Temakveld Norsk Forening for Stålkonstruksjoner. Roterende(vibrerende) utstyr og strukturdesign. Name: Jan Wigaard Date: 7.

Temakveld Norsk Forening for Stålkonstruksjoner Roterende(vibrerende) utstyr og strukturdesign Name: Jan Wigaard Date: 7. oktober 2009

Program 17.00-18.00 A Problemforståelse og begrepsavklaring A1. Innledning problemoversikt og omfang A2. Forståelse av eksitasjonsmekanismene fra vibrerende utstyr og rørstrømning A3. Dynamikk teori, fra enfrihetsgrad system til komplekse systemer med høy modal tethett og overlapp A4. Begrepsavklaring, Isolasjon og Dempning B1. Måling av vibrasjoner C Egenfrekvensberegninger, Udempede og Dempede (reelle og komplekse) C1 Enfrihetsgrad masse, fjær, demper C2 Fritt opplagt bjelke C3 Fritt opplagt plate C4 Kompressor modul dekk 18.00-18.30 Kaffe pause 18.30-20.00 D Frekvensrespons analyser D1 Enfrihetsgrad masse, fjær, demper D2 Fritt opplagt bjelke D3 Bjelkekryss med modalt overlapp D4 Fritt opplagt plate D5 Kompressor modul dekk E Høysyklus uttmatting F Akseptkriterier og regelverk G Kort om Rørvibrasjoner og vibrasjoner i rørpåstikk, strukturell supportering H Design Eksempel: Integrert struktur- og rørmodel av kompressor modul I Design tilnærming I1 Når problemer oppstår i eksisterende konstruksjoner I2 Design for å oppnå vibrasjonsmessig robuste konstruksjoner - 2 -

A1 Innledning: Vibrasjonssystemet er sammensatt Vibrasjoner, samlebegrep for mye, her periodisk forskyvning, måles som forskyvning, hastighet eller akslerasjon på struktur, typisk fra 1Hz til 1000Hz, typiske hastigheter er fra under 1 mm/s til 10 mm/s og over 100 mm/s når det er noe riktig galt. Er det noen som tror at man kan analysere del-fenomenene her med isolerte lokale modeller? Har det gått bra før?? - 3 -

A1 Omfang Øket fokus på vibrasjonsproblematikk, overraskende hvor mangelfulle regelverk og design prosedyrer har vært og er når det gjelder å designe slik at man har kontroll på vibrasjoner. Vibrasjonsproblematikk har å gjøre både med arbeidsmiljø og svikt av utstyr, komponenter og struktur. Undersøkelser: Det kan synes som om en signifikant andel, et sted mellom 25% og 40% av lekkasjer, skyldes at en komponent går i stykker, dvs at menneskelig feil eller feil prosedyrer ikke er årsaken, og at vibrasjoner direkte eller indirekte har skylden i minst 1/3 av disse tilfellene igjen. Offshore industrien har både nylige og historiske eksempler på at uheldig design fører til vibrasjonsproblemer og nedetid på utstyret. Manglende eller feilaktig dynamisk design som fører til at komponenter kommer i resonanser er som regel årsaken. Dette koster penger og tid, til reparasjoner og i tapt produksjon. I endel tilfeller har man også hatt langvarige stopp i produksjonen med tap på tresiffrede million beløp. Det meste av dette kan unngåes ved god design, risiko kan reduseres betydelig, kunnskapen er kjent, men tydeligvis ikke for alle involverte parter. - 4 -

A1 Er det en Sikkerhetsrisiko? Det er åpenbart sikkerhetskritisk når det de siste fem år har vært fem gasslekasjer som forfatteren kjenner til og som skyldes utmattingsbrudd i rør eller rørpåstikk på grunn av vibrasjoner. Og jeg fanger ikke opp alt som skjer. Og det var sikkerhetskritisk når to av tre trykkluftpumper ved et tilfelle var ute av drift pga vibrasjonsrelatert lagerhavari, trykkluft er endel av nødsystemet ombord. (Motormasse/stivhet-i-opplagerstruktur = resonans) Arbeidsmiljø undersøkelser om opplevde støy og vibrasjonsproblemer : Her svarer 2/3 av alle offshore arbeidere at de av-og-til eller ofte-alltid opplever så høy støy at man må rope eller bruke hørselvern. 1/3 svarer det samme om de er utsatt for vibrasjoner i hender/armer fra maskiner og verktøy. Arbeidsmiljø handler ikke bare om komfort, stressede og slitne mennesker gjør feil. Altså er vibrasjoner er stort potensiellt risikoproblem - 5 -

A2 Eksitasjonen (Dels etter Claes Fredö) Statisk trykk, kinematisk trykk, akkustisk trykk, interaksjon mellom kinematisk og akkustisk-aeroelastisk (ingen enhetlig teori) Strømningsinduserte trykkvariasjoner Monopol: strømningsvariasjoner, eksempel, pulsasjoner fra stempelkompressor, W ~ U m 4, Lavfrekvent Dipol, strømnings(trykk)fluktuasjoner, eksempel avløsninger over skarp kant, W ~ U m 6, mellomfrekvent Kvadrupol:turbulense, bredspektret høyfrekvent, W ~ U m 8 Enkelt sagt: Status i dag er at analyser hverken kan gi deg frekvenser eller amplituder med særlig nøyaktighet for strømningsinduserte trykkvariasjoner. Litt forbedring i strømningsmønsteret gir stor forbedring i trykkpulsasjonene W ~ U m 4-8 Litt økning i strømningshastighet kan gi deg mye større problemer, ting oppstår når man sprenger grenser og øker trykk og hastighet. Maskin induserte strukturelle vibrasjoner fra ubalanser, design verdier tildels godt definert, virkelig verdier avhenger av mange faktorer Eksitasjonen kan forsterkes både ved akkustiske resonanser og ved strukturelle resonanser Grunnfrekvens og overharmoniske: - 6 -

A3 Dynamikk teori enfrihetsgrad system: Teori godt beskrevet av M a+c v+k u=p(t) Responsfrekvens=lastfrekvens En lastfrekvens = en responsfrekvens Lastsignal med et frekvens spekter -> alle frekvenser med i responssignalet/ responsspekteret men noen er forsterket andre redusert (overføringsfunksjon H(ω), S R (ω)=h(ω) 2 S F (ω) ) Dynamisk motstand i et system med dempning: Re=k-ω M Im=i ω c Lastfrekvens lavere enn egenfrekvens: motstand kommer fra stivhet Lastfrekvens høyere enn egenfrekvens: motstand kommer fra treghet Lastfrekvens lik eller i nærheten av egenfrekvens: motstand kommer fra dempning IKKE bruk menneskelig oppfatning av hurtig/kortvarig og sakte/langvarig. 0.1 sek kan være sakte, 10 sek kan være kortvarig. Det er kun i forhold til egenfrekvensen som gjelder. DAF kan gjelde for enfrihetsgradsystem, MEN, for å kunne forstå og jobbe med dynamikk må man forlate sin den statiske forestillingsverden og inkludere begrepene treghet og dempning som endel av den dynamiske likevekt Man kommer faktisk ingen vei ved å tviholde på at dynamikk er DAF Statisk - 7 -

A3 Dynamikk teori Flerfrihetsgradsystemer med god separasjon av moder, separasjon i frekvens og modeform De samme betrakninger som for enfrihetsgradsystemer gjelder Den opererende svingeformen kan ha bidrag fra flere moder (MAC tall) Når moder er godt separert vil det være en dominerende og systemet er noenlunde greit å beskrive(måle) og simulere. OBS responsen kan beskrives som superposisjon av dynamiske moder OG den statiske (siste ofte glemt) DAF begrepet generelt IKKE anvendbart. Kun dersom det er en mode som dominerer og der den dynamiske moden er lik den statiske. Som regel er den dynamiske situasjonen IKKE en faktor statisk. - 8 -

A3 Dynamikk teori Komplekse systemer med høy modal tethett og overlapp Ingen dominerende frekvenskomponent i frekvens respons funksjonen (FRF) -> modalt overlap With significant Modal Overlap, there WILL be variation with σ= 5-6 db between individuals, on point to point FRFs, regardless tolerence limits! /1/ For typiske ståldekk og moduler har man høy grad av modalt overlap For noe så komplekst som et avstived ståldekk eller en bil: hver realisasjon får individuelle egenskaper. Familiens hund kjenner bilen blant andre av samme modell Man får lignende men variende resultater med analyse av samme FE modell i ulike programmer, eks. Sesam/Ansys/Abaqus, og målinger og simuleringer viser variasjon Gir føringer for oppnålig design- og analysenøyaktighet og for design strategi Umuligjør design strategi med å utforme konstruksjonen slik at man ikke treffer noen form for egenfrekvenser Dynamic stiffness [N/m] 1.00E+11 1.00E+10 1.00E+09 1.00E+08 1.00E+07 0.1 2.8 5.5 8.2 10.9 13.6 16.3 19.0 21.7 24.4 27.1 Dynamic stiffness - Deck GRID 4347 29.8 32.5 35.2 37.9 40.6 43.3 46.0 48.7 51.4 54.1 56.8 59.5 62.2 64.9 67.6 70.3 Freq. [Hz] 73.0 75.7 78.4 81.1 83.8 86.5 89.2 91.9 94.6 97.3 100. X [N/m] Y [N/m] Z [N/m] 28.029 28.116 28.162 28.289 28.289 28.290 28.290 28.495 28.706 28.971 28.971 29.038 29.227 29.294 29.369 29.515 Ca 600! Modes up to 60 Hz Ref/1/ Variation of Vehicle NVH Properties due to Component Eigenfrequency Shifting. Basic limits of Predictability. Bo Gärdhagen & Juha Plunt Department of Applied Acoustics Chalmers University of Technology Göteborg, Sweden SAE NOISE & VIBRATION CONFERENCE 1995 SAE Paper 951302-9 -

A4 begrepsavklaring Isolasjon Isolere sender fra å transmittere til omgivelse, eller isolere en følsom mottaker fra å motta fra omgivelsen Gjøres ved å dekoble med fleksible elementer, dvs fjærer ( ikke dempere). Stålfjærer, gummi, stålull, luftbelger, Kan gjøres i flere steg ved passende verdier på k og m Harmonisk last: ubalanser og/eller trykkpulsasjoner Når systemet med M og k har en egenfrekvens lavere enn lastfrekvensen blir lasten tatt opp av treghet i M og man har isolasjon, lite går gjennom fjærene Om M og k er slik at egenfrekvensen er høyere taes lasten i fjærene Strukturen under fjærene (AVM ene) må være 10-20 ganger stivere dynamisk for effektiv isolasjon Det siste er som regel IKKE tilfelle der support strukteren er dimensjoner for statisk vekt på andre laster som vind/aksl. Support strukturen må dimensjoneres for tilstrekkelig dynamisk stivhet. Manglende dynamisk dimensjonering kan lede til resonanser - 10 -

A4 Begrepsavklaring dempning F[N] m[kg] k[n/m] c[ns/m] Damping ratio : ξ=c/c critical, c critical = k M Skille klart mellom begrepene demping, stivhet og treghet, legg merke til enhetene. En trampoline demper ikke den fjærer. Mer masse demper ikke responsen, det tilfører treghet som endrer egenfrekvenser og kanskje eller kanskje ikke minsker responsen Mer stivhet demper ikke responsen, det endrer egenfrekvenser og kanskje eller kanskje ikke minsker responsen Demping omgjør vibrasjonsenergi til varme, små energimengder, men hindre resonanser å bygge seg opp. ξ =Critical Damping Ratio, η=loss factor, η 2 ξ - 11-2 2 1.5 1 0.5 u( t1 i ) 0 0.5 1 1.5 2 2 0 5 10 15 20 0 t1 i 18.138 2 2 1.5 1 0.5 u( t1 i ) 0 0.5 1 1.5 2 2 0 5 10 15 20 0 t1 i 18.138 ξ=0.10 ξ=0.35 ξ=1.0

Mockup: with and without damper solution(patented) Click on a picture to animate and listen to the difference between the conventional pipe and the damped pipe NOTE - MPEG files must be located in the directory of this presentation for animation to function Conventional pipe on steel beam supports Same pipe fitted with damping solution Damping from shear deformation in layers of visco elastic material You listen to sound from a 3-axial acceleration signal amplified though a loadspeaker the accelerometer is the tiny metal cube near the hammer Acceleration/Force Measured results Solid curves = conventional pipe Dashed curves = with damping solution Strain/Force Conventional Damped - 12 -

B1 Vibrasjonsmålinger Nivåer Alle kan Nivåer og spektre-> egenfrekvenser, færre kan gjøre ODS/Systemgjekjenning, verktøy for å diagnostisere kompliserte problemer. Gir nivåer, egenfrekvenser, modeformer og opererende svingemønstre. Måle mange punkter med faseinformasjon beholdt. Gjøres av erfarne måleingeniører - 13 -

C1 Egenfrekvensberegning enfrihetsgrad (fra Master T.Høie) ξ=0.10 Abaqus input *STEP *FREQUENCY,EIGENSOLVER=LANCZOS... *STEP *COMPLEX FREQUENCY.. Udempet og dempet løsning, frekvenser, modeformer og dempningsforhold i modene Sestra input EIG(X), (EIGA,EIGL,EIGS,EIGH) IDTY i DYMA f OBS! Damping ratio i abaqus.dat fila er loss faktor η, dele på 2 for å få ξ Start i det enkle, få det til å stemme med enfrihetsgrad, gå så videre - 14 -

C2 Egenfrekvensberegning fritt opplagt bjelke (fra Master T.Høie) HEB300, E=2.1E11 N/m 2, ρ=7850kg/m 3 Teori uten skjærdef, sammenlign med FE løsning med bjelkeelement uten skjær B23 og med Skjær B21. Skjær deformasjoner er IKKE neglisjerbare Modale dempningsforhold fra kompleks egenverdiberegning, forskjell på demper på midten og demper litt til siden Komplekse egenverdiberegninger brukes for å finne plassering og størrelse på dempere - 15 -

C3 Egenfrekvensberegning fritt opplagt plate (fra Master T.Høie) Før man går løs på kompliserte plate/bjelke konstruksjoner bør man vise at man selvstendig får riktig svar på enkle modeller med teoretisk kjent løsning. Dvs at man viser at man modellerer riktig, mesh, randbetingelser og element typer, holder orden på dimensjoner, størrelser og enheter, og kan velge riktig prosedyre og kan operere det analyseverktøyet man benytter - 16 -

C4 Kompressor modul dekk, tidlig konsept 1.67 2.10 2.99 3.92 5.45 5.60 6.78 8.06 9.04 9.91 10.3811.41 12.24 12.88 13.30 14.59 14.71 15.35 15.88 16.55 17.13 17.63 17.88 18.31 19.02 19.73 19.92 20.40 21.17 Modellen begynner å bli komplisert og har en viss grad av modalt overlapp. Det er fire 4nskallelementer mellom hver platestiver. Hovedbjelker og platestivere modellert med bjelke-elementer. OBS på lokale moder i Høye bjelker. - 17-1.67 Hz 9.04 Hz 20.399 Hz

Kaffepause Tilbake 18.30 18.30-20.00 D Frekvensrespons analyser D1 Enfrihetsgrad masse, fjær, demper D2 Fritt opplagt bjelke D3 Bjelkekryss med modalt overlapp D4 Fritt opplagt plate D5 Kompressor modul dekk E Høysyklus uttmatting F Akseptkriterier og regelverk G Kort om Rørvibrasjoner og vibrasjoner i rørpåstikk, strukturell supportering H Design Eksempel: Integrert struktur- og rørmodel av kompressor modul I Design tilnærming I1 Når problemer oppstår i eksisterende konstruksjoner I2 Design for å oppnå vibrasjonsmessig robuste konstruksjoner - 18 -

D Frekvensrespons analyser Frekvens respons analyse: Frekvensplan Steady State løsningen Gir konstruksjonens respons til en lastvektor med en lastfrekvens. Flere laster, som kan defineres med faseforskjell, men alle har samme frekvens For en frekvens av gangen, men kjøres gjerne over et frekvensområde. Pga av usikkerheter i lastens frekvens og kontruksjonens egenfrekvenser bør lasten minst kjøres for +- 20% av lastens teoretiske frekvens(område) Vær obs ved frekvensavhengige egenskaper, spesifiser i så fall dette, f.eks. Frekvens avhengig dempningskoefisient. Modal teknikk med eller uten statisk mode (static back substitution) Løser et sub-system der løsningen beskrives av de dynamiske egenvektorene med tilhørende modal masse, dempning og stivhet Kan spare tid, avhengig av tid til egenverdiløsningen kontra antall frekvensstep Tar ikke hensyn til diskrete demper elementer, dashpots (udempede moder) Modal dempning Direkte metode, løser frekvensresponsen direkte på hele system matrisene Tar hensyn til dashpot elementer Rayleigh dempning Annen material dempning, visco elastiske materialer kan modelleres direkte med solid modeller (sport for gentlement) Ikke bruk null dempning, legg inn noe, fra 0.05% for lokale moder i stålkomponenter til 0.5%- 2% for sammensatte større stålkonstruksjoner. Abaqus: *Steady state dynamics, (DIRECT) Sestra: FRSP, IDTY/DYMA evt EIG(X) dersom modal, LOHI,FRLO,FRLQ - 19 -

D1 frekvens respons av enfrihetsgradsystem Samme model som for egenfrekvens analysen *STEP *STEADY STATE DYNAMICS, (DIRECT) Freq-def *CLOAD,LOAD CASE=1 ( Real del ) *CLOAD,LOAD CASE=2 (Imaginær del) *DLOAD * - 20 -

D2 frekvens respons av fritt opplagt bjelke Modellen fra egenverdi analysene Udempet er noe urealistisk Brukes også til å sjekke riktig plassering og riktig størrelse på dempere Samt å sjekke absolutt respons dersom lastenes amplitude er kjent med høy grad av sikkerhet - 21 -

D3 frekvens respons av bjelkekryss med modalt overlapp System og moder - 22 -

D3 frekvens respons av bjelkekryss med modalt overlapp Frequency response, direct method, and modal method using 9 and 20 modes. Forskjeller kan skyldes dempning og statisk mode Frequency response. Direct method and modal method using mode 1, mode 2, and mode 3 only respectively in 3 separate steps. Frequency response. Direct method and modal method using mode 6 and mode 7 only respectively in 2 separate steps. Et noe mer infløkt bilde - 23 - Frequency response. Direct method and modal method using modes 1 to 9 only respectively in 9 separate steps.

D4 frekvens respons av fritt opplagt plate - 24 -

D5 frekvens respons av kompressor modul dekk AVM stivhet ca 1E8 N/m, fundament stivhet > 1E9 N/m Konseptuell feil med fall i stivhet rundt kompressor drivfrekvensen på 30Hz. Her ville ikke AVM en fungert og man ville fått resonans med dekket Konseptet ble endret og problemet løst - 25 -

E Gigasykel utmatting, spesiell utfordring Uansett: sveiste konstruksjoner er utrolig følsomme for utmatting ved høye frekvenser SN kurvene vi bruker er egentlig for N < ca 10 8 10 7-10 8 sykler nåes i løpet av timer/dager ved vibrasjoner Det er diskusjon om det i det hele tatt finnes en utmattingsgrense for sveiste konstruksjoner for N > 10 9, ved vibrasjoner får man N=10 10-10 11 over 20-30 år. Man diskuterer om helningen på kurvene er m=3, m=5, m=8 eller m=20 over N=10 7 Det er direkte hasardiøst å satse på en trygg spenningsvidde som ved 10 7 sykler, dvs 30-50MPa Erfaringen at mye står lenge, er ikke helt relevant, det er langt fra at brudd er så lite sannsynlig som regeverket krever, til at brudd er sannsynlig En noenlunde sikker spenningsvidde er nok mere 10-20MPa (m 8) - 26 -

F Akseptkriterier og regelverk S-002 /ISO-6954 Working environment Tillatte verdier for dekksvibrasjoner Et utall antall tommelfinger regler for vibrasjonsgrenser Alle fornuftige generelt sett Men Alle også til dels farlige og irrelevante. Det er ikke mm/s som ødellegger materialer, men tøyninger. Man må søke en sammenheng mellom mål på vibrasjon og tøyning, og den enkelte konstruksjonsdel og komponent har veldig ulik sammenheng For utmatting bruke like gjerne struktur regelverk men obs for høyt antall N - 27 -

F Akseptkriterier og regelverk Hver maskintype sitt regelverk, f.eks. Sentrifugal kompressorer, stempelkompressorer, generatorer, ulike typer pumper etc. Maskinen må dimensjoneres, rotordynamikk/lager vibrasjoner, torsional vibrations, etc. Dette er til dels uvedkommende for oss, men kan for eksempel gi oss maksimale ubalanse laster Det virkelige akseptkriteriet er om maskin, skid, evt AVM er, fundament, tilkoblede rør etc, fungerer sammen uten resonanser, uten for høy støy, uten for høye vibrasjoner i dekk, eller annet i nærheten og uten at noe rister i stykker - 28 -

G Piping in/out of vibrating machinery - 29 -

G Rørvibrasjoner og påstikk Legoklosser brukt feil Standard flens OK for sammenføyning av rør Weldolet OK for avstikk, erstatte styrke i røret Men sammen, oppå, hverandre som en utkrager, og gjerne med 2-3 ventiler opp der igjen?? Der tykkelsen i kritisk snitt kun er valgt utfra trykk-klasse, det er bransje standard, men det er lite smart! - 30 -

Inherent damping in steel structures Mode System 1 System 2 System 3 System 4 1 2.93 2.88 1.90 0.53 2 1.44 1.35 1.96 0.96 3 2.91 1.31 1.15 1.05 4 1.95 1.96 1.82 0.61 5 1.90 1.00 2.22 0.89 6 0.76 1.18 0.96 1.55 7 1.89 0.50 0.98 8 1.53 1.60 1.97 9 1.92 2.56 0.87 10 1.60 2.03 11 1.19 12 1.00 Table 1, % of critical damping measured in four piping systems - 31 - Modes Y-bending X-bending Y-bending RZ-torsion Z- pumping Supported on steel beams Freq. [Hz] 133 171 219 358 541 Damping % of Crit. 1.7 0.6 1.0 0.4 0.5 Supported on wood loading pallet Freq. [Hz] - 178 225 360 583 Damping % of Crit. - 0.16 1.0 0.02 0.18 Table 2 shows an example of the variation in loss factor for a pipe work mockup with changes in its boundary conditions, which clearly demonstrates that its dynamic response will be controlled by the amount of vibration energy that is transferred at its supports. Note that the loss factors provided in Table 1 apply for fundamental system modes and that values can be expected to drop down to the material damping (0.02%-0.005%) when modes with localized vibration shapes occur. A guesstimated damping of 1% can then lead to a dynamic response that is off by a factor 50 to 200 times.

Eksempel 2, typiske SBA utmattingsbrudd Venstre: rørstuss som vibrerte til sprekk i sveis som førte til lekasje og nødsituasjon ombord. Brudd etter noen måneder. Konturene viser en høy spenningstopp akkurat i sveisen mellom flens og weldolet. Tynn vegg og stor spennings-konsentrasjon er uheldig. Eksitasjonen var akkustisk trykkvariasjon generet av rifler på innsiden av fleksibelt stigerør, ca 250 Hz Midten: påstikk på gassrør, sprekk og gasslekasjoe, levetid ca 6 mnd, eksitasjon trolig avløsning ved skarp kant som ble forsterket av akkustisk resonans, ca 24 Hz ( 2. harmoniske av 12 Hz.) Høyre, en stuss gikk til brudd etter to dager!! På en stempelkompressor skid, hele anlegget gått gjennom og dempet (nødløsninger kan gjøres penere), årsak trolig blanding av feil kompressor design, manglende isolering og dempning og generelt for mange struktur resonanser. Kan løses ved stivhetsavstagning, eller mere robust, med demper lenker. Dette noen av mange kjente liknende eksempler fra mange industrier. - 32 -

Stivhetsavstaging og dempningsavstaging Kan stive opp over 100 Hz, vanskelig over 200Hz, fra påstikk ned til rør Dempning virker på alle frekvenser Kan ikke stive fra rør/påstikk og til annen struktur (tvang), men man kan dempe til annen struktur. Grunnkurs i mekanikk kan se ut til å mangle - 33 -

H Design Eksempel: Integrert struktur- og rørmodel av kompressor modul Det ble gjort mye bra arbeid med vibrasjons design og integrerte analyser, både på struktur og rør, men separat rør og struktur analyse Senere ble denne brukt i en masteroppgave der rør og struktur ble koblet sammen - 34 -

H Design Eksempel: Integrert struktur- og rørmodel av kompressor modul - 35 -

H Design Eksempel: Integrert struktur- og rørmodel av kompressor modul - 36 -

H Design Eksempel: Integrert struktur- og rørmodel av kompressor modul Ubalanse laster gitt av maskin leverandør brukt Utfordrende å ha to stk 300 tons stempeldyr (kompressorer) på en og samme pannekake modul AVM er designet i sammarbeid med leverandør Det ble kjørt et antall variasjoner, med og uten AVM er, skid dempere og rør dempere, med og uten rør koblet inn. Design ble valgt i kombinasjon med innsikt og analyser, Størrelsen på dempere tatt fra analyser, komplekse egenverdi analyser og frekvensrespons analyser Det ble kjørt også en analyse med bare rørene og standard rør-stress supporterings antakelser. Resultatene ble forskjellig (ikke sammenlignbare i det hele tatt) AVM er (Isolasjon) var nødvendig for å tilfredstille dekksvibrasjons kravene på begge dekk Rørdemperne nok noe fleksibelt supportert i sekundær stålet. Bjelker i hovedekket delvis bestemt av behovet for stivhet for å oppnå isolasjon, bjelkestegene stivet av under AVM ene. Selve kompressor skiddene ikke optimale, men bestemt av underleverandør - 37 -

Design Eksempel Kvitebjørn Generator to stegs AVM er To stegs AVM løsning med luftputer og mellommasse Designet og optimalisert med optimerings programvare (Claes Fredö) Ekstrem grad av isolering, spøkelsesaktig stille Nødvendig pga at Generator settene står ved siden av Boligkvarteret og oppå verksted Luksus løsning når påkrevd, krevde mye overtalelse, men fungerer utmerket og Drift er fornøyd - 38 -

Design tilnærming når problemer oppstår på eksisterende konstruksjoner 1. Finn ut hva som skjer Ved å se på det, tegninger eller fysisk inspeksjon. Man trenger da alt av forståelse for strukturdynamik Gjøre analyser, grove eller forfinede Å gjøre målinger riktig, vil i de fleste tilfeller være nødvendig og sikrest, men de må være planlagt og ha en gjennomtenkt fremgangsmåte. Bare å stikke et instrument borti på tilfeldig plasser og registrere nivå gir som regel lite innsikt. 2. Bygge en simuleringsmodel som kan gjennskape den kjente oppførsel, bjelke/skall/volum elementer iht problem. 3. Bruke den verifiserte modellen til å teste ut forbedringstiltak, her også hjelper det godt med innsikt i dynamikk og erfaring med dynamiske analyser og målinger - 39 -

Eksempel utbedring av eksisterende problem viser en stempel kompressor skid som hadde betydelig vibrasjonsproblemer, der det gikk til brudd på to steder i rørføringen og det ble lekasje og nødsituasjon ombord. Årsaken ble funnet med en blanding av analyser og målinger, og problemet løst ved å tilføre dempning med hyllevare produkter og lokal avstivning. Røde piler viser plassering av viscodempere. - 40 -

Design tilnærming ny-design Hvert problem er unikt men noe er felles Sammarbeid med underleverandør, sette krav til disse tidlig Design og analyser dynamisk, vibrasjoner er ikke et statisk problem Bruk mest mulig komplette og integrerte modeller, vibrasjoner stopper ikke ved komponent grenser, pakkegrenser eller andre fiktive grenser satt i prosjektet. Ikke tro at det uten videre er greit å gjøre slik vi alltid har gjort. Det har i mange tilfeller IKKE gått bra, det er bare det at tilbakemeldinger sjelden når designeren. Om analyser/målinger eller andre betrakninger tyder på problemer: INNSE det og ikke fornekt det selvom det er ubehagelig Om det kreves må man være villig til å gjøre større eller mindre grep, og det kan komme til å koste, småflikking er sjelden nok. Isolasjon og dempning virker som regel. Bruk målinger aktivt for å kontrollere designen, det er billig forsikring, det er uoverkommelig å analysere alt i detalj. Bruk målinger aktivt ved aksept ved levering av vibrerende utstyr Legg inn målepunkter for overvåkning i drift, både noen flere og mere relevante punkter, og punkter man kan ta i bruk til diagnose dersom man får problemer. - 41 -

Mud system MuddrørC11mezz.avi - 42 -

- 43 -