автореферат диссертации по кораблестроению, 05.08.05, диссертация на тему:Исследование виброизолирующих подвесок судовых энергетических установок с пневмогидравлическим компенсатором жесткости

РГ6 ОД

ИССЛЕДОВАНИЕ ВИБРОИЗОЛИРУЮЩИХ ПОДВЕСОК СУДОВЫХ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК С ПНЕВМОГИДРАВЛИЧЕСКИМ КОМПЕНСАТОРОМ ЖЕСТКОСТИ

Специальность: 05.08.05 - «Судовые энергетические установки и их элементы (главные и вспомогательные)»

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Новосибирск-2000

Работа выполнена в Новосибирской государственной академии водного транспорта (НГАВТ)

Научный руководитель - доктор технических наук, доцент

Глушков Сергей Павлович

/

Официальные оппоненты - доктор технических наук, профессор

Новоселов Александр Леонидович кандидат технических наук, доцент Гросс Владимир Юлиусович

Ведущее предприятие - ОАО «Западно-сибирское речное пароходство».

Защита состоится «26» декабря 2000 г. в 10 часов на заседании диссертационного совета Д116.05.03 при Новосибирской государственной академии водного транспорта по адресу: 630099, г. Новосибирск, ул. Щетинкина, 33, НГАВТ

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Новосибирской государственной академии водного транспорта

Автореферат разослан « ¿¿^ » ^ОЯ&РЛ/ 2000 г.

Ученый секретарь диссертационного

к.т.н., доцент Тонышев В.Ф

1. ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Основным источником вибрации и шума на судне являются судовые энергетические установки (СЭУ). Интенсивный шум и вибрация нарушают нормальную работу приборов и оборудования, вызывая появление трещин в обшивке, переборках и наборе, а также вредно действуют на организм человека, и из-за плохой слышимости сигналов и приказаний могут быть косвенной причиной аварии отдельных механизмов и судна в целом.

Среди множества видов СЭУ можно считать только двигатели внутреннего сгорания (ДВС) существенным источником вибрации из-за наличия внешних дисбалансов первичных и вторичных сил и пар сил. Неуравновешенность сил инерции и механизмов от ДВС вызывает их низкочастотную вибрацию, что является причиной усталостных повреждений судовых конструкций, расположенных в районе машинного отделения и повышенных вибраций судовых надстроек.

Следовательно, повышение эффективности существующих средств вибро- и шумозашиты, так же как и разработка новых является высоко актуальной проблемой с точки зрения защиты судна от разрушающего действия вибрации, и с точки зрения сохранения здоровья и обеспечения нормальных условий работы человека-оператора. Как показывают исследования эффективным способом вибро- и шумозащиты является способ виброизоляции двигателя упругими механизмами с компенсаторами жесткости. В последнее время особый интерес представляют пневмогидравлические компенсаторы жесткости.

В связи с изложенным, создание и исследование эффективных виброизолирующих подвесок с пневмогидравлическими компенсаторами жесткости для ДВС, представляется современным и актуальным.

Целью работы является разработка теоретических и конструктивных основ создания виброизолирующего механизма с пневмогидравлическими компенсаторами жесткости для упругих подвесок ДВС, отвечающих современным требованиям виброизоляции и их практическая реализация.

Задачи исследования:

- провести аналитическое исследование виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости;

- провести синтез виброизолирующей подвески с пневмогидравли-ческими компенсаторами жесткости;

- исследовать влияние нелинейности на колебание одноосного виброизолирующего механизма с пневмогидравлическими компенсаторами жесткости;

- определить наиболее эффективные параметры проточной части данного виброизолирующего механизма;

- разработать методику инженерного расчета упругих подвесок с пневмогидравлическими компенсаторами жесткости;

- провести экспериментальное исследование созданного виброизолирующего механизма и виброизолирующих подвесок ДВС.

Методика проведения исследований. В работе проводились теоретические и экспериментальные исследования виброизолирующего механизма с пневмогидравлическими компенсаторами жесткости, а также подвески ДВС установленного на такие механизмы. Основу теоретических исследований составляли методы физики, теории колебаний, математического анализа, теоретической механики, гидродинамики.

Экспериментальные исследования были проведены на моделях и опытных образцах в лабораториях и производственных условиях. Опыты проводились с помощью отечественной и зарубежной виброизмерительной техники и обрабатывались на ЭВМ, а также с помощью приспособлений, специально изготовленных для этой цели.

Научная новизна. Теоретически обоснована и практически осуществлена конструкция виброизолирующего механизма с пневмогид-равлическим компенсатором жесткости для упругой подвески ДВС. Создана математическая модель пневмогидравлического компенсатора жесткости, позволяющая рассчитывать его статические и динамические свойства от значений параметров в проточной части.

В результате теоретических исследований виброизолирующего механизма было определено, что установка пневмогидравлического компенсирующего устройства при эффективном выборе параметров проточной части, позволяет сместить резонансный пик амплитудно-частотной характеристики в область малых значений возмущающей частоты и тем самым уменьшить амплитуды вынужденных колебаний двигателя и передаваемые усилия на защищаемый объект без изменения несущей способности упругого элемента. Кроме того, определены аналитические выражения, позволяющие определить параметры проточной части пневмогидравлического компенсатора, для наиболее эффективной его работы. Предложена методика инженерного расчета конструкций

виброизолирующих подвесок с пневмогидравлическими компенсаторами жесткости.

Практическая ценность. Диссертационное исследование выполнено в период 1994-1999 г., в соответствии с программой ГКНТ «Улучшение шумовых и вибрационных характеристик ДВС на 1986-2000 г.». В процессе выполнения данной работы были разработаны и опробиро-ваны экспериментальные образцы виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости. Научные положения и выводы диссертации внедрены в Новосибирском речном порту, Новосибирской государственной академии водного транспорта. Предложенные виброизолирующие подвески могут быть использованы для снижения колебаний судовых энергетических установок и передачи динамических усилий на перекрытие машинного отделения судов речного транспорта.

Реализация работы. По результатам исследования разработана конструкция виброизролирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости для подвесок судовых энергетических установок, которые переданы Западно-Сибирскому пароходству. Виброизолирующие подвески внедрены в Новосибирской РЭБ флота под дизель-генератором т/х пр. 428, в Новосибирском речном порту под главным дизелем ЗД6 теплохода ОМ пр. 780.

Материалы данной диссертационной работы нашли широкое применение в учебном процессе Новосибирской государственной академии водного транспорта.

Апробация работы. Основные положения и отдельные результаты докладывались и обсуждались на заседаниях координационного совета по шуму и вибрации при НГТУ, технических совещаний, семинарах и научных конференциях профессорско-преподавательского состава НГАВТ в 1996-2000 годах.

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

Публикации. По результатам проведенных теоретических исследований опубликовано 4 работы.

Объем работы. Содержание диссертации изложено на 123 страницах машинописного текста через 2 интервала, который поясняется 47

рисунками и 3 приложениями. Список литературы содержит 108 найме нований.

П. СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

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

В первой главе проведен анализ многочисленных научных трудо! который показал, что разработка виброизолирующих подвесок судовы энергетических установок в настоящее время является одной из акту альных проблем, так как борьба с шумом и вибрацией, имеют целы защиту судна и механизмов от разрушающего действия вибрации улучшение обитаемости судов.

Установлено, что одним из основных источников общесудово вибрации на ходовых режимах является главный двигатель, а главны! источником на стоянках - дизель-генератор. Наиболее приемлемым ви дом виброизоляции СЭУ является установка их на виброизолирующи механизмы с пассивной системой, имеющих одну степень свободь Применение традиционных резино-металлических и металлически виброизоляторов не решает проблему виброизоляции двигателей на с> дах. Установка ДВС на упругую подвеску, имеющую виброизолиругс щие механизмы с компенсаторами жесткости (в частности пневмогид равлическими) являются на сегодняшний день наиболее эффективным для снижения передающих усилий на фундаментное основание.

Исходя из выбранного метода виброизоляции энергетических ус тановок поставлены задачи настоящего исследования.

Во второй главе произведено аналитическое исследование в и С роизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсаторо! жесткости. В настоящее время, перспективными являются виброизоли рующие механизмы с пневмогидравлическими компенсаторами жестко сти (рис. 1).Напорная магистраль 1 с давлением Р0 соединена отвер

стием Б, с полостью компенсатора. Клапан, связанный с защищаемы! объектом, установлен в корпусе и обеспечивает сечение 82 на выход из полости. Внутреннее давление Р, открывает, а внешняя сила Р за крывает клапан. На выходе из компенсатора, в магистрали 4, поддержи вается постоянное давление Р, .Признаком компенсатора является от рицательная жесткость при действии внешней силы Р. Эта сила зави

сит только от давления Р,, то есть выполняется условие (с1Р, /с!82)<0. В корпусе компенсатора предусмотрено две газовых подушки, которые защищают фундамент от вибрационных сил. Параллельно компенсатору в механизм включен основной упругий элемент —

пружина 5, с постоянной жесткостью Сп.

30

газ

•

ь»

Рис. I.

Восстанавливающая сила виброизолирующего механизма выразит-

ся:

-и— + Сп-Х ,

1 + к

(1)

где:

7и1(х + И0)

к =

\ ) с! - диаметр клапана; Ь0 - начальный зазор клапана; А - эффективная площадь компенсатора; Сп - жесткость пружины (5).

Жесткость виброизолирующего механизма выразится формулой:

ОД-^З^ + С. .

(1 + к) ах

Силовые и жесткостные хара»стеристики виброизолирующего механизма, являются нелинейными функциями и, существенно, зависят от параметров проточной части гидравлической системы компенсатора.

Далее, в данной главе, были рассмотрены вынужденные колебания виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости, установленного между рамой судовой энергетической установки и фундаментом машинного отделения. Вынужденные колебания вибрирующего объекта массой ш исследовались при воздействии на него гармонической силы:

Р(0 = Р(в))со<>со / . (3)

где Р(со) - амплитуда колебаний СЭУ, не имеющая связи с основанием;

СО - круговая частота.

С помощью уравнения Лагранжа второго рода для системы с одной степенью свобода было получено дифференциальное уравнение вынужденных колебаний:

х + 2«х + й>02(1 + Кх2)-х = Д,СОЗ£У/ , (4)

где:

П - коэффициент демпфирования; 12

=

Рп - собственная частота колебаний вибрирующего объекта, установленного на пружину, без компенсатора; Ск - жесткость компенсатора;

Сп - жесткость пружины; (в идеале |СП | = |СК|); А0 = г0ы2;

- амплитуда колебаний СЭУ, не имеющего связи с основанием; 0) - круговая частота колебаний;

К - коэффициент линеаризации, который получается при апрок-симировании восстанавливающей силы выражением:

F(x) = (Cfl-CK)-(x + Kx3). Уравнение (4) представляет собой известное уравнение Дюффинга.

Из уравнения (4) получена зависимость амплитуды первой гармоники а;

А0

° • (5)

а =

а>.

1 + -ка2 |-со2 4

2„2

+ 4п~со

Были проанализированы амплитудно-частотные характеристики (ЛЧХ) при различных значениях параметров уравнения (5). Можно заключить, что при использовании виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости, резонансные пики будут смещаться в область низких частот (в этом случае К < 0), при этом будут хорошие виброизолирующие свойства механизма на рабочей частоте (рис. 2).

При исследовании вопросов устойчивости равновесия таких подвесок решение уравнения (4) представлялось в виде:

х = а * cosco * t . (6)

Тогда условие неустойчивости (6) выразится следующим образом:

[coVM">*)\|-

со2 (а *) - (ш *)2 + 2а * ш(ос *)— (а *)

da

где:

й>2(а) = со^1 + |ка2

+ 4п2 >0

,(7)

Рис.2. АЧХ К <0 9

Неравенство (7) определит на плоскости (а,со) области неустойчивых решений. Вообще говоря, если при некотором (О* имеется три решения, то устойчивы, например, первое и третье, а второе неустойчиво. Это говорит о том, что сколь угодно малые возмущения, всегда присутствующие в реальной механической системе, приведут колебания системы со второго режима к первому или третьему.

Было установлено, что увеличение сил сопротивления в виброизолирующем механизме вынуждает упругую систему находиться «запертой» все больше в верхних значениях возмущающей частоты со. Поэтому при применении механизма в упругих подвесках СЭУ силы демпфирования нужно уменьшить до минимума.

В третьей главе были проведены теоретические исследования проточной части пневмогидравлического компенсатора и разработана методика проектирования и расчета одноосного рассматриваемого виброизолирующего механизма.

Клапан и дроссельные отверстия обеспечивают необходимый контроль давления жидкости в полости гидравлического компенсатора. Естественно, что формы и размеры клапана и дроссельных отверстий должны обеспечивать необходимые параметры системы в пределах заданных перемещений. Одним из вопросов синтеза проточной части является задание режима движения жидкости. В данном случае нужно отдавать предпочтение ламинарному режиму движения жидкости, при котором расход жидкости меньше. Зависимость расхода от размера сечения больше, а гидравлические шумы меньше. Поверхности, образующие проточную часть клапана, в конструктивном исполнении могут иметь различную форму. Из множества существующих поверхностей выберем плоский кольцевой зазор. Основное достоинство принятой формы заключается в широком диапазоне сопротивлений, технологической простоте изготовления, возможности построения моделей течения. Из соображения симметрии движение жидкости в канале клапана сечения Б2 (рис. 1) можно рассматривать, как плоскопараллельное.Тогда рассматриваемое движение несжимаемой реальной жидкости можно представить в виде течения жидкости в канале узкой плоской щели длиной Н и высотой 21 вдоль оси ОХ (рис. 3),то есть \/=и(уД). Уравнения Навье Стокса в данном случае выглядит так:

Эи 1 Эр ц Э2и

— =---- + —-г. (8)

д1 р дк р ду

Рис.3.

Граничные условия (условие прилипания жидкости на твердых стенках) запишется в виде:

uL0=0; u|y=2/, =0 .

(9)

Движение рассматривается из состояния покоя. В этом случае начальные условия:

I л ди| .

иЦ^О; — |у=0=0 . (10)

Уравнение (8) является уравнением параболического типа с нелинейной краевой задачей (9), (10).

Было получено аналитическое решение уравнения (8) в виде ряда:

21

„ . . . л(2п-\)у

—t--ч— Fn (0 sm —-—

„., тс{2п -1) 21

(П)

где Fn(t) = Jp(x)e 2f j dt, n=l, 2,3,...;

о

it - высота шел и;

a - коэффициент кинематической вязкости жидкости; р - плотность жидкости;

р(т) - полученные из p(t) заменой переменной t на переменную т;

/.л 1др(др Л

= —— — - градиент давления . рдх^Зх )

Формула (11) имеет существенный недостаток, так как скорость выражена через неизвестную функцию градиента давления, но она позволяет оценить потери энергии при дросселировании вязкой жидкости через зазор клапана при любом режиме движения жидкости:

где I - ширина зазора клапана;

Н - высота зазора клапана;

V - коэффициент кинематической вязкости жидкости;

р - плотность жидкости.

С помощью формулы (12), варьируя основными параметрами системы, можно подобрать эффективный для практических целей, начальный зазор клапана.

Далее было проведено аналитическое исследование турбулентного течения в канале клапана гидравлического компенсатора. При прохождении вязкой жидкости через зазор клапана при неустановившемся движении вследствие вязкости в нем наводится (индуцируется) вихревой поток, на создание которого затрачивается энергия. Эта энергия не переходит в тепло, а сохраняется в наведенном ею вихревом потоке. Поэтому, по своему характеру, эта энергия реактивная. Данные потери энергии нужно снижать до минимума, что повлечет за собой снижение гидравлических шумов.Для определения этой энергии была рассмотрена следующая схема (рис.4.) истечения вязкой несжимаемой жидкости.

и» тип

у«

Ц1>

ш

ш

Рис.4. Схема течения жидкости

Резервуар цилиндрической формы радиусом К0, заполненный вязкой несжимаемой жидкостью, соединен с трубой с жесткими стенами, радиус которой К . Давление Рр, создаваемое в резервуаре, передается через объем жидкости в трубопровод, в котором установлена узкая щель радиусом Г0 « К. Длина трубы от сечения Н-П до свободного конца равна Ь. Движение осесимметричное относительно оси Ох. Начало координат выбрано в центре щели. Сечение Н-Н совмещено со свободной поверхностью в резервуаре. Плотность жидкости постоянна. Движение рассматривается из состояния покоя. Приближенное решение нахождения поля скоростей жидкости после щели, было найдено из следующего уравнения, получающегося точными математическими преобразованиями уравнений Навье-Стокса:

21 дп

[1\У —

(13)

где Т - кинетическая энергия, рассматриваемого объема жидкости; V - потенциальная энергия, рассматриваемого объема жидкости; Э2 = Э2 + + Э2 (9,, , Э3 - проекции скорости на оси координат);

О2 (О = О,2 + 02 +£2з(Ф,,С22,03 - проекции вихря на оси координат);

£| и 0( - скорости деформаций объема жидкости, р - плотность жидкости; ц - динамическая вязкость жидкости.

Уравнение (13) было применено к рассматриваемой гидросистеме и было получено выражение затрат энергии :

7Гр1Г

[1 + к,а2}х

(а,)'^ 5(а,)У; (7(а,Уа,+4а,(аг)2+4(а,Ха;)гк

2 3 4

(14)

гг Вл/А В2А + 24В а, = л/А;а, =---—;а3 =--... ¡-г >а ~

8

144л/А

Чго

А =

2(Рр-Р,). в_ йКа

р(1 + К,а2)' р(1 + К,а2)'

К - коэффициент крутки потока, К, = — КК .

Анализируя формулы (12) и (14) можно сделать вывод: параметры начального зазора клапана, найденные по этим формулам, являются эффективными с энергетической точки зрения и при работе пневмогид-равлического компенсатора жесткости гидравлические шумы будут значительны, только при пуске гидросистемы и на неустановившихся режимах работы.

Далее было исследовано течение реальной жидкости в корпусе гидравлического корректора жесткости.

Было рассмотрено движение вязкой жидкости в полости корректора при наличии градиента давления. Корпус корректора и клапан, связанный с защищаемым объектом, можно представить в виде двух параллельных пластин (рис.5.), расположенных одна над другой на малом расстоянии друг от друга. Пластины раздвигаются с постоянными скоростями ¿1 и ¿2. Выберем систему координат таким образом, чтобы ось Ох пошла по одной из пластин.

г

пластины

Применяя уравнение Навье-Стокса было найдена формула, изменение давления Р между пластинами по длине:

Р.-Р.

п а

где: (Д. - кинематическая вязкость жидкости;

Р0 - давление жидкости в сечении х=0;

•х + Р„

(15)

га - давление жидкости в сечении х=а;

Ь - расстояние между пластинами.

Анализируя формулу (15), видим, что давление зависит не только от расстояния между пластинами, но и от скоростей движения пластин и пути прохождения между пластинами. Все это вызывает необратимые потери и приводит к передаче усилия через гидравлический корректор на защищаемый объект. Поэтому при проектировании гидравлического компенсатора, очень важную роль, играют воздушные подушки, которые предохраняют фундамент от передачи вибрации. Жесткость газовых подушек можно рассчитывать по формуле:

(.6)

н

где А - эффективная площадь пневмогидравлического компенсатора;

Рь - начальное давление газа;

Н - высота газовой подушки;

V - показатель адиабаты.

Исходя из аналитических рассуждений, была разработана методика инженерного расчета конструкции виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости.

В четвертой главе приведены результаты лабораторных и натурных испытаний виброизолирующих механизмов с пневмогидравличе-скими компенсаторами жесткости.

Подтверждено, что статическая характеристика виброизолирующего механизма в осях сила-перемещение имеет участок квазинулевой жесткости; в пределах размаха колебаний в начале и в конце имеются участки нелинейной силовой характеристики. По этим признакам теоретические и экспериментальные характеристики совпадают.

В лаборатории шума и вибрации НГАВТ были проведены стендовые испытания виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости. По результатам -испытаний был сделан вывод, что установка пневмогидравлического компенсатора жесткости позволяет снизить амплитуды виброускорений и перемещений, а также сместить резонансный пик основного упругого элемента в зону низких частот.

Лабораторные исследования виброизолирующей подвески с пневмогидравлическим компенсатором жесткости проводились на специальном стенде. Был сделан вывод, что снижение суммарной жесткости виброизолирующих механизмов с пневмогидравлическими компенсато-

рами позволяет уменьшить влияние податливости перекрытия машинного отделения на амплитуды виброускорений.

Судовые испытания виброзащитной подвески с пневмогидравличе-скими компенсаторами жесткости были проведены на дизель-генераторе т/х проект 428 и главном двигателе ЗД6 теплохода ОМ проект 780. Анализ полученных результатов показывает снижение уровней вибрации на фундаменте энергетической установки на 7... 14 Дб в диапазоне изменения нагрузки.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Анализ многочисленных исследований по вибрации судов позволил установить, что основными источниками колебаний являются энергетические установки, которые влияют на все формы колебаний корпуса судна.

2. Наиболее эффективными к установке в упругих подвесках судовых энергетических установок являются нелинейные виброизолирующие механизмы, в которых параллельно основным упругим элементам установлены специальные устройства, пневмогидравлические компенсаторы жесткости.

3. Разработан работоспособный виброизолирующий механизм с пневмогидравлическим компенсатором жесткости , позволяющий улучшить виброзащитные свойства упругих подвесок.

4. Показано, что посредством соответствующего подбора гидравлических параметров компенсирующего устройства можно получить любую желаемую силовую характеристику виброизолирующего механизма при этом не изменяя параметров основного упругого элемента.

5. На основе уравнений Навье-Стокса исследовано течение вязкой жидкости при дросселировании в узких каналах клапана гидравлического компенсатора и исследовано течение жидкости в корректоре. Установлены теоретическими исследованиями наиболее эффективные геометрические параметры клапана.

6.Анализ выражений полученного в результате решения нелинейного дифференциального уравнения движения, показал, что снижение суммарной жесткости механизма и уменьшение сил фения позволяют значительно улучшить виброзащитные свойства.

7. В результате лабораторных исследований одноосного виброизолирующего механизма с гидравлическим компенсатором жесткости и упругой подвески с такими устройствами установлено, что в резонансной зоне и в интервале частот 8...80 Гц, в которой лежат основные воз-

мущающие силы СЭУ, удалось снизить амплитуды перемещений и уровни виброускорений защищаемого объекта на 7... 14 дБ.

8. Полученные экспериментальные динамические характеристики с достаточной точностью совпадают с аналитическими. Разработанная конструкция обеспечивает стабильность вибрационных характеристик и снижение виброускорений на всем диапазоне изменения рабочих нагрузок по всем фиксированным частотам.

Основное содержание диссертации отражено в следующих публикациях:

1. Бурков С.Н., Глушков С.П. Определение энергии в пневмогид-равлической виброизолирующей опоре. //Сб. научн. тр. /Кинематика и динамика механизмов. - Новосибирск, НГАВТ. 1999 г. - С. 66-69.

2. Бурков С.Н., Глушков С.П., Барановский A.M. Исследование гидравлического корректора жесткости упругой подвески теплового двигателя //Сб. научн. тр. /Дизельные установки речных судов. - Новосибирск, НГАВТ, 1999 г. - С. 38-45.

3. Бурков С.Н. Синтез виброизолирующего механизма с пневмо-гидравлическим компенсатором жесткости. //Сб. научн. тр. /Вопросы безопастности речного судоходства. - Новосибирск, НГАВТ, 2000 г. -С. 35-43.

4. Бурков С.Н. Вынужденные колебания одноосного виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости. //Сб. научн. тр. /Вопросы безопастности речного судоходства. -Новосибирск, НГАВТ, 2000 г. - С. 18-23.

Подписано в печать 8.11.2000 с оригинал-макета. Бумага офсетная ЛЬ 1, формат 60x841/16, печать офсетная. Усл. печ. Л. 1,0, тираж 120 экз., заказ №268. Лицензия Л9 №021257 от 27.11.97. Новосибирская государственная академия водного транспорта (НГАВТ),630099,г. Новосибирск, ул.Щетинкина, 33. Отпечатано в отделе оформления.

ВВЕДЕНИЕ.

ГЛАВА 1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ОБОСНОВАНИЕ ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ.

1.1. Влияние шума и вибрации на организм человека.

1.2. Методы исследования вибраций и шума на судах речного флота.

1.3. СЭУ- повышенный источник вибрации на судне.

1.4. Традиционная виброзащита на судах.

1.5. Традиционные средства виброизоляции и перспектива их развития.

1.6. Низкочастотные колебания ДВС и проблемы виброизоляции.

1.7. Выводы по главе, постановка цели и задачи.

ГЛАВА 2. АНАЛИТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ВИБРОИЗОЛИРУЮЩЕГО МЕХАНИЗМА С ПНЕВМОГИДРАВЛИЧЕСКИМ КОМПЕНСАТОРОМ ЖЕСТКОСТИ.

2.1. Синтез виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости.

2.2. Вынужденные колебания виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости.

2.3. Выводы по второй главе.

ГЛАВА 3. СИНТЕЗ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ВИБРОИЗОЛИРУЮЩЕГО МЕХАНИЗМА.

3.1. Исследование течения реальной жидкости в канале клапана.

3.2. Оценка потерь энергии при неустановившемся режиме движения вязкой жидкости при дросселировании через зазор клапана.

3.3. Выбор эффективного зазора клапана и анализ полученного гидродинамического решения.

3.4. Аналитическое исследование турбулентного течения в канале клапана виброизолирующего механизма.

3.5. Исследование течения реальной жидкости в корпусе пневмогидравлического корректора жесткости.

3.6. Проектирование и расчет одноосного виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости.

3.7. Выводы по третьему разделу.

ГЛАВА 4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ВИБРОИЗОЛИРУЮЩЕГО МЕХАНИЗМА С ПНЕВМОГИДРАВЛИЧЕСКИМ КОМПЕНСАТОРОМ ЖЕСТКОСТИ.

4.1. Исследование силовой характеристики виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости.

4.2. Стендовые испытания виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости.

4.3.Лабораторные исследования упругой подвески с компенсаторами жесткости.

4.4. Судовые испытания виброизолирующей подвески с пневмогидравлическими компенсаторами жесткости.

4.5. Результаты исследований, выводы.

Вибрация и удары сопровождают работу многих современных машин и механизмов, снижая их надежность и долговечность. Непрерывное повышение энерговооруженности современных судов привело к увеличению шума и вибрации не только в машинных отделениях, но и в жилых, служебных и общественных помещениях. Интенсивный шум и вибрация ухудшают условия труда и отдыха экипажа, они не только вредно действуют на организм человека, но из-за плохой слышимости сигналов или приказаний могут быть косвенной причиной аварии отдельных механизмов и судна в целом. Вполне естественно, что борьба с шумом и вибрацией, имеющая целью улучшение обитаемости судов, приобрела за последнее время первостепенное значение.

Введение «Санитарных норм вибрации на морских, речных и озерных судах» поставило новые проблемы по улучшению санитарно-гигиенических условий труда экипажей и внедрению современных средств техники безопасности, так как на большинстве эксплуатирующихся судов речного флота уровни вибрации превышают допустимые значения.

Следовательно, разработка виброизолирующих подвесок судовых энергетических установок, строящихся и находящихся в эксплуатации теплоходов в настоящее время является одной из актуальных проблем.

Ускорение научно-технического прогресса связано с созданием принципиально новых виброизолирующих механизмов, совершенствованием методов их расчета при сложных динамических режимах нагружения. Способы виброизоляции энергетического оборудования судов с компенсаторами жесткости, как динамические, так и переменной структуры, представляют собой новое, эффективное, прогрессивное в проблеме виброзащиты судна и использование этих методов позволяет снижать как уровни вибрации самих энергетических машин, так и уровни вибраций, передаваемых на фундамент.

На защиту выносятся следующие положения:

- конструкция виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости;

- результаты аналитических исследований виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости;

- результаты лабораторных и натурных испытаний виброизоляторов с пневмогидравлическим компенсатором жесткости.

3.7. Выводы по третьему разделу

Аналитическими исследованиями, проведенными над проточной частью гидравлического компенсатора жесткости, установлено:

- из анализа гидродинамического решения заключаем что при дросселировании жидкости через зазор клапана виброизолирующего механизма с гидравлическим компенсатором жесткости затраты энергии будут вполне удовлетворительными, а гидравлические шумы будут незначительными;

- из гидродинамического решения следует, что воздушные подушки в компенсаторе - необходимый элемент корректора, который предохраняет основание от передачи вибрации;

- разработана методика проектирования и расчета одноосного виброизолирующего механизма с гидравлическим компенсатором жесткости.

ГЛАВА 4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ВИБРОИЗОЛИРУЮЩЕГО МЕХАНИЗМА С ПНЕВМОГИДРАВЛИЧЕСКИМ КОМПЕНСАТОРОМ ЖЕСТКОСТИ

4.1. Исследование силовой характеристики виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости

Стремление к улучшению показателей СЭУ приводит к увеличению скоростей, повышению энергонапряженности, усложнению рабочих процессов и конструктивных схем СЭУ, к применению легких и тонкостенных конструктивных элементов. Вследствие этого усложняется характер вибрации, о чем свидетельствует значительная доля вибрационных дефектов. Борьба с вибрацией становится неотъемлемым условием обеспечения высокого качества СЭУ. Она ведется на этапах проектирования, доводки, серийного производства и эксплуатации установки. Борьба с вибрацией требует умелого сочетания расчетных и экспериментальных методов. Сложность вибрационных явлений предопределяет доминирующее положение эксперимента. Постановка вибрационного эксперимента и оценка его результатов представляют собой сложную исследовательскую задачу.

Зависимость приложенной к виброизолирующему механизму силы от его осадки получается при медленном нагружении и одновременной регистрации указанных параметров. Цель работы заключалась в исследовании силовой характеристики виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости и сравнении экспериментальных результатов с теоретическими. Корпус пневмогидравлического компенсатора (рис. 4.1) полностью идентичен корпусу стандартного виброизолятора АКСС. Компенсатор рассчитан в соответствии с методикой, изложенной в третьей главе (см. приложение).

Рис. 4.1. Пневмогидравлический компенсатор жесткости

Исследуемая установка состоит из основного упругого элемента; пружины, внутри которой, соосно с ней, установлен гидравлический компенсатор (рис. 4.2).

Рис. 4.2. Принципиальная схема исследуемого виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости.

Подача масла в компенсатор проводится по латуннной трубе длиной 1,2 м с наружным диаметром 12 мм и толщиной стенки 0,8 мм. Давление создавалось насосом объемного действия НШ-10, приводимого от асинхронного двигателя

AOJI-2-11-4 с частотой вращения 1350 м"1 и мощностью 0,6 кВт. Паспортная производительность насоса равна 900 л/час. Система замыкалась через расходный бак емкостью 2,5 л. Всего в системе было приблизительно 3 л масла.

Основной упругий элемент виброизолирующего механизма имеет следующие параметры:

- коэффициент жесткости 1,25 • 104 н/м;

- логарифмический декремент 0,07;

- частота собственных колебаний 5,6 Гц.

Пневмогидравлический компенсатор имеет коэффициент жесткости (отрицательный) равный 1,0 • 104 н/м.

Оборудование и измерительные приборы состоят из пресса, датчика силы, тензоусилителя, самописца, источника питания, соединительных кабелей. Принципиальная схема представлена на рис. 4.3. Пресс обеспечивал следующие параметры:

- наибольший ход стола 50 мм;

- подача стола на один оборот маховика 40 мкм. м )} г )>,} J })>, s ,)} } > ; j > S J s )' > t I r If

Рис. 4.3. Принципиальная схема установки

Датчик силы выполнен в виде двух полуколец с тензорезисторами, наклеенных с внешней стороны одного из колец и с внутренней стороны другого полукольца. Такая схема наклейки обеспечивает чувствительность только к осевой силе. Для исключения влияния собственной деформации датчика на показания прибора его жесткость должна быть значительно больше, чем у виброизолятора. В процессе испытаний определились следующие параметры измерительной системы:

- наибольшая измеряемая сила 1000 Н;

- жесткость конструкции датчика в направлении силы 2,5 МН/м.

В системе, для преобразования сигнала датчика, использовался усилитель ЗАНЧ-7М. Регистрация сигнала датчика проводилась быстродействующим самопишущим прибором Н338-2. Измерительный канал тарировался массами, подвешенными на датчик, и показал хорошую линейность.

Методика эксперимента предусматривала многократное нагружение и разгрузку виброизолятора при амплитуде перемещений стола пресса

2.2,5)Ак. Нагружение виброизолятора проводилось ступенчатым смещением стола по 40 мкм. После каждой ступени следовала остановка для получения метки на метке самописца. Характерный вид записи силы приведен на рис. 4.4.

ДРтах=Дтах/Цр = 33/0,15 « 200 Н АУ = 50z = 50-12 = 600 мкм

Рис. 4.4. Первичная запись усиления виброизолятора

Обработка результатов измерений позволяет построить характеристику виброизолирующего механизма в осях «сила-перемещение» (рис. 4.5). Статическая характеристика имеет участок квазинулевой жесткости. В начале и в конце этого участка имеются участки нелинейной силовой характеристики. По этим признакам теоретическая и экспериментальная силовые характеристики совпадают.

Рис. 4.5. Статическая характеристика виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости

4.2. Стендовые испытания виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости

Определение эффективности и работоспособности виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости проводилось на специальной установке, включающей испытуемый виброизолятор, систему его питания, систему нагружения, устройство регулирования амплитуды вибрации, источник вибрации, измерительно-регистрирующую аппаратуру.

Целью испытаний являлось: измерение вибрации на опоре и оценки влияния коэффициента жесткости компенсирующего устройства на виброзащитные свойства механизма.

Устройство регулирования амплитуды вибрации выполнено в виде пролетной балки длиной два метра, концы которой опирались на столы вибростендов (вибростенды конструкции завода «Электроагрегат» применялись ранее для испытаний электроаппаратуры на вибропрочность). Один вибростенд использовался как неподвижная опора. Масса каждого вибростенда составляла 250 кг. Оба стенда установлены на бетонные основания на резиновые прокладки толщиной 10 мм. Конструкция стенда обеспечивала высокую статическую жесткость до частоты 80 Гц.

Рис. 4.6. Установка для измерения вибрации на виброизолирующем механизме с пневмогидравлическим компенсатором жесткости

Использованные стенды имели две фиксированные частоты колебаний 20 и 30 Гц и амплитуду колебаний, которая по результатам измерений равнялась 0,8 мм. Сочетание этих параметров давало уровень виброускорения на столе 90 и 97 ДБ соответственно.

Система питания гидравлического компенсатора сохранилась из предыдущих исследований. Установка для измерения вибрации на механизме изображена на рис. 4.6.

Рис. 4.7. Принципиальная схема установки для измерения вибрации на виброизолирующем механизме с пневмогидравлическим компенсатором жесткости.

Принципиальная схема установки для измерения вибрации на механизме с пнвмогидравлическим компенсатором жесткости приведена на рис. 4.7. На защищаемой и вибрирующей сторонах виброизолятора (см. рис. 4.7, точки 1 и Г) приклеивались с помощью воска акселерометры абсолютных виброперемещений и ускорений. Электрические сигналы, пропорциональные виброперемещениям и виброускорениям, подавались на задающий шкаф электродинамического вибростенда ВЭДС-1500 (рис. 4.8).

Стенды серии ВЭДС-1500 (рис. 4.8) имеют одинаковые задающие и регистрирующие приборы, позволяющие регистрировать виброускорение, виброскорость и виброперемещение на частотах от 4 Гц до 40 кГц. з

Рис.4.8. ВЭДС-1500.

Эффективность и работоспособность механизма можно определить через коэффициент виброизоляции, равный отношению амплитуды силы на основа-кии к амплитуде возмущающей силы:

KF =

96 л/l + 4п2со2 /X4 д/О-со2/^2)2 + 4п2со2/Л4

Собственная частота колебаний массы на неподвижной опоре определится по формуле: m

Соответствующая собственная частота равна 1,6 Гц.

В области частот, далекой от резонанса, трение слабо влияет на коэффициент виброизоляции и в эксперименте не учитывалось. Коэффициент виброизоляции равен:

Кр = —Ц- = —1— = 0,00285 X2 1,62

В процессе измерений по неизвестной причине возникают флуктации показаний приборов, но среднее значение сохраняется. В результате измерений получены осредненные значения виброускорений (табл. 4.1).

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Анализ многочисленных исследований по вибрации судов позволил установить, что основными источниками колебаний являются энергетические установки, которые влияют на все формы колебаний корпуса судна.

2. Наиболее эффективными к установке в упругих подвесках судовых энергетических установок являются нелинейные виброизолирующие механизмы, в которых параллельно основным упругим элементам установлены специальные устройства, пневмогидравлические компенсаторы жесткости.

3.Разработан виброизолирующий механизм с пневмогидравлическим компенсатором жесткости, позволяющий улучшить виброзащитные свойства упругих подвесок.

4. Показано, что посредством соответствующего подбора гидравлических параметров компенсирующего устройства можно получить любую желаемую силовую характеристику виброизолирующего механизма при этом не изменяя параметров основного упругого элемента.

5. На основе уравнений Навье-Стокса исследовано течение вязкой жидкости при дросселировании в узких каналах клапана пневмогидравлического компенсатора и исследовано течение жидкости в корректоре. Установлены теоретическими исследованиями наиболее эффективные геометрические параметры клапана.

6 .Анализ выражений полученного в результате решения нелинейного дифференциального уравнения движения, показал, что снижение суммарной жесткости механизма и уменьшение сил трения позволяют значительно улучшить виброзащитные свойства.

7. В результате лабораторных исследований одноосного виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости и упругой подвески с такими устройствами установлено, что в резонансной зоне и в интервале частот 8.80 Гц, в которой лежат основные возмущающие силы СЭУ, удалось снизить амплитуды перемещений и уровни виброускорений защищаемого объекта. На 7. 14 ДБ.

8. Полученные экспериментальные динамические характеристики с достаточной точностью совпадают с аналитическими. Разработанная конструкция обеспечивает стабильность вибрационных характеристик и снижение виброускорений на всем диапазоне изменения рабочих нагрузок по всем фиксированным частотам.

112

1. Абрамович С.Ф., Крючков Ю.С. Динамическая прочность судового оборудования. Л.: Судостроение, 1984. - 511 с.

2. Алабужев П.М., Мигиренко Г.С., Хон В.Ф. и др. Монография. Виброзащитные системы с квазинулевой жесткостью. Л.: Машиностроение. 1986. -152 с.

3. Альишуль А.Д., Кисилев П.Г. Гидравлика и аэродинамика. М.: Издательство литературы по строительству, 1965. - 270 с.

4. Алексеев В.В., Болотин Ф.Ф., Кортын Г.Д. Демпфирование крутильных колебаний в судовых валопроводах. Л: «Судостроение», 1973. - 278 с.

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

6. Андронов А.А., Витт А.А., Хайкин С.Э. Теория колебаний. М: государственное издательство физико-математической литературы, 1959. 915 с.

7. А.с. 1113604 СССР, МКИ Е 21 с 19/00. Компенсатор жесткости /А.К.Зуев,

8. Ковырзин В.П. № 3642990/25-28; Заявлено 30.06.83; Опубл. 15.09.84, Бюлл. № 34. - 3 с.

9. А.с. 600027. Судовой фундамент. /В.Н.Евсеев, В.Ю.Кирпичников, В.В.Савенко и др. Опубл. в Б.И. № 12, 1978. - 3 с.

10. А.с. 662424. Судовой виброизолирующий фундамент. /Н.Г.Котельников,

11. Г.Н.Мазанов, Л.Д.Рудаков и др. Опубл. в Б.И. № 18, 1979. - 3 с.

12. А.с. 1386042. Нелинейный корректор жесткости. /А.К.Зуев, С.П.Глушков,

13. В.Ю.Гросс, А.М.Барановский. Опубл. в Б.И. № 18, 1989. - 4 с.

14. Бабаев Н.Н., Лентяков В.Т. Некоторые вопросы общей вибрации судов.

15. Л.: Судостроение, 1961. 308 с.

16. Барановский A.M., Глушков С.П. Устройство для виброизоляции машин.

17. Патент РФ № 2082907 С1. Опубл. в Бюлл. № 18, 1997. - 2 с.

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

19. Барановский A.M. Теоретические основы эффективной виброизоляции на судах.: Диссертация на соискание ученой степени доктора техн. наук, -Новосибирск 2000. - 316 с.

20. Барановский A.M. Объемные корректоры виброизолирующих подвесок судовых ДВС.: Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук, Новосибирск - 1988. - 185 с.

21. Бабаев Н.Н., Лентяков В.Г. Некоторые вопросы общей вибрации судов.

22. Л: государственное союзное издательство судостроительной промышленности, 1961. 307 с.

23. Будак Б.М., Самарский А.А., Тихонов А.Н. Сборник задач по математической физике. М: государственное издательство технико-теоретической литературы, 1956. - 682 с.

24. Бурков С.Н., Глушков С.П. Определение энергии в пневмогидравлическойвиброизолирующей опоре. //Сб. научн. тр. /Кинематика и динамика механизмов. Новосибирск, НГАВТ. 1999 г. - с. 66-69.

25. Бурков С.Н., Глушков С.П. Исследование гидравлического корректора жесткости упругой подвески теплового двигателя //Сб. научн. тр. /Дизельные установки речных судов. Новосибирск, НГАВТ, 1999 г. - с. 38-45.

26. Ботно А.Е., Галь А.Ф., Гуров А.П. и др. Пассивная и активная виброзащитасудовых механизмов. Л.: Судостроение, 1987. - 176 с.

27. Бородицкий А.С., Спиридонов В.М. Снижение структурного шума в судовых помещениях. Л.: Судостроение, 1974. - 220 с.

28. Борьба с шумом на производстве: Справочник /Е.Я.Юдин, Л.А.Борисов, И.В.Горенштейн и др.; Под общ. ред. Е.Я.Юдина М.: Машиностроение, 1985.-400 е., ил.

29. Бэтчелор Дж. Введение в динамику жидкости. М.: Мир, 1973. - 758 с.

30. Великсон Д.М., Белькевич В.М. Монтаж и эксплуатация амортизирующихкреплений механизмов //Произв. техн. сб. /РСФСР МРФ. Вып. 69. -1968.-с. 40-45.

31. Вибрации в технике: Справочник. В 6-ти т. /под ред. В.Н.Челомея М.:1. Машиностроение, 1984.

32. Вибрация энергетических машин: Справочное пособие /Под ред. Н.В.Григорьева. JL: Машиностроение, 1974. - 464 с.

33. Гаврилов М.Н., Захаров В.К. Защита от ума и вибрации на судах. М.:1. Транспорт, 1979. 120 с.

34. Ганиев Р.Ф., Кононенко В.О. Колебания твердых тел. М.: Наука, 1976.432 с.

35. Георгиади А.Г. и др. К теории нелинейных колебаний твердого тела с упругими связями квазинулевой жесткости //Проблемы динамики механических систем: Межвуз сб. научн. тр. /НЭТИ. Новосибирск 1985. - с. 94105.

36. Глушков С.П. Виброизолирующие подвески с компенсаторами жесткостидля тепловых двигателей: Автореф. дисс. докт. техн. наук. Барнаул, 1999.-40 с.

37. Глушков С.П. Испытание упругой подвески дизель-генератора. Снижение вибрации на речных судах: Сб. науч. тр. /НИИВТ. Новосибирск: НИИВТ, 1986. -с. 95-102.

38. Глушков С.П. Виброизоляция тепловых двигателей. Новосибирск, НГАВТ, 1999.-215 с.

39. Глушков С.П., Барановский A.M. Гидравлический корректор жесткости.

40. Снижение вибрации на судах: Сб. науч. тр. /НИИВТ, Новосибирск: НИИВТ, 1991.-с. 17-23.

41. Глушков С.П., Гросс В.Ю. Сниженгие вибрации, передаваемой корпусусудна судовыми энергетическими установками. Сб. науч. тр. /НИИВТ, -Новосибирск: НИИВТ, 1986. - с.77-85.

42. Гритчин А.А. К исследованию упругих систем с регулируемой жесткостью. //Труды /НИИВТ.: 1983. Вып. 163.-е. 37-41.

43. Гритчин А.А., Степанов П. Т. Разработка и исследование упругого корректора отрицательной жесткости с симметричной силовой характеристикой.- В кн. Управляемые механические системы. Иркутск, 1977. - с. 57-62.

44. Гросс В.Ю. Аналитическое исследование виброизоляторов для судовых двигателей. Снижение вибрации на речных судах: Сб. науч. тр. /НИИВТ, - Новосибирск: НИИВТ, 1986. - с. 12-18.

45. Гросс В.Ю. Эффективный метод виброизоляции судовых ДВС: Автореф.дисс. канд. техн. наук. J1.: 1987. - 23 с.

46. Гурвич Д.Л., Френкель Н.З. Гидравлика. М.-Л.: ГЭИ, 1940. 356 с.

47. Гутер Р.С., Овчинский Б.В. Элементы численного анализа и математической обработки результатов опыта. М.: Наука, 1970. - 230 с.

48. Гуляяев В.И., Баженов В.А., Попов С.Л. Прикладные задачи теории нелинейных колебаний механических систем. М.: «Высшая школа», 1989. -382 с.

49. Давыдов В.В., Маттес Н.В. Динамические расчеты прочности судовых конструкций. Л.: Судостроение, 1974. - 336 с.

50. Двигатели внутреннего сгорания: Системы поршневых и комбинированных двигателей: Учебник для вузов (Под ред. А.С.Орлина, М.Г.Круглова.- 3-е изд., перераб и доп. М.: Машиностроение, 1985. - 456 с.

51. Дейли Дж., Харлемак Д. Механика жидкости. М.: «Энергия», 1971. -480с.

52. Диментберг Ф.М., Шаталов К.Т., Гусаров А.А. Колебания машин. М: Машиностроение, 1964. - 302 с.

53. Ден-Гартог Дж. Механические колебания. М.: Физматгиз, 1960. - 580 с.

54. Елисеев С.В. Структурная теория виброзащитных систем. Новосибирск:1. Наука, 1982.- 144 с.

55. Ельник А.Г., Антомошкин А.Ю. Защита судового оборудования от ударови вибрации с помощью спиральных тросовых виброизоляторов //Судостроение за рубежом. 1986. - № 2. - с. 15-25.

56. Ельник А.Г., Гервидз В.А. Эффективность виброизолированных кают «плавающего» типа. Техническая эксплуатация морского флота: Труды ЦНИИМФ. Вып. 171.-Л.: Транспорт, 1973. - с. 55-62.

57. Зинченко В.И., Ельник А.Г. Некоторые средства виброизоляции на современных судах. //Судостроение за рубежом. 1975. - № 1. - с. 64-74.

58. Зинченко В.И., Марков В.И. О нормировании инфразвука на судах. Судовые энергетические установки и оборудование: Сб. тр. /ЦНИИМФ. -Л.: Транспорт, 1984.-е. 88-97.

59. Зинченко В.И., Захаров В.К. Снижение шума на судах. Л.: «Судостроение», 1968.- 139 с.

60. Зелькин Г.Г. Нестационарные течения в местных сопротивлениях. -Минск: «Высшая школа», 1981. 140 с.

61. Зубов В.И. Теория колебаний. М.: «Высшая школа», 1979. - 399 с.

62. Зубов В.И. Колебания в нелинейных и управляемых системах. Л.: государственное союзное издательство судостроительной промышленности, 1962.-630 с.

63. Зуев А.К. Вынужденные колебания маятника с одной степенью свободы.

64. Дизельные энергетические установки речных судов: Сб. науч. тр. /НГАВТ. Новосибирск: НГАВТ, 1999. - с. 71-72.

65. Зуев А.К. Безрезонансные виброизолирующие механизмы для судовых машин, механизмов и приборов. Снижение вибрации на речных судах: Сб. науч. тр. /НИИВТ. Новосибирск: НИИВТ, 1986. - с. 5-11.

66. Зуев А.К. Вибрации машин и пути их виброизоляции. -Труды НИИВТ,вып. 163. Новосибирск, 1983. - с. 6-18.

67. Зуев А.К. О возможностях нелинейных виброзащитных подвесок машиндля скалывания льда. Труды НИИВТ, Вып. 135. - Новосибирск: НИИВТ 1978.-е. 32-35.

68. Зуев А.К. Основные положения теории виброизоляции произвольных пространственных колебаний. Снижение вибрации на судах: Сб. науч. тр. /НИИВТ. - Новосибирск: НИИВТ, 1991. - с. 4-17.

69. Зуев А.К. Основы теории виброизоляции. //Тезисы докладов на Ш всесоюзном симпозиуме «Влияние вибраций на организм человека и проблемы виброзащиты»: Методы и средства виброзащиты человека. М.: Наука, 1977.-с. 189-192.

70. Зуев А.К. Результаты исследования перестраивающихся виброизолирующих опор судовой силовой установки. Динамика судовых механизмов и систем с упругими звеньями Сб. науч. тр. /НИИВТ. - Новосибирск: НИИВТ, 1987, с. 4-10.

71. Зуев А.К. Синтез виброизолирующих подвесок судового энергетическогооборудования.: Автореферат дисс. докт. техн. наук. С-Петербург. -1995.-38 с.

72. Зуев А.К. Теория виброизоляции. Виброизоляция механизмов и машин:

73. Сб. научн. тр. /НИИВТ. Новосибирск: НИИВТ, 1984. - с. 14-23.

74. Зуев А.К., Барановский A.M. Виброзащита низкочастотных колебаний машин /Третья всесоюзная научно-техническая конференция «Вибрация и вибродиагностика. Проблемы стандартизации». Н.-Новгород, 1991. - с. 135-136.

75. Зуев А.К., Гросс В.Ю. Некоторые вопросы теории виброизоляции. Вопросы автоматизации производственных процессов с использованием силовых импульсных систем: Межвуз. сб. научн. тр./НЭТИ Новосибирск, 1984.-с. 68-75.

76. Зуев А.К., Гросс В.Ю., Глушков С.П. Использование виброизолирующихмеханизмов. //Речной транспорт. 1987. - № 4. - с. 26-27.

77. Зуев А.К., Четверкин В.А. Исследование математических моделей перестраивающихся виброизолирующих механизмов (ПВИМ) второго поколения с помощью ЭВМ. Снижение вибраций машин: Сб. научн. тр. /НГАВТ. - Новосибирск: НГАВТ, 1994. - с. 73-87.

78. Шорин Ю.И. Виброметрия. М.: ГНТИ машиностроительной литературы.1963.-772 с.

79. Ивович В.А. Виброизолированные системы с нелинейными характеристиками. В кн.: Справочник по динамике сооружений. - М., 1972. - с. 417442.

80. Ивович В.А., Иванов Г.В. Собственные колебания виброизролированнойсистемы квазинулевой жесткости с предварительным поджатием. //Реферат. Сборник: Сейсмостойкое строительство, 1975, вып. 7. с. 1014.

81. Ивович В.А., Иванов Г.В. Собственные колебания виброизолированной системы с жесткостью, близкой к нулевой, в некотором диапазоне перемещений. «Машиноведение, АН СССР», 1976, № 1. - с.

82. Э. Камке. Справочник по обыкновенным дифференциальным уравнениям.

83. М. «Наука» главная редакция физико-математической литературы, -1976.-с. 580.

84. Карась В.З., Черняховский Э.Р. Влияние жесткости амортизаторов дизельгенераторов на их виброхарактеристики. //Рыбное хозяйство. 1975. - № 7, с. 22-24.

85. Карпова Н.И. Вибрация и нервная система,- JI.: Медицина, 1976. 167 с.

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

87. Клюкин И.И., Колесников А.Е. Акустические измерения в судостроении.2.е изд., стер. Л.: Судостроение, 1968. - 404 с.

88. Коловский М.З. К теории виброзащитных систем. Машиноведение, 1971,4, с.21-27.

89. Коловский М.З. Нелинейная теория виброзащитных систем. М.: Наука,1966. 317 с:

90. Крылов А.Н. Вибрация судов. Л.: ОНТИ, 1936. - 442 с.

91. Кин Н. Тонг. Теория механических колебаний. М.: Государственное научно-техническое издательство машиностроительной литературы, 1963. -350 с.

92. Кузьмин П.А. Малые колебания и устойчивость движения. М.: «Наука»,1973.-210 с.

93. Кузнецов Д.С. Гидродинамика. JI: Гидрометеорологическое издательство, 1951.-390 с.

94. Кутателадзе С.С. и Старикович М.А. Гидравлика газо-жидкостных систем.-M.-J1: Государственное энергетическое издательство, 1958. 235 с.

95. Ландау Д.Л., Лифшиц Е.М. Гидродинамика. Т. VI. М: «Наука», 1986.730 с.

96. Латышенков A.M., Лобачев В.Г. Гидравлика. М: государственное издательство по строительству и архитектуре, 1956. 410 с.

97. Лойцянский Л.Г. Механика жидкости и газа. М.: Наука, 1973. - 847 с.

98. Лойцянский Л.Г., Лурье А.И. Курс теоретической механики: В 2-х томах,

99. Т.1. Статика и кинематика. 8-е изд., перераб. и доп. М.: Наука, 1982. -352 с.

100. Мигиренко Г.С., Георгиади А.Г., Гернер И.И. К теории пространственныхвиброзащитных систем квазинулевой жесткости. /Колебания. Удар. Защита. Новосибирск, НЭТИ. - 1984. - с. 4-13.

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

102. Никитин Г.А. О некоторых особенностях течения жидкости через зазорымикронных размеров. Гидропривод и автоматика в машиностроении: Сб. тр. ВНИИГидропривод. - М.: Машиностроение. - 1966. - с. 126-137.

103. Общая вибрация и ее влияние на организм человека. /И.Ю. Борщевский,

104. М.Д. Емельянов, А.А. Корешков и др. М.: Медгиз, 1964. - 156 с.

105. Пановко Я.Г. Введение в теорию механических колебаний. М.: «Наука»,1971.-233 с.

106. Пановко Я.Г., Губанова И.И. Устойчивость и колебания упругих систем.1. М.: «Наука», 1967.-418 с.

107. Пивен И.Д., Беспалов A.JI., Жихарев В.А. Приборы для испытания прочности и вибрации судов. Регистрирующая и тензометрическая аппаратура (Справочное пособие). Л.: Судостроение, 1967. - 195 с.

108. Пружины сжатия и растяжения 1 класса. Параметры. ГОСТ 13768—68.

109. Прокофьев К.А., Самсонов Ю.А., Чернов С.К. Вибрация деталей судовыхтурбоагрегатов. Т.1. Л.: Судпромгиз, 1961. - 545 с.

110. Российский Речной Регистр. Правила (в 3-х т.). Т.1. М.: Marine Engineerig1. Servici, 1995.-329 с.

111. Стандартные нормы вибрации на морских, речных и оезрных судах. М.:1. Минздрав СССР, 1973.

112. Сахаров А.Б. Эффективность виброизоляторов дизелей. //Речной транспорт. 1981. -№ 8. - с. 35-37.

113. Седов Л.И. Плоские задачи гидродинамики и аэродинамики. М.: «Наука», 1980. - 449 с.

114. Сидоренко М.К. Виброметрия газотурбинных двигателей. М.: Машиностроение, 1973. - 224 с.

115. Скобцов Е.А., Изотов А.Д., Тузов Л.В. Методы снижения вибраций и шума дизелей. Л. - М.: МАШГИЗ, 1962. - 191 с.

116. Стрелков С.П. Введение в теорию колебаний. М.: «Наука», 1964. - 437 с.

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

118. Чернов С., Капитанаки Ю. Снижение низкочастотной вибрации амортизированных двигателей //Речной транспорт. 1989. - № 11.-е. 34-35.

119. Хронин Д.В. Теория и расчет колебаний в двигателях летательных аппаратов. М.: Машиностроение, 1970. - 412 с.

120. Яблонский А.А., Корейко С.С. Курс теории колебаний. М.: «Высшая школа», 1966. - 255 с.