автореферат диссертации по энергетике, 05.14.02, диссертация на тему:Исследование электромеханических гасителей колебаний мобильных объектов

РГБ 2 2 ДЕК Ш

На правах рукописи

/

/

КРОХА ТАТЬЯНА АЛЕКСЕЕВНА

I

Исследование электромеханических гасителей колебаний мобильных объектов

Специальность 05.14.02 - «Электрические станции, сети, электроэнергетические системы и управление ими», 05.08.05 - «Судовые энергетические установки (главные и вспомогательные) и их элементы».

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Новосибирск - 2000

Работа выполнена в Новосибирской государственной академии водного транспорта

Научные руководители: доктор технических наук, профессор

Горелов Валерий Павлович; доктор технических наук, доцент Глушков Сергей Павлович.

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Ведущее предприятие: ОАО «Западно-Сибирское речное пароходство».

Защита состоится "26" декабря 2000 года в 13— часов на заседании специального совета Д116.05.03 при Новосибирской государственной академии водного транспорта по адресу: г. Новосибирск, ул. Щетинки-на, 33.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке НГАВТ.

Автореферат разослан "24" ноября 2000 года.

Ученый секретарь диссертационного совета,

к.т.н., доцент Тонышев В.Ф

Зуев Анатолий Кузьмич;

доктор технических наук, профессор

Харитонов Сергей Александрович.

1.0БЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Вибрации и удары сопровождают работу многих современных машин и механизмов, снижая их надежность и долговечность. Повышение энерговооруженности существующих мобильных объектов, в том числе и судов, приводит к увеличению вибрации корпусов. Вибрация нарушает нормальную работу приборов и оборудования, вызывая появление трещин в обшивке, переборках и наборе, а также ухудшает условия обитаемости операторов и пассажиров.

Одним из основных источников вибрации являются динамические машины. Этим во многом объясняется повышенное внимание научно-исследовательских и проектных организаций к различным мероприятиям. позволяющим снизить уровни динамических усилий, передаваемых на корпус, например, тепловыми двигателями. Как показывают исследования, наиболее дешевым и эффективный способом снижения передаваемых усилий является способ виброизоляции двигателя.

Использование традиционных средств виброизоляции двигателей не V всегда дает желаемых эффект. Это предопределяет необходимость поиска и использования принципиально новых устройств в упругих подвесках двигателей: электромеханических гасителей колебаний. ——_________

В связи с изложенным, создание и исследоваш!е эффективных виброизолирующих подвесок с активными динамическими гасителями для мобильных объектов представляется своевременным и актуальным.

Целью работы является провести теоретические и экспериментальные исследования, и на этой основе разработать виброизолятор мобильных объектов с применением активных динамических гасителей.

Задачи исследования:

- произвести аналитические исследования систем динамического виброгашения;

- исследовать колебания виброизолирующих механических виброгасителей без учета и с учетом сил сухого трения;

- исследовать колебания механических виброгасителей вызываемые вибрацией основания;

- провести исследование способов управления частотной настройки электромеханических динамических гасителей колебаний;

- исследовать динамические свойства систем с управляемыми виброгасителями;

- разработать математическую модель электромеханических виброгасителей колебаний;

- экспериментально исследовать работоспособность и эффективность механических и электромеханических гасителей колебаний.

Методика проведения исследований. Основные вопросы функционирования электромеханических динамических гасителей колебаний исследованы тремя независимыми методами: аналитическим, численным и экспериментальным.

В аналитическом исследовании использовались математические модели и основные закономерности механики, электродинамики и автоматики систем управления.

Численные методы использовались там, где аналитическое исследование моделей было слишком сложным.

Экспериментальные направления исследований опирались на стандартные методики, а так же на методики разработанные в лаборатории шума и вибрации СДВС НГАВТ. В экспериментальных исследованиях использовалось оборудование и приборы проверенные в установленном порядке.

Научная новизна работы состоит в разработке:

- принципов эффективной виброизоляции мобильных объектов при применении активных механических динамических гасителей колебаний;

- в построении электромеханических динамических гасителей колебаний при условии изменения нагрузки;

- в получении конструктивных решений;

- на основе уравнений механики, электродинамики и автоматики систем управления решена задача динамики электромеханического гасителя колебаний;

- разработана модель развития вынужденных колебаний в упругих опорах.

Данный подход согласует теоретические и экспериментальные значения полученных амплитуд вынужденных колебаний мобильных объектов.

Практическая ценность работы. Предложены методики расчета основных параметров активных динамических гасителей колебаний. Предложена оценка эффективности виброизоляции опор. На уровне технических параметров разработаны конструкции электромеханических динамических гасителей для различных мобильных объектов.

Реализация работы:

- результаты исследований реализованы под СЭУ плавкранов ОАО ЗСРП;

- реализованы виброзащитные устройства для конвейеров 2ПТ-120 на ГУЛ Машиностроительный завод ПО «Сибсельмаш»;

- предложены методики для проектирования виброюолирующих подвесок на предприятиях Енисейского речного пароходства;

- материалы исследования используются в учебном процессе НГАВТа.

Апробация работы. Основные результаты исследований докладывались на:

1. Четвертой Всероссийской научно-технической конференции с международным участием "Новое в экологии и безопасности жизнедеятельности" в рамках третьего Петербургского экономического форума, С-Петербург, 1999 год.

2. Третьем Корейско-Российском международном научно-техническом симпозиуме "KORUS - 99". Новосибирск, 1999 год.

3. На региональных совещаниях и конференциях.

Кроме того, материалы данной диссертационной работы неоднократно докладывались и обсуждались начиная с 1997 года на ежегодных научных конференциях профессорско-преподавательского состава Новосибирской Государственной академии водного транспорта.

Личный вклад. Постановка задач, способ их решения и основные научные результаты принадлежат лично автору. Экспериментальные исследования, разработка технических решений и конструкций виброизолирующих механизмов, программного обеспечения и обработка вибрационных характеристик выполнены сотрудниками лаборатории виброзащиты и акустики НГАВТ при непосредственном участии автора.

Публикации. По результатам проведенных теоретических исследований опубликовано 5 работ.

Объем работы. Содержание диссертации изложено на 133 страницах машинописного текста через 2 интервала, который поясняется 67 рисунками и приложениями. Список литературы содержит 70 наименований.

И. СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении определена цель работы, показана актуальность, научная новизна и практическая ценность решаемых задач.

В первой главе приведен анализ многочисленных научных публикаций, который показал, что борьба с вибрацией на примере судов является актуальной задачей, так как она оказывает разрушающее воздействие на силовой набор и обшивку, снижает надежность и работоспособность, машин, механизмов и приборов, а также вредно влияет на здоровье экипажа. Сделан вывод о том, что одним из главных источников вибрации на ходовых режимах и главным источником на стоянке судна являются энергетические установки. В настоящее время ведутся многочисленные работы по снижению уровней вибрации тепловых двигателей и умень-

шению динамических усилий, передаваемых на корпус, посредствам применения различных методов виброзащиты. Однако, традиционные виброизолирующие механизмы имеют рад недостатков: во-первых, резонансные режимы; во-вторых, отсутствие эффективной виброзащиты в широком диапазоне изменений частот и нагрузок. Заметного улучшения виброзащитных свойств виброизолирующих механизмов можно добиться включением параллельно основным упругим элеметам (пружина, резина и т.д.) компенсаторов жесткости со следящей системой настройки на изменяющуюся нагрузку.

Исходя из выбранного метода виброизоляции энергетических установок поставлены задачи настоящего исследования.

Во второй главе произведено аналитическое исследование систем динамического виброгашения. Использование электромеханических гасителей позволяет увеличить реактивную составляющую механического сопротивления в точке приложения вынуждающих сил и снизить уровень создаваемой ими вибрации. Для увеличения ширины полосы частот виброгасителя можно использовать группу расстроенных по частоте виброгасителей. Чтобы исключить возможность снижения эффективности. например, в судовых условиях целесообразно применять управляемые по частоте механические динамические виброгасители. Механические динамические виброгасители, являются одним из самых эффективных пассивных средств виброзащиты, но обладают существенным недостатком, ограничивающим их практическое применение - чувствительностью системы с виброгасителем к частотной расстройке. Расширить диапазон рабочих частот ДВГ можно за счет автоматического регулирования его частотной настройки и приведения ее в соответствие с частотой возбуждения. Основными требованиями, предъявляемыми к управляемым ДВГ, являются высокая эффективность виброгашения в широком диапазоне частот при минимальных массе, габаритах и энергоемкости, простота и технологичность изготовления, удобство компоновки с объектом защиты (03). Эти требования во многом противоречивы. Так. высокой эффективности виброгашения можно достигнуть, увеличив реактивную массу гасителя (РМ), однако это несовместимо с требованием относительно малых масс и габаритов, что особенно важно в автономных системах, например на судах. Электромагнитные исполнительные устройства (ИУ) условно можно разделить на три группы: соленоидные; с изменяющейся шириной воздушного зазора; с постоянной шириной воздушного зазора. Рассмотренные электромагнитные ИУ выбирают для каждого конкретного случая, учитывая параметры вибрации объекта защиты, удобство компоновки с ним, возможности изготовления. Необходимо подчеркнуть, что к настоящему времени имеется дос-

таточно широкий набор схемных и конструктивных исполнений ИУ, позволяющий в принципе решить любую из возникающих задач виброзащиты.

В третьей главе исследованы колебания механического динамического гасителя с компенсатором жесткости.

Рис. 1. Модель механического динамического гасителя с компенсатором жесткости.

Рассмотрим систему виброизоляции с механическим гасителем колебаний с компенсатором установленным между рамой теплового двигателя и фундаментом машинного отделения (рис. 1). Примем закон движения теплового двигателя по выражению F2(t) = Z0cosmt. Две независимые координаты обозначим через х и Xi соответственно. Предполагаем, что все смещения происходят вдоль одного направления, по вертикали, и массы m и mi при деформации опускаются и поднимаются параллельно сами себе. На массу ni¡ действует гармоническая сила F,(t) = Z0 coscot.

Дифференциальные уравнения описывающие вынужденные колебания тепловой машины запишутся в виде:

Ímx = -Сх -С2 (х - X,) - hx - h2 (х - х, ) + Z0coscot; m,?:, =-C2(x-Xj)-h2(x, -х)-С,х, — h,x, или в комплексном виде, заменяя Z0 cos cat через Z0e"!l и подставляя Xei<d вместо х, а Х^'01 вместо Х]:

Г-тш2Х + СХ - С, (X - X;) + ih2fflX - ih2шХ, = Z0; [-m,ta5X, + С2Х, -С2Х + С,Х, +ih2coX1 -ili2(oX + ih2®X, = 0

При рассмотрении системы в комплексном виде, введем понятия динамических (комплексных) жестокостей упругих элементов

т.

>

К = С - тю2 4Шсо,

К, = С, - т,со2 +1Ь,ю, (3)

К2 = С2 +1Ь2ю.

Определим жесткость по координате х, для этого положим Х] = 0, то есть масса Ш] закреплена неподвижно. Жесткость равна:

Кх = К + К2 =С-шсо2+ико + С2+1Ь2ю . (4)

А К„ соответственно:

К,, = К, +К2 = С, -п^ю2 +Ш1ш+Сг +Ш2ю . (5)

Т.к. на систему действуют две силы, комплексные амплитуды которых равны Ё и Р,, то уравнения, связывающие комплексные амплитуды смещений X и X, с амплитудами сил и динамическими жестокостями элементов виброизолирующие системы или если ввести парциальные жесткости примут вид:

F = -K2X, +КхХ; = К„Х, -К2Х.

(6)

Решения этих уравнений запишутся в виде

_ FK +F,K2 _ FK, +F.K

X = -=-4!-Ц-, X, = 12 1 . (7)

КХКХ|-К2 КХКХ1-К2

Если на систему (рис. 1) по координате х действует одна внешняя гармоническая сила F(t), комплексная амплитуда которой равна комплексной амплитуде Fi, тогда уравнения (7) имеют вид

К„ 4 К, _ _ к, +К -

Х=-=-^-¿jF, X, —F . (8)

KxKXi-K2 КХКХ] -К2

Найдем силу F', которая будет действовать на основание фундамента при колебаниях тепловой машины.

F' = (C+icoh)X -(-(Cj -t-iroh^X,. (9)

F =

D(C + 2C2 - Ш|Ш2) + E(h[C0 + h2co) . E(c +2C2 - ra^2) 4 D(h,ca +2Ь:ш)

- +i

•X

(С + 2С2-ш,шг) +(h1co + 2h2co)i (C + 2C2-m,<ol) 4 (h,o>42h2co)2 где E = (hffl4h2(o)(C, 4C2-tn1co2) + (C4C2 - тю)(Ь,ш 4 h2co) - 2C2h2co . (10) D = (C 4C2 - ma2) (C, 4 C2 - m,«»') - (hco 4 Ь2<й)(Ь,ш 4 h2co) - (C2 - h2a:) (11)

Динамическая жесткость на основании будет равна

КХКХ|-_К2 К+К2

Подставим (3), (6), (7) в выражение (12) и решая его получим

К =

+1

Е(с +2С2 -т,и2) + +2Ь2и)" О

Б(С+2С2 -Ш1СО2)+Е(Ь1со+Ь2Ю) О

где Б по (11), Е по (12),

С) = (С + С2 - т,®)2 + (Ь,со + 2Ь2ш)2 . (13)

Обозначим комплексную величину Кс = К°е'9 вычислим модуль

К =

Б(С + 2С2-Ш1Ш2) + Е (11,(0+Ь2Ш)

о

Е(С + 2С2 - т,ш2) + 0(Ь,ш + 2Ьгсо)

(14)

Ф = агс^

Е (с + 2С2 - т,а2) + В(Ь,сй + ) 0(С + 2С2-т,<о2)+Е(Ь,со + 2Ь2м)'

Следовательно, амплитуда вынужденных колебаний тепловой машины установленной на виброизолирующую систему с динамическими компенсаторами определяется из выражения:

и

0(с + 2С2 - т,шг) + £(11,00 + Ь2ш)

Е(С + 2С2 - ш,сс2) + 0(Ь,и + 2Ь2ш) О

Выполним сравнительный анализ двух схем виброизолирующих механизмов на основе динамических гасителей колебаний рис.2 а, б.

а)

б)

Рис.2. Виброизолирующие механизмы с динамическими гасителями колебаний.

а) предлагаемый нами;

б) используемый в настоящее время.

Зададимся определенными параметрами Ь = 0,3; Ь) = 0,15; Ь2 = 0,15; С = 1500кг/см; С! = 2000кг/см С2 = С! - С; ш = 700кг; Ш1 = 500кг; Хо = 1400см/с" и по полученным формулам посмотрим, как ведут себя виброизолирующие механизмы.

,2.182979, 3

А и ,10.

Рис.3. Амплитудо-частотные характеристики механических динамических гасителей колебаний с компенсаторам жесткости. х(со) - предлагаемого нами; х1(со) - используемого в настоящее время.

Из полученных графиков (рис.3) видно, что предлагаемая нами схема является наиболее устойчивой к вибрациям. Обе кривые имеют одинаковую ширину нерабочей зоны, но кривая предлагаемого нами виброизолятора имеет меньшее пиковое значение амплитуды и более сглаженную форму пика. Известно, что чем больше пиковое значение амплитуды, тем сильнее и опаснее влияние вибрации на объект.

Изменим начальные условия и посмотрим как изменятся амплитудо-частотные характеристики у первого и второго виброгасителя. И посмотрим действительно ли предлагаемый нами виброгаситель является наиболее устойчивым к вибрациям при других параметрах схем.

а) б) в)

Рис.4. Амплитудо-частотные характеристики механических динамических гасителей колебаний с компенсаторам жесткости при а) Ь = 0,2; ^ = 0,4; Ь2 = 0,4; б) Ь = 0,4; Ь1 = 0,3; 1\2 = 0,4; в) Ь = 0,2; Ь! = 0,3; Ь2 = 0,2.

х(ш) - предлагаемого нами; х1(ш) - используемого в настоящее время.

Из рис.4 видно, что величины Ь, Ь], Ь2 ни каких изменений в ампли-тудо-частотные характеристики не вносят. И как следствие не влияют на вибрационные свойства механических динамических гасителей.

а) б)

Рис.5. Амплитудочастотные характеристики динамических гасителей колебаний с компенсаторам жесткости при а) С = 2000 кг/см, б) С = 1000 кг/см. х(со) - предлагаемого нами; х1(ш) - используемого в настоящее время.

544827,

х(м) хЦм)

Л.»3999-10 \ „

х(а>) х1(ш)

а) б)

Рис.6. Амплитудочастотные характеристики динамических гасителей колебаний с компенсаторам жесткости при а) С) = 1000 кг/см, б) С, = ЗОООкг/см. х(ю) - предлагаемого нами; х1(со) - используемого в настоящее время.

а) б)

Рис.7. Амплитудочастотные характеристики динамических гасителей колебаний с компенсаторам жесткости при а) Ш1 = 1000кг, б) Ш1 = 1500 кг.

х(со) - предлагаемого нами; х1(со) - используемого в настоящее время.

Из графиков рис.5 - 7 видно, что гак бы мы не меняли параметры схем виброгасителей предлагаемая нами схема всегда имеет преимущество перед используемой ныне схемой динамического гасителя колебаний и по максимальной амплитуде колебаний и по нерабочей зоне.

В четвертой главе рассматриваются вопросы построения управляемых систем динамического виброгашения.

Цель проектирования управляемого исполнительного устройства виброгасителя заключается в определении его параметров для обеспечения заданных характеристик виброгашения. Динамика системы, с управляемым виброгасителем может быть представлена системой линейных дифференциальных уравнений с переменными коэффициентами, являющимися функциями времени

где НтБшсо(1)1 - возбуждение, прикладываемое к объекту в размерности ускорения.

От исходной системы уравнений к уравнениям огибающих колебательных процессов переходим, подставляя в выражение (15) в качестве решений

хг =61(фт<»(/)/ + 62(?)со8й>(г)/,

и после преобразований получаем следующую математическую модель

»1 (')=<'); ¿2 (0=««(');

¿3(/) = [®22 (/)-«,2-//®22(/)]я, (/) + [©(/)+ 2£а^»(/)/й£®,(/)©(/)]в2(/)-

-[21,(0, + ц2$2со2 (/)] «,(/) + 2ю(<)«4 (/)+ цсо] (/)- ц2$2со2 ('М<)62 (0+

¿4(<) =-(>(/) + 2со&со{()+ ц2Е,2сог(г )© (')](<)+ (У (')" И«>\ (<)]аг{'У -2со(*)а, (/) - [2,>, + ^2шг (/)] л4 (/)+ ц2|2со2 (<)со(/)*>, (/)+ цсо] (< )М0+

Ц() = (»1(1)^(1)-2^сог(1)со(1)а + (16)

+[2^ (/)©(() + ®(/)]Ь2 (/) - 2^2 (/)+ 2со(1)Ь4 (/);

Система дифференциальных уравнений, описывающая динамические процессы объекта защиты без виброгасителя, может быть получена из

12

выражения (16) приравниванием нулю параметров ц, с2, и со2- Для получения большей общности результатов независимо от частотного диапазона при анализе динамических режимов системы осуществлен переход к безразмерному времени х = . На рис. 8 представлены результаты расчетов на ЭВМ огибающих колебательных процессов объекта защиты без динамического виброгасителя, а на рис. 9 - при наличии виброгасителя без учета инерционности системы управления частотной настройкой. Здесь и в дальнейшем амплитуда возмущающего воздействия считалась постоянной Ьт = 1. Приведенные характеристики получены при следующих параметрах: ся = 0,05; ц = 0,01;|2 = 0,01 и при различных скоростях нелинейного изменения частоты <а(г) =<в0 +2<?г .

10

а*(Ч/Ип.,

/

У

'К

ю

5-Ю

-4=10

л

0 6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2 1.3 СОЙ/СО, 0.6 0.7 0.8 0.91.0 1.11.21.ЗЮВД/Ю,

Рис. 8. Изменение амплитуды объ- Рис. 9. Изменение амплитуды объекта без виброгасителя екта с виброгасителем без

учета инерционности САУ.

3» ! Л

5 10'~. 1 & ч\

1 У, 1 V

Уу / /I \

0 « -1 п в 0 3 1 0 1 'I ■ГОПуЧ м

Рис. 10. Характеристики эффек- Рис. 11. Характеристики эффективности виброгашения тивности виброгашения без учета инерционности с учетом эффективности САУ. САУ. Анализ полученных результатов показывает, что в системе без ДВГ при уменьшении скорости q изменения частоты амплитуды вибрации

объекта при переходе через резонанс увеличиваются, в то время как в системе с управляемым ДВГ они падают. Об эффективности виброгашения свидетельствуют характеристики, приведенные на рис. 10.

Инерционность системы управления частотной настройкой несколько снижает эффективность виброгашения, что видно из рис. 11, на котором приведены характеристики Ь для замкнутой САУ с постоянным временем Тэ = Тм = 0,02 и с коэффициентом усиления к = 20 при }л = 0,01; %2 ~ 0,01; ^ = 0,05.

В пятой главе приведены результаты экспериментальных исследований электромеханических колебаний. Из проведенных исследований видно как влияет изменение тех или иных параметров динамического гасителя колебаний на его виброзащитные свойства. На рис.17 Приведены амплшудо частотные характеристики гасителя колебаний при изменении его параметров.

з / \/ I

25 2 1.5 1

0.5 0

-0.5

Рис.12. Графики изменения амплитуды колебаний защищаемого объекта при изменении жесткости С1 (кг/см2), С2(кг/смг) и С(кг/см2).

1 - С=5()0(кг/см2), С]=5500(кг/см2), С2=4500(кг/см2);

2 - С=500(кг/см2), С1=2000(кг/см2), С2=1500(кг/см2);

3 - С = 1500(кг/см2), С1 = 2500(кг/см2), С2 = 500(кг/см2);

4 - С=1500(кг/см2), С1=2000(кг/см2), С2=500(кг/см2);

5 - С=2000(кг/см2), С1=500(кг/см2), С2=5500(кг/см2);

6 - С=С1=С2=1000(кг/см2); 7 - С=5000(кг/см2), С1=С2=500(кг/см2); 8 - С=500(кг/см2), С1=5000(кг/см2), С2=1500(кг/см2).

Следует отметить, что самым оптимальным для выбранной мани системы является вариант когда С=1500(кг/см2), С1=2500(кг/см2), С2=500(кг/см2) (рис. 12 кривая 3). Эта кривая имеет небольшое значение максимальной амплитуды колебаний х = 0,9 не имеет зон отрицателыю-

го значения амплитуды колебаний и не переходит на синусоидальные затухающие колебания.

Приведены результаты лабораторных испытаний виброизолирующих подвесок с электромеханическими гасителями колебаний тепловых двигателей.

Лабораторные исследования виброизолирующей подвески проводились на специальном стенде, позволяющем регистрировать пространственные колебания двигателя, усилия в упругих элементах и компенсаторах жесткости. Измерения коэффициента виброизоляции показали, что подвеска с электромеханическими гасителями колебаний обеспечивает лучшую виброизоляцию по сравнению с подвеской, имеющей только основные упругие элементы на 7 ... 10 дБ

Натурные испытания электромеханических гасителей колебаний на технологическом оборудовании горнообагатительных предприятий и под судовыми тепловыми машинами подтвердила работоспособность и высокую виброизолирующую эффективность. Колебания этих объектов уменьшилось в три четыре раза.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Установлено, что использование в подвесках параллельно основным упругим элементам дополнительных специальных устройств компенсаторов жесткости, позволяет улучшить виброзащитные свойства.

2. Установлено что, коэффициенты трения не несут заметного влияния на качество виброзащитных свойств динамического гасителя колебаний с компенсатором жесткости.

3. Установлено что. снижением суммарной жесткости динамического гасителя колебаний пик амплитудо-частотной характеристики смещается в малые значения возмущающей частоты, уменьшается амплитуда вынужденных колебаний защищаемого объекта.

4. Установлено что, амплитуда колебаний защищаемого объекта с упругими системами включающими в себя компенсирующее устройство, существенно меньше амплитуды колебаний объектов, установленных на традиционную упругую систему.

5. Установлено что, эффективность внброгашения можно повысить увеличив статическую и динамическую точность автоматического управляющего устройства, что реализуется при помощи введения параллельного канала с измерителем частоты, т.е. использование комбинированного принципа управления.

6. Установлено что, в системе без динамического виброгашения при уменьшении скорости изменения частоты амплитуды вибрации объекта

при переходе через резонанс увеличиваются, в то время как в системе с управляемым динамическим виброгасителем они падают

7. Оценивая влияние параметров динамического виброгасителя на эффективность виброгашения можно сделать вывод, что при одинаковой скорости нарастания частоты эффективность тем больше, чем больше отношение масс защищаемого объекта и динамического компенсатора жесткости и чем меньше коэффициент демпфирования.

8. Материалы теоретических и экспериментальных исследований приняты Западно-Сибирским речным пароходством и Новосибирским речным портом для внедрения на речные суда.

Основное содержание диссертации отражено в следующих публикациях:

1. Барановский А.М., Глушков С.П., Кроха Т.А. Анализ методов виброзащиты кресел человаека-оператора. //Сб. науч. тр. / Дизельные энергетические установки речных судов. - Новосибирск, НГАВТ, 1999 г. С.41-43.

2. Барановский A.M., Глушков С.П., Кроха Т.А. Динамический компенсатор для виброизоляции тепловых машин. //Сб. науч. тр. / Кинематика и динамика механизмов. - Новосибирск, НГАВТ, 1999 г. - С. 4-12

3. Барановский А.М., Глушков С.П., Кроха Т.А. Динамический виброизолятор. //Тезисы докладов Ш Корейско-Российского международного научно-технического семинара. /KORUS'99. - Новосибирск -1999г.

4. A. Baranovcku, С. Gluhkov, Т. Kroha DYWAMIC VIBRATION CONTROL SYSTEM // The Third Russian-Korean International Symposium on Science and Technology /Novosibirsk State Technical university - Novosibirsk, 1999 - C. 407.

5. Барановский A.M., Глушков С.П., Кроха T.A., Плесовских A.A. Влияние основных параметров виброизоляции на частотные характеристики теплового двигателя. //Сб. науч. тр. / Кинематика и динамика механизмов. - Новосибирск, НГАВТ, 1999 г. - С. 16-21.

ВВЕДЕНИЕ.

ГЛАВА 1. ОБЗОР И АНАЛИЗ СУЩЕСТВУЮЩИХ СИСТЕМ ДИНАМИЧЕСКОГО ВИБРОГАШЕНИЯ.

1.1. ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ИСТОЧНИК ВИБРАЦИИ НА СУДНЕ.

1.2. АНАЛИЗ СУЩЕСТВУЮЩИХ МЕТОДОВ БОРЬБЫ С ВИБРАЦИЕЙ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ.

1.3. ОБЗОР И СИНТЕЗ СУЩЕСТВУЮЩИХ СИСТЕМ ДИНАМИЧЕСКОГО ВИБРОГАШЕНИЯ.

1.4. ВЫВОДЫ ПО ОБЗОРУ И АНАЛИЗУ. ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ И ЦЕЛИ ИССЛЕДОВАНИЯ.

2. АНАЛИТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ СИСТЕМ ДИНАМИЧЕСКОГО ВИБРОГАШЕНИЯ.

2.1. ВИБРОЗАЩИТНЫЕ СВОЙСТВА ПАССИВНЫХ ДИНАМИЧЕСКИХ ВИБРОГАСИТЕЛЕЙ.

2.2. ПРИНЦИПЫ ПОСТРОЕНИЯ ДИНАМИЧЕСКИХ ВИБРОГАСИТЕЛЕЙЗО

2.3. ВЫВОДЫ ПО ГЛАВЕ.

3. АНАЛИТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ДИНАМИЧЕСКОГО ГАСИТЕЛЯ КОЛЕБАНИЙ С КОМПЕНСАТОРОМ ЖЕСТКОСТИ.

3.1. ВЫНУЖДЕННЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВИБРОИЗОЛИРУЮЩЕГО МЕХАНИЗМА БЕЗ УЧЕТА СИЛ ТРЕНИЯ.

3.2. ВЫНУЖДЕННЫЕ КОЛЕБАНИЯ МЕХАНИЧЕСКИХГАСИТЕЛЕЙ С УЧЕТОМ СИЛЫ ТРЕНИЯ.

3.3. ВЫНУЖДЕННЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВИБРОИЗОЛИРУЮЩЕГО МЕХАНИЗМА С КОМПЕНСАТОРОМ ЖЕСТКОСТИ, ВЫЗЫВАЕМЫЕ ВИБРАЦИЕЙ ЕГО ОСНОВАНИЯ.

3.4. МАТЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЧЕСКИЙ ГАСИТЕЛЕЙ С ДИНАМИЧЕСКИМ КОМПЕНСАТОРОМ ЖЕСТКОСТИ.

3.5. СРАВНИТЕЛЬНЫЙ АНАЛИЗ ДВУХ СХЕМ ВИБРОИЗОЛИРУЮЩИХ МЕХАНИЗМОВ С ДИНАМИЧЕСКИМ КОМПЕНСАТОРОМ ЖЕСТКОСТИ.

3.6. ВЫВОДЫ ПО ГЛАВЕ.

4. ПРИНЦИПЫ ПОСТРОЕНИЯ УПРАВЛЯЕМЫХ СИСТЕМ ДИНАМИЧЕСКИХ ВИБРОГАСИТЕЛЕЙ.

4.1. СПОСОБЫ УПРАВЛЕНИЯ ЧАСТОТНОЙ НАСТРОЙКОЙ ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКИХ ДИНАМИЧЕСКИХ ГАСИТЕЛЕЙ КОЛЕБАНИЙ.

4.2. МЕТОДИКА ПРОЕКТИРОВАНИЯ ЭЛЕКТРОМАГНИТНЫХ ИСПОЛНИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ.

4.3. ДИНАМИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА СИСТЕМ С УПРАВЛЯЕМЫМИ ВИБРОГАСИТЕЛЯМИ.

4.4. ВЫВОДЫ ПО ГЛАВЕ.

ГЛАВА 5. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ.

5.1. ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ ИЗМЕНЕНИЯ ПАРАМЕТРОВ ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКИХ ДИНАМИЧЕСКОГО ГАСИТЕЛЯ КОЛЕБАНИЙ НА ВИБРАЦИЮ ЗАЩИЩАЕМОГО ОБЪЕКТА.

5.2. ИССЛЕДОВАНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИОННОГО МЕХАНИЗМА С ДИНАМИЧЕСКИМ КОМПЕНСАТОРОМ ЖЕСТКОСТИ.

5.3. ИССЛЕДОВАНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИОННОГО МЕХАНИЗМА С ДИНАМИЧЕСКИМ КОМПЕНСАТОРОМ ЖЕСТКОСТИ НА ДИЗЕЛЬ-ГЕНЕРАТОРЕ.

5.4. СУДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКОГО ГАСИТЕЛЯ

5.5. ВЫВОДЫ ПО ГЛАВЕ.

Проявления вредного воздействия вибрации весьма многообразны. Вибрация нарушает заданные проектом законы и траектории движения машин и механизмов, вызывает отказы систем управления и может привести к полной расстройке всей системы. Вибрация увеличивает динамические нагрузки в элементах конструкций, снижая их несущую способность и вызывая усталостные разрушения. Непосредственное действие вибрации на человека зачастую приводит к тяжелым последствиям. Вибрация снижает работоспособность, нарушает координацию движений, ухудшает реакцию. Вибрация может привести к поражению отдельных систем организма: вестибулярного аппарата, нервной, сердечно-сосудистой, кровеносной и других систем, вызвать изменения мышечных и костных тканей. Поэтому очень важное место в современной технике занимают методы подавления вибрации и защиты от ее воздействия. Совокупность таких методов и средств принято называть виброзащитой.

Способы виброзащиты весьма разнообразны. Выбор того или иного способа в значительной мере определяется характером источника вибрации. Часто источником вибрации являются природные явления, такие, например, как ветер, раскачивающий мачты и сооружения, волны на воде, вызывающие качку кораблей, землетрясения, приводящие нередко к полному разрушению зданий и других строительных конструкций. В этих и ряде других случаев, когда невозможно оказать какое-либо ощутимое влияние на источник вибрации, приходится применять разнообразные технические средства, снижающие передачу вибрации и устраняющие ее вредное или разрушительное воздействие на защищаемый объект.

Наряду с этим, источником вибрации является практически любая машина. Стремление к повышению производительности машин и скорости транспортных средств, форсирование их по мощностям, нагрузкам и другим рабочим характеристикам неизбежно приводит к увеличению интенсивности и расширению спектра вибрационных и виброакустических полей.

Одним из наиболее перспективных направлений в создании высокоэффективной и надежной виброзащиты судовых машин и механизмов является применение нерегулируемых и регулируемых пассивных динамических вибро-гаситетеи, динамических виорогасителеи с активной настройкой, а также активных виброзащитных электродинамических систем, содержащих электромагнитные возбудители вибрации. Как известно, подобные устройства обладают весьма существенными достоинствами, например, относительно высокими энергетическими показателями, относительно малыми габаритами и массой, стабильностью работы, высоким быстродействием, возможностью оптимизации параметров устройств виброзащиты с помощью включения в их состав микропроцессоров и микроЭВМ. Одновременно с этим следует сказать об основном недостатке существующих конструктивных решений - зависимости эффективности работы этих виброзащитных устройств от параметров возмущающих сил.

Особое значение пассивные и активные виброгасители приобретают при использовании их в условиях современного судостроения, характеризующихся разнообразием машин и механизмов, связанных между собой корпусными конструкциями судна: платформами, переборками, палубами и т. п. В нестационарных объектах, к которым относятся суда, особенно остро стоит и сложно решается проблема минимизации расхода энергии и снижения массогабарит-ных показателей. Для судовой виброзащиты эта проблема также весьма актуальна. Для судостроения с его условиями технологической последовательности и длительными сроками строительства судна включение в состав объектов пассивной и активной динамической виброзащиты на стадии проектирования судна может явиться единственным способом снижения трудно прогнозируемой местной судовой вибрации. В связи со сложностью структуры и многообразием элементной базы пассивной и активной виброзащитных систем существует необходимость в предварительном расчете их элементов и схем.

В современной технике можно выделить различные пути устранения и снижения вибрации. В частности, реализацию регулируемых динамических виброгасителей можно осуществить с помощью использования электромагнитных исполнительных устройств. В работе дано обоснование введения регулируемых виброгасителей в состав судовой энергетической установки и ее элементов в качестве нового класса механизмов, решающих задачу виброзащиты. Обоснование базируется на анализе объектов виброзащиты и накопленного опыта применения динамических виброгасителей. Отмечается, что суда насыщены разнообразными машинами и механизмами, отличительной чертой которых является большая единичная мощность и расположение на упругой судовой конструкции. В процессе работы эти машины и механизмы являются активными источниками вибраций и создают негативное воздействие, которое вызывает отклонения в рабочих режимах, износ, снижение КПД и т. п.

Проведенный сопоставительный анализ различных схем и конструктивных решений виброзащиты судового оборудования позволил определить наиболее рациональные и перспективные методы борьбы с вибрацией, а предложенная новая конструкция виброизолятора может быть использована для виброизоляции мобильных объектов. Проведенные исследования показали, что задачи эффективной виброзащиты уже эксплуатируемого механизма могут быть в значительной мере решены с помощью электромеханических динамических гасителей колебаний (ЭМДГК).

5.5. ВЫВОДЫ ПО ГЛАВЕ

Лабораторные испытания упругой подвески с компенсаторами жёсткости показали:

- хорошую сходимость экспериментального и теоретического исследования;

- разработанная конструкция виброизолирующего механизма для упругой подвески теплового двигателя работоспособна;

- при всех режимах работы силовой тепловой установки упругая подвеска обладает высокой эффективностью;

- применение виброизолирующих механизмов с компенсаторами жёсткости в подвесках тепловых двигателей приводит к снижению переменных усилий, передаваемых на судовой фундамент по сравнению с существующими.

- применение динамических компенсаторов жесткости, снижает уровни вибраций на фундаменте энергетической установки.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Установлено, что использование в подвесках параллельно основным упругим элементам дополнительных специальных устройств компенсаторов жесткости, позволяет улучшить виброзащитные свойства.

2. Установлено что, коэффициенты трения не несут заметного влияния на качество виброзащитных свойств динамического гасителя колебаний с компенсатором жесткости.

3. Установлено что, снижением суммарной жесткости динамического гасителя колебаний пик амплитудо-частотной характеристики смещается в малые значения возмущающей частоты, уменьшается амплитуда вынужденных колебаний защищаемого объекта.

4. Установлено что, амплитуда колебаний защищаемого объекта с упругими системами включающими в себя компенсирующее устройство, существенно меньше амплитуды колебаний объектов, установленных на традиционную упругую систему.

5. Установлено что, эффективность виброгашения можно повысить увеличив статическую и динамическую точность автоматического управляющего устройства, что реализуется при помощи введения параллельного канала с измерителем частоты, т.е. использование комбинированного принципа управления.

6. Установлено что, в системе без динамического виброгашения при уменьшении скорости изменения частоты амплитуды вибрации объекта при переходе через резонанс увеличиваются, в то время как в системе с управляемым динамическим виброгасителем они падают

7. Оценивая влияние параметров динамического виброгасителя на эффективность виброгашения можно сделать вывод, что при одинаковой скорости нарастания частоты эффективность тем больше, чем больше отношение масс защищаемого объекта и динамического компенсатора жесткости и чем меньше коэффициент демпфирования.

8. Материалы теоретических и экспериментальных исследований приняты Западно-Сибирским речным пароходством и Новосибирским речным портом для внедрения на речные суда.

1. Александров А.А., Барков А.В., Баркова Н.А., Шефранский В.А. Вибрация и вибродиагностика судового электрооборудования. Л.: Судостроение, 1986, 276 с.

2. Алексеев С.П., Казаков A.M., Колотилов Н.Н. Борьба с шумом и вибрацией в машиностроении. -М.: Машиностроение, 1970. -208 с.

3. Андреева-Галанина Е.Ц. Вибрация и ее значение в гигиене труда. Л.: Медгиз. - 1956. - 190 с.

4. Барабанов Н.В., Худяков С.А. Вибрация днищевых перекрытий машинных отделений судов типа «Беломорсклес». //Труды /Дальневост. политехи, инт.: Эксплуатация судов в тихоокеанском бассейне. 1975. - с. 27-35.

5. Барановский A.M. Объемные корректоры виброизолирующих подвесок судовых ДВС.: Автореферат дис. канд. техн. наук. Л.- 1988. - 20 с.

6. Белов И.М. Емельянов Ю.А. Способ снижения вибрации в жилых помещениях надстроек. //Судостроение. 1984. - № 12.-е. 8-10.

7. Божко А.Е., Галь А.Ф., Гуров А.П. и др. Пассивная и активная виброзащита судовых механизмов. Л.: Судостроение, 1988. 78 с.

8. Божко А.Е., Ткаченко В.А. Синтез оптимальных виброзащитных систем электродинамического типа при случайных возмущениях// Динамика и прочность машин. Харьков: Вища школа, 1981. Вып. 34. с. 101-106.

9. Вибрация в технике: Справочник. В 6-ти т. /под ред. В.Н.Челомея М.: Машиностроение, 1984. - 6 т.

10. Ю.Глазырин В.С, Способы уменьшения динамических нагрузок, передаваемых на несущие конструкции. Строительная механика и расчет сооружений, 1971, №3, с. 43-47.

11. ГГлушков С.П., Барановский A.M. Патент РФ № 2082907С1. Устройство для виброизоляции машин. - Опубл. В Б.И. № 186 1997. - 2 с.

12. Глушков С.П., Барановский A.M., Кроха Т.А. Динамический виброизолятор. //Тезисы докладов Ш Корейско-Российского международного научно-технического семинара. /KORUS'99. Новосибирск - 1999 г.

13. И.Глушков С.П., Барановский A.M., Кроха Т.А. Динамический компенсатор для виброизоляции тепловых машин. //Сб. науч. тр. / Кинематика и динамика механизмов. Новосибирск, НГАВТ, 1999 г. - с. 4-12.

14. И.Глушков С.П., Кроха Т.А. Анализ методов виброзащиты кресел человае-ка-оператора. //Сб. науч. тр. / Дизельные энергетические установки речных судов. Новосибирск, НГАВТ, 1999 г.

15. Глушков С.П., Силицен Р.А. Результаты испытаний виброзащитной подвески технологического оборудования //Сб. науч. тр./ Новосибирская государств. академия водного транспорта: Снижение вибрации машин. 1994 - с. 21-26.

16. Горелик A.M., Певзнер Я.М. Пневматические и гидропневматические подвески. М.: Машиностроение, 1965, 319 с.

17. Горубнов Е.Я. Вибрация судовых дизель-генераторов 8 ЧН26/26 и эффективность их автоматизации. //Сб. науч. тр. /ЦНИИМФ. Л., - Вып. 287. - с. 3438.

18. Григорьев И.В. Исаков В.М. Специальные способы и средства виброзащиты машин от воздействий переменной частоты. В кн.: Приборы и машиностроение. Л., 1975, с. 65-71. (Труды СЗПИ, № 31).

19. Гросс В.Ю. Эффективный метод виброизоляции судовых ДВС: Автореферат дисс. канд. техн. наук. Л. - 1987. - 23 с.

20. Гуров А.П. Статические характеристики системы с динамическим регулируемым виброгасителем// Труды НКИ. 1974. Вып. 81. с. 124-126. 59.

21. Д'Анжело Г. Линейные системы с переменными параметрами. Анализ и синтез. М.: Машиностроение, 1974, 287 с.

22. Елисеев С.В. и др. Способ гашения крутильных колебаний вала и устройство для его осуществления. Авт свид. № 5293 15. Бюлл. изобр., 1976, № 22.

23. Елисеев С.В. Структурная теория виброзащитных систем. Новосибирск: Наука, 1978.-222 с.

24. Елисеев С.В. Структурная теория виброзащитных систем. Новосибирск: М.: Наука, 1978, 222с.

25. Елисеев С.В., Баландин О.А. Изменение динамических свойств виброзащитных систем введением в их структуру дополнительных связей. В кн.: Теория активных виброзащитных систем. Иркутск: ИПИ, 1972, с. 98-103. 51.

26. Елисеев С.В., Лонцих П.А., Горчакова В.А. Гаситель крутильных колебаний. Авт. свид. № 735849. -Бюлл. изобр., 1980, № 19.

27. Елисеев С.В., Нерубенко Г.П. Динамические гасители колебаний. Новосибирск: Наука, 1982. 144 с.

28. Ельник А.Г., Лошаков В.И., Сухарев В.П. Виброакустические характеристики рефрижераторного теплохода «Василий Фесенков». //Сб. научн. тр. /ЦНИИМФ. Л., 1984. - Вып. 287. - с. 14-22.

29. Ельник А.Г., Лошаков В.И. Сухарев В.П. Виброакустические характеристики рефрижераторного теплохода «Василий Фесенков». //Сб. научн. тр. /ЦНИИМФ. Л., 1984. - Вып. 287. - с. 14-22.

30. Зуев А.К. Синтез виброизолирующих подвесок судового энергетического оборудования.: Автореферат дис. доктора техн. наук. С-Петербург. - 1995. -38 с.

31. Иносов С.В. Активное демпфирование крутильных колебаний. Машиноведение, 1971, № 6, с. 21-22.

32. Исакович М.М., Клейман Л.И., Перчанок Б.Х. Устранение вибрации электрических машин. Л.: Энергия, 1979. - 199 с.

33. Истомин П.А. Динамика судовых двигателей внутреннего сгорания. Л.: Судостроение, 1964. — 312 с.

34. Истомин П.А. Крутильные колебания в судовых ДВГ. Л.: Судостроение, 1968. 304 с.

35. Истомин П.А. Крутильные колебания в судовых ДВГ. Л.: Судостроение. 1968. 304 с.

36. Карась В.З. Черняховский Э.Р. Влияние жесткости амортизаторов дизель-генераторов на их виброхарактеристики. //Рыбное хозяйство. 1975. - № 7. - с. 22-24.

37. Карпова Н.И. Вибрация и нервная система. Л.: Медицина, 1976. - 167 с.

38. Карпушин Б.В. Виброшумы радиоаппаратуры. М.: Советское радио, 1977. 318с.

39. Клюкин И.И. Борьба с шумом и звуковой вибрацией на судах. Л.: Судостроение, 19712, 416 с.

40. Клюкин И.И. Борьба с щумом и звуковой вибрацией на судах. Л.: Судостроение, 1971. - 416 с.

41. Коловский М.З. К теории виброзащитных систем. Машиностроение, 1971,; 4. - с. 21-27.

42. Кораблев С.С. К теории электродинамического виброгасителя//Прикладная механика, 1968. Т 4. Вып. 3. с. 15-19.

43. Ларин В.Б. Некоторые вопросы конструирования систем виброизоляции приборов. Механика твердого тела. 1966, № 6, с. 19-26.

44. Ларин В.Б. Статистические задачи виброзащиты. Киев: Наукова думка, 1974. 128 с.

45. Лен Гартог Дж. П. Механические колебания. М.: Физматгиз, 1960. с. 580.

46. Найденко O.K. Петров П.П. Амортизация судовых двигателей внутреннего сгорания. Л.: Судпромгиз, 1962. - 288 с.

47. Никитин М.Д., Скуридин А.А. Применение полимерных материалов в ди-зелестроении. Л.: Машиностроение, 1968.- 131 с.

48. Никифоров А.С. Вибропоглощение на судах. JL: Судостроение, 1979. -184 с.

49. Общая вибрация и ее влияние на организм человека. И.Ю.Борщевский, М.Д.Емельянов, А.А.Корешков и др.: Медгиз, 1964. - 156 с.

50. Пановко Я.Г. Основы прикладной теории упругих колебаний и удара. Л.: Машиностроение, 1976. 320 с.

51. Поляков В.И., Бельчук Л.Г., Иванов Р.Я. Вибрационные расчеты судовых надстроек в процессе их проектирования. //Судостроение. 1984. - N° 10. - с, 16-17.

52. Резников Л.М., Фишман Г.М. Оптимальные параметры и эффективность динамического гасителя при действии периодических импульсов. Машиностроение, 1973, № 1, с. 32-36.

53. Скуридин А.А., Михеев Е.М. Борьба с шумом и вибрацией судовых ДВС. Л.: Судостроение. - 1978. - 320 с.

54. Славин И.И. Динамический поглотитель колебаний с автоматической настройкой на частоту возмущающей силы. Авт. Свид. № 213472. Бюлл. изобр., 1967, №22.

55. Смердов В.Н. Мероприятия про борьбе с шумом и вибрацией на судах. //Сб. ЦБНТИ Минречфлота РСФСР: Передовой опыт и новая техника, 1981. Вып. 12(96).-с. 46-47.

56. Стрелков С.П. Введение в теорию колебаний. М.: Наука, 1951. - 344 с.

57. Тимошенко С.П. Колебания в инженерном деле. М.: Наука, 1967. -444с.

58. Фролов К.В., Фурман Ф.Н. Прикладная теория виброзащитных систем. -М.: Машиностроение, 1980.-276 с.

59. Худяков С.А. Конструктивное обеспечение вибронадежности упругих систем в машинных отделениях теплоходов. //Судостроение. 1984. - № 10. - с. 44-46.

60. Худяков С.А., Сурженко А.П. Оценка жесткости фундаментов судовых дизелей небольшой мощности. //Сб. матер. По обмену опытом. /Приморское краевое правление НТО им. А.Н.Крылова: Эксплуатация судов в тихоокеанском бассейне. 1984. - с. 64-72.

61. Gluhkov S., Baranovcku A., Krocha Т., DYWAMIC VIBRATION CONTROL SYSTEM // The Third Russian-Korean International Symposium on Science and Technology /Novosibirsk State Technical university Novosibirsk, 1999 -c. 407. (соавторы).

62. Hylarides S. Damping in propeller-generated ship vibrations, NSMB. Wagen-ingen. The Netherlands Publication N468, 1974.

63. Kantimathi A., Alic J.A. The Effects of Periodic High Loads on Freting Fatigue //Trans. ASME. J. Eng. Mater. And Technol. 1981. V. 103. N 3. P. 223-228.

64. Lansen O.C., Krogh F. Dunamic responses in diesel engine systems due to govwrnor and torsional shaft vibrations. Det norske Veritas. Report N72-47-M.

65. Lansen O.C., Sontvedt T. Prevention of harmful endine and propeller - in-dused vibrations in the afterbody of ships/ - Det norske Veritas. Report N 9, august 1972.

66. Larsen J.C., Sontvedt T. Prevention of harmful engine and propeller - in-dused vibrations in the afterbody of ships. - Det norske Veritas, Report № 9, august 1972.

67. Risse M. Report in ISSC meetings, 1973, p. 7.

68. Viner F.C. Ship vibration of Canadian Sipbuildings and Ship Repairing Asscia-tion. 13.2, 1968.