên cứu của tôi về vấn đề " Phân tích dao động hệ động lực đẩy của tàu đệm khí " Nền tảng lý thuyết được tôi tham khảo từ các nguồn sách và từ những nghiên cứu được công bố trước đó Phần thực nghiệm được sự hỗ trợ về thiết bị, máy móc tại Phòng Thí nghiệm Bộ môn Tàu thuỷ - Trường Đại học Bách Khoa, Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh Những kết quả được trình bày trong luận văn là hoàn toàn trung thực, là kết quả nghiên cứu của tôi, không vi phạm luật sở hữu trí tuệ và pháp luật Việt Nam Nếu sai tôi hoàn toàn chịu trách nhiệm trước pháp luật

Tác giả

Phạm Hồng Thanh

MỤC LỤC 1

DANH MỤC HÌNH ẢNH 3

DANH MỤC BẢNG BIỂU 8

CHƯƠNG 1: TỔNG QUAN VỀ DAO ĐỘNG TÀU 9

1.1Phân tích dao động và kiểm soát dao động tàu thủy 9

1.2Bài toán dao động trong tàu đệm khí 15

1.2.1 Sơ lược về tàu đệm khí 15

1.2.2 Bài toán dao động 18

1.2.3 Thiết kế để tránh dao động 20

1.3Phân tích và thực nghiệm dao động 20

1.4Cấu trúc của luận văn 21

CHƯƠNG 2: MÔ HÌNH ĐỘNG LỰC HỌC KẾT CẤU KHUNG ĐỠ - ĐỘNG CƠ – CHONG CHÓNG ĐẨY 23

2.1Cơ sở phương pháp phần tử hữu hạn giải bài toán dao động dầm 24

2.1.1 Nguyên lý biến phân chuyển vị 25

2.1.2 Phương trình chuyển động 26

2.1.3 Phương trình dao động của phần tử hữu hạn dầm chịu uốn thuần tuý 27

2.1.4 Phần tử dầm 32

2.2Giải bài toán trị riêng và bài toán đáp ứng cưỡng bức 35

2.2.1 Bài toán trị riêng xác định tần số riêng và dạng dao động tương ứng 35

2.2.2 Phương pháp Time Newmark giải đáp ứng cưỡng bức 36

CHƯƠNG 3: THIẾT LẬP CHƯƠNG TRÌNH TÍNH TOÁN 41

3.1Giới thiệu chung về phương pháp giải 41

3.2Mô hình phần tử hữu hạn 42

3.2.1 Bố trí thực tế 42

3.2.2 Mô hình tính và lưới phần tử hữu hạn 43

3.2.3 Tính toán các ma trận Ke, Me, Ce 45

3.2.4 Các hàm giải hệ thống 48

3.3Giải bài toán trị riêng 50

3.3.1 Các bước thực hiện chương trình tính 50

3.3.2 Kết quả tính các tần số riêng và dạng dao động tương ứng 51

3.4Giải bài toán đáp ứng cưỡng bức 53

3.3.1 Các bước thực hiện chương trình tính 53

3.3.2 Kết quả tính đáp ứng dao động 54

CHƯƠNG 4: HỆ THỐNG THỰC NGHIỆM VÀ TIÊU CHUẨN ĐÁNH GIÁ 59

4.1 Hệ thống thực nghiệm dao động 59

4.1.1 Bố trí chung của hệ thống 59

4.1.2 Đặc tính máy đo dao động sử dụng 60

4.1.3 Qui trình tiến hành thực nghiệm 61

4.1.4 Kết quả thực nghiệm 62

4.2 Đánh giá kết quả thực nghiệm 82

4.2.1 Tiêu chuẩn đánh giá 84

4.2.2 Đánh giá theo tiêu chuẩn ISO 6954 86

DANH MỤC HÌNH ẢNH

Hình 1 1 - Sơ đồ tổng quát đánh giá dao động tàu thủy [7] 10

Hình 1 2 - Bố trí chung của tàu H181/105-01 11

Hình 1 3 - Vị trí các điểm đo dao động xác định trên tàu cần thử 12

Hình 1 4 - Phổ thời gian vận tốc, gia tốc của điểm đo cụ thể số 14 12

Hình 1 5 - Đánh giá dao động tàu theo ISO 6954 (1984) 13

Hình 1 6 - Vị trí điểm đo dao động trên máy phát điện PTO của tàu ANTARCTIC AURORA 14

Hình 1 7 - Nguyên lý hoạt động của tàu đệm khí 15

Hình 1 8 - Tàu đệm khí Bách Khoa chạy trên nhiều địa hình 16

Hình 1 9 - Thiết kế tàu đệm khí BAKVEE-6 và BAKVEE-12 17

Hình 1 10 - Bố trí hệ thống động lực hệ thống đẩy và hệ thống nâng của tàu BAKVEE12 17

Hình 1 11 - Khung đỡ động cơ đẩy và động cơ nâng 18

Hình 1 12 - Tác động gây ra dao động từ hệ thống động cơ – chong chóng đẩy 19

Hình 1 13 - Cơ chế tác động gây dao động trên tàu thủy truyền thống [16] 19

Hình 2 1 - Bố trí hệ thống động lực đẩy tàu đệm khí 24

Hình 2 2 - Cơ hệ liên tục 25

Hình 2 3 - Dầm chịu uốn mô hình bởi N phần tử hữu hạn 32

Hình 2 4 - Các bậc tự do của phần tử dầm chịu uốn 32

Hình 2 5 - Các hàm dạng là các đa thức Hermite bậc 3 33

Hình 2 6 - Giải thuật của sơ đồ tích phân Newmark cho các hệ tuyến tính 40

Hình 3 1 - Sơ đồ tính toán dùng phương pháp phần tử hữu hạn 42

Hình 3 2 - Bố trí thực tế của hệ thống động lực đẩy dùng chong chóng 42

Hình 3 3 - Mô hình khung phẳng khung đỡ động cơ hệ động lực đẩy tàu đệm khí 43

Hình 3 4 - Mô hình phần tử hữu hạn khung đỡ động cơ với 19 phần tử dầm, 19 nút 44

Hình 3 5 - Phần tử dầm 2 chiều 6 bậc tự do 46

Hình 3 6 - Tải phân bố trên phần tử dầm 46

Hình 3 8 - Tám dạng dao động đầu tiên tương ứng với tám tần số riêng 53

Hình 3 9 - Lực xung với độ lớn 100 N trong 0.2 giây 54

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 54

Hình 3 11 - Vị trí các điểm tính đáp ứng (bậc tự do 2, 14, 35, 41) 55

Hình 3 12 - Đáp ứng chuyển vị ứng với lực xung 100 N / 0.2 sec 55

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 56

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 56

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 57

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 57

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 57

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 58

Hình 4 1 - Bố trí chung của hệ thống thực nghiệm dao động 60

Hình 4 2 - Nhập các hệ số hiệu chuẩn của 3 cảm biến gia tốc 61

Hình 4 3 - Đo thử khi động cơ chưa khởi động, kiểm tra nhiễu chung 62

Hình 4 4 - Kết quả đo gia tốc dao động ai [mm/s2] và vận tốc dao động vi [mm/s] tại RPM 2900 – không gắn cụm chong chóng 63

Hình 4 5 - Kết quả vận tốc dao động vi [mm/s] tại RPM 2900 – không gắn cụm chong chóng (tích phân từ ai) 63

Hình 4 6 - Kết quả phân tích phổ tần số vận tốc dao động với vimax tại RPM 2900 - không gắn cụm chong chóng 64

Hình 4 7 - Kết quả đo gia tốc dao động ai [mm/s2] và vận tốc dao động vi [mm/s] tại RPM 3252 – không gắn cụm chong chóng 64

Hình 4 8 - Kết quả vận tốc dao động vi [mm/s] tại RPM 3252 - không gắn cụm chong chóng (tích phân từ ai) 65

Hình 4 9 - Kết quả phân tích phổ tần số vận tốc dao động với vi max tại RPM 3252 - không gắn cụm chong chóng 65

Hình 4 10 - Kết quả đo gia tốc dao động ai [mm/s2] và vận tốc dao động vi [mm/s] tại RPM 2813 - không gắn cụm chong chóng 66

Hình 4 11 - Kết quả vận tốc dao động vi [mm/s] tại RPM 2813 - không gắn cụm

Hình 4 25 - Kết quả đo gia tốc dao động ai [mm/s2] và vận tốc dao động vi [mm/s] tại RPM 2021 - có gắn cụm chong chóng 73

Hình 4 26 - Kết quả vận tốc dao động vi [mm/s] tại RPM 2021 – có gắn cụm chong

Hình 4 41 - Kết quả vận tốc dao động vi [mm/s] tại RPM 1729 - có gắn cụm chong

chóng (tích phân từ ai) 81

Hình 4 42 - Kết quả phân tích phổ tần số vận tốc dao động với vi max tại RPM 1729 - có gắn cụm chong chóng 82Hình 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 85Hình 4 44 - Tiêu chuẩn về mức vận tốc dao động cho phép theo công suất máy [10] 86Hình 4 45 - Đánh giá dao động điểm đo số 1 theo ISO 6954 (1984) 87Hình 4 46 - Đánh giá dao động điểm đo số 2 theo ISO 6954 (1984) 87Hình 4 47 - Đánh giá dao động điểm đo số 3 theo ISO 6954 (1984) 88

DANH MỤC BẢNG BIỂU

Bảng 3 1 - Mô tả phần tử - bậc tự do (ma trận topology) 45

Bảng 3 2 - Chọn lựa thông số tích phân  và  49

Bảng 3 3 - Các giá trị tần số riêng của kết cấu khung đỡ động cơ [Hz] 51

Bảng 4 1 - Thiết bị đo dao động chuyên dùng đa kênh 60

Bảng 4 2 - Các thực nghiệm được thực hiện 62

Bảng 4.3 - Giá trị vận tốc lớn nhất xác định theo tần số 82

CHƯƠNG 1: TỔNG QUAN VỀ DAO ĐỘNG TÀU

1.1 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

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

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

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 AURORA

1.2 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

- 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

1.2.2 Bài toán dao động

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

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

1.3 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

1.4 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

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

CHƯƠNG 2: MÔ HÌNH ĐỘNG LỰC HỌC KẾT CẤU KHUNG ĐỠ - ĐỘNG CƠ – CHONG CHÓNG ĐẨY

Tàu đệm khí khi hoạt động thường xuyên chịu nhiều tác động của tải trọng ngoài như: tải môi trường (sóng, gió, dòng chảy…), lực khí động từ chong chóng đẩy, quạt nâng, các lực do mất cân bằng cơ cấu của các động cơ, lực mất cân bằng động của các loại chi tiết quay…Các tải trọng này gây ra dao động cho toàn thân tàu đệm khí và ảnh hưởng trực tiếp đến chất lượng khai thác tàu, đến hành khách đi trên đó Trong luận án này, tải trọng động do mất cân bằng của chong chóng đẩy lên khung đỡ động cơ đẩy trong cụm động lực đẩy được xem là nguyên nhân chính Vì vậy nghiên cứu tập trung vào việc phân tích các bài toán động lực học kết cấu khung đỡ gồm bài toán trị riêng nhằm xác định tần số riêng và dạng (mode) dao động tương ứng, bài toán đáp ứng cưỡng bức dưới tác động của lực mất cân bằng động từ chong chóng đẩy Dù rằng động cơ nâng và quạt nâng không được đề cập ở đây nhưng cách giải quyết bài toán hoàn toàn tương tự và đóng góp dao động từ hệ thống động lực thứ hai này có vai trò thứ cấp so với hệ thống đẩy

Thông thường khung đỡ động cơ đẩy của tàu đệm khí được chế tạo bằng khung thép với phần trên gắn cố định vào động cơ (có hay không có giảm chấn) và phần chân gắn cố định vào thân tàu đệm khí với chân đế cao su giảm chấn Phân tích động lực học khung đỡ dẫn đến mô hình tính bằng phương pháp phần tử hữu hạn trong đó khung đỡ được mô hình hóa bằng phần tử dầm Trong nghiên cứu này, chỉ có mô hình dầm phẳng được đề cập với 2 bài toán tuần tự là bài toán trị riêng và bài toán đáp ứng cưỡng bức do lực mất cân bằng động gây ra (Hình 2.1)

Hình 2 1 - Bố trí hệ thống động lực đẩy tàu đệm khí

2.1 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)

gudt  TVdt

với:

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:

21

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):

extint VV

Năng lượng biến dạng được tính như sau:

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

ui = i trên Su, 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

2.1.2 Phương trình chuyển động

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 ui

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

tTVdt Wdt

 (2.9) với

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

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:

x  

trong V0 (2.18) tj =niij =tj trên S

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

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: = 

V 1/2  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:

(2.19) trong đó:

V - Thể tích phần tử,

σx - 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] :

trong đó:

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:

2 (2.23) 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:

),(2   

= (2.25)

Độ võng của dầm tại tọa độ x được nội suy qua các chuyển vị tại nút:

(xtxt

trong đó: Nw - ma trận hàm nội suy của độ võng tại x từ các thành phần chuyển vị nút:

trong đó: B- Ma trận liên hệ biến dạng - chuyển vị của phần tử dầm:

( )

(2.30)

trong đó: l - Chiều dài phần tử

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

= 62 123 4 62 62 123 2 62

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:

W uT( , )P( ) (2.35)

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

u  (2.36) trong các công thức trên:

f(x,t) - Véc tơ lực phân bố trên dầm gồm các thành phần lực phân bố vuông góc với

trục dầm và mô men phân bố trong mặt phẳng dầm:

Pi(t) - Véc tơ lực tập trung gồm các thành phần lực vuông góc với trục dầm và mô men uốn của dầm tại điểm có toạ độ xi:

( )( )

,( )

iP x tt

Chú ý đến việc nội suy qua các chuyển vị tại nút (2.26), viết lại (2.39) như sau:

 

 

(2.42)

Phương trình chuyển động có dạng:

+

Động năng và thế năng lần lượt được tính như sau: - Động năng cơ hệ, bằng cách thay (2.26) vào (2.32):

Nó có kích thước nn và cần phải đối xứng và xác định dương

- Thế năng biến dạng, thông qua việc thay thế biểu thức tính chuyển vị rời rạc theo (2.28):

int = (2.46) Trong đó: ma trận độ cứng của hệ rời rạc có dạng:

V =− (2.49) Với véc tơ tải trọng ngoài:

 −

và nếu áp dụng biến phân cho các tọa độ tổng quát hóa q ta đi đến các phương trình

chuyển động ở dạng rời rạc sau:

M+  + = (2.53)

trong đó C là ma trận cản nhớt của hệ rời rạc

2.1.4 Phần tử dầm

Xét trường hợp dầm chịu uốn như trên Hình 2.3, giả sử chịu tải phân bố p(x,t)

Hình 2 3 - Dầm chịu uốn mô hình bởi N phần tử hữu hạn

Năng lượng biến dạng của dầm có chiều dài L được tính như sau:

 

của độ võng w và góc xoay mặt cắt ngang  = w/x thông qua nút phần tử Các bậc

tự do của phần tử chính là các giá trị độ võng và góc xoay tại hai đầu phần tử (Hình

2.4, a)

(a) (b)

Hình 2 4 - Các bậc tự do của phần tử dầm chịu uốn

Sử dụng biến (hay tọa độ) không thứ nguyên  = x/l trên miền phần tử (Hình 2.4, b), xấp xỉ bậc ba của độ võng dầm được viết ở dạng:

(2.55) trong đó các hàm dạng i(), (i = 1 4) là các đa thức Hermite bậc 3 (Hình 2.5), thỏa

mãn các điều kiện (2.56):

;

(2.56) Ở đây ta ký hiệu  i' thay cho d i/d

Hình 2 5 - Các hàm dạng là các đa thức Hermite bậc 3

Theo cách này ta có ma trận các hàm dạng i(), (i = 1…4) là các đa thức Hermite

bậc 3:

Φ (2.57)

tương ứng với các bậc tự do phần tử:

(t =w1 1 w2 2

q (2.58) Từ các biểu thức xác định năng lượng của dầm theo (2.25) và (2.32), ta lần lượt tính:

- Năng lượng biến dạng phần tử:

eeTe Kqq

int,e =

V (2.59)

với ma trận độ cứng phần tử:

l    

- Động năng của phần tử (bỏ qua động năng do xoay):

eeTeMqq 2

T (2.61) với ma trận khối lượng phần tử:

