Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1 Основные проблемы защиты экипажей судов от действия шума и вибрации. методы их решения 8
1.1 Определение шума и вибрации как нежелательных факторов при эксплуатации речного судна. Нормирование вибрации и шума 8
1.2 Основные источники шума и вибрации на судне, их интенсивность 17
1.3 Методы снижения шума на судах, их эффективность и область применения 19
1.4 Выбор направления исследования 35
1.5 Выводы по первой главе 36
ГЛАВА 2 Собственные частоты продольных колебаний пружины. трение в пружинах. звукоизоляция пружин. поперечные колебания 37
2.1 Классические предпосылки виброизоляции в контексте поглощения энергии на путях распространения.Оценка существующих способов подвески с точки зрения звуковых мостиков 37
2.2 Поглощение шума геликоидальными пружинами 43
2.3 Дискретизация упругого элемента 45
2.4 Метод конечных элементов 55
2.5 Диапазон параметров судовых виброизоляторов 61
2.6 Влияние осевой нагрузки на частоту колебаний пружины 63
2.7 Выводы по второй главе 68
ГЛАВА 3 Влияния трения на эффективность системы в диапазоне звуковых частот 70
3.1 Трение в стержне 70
3.2 Трение в композитном стержне 71
3.3 Трение в стальной пружине 74
3.4 Колебания композитной пружины 77
3.5 Несущая способность и жёсткость виброизолятора 79
3.6 Динамичность модели в диапазоне граничных частот 84
3.7 Методы управления трением в опорах 93
3.8 Негармонический осциллятор 100
3.9 Выводы по третьей главе 103
ГЛАВА 4 Экспериментальные исследованиявлияния 105
4.1 Базовые характеристики объектов исследования 105
4.2 Изучение продольных колебаний пружин растяжения 107
4.3 Изучение стоячих волн 110
4.4 Передача звуковой вибрации через свободную пружину 113
4.5 Звукоизоляция пружин 118
4.6 Выводы по четвертой главе 126
Заключение 128
Список литературы 130
Приложение 141
- Определение шума и вибрации как нежелательных факторов при эксплуатации речного судна. Нормирование вибрации и шума
- Классические предпосылки виброизоляции в контексте поглощения энергии на путях распространения.Оценка существующих способов подвески с точки зрения звуковых мостиков
- Несущая способность и жёсткость виброизолятора
- Передача звуковой вибрации через свободную пружину
Введение к работе
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 APM WinMachine, c 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 технологий, дающих новое качество, в частности аномально высокое поглощение энергии колебаний в объёме виброизолирующей конструкции.
На защиту выносятся:
-
Расчёт геометрических параметров опоры, для которой наблюдается явление повышенного рассеивания энергии, в области судового структурного шума.
-
Математическая модель упругих элементов в виде дискретных цепных систем и пределы её применимости.
-
Качественный переход от модели эквивалентного бруса к модели криволинейного бруса и гипотеза возникновения «звуковых мостиков» в традиционных опорах.
-
Результаты экспериментальных исследований шумоизоляции пружин.
-
Методика расчёта коэффициента поглощения для пружин малого диаметра с неоднородной структурой.
-
Результаты численных исследований звукоизоляции для судовой опоры на основе пружин с развитыми формами колебаний в области структурного шума.
Апробация 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.
Определение шума и вибрации как нежелательных факторов при эксплуатации речного судна. Нормирование вибрации и шума
Одним из главных факторов, отрицательно сказывающихся при эксплуатации речных судов, являются вибрация и сопутствующие ей такие явления, как структурный и воздушный шум [2,8,75].Негативное влияние шума и вибрации способствует снижению привлекательности рабочих мест на судах, а также снижению объёма пассажирских перевозок, в связи с низкой комфортностью [9,75]. Это всё косвенно влияет на рентабельность речного транспорта, что выражается в увеличении аварийности, расходах на профилактику профзаболеваний и повышении затрат на ремонт [55,85]. Вышеуказанные причины приводят к тому, что речной транспорт становиться менее конкурентоспособным, по сравнению с другими видами транспорта. Проблема защиты от шума и вибрации на судах в настоящее время, несмотря на большую работу в этом направлении, остается актуальной и не решённой до конца [20,29,56,59,71,86].
Одной из главных и серьёзных проблем в судостроении является вибрация. Вибрация является причиной структурного шума в помещениях, значительно удаленных от источников вибрации. Структурный шум негативно воздействует на человека, снижает его работоспособность, ухудшает здоровье, влияет на качество и безопасность его труда. Мероприятия по снижению этого вида шума на стадии проектирования, резко увеличивают стоимость постройки судна. Стоимость и масса противошумового комплекса может быть в несколько раз больше стоимости и массы двигателя [2,29]. На речных судах, в отличие от морских судов, снижение водоизмещения повышает собственные частоты с 10…22 Гц до 18…45 Гц. Эти частоты хуже переносятся экипажем, особенно при непрерывном воздействии.
Основной диапазон частот вибрации делится на полосы со средними частотами 2, 4, 8, 16, 32, 63 Гц. Выбор диапазона обусловлен тем, что ниже частоты 2 Гц волновые эффекты в корпусе машин и механизмов не проявляются, а выше 63 Гц вибрация воспринимается как шум. Очевидно, деление на вибрацию и шум условно, но имеет основание в том, что современные машины работают в указанном диапазоне. Для шума выделен диапазон 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000, 8000 Гц [9,11].
Рост частоты вращения двигателей привел к появлению резонансных колебаний корпусных конструкций, повышенное давление наддува усилило неравномерность рабочего процесса, а снижение массы двигателя повысило собственные частоты колебаний фундамента и связанных с ним конструкций. Спектр частот вибрации изменился и перекрыл диапазон вредных для человека частот. В целом вибрация корпуса стала весьма заметной [2,10] значительная доля судов технического флота – плавучих кранов, земснарядов и др. оснащённых мощными технологическими машинами, установленными на относительно легком фундаменте также подвержены действию вибрации и как следствие структурного шума.
Анализ показал, что превышение структурного шума и вибрации имеется на 70% судов [7,12,89]. В машинных отделениях судов (рисунок 1.1) превышение вибрации достигает 5-9 дБ на частотах 16, 32, 63 Гц. Это частоты источника вибрации. В жилых и пассажирских помещениях превышение вибрации больше, и наблюдается чаще, чем в машинных отделениях, превышение от 15 до 20 дБ. В этих помещениях всегда находится персонал, для которого превышение вибрации опасно для здоровья вследствие накопления дозы вибрации (рисунок 1.1).
В служебных помещениях судов вибрация также превышает допустимую (рисунок. 1.1) на 10-17 дБ на частотах 16, 32, 63 Гц – основных частотах возбудителей. Практически все обследованные суда имеют виброизолированные двигатели, что характеризует качество изоляции.
Существуют объективные причины потенциальной предрасположенности обитаемых помещений к повышенной вибрации и шуму. К ним относятся кормовое расположение надстройки и использование в качестве главных двигателей малооборотных дизелей. При кормовом расположении надстройки жилые, служебные и медицинские помещения оказываются в непосредственной близости от основных источников вибрации – винтов и главных двигателей. Малооборотные дизели индуцируют плотный спектр возмущающих усилий. Кроме того, как надстройки в целом, так и отдельные палубы надстройки являются динамическими системами и в зависимости от соотношений собственных частот этих конструкций и частот возмущающих усилий в обитаемых помещениях могут изменяться весьма существенно. Уровни вибрации, фиксируемые в обитаемых помещениях судов, как уже отмечалось, являются одним из основных показателей комфортности и безопасности эксплуатации, а значит, и конкурентоспособности судна на внешнем рынке. В последние годы уровни вибрации и шума в жилых и служебных помещениях транспортных судов оказались в центре внимания страховых компаний. И становятся важным аргументом в спорах хозяйствующих субъектов, так например, при разливах танкерами нефти. Поэтому судовладельцы отказываются принимать вновь построенные суда, если уровни вибрации в обитаемых помещениях, хотя бы на 1 дБ превышают требования санитарных норм, [2,30,36,37], а страховые компании напрямую указывают страховые ставки с уровнями вибрации. В этих условиях удовлетворение требований санитарных норм вибрации - не только социальная и экологическая, но и технико-экономическая проблема.
Сложившаяся ситуация характеризует структурный шум и вибрацию как нежелательные факторы при эксплуатации флота, которые необходимо устранять.
Классические предпосылки виброизоляции в контексте поглощения энергии на путях распространения.Оценка существующих способов подвески с точки зрения звуковых мостиков
Судовая энергетическая установка является источником вибрации и структурного шума. Для снижения неблагоприятного действия вибрации на экипаж и пассажиров применяют различные методы виброзащиты. Не все методы обладают эффективностью в широком диапазоне частот, однако их комплексное использование позволяет добиться приемлемых результатов в соответствии с нормами шума и вибрации на судах. Отметим общую тенденцию деградации конструкторских подходов, к проблеме защиты состоящую в том, что развитие речного судостроения происходит без учета шумовых характеристик оборудования. Это объективное явление и оно обусловлено тем, что при новом проектировании нет достаточной информации по эффективности проводимых мероприятий.
В связи с этим важное место в исследованиях такого рода приобретает самостоятельность метода подавления структурного шума. Такой самостоятельности можно добиться в том случае, когда устройства и узлы, применяемые на судах, конструктивно не зависят от типа корпуса, особенностей энергетической установки, специфики движительного комплекса. В качестве примера можно привести типовые ряды виброизоляторов АКСС, ДПН, АПр и другие, применяемые в судостроении. Выбор таких виброизоляторов обусловлен не конструкцией судна или его энергетической установки, а массой оборудования и условиями монтажа опор. Этим определяется направление работы заключённой в рамках совершенствования узлов и устройств виброизоляторов.
Несмотря на долгий путь пройденный практикой проектирования, теория развития пассивных виброизоляторов отстает от требований времени и содержит большой потенциал возможностей.
Рассмотрим продольные колебания пружины закреплённой по концам. Используя метод Рэлея, определим первую частоту, а затем и следующие частоты колебаний. Заменим пружину сплошным однородным брусом с той же массой и жёсткостью. Допустим, что число витков велико, тогда моделирование колебаний будет полноценным. Как показывают проведенные опыты, малые колебания происходят с одинаковой частотой независимо от амплитуды. [52]. Остановим эквивалентный брус в крайнем положении, тогда форма эпюра осевой деформации будет формой колебаний. Силы инерции, распределённые по длине бруса, будут пропорциональны его отклонению от положения равновесия и в крайнем положении примут максимальное значение.
Зададим вместо инерционной системы сил статическую осевую нагрузку q(x) пропорциональную смещению. Инерционные силы дифференциала длины балки пропорциональны отклонению этого участка от положения равновесия, а эпюр распределённой нагрузки повторяет форму эпюра осевой деформации [11].
Поскольку уравнение осевой нагрузки q(x) не должно менять свой вид после двойного интегрирования. Это соответствует кинематической характеристике ускорения и пропорциональной ему силе упругости. Из двух возможных элементарных функций (экспонента и синусоида) такому условию отвечает гармоническая функция из очевидной неподвижности крайних точек. Запишем нагрузку в виде I J где q0 – наибольшее значение нагрузки, Н/м.
Если задано максимальное смещение средней части пружины, то деформация эквивалентного бруса равна первой производной от смещения. Для доказательства этого положения рассмотрим рисунок 2.1.
Несущая способность и жёсткость виброизолятора
Осевая нагрузка пружины может быть выражена через допускаемые касательные напряжения. Несущая способность виброизолятора складывается из отдельных пружин и оценивается через осевую силу виброизолятора деленную на площадь опоры. По физической размерности нагрузка на пружину и на опору выражается в паскалях. Это позволяет построить простую модель несущей способности опоры. Осевая сила пружины
Если заменить пружину эквивалентным по площади сплошным круглым брусом, то его несущая способность в осевом направлении может быть выражена через отношение силы к площади
Сила в этой формуле является осевой силой пружины, что дает выражение для удельной нагрузки на опору через параметры пружины Полная нагрузка на одну опору равна произведению эквивалентного напряжения на площадь опоры и является частью веса оборудования с учетом рабочих нагрузок.
Для практического использования полученного выражения следует иметь в виду, что допускаемые напряжения [т] для обычных пружинных материалов следует уменьшить из-за специфических условий эксплуатации. На судах виброизоляторы испытывают не только вибрационные нагрузки, но и значительные переменные, а часто знакопеременные нагрузки. При маневрах судна нередки и сотрясения, приводящие к ненормированным перегрузкам.
Вторая поправка напряжения должна учитывать карту размещения пружин в опоре и наличие промежутков влияющих на прочность основных пластин. Если пружины установлены в углах квадратной сетки, между ними остается достаточно много свободной площади не участвующей в несущей способности. Более рационально, но несколько менее технологично размещение пружин по вершинам правильных шестиугольников. Такие размещения характерны для структур кристаллических решеток и могут быть названы по аналогии с ними как плотная и сверхплотная упаковка. Различие площадей невелико и не принципиально.
С точки зрения прочности также нет особых ограничений, поскольку ослабление оснований опор легко компенсируется небольшим увеличением толщины. Детальный характер распределения напряжений и деформаций в плоских регулярных структурах может быть найден по методике, предложенной в работе [67]. Расчет основан на методе конечных элементов с использованием специальных компьютерных программ.
Рассмотрим практическое значение грузоподъёмности опоры для области параметров индекса, напряжения и площади указанных ниже:
Из графиков следует, что для современных материалов и распространённых индексов площадь опоры получается приемлемой для судовых условий.
Вторая главная характеристика опоры - жёсткость также связана с несущей способностью опоры. В общем виде этот вопрос был рассмотрен в работе [7] через энергоёмкость материала. Ограничения касаются собственной частоты колебаний установленного оборудования или в другой формулировке - просадки пружин. Современные подвески главных двигателей за последние два десятка лет стали значительно мягче. Жёсткость пружин для подвесок главных двигателей приближается к жёсткости пружин для судовых электростанций. В настоящее время можно принять среднюю просадку двигателя на опорах А =0,01 м, что соответствует частоте вертикальных свободных колебаний 5 Гц.
Жёсткость опоры определится по формуле Жёсткость одной пружины определится из отношения площади пружины к площади опоры
Проведённые расчёты составляют проектный расчёт опоры. Он не регламентируется стандартами, поэтому основным расчетом при проектировании объектов техники считается проверочный, который всегда значительно сложнее и выполняется по нормативным документам.
Передача звуковой вибрации через свободную пружину
В качестве предпосылки к эксперименту была предложена симметричная схема, в которой источник и приёмник менялись местами, за счёт чего снижалось влияние систематической погрешности эксперимента.
Белый шум (практически постоянный на любой частоте)
Источник колебаний включал персональный компьютер со звуковой картой и программным обеспечением для создания синусоидальных импульсов заданной частоты (рисунок 4.8). 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. Подвеска катушки состояла из жёсткого лёгкого каркаса, закреплённого по периметру на вязкой эластичной конструкции диаметром 80 мм. Сигнал генерировался первым компьютером в форме синуса с заданной частотой. Длительность сигнала равнялась 3 – 5 секунд. Колебания передавались на пружину и далее на ресивер, установленный зеркально к источнику колебаний. Механические части источника и приёмника были идентичны.
Для согласования входного сопротивления и сопротивления ресивера использовался специально подобранный трансформатор с отношением витков 1:50.
Силовая часть при измерении спектральной плотности 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. Это может быть причиной искажающей результаты эксперимента за счёт малого относительного расстояния в сравнении с диаметром излучателя системы измерения. Известны случаи появления столбов воздуха при определённых частотах на значительных расстояниях от источника [109]. Исключить данное влияние удалось с помощью массивной перегородки с центральным отверстием для пружины. Остаточное влияние оценивалось по принципу Гюйгенса по отношению диаметра центрального отверстия к расстоянию по закону обратных квадратов.
Проверка системы заключалась в исследовании более широкой области частот по сравнению с экспериментальной областью. Медленное прохождение по частоте проводилось с записью колебаний полученных через воздушный промежуток, специально сокращённый до размеров невысокого цилиндра. Сигнал, полученный с датчика, поступал на вход звуковой карты компьютера и записывался в файл. Анализ полученной осциллограммы позволил выявить области относительно низкого внутреннего резонанса.
Большой боковой зазор гарантировал радиальные скорости воздушного потока на один - два порядка меньшие, чем вибрационные скорости. В противном случае для коротких пружин могла появиться помеха в виде аэродинамической составляющей. Уровень звукового давления 80 дБ на частоте 1000 Гц задавался относительно нулевого значения 20 мкПа, что равнялось 0,2 Па. Соответствующая скорость колебаний воздуха оценивалась по формуле Бернулли
Микрофон располагался по оси излучателя на расстоянии h . Для измерения передачи звуковой вибрации на место микрофона устанавливался ресивер, регистрировавший колебания пружины. Воздушный столб создавал помеху, которая была заранее неизвестна.
Звуковое давление между диффузорами зависит от скорости относительного движения h, динамической вязкости воздуха /л и расстояния между поверхностями h [9]:
Принимая нулевой радиус отверстия г0, получим распределение давления в зависимости от осевого зазора h при фиксированном радиусе излучателя 40 мм.
Вязкость воздуха принималась для температуры 20 оС /л = 1,8-Ю-5 Пас. В результате получен график уровня помехи в зависимости от расстояния между излучателем и ресивером (рисунок 4.10).
Давления воздуха в данных измерениях не превышали звуковых давлений для обычных акустических систем, а разность давления излучателя и помехи составила 20…40 дБ. При этом воздух можно считать несжимаемым при длинах волны больших, чем экспериментальный промежуток между источником и ресивером колебаний. Полученный результат означает, что влиянием воздуха на измерение можно пренебречь. Измерение жёсткости подвески излучателя проводилось для последующей проверки первой собственной частоты по гипотезе линейной теории колебаний. Для этого эксперимента подвеска нагружалась небольшой известной массой, а затем измерялась просадка упругой подвески. Ступенчатое приложение нагрузки не выявило существенной нелинейности электромагнитной системы. Дополнительным фактором, повышающим достоверность эксперимента, был принят нулевой натяг исследуемой пружины. Подвеска пружины при нулевом натяге находится в нейтральном положении на участке постоянной жёсткости излучателя.
