автореферат диссертации по кораблестроению, 05.08.05, диссертация на тему:Виброизоляция структурного шума на судах

На правах рукописи

ЩЕРБАКОВА ОЛЬГА ВАЛЕРЬЕВНА

ВИБРОИЗОЛЯЦИЯ СТРУКТУРНОГО ШУМА НА СУДАХ

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

Автореферат диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

Новосибирск - 2014

23 ОКТ 2014

005553577

Работа выполнена в Федеральном бюджетном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Новосибирская государственная академия водного транспорта» (ФБОУ ВПО «НГАВТ»)

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор

Барановский Александр Михайлович

Официальные оппоненты: Попович Валерий Степанович,

доктор технических наук, профессор ФГЪОУ ВПО «Алтайский государственный технический университет им. ИМ. Ползунова» (г. Барнаул), профессор кафедры «Механика и инноватика»

Бурков Сергей Николаевич,

кандидат технических наук, доцент ФГБОУ ВПО «Новосибирский государственный аграрный университет» (г. Новосибирск), доцент кафедры «Высшая и прикладная математика»

Ведущая организация: Федеральное бюджетное учреждение

«Администрация Обского бассейна внутренних водных путей» (г. Новосибирск)

Защита состоится 19 ноября 2014 г. в 13 часов (ауд. 227) на заседании диссертационного совета Д 223.008.01 при ФБОУ ВПО «Новосибирская государственная академия водного транспорта» по адресу: 630099, г.Новосибирск, ул. Щетинкина, 33, ФБОУ ВПО «НГАВТ» (тел./факс (383)222-49-76, e-mail: nsawt ese@jnail.ru или ese sovet@mail.ru).

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФБОУ ВПО «Новосибирске я государственная академия водного транспорта» и на официальном сайге ФБОУ ВПО «НГАВТ»: wvyw.nsawt.ru.

Автореферат разослан 15 октября 2014 г.

Учёный секретарь ^ ^ Коновалов

диссертационного совета Валерий Владимирович

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Главным фактором, отрицательно влияющим на экипажи речных судов, является вибрация и сопутствующий ей структурный шум. Превышение санитарных норм СН 2.5.2.048-96, ИСО 6954-2000, наблюдается практически на всех судах на (9-30) дБ в зависимости от октавной полосы. Это снижает привлекательность рабочих мест на судах, приводит к потере объёма пассажирских перевозок в связи с низкой комфортностью и увеличением аварийности на грузовом транспорте, повышает расходы на профилактику профзаболеваний и затраты на ремонт. Речной транспорт теряет конкурентные преимущества по сравнению с другими видами транспорта. Существующие методы и модели функционирования виброзащиты и шумовой изоляции не позволяют создавать новые системы с высокой эффективностью. Поэтому проблема снижения структурного шума на судах является актуальной.

Целью диссертации является повышение эффективности работы виброизолирующих опор в частотной области структурного шума. Судовые энергетические системы и механизмы являются причиной структурного шума и низкочастотной звуковой вибрации. Проведённый анализ передачи звуковых колебаний через традиционную опору на защищаемый объект выявил механизм появления «звуковых мостиков». Проверка влияния внутреннего трения при колебаниях упругих элементов на эффективность подтвердила положительный эффект трения. Для обоснования гипотезы существования внутренних потерь построены математические модели передачи вибрации на основание при появлении развитых форм колебаний внутри опоры.

На основе параметров частоты структурного шума получены эффективные размеры упругих элементов, выявлено геометрическое подобие и проведено комплексное исследование теоретических и практических вопросов, математическое моделирование подвесок судовых энергетических установок, в расширенном диапазоне частот судовой вибрации и шума. Сформулированы и доказаны гипотезы зависимости эффективности опор от интенсивности продольных колебаний упругих элементов. Проведённые исследования подтверждают теоретические гипотезы поглощения энергии внутри опоры при сложных формах колебаний. Проведены теоретические исследования влияния полимерного покрытия на рассеивание энергии, а также сил электромагнитного взаимодействия витков как части соленоида.

Методы исследования. Теоретическое исследование заключалось в разработке математических и физических моделей для определения основных параметров металлических упругих элементов заданных

размеров, их использование для поиска диапазона резонансных частот, на основе формул Рэлея, методом эквивалентного бруса. Для численного расчёта собственных частот пружин была использована программа АРМ WinMachine, с методом конечных элементов (FEM). Дискретизация упругих элементов применялась для определения низших форм колебаний. Сравнение дискретных и конечно-элементных моделей позволило выявить качественный переход от эквивалентного бруса к реальному криволинейному брусу с сечением проволоки. Экспериментальная часть включала исследования пружин малого диаметра, были получены собственные частоты для резонансных колебаний, а также дана качественная оценка звукоизоляции для опоры с множеством пружин. Проведён поиск диапазона резонансных частот виброизолирующих конструкций попадающих в область судовой структурной вибрации и шума и установление зависимости геометрических параметров упругих элементов обеспечивающих широкополосное рассеивание энергии колебаний. Практическое исследование включало разработку технического решения, позволяющего эффективно снижать структурный шум, передаваемый через опоры энергетической установки.

Научная новизна заключается в определении геометрических параметров пружин, для которых возникает явление повышенного рассеивания энергии, в области судового структурного шума. Впервые, на основе количественных критериев найден качественный переход от модели винтовой пружины к модели криволинейного бруса. Предложена новая методика математического моделирования цепных систем и механического аналога винтовой пружины с аномально высоким поглощением энергии колебаний. Определены пределы применимости метода дискретизации цепных систем. Получены модели влияния толщины полимерного покрытия на рассеивание энергии и вязких сил электромагнитного взаимодействия витков.

Личный вклад заключается в проведении численных и физических экспериментов по определению динамических характеристик упругих элементов виброизоляторов. В определении качественного перехода от модели эквивалентного бруса к модели криволинейного бруса.

Практическая ценность работы. Разработан метод расчёта упругих элементов обладающих заданной несущей способностью и жёсткостью традиционных опор в области низкочастотной вибрации и высоким рассеиванием энергии в области структурного шума. Получен диапазон резонансных частот колебаний пружин малого диаметра, перекрывающий частоты судовой вибрации и структурного шума и по-

зволяющий повысить эффективность. Предложен метод инженерного пересчёта коэффициента поглощения прямого стержня в коэффициент поглощения пружин с покрытием, в том числе и слоистой конструкции. Определена конструкция опоры с множеством пружин, пригодная для практического использования на судах. Предложены технологически обоснованные технические решения, основанные на сумме известных и хорошо освоенных технолопш, дающих новое качество, в частности аномально высокое поглощение энергии колебаний в объёме виброизолирующей конструкции.

На защиту выносятся:

1 Расчёт геометрических параметров опоры, для которой наблюдается явление повышенного рассеивания энергии, в области судового структурного шума.

2 Математическая модель упругих элементов в виде дискретных цепных систем и пределы её применимости.

3 Качественный переход от модели эквивалентного бруса к модели криволинейного бруса и гипотеза возникновения «звуковых мостиков» в традиционных опорах.

4 Результаты экспериментальных исследований шумоизоляции пружин.

5 Методика расчёта коэффициента поглощения для пружин малого диаметра с неоднородной структурой.

6 Результаты численных исследований звукоизоляции для судовой опоры на основе пружин с развитыми формами колебаний в области структурного шума.

Апробацпя работы. Основные положения и результаты докладывались и обсуждались на: международной конференции «Традиции, тенденции и перспективы в научных исследованиях» (Чистополь, 2009); межвузовской научно-практической конференции студентов и аспирантов «Современные тенденции и перспективы развития водного транспорта России» (Санкт-Петербург, 2009); межвузовской научно-методической конференции «Методологические и методические проблемы усвоения знаний» (Новосибирск, 2010); международной конференции «Водный транспорт России: инновационный путь развития» (Санкт-Петербург, 2010); научно-практической конференции «Обновление флота — актуальная проблема водного транспорта на современном этапе» (Новосибирск, 2011); II межвузовской научно-практической конференции студентов и аспирантов «Современные тенденции и перспективы развития водного транспорта России» (Санкт-Петербург, 2011).

Публикации. Основное содержание диссертации опубликовано в 27 печатных работах, в том числе в 12 статьях периодического издания по перечню ВАК.

Структура и объём диссертации. Диссертация состоит из введения, четырёх глав, заключения, списка использованной литературы и приложения. Основная часть работы изложена на 140 страницах, включая 55 рисунков, 15 таблиц. Список литературы состоит из 115 наименований.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Введение содержит анализ проблемы защиты от структурного шума на судах речного транспорта. Показано опасное воздействие шума и вибрации на организм человека. Новые типы энергетических установок ставят новые задачи, не решённые до сих пор. В частности, повышение частоты вращения и числа цилиндров энергетических установок речных судов повышает частотный диапазон шума и вибрации. Существующие конструкции виброизоляторов неэффективны для звуковых частот и требуют замены на новые. Предложенное решение основано на множестве пружин небольшого размера с повышенным шумовым поглощением, за счёт внутреннего рассеивания энергии. Сформулированы цели и основные задачи исследования, обозначены основные положения, выносимые на защиту.

В первой главе рассмотрены методы виброизоляции на судах и область их применения. Установлено, что одним из решающих факторов распространения шума и вибрации от источника является высокая добротность корпуса как цилиндрической оболочки. Вторым фактором является сравнительно малая масса, присоединённая к фундаменту энергетической установки. Определены негативные экологические факторы, возникающие при эксплуатации речного судна: вибрация и сопутствующие явления структурный и воздушный шум и установлено их влияние на здоровье экипажа. Ограниченность размеров рабочего пространства и специфика расположения работающих судовых систем и механизмов усиливает воздействие этих вредных факторов. Практически на всех судах превышение допустимого уровня виброускорения составляет (5-30) дБ в зависимости от частоты и помещения судна.

В трудах С.П. Тимошенко, И.И. Клюкина, Н.Г. Беляковского, И.И. Вульфсона, H.H. Давиденкова, Я.Г. Пановко, Г.С. Писаренко, JI.B. Тузова, Г.Д. Изака, А.К. Зуева, A.A. Гритчина, А.Г. Георгиади, Ю.К. Пономарева, O.K. Найденко, П.П. Петрова, М.А. Минасяна, показано, что среди различных методов и средств защиты от вибрации и

структурного шума наиболее перспективен метод виброизоляции в источнике.

Если рассмотреть современные виброизолирующие конструкции, то по сочетанию параметров винтовые пружины показывают наибольшую эффективность, так как обладают лучшей долговечностью, термостойкостью, грузоподъёмностью и стойкостью к негативным внешним воздействиям, по сравнению со всеми остальными материалами, применяемыми для изготовления виброизоляторов. Во многом это объясняется деформацией кручения интегрированной множеством последовательных витков.

Задача исследования состояла в необходимости отыскать техническое решение, снижающее передачу структурной вибрации в области частот (90-2000) Гц. Для этого был выбран принцип рассеивания энергии колебаний за счёт развитой вибрации при сближении внутренних частот опоры с частотами звуковой вибрации и судового шума. Анализ показал, что наилучшим упругим элементом является геликоидальная пружина, хорошо проверенная на практике и проработанная технологически. Несмотря на разнообразие пропорций упругих элементов, индекс и число витков у большинства пружин отличаются несущественно. В связи с этим было исследован основной параметр пружины - её абсолютный размер.

Во второй главе рассмотрены теоретические предпосылки для создания физических моделей эффективных опор судовых двигателей. Идея повышения эффективности заключается в рассеивании энергии колебаний при возникновении продольной внутренней вибрации в пружине. Ввиду сложности задачи исследование было ограничено только продольными колебаниями. Для теоретического обоснования предложенного метода в области низких частот был использован энергетический метод Рэлея. В области средних частот использовали дискретизацию пружины. В области высокочастотных колебаний метод конечных элементов.

Исследованы продольные колебания геликоидальной пружины закреплённой по концам. Замена пружины сплошным однородным брусом с эквивалентной массой и жёсткостью, методом Рэлея позволила получить первую частоту, а затем и следующие частоты колебаний

(О

где ^ — диаметр проволоки, м; О—диаметр витка, м; п —число витков;

С — модуль упругости при сдвиге, Па;

р - плотность материала, кг/м .

В линейной постановке можно применять принцип суперпозиции и рассматривать отдельно каждый тон колебаний. Уместно отметить, что высокие формы быстро затухают и принятые допущения близки к истине. По технологическим особенностям изготовления и эксплуатации индекс пружин находится в узких пределах от 4 до 10.

Получена зависимость первой собственной частоты через i индекс стальной пружины закреплённой по концам

(2)

Din

Ряд последующих частот вычисляется путём умножения первой частоты на целое волновое число.

Диссипативные свойства пружин были исследованы на дискретных моделях (рисунок 1). Дискретизация пружины проводилась при естественных условиях сохранения суммарной массы частей и сохранении общей жёсткости элементов. Трение вводилось как вязкая сила пропорциональная скорости между элементами. Уровень трения вычислялся через коэффициент поглощения для пружинной стали. Моделирование проводилось системой десяти дифференциальных уравнений интегрированных в программе Mathcad методом Рунге-Кутта с постоянным шагом. Число элементов дискретной системы может быть практически любым, однако разбиение одного витка на части некорректно.

4ЛЛ

-ЗН

%

лл лл

т

ь

ÚH

ь

с

лл

-ЗН

b

qs

ЛЛ

нН

с

лл

т

ь

f0cos (wt)

Рисунок 1 - Дискретная модель пружины

Проведённое исследование показало наличие аномально высокой звукоизоляции в модели, которая вычислялась как отношение силы после пружины к силе на первом витке. Указанное отношение достигало 0,027. Область частот, для которой наблюдается данное явление, соответствовала появлению двухузловой формы и, далее до формы соответствующей числу элементов модели. Характер зависимости звукоизоляции от частоты — монотонно падающий, в пределах применимости дискретной модели. Для контрольной модели без трения и с весьма высоким трением это отношение близко к единице.

Исследование собственных частот методом дискретизации показало, что эффективность шумоизоляции у подвески с увеличением час-

тоты резко возрастает (рисунок 2), за счёт увеличения энергии рассеивания колебаний, при взаимном движении частей модели.

700 3"

--500 о

--400 (О

--300

__ 200 --------------100

-30 -20 -10 0 10

Эффективность,дБ

Рисунок 2 — Эффективность шумоизоляции стальных пружин

Высокочастотные колебания исследовались численным методом конечных элементов. Метод конечных элементов на основе программы АРМ \VinMachine позволил провести верхнюю границу при разбиении пружины на отдельные части. Исследовался диапазон (0,25-1,5) витков (рисунок 3).

1,5 витка: витка:

FEM 681 Гц; Брус 678 Гц FEM 18017 БРУС 4067 ГИ

Рисунок 3 - Сопоставление методов расчёта: для 1,5 витков расхождение 0,5 %, для % витка - расхождение в 4,5 раза

Зависимость частоты продольных колебаний эквивалентного бруса от числа витков показывает кривую обратную линейной для любого числа витков. Снижение числа витков приводит к появлению нового качества и, при определённых параметрах проволока «становится» брусом, работающим как звуковой мостик. Поэтому возникла необходимость в численном моделировании частот и форм колебаний пружины, чтобы отследить этот процесс.

Для примера выбрана цилиндрическая пружина с креплением на краях. Анализ форм колебаний, показал, что пружина «теряет» своё основное качество — деформацию кручения и становится кривым брусом при определённом числе витков. Задача определения критического

числа витков, при котором происходит переход к другой модели, решена по признаку расхождения частот (рисунок 4).

Число Виткйб

Рисунок 4 - Собственные частоты модели по методу конечных элементов и по методу Рэлея

Повышение первой частоты колебаний витка в сравнении с моделью сплошного бруса равносильно повышению жёсткости, что объясняет появление «звуковых мостиков». Доказано, что пружина не соответствует модели эквивалентного бруса при числе витков менее 1,5. Это выражается в неприемлемом для инженерной практики расхождении частот определяемых разными методами. Если принять первую частоту 200 Гц, а последнюю частоту 2000 Гц, то число витков должно равняться 30. Расширение диапазона эффективности за счёт числа витков приводит к увеличению высоты опоры.

Три использованных метода показали в некоторой общей области одинаковый результат, что служит внутренней проверкой соответствия математической и физической модели.

Итогом исследования является формулировка трёх признаков эффективной конструкции пружины на частотах структурного шума:

1 Количество витков должно быть достаточным для появления внутренних колебаний с узлами внутри пружины;

2 Для заданного диапазона частот на нижней частоте число узлов должно быть не менее одного;

3 Для заданного диапазона частот на верхней частоте, число витков формы колебаний должно быть не менее трёх.

Одна и та же пружина является различным элементом опоры в зависимости от частоты колебаний (рисунок 5).

На низких частотах масса пружины несущественна и деформация витков происходит синхронно и синфазно, пропорционально амплитуде колебаний и положению витка. Это классическое поведение безмассового упругого элемента на частоте ниже первой собственной.

С увеличением частоты проявляется первая форма колебаний, с пучностью в средней части. Передача усилия через пружину возрастает за счёт динамического усиления.

Беэмассобыи упругий элемент

две

\ ч\\

ДГК

\ чч\

Классическая маЗель

Звукоизолятор

две I

15

\ \ \ ч \

Дискретная модель

'Звуковой мостик'

две

РЕМ

10

100

1000

104 Гц

Рисунок 5 -Влияние частоты колебаний на свойства пружины

Дальнейший рост частоты проявляет вторую и последующие формы, при которых резко возрастает внутреннее рассеивание энергии, а звукоизоляция систематически нарастает.

И, наконец, когда число узлов возрастает настолько, что число витков между узлами становится менее трёх, продольные колебания пружины прекращаются, и передача энергии на основание увеличивается. Образуются известные в судовой акустике «звуковые мостики».

В третьей главе рассмотрено влияние силы трения на эффективность работы подвески в диапазоне звуковых частот. Поскольку внутреннее трение в пружинных сталях невелико и не всегда может обеспечить необходимое затухание, необходимо искать методы увеличения этого трения. Одним из наиболее действенных способов является покрытие пружин материалами с повышенным внутренним трением. К таким материалам относится ряд полимеров и отверждаемых смол. Решена задача определения потерь в круглом брусе при скручивании и определена главная характеристика трения в материале - коэффициент поглощения. Если скручивать стержень на известный угол с определённой частотой, то отношение вязких потерь IV к наибольшей упругой энергии и определяет коэффициент поглощения = IV/и .

Для круглого бруса коэффициент поглощения зависит от частоты

где /л — вязкость материала, Па-с; Я — частота, Гц.

2л цХ в

Композитные стержни с полимерным покрытием становятся несущественно более жёсткими, но значительно увеличивают коэффициент поглощения. Коэффициент поглощения для композитного стержня с однослойным покрытием

Ч> = 2яЛ

{g.J^ + G.J^Y

(4)

гДе JPx> JPi

полярные моменты инерции сечении, м .

Для сложного покрытия из п разных слоёв коэффициент поглощения

У = 2 nl-

1=1_

(5)

Характер полученной зависимости указывает на слабый прирост эффективности толстых покрытий (рисунок 6). Интенсивное увеличение коэффициента поглощения наблюдается только в тонких слоях.

О 001

0.0015

г2

Рисунок б - Влияние толщины покрытия на коэффициент поглощения

Аналогия между пружиной и проволокой состоит в равенстве потенциальной энергии деформации с учётом синусоидальной зависимости угла закручивания по длине. Работа вязкого трения по всей длине проволоки

иг \dw J 'г,ил* Л2 Л г4 2тгх , /.in3А2Л J

W=\-dx=\----cos —dx = -

i ox J

2L

2 L

(6)

Кинетическая энергия проволоки относится к энергии пружины как индекс в квадрате, что делает энергию проволоки несущественной.

Приравняв энергию осевой деформации пружины и энергию проволоки при скручивании получим угол закручивания проволоки в зависимости от деформации пружины изготовленной из этой проволоки

<р=2А/й. (7)

Из выражения для собственной частоты колебаний пружины получим коэффициент поглощения

У = (8)

пО^рв

Полученная зависимость содержит константы материалов: вязкость, модуль упругости и плотность. Конструктивные параметры — число витков, диаметр проволоки, диаметр витка — можно менять для оптимизации подвески.

Для пружин с покрытием коэффициент поглощения формируется из потенциальной энергии деформации и работы вязкого трения в материале. Поскольку работа трения пропорциональна частоте колебаний, можно ожидать повышенного коэффициента поглощения на высоких частотах.

Зависимость частоты от толщины покрытия (рисунок 7) имеет экстремум, при котором частота собственных колебаний пружины минимальна. Это явление полезно с точки зрения поглощения энергии структурной вибрации, поскольку низкие частоты накапливают и рассеивают существенно больше энергии.

2800 2600

Рисунок 7 — Влияние толщины покрытия на собственную частоту

Исследование шумоизоляции проведено в модельном диапазоне частот (20-130) рад/с. Доказано, что использование стальных пружин согласованных с частотным диапазоном позволяет эффективно подавлять структурный шум при обычном значении внутреннего трения в пружинной стали (рисунок 8). Для пружин с покрытием эффективность существенно повышается.

Рад/с

H 120 -j 100 •j 80

J 20

ДБ -33 -28 -23 rl 8 -13 -8 Рисунок 8 — Шумоизоляция для пружин с полимерным покрытием

В четвёртой главе рассмотрены экспериментальные исследования элементов системы виброизоляции. Статические испытания упругих элементов проводилось для классических пружин малого шага и большого индекса. Для прецизионного измерения просадки использовалась кинематическая схема горизонтально фрезерного станка НГФ-110-Ш4. Точность таких замеров достаточна для любых пружин. Осевая сила определялась из веса эталонной массы. Средний диаметр пружины измерялся как разность внешнего диаметра и диаметра проволоки, число витков принималось не менее 30, что обеспечивало точность не хуже 3 %. Модуль упругости являлся искомой величиной. С учётом того, что средний эквивалентный диаметр пружины не является средним арифметическим, модуль упругости включал эту ошибку. Диаметр проволоки измерялся с точностью 0,1 % путём деления высоты сжатой пружины на число витков. Случайные ошибки имели разные знаки, что давало приемлемый результат. Средний модуль сдвига для стальных пружин получился равным 81,6 ГПа. Данное значение практически совпадает со справочным модулем упругости.

Динамические испытания проводились для определения таких размеров пружины, при которых первая частота продольных колебаний попадает на нижнюю границу диапазона судового шума. Нижняя граница диапазона 200 Гц соответствовала судовому шуму. Число витков выбиралось таким, чтобы получить форму колебаний, содержащую более семи витков для исключения звуковых мостиков.

Эксперимент проводился для сравнения расчётного и экспериментального значения частоты. Для изучения звукоизоляции пружин использовался источник вибрации в диапазоне (500-2000) Гц и датчик колебаний. Генератор сигналов даёт синусоидальное напряжение в диапазоне (3-3000) Гц и напряжение на выходе (0-11,5) В. Поверка генератора сигналов проводилась по эталонному источнику сигналов с кварцевым генератором частоты. Сближение частот вызывало биение с низкой частотой не более одного герца. Для исследуемого диапазона частот (200-2000) Гц это давало ошибку (0,5-0,05) %.

Для изучения стоячих волн были проведены исследования на стальных пружинах различного диаметра и длины. Цель испытаний состояла в определении числа витков продольных колебаний на частоте 100 Гц и оценке точности эксперимента.

Эксперимент состоял в приложении частоты 100 Гц от электромагнитного вибратора, включённого в сеть 50 Гц.

Паспортное значение амплитуды вибратора с массивным якорем составило 0,1 мм, что позволяло при резонансе видеть пучности и узлы на длине лёгкой пружины. Для получения стоячих волн подбиралась длина пружины между защемлением и вибратором. Две бегущих волны устойчиво интерферировали между массивной неподвижной границей и почти неподвижным якорем. Количество узлов и пучностей для различных пружин менялось от 1,5 до 5. Математическое обоснование опытов проводилось по формуле (2). Полученный результат подтвердил правильность модели на основе формулы Рэлея.

Экспериментальный анализ звуковых спектров собственных частот винтовых пружин по первой частоте продольных колебаний, доказал возможность создания диапазона резонансных частот попадающих в область звуковой вибрации и судового шума. В качестве предпосылки к эксперименту была предложена симметричная схема, в которой источник и приёмник менялись местами, за счёт чего снижалось влияние систематической погрешности эксперимента.

анализ спектра

динамическая головка

:1 ■

согласующим трансформатор

динамическая головка

товка И Ч голое .........1' пружина ^-

Г \mrnd П

(ИИ \ добавочная

лагор \ масса 1/

генератор

синусоидальных

сигналов

Рисунок 9 - Силовая часть при измерении спектральной плотности

Источник колебаний включал персональный компьютер для создания синусоидальных импульсов заданной частоты (рисунок 9 и 10). Кроме этого система позволяла генерировать белый, розовый и коричневый шум. Для создания высокочастотных вынуждающих усилий использовалась электромагнитная система, состоящая из постоянного магнита и катушки установленной в зазоре между магнитом и сердечником. Сигнал генерировался первым компьютером в форме синуса с заданной частотой и, через магнитоэлектрический генератор с закреплённой пружиной передавался на ресивер, установленный зеркально к источнику колебаний и далее на согласующий трансформатор. Дли-

тельность сигнала равнялась (3-5) с. Механические части источника и приёмника были идентичны.

Рисунок 10 - Схема измерения спектральной плотности сигнала

Для согласования входных сопротивлений генератора и ресивера использовался специально подобранный трансформатор с коэффициентом 1:50.

Собственные частоты подвески были удалены вверх от экспериментального диапазона частот. Первая собственная частота была удалена вниз от рабочего диапазона частот. Для этого применялась добавочная масса, соединённая с основной конструкцией эпоксидным компаундом, что исключало добавочные частоты колебаний между массой и электромагнитным устройством.

Для небольших пружин характерно близкое расположение источника и приёмника колебаний искажающее результаты эксперимента за счёт появления воздушного столба. Проведённые исследования показали, что влиянием воздуха на измерение можно пренебречь.

Исследование звукоизоляции пружины проводилось приложенным синусоидальным сигналом на входе и полигармоническим сигналом на выходе. Анализ полученных спектров проводился по первой частоте, которая находилась по формуле (2), а все последующие частоты образовывали геометрическую прогрессию с показателем два.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ

Комплексное теоретическое, расчётное и экспериментальное исследование показало:

1 Доказана экспериментально, зависимость для расчёта первой собственной частоты продольных колебаний пружины растяжения, с использованием формулы Рэлея. Найдены типоразмеры пружин, при которых их частоты попадают на нижнюю границу судового шума.

2 Впервые получены число витков (1,5 витка), при которых пружина «становится» брусом. Это позволяет управлять динамикой опор, повышает их эффективность в диапазоне судового шума и приводит к снижению структурной вибрации корпуса.

3 Доказано, что одна и та же пружина с ростом частоты проявляет различные свойства: линейный упругий элемент с нулевой массой, звукоизолятор с высоким рассеиванием энергии, затем жёсткая вставка типа «звуковой мостик».

4 Использование небольших пружин диаметром (3-6) мм, согласованных с частотным диапазоном вибрации позволяет эффективно подавлять структурный шум и звуковую вибрацию в диапазоне (2002000) Гц на судах.

5 Экспериментальный анализ спектров собственных частот пружин, доказал возможность создания опор согласованных по частоте со звуковой вибрацией и судовым шумом и существенно снижающих передачу вибрации на корпус.

Список научных трудов, опубликованных по теме диссертации

Статьи в периодических изданиях, рекомендованных ВАК

1 Щербакова, О.В. Исследование требований санитарных норм, предъявляемых к вибрации и шуму на речном транспорте / О.В. Щербакова, М.К. Романченко // Журн. ун-та вод. коммуникаций. -2010. -№1. -С. 70-73.

2 Щербакова, О.В. Перспективные направления в виброизоляции / О.В. Щербакова, М.К. Романченко // Речной трансп. (XXI век). -2010. -№1. -С. 77-80.

3 Щербакова, О.В. Защита объектов от структурного шума / О.В. Щербакова, М.К. Романченко // Науч. пробл. трансп. Сиб. и Дал. Вост. -2010. -№1. -С. 137-140.

4 Щербакова, О.В. Применение современных акустических средств защиты объектов от воздушного шума / О.В. Щербакова, М.К. Романченко // Речной трансп. (XXI век). -2010. -№2. -С. 79-81.

5 Щербакова, О.В. Поиск элементов эффективной защиты от структурного и ударного шума / О.В. Щербакова, М.К. Романченко // Журн. ун-та вод. коммуникаций. -2010. -№3. -С. 96-100.

6 Щербакова, О.В. Собственная частота колебаний как характеристика цилиндрической пружины / О.В. Щербакова, М.К. Романченко //Речной трансп. (XXI век). -2010. -№5. -С. 83-84.

7 Щербакова, O.B. Проблема динамической устойчивости систем виброизоляции / О.В. Щербакова, М.К. Романченко // Науч. пробл. трансп. Сиб. и Дал. Вост. -2010. -№2. -С. 232-235.

8 Щербакова, О.В. Исследование спектра собственных частот винтовой пружины / О.В. Щербакова, М.К. Романченко // Журн. ун-та вод. коммуникаций. -2011. -№1. -С. 41-43.

9 Щербакова, О.В. Моделирование ожидаемых результатов оптимизации системы виброшумозащиты / О.В. Щербакова, М.К. Романченко // Речной трансп. (XXI век). -2011. -№4. -С. 88-90.

10 Щербакова, О.В. Исследование эффективности системы виброизоляции / О.В. Щербакова, М.К. Романченко // Речной трансп. (XXI век). -2011. -№6. -С. 74-76.

11 Щербакова, О.В. Использование системы виброзащиты с распределёнными параметрами / О.В. Щербакова, М.К. Романченко // Журн. ун-та вод. коммуникаций. -2012. -№1. -С. 28-31.

12 Щербакова, О.В. Определение коэффициента поглощения для стержня / О.В. Щербакова, А.М. Барановский // Науч. пробл. трансп. Сиб. и Дал. Вост. -2012. -№2. -С. 199-201.

Статьи в российских изданиях, материалы конференций

13 Щербакова, О.В. Современные методы борьбы с вибрацией на судах / О.В. Щербакова // Традиции, тенденции и перспективы в научных исследованиях: материалы Международной конференции. -Чистополь. -2009. -С. 348-349.

14 Щербакова, О.В. Снижение структурного шума в судовых помещения / О.В. Щербакова // Современные тенденции и перспективы развития водного транспорта: материалы Межвузовской науч.-практ. конференции студентов и аспирантов. -СПб., 2009.

15 Щербакова, О.В. Методика решения проблем промышленного шума и вибрации / О.В. Щербакова, М.К. Романченко П Методологические и методические проблемы усвоения знаний: тез. и материалы Межвузовской науч. конференции, 28 апр. 2010 г. -Новосибирск. -2010. -С. 199-203.

16 Щербакова, О.В. Комплексная оптимизация системы виброшумозащиты / О.В. Щербакова, М.К. Романченко // Водный транспорт России: инновационный путь развития: материалы Международной конференции. -СПб., 2010. -С. 354-358.

17 Щербакова, О.В. Моделирование оптимальной конструкции виброизолирующих систем / О.В. Щербакова, М.К. Романченко // Обновление флота — актуальная проблема водного транспорта на совре-

менном этапе: материалы Междунар. юбилейн. иауч.-техи. коиф. -Новосибирск. -2011. -4.1. -С. 129-131.

18 Щербакова, О.В. Совершенствование системы виброзащиты судовых механизмов / О.В. Щербакова // Современные тенденции и перспективы развития водного транспорта: материалы Второй Межвузовской науч.-практ. конференции студентов и аспирантов. -СПб., 2011.-С. 117-121.

19 Щербакова, О.В. Моделирование собственных частот пружины/ О.В. Щербакова, М.К. Романченко // Вопросы эксплуатации судовой техники: сб. науч. тр./ Новосиб. гос. акад. вод. трансп. -Новосибирск. -2011. -С. 64-68.

20 Щербакова, О.В. Энергия поперечных колебаний пружин / О.В. Щербакова, М.К. Романченко // Снижение структурного шума и вибрации на судах: сб. науч. тр./ Новосиб. гос. акад. вод. трансп. -Новосибирск. -2012. -С. 80-87.

21 Щербакова, О.В. Собственные частоты колебаний пружины / О.В. Щербакова, A.M. Барановский // Снижение структурного шума и вибрации на судах: сб. науч. тр./ Новосиб. гос. акад. вод. трансп. -Новосибирск. -2012. -С. 55-60.

22 Щербакова, О.В. Негармонический осциллятор / О.В.Щербакова, A.M. Барановский // Снижение структурного шума и вибрации на судах: сб. науч. тр./ Новосиб. гос. акад. вод. трансп. -Новосибирск. -2012.-С. 95-100.

23 Щербакова, О.В. Защитные свойства винтовых пружин / О.В. Щербакова // Снижение структурного шума и вибрации на судах: сб. науч. тр./ Новосиб. гос. акад. вод. трансп. -Новосибирск. -2012. -С. 87-95.

24 Щербакова, О.В. Вязкое трение в опорах судовых двигателей / A.M. Барановский, О.В. Щербакова // Повышение эффективности судовой виброизоляции: сб. науч. тр. -Новосибирск: НГАВТ, 2013. -С, 17-23

25 Щербакова, О.В. Вязкие потери при кручении стержня / О.В. Щербакова, A.M. Барановский // Повышение эффективности судовой виброизоляции: сб. науч. тр. -Новосибирск: НГАВТ, 2013. -С. 32-37.

26 Щербакова, О.В. Дискретные модели динамики пружин / О.В. Щербакова, A.M. Барановский // Повышение эффективности судовой виброизоляции: сб. науч. тр. -Новосибирск: НГАВТ, 2013. -С. 11-16.

27 Щербакова, O.B. Численное моделирование криволинейного бруса / О.В. Щербакова // Повышение эффективности судовой виброизоляции: сб. науч. тр. -Новосибирск: НГАВТ, 2013. -С. 38-46.

Личный вклад в статьях, опубликованных в соавторстве, составляет не менее 50 %.

Подписано в печать 10.09.2014 г. с оригинал-макета.

Бумага офсетная №1, формат 60x84 1/16, печать трафаретная-К^о.

Усл. печ. л. 1,2. Тираж 130 экз., заказ № 80. Бесплатно.

ФБОУ ВПО «Новосибирская государственная академия водного транспорта», (ФБОУ ВПО «НГАВТ»)

630099, Новосибирск, ул. Щетинкина, 33.

Отпечатано в издательстве ФБОУ ВПО «НГАВТ»