автореферат диссертации по кораблестроению, 05.08.05, диссертация на тему:Теоретические основы эффективной виброизоляции на судах

На правах рукописи

Барановский Александр Михайлович

ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ЭФФЕКТИВНОЙ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ НА СУДАХ

05.08.05 - Судовые энергетические установки и их элементы (главные и вспомогательные)

Автореферат диссертации на соискание учёной степени доктора технических наук

Новосибирск - 2000

Работа выполнена в Новосибирской государственной академии водного транспорта

Научные консультанты:

д. т. н., профессор Лебедев Олег Николаевич д. т. н., профессор Зуев Анатолий Кузьмич

Официальные оппоненты:

д. т. н., профессор Половинкин Валерий Николаевич д. т. н., профессор Шеромов Лев Александрович д. т. н., профессор Стахановский Борис Николаевич

Ведущее предприятие - ОАО "Барнаултрансмаш"

Защита состоится _2000 года в 12 часов на

заседании диссертационного совета Д 116.05.03 при Новосибирской государственной академии водного транспорта по адресу: г. Новосибирск, ул. Щетинкина, 33, ауд. 111.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке НГАВТ Автореферат разослан "

/2 »

A 200Q г.

Учёный секретарь диссертационного совета ^^^"ВГ-Ф. Тонышев

1. ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Вибрация машин, в частности главного судового двигателя, стоит в ряду наиболее активных отрицательных технических воздействий на речных судах. В настоящее время вопросы снижения вибрации занимают определённое место в науке и практике судостроения. Большое внимание уделяется системам снижения вибрации на стадии проектирования, постройки и эксплуатации судна. Тем не менее, на 80 % судов вибрация превышает установленные нормы.

Наиболее эффективным методом защиты корпуса судна от вибрации является изоляция источника вибрации. Этот метод реализован на судовых электростанциях и даёт хороший результат. Виброизоляция главных двигателей эффективна только в области высоких частот. На низких частотах вибрации судовые двигатели не могут быть достаточно изолированы от корпуса судна, поскольку невозможно уменьшить жёсткость опоры до необходимого уровня. Это препятствие принципиальное, и обойти его на основе традиционных виброизоляторов невозможно. Необходимы виброизоляторы с жёсткостью, зависящей от частоты колебаний, что позволит сохранить положение двигателя относительно корпуса при медленном изменении нагрузки и одновременно изолировать корпус от вибрации.

В настоящее время нет обоснованных предложений по конструкции и расчёту эффективных систем виброизоляции главных двигателей, что делает актуальным исследование в данной области.

Цель работы. Провести теоретические и экспериментальные исследования и на этой основе разработать принципы эффективной изоляции корпуса судна от вибрации главных двигателей. Задачи исследования:

1. Выполнить анализ известных систем судовой виброизоляции с целью определения их эффективности, принципиальных ограничений и основных конструктивных проблем.

2. Выбрать оптимальную структуру, принцип действия и рациональные критерии предельной эффективности и работоспособности виброизолирующей системы.

3. Разработать математические модели функционирования системы низкочастотной виброизоляции судовых двигателей.

4. Провести экспериментальные исследования теоретических моделей.

5. Разработать инженерные методы расчёта эффективных виброизолирующих систем.

Методика исследования. Основные вопросы функционирования виброзащитной системы исследовались тремя независимыми методами: аналитическим, численным и экспериментальным. В аналитических иссле-

дованиях использовались математические модели и основные закономерности движения твёрдых тел, жидкостей и газов. Численные методы использовались там, где аналитическое исследование полной модели было неоправданно сложным. Проверка численных методик состояла в решении простых задач с известными результатами. Экспериментальное направление исследований опиралось на стандартные методики, а также на оригинальные методики автора. В экспериментах использовалось оборудование и приборы, поверенные в установленном порядке.

Научная новизна работы состоит в разработке принципов эффективной виброизоляции главного судового двигателя; в построении модели виброизоляции при условии глубокого изменения нагрузки; в получении обоснованных системных и конструктивных решений. В частности, для эффективной виброизоляции необходимо использовать последовательное сочетание пневматического изолирующего элемента и гидравлической стабилизирующей системы.

Рассмотрен ряд вопросов, которые, по мнению автора, определяют проблему виброзащиты как локальную задачу конструирования эффективной опоры, поскольку вибрация двигателя слабо зависит от усилий виброизоляторов. Это ставит на второй план традиционные вопросы механики пространственных колебаний твёрдого тела.

Отличие известной активной виброзащиты от предлагаемой системы состоит в последовательном соединении пассивной изолирующей опоры и активного стабилизирующего устройства. Жёсткость пассивной части выбирается по критерию эффективности, а не по критерию допустимых смещений. В этом случае основные проблемы устойчивости и быстродействия активных систем успешно решаются. Установлены принципы построения пневмогид-равлических виброизоляторов с жёсткостью, зависящей от частоты колебаний. Разработана методика расчёта параметров динамически устойчивой системы стабилизации.

На основе уравнений гидромеханики решена задача динамики вязкой жидкости в каналах управляющих устройств. Разработана модель развития вынужденных колебаний жидкости в каналах опоры и методы их контроля. Рассмотрено влияние кавитации, вызываемой колебаниями твёрдых границ в управляющих устройствах.

Предложены энергетические критерии потери устойчивости ламинарного потока, согласно которым критическая скорость жидкости зависит от абсолютных размеров канала. Данный подход согласует теоретические и экспериментальные значения критической скорости в узких каналах.

Практическая ценность работы. Предложена методика расчёта основных параметров высокоэффективных виброизолирующих систем для судовых двигателей. Разработаны схемы использования энергетических ре-

сурсов двигателя для поддержания параметров опоры. Дана практическая методика оценки допустимой скорости изменения нагрузки на опору. Разработана методика анализа пространственной вибрации дизеля для произвольных параметров восстанавливающей силы. Предложена оценка эффективности виброизолирующей и стабилизирующей части опоры. Введены в практику проектирования эффективные компьютерные программы для расчёта виброизолирующих подвесок. На уровне технических проектов разработаны конструкции пневмогидравлических опор различного назначения и грузоподъёмности.

Реализация работы. Результаты исследований реализованы на ряде отечественных предприятий. Некоторые положения диссертации использованы при проектировании виброизолирующей подвески главного двигателя речного теплохода пр. 81470 Новосибирского филиала ЦТКБ МРФ. Виброизолирован дизель-генератор К-958м теплохода ОТА-928 (ЗСРП).

Некоторые результаты диссертации использованы в серии виброизолированных кресел оператора СПК "Ракета" в Западно-Сибирском речном пароходстве. Разработан и передан заказчику проект пневмогидравлической подвески дизель-генератора с двигателем 8423/30 для плавучего крана Новосибирского речного порта. Предложенные методики использованы для проектирования виброизолирующей подвески дизель-генератора с двигателем 3415/18 в КБ ОАО Барнаултрансмаш. Реализованы виброзащитные устройства для инерционных грохотов ГИСЛ-62, ГИСЛ-82 на Центральной обогатительной фабрике "Кузбасская" в г. Междуреченске и на угольном разрезе "Нерюнгринский" АО Якуту го ль. Разработана подвеска испытательного вибростенда для ОАО "Элеетроагрегат" в г. Новосибирске.

В процессе подготовки диссертации её результаты предлагались ряду предприятий, в т.ч. Волжскому автозаводу для повышения плавности хода автомобилей типа ВАЗ-2108, Одесскому машиностроительному заводу для виброизоляции дизеля Д21 Al, Свердловскому С КБ для виброизоляции приборного отсека массой 50 кг.

Материалы диссертации широко используются в учебном процессе Новосибирской государственной академии водного транспорта.

Апробация работы. Результаты исследований докладывались на следующих конференциях.

1. Всесоюзная научно-техническая конференция "Борьба с шумами и вибрацией", Ленинград, 19-22 ноября, 1991 г.

2. Третья Всесоюзная научно-техническая конференция "Вибрация и вибродиагностика. Проблемы стандартизации", Нижний Новгород, 1991 г.

3. Экспонент Сибирской ярмарки, Новосибирск, 1992 г.

4. Международная конференция по борьбе с шумом и вибрацией "NOISE-93", Санкт-Петербург, 31 мая - 3 июня 1993 г.

5. Научно-технический конкурс "50 лучших научных работ г. Новосибирска", Новосибирск, 1994 г.

6. Ганноверская научно-техническая выставка-ярмарка, г. Ганновер, 1994 г.

7. . Сибирская конференция по прикладной и индустриальной математике

памяти Л.В. Канторовича, Новосибирск, 1994 г.

8. Третья межбассейновая научно-практическая конференция, г. Усть-Кут, 1995 г.

9. Второй Сибирский Конгресс по Прикладной и Индустриальной Математике (1МРММ-96), Новосибирск, 1996 г.

10. Третий сибирский конгресс по прикладной и индустриальной математике (1ЫРИМ-98), памяти С.Л. Соболева, Новосибирск, 22-28 июня 1998 г.

11. Четвёртая Всероссийская научно-практическая конференция "Новое в экологии и безопасности жизнедеятельности", Санкт-Петербург, 16-18 июня, 1999 г.

12. Экспонент Сибирской ярмарки, Новосибирск, 1999 г.

13. Третий Корейско-Российский международный симпозиум "К01Ш5-99Н, Новосибирск, 1999 г.

Публикации. По результатам исследований опубликовано 43 работы, в

т. ч. два патента РФ и шесть авторских свидетельства на изобретение.

Объём работы. Основное содержание диссертации изложено на 250

стр., иллюстрировано 129 рисунками и 8 приложениями. Список литературы

содержит 196 наименований.

2. СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Введение содержит анализ проблемы повышения эффективности виброизоляции судовых двигателей в связи с ростом их вибрационной активности. Во введении поставлены задачи теоретических и практических исследований.

В первой главе рассмотрена проблема виброизоляции на судах как закономерный результат ускорения технического прогресса. Сочетание стального корпуса, дизеля, гребного винта и традиционной архитектуры судна создаёт предпосылки появления вибрации на большинстве судов. Особенность речного судна состоит в ограничении осадки и других размерений из-за малой глубины большинства судоходных путей, что приводит к возрастанию относительной энерговооружённости судна и усилению вибрации.

Рассмотрены вопросы ограничения вибраций по медицинским и техническим нормам. Показано, что нормы допустимой вибрации превышают уровень комфорта во всех судовых помещениях за исключением медицинских.

Автором доказано, что резиновые и стальные виброизоляторы принципиально непригодны для низкочастотной виброзащиты судового двигателя по двум причинам: большая статическая просадка и большие размеры упругого элемента. Получено выражение коэффициента виброизоляции Кв

Кв=-±—г (1)

1 <» -Н-а

Е-В

где ю - утловая частота вынужденных колебаний;

[о] - расчётное напряжение в материале упругого элемента; а - характерный размер упругого элемента; Е - модуль упругости материала; £ - ускорение свободного падения.

Из выражения (1) следует, что применяемые на судах виброизоляторы главных двигателей эффективны на частотах свыше 63 Гц.

Современные средства понижения жёсткости основных упругих элементов основаны на применении корректоров. Сочетание корректора и линейного упругого элемента образует виброизолятор нулевой жёсткости. Анализ работоспособности механических корректоров выявил ограничения по амплитуде колебаний. Установлено, что коэффициент поглощения виброизолятора нулевой жёсткости определяется зависимостью

где

Ф = 32-Г/А, (2)

Г - плечо сил трения качения в механизме корректора; А - амплитуда колебаний массы.

Современные материалы по прочности и жёсткости не обеспечивают необходимую работоспособность корректора, который на амплитудах судовой вибрации становится неэффективным.

По мнению автора, единственным направлением исследований в области защиты судна от вибрации является повышение эффективности виброизолирующих опор за счёт глубокого снижения жёсткости. '

Вторая глава рассматривает модели передачи вибрации в пневмогид-равлических опорах на основе деления механических движений на быстрые и медленные по признаку частоты. Стандартные частоты судовой вибрации ограничены диапазоном 1,4 - 90,0 Гц. Механическое воздействие на фундамент предлагается считать изменением нагрузки, если его частота ниже средней частоты первой октавы (2 Гц), и вибрацией, если частота ниже средней частоты последней октавы (63 Гц).

Схема пневматической части опоры (рис. 1) содержит призматическую полость 1, закрытую с одного основания стенкой 2, а с другого - эластичным уплотнением 3, которое опирается на фундамент 4 и поддерживает двигатель. Отверстие 5 в корпусе предназначено для подачи газа, который своим давлением Р уравновешивает внешнюю нагрузку О. Общая жёсткость опоры зависит от жесткости газа и уплотнения и равна их сумме.

На основе уравнения Пуассона для адиабатного сжатия идеального газа получим собственную частоту колебаний двигателя, установленного на пневматической опоре

Ю,=^ = 0>59.1Г0-5, (3)

где от* - собственная частота, Гц;

& - ускорение свободного падения; у - показатель адиабаты, у = 1,4; Н - высота столба газа в опоре.

Расчёты показывают, что для эффективной виброизоляции судового двигателя достаточно иметь высоту опоры в пределах 3-5 см.

Специальные требования к активным системам виброизоляции при работе на судах связаны с типом источника энергии для опоры. Предлагается питать опоры газом из цилиндра и жидкостью от системы смазки дизеля, что возможно при давлении в опоре, меньшем чем в системе смазки. Давление газа в цилиндре определяется фазой рабочего процесса и может быть выбрано в пределах 0,1 - 5,0 МПа. Система смазки двигателя всегда может быть использована для питания опоры за счёт резерва производительности насоса на номинальной частоте вращения. Подача среднего насоса в системе смазки равна 3,8 л/с при давлении 0,51 МПа, что позволяет питать опоры жидкостью и газом при давлении 0,2 - 0,4 МПа.

Действие гидравлической части опоры (рис. 2) должно проявляться только как стабилизирующее. Это выполняется на низких частотах, когда силы инерции в каналах становятся несущественными и жидкость успевает отслеживать изменение нагрузки. Нижняя граница частотного диапазона разделяет два типа механического движения: медленные и быстрые. До границы 2 Гц свойства виброизолятора определяются статической характеристикой, которая получается из уравнения неразрывности. Запишем уравнение неразрывности для расходов через входную, выходную трубу и дроссель

(Рс (Рз 2(Р-Р3)-(Ь0 -Ь)3

128-Ь, 128 1п(г/г0)

где Рс - давление питания опоры;

Р - давление в полости опоры;

с!] - диаметр входного трубопровода;

- длина входного трубопровода; Р3 - давление в начале выходного трубопровода; Ра - атмосферное давление; с!3 - диаметр выходного трубопровода; Ь3 - длина выходного трубопровода; 110 - средний зазор дросселя;

Ь - отклонение от среднего зазора; г - внешний радиус дросселя; г0 - внутренний радиус дросселя.

Выразим приложенный к опоре вес в, через площадь опоры А, давление на входе в опору и атмосферное давление

Рой?

1п(г/гс) 128Ь3'

+ 128РаЬг

0 = А ^ Г , \ -— • (5)

1п(г/г0) +128Ь3

1281.!+а?

|,2.(1,0-Ь)3

4

/

Зависимость усилия опоры от зазора дросселя, построенная по уравнению (5), отличается от статической характеристики линейного упругого элемента тем, что не проходит через начало координат.

Для оптимизации системы стабилизации определим статическую жёсткость опоры как производную от веса на опоре по смещению дросселя Ь.

<Ю <Ш

уплотнениеч Рис. 2. Схема питания опоры жидкостью злр0а,41п(г/г0)_

' 1п(г/гр)

)

^(Ьо-Ь)3

Рой?

- А —

1п(г/г0) 128Ь3

2(ь0-ь)3 а34

+ 128РаЬ]

128Ь,

1п(г/Го)- + 128Ьз

_Х(14 Ь.(г/г») 3

? (Ьо - Ь)4 г

и(ь0-ь)3

л4 ))

(б)

Далее в работе исследовано влияние всех параметров на жёсткость и предложены оптимальные значения диаметров трубопроводов и зазора дросселя. Исследования показали, что статическая жёсткость опоры может быть сопоставимой, а при необходимости, в несколько раз большей, чем у традиционных виброизоляторов.

Динамическая модель опоры рассмотрена для анализа быстрых движений в диапазоне частот вибрации. Совместное уравнение динамики массы жидкости в зазоре и выходной трубе дросселя

«За (р-

ра -р.

У2

аг

р-(ь2 -Бз +Ь3 -Бг)

уз)-§2 -Бз + а2у п-т-Ь2 8з(Ь2 -Ь3)

Л

2 (Б3Ь2+82Ь3)

(7)

где Ру2 - вязкое сопротивление зазора;

Руз - вязкое сопротивление выходной трубы;

Б2 - площадь сечения зазора;

83 - площадь сечения выходной трубы;

у - проекция смещения двигателя на активную ось опоры;

р - плотность жидкости.

Исследование динамических свойств опоры с помощью численного интегрирования проводилось в октавных полосах частот вибрации. В области параметров опоры, согласованной со средней моделью судового двигателя, получена картина зависимости жёсткости опоры от частоты колебаний (рис.3).

Рис. 3. Зависимость жёсткости опоры от частоты колебаний и радиуса дросселя: г = 5 см-1; г = 4 см-2; г = 3 см -3; г = 2 см-4, г = 1см-5.

Полученные графики показывают резкое снижение жёсткости опоры при увеличении частоты колебаний, чего никогда не наблюдается в линейных подвесках. Это качество является ценным для решения задач виброизоляции.

Важным вопросом проектирования виброизолирующей опоры является быстродействие, которое определяется допустимой скоростью приложения нагрузки. Для вычисления допустимой скорости приложения нагрузки предположим, что реакция опоры обусловлена давлением газа, который сжимается в процессе нарастания нагрузки поступающей жидкостью и уравновешивает

нагрузку. Дифференцируя давление в опоре по времени и умножая его на площадь опоры, получим допустимую скорость изменения нагрузки в виде

G = 0,0109-Р;

Wn

7id4t P0-Pj 128 ' ц-L!

0,4

W07rd4A(P0-Pi)

ML,

Kd4t P0-Pj 128 ' hLl

(8)

где P, - начальное давление в опоре;

W„ - средний объём газа в опоре; d - диаметр входного и выходного трубопровода; t - время от момента приложения нагрузки; ц - вязкость жидкости.

Скорость изменения нагрузки максимальна в момент t = О

г 0,0109Pjnd4A(Po — Р;) "max ~ , ...

(9)

Собственные частоты колебаний судовых двигателей существенно выше частот судовой вибрации, что позволяет использовать модель твёрдого тела для исследования виброзащитных свойств подвески. Уравнение динамики для дизеля, установленного на активной подвеске, имеет вид

+ = (10) где А, В, С - матрицы инерционных, демпфирующих и упругих коэффициентов;

Я, я, я - обобщённые координаты и производные;

. Ир; - сила давления газа в опоре 1.

Смещение точек крепления к дизелю виброизолирующих опор находится по теореме Эйлера о движении твёрдого тела

хм ~Я1 +Ч5 '7Л ~Чб 'У)' Уу| =Я2+Чб->Ч-Ч4-=Ч;

=ЧЗ+Ч4'У1 (11)

где х^ - проекция на ось х смещения точки крепления двигателя; уУт - то же для оси у;

- то же для оси 7.; х |, у | ? г | - координаты точки крепления опоры 1.

Приращение зазора дросселя опоры 1 равно сумме проекций смещения на активную ось опоры у ;

Ум = "я -«21 + У VI -Т21

(12)

где а о;, р 21, у 21 " направляющие косинусы осей опоры 1.

Осевое усилие опоры 1 даёт проекции на оси подвижной системы координат и создаёт моменты вокруг этих осей. Указанные проекции входят в правые части уравнений динамики массы дизеля. В соответствии с принятыми обозначениями силы давления газа в опорах равны

РР1 - А£Р;а2; ; ¥Р2 = А£Р;Р2; ; РРЗ = л£ Р;у2!;

Гр4

ГР5

¡=1 М

М=1 1=1 ' в Б

Ул=1 1=1

41=1 ¡=1

1-1

(13)

где б - количество опор в подвеске; Р ! - давление газа в опоре I.

Проведённое моделирование позволило получить обширный материал по колебаниям виброизолированного дизеля, установленного на высокоэффективной подвеске (рис. 4).

Диаграмма (рис. 5), обобщающая первичный материал, построена для шести координат в диапазоне частот вынуждающих сил.

».Е-4.Ч

175 3 571 2

Рис. 4. Осциллограммы шести обобщённых координат на номинальной частоте вращения

Рис. 5. Амплитуды колебаний двигателя по шести обобщённым координатам для пневмогидравлической (слева) и традиционной линейной подвески

Каждая тонка дизеля совершает пространственные колебания в ограниченной трёхмерной области. Вид этих траекторий (рис. 6) для виброизолированного двигателя зависит от частоты вынуждающих сил и моментов, от распределения масс и вида силовых характеристик виброизоляторов.

-2.Э9Е>4

-а.зве-*

ч1<чЭ> К-97

(-»(Р,)^/ ДБ Ь,(Р2)=67 ДБ Ь„(Рэ)=56 дБ

Рис. 6. Траектория центра масс дизеля при частоте вращения 927 мин"1

Общая картина вибрации дизеля может быть представлена в форме амплитудно-частотной характеристики (АЧХ). Рассмотрим продуктивный путь построения АЧХ. Будем трактовать аргумент периодической функции расширенно, а именно

г

ф = |к(0&. (14)

о

Пусть частота к = к(1) - линейная функция времени I. тогда к = а-1,

где а - постоянная скорость изменения частоты.

В этом случае аргументом периодической функции будет угол

1 * г

■ф = |к(1>Л = |аг-Л = а-

о о

Пусть имеем гармоническую функцию х с её производными

(15)

х = а-Бт(к1); х =а к-Сов^); х =-а к2 • 5т(|а). (17)

где а - амплитуда колебаний;

к - частота гармонического процесса.

Сумма квадратов перемещения и скорости даёт значение амплитуды, независящее от времени, но зависящее от частоты к

Амплитуда из суммы квадратов скорости и ускорения

4

-2 -2 к2 к4

Среднее арифметическое двух амплитуд а = —-— даёт качественную амплитудно-частотную характеристику (рис. 7, 8, 9).

Рис. 7. Амплитудно-частотные характеристики траверсных и верги-, кальных колебаний дизеля

Как видно из полученных характеристик, численное интегрирование даёт такие же собственные частоты, как при решении частотного уравнения двенадцатого порядка. В то же время, АЧХ содержат больше качественной информации. В целом следует отметить хорошее согласование классических и

численных методов и несомненное преимущество последних в информативности и полноте картины. Численные методы не имеют ограничений на вид силовой характеристики опоры.

резонансом на частоте 105,5 рад/с

•9<к>

Рис. 9. Амплитудно-частотные характеристики поворотных колебаний дизеля вокруг вертикальной и продольной оси

Построение АЧХ для активной системы виброизоляции требует пояснений. В линейной системе построение безразмерной АЧХ выполняется делением истинной амплитуды на равновесную. В активной системе виброизоляции невозможно сформулировать понятие жёсткости в общепринятом смысле

с = сИ7/с!х , поскольку амплитуда колебаний нелинейно зависит от амплитуды и частоты вынуждающей силы. В связи с этим, понятие жёсткости можно ввести условно, если принять жёсткость пневмогидравлической опоры, равной жёсткости газа при адиабатном сжатии.

установленного на активной подвеске

Для того, чтобы подчеркнуть различие между активной и линейной подвесками, на рис. 10 показаны АЧХ системы виброизоляции, в которой стабилизирующие усилия введены только в чётных обобщённых координатах. Из рисунка видно, что АЧХ стабилизированных координат выходят практически из нуля, а это возможно только для высокой жёсткости подвески на низких частотах.

Третья глава посвящена основным вопросам синтеза системы стабилизации двигателя относительно основания. Рассмотрено сопротивление управляющего дросселя при ламинарном и турбулентном режиме течения, а также местное сопротивление дросселя.

Исследовано стационарное течение несжимаемой вязкой жидкости между двумя близкими дисками. Для этого использованы уравнения Навье-Стокса в цилиндрической системе координат. Показано, что уравнения для азимутальной составляющей скорости тождественно равны нулю, а уравнения для радиальной и осевой скорости принимают вид

т дт р дт ^ г2 г2 5е /

О-ЛЩ. да,

р Э/.

ЭР

Из второго уравнения видно, что — = 0, т.е. давление является функ-

дг

цисй только одной координаты - радиуса г. Уравнение несжимаемости при-Э(гЧ) Л

нимает вид: -= 0; для постоянного зазора этот результат очевиден.

дт

Предположим, что эгаор скоростей в поперечном сечении имеет вид квадратичной параболы Пуазёйля, тогда, введя обозначение С = С)/(4яЬ), получим радиальную скорость жидкости в любой точке между дисками

С Ст.2

(21)

г г Ь2

где т. - расстояние по нормали к средней плоскости дросселя.

После подстановки этих выражений получим перепад давления в любой точке между дисками при установившемся ламинарном течении

Р-Рс=-2РС2

Г 1N

2 л___1_

2 2 \Го .Г ,

. ь2;

Л. (22)

Ь2 г0

Построение детальной модели турбулентного течения в зазоре дросселя осложняется нелинейным характером явления. Построение приближённой модели может быть сделано, если допустить, что отношение коэффициентов сопротивления трубы и дросселя при турбулентном режиме будет равно отношению этих коэффициентов при ламинарном режиме. Выделим коэффициент сопротивления X из зависимости перепада давления для дросселя, тогда формула примет стандартный вид

<23>

где X = ——--коэффициент сопротивления дросселя;

р-У-Ь

Ь = г - г0 - радиальная длина потока;

V - средняя скорость течения.

Задавая число Рейнольдса для плоской кольцевой щели, получим коэффициент сопротивления дросселя

Этот коэффициент вчетверо меньше, чем для круглой трубы и в соответствии с принятой гипотезой полагаем, что и при турбулентном режиме это отношение сохранится.

Расчёт местного сопротивления основан на законе сохранения энергии в форме уравнения Бернулли и определяется по формуле Вейсбаха

В тонких щелях золотников гидравлических систем коэффициент расхода к =0,56.

Характер зависимости местных потерь от параметров потока принципиально отличается от зависимости сопротивления для ламинарного потока. Два указанных вида потерь могут конкурировать в некоторой области параметров дросселя. Найдём размер щели дросселя, при котором сопротивление трения равно местным потерям

Анализ формулы (26) даёт значение Ь^ =50-100 мкм.

Пути снижения расхода рабочей жидкости рассмотрены на модели с ламинарным режимом течения. Предлагается изменить конструкцию клапана в сторону увеличения сопротивления следующим образом. Плоские упругие кольца соединяются в нескольких точках по окружности в шахматном поря»* ке. Пакет колец образует цилиндр с непроницаемой стенкой в сжатом состоянии и щелевой дроссель при увеличении расстояния между крайними кольцами.

Допустим, что расход жидкости С25 через щель переменной высоты г(х) пропорционален в каждой точке третьей степени высоты зазора, тогда

СИ 4таЬк где к - коэффициент расхода.

(25)

(26)

I

о

Сопротивление ячейки дросселя в сравнении с каналом постоянной высоты даёт отношение

ф = 0,2528. (28)

<3 .

Из выражения (28) видно, что в канале переменного сечения расход снижается вчетверо. Дальнейшее снижение расхода возможно, если разбить всё сечение дросселя на ячейки. Расход, через ячеистый дроссель, состоящий из п колец, равен

«Ь . да

2 К.

П р-1п-

Итак, клапан виброизолирующей опоры дизеля, выполненный в виде пакета щелевых дросселей, позволяет резко сократить расход рабочей жидкости и снимает верхнее ограничение на амплитуду колебаний.

Одним из вопросов синтеза проточной части является определение режима движения жидкости. Пусть течение на участке круглой бесконечной трубы имеет среднюю скорость V. Кинетическая энергия потока равна

(30)

8-р

где Яе = ^ р - число Рейнольдса;

|Д.

Ь - длина участка трубы;

Составим отношение энергии потока к площади поверхности трубы

а = . (31)

Введём критерий сохранения устойчивости потока в виде критической удельной энергии а й ст кр . Для воды результат близкий к реальности получается, если использовать в качестве критерия энергию поверхностного натяжения между водой и воздухом

Окр =0,073 Дж/м1. , (32)

Опираясь на это значение, получим критическое число Рейнольдса для течения воды в трубе диаметром с!

8-сги, -р-а

■ ■ (33>

Далее предложен второй возможный путь определения критического числа Рейнольдса. Допустим, что поток теряет устойчивость, когда градиент объемной удельной кинетической энергии по сечению становится больше некоторого значения

ёгааЕ>икр. (34)

Например, для воды и^ = 24 Дж/кг/м.

Найдём наибольший градиент, приравняв нулю производную градиента по радиусу потока

2л'7 - ^ Зг2 1 ^

1 ^ т тах

(1г

чя4 И2

о. (35)

Критическое значение числа Рейнольдса по второй гипотезе также зависит от плотности, размеров потока и вязкости

л/з-и^-р2^3

бц2

(36)

Два рассмотренных способа дают реальные значения Яе^ для узких

каналов и могут быть использованы в практических расчётах.

Учёт динамики жидкости в опоре необходим для исключения резонансных явлений путём удаления собственных и вынуждающих частот, либо за счёт высокого трения жидкости в трубе. Собственная частота X] малых колебаний жидкости как твердого тела во входной трубе

= I (37)

С учётом этого, критический диаметр входной трубы пневмогидравли-ческой опоры, обеспечивающий подавление резонансного пика, определится из условия

*кр

-1

(38)

Далее в работе рассмотрен численный алгоритм расчёта течения в круглом и плоском канале и выявлены количественные признаки перехода от согласованного движения слоёв к течениям с "обратными токами".

В работе рассмотрено гидромеханическое взаимодействие близких поверхностей, погруженных в жидкость, поскольку качество работы пневмо-гидравлической опоры зависит от необратимых потерь энергии при колебаниях.

Давление между двумя близкими соосными дисками, погруженными в жидкость и движущимися с постоянной скоростью Ь от начала координат вдоль оси г , определено через уравнения Навье-Стокса. Найдена осевая составляющая скорости жидкости между дисками

V, =

ЗЬ/ 2Ь

1 —

ЗЬ

(39)

Определено давление между дисками

Р =

3 Ьц..

2 Ь

, 2 ]_ го

ср ' ,п -

■ Г

.2 Л

(40)

где гф =

I г2 - т}

- радиус, на котором радиальная скорость равна нулю.

2-1п-

Сила взаимодействия дисков определена как интеграл от давления по площади поверхности дисков

Рг_ 3 Ьцтг

2 И

2 2 2 го ~г

Г -+

2

■+1

1п-

(41)

Путём численного интегрирования уравнения динамики рассмотрено влияние вязких сил управляющего дросселя на передачу вибрации и показано,

что достижение низкого уровня вязких сил (минус 100 дБ) возможно для зазоров дросселя, больших 160 мкм.

Зазор дросселя, при котором вязкие и упругие силы выравниваются, зависит от амплитуды колебаний у0, вязкой силы при единичной скорости и единичном зазоре к, угловой частоты колебаний « и жёсткости газа с в опоре

где 5 = 1 - норма вязких сил.

Исследовано явление кавитации между подвижными близкими поверхностями. Показано, что уменьшение зазора после появления кавитации приводит к снижению силы взаимодействия дисков. Возможно, это связано с асимметрией вязкой силы, которая при сближении противодействует движению, а при удалении дисков равна нулю из-за кавитации.

В четвёртой главе рассмотрены вопросы автоматического управления внброзащктной системой. Повышение эффективности систем виброзащиты возможно только в сочетании пассивной системы виброизоляции и активной системы стабилизации положения защищаемого объекта (рис. 11) По мнению автора, традиционное определение активной виброизоляции как системы, компенсирующей переменное усилие на фундаменте, не может быть основой для синтеза судовой низкочастотной виброзащиты В частности, традиционное определение подразумевает наличие некоторой массы, не связанной с дизелем'и корпусом судна. По-видимому, на низких частотах такая масса была бы слишком большой.

Принцип работы пассивной части системы заключается в отстройке от частот вынуждающих сил в заданном высокочастотном диапазоне. Активная стабилизирующая часп> системы отслеживает внешнюю низкочастотную нагрузку и вырабатывает компенсирующее усилие. Такая система выходит за рамки традиционного определения, но считается активной виброзащитной системой по признаку потребления энергии.

Простейшим критерием эффективности виброизоляции является коэффициент передачи силы

(42)

(43)

где - амплитуда силы, приложенной к основанию;

Р0 - амплитуда вынуждающей силы.

о. р

I

Рис. 11. Схема системы стабилизации положения дизеля относительно корпуса судна

По аналогии с коэффициентом передачи, предлагается критерий эффективности стабилизации

У с»

где

К8=-Уо

у05 - стабилизированное отклонение защищаемой массы; у0 - равновесное отклонение массы на газовой опоре.

(44)

На основе уравнения динамики управляемой системы рассмотрены различные алгоритмы управления и показано, что управление по выбранной координате стабилизирует её (и все другие более высокого порядка) вблизи нулевого значения. Рассмотрены нелинейные законы управления и на примере внезапного приложения нагрузки установлено, что кубическая зависимость управляющего сигнала уменьшает время переходных процессов.

Автоматическая система виброизоляции (рис. 12), должна быть динамически устойчивой в определённой области параметров.

Уравнения динамики массы и кинематики жидкости в системе виброизоляции (рис. 12)

ш

а2у

<К'

Ь-2. + су = су, -в; ш

А*

<*У\ _С?1-С?2 Л А

где ш - масса;

Ь - коэффициент вязкого трения; с - коэффициент жёсткости; в - сила веса.

ii1

т 11

2° /f/s/s

Q^ const -Ог

Рис. 12. Автоматическая виброизолирующая система

Исследована устойчивость движения в первом приближении в соответствии с теоремой А.М. Ляпунова, т.е. по корням характеристического уравнения

шг3 +Ьг2 +сг+ 3Q20 с = 0, (46)

2Ah0

где Q2o - среднее значение расхода жидкости через опору.

Области устойчивости (рис. 13), построенные по формуле, могут быть использованы для выбора коэффициента демпфирования в зависимости от основных параметров системы.

Рассмотренный ранее аналитический подход неоправданно усложняется в нелинейных системах. В связи с этим предлагается численное интегрирование уравнений динамики массы, установленной на активной подвеске. Такое исследование проведено для одноосной модели и для полной модели с шестью степенями свободы.

В заключение отмечается, что в общей области параметров аналитическое и численное решение дают близкий результат и дополняют друг друга.

Исследование эффективности виброзащиты проведено для линейных подвесок высокой жёсткости, низкой жёсткости и для активных подвесок, в которых жёсткость зависит от частоты колебаний (рис. 14, рис. 15).

V у сто&ня «

Нц даяойчи во

Усггкь йчоео

Неустоек «о 1

О.ОМ 0.01 0 015 А.

Ь. Нс/м

„-+ Ло.М

Ь, Н&м

о

Ус »ОЙ

' Н вуслюД

6 иоо У МО

Н во

Рис. 13. Области устойчивости для коэффициента демпфирования

ВнЁроиэоляция, дБ

зоо Частота, радЛ;

Рис. 14. Зависимость виброизоляции от частоты для активной подвески

Рис. 15. Зависимость перепада от частоты для активной подвески

В пятой главе рассмотрены результаты экспериментальных исследований автора, проведённые для отдельных элементов системы и для пневмо-гидравлических опор.

Гидравлические испытания управляемого дросселя по предложенной автором методике позволили провести моделирование работы управляющего дросселя в реальной области параметров. Дано описание экспериментальных стендов для проверки основных положений теории, рассмотренных ранее. Проведён статистический анализ результатов.

Методика экспериментальной проверки состояла в систематическом измерении просвета дросселя от нулевого значения, определённого при подаче масла, равной нулю. Эксперименты состояли из серий, в которых постоянной оставалась нагрузка, размеры дросселя и вязкость масла. Показания индикаторов и манометра снимались визуально. Данные обрабатывались по заранее разработанной методике. Общая картина испытаний отличается стабильностью показаний в сериях с одинаковой нагрузкой.

Анализ результатов, проведённый для различных гипотез сопротивления дросселя, показал, что для узких поясков клапана наиболее достоверна гипотеза о турбулентном режиме движения (рис. 16), а для широких поясков наиболее вероятен ламинарный или смешанный режим течения. Такая картина соответствует числу Рейнольдса не меньшему, чем Яс = 3,32. Режимы течения исследовались также на воде.

И, мкм

825^ Э. Н

Рис. 16. Зависимость зазора от нагрузки дня узких поясков дросселя (1 - измеренный зазор; 2 - зазор по гипотезе турбулентного течения; 3 - зазор по гипотезе ламинарного течения)

Передача вибрации через воздух исследовалась с целью проверки нерезонансной деформации газа в опоре на частотах судовой вибрации. Исследования, проведённые на разработанном автором стенде, показали, что, по крайней мере, до частоты 100 Гц газ в опоре деформируется как упругое линейное тело.

Исследована динамика газа в отверстии для оценки влияния смежных полостей на жёсткость опоры. На частоте 100 Гц отношение диаметра опоры к диаметру какого-либо отверстия должно быть более 20.

Статические испытания проводились на стандартных виброизоляторах АКСС-400и для отработки методики испытаний.

Исследование вынужденных колебаний виброизолированного дизеля проводилось в лабораторных условиях с целью определения эффективности подвески пониженной жёсткости. Показано, что снижение жёсткости опор благоприятно влияет на эффективность виброизоляции. Оригинальная методика регистрации колебаний дизель-генератора ТС1Л8051 с помощью тензо-метричсской системы позволила надёжно измерять колебания любой низкой частоты. Дано подробное описание оборудования и методики испытаний.

Исследованы свободные колебания агрегата методом сотрясений с регистрацией затухающих колебаний.

Стендовые испытания активного пневмогидравлического виброизолятора проводились на частоте 30 Гц на специальном стенде. Даётся описание

основных элементов установки, принципы их проектирования и методика проведения измерений.

В результате проведённых исследований установлено, что виброизоляция пневмогидравлической опоры составила 19 - 28 дБ по ускорению на частоте 30 Гц.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Вибрация судов является одним из нежелательных факторов, влияющих на качество труда экипажа, обитаемость помещений судов, прочность корпуса и долговечность судовых систем, связанных с дизелем.

2. Многочисленные исследования отечественных и зарубежных учёных, а также собственные исследования автора показали, что на большинстве современных речных судов вибрация превышает установленные санитарные нормы на 15- 20 дБ в октавных полосах 16, 32, 63 Гц. В различных судовых помещениях превышение норм практически одинаковое, несмотря на существенное различие в уровне вибрации.

3. Современные нормы допустимой вибрации ориентированы на существующий уровень техники и выполняют только контрольную роль в проектировании и эксплуатации судов. Нормы вибрации практически во всех помещениях речных судов не отвечают требованиям комфорта.

4. Основными источниками вибрации являются двигатель и движитель. Снизить виброактивность источников не представляется возможным, поскольку это несовместимо с их принципом действия.

5. Снижение вибрации на судах может быть достигнуто путём виброизоляции источника или защищаемого объекта, демпфированием колебаний и рациональным расположением помещений. Современные методы защиты судна от вибрации главных двигателей эффективны только для частот от 63 Гц и выше.

6. Установлено, что традиционные способы виброизоляции, основанные на применении резиновых и стальных упругих элементов, принципиально не обеспечивают низкочастотную защиту корпуса судна от вибрации главного двигателя.

7. Характеристики вибрации современных дизелей поддаются обобщению и показывают устойчивую зависимость уровня виброускорения от частоты колебаний. На основании этого исследования предложены модели среднего дизеля, средней опоры, средней системы смазки.

8. Наилучшим средством виброизоляции в судовых условиях является сжатый газ. Габарит газовой опоры не превышает габарит традиционного виброизолятора, но обеспечивает собственную частоту менее 4 Гц.

9. Жёсткость газовой опоры может быть увеличена в области низких частот до необходимого уровня за счёт применения автоматической гидравлической системы стабилизации.

10. Виброзащитная система, состоящая из газовой опоры низкой жёсткости и устройства автоматической стабилизации, не требует специального источника энергии и может использовать ресурсы дизеля.

11. Проведённые исследования показали существование областей динамической устойчивости системы управления в области параметров, совместимой с ресурсами дизеля.

12. Получены критерии потери устойчивости потока вязкой жидкости в узких каналах управляющего дросселя системы стабилизации.

13. На основе уравнений динамики жидкости исследованы зависимости сопротивления управляющего дросселя для ламинарного потока. Исследовано турбулентное течение в дросселе и местное сопротивление дросселя.

14. Разработанные компьютерные программы для расчёта колебаний дизеля позволяют получать картину движения любой точки дизеля для произвольной восстанавливающей и вынуждающей силы, в т.ч. для автоматических систем стабилизации положения дизеля.

15. Разработана оригинальная методика исследования колебаний виброизолированного дизеля на основе построения амплитудно-частотных характеристик с применением компьютерного моделирования.

16. Проведены экспериментальные исследования основных элементов пнев-могидравлической виброизолирующей опоры. Испытания дросселя в широких диапазонах давления и расхода показали адекватность теории и эксперимента для различных моделей течения.

17. Экспериментальные исследования передачи вибрации через воздух подтвердили гипотезу о нерезонансной деформации воздушного объёма в полости опоры до частот не менее 100 Гц.

18. Проведены статические испытания стандартных виброизоляторов типа АКСС с целью отработки методики измерения жёсткости.

19. Проведены стендовые испытания вынужденных колебаний виброизолированного дизеля на подвеске низкой жёсткости с использованием специальной тензометрической системы регистрации колебаний.

20. Исследование свободных колебаний дизеля на подвеске низкой жёсткости показали высокую эффективность виброизоляции.

21. В лабораторных условиях экспериментально определена работоспособность пневмогидравлической опоры на частоте 30 Гц.

22. Разработан ряд компьютерных программ для расчёта колебаний виброизолированного агрегата. Методические указания на основе этих программ нашли применение в проекте виброизоляции дизель-генератора с трехцилиндровым двигателем размерности 15/18 на ОАО "Барнаултрансмаш".

23. Разработана методика расчёта и проектирования пневмогидравлической системы виброизоляции от уровня технического задания до технического проекта. Ряд конструкций, разработанных по этой методике, предложен к применению на промышленных предприятиях, в т.ч. в Новосибирском речном порту, ОАО "Электроагрегат" в г. Новосибирске, ОАО "Барнаул-трансмаш". Алтайском моторном заводе.

3. ПУБЛИКАЦИИ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ

1. A.C. 1293407. Корректор жёсткости./ A.M. Барановский. - Опубл. в Б.И. № 8, 28.02.87. - 2 с.

2. A.C. 1320562. Корректор жёсткости / А.К. Зуев, A.M. Барановский. -Опубл. в Б.И. № 24, 30.06.87. - 2 с.

3. A.C. 1386042. Нелинейный корректор жесткости./ А.К. Зуев, С.П. Глуш-ков, В. Ю. Гросс, А.М. Барановский. - Опубл. в Б.И. № 18, 1989 - 4 с.

4. A.C. 1411216. Компенсатор жёсткости/ А. К. Зуев, В.Ю. Гросс, А. А Григчин, А. М. Барановский - Опубл. Б.И. № 27, 1988. - 3 с.

5. А. С.. 1532756. Корректор жёсткости. / А. К Зуев В. Я. Жуков, А. М. Барановский, В. Ю. Гросс. - Опубл. Б. И. № 48, 1989. - 4 с.

6. А. С. 1567821. Корректор жёсткости. / А. К. Зуев, А. М. Барановский. -Опубл. Б. И. № 20,1990. - 2 с.

7. Барановский AM. Виброзащитные свойства пневмогидравлической опоры судового двигателя. - Дизельные энергетические установки речных судов: Сб. науч. тр./НГАВТ - Новосибирск: НГАВТ, 1999. - С. 17-24.

8. Барановский A.M. Виброизолированное кресло судоводителя//ВНТК «Борьба с шумами и вибрацией». JI.: ЛОП ВНТО им. акад. АН. Крылова, 1991. С.118-121.

9. Барановский A.M. Давление в корректоре, вызванное движением границ./ Дизельные энергетические установки речных судов//Сб. научи.

. тр./НГАВТ. - Новосибирск: НГАВТ, 1988 - С. 67-70.

10. Барановский А.М. и др. Виброзащитное кресло оператора. - Снижение вибраций машин. Сб. науч. тр./НГАВТ. - Новосибирск: НГАВТ, 1994. - С. 57-61. ■

11. Барановский A.M. Виброизоляция дизелей речных судов. - Новосибирск: НГАВТ, 2000. - 176 с.

12. Барановский А.М. К расчёту упругой муфты судового валопровода. -Виброизоляция судовых силовых установок. Сб. науч. тр./НИИВТ. - Новосибирск: НИИВТ, 1985. - С. 19-25.

13. Барановский А. М. К расчёту параметров демонстрационной модели муфты нулевой жёсткости. - Вопросы виброизоляции судовых механизмов и машин. Сб. науч. тр./НИИВТ. - Новосибирск: НИИВТ, 1983. - С.51-56.

14. Барановский А.М. Оценка жесткости пневматической пружины. - Снижение вибрации машин: Сб. науч. тр./НГАВТ. -Новосибирск: НГАВТ, 1994 -С. 41-46.

15. Барановский. А.М. Переходные процессы при перестройке механизма соединительной муфты! -Динамика судовых механизмов и машин. Сб. науч. тр /НИИВТ. - Новосибирск: НИИВТ, 1985. - С.29-33.

16. Барановский А.М. Работоспособность корректоров жесткости. - Динамика судовых машин, механизмов и приборов: Сб. науч. тр. /НИИВТ. -Новосибирск: НИИВТ, 1988. - С. 4-11.

17. Барановский А.М. Синтез ножевого корректора. - Снижение вибрации на судах: Сб. науч. тр./НИИВТ. - Новосибирск, НИИВТ, 1991 - С. 59-62.

18. Барановский А.М. Статическое исследование виброизолирующей опоры. Сибирский научный вестник, Вып. 3, НГАВТ, РАЕН, Новосибирск, 1999, с. 56-67.

19. Барановский А.М. Судовой двигатель как объект виброизоляции. - Дизельные энергетические установки речных судов: Сб. науч. тр./ НГАВТ. -Новосибирск: НГАВТ, 1999.-С. 14-16.

20. Барановский А.М. Течение жидкости в элементе корректора жёсткости. -Дизельные энергетические установки речных судов: Сб. науч. тр./НГАВТ. - Новосибирск: НГАВТ, 1998.-с.67-70.

21. Барановский А.М. Устойчивость виброизоляторов. - Динамика судовых механизмов и систем с упругими звеньями: Сб. научн. тр. /НИИВТ. - Новосибирск: НИИВТ, 1987,-С. 11-14.

22. Барановский АМ. Частотная характеристика гидравлического корректора/Материалы третьей межбассейновой научно-практической конференции 1995 года в г. Усть-Куте. - НГАВТ, АООТ «Осетровский речной порт».

23. Барановский А.М., Глебов А.И., Басс Б.А Тензометрические весы для измерения составляющих произвольно ориентированной силы/ Межвуз. сб. научн. тр.: «Вопросы автоматизации производственных процессов с использованием силовых импульсных систем»,- Новосибирск: НЭТИ, 1984.

24. Барановский А.М., Гросс В.Ю. Динамические характеристики виброизолятора нулевой жесткости. - Снижение вибраций судовых энергетических установок: Сб. науч. тр./НИИВТ. - Новосибирск: НИИВТ, 1989. - С. 7176.

25. Барановский А.М., Гритчин A.A., Зуев А.К., Мигиренко Г.С., Якименко A.A. Виброзащитное кресло оператора. - Снижение вибраций машин. Сб. науч. тр./НГАВТ. - Новосибирск: НГАВТ, 1994. - С. 57-60.

26. Барановский А.М., Зуев А.К. Снижение вибраций, передаваемых вало-проводом судна. - Снижение вибраций на речных судах. Сб. науч. тр./НИИВТ. - Новосибирск: НИИВТ, 1986. -С. 19-22.

27. Барановский А.М., Зуев А.К., Лебедев О.Н. Предпосылки применения тонких слоев жидкости для виброизоляции судовых двигателей/Третий сибирский конгресс по прикладной и индустриальной математике (IN-PRIM-98): Ин-т математики. - Новосибирск, 22-27 июня 1998 г.

28. Барановский А.М., Лёзин Д.Л. Ленточно-спиральный корректор жёсткости. - Снижение вибраций машин. Сб. науч. тр./НГАВТ. - Новосибирск: НГАВТ, 1994. - С. 61-67.

29. Барановский А.М., Люфт A.B. Муфта нулевой жёсткости для теплохода ОТА-800. -Вопросы виброизоляции судовых механизмов и машин. Сб. науч. тр./НИИВТ. - Новосибирск: НИИВТ, 1983. - С.57-63.

30. Барановский А.М., Люфт A.B. Муфта нулевой жёсткости. Виброизоляция механизмов и машин. Сб. науч. тр./НИИВТ. - Новосибирск: НИИВТ, 1984. - С.57-63.

31. Глушков С.П., Барановский А.М. Гидравлический корректор жесткости. -Снижение вибрации на судах. Сб. науч. тр. /НИИВТ. - Новосибирск: НИИВТ, 1991.-С. 17-23.

32. Гросс В. Ю., Барановский А. М. Корректор жёсткости для нелинейных упругих элементов. - Снижение вибрации судовых энергетических установок. Сб. науч. тр. /НИИВТ. - Новосибирск: НИИВТЛ989. - С. 29-33.

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

34. Зуев А. К, Барановский А. М. Бартенев В. Н. Виброизолированное кресло судоводителя. - Речной транспорт, 1991, № 5.

35. Зуев А.К., Барановский А.М. Динамика перестройки виброизолятора первого поколения. - Снижение вибрации на судах: Сб. науч. тр. / НИИВТ. -Новосибирск: НИИВТ, 1991.-С. 54-59.

36. Зуев А.К., Мириевский В.К., Барановский А.М. Испытания подвесок дизель-генератора. Улучшение виброзащитных свойств упругих подвесок судовых энергетических установок. Сб. науч. тр./НГАВТ. - Новосибирск: НГАВТ, 1990. - С. 18-25.

37. Патент РФ № 2082907. Устройство для виброизоляции машин /А.М. Барановский, С.П. Глушков. - Опубл. Бюл. № 18, 27.06.97. -2 с.

38. Патент РФ (НЭТИ) по заявке № 93038392/28-038168. Виброизолирующая подвеска. А. М. Барановский, А. А. Гритчин, А. К. Зуев, Г. С. Миги-ренко, А А. Якименко. Приоритет 27.07.93.

39. Разработка рекомендаций по снижению вибраций на судах речного флота. Отчёт по НИР/НИИВТ, № ГР. 0187.009636, 1989, 44 с. (Отв. исполнитель Барановский А. М.)

40. Baranovsky A.M. Vibration control unit design/The third Russian-Korean International Symposium on Science and Technology "KORUS'99", June 22-25, 1999. Vol. 1, p.373.

41. Bondarchuk V.V., Baranovsky A.M. Vibration protect device with controlled stiffness/The third Russian-Korean International Symposium on Science and Technology "KORUS'99", June 22-25, 1999. Vol. 1, p.380.

42. Kroha Т., Glushkov S., Baranovsky A. Dynamic vibration control system /The third Russian-Korean International Symposium on Scicncc and Technology "KORUS'99", June 22-25, 1999. Vol. 1, p.407.

43. Zuev A., Rishko U., Baranovsky A. Influence of inertia forces on vibration control/The third Russian-Korean International Symposium on Science and Technology "KORUS'99",, June 22-25, 1999. Vol. 1, p.443.

Подписано в печать 29.03.2000

Бумага офсетная № 1. формат 60 х 84 1/16. печать офсетная Усл. печ. л. 2, тираж 100 экз., заказ № Ц1. Бесплатно.

Новосибирская государственная академия водного транспорта (НГАВТ) 630099, Новосибирск, 99, ул. Щетинкина, 33. Лицензия ЛР № 021257 от 27.11.97

Отпечатано в отделе оформления НГАВТ

ВВЕДЕНИЕ

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ВЫБОР НАПРАВЛЕНИЯ ИССЛЕДОВАНИЙ

1.1. Действие вибрации на судно и экипаж .„.

1.2. Основные источники вибрации на судне, их интенсивность и положение

1.3. Методы снижения вибрации на судах, их эффективность и область применения

1.4. Перспективы развития традиционных способов виброизоляции на судах

1.5. Применение корректоров жёсткости в подвесках двигателей

1.6. Выбор направления исследований

1.7. Выводы по первому разделу

2 . ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ АКТИВНОЙ

ВИБРОИЗОЛИРУЮЩЕЙ СИСТЕМЫ

2.1. Принцип действия виброизолиругадей системы .

2.2. Специальные требования к активным системам виброизоляции при работе на судах .„.

2.3. Статические силовые характеристики виброизоляторов

2.4. Динамические характеристики виброизоляторов

2.5. Быстродействие активной подвески

2.6. Моделирование колебаний двигателя как твёрдого тела .„.

2.7. Численное исследование колебаний опорных поверхностей дизеля

2.8. Построение амплитудно-частотных характеристик виброизолированного дизеля

2.9. Динамические характеристики активных пневматических виброизоляторов

2.10. Вывода по второму разделу

СИНТЕЗ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ЖТИВНОЙ ОПОРЫ

3.1. Сопротивление дросселя при ламинарном режиме течения .

3.2. Сопротивление дросселя при турбулентном режиме течения.

3.3. Местное сопротивление дросселя.„.

3.4. Повышение экономичности виброзащитной системы

3.5. Критерии устойчивости потока

3.6. Динамика жидкости в опоре

3.7. Численное моделирование ламинарных течений

3.8. Гидромеханическое взаимодействие близких поверхностей погруженных в жидкость

3.9. Передача вибрации через дроссель .„.„.„.

3.10. Учёт физических свойств жидкости, влияющих на передачу вибрации .„.„.„.

3.11. Выводы по третьему разделу

ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ЩЦРОМЕХМИЧЕСКИХ СИСТЕМ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ

4.1. Характеристики активных систем виброизоляции. Ограничения, связанные с видом закона управления .

4.2. Ограничения, связанные с динамической устойчивостью систем виброизоляции

4.3. Численное исследование устойчивости

4.4. Эффективность виброизоляции

4.5. Выводы по четвёртому разделу

5. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ВИБРОИЗОЛИРУШЩ

ПОДВЕСКИ

5.1. Гидравлические испытания управляемого дросселя .

5.2. Передача вибрации через воздух

5.3. Влияние утечек газа на передачу вибрации

5.4. Статические испытания виброизоляторов

5.5. Вынужденные колебания виброизолированного дизеля на мягкой подвеске

5.6. Стендовые испытания виброизоляторов

5.8. Выводы по пятому разделу

В ряду наиболее активных отрицательных воздействий стоит виброакустическая эмиссия машин, приборов и оборудования. Шум и вибрация машин приводят к повышению порога чувствительности и, как следствие, к сужению возможностей человека. Некоторые процессы, такие как интеллектуальные, психические и физиологические угнетаются под воздействием шума и вибрации, что приводит к устойчивым отклонениям от нормы и часто к явно выраженным заболеваниям системы кровообращения, пищеварения, зрения, осязания и др.

Известный в настоящее время механизм компенсации вредных воздействий окружающей среды состоит в изоляции человека от вибрации и шума. При этом происходит социальное расслоение общества на тех, кто работает в удобном и тихом помещении и тех, кто подвергается интенсивному виброакустическому воздействию. В будущем количество людей, согласных испытывать свой организм в таких условиях, снизится и для привлечения на эти рабочие места необходимо улучшать условия труда.

Наиболее тяжёлая ситуация в области защиты от вибрации имеет место на судах речного флота. Несмотря на то, что ситуация контролируется санитарными органами, существующие нормы лишь отражают реальное положение вещей, но не имеют стимулирующего значения для развития средств защиты. Нормы на вибрацию оборудования [57] и санитарные нормы имеют особую компромиссную структуру. Существует как бы несколько стандартов в одном. Например, санитарные нормы вибрации по предельным спектрам предусматривают различие предельной вибрации в 20 - 30 раз в зависимости от места измерения. Нормы вибрации средств автоматизации, радиосвязи и электрорадионавигации предусматривают различие в 6,5 - 31 раз в зависимости от частоты колебаний и места установки. Поскольку общество не осознало необходимость более строгого подхода, при котором появляется готовность финансировать расходы на виброзащиту, такие нормы закрепляют status quo в области вибрации на судах.

Между тем, существует достаточно далёкий рубеж в борьбе за снижение вибрации. Он условно определяется вибрационной активностью объекта защиты, в данном случае экипажа судна. Если ориентироваться на эти строгие медицинские требования, то появляется поле для теоретической и практической деятельности по проблеме защиты от вибрации.

В настоящее время вопросы снижения вибрации занимают определённое место в науке и практике судостроения. Все строящиеся и многие модернизируемые суда проходят проверку вибрационной и шумовой активности. Большое внимание уделяется системам снижения вибрации и шума. Кроме того, методы проектирования предусматривают существенное снижение вибрации уже на стадии технического задания. За счёт специального расположения помещений, рационального выбора конструкции корпуса и толщины листов обшивки удаётся существенно снизить шум и вибрацию. Особое место занимает изоляция источников вибрации от корпуса судна. Там, где удаётся изолировать двигатель заметно снижение высокочастотной вибрации и особенно шума. Эти мероприятия гарантируют устойчивое снижение шума и вибрации до уровня близкого к медицинским требованиям.

К сожалению, не все двигатели могут быть эффективно изолированы от корпуса судна. Главная проблема в том, что двигатель должен быть связан с корпусом для передачи рабочих усилий и, одновременно не связан с ним для изоляции от вибрации. Причём эта проблема настолько глубокая, что разрешить её путём компромисса на основе линейных виброизолирукзцих элементов невозможно. Необходимы виброизоляторы с особыми свойствами, позволяющими сохранить положение двигателя относительно корпуса и при этом не передавать вибрацию на/ корпус.

Подобные задачи часто встречаются и успешно решаются в технике. Основным фактором, влиякщим на динамические свойства любого объекта, является время. Эти свойства проявляются через собственные частоты колебаний. Например, гармонический осциллятор может быть использован как фильтр, поскольку при определённой частоте вынуждающей силы неограниченно наращивает амплитуду колебаний, а при других частотах амплитуда ограничена. Системы управления, поддерживающие или изменяющие в нужном направлении параметры управляемого объекта, также могут быть использованы как фильтр, поскольку их свойства зависят от времени, что проявляется в частотной зависимости от внешнего воздействия отдельных звеньев системы.

Главный судовой источник вибрации - дизель также можно рассматривать как объект, свойства которого зависят от частоты. Диапазон частот вибрации дизеля простирается от низких «механических» частот, вызываемых движением звеньев, до высоких звуковых частот, вызываемых упругими колебаниями конструкции. Практически весь диапазон частот колебаний дизеля попадает на зону чувствительности человека и некоторых приборов, что осложняет задачу виброизоляции. Эта проблема возникла в начале XX века в связи с появлением относительно быстроходных паровых машин на судах воен но-морского флота. Случаи сильной вибрации были нередки в период бурного развития флота, когда не было накоплено достаточно опыта по предотвращению колебаний корпуса. Исследования А.Н. Крылова в тот период показали, что причиной сильных вибраций был резонанс корпуса на вынуждающие силы парового двигателя. Никаких специальных мер в то время не применяли, но цена такого рода ошибок была высока потому, что двигатели работали на пониженных частотах вращения и использовались весьма неэффективно.

А» С тех пор накоплен большой опыт по предотвращению сильных низкочастотных резонансов, как со стороны проектирования корпуса, так и при выборе быстроходности двигателя. Но проблема виброизоляции со временем не потеряла остроты по двум коренным причинам. Во-первых, существует устойчивая связь между размерами корпуса судна и размерами двигателя. Эти два фактора развиваются параллельно, и удалить собственные частоты корпуса от вынуждающих частот двигателя очень сложно. Во-вторых, по отношению к вибрации действует универсальный закон Вебера-Фехнера, по которому ощущение пропорционально логарифму раздражения. Этот закон сглаживает эффект виброизоляции и делает мероприятия малозначимыми.

Цель данной работы - наметить пути совершенствования средств и методов борьбы с вибрацией корпуса судна, вызываемой дизелем. Для этого в работе рассмотрены существующие способы виброизоляции и исследованы их положительные и отрицательные свойства. Выбрано направление совершенствования систем виброизоляции и достигнутые на этом пути успехи. Проанализированы особенности судовой вибрации и сформулированы требования к системе виброизоляции судового двигателя. Исследованы базовые модели функционирования основных элементов виброизоляторов. Рассмотрены проблемы устойчивости работы системы на различных режимах. Предложена методика проектиро вания основных элементов виброизоляторов. Дано математическое описание явлений, происходящих при работе системы виброизоляции. Проведены экспериментальные исследования эффективности системы виброизоляции на основе пневмогидравлических опор.

На защиту выносится ряд теоретических и практических вопросов снижения вибрации судна: концепция высокоэффективной виброзащиты на судах, основанная на естественном подходе к проблеме виброизоляции; конструктивные и технологические принципы построения системы виброизоляции судового двигателя с весьма низким параметром жёсткости; принципы частотного разделения механических движений на быстрые и медленные за счёт использования двухфазной системы виброизоляции; гидравлическая система стабилизации положения двигателя с малой статической ошибкой, с низким потреблением энергии и высокой динамической устойчивостью; принципы интеграции стабилизирующей и защищающей частей системы в единый виброизолируоций элемент; конструктивные основы использования энергетических ресурсов дизеля для обеспечения системы виброизоляции; результаты экспериментальных исследований виброзащитных систем, их элементов и узлов.

5.7. Выводы по пятому разделу.

1. Разработана оригинальная методика измерения малых зазоров управляемого дросселя. Методика позволяет получить надёжные результаты в условиях, совпадающих по геометрическим, физическим и гидродинамическим параметрам с условиями в реальной опоре двигателя.

2. Гидравлические испытания основного элемента системы стабилизации показали адекватность теоретических и физических моделей течения в малых зазорах управляемого дросселя. Доказано, что использование узких поясков дросселя создаёт сопротивление, характерное для турбулентного потока во всём диапазоне подач системы стабилизации.

3. Исследование виброизолирук!Щ4х свойств газа, как основного элемента системы виброизоляции, показало, что до частоты 100 Гц газ в опоре деформируется так же как линейное упругое тело, жёсткость которого определяется уравнением Пуассона.

Разработана методика высокоточного тензометрирования параметров вибрации в низкочастотной области (от 0 до 150 Гц), недоступной стандартным средствам измерения. Методика позволяет регистрировать вынужденные колебания любой точки двигателя в реальном времени. В области частот, доступных стандартным приборам, разработанная система показала достаточную точность.

Стендовые испытания пневмогидравлического виброизолятора показали высокую эффективность предложенных технических решений. Последовательное соединение пассивной виброизо-лируетцей подвески низкой жёсткости и активной гидравлической системы стабилизации позволило получить виброизоляцию 19 - 28 дБ на средней частоте вибрации двигателя.

254

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Вибрация судов является одним из вредных факторов, влияющих на качество труда экипажа, на обитаемость помещений судов, на прочность и долговечность корпуса и судовых систем, связанных с дизелем.

2. Проведённые исследования показали, что на большинстве современных речных судов вибрация слабо зависит от расстояния до источника и превышает установленные санитарные нормы на 5 -15 дБ в полосах 16, 32, 63 Гц.

3. Современные нормы допустимой вибрации ориентированы на сущеI ствукщий уровень техники и выполняют только контрольную роль в проектировании и эксплуатации судов. Нормы вибрации практически во всех помещениях речных судов не отвечают требованиям комфорта, кроме медицинских помещений.

4. Основными источниками вибрации являются двигатель и движитель . Снизить виброактивность источников не представляется возможным, поскольку это несовместимо с их принципом действия. Установлено, что между размерами корпуса, двигателя и движителя существует определённое отношение, которое делает вибрацию судна неизбежной.

5. Основные методы снижения вибрации на судах включают виброизоляцию источника, виброизоляцию защищаемого объекта, демпфирование колебаний и рациональное проектирование. Современные методы виброзашиты эффективны только для частот 63 Гц и выше.

6. Установлено, что традиционные способы виброизоляции, основанные на применении резиновых и стальных упругих элементов, принципиально не обеспечивают низкочастотную защиту корпуса судна от вибрации и не имеют перспективы в этой области частот . Применение резинометаллических виброизоляторов нередко становится причиной повышенной вибрации корпуса в районе машинного отделения.

7. Основные проблемы эффективной виброизоляции судового двигателя заключаются в невозможности снижения жёсткости до необходимого уровня. Снижение жёсткости пассивных виброизоляторов приводит к резкому росту их размеров и к недопустимо большим статическим смещениям.

8. Характеристики вибрации современных дизелей поддаются обобщению и показывают устойчивую зависимость основных параметров вибрации от частоты колебаний. На основании этого исследования предложена модель среднего дизеля, модель средней опоры, модель средней системы смазки.

9. Доказано, что эффективным средством снижения жёсткости подвески является применение газовых опор. Габарит газовой опоры не превышает габарит традиционного виброизолятора, но обеспечивает собственную частоту менее 4 Гц.

10. Применение автоматической гидравлической системы стабилизации в сочетании с пассивной системой виброизоляции создаёт прин ципиально новое качество подвески - зависимость жёсткости от частоты. Доказано, что надлежащим выбором параметров можно снизить жёсткость виброизолятора для частот судовой вибрации в десятки раз, а для частот изменения нагрузки сохранить высокую жёсткость.

11. Виброзащитная система, состоящая из газовой опоры низкой жёсткости, и устройства автоматической стабилизации не требует специального источника энергии и может использовать ресурсы дизеля. Изолирующая часть системы питается газом из цилиндра дизеля; стабилизирующая часть использует ресурс системы смазки.

12. Проведённые исследования доказали существование областей динамической устойчивости системы управления. Давление и подача системы смазки дизеля и давление газа в цилиндре согласуются с параметрами динамической устойчивости.

13. Впервые получены физически обоснованные критерии потери устойчивости потока вязкой жидкости в узких каналах управляющего дросселя системы стабилизации. Доказано, что критическое число Рейнольдса зависит от абсолютных размеров потока.

14. На основе уравнений Навье-Стокса исследованы зависимости сопротивления управлявшего дросселя для ламинарного потока; методом аналогии исследовано сопротивление при турбулентном режиме и местное сопротивление дросселя. Определены критические размеры проточной части, влияющие на характер сопротивления.

15. Предложены эффективные способы экономии энергопотребления активной системой и способы увеличения допустимой амплитуды коле баний.

16. Разработанные компьютерные программы для расчёта колебаний дизеля позволяют получать картину движения любой точки дизеля для произвольной восстанавливающей и вынуждающей силы, в т.ч. для автоматических систем стабилизации положения дизеля.

17. Разработана оригинальная методика исследования колебаний виброизолированного дизеля на основе построения амплитудно-частотных характеристик с применением авторских программ компьютерного моделирования.

18. Проведены экспериментальные исследования основных элементов пневмогидравлической виброизолирующей опоры. Испытания дросселя в широких диапазонах давления и расхода показали адекватность теоретических и экспериментальных значений сопротивления для различных режимов течения.

19. Экспериментальные исследования передачи вибрации через воздух подтвердили гипотезу о нерезонансной деформации воздушного объёма в полости опоры до частот не менее 100 Гц.

20. Проведены статические испытания стандартных виброизоляторов типа АКСС с целью отработки методики измерений. Проведены стендовые испытания вынужденных колебаний виброизолированного дизеля на подвеске низкой жёсткости с использованием специальной тензометрической системы регистрации колебаний. Исследование свободных колебаний дизеля, проведённое с помощью этой системы на подвеске низкой жёсткости, показали высокую эффективность виброизоляции в области низких частот.

21. В лабораторных условиях экспериментально определена работоспособность пневмогидравлической опоры на частоте 30 Гц. Впервые доказана возможность высокоэффективной виброизоляции при сохранении необходимой статической жёсткости.

22. Разработан ряд компьютерных программ и методик для инженерного расчёта колебаний виброизолированного агрегата. Методические указания на основе этих программ нашли применение в проекте виброизоляции дизель-генератора с трёхиилиндровьм двигателем размерности 15/18 на Барнаульском заводе "Трансмаш".

23. Разработана методика расчёта и проектирования пневмогидравлической системы виброизоляции от уровня технического задания до технического проекта. Ряд конструкций, разработанных по этой методике, предложен к применению на промышленных предприятиях, в т.ч. в ОАО "Новосибречпорт", заводе "Электроагрегат", Барнаульском ОАО "Трансмаш", Алтайском моторном заводе.

1. А.С. 1008535. Виброзащитная подвеска объекта./ А.К. Зуев. -Опубл. 30.03.83. Бюл. № 12.- 2 с.

2. A.C. 1293407. Корректор жёсткости./ A.M. Барановский. Опубл. в Б.И. № 8, 28.02.87. - 2 с.

3. А.С. 1320562. Корректор жесткости./ А.К. Зуев и др. Опубл. в Б.И.№ 24, 1987 - 3 с.

4. A.C. 1386042. Нелинейный корректор жесткости./ А.К. Зуев, С.П. Глушков, В.Ю. Гросс, A.M. Барановский. Опубл. в Б.И. № 18, 1989 -4 с.

5. A.C. 1567821. Корректор жесткости./ А.К. Зуев и др. Опубл. в Б.И.№ 20, 1990 - 4 с.

6. A.C. 1739137. Виброзащитная подвеска./ А.К. Зуев и др. -Опубл. в Б.И. № 21, 1992 3 с.

7. A.C. 297771. Ручная машина ударного действия с виброзащитой./

8. A.К. Зуев. 1188561/22-3; заявл. 27.10.67; опубл. 23.04.71. Бюлл. № 10.-2 с.

9. A.C. 368019. Ручной инструмент ударного действия./ А.К. Зуев и др. Б.И., № 11, 1973. - 3 с.

10. A.C. 573400. Устройство для уменьшения вибрации и звукоизлуче-ния корпуса судна при работе судовых механизмов./ В.Н. Евсеев,

11. B.C. Иванов, В.Ю. Кирпичников и др. Опубл. в Б.И. № 35, 1977.-3 с.

12. A.C. 593033. Судовой фундамент с виброизолируицей массой./ И.В. Иоффе, В.З. Мазлин, A.B. Пальчик и др. Опубл. в Б.И. №6, 1978.-3 с.

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

14. A.C. 662424. Судовой виброизолирукщий фундамент./ Н.Г. Котельников, Г.Н. Мазанов, Л.Д. Рудаков и др. Опубл. в Б.И. №18, 1979.-3 с.

15. A.C. 667451. Фундамент для судовых механизмов./ Г.В. Драт-вин, П.Г. Варенов, А.Ф. Гринбаум и др. Опубл. в Б.И.№ 22, 1979.-3 с.

16. A.C. 903231. Подвеска сиденья./ А.К. Зуев. 2869705/27-11; Заявл. 15.01.80; Опубл. 09.02.82. Бюлл. № 5.-3 с.

17. Аврутин Р. Д. Справочник по гидроприводам металлорежущих станков. М. -J1.: Машиностроение, 1965. -268 с.

18. Алексеев А.М., Сборовский А.К. Судовые виброгасители. Л.: Судпромгиз, 1962.-196 с.

19. Алексеев С.П., Казаков А.М., Колотилов H.H. Борьба с шумом и вибрацией в машиностроении. М.: Машиностроение, 1970.-208 с.

20. Андреев Е.А., Вронский А.И. Вибродемпфирование главной силовой установки на научно-исследовательском судне// Докл. ВНТК «Борьба с шумами и вибрацией». Л.: ЛОП ВНТО им. акад. А.Н. Крылова, 1991.- С. 26-33.

21. Андреева-Галанина Е.Ц. Вибрация и её значение в гигиене труда. Л.: Медгиз, 1956.-190 с.

22. Антомошкин А.Ю. Особенности виброзащиты судовых приборов автоматизации. //Техн. эксплуат. судовых энергетических установок. Л.-1986.- С. 89-93.

23. Бабаев H.H., Лентяков В.Т. Некоторые вопросы общей вибрации судов. Л.: Судостроение, 1961. - 308 с.

24. Валунов А.О. Равночастотное виброизолиругацее крепление механизма // Акустика судов и океана: Труды ЛКИ. Л.: 1982. - С. 14-17.

25. Барабанов Н.В. и др. Анализ причин конструктивных повреждений контейнеровозов типа «Варнемюнде». //Межвузовский сб. науч. тр. /Дальневосточный гос. ун-т: Судостроение и судоремонт. 1977. - С. 140-159.

26. Барабанов Н.В., Худяков С.А. Вибрация днищевых перекрытий машинных отделений судов типа «Беломорсклес». //Труды/ Дальне-вост. политехи, ин-т: Эксплуатация судов в тихоокеанском бассейне. 1975. - С. 27-35.

27. Барановский A.M. Виброзащитные свойства пневмогидравлической опоры судового двигателя. Дизельные энергетические установки речных судов: Сб. науч. тр./НГАВТ - Новосибирск: НГАВТ, 1999. -С.17-24.

28. Барановский A.M. Виброизоляция дизелей речных судов. Новосибирск: НГАВТ, 2000. - 176 с.

29. Барановский A.M. Давление в корректоре, вызванное движением границ./ Дизельные энергетические установки речных судов // Сб. научн. тр./НГАВТ. Новосибирск: НГАВТ, 1988. - С. 67-70.

30. Барановский A.M. Давление в корректоре, вызванное движением границ. -. Дизельные энергетические установки речных судов: Сб. науч. тр. /НГАВТ Новосибирск: НГАВТ, 1998. -С.71-76.

31. Барановский A.M. Объёмные корректоры виброизолирукщпх подвесок судовых ДВС: Автореферат дисс. к. т. н. -Jl.-1988.-20 с.

32. Барановский A.M. Оценка жесткости пневматической пружины.-Снижение вибрации машин: Сб. науч. тр./НГАВТ. -Новосибирск: НГАВТ, 1994 С. 41-46.

33. Барановский A.M. Работоспособность корректоров жесткости.-Динамика судовых машин, механизмов и приборов: Сб. науч. тр. /НИИВТ. -Новосибирск: НИИВТ, 1988. С. 4-11.

34. Барановский A.M. Синтез ножевого корректора. Снижение вибрации на судах: Сб. науч. тр./НШВТ. - Новосибирск, НИИВТ, 1991 - С. 59-62.

35. Барановский A.M. Судовой двигатель как объект виброизоляции. Дизельные энергетические установки речных судов: Сб. науч. тр./ НГАВТ. - Новосибирск: НГАВТ, 1999. - С.14-16.

36. Барановский A.M. Течение жидкости в элементе корректора жёсткости. Дизельные энергетические установки речных судов: Сб. науч. тр./НГАВТ. - Новосибирск: НГАВТ, 1998.- с.67-70.

37. Барановский A.M. Устойчивость виброизоляторов. Динамика судовых механизмов и систем с упругими звеньями: Сб. научн. тр. /НИИВТ. - Новосибирск: НИИВТ, 1987.- С. 11-14.

38. Барановский A.M. Частотная характеристика гидравлического корректора/Материалы третьей межбассейновой научно-практической конференции 1995 года в г. Усть-куте. НГАВТ, АООТ «Осетров-ский речной порт».

39. Барановский A.M., Гросс В.Ю. Динамические характеристики виброизолятора нулевой жесткости. Снижение вибраций судовых энергетических установок: Сб. науч. тр./НИИВТ. - Новосибирск: НИИВТ, 1989. - С. 71-76.

40. Башта Т.М., Кудряшёв JI.M., Трофимов В.В. Исследование течения минеральных жидкостей через микроплотности. Гидропривод иавтоматика в машиностроении: Сб. тр. ВНИИГидропривод. -М.: Машиностроение, 1966.-с.157-176.

41. Безухов Н. И., Лужин O.E., Колкунов Н.В. Устойчивость и динамика сооружений. 3-е изд. - М.: Высшая шк., 1987. 264 с.

42. Беляев Н. М. Сопротивление материалов. М. : Высш. шк., 1976.

43. Беляковский Н.Г. Конструктивная амортизация механизмов, приборов и аппаратуры на судах. Л.: Судостроение, 1965. - 524 с.

44. Бесекерский В.А., Попов Е.П. Теория систем автоматического регулирования. 3-е изд., исправленное. -М.: «Наука», 1975.768 с.

45. Бидерман В.Л. Теория механических колебаний: Учебник для вузов. -М.: Высш. школа, 1980. -408 е., ил.

46. Бобовницкий Ю.И., Мальцев К.И., Румянцев Л.К. Модельные исследования звуковой вибрации плоского судового перекрытия с перекрёстным набором // Борьба с шумом на судах: Сб. статей -Л.: Судостроение, 1970.- С.46-54.

47. Божко А.Е., Галь А.Ф., Гуров А.П. и др. Пассивная и активная виброзащита судовых механизмов. Л.: Судостроение, 1987. -176 с.

48. Божко А.Е., Ткаченко В.А. Выбор оптимальных параметров виброзащитных систем с пассивными электродинамическими связями. //Математические методы анализа динамических систем: Вып. 2. -Харьков, 1978. С. 102-112.

49. Бородицкий A.C., Спиридонов В.М. Снижение структурного шума в судовых помещениях. Л.: Судостроение, 1974.- 220 с.

50. 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.

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

52. Валько Н.Г. Результаты экспериментального исследования ходовой вибрации т/х «Берды Кербабаев» // Вопросы судостроения и судоремонта /ОИИМФ.- М.: В/О «Мортехинформреклама», 1983.-С.50-53.

53. Великсон Д.М., Белькевич В.М. Виброизоляция главных и вспомогательных механизмов// Произв. техн. сб./РСФСР МРФ.- Вып.69.- 1968.- С.8-18.

54. Великсон Д.М., Белькевич В.М. Монтаж и эксплуатация амортизирующих креплений механизмов//Произв. техн. сб./РСФСР МРФ.-Вып.69.- 1968.- С.40-45.

55. Вибрации в технике: Справочник. В 6-ти т. /под ред. В.Н. Че-ломея М.: Машиностроение, 1984.

56. Вибрация и шум корабельных газотурбинных установок/ Военно-морская академия. Л., 1982. - 253 с.

57. Вибрация на судах. Нормы и метод измерения вибрации установленных средств автоматизации, радиосвязи и электрорадионавигации. ОСТ 5.0531-85.

58. Вибрация. Аппаратура переносная балансировочная. Технические требования. ГОСТ 26875-86.

59. Вибрация. Виброизоляторы. Общие требования к испытаниям. ГОСТ 27242-87.

60. Вибрация. Динамические характеристики тела человека при воздействии вибрации. ГОСТ 12.4.094-80.

61. Вибрация. Машины стационарные. Расчёт виброизоляции поддерживающей конструкции. ГОСТ 12.4.093-80.

62. Вибрация. Методы и средства защиты. Классификация. ГОСТ 26568-85.

63. Виброизоляторы пневматические активные. Технические требования. ГОСТ 12.4.047-78.

64. Воронов А. А. Основы теории автоматического управления. -М. JI. : Энергия, 1965.

65. Гаврилов М.Н. Захаров В.К. Защита от шума и вибрации на судах. М.: Транспорт, 1979.- 120 с.

66. Галынин В.А. Разработка и исследование виброзащитных кресел для машинистов локомотивов: Автореф. дисс. к. т. н. Новосибирск. - 1974. - 26 с.

67. Ганиев Р. Ф., Кононенко В. О. Колебания твёрдых тел. М.: Наука, 1976. - 432 с.

68. Георгиади А.Г. и др. К теории нелинейных колебаний твёрдого тела с упругими связями квазинулевой жёсткости // Проблемы динамики механических систем: Межвуз. сб. научн. тр./НЭТИ. Новосибирск, 1985. - С.94-105.

69. Герчев Г. О практической применимости метода потенциала ускорений в расчёте периодических сил гребного винта //Вопросы судостроения. Сер.: Проектирование судов. Вып. 39. - 1984, С.15-21.

70. Глушков С. П. Виброизолирукщие подвески с компенсаторами жёсткости для тепловых двигателей: Автореф. дисс. докт. техн. наук. Барнаул, 1999. - 40 с.

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

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

73. Глушков С.П., Барановский A.M. Гидравлический корректор жесткости. -Снижение вибрации на судах: Сб. науч. тр. /НИИВТ. -Новосибирск: НИИВТ, 1991. -С. 17-23.

74. Глушков С.П., Гросс В.Ю. Снижение вибрации, передаваемой корпусу судна судовыми энергетическими установками. Снижение вибрации на речных судах: Сб. науч. тр. /НИИВТ. - Новосибирск: НШВТ, 1986. -С. 77-85.

75. Гомзиков Э.А., Изак Г.Д. Проектирование противошумового комплекса судов. Л.: Судостроение, 1981. - 184 с.

76. Горбунов Е.Я. Вибрация судовых дизель генераторов с двигателями 8ЧН 26/26 и эффективность их амортизации: Сб. науч. тр. / ЦНИИМФ. - Вып. 287. - Л., 1984. - С. 34-38.

77. Горин C.B., Пшеницын A.A., Лычаков А. И. Упруго демпфирующие элементы из прессованной проволоки для судового оборудова-ния//Судостроение, 1997, № 4, С. 45-47.

78. Гритчин A.A. К исследованию упругих систем с регулируемой жесткостью. Тр. НШВТ, Вып. 163. Новосибирск, 1983. - С. 3741.

79. Гритчин A.A. К расчету виброзащитной подвески кресла с заданной формой характеристики восстанавливающей силы. Снижение вибраций машин: Сб. науч. тр. / НГАВТ. -Новосибирск: НГАВТ, 1994. - с. 53-57.

80. Гритчин A.A., Степанов П.Т. Разработка и исследование упругого корректора отрицательной жесткости с симметричной силовой характеристикой./В кн.: Управляемые механические системы. -Иркутск, 1977. С. 57-62.

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

82. Гросс В.Ю. Эффективный метод виброизоляции судовых ДВС: Ав-тореф. дисс. канд. техн. наук. Л., 1987. - 23 с.

83. Гурвич Д.Л., Френкель Н.Э. Гйдравжка. М. Л.: ГЭИ, 1940. -356 с.

84. Гутер P.C., Овчинский Б.В. Элементы численного анализа и математической обработки результатов опьгга. М. : Наука, 1970. -230 с.

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

86. Давыдов В.В., Сахаров A.B. Применение амортизаторов для уменьшения вибрации судов//Судостроение. 1961. - № 2. -С.25-30.

87. Двигатели внутреннего сгорания : Системы поршневых и комбинированных двигателей: Учебник для вузов/Под ред. A.C. Орлина, М.Г. Круглова.- 3-е изд., перераб. и доп. М. : Машиностроение, 1985.-456с.

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

89. Дизели: Справочник /Под ред. В.А. Ваншейдта и др.-3-е изд., перераб. и доп. JI.: Машиностроение, 1977. - 480 с.

90. Елисеев C.B., Нерубенко Г.П. Динамические гасители колебаний. Новосибирск: Наука, 1982. - 144 с.

91. Елисеев C.B. Структурная теория виброзащитных систем. Новосибирск: Наука, 1978. - 222 с.

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

93. Ельник А.Г., Гервидз В.А. Эффективность виброизолированных кают «плавающего» типа. Техническая эксплуатация морского флота: Труда ЦНШМФ. Вып. 171.- J1.: Транспорт, 1973.-. С.55-62.

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

95. Жуков В.Я. Исследование виброзащитного механизма с обратной кинематической связью. Снижение вибрации на речных судах: Сб. научн. тр./НИИВТ. - Новосибирск: НИИВТ, 1986. - С. 37-47.

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

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

98. Зуев А. К. Вынужденные колебания маятника с одной степенью свободы. Дизельные энергетические установки речных судов: Сб. науч. тр./НГАВТ. - Новосибирск: НГАВТ, 1999. - С. 71-72.

99. 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.

100. Зуев А.К. Вибрации машин и пути их виброизоляции. -Труды НИИВТ, Вып. 163. -Новосибирск, 1983. С. 6-18.

101. Зуев А.К. О возможностях нелинейных виброзащитных подвесок машин для скалывания льда. -Труды НИИВТ, Вып. 135. Новосибирск: НИИВТ, 1978. - С. 32-35.

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

103. Зуев А.К. Основы теории виброизоляции. //Тезисы докладов на III Всесоюзном симпозиуме «Влияние вибраций на организм человека и проблемы виброзащиты»: Методы и средства виброзащиты человека. М.: Наука, 1977. - С. 189-192.

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

105. Зуев А.К. Синтез виброизолирующих подвесок судового энергетического оборудования.: Автореферат дисс. д. т. н. С. - Петербург. - 1995. - 38 с.

106. Зуев А.К. Теория виброизоляции. Виброизоляция механизмов и машин: Сб. науч. тр. /НИИВТ. -Новосибирск: НИИВТ, 1984. -С.14-23.

107. 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.

108. Зуев А.К., Барановский A.M. Динамика перестройки виброизолятора первого поколения. Снижение вибрации на судах: Сб. науч. тр. /НИИВТ. - Новосибирск: НИИВТ, 1991. -С. 54-59.

109. Зуев А.К., Гросс В.Ю. Некоторые вопросы теории виброизоляции. Вопросы автоматизации производственных процессов с использованием силовых импульсных систем: Межвуз. сб. науч. тр./ Новосиб. электротехн. ин-т. - Новосибирск, 1984. - С. 68-75.

110. Зуев А.К., Гросс В.Ю., Глушков С.П. Испытания виброизолирующих механизмов. //Речной транспорт. 1987. -№ 4. - С.26-27.

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

112. Иориш Ю.И. Виброметрия. М. : ГНТИ машиностроительной литературы. 1963. - 772 с.

113. Исследовать вибрацию транспортных судов с оценкой эффективности противовибрационных мероприятий в ЛОРП: Копия отчёта о НИР. Горький, 1982. - 47 с.

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

115. Истомин П.А. Кинематика и динамика поршневых ДВС с комбинированными схемами. JI.: Судпромгиз, 1961. - 304 с.

116. Истомин П.А. Крутильные колебания судовых ДВС. J1.: Судостроение, 1968. - 304 с.

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

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

119. Карпова Н.И., Малышев Э.Н. Низкочастотные акустические колебания на производстве. -М.: Медицина, 1981. 168 с.

120. Касандрова О.Н., Лебедев В.В. Обработка результатов наблюдений. М.: Наука, 1970. - 172 с.

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

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

123. Колесников А.Е. Шум и вибрация. Л.: Судостроение, 1988. -248 с.

124. Коловский М.З. К теории виброзащитных систем. Машиноведение, 1971, № 4. - С. 21-27.

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

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

127. Куликов Н.И. Возмущающее действие опрокидывающих моментов двигателей при крутильных колебаниях судна. Труды ГИИВТ, Вып. 171. - Горький, 1979. - С. 147-159.

128. Лебедев А., Сафонов С., Касаткин А., Серёгин В. Система управления дизелями М533 для судна на воздушной каверне «¡Меркурии/Современные технологии автоматизации. 1999. - № 1. -С. 20-24.

129. Лещинский А.Л. и др. Исследование усталостной прочности фундаментов главных двигателей средних траулеров: Труды НКИ, Вып. 151. Николаев, 1979. - С. 67-74.

130. Логинов Е.А. Влияние мелководья на присоединенные массы при общей вибрации корпуса судна: Тр. ГЖВТ, Вып. 185, ч.2. -Горький, 1981. С. 16-21.

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

132. Лойцянский Л.Г., Лурье А.И. Курс теоретической механики: В 2-х томах. Т.1. Статика и кинематика. 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Наука, 1982. - 352 с.

133. Лошаков В.И. Малооборотные дизели как источники повышенной вибрации на судах и критерии их допустимой неуравновешенности: Сб. науч. тр./ ЦНИИМФ, Вьт. 297. Л., 1984. - С. 99-100.

134. Ляпунов A.M. Лекции по теоретической механике. Киев: Нау-кова думка, 1982. - 632 с.

135. Макаренков А.И. К вопросу о вредных проявлениях вибрации в дизеле. Двигателестроение. - 1987. - № 3. - С.55-56.

136. Мальцев К.И., Румянцев Л.К., Чистякова Н.С. Экспериментальные исследования вибрационных свойств резинометаллических амортизаторов типа АКСС// Борьба с шумом на судах: Сб. статей.- Л.: Судостроение, 1970. С.88-97.

137. Мандельштам Л.И. Лекции по теории колебаний. М.: Наука, 1972. - 470 с.

138. Марченко О.Я., Янчеленко В.А. Уравновешивание и балансировка в дизелях для снижения низкочастотной вибрации. Совершенствование технико-экономических показателей дизелей: Труды /ЦЩЦИ. -Л., 1981.- С. 118-128.

139. Маслов Г.С. Расчёты колебаний валов. Справочное пособие. -М.: Машиностроение, 1968. 272 с.

140. Мигиренко Г.С. Новости в вибропроблеме: Снижение вибраций машин: Сб. науч. тр./ НГАВТ. Новосибирск: НГАВТ, 1994 - С. 5-21.

141. Мигиренко Г.С., Георгиади А.Г., Гернер И.И. Прогноз развития виброзащитных средств на ближайшее будущее. Снижение вибрации на речных судах: Сб. науч. тр. /НШВТ. -Новосибирск, НИ-ИВТ, 1988. - С. 38-44.

142. Мигиренко Г.С., Георгиади А.Г., Гернер И.И., Хон Г.В. Экспериментальные исследования виброзащятных систем арочного типа. Динамика судовых машин, механизмов и приборов: Сб. науч. тр. /НШВТ. -Новосибирск: НШВТ, 1988. - С. 45-52.

143. Минасян М.А. Повышенная вибрация на рефрижераторных судах и мероприятия по её устранению./Международная конференция по борьбе с шумом и вибрацией «NOISE-93», 31 мая-3 июня 1993 г. -С.- Петербург, 1993.

144. Мисилев М.А., Тузов Л.В. Снижение вибраций и шума дизелей типа М-50. // Труды НИИИнформтяжмаша. 1988. - № 4.

145. Муфты упругие с торообразной оболочкой. Основные параметры. Габаритные и присоединительные размеры. ГОСТ 20884-82.

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

147. Никитин Г.А. О некоторых особенностях течения жидкости через зазоры микронных размеров. Гидропривод и автоматика в машиностроении: Сб. тр. ВНЖГидропривод. - М.: Машиностроение. -1966. - С. 126-137.

148. Никитин M.Д., Скуридин A.A. Применение полимерных материалов в дизелестроении. Л.: Машиностроение, 1968. - 131 с.

149. Никифоров A.C. Вибропоглощение на судах. Л.: Судостроение, 1979. - 184 с.

150. Общая вибрация и её влияние на организм человека. / И.Ю. Борщевский, М.Д. Емельянов, A.A. Корешков и др. М. : Медгиз, 1964. - 156 с.

151. Олимпиади Б.В. Экспериментальные исследования свободных колебаний тросовой подвески сиденья с устройством отрицательной жёсткости. -Вопросы виброзащиты и вибротехники: Межвуз. сб. научн. тр./НЭТИ. Новосибирск, 1986. - С.148-153.

152. Папкович П.Ф. Труды по вибрации корабля. Л.: Судпромгиз, 1960. - 783 с.

153. Поляков В.И. и др. Расчётное прогнозирование уровней вибрации надстроек транспортных судов//Судостроение. 1986. - № 5. - С.7-9.

154. Поляков В.И., БельчукЛ.Г., Иванов Р.Я. Вибрационные расчеты судовых надстроек в процессе их проектирования. // Судостроение. 1984. - № 10. - С. 16-17.

155. Попков В.И. Виброакустическая диагностика и снижение виброактивности судовых механизмов. -Л.: Судостроение, 1974. 224 с.

156. Пружины сжатия и растяжения 1 класса. Параметры. ГОСТ 13768

157. Пути снижения шума и вибрации на судах //Производственно-технический сб./РСФСР МРФ, Вып. 125. 1973. - С. 86.

158. Разумов И. К. Основы теории энергетического воздействия вибрации на человека. М.: Медицина, 1975. - 206 с.

159. Резанов Г.К. Устойчивость колебаний системы квазинулевой жесткости. Виброизоляция судовых силовых установок: Сб. науч. тр. / НШВТ. -Новосибирск: НИИВТ, 1985. - С. 35-40.

160. Резник Ю.Н. Двухкаскадная вибрационная система//Динамика прочность и надёжность в машиностроении. Чита, 1984. - С. 35.

161. Ришко Ю. И. Коррекция сил инерции промежуточных звеньев виб-роизолирукщих подвесок судовых дизель-генераторов: Автореферат, к. т. н. Новосибирск. - 1999.

162. Рогачёв В.М., Гордин П.В. Исследование низкочастотной подвески машинных агрегатов//Прочность, динамические характеристики машин и конструкций. Пермь, 1984. -С. 90-93.

163. Российский Речной Регистр. Правила (В 3-х т.).Т. 1. М. : Marine Engineering Service, 1995.-329 с.

164. Санитарные нормы вибрации на морских, речных и озёрных судах. М. : Минздрав СССР, 1973.

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

166. Сахаров A.B. Защита судовых валопроводов от крутильных колебаний. М.: Транспорт, 1988. - 117 с.

167. Седов Л.И. Плоские задачи гидродинамики и аэродинамики. 3-е изд., перераб. -М. : Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит., 1980. -448 с.

168. Селезский А. И. и др. Виброизоляция металлоткаными упругими элементами на судах//Судостроение за рубежом. 1985, № 5. -С.44-51.

169. Скуридин A.A., Михеев Е.М. Борьба с шумом и вибрацией судовых ДВС. Л.: Судостроение, 1970. - 220 с.

170. Слёзкин Н. А. Динамика вязкой несжимаемой жидкости. М. : Гостехиздат, 1955.

171. Совершенствование технической эксплуатации судовых дизельных энергетических установок: Учебное пособие/О. Н. Лебедев и др.; Под ред. С.А. Калашникова. Новосибирск: НИИВТ, 1993. - 356 с.

172. Справочник по серийным транспортным судам. (В 11-ти т.), Т. 9. Пассажирские суда, сухогрузные теплохода, танкеры, толкачи, буксиры. М.: Транспорт, 1993. -201 с.

173. Тимошенко С.П., Янг Д.Х., Уивер У. Колебания в инженерном деле/ Пер. с англ. Л. Г. Корнейчука; Под ред. Э. И. Григолюка. М.: Машиностроение, 1985.-472 с.

174. Трусов А.П. Изоляция корпуса и корпусных конструкций от усилий вызывающих вибрацию: Автореф. дисс. к. т. н./ГШВТ. -Горький, 1983.

175. Трусов А.П., Евланичев Е.А. Виброизоляция на судах серии «Московский»//Речной транспорт. -1985.-№ 10. С. 34-35.

176. Хвингия М.В. Вибрация пружин. М.: Машиностроение, 1969. -286 с.

177. Цветков Н.П. Вибрация на судах и пути её снижения: ГИИВТ// ЦБНТИ МРФ. ЭИ. Речной транспорт, Вып. 27.- 1987. -С.9-12.

178. Чертков Я.В., Большаков Г.Ф., Гулин Е.И. Топлива для реактивных двигателей. Л.: Недра, 1964. - 226 с.

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

180. Экспериментальные и теоретические исследования по уменьшению вибрации на судах до уровня санитарных норм: Копия отчёта по НИР. Горький, 1983.

181. Электрогидравлические следящие системы /Коллектив авторов. -М.: Машиностроение. 1970. - 430 с.

182. Яворский Б.М., Пинский А. А. Основы физики. Т. 1. - М. : Наука, 1969. - 456 с.

183. Янчеленко В.А., Литус В.И. Оценка эффективности амортизации дизель-генератора ДГ-50 по излучаемой в фундамент колебательной мощности. Совершенствование технико-экономических показателей дизелей: Труда/ЦНЩИ. -Л., 1981.- С. 112-117.

184. Baranovsky A.M. Vibration control unit design/The third Russian-Korean International Symposium on Science and Technology "KORUS'99", June 22-25, 1999. Vol. 1, p.373.

185. Belousov V. S. Flow of liquids through ring-type slots at high pressures/The third Russian-Korean International Symposium on Science and Technology "KORUS'99", June 22-25, 1999. Vol. 1, p.17.

186. Bondarchuk V.V., Baranovsky A.M. Vibration protect device with controlled stiffness/The third Russian-Korean International Symposium on Science and Technology "KORUS'99", June 22-25, 1999. Vol. 1, p.380.

187. Cavitation and air entertainment effects on the response of squeeze film supported rotors. Zeidan F., Vance J. "Trans. ASME. J. Tribol.",1990, 112, No 2, p. 347-353.

188. Charm S. E., Kurland G. S. Blood Flow and Microcirculation, Wiley, N.-Y., 1974.

189. Kroha T., Glushkov S., Baranovsky A. Dynamic vibration control system /The third Russian-Korean International Symposium on Science and Technology "KORUS'99", June 22-25, 1999. Vol. 1, p.407.

190. SIMNON TM. Department of Automatic Control, Lund Institute of Technology, Sweden, 1986.

191. Solution of ship vibration problems current situation and future prospects. Hakala Matti K. "VTT Symp.", 1986, N 68.

192. Steady-state behavior of squeeze film bearings subjected to harmonic excitation including fluid inertia and system effects. Hashemi S.M.R., Roylance B.J., "Tribol. Trans", 1989, 32, No 4, p. 431-438.

193. Vibro-noise-absorbing alloys on basis of iron. Scvortsov A. and others. //NOISE-93, Int. conf., St.-Petersburg, May 31-June 3, 1993.

194. Zuev A., Rishko U., Baranovsky A. Influence of inertia forces on vibration control/The third Russian-Korean International Symposium on Science and Technology "KORUS'99", June 22-25, 1999. Vol. 1, p.443.