Частотный (спектральный) анализ вибрационных характеристик его основная цель при идентификации источников колебаний.

Различные детали и узлы вибрируют на одной или нескольких дискретных частотах, взаимодействие этих колебаний приводит к сложной волновой картине в

месте измерения вибрации. Суммарный вибрационный сигнал содержит также частотные составляющие, которые вызываются различными источниками вибрации или могут явиться следствием механического резонанса других деталей или узлов. Поэтому, кроме частоты, эквивалентной основному источнику вибрации f_ос (t), суммарный спектр содержит другие, так называе­мые, фоновые составляющие f_ф (t).

Суммарное вибрационное поле можно представить в виде суммы отдельных слагаемых, отдельных источников:

_i=n

X_∑ (t) = ∑ x_i (t),

¹

_m

X_∑ (t) = ∑ (x_ос (t) + x_ф (t) ).

¹

В свою очередь, каждое из слагаемых f_i (t) является периодической функцией, которую можно представить рядом Фурье:

_i=n

x_i (t) = ∑ S_i cos (i x f₁ x t - φ_j) ,

¹

где:

φ_j – фазовый угол,

i- порядок гармоники,

f₁ - основная частота колебаний,

S_i - амплитуда колебаний.

Суммарный спектр вибрационного поля СТС представляется в виде зависимостей амплитуд S; V; или W от частоты f и отражают действительное вибрационное поле. С целью идентификации источника колебаний из него выделяются составляющие дискретные частоты, которые генерируются основными источниками,

F_∑ (f) = F_ос (f) + F_ф (f).

Частоты колебаний, генерируемые источ­никами периодических вибрационных процессов протекают на частотах их вращения и определяются:

f = i · n

где n - частота вращения, с^-1 ;

i =1,2,3… - числа натурального ряда, определяющие порядок гармонических составляющих.

Так, например, если частота вращения приводного электродвигателя насоса составляет 1200 мин^-1, то основная частота колебаний электродвигателя и насоса составляет:

f_1ЭД=1200:60 =20Hz;

если частота вращения газотурбокомпрессора (ГТК) составляет 9000 мин^-1,

то основная частота его колебаний составит:

f_1ГТК=9000:60 =150Hz.

Обычно пик колебаний наблюдается на первой или второй гармонической составляющей.

Используя частотную селекцию сигналов можно определить величину вибрации, которая генерируется СТС и локализовать его узел или деталь.

Наибольший уровень вибрации судовых конструкций и СТС создаёт гребной винт (ГВ). Лопасти ГВ подвергаются периодическим воздействиям от неравномерного поля скоростей и гидродинамических сил. Периодически действующие гидродинамические силы передаются через гребной вал, подшипники валопровода на корпус судна и через фундаментные опоры на СТС.

Гидродинамические силы имеют составляющие по всем трём осям пространственной системы координат X, Y, Z.

Неуравновешенность ГВ, вызванная его повреждениями или неточностями изготовления проявляются на частотах: f _гв1 = i · n_гв в поперечной плоскости.

Осевая сила Рхявляется причиной продольных колебаний валопровода, а момент Мх– его крутильных колебаний.

Сила Рyи момент Мz– вызывают вибрацию корпуса судна в вертикальной плоскости. Сила Рzи момент Мyвызывают вибрацию корпуса судна в поперечной плоскости. Гармонические составляющие упора и крутящего момента в осевом направлении (Рх, Мх) проявляются на частотах: f _гв2 = i · z_гв · n_гв, причём наибольшие величины вибрации проявляются на первой и второй гармонических составляющих (i =1,2).

Гармонические составляющие сил и моментов в поперечной плоскости

(Ру, Рz , Му, Мz) проявляются на частотах f _гв3 = (i · z_гв + 1)· n_гв .

ГВ с чётным числом лопастей создают бóльшие амплитуды колебаний упора и крутящего момента в осевом направлении и малые в поперечной плоскости. При нечётном числе лопастей – более высокие значения имеют амплитуды колебаний вызванные изгибающим моментом и поперечной силы.

Вибрация характеризуется пространственным вектором с тремя координатами - X, Y, Z.Вибрацию необходимо измерять по всем основным составляющим, которые, в результате, отображают сложную волновую картину колебательного процесса. В связи с этим выбор местоположения и направление оси установки вибропреобразователей представляют одну из основных задач анализа вибрационных характеристик объекта и их интерпретации, так как, если сигнал не содержит информации относительно исследуемого узла, то никакой, даже самый сложный анализ не позволит определить его техни- ческое состояние.

Подшипники являются наилучшим местом для измерения вибрации. Именно в этих местах прикладываются основные динамические усилия и нагрузки, поэтому они являются «критическими компонентами» СТС. Вибропреобразователь лучше всего устанавливать на корпусе подшипника. Если это невозможно, то измерения вибрации должны производиться в месте, максимально близко расположенным к подшипнику, с наименьшим импедансом между подшипником и местом установки вибропреобразователя. Основная информация о вибрационном состоянии узла м.б получена при совпадении оси

датчика с основным направлении действия вибрационных возмущений. Для всестороннего анализа измерения целесообразно производить по трём ортогональным осям.

Определение частот основных возмущающих сил в узлах ДВС

Источник, причина колебаний, частотная составляющая	Выражение для определения частоты	Условные обозначения
Вращение коленчатого вала	f0	f0 - базовая частота
Вращение распределительного вала	kf0	k - коэффициент, учиты­вающий тактность двигате­ля; для двухтактных ра­вен 1, для четырехтактных равен 0,5
Вспышки в цилиндре	kf0
Возмущения от колебания давле­ния в цилиндре при сгорании топли­ва		с - скорость звука в га­зе при сгорании; D - диаметр цилиндра двигателя
Неуравновешенность вращающих­ся деталей, сил инерции первого по­рядка и их момента	vf0	v - порядок гармониче­ской составляющей
Неуравновешенность вращающихся деталей второго порядка	2vf0
Неуравновешенность деталей распределительного вала	0,5vf0