книги из ГПНТБ / Попков, В. И. Виброакустическая диагностика и снижение виброактивности судовых механизмов

УДК 629.12.03—8 : 628.517

П57

Виброакустическая диагностика и снижение виброактивности судо­ вых механизмов. Попков В. И. Л ., «Судостроение», 1974, с. 224.

Книга посвящена вопросам виброакустнческой диагностики и уменьшения вибрации судовых механизмов путем оптимального проек­ тирования их корпусов. Рассмотрены процессы совместных колебаний механизмов, амортизации и фундаментов и излучения механизмами колебательной энергии. Впервые сделана попытка изложить методы выявления причин вибрации механизмов по комплексной информации о силах, механических сопротивлениях, взаимных спектрах и потоках колебательной энергии. Для возможности практической реализации предложенных методов виброакустического диагноза описаны способы и средства измерения силовых и энергетических параметров вибра­ ции, а также способы многоканального контроля и обработки инфор­

ского анализа.

Почти все теоретические положения книги проиллюстрированы числовыми примерами и расчетами.

Илл. 89. Табл. 5. Литерат. 87 назв.

Рецензенты: д. т. н. А. В. Авринский, д. т. н. проф. И. И. Клюкин

Научный редактор д. т. н. А. С. Никифоров

© Издательство «Судостроение», 1974 г.

ПРЕДИСЛОВИЕ

Борьба с шумом на судах — одна из первостепенных задач в судо­ строении. В условиях близости человека к механизмам и длитель­ ности его пребывания в плавании важно (и в то же время трудно) обеспечить нормальные условия обитаемости. Попытки решения этой задачи предпринимаются по многим направлениям, одним из которых является снижение виброактивности протекающих в меха­ низмах рабочих процессов и поглощение вибрации на пути ее распро­ странения от источников до мест пребывания человека (рабочих постов и кают).

Механизм совместно с виброизолирующей системой и фундамен­ том представляет собой сложную активную колебательную систему. На низких частотах он колеблется как твердое тело. С увеличением частоты наступают первые изгибные и крутильные формы колеба­ ний. На средних и высоких частотах уже отдельные элементы кор­ пусов и конструкций агрегатов колеблются как тела с распределен­ ными параметрами. Ввиду сложности процессов зарождения коле­ баний и резонансных свойств конструкций успех в разработке мало'т шумных и хорошо изолированных от фундаментов механизмов практически определяется тем, удастся ли в период проектирования и исследования правильно представить динамическую модель системы механизм—амортизация—фундамент и выявить основные источники вибрации.

Все это привело к интенсивному развитию методов исследования виброактивности судовых механизмов силами специалистов: аку­ стиков, механиков и электротехников. Круг научных вопросов, возникающих при создании этих методов, довольно обширен: тре­ буется понимание физики колебательных процессов механизмов совместно с опорными и неопорньши связями; обязательно знание особенностей информативных вибрационных параметров, характе­ ризующих механизм как источник колебаний; кроме того, необхо­ димо совместное освоение методологических и технических сторон

Физические основы вынужденных колебаний механизмов рас­ смотрены в ряде работ, таких как «Колебания в инженерном деле» С. П. Тимошенко, «Борьба с шумом и звуковой вибрацией на судах»

УРОВНИ ВИБРАЦИИ И ДИНАМИЧЕСКОЕ

ВЗАИМОДЕЙСТВИЕ СУДОВЫХ ГЛАВА I МЕХАНИЗМОВ С ОПОРНЫМИ

ИНЕОПОРНЫМИ связями

§Соотношение между силами, действующими.^ источнике, и вибрацией механизмов

Методы расчета собственных и вынужден­

ных колебаний механизма — твердого тела на упругих элементах (амортизаторах) разработаны подробно и широко освещены в лите­ ратуре. В настоящем разделе приведены уравнения, характеризую­ щие динамику механизма во всем диапазоне звуковых частот.

При описании колебательных процессов принято рассматривать механизм, амортизаторы (виброизолирующие конструкции) и фун­ дамент как линейные дискретные механические системы с конечным числом точечных контактов. На рис. 1 представлены возможные схемы таких систем. Величина контактируемой точки между эле­ ментами зависит от исследуемого частотного диапазона. В области частот до 500—1000 Гц в качестве точечного можно принять участок контакта механизма и фундамента с отдельным амортизатором или патрубком (в этом диапазоне частот опорные сечения отдельных амортизаторов или патрубков обычно колеблются как жесткие).

На частотах от 500— 1000 Гц до 10 кГц такой точкой контакта служит узел болтового соединения механизма с опорными и неопор­ ными связями и, в свою очередь, амортизаторов и патрубков с фун­ даментом.

Положение в пространстве точечных участков контакта опре­ деляется шестью координатами: поступательного перемещения центра участка х, у, z и поворотного перемещения участка ср, ф и | вокруг осей х, у, г, проходящих через центр участка. Будем считать ось z нормальной опорной поверхности механизма, а ось х — параллельной

щенные силы Q" (/).

Уравнения связи между возмущениями в источнике и уровнями вибрации механизмов можно представить с помощью рядов или матриц. Каждая из этих форм записи имеет свои, преимущества и не­

5

достатки. Например, матричные уравнения очень компактны, однако менее удобны для физического анализа колебательных процессов, выявления и учета особенностей механических свойств исследуемых конструкций, чем уравнения, записанные в виде рядов для систем, не превышающих определенной степени сложности.

Общие уравнения вынужденных колебаний системы механизм— амортизация—фундамент для всего звукового диапазона частот можно получить при использовании в качестве коэффициентов про-

а)

Рис. 1. Схема колебательной системы: а — сопротивление фундамента конечно, имеется связь между колебаниями всех точек контакта вибро­ изолирующей конструкции с фундаментом и механизмом; б — сопротив­ ление фундамента бесконечно, связь между колебаниями точек опоры ме­ ханизма через виброизолирующие элементы отсутствует.

порциональности между колебательными силами и скоростями то­ чечных и переходных механических сопротивлений и податливостей исследуемых конструкций.

Применительно к системам, находящимся в состоянии стацио­ нарных синусоидальных колебаний, под механическим сопротивле­ нием Z понимают комплексное отношение .силы, приложенной к ли­ нейной механической системе, к составляющей скорости этой системы. Точечное сопротивление выражается отношением силы к составляю,- щей скорости в точке приложения силы, а, переходное сопротивле­ ние:— отношением силы к составляющей скорости в точках, отстоя­ щих От точки приложения силы. Механическая податливость М по величине обратна механическому сопротивлению.

Допустим, действие источника в механизме эквивалентно действию единичной' силы. Гармоническая сила KQr (со) направлена вдоль вектора г и приложена в точке «и».

Возбуждаемая в районе действия силы вибрация распространя­ ется по конструкциям механизма к опорным и неопорным связям. В -районе я-го участкаконтакта механизма с опорными и неопор­

6

ными связями в t'-м направлении возбуждается колебательная ско­ рость [63 ]

(1. 1)

где 1M'ri (со)— переходная податливость системы механизм — при­ соединенные опорные и неопорные связи от места действия силы до п-го участка контакта механизма со связями, являющаяся функцией характеристик конструкций собственно механизма и со­ противлений опорных и неопорных связей.

Вибрационная, скорость свободного механизма (установленного на опоры с нулевым сопротивлением)

<7 го (®) = aQr (со)иМ?,о(со).

Механизм, установленный на опоры с конечным механическим сопротивлением, можно рассматривать как свободный, но подвер­

гающийся воздействию дополнительных сил—сил реакции Q* (со), приложенных со стороны опорных и неопорных связей на участках их крепления к механизму.

При одной точке контакта механизма п — 1 и однонаправленных колебаниях уравнение (1.1) принимает вид

Ц1И = "Qr (со)"Mll0(со) + Q] (со)Mj}o (со),

где м))о(со) — точечная податливость конструкций свободного ме­ ханизма в месте соединения с опорой.

Q) (со) = <7 ! (со) Z "а. ф (со),

Z)\а. ф (со) — точечное сопротивление системы амортизатор— фундамент.

При нескольких точках контакта и с учетом всех шести составляю­

М/"о (со) — податливость конструкций свободного механизма между участками контакта с опорными и неопорными связями.

Яfa (и)фО, C+V

7

— коэффициент механических сопротивлений системы амортиза­ ция—фундамент, определяемый при действии на систему только

силы Qf(co) и при условии, что система может совершать колеба­ ния только в р-м участке и в v-м направлении; остальные колеба­ тельные скорости равны нулю.

С учетом уравнения (1.3) ql (со) можно определить из системы уравнений вида

//I 6

р=1 v = l

Величины иЛ4г,о (и) и Mflo (со), характеризующие свойства соб­ ственно конструкций механизма, можно определить экспериментально. Методы определения податливостей судовых агрегатов рассмотрены

в § 20, 21. При известных "М'но (<и), Л4//о (®) и сопротивлениях опорных и неопорных связей Z^,fa. ф (со) вибрация механизма опре­ деляется из ситемы 6т уравнений вида (1.4) по формуле

ql (со) свободными членами;

А — определитель системы уравнений вида (1.4).

Если сопротивления элементов виброизолирующих конструкций значительно меньше механических сопротивлений фундамента Za ф

Zq, то уровень qk (со) определяется только силой Qk (со). В таком случае для исследования колебаний механизмов приемлема схема, изображенная на рис. 1, б. Согласно этой схеме величина сил реак­ ции Q* (со) пропорциональна входным механическим сопротивлениям

собственно виброизолирующих элементов ZaAx. х (“ )

<2/И = — S <7v(®)Zvfe?a. x. x (со).

v = l

При однонаправленных колебаниях

Q/ (“ ) == —ql (со) 2 /* а. х . х (со).

Входные сопротивления Zakx. х (например, амортизатора) опре­ деляются, когда нижняя опорная его пластина полностью затормо­ жена (неподвижна). В таких случаях принимается, что амортиза­ тор работает в режиме холостого хода и имеет бесконечно большую нагрузку на выходе.

8

При определении причин резонансных колебаний конструкций механизма совместно с опорными и неопорными связями, а также при подборе характеристик конструкций механизма и амортизации (для обеспечения минимума вибраций опорных поверхностей меха­ низма) силу ,lQr (ш), действующую В рабочем узле механизма, можно считать постоянной при любом конструктивном выполнении корпуса и ограничиться исследованием влияния на переходную податливость механических сопротивлений конструкций механизма и амортиза­ ции. Варьирование механических сопротивлений механизма и амор­

тизации позволяет определить минимум ЯМ"{ (со), что необходимо для уменьшения и вибрации механизма.

Исключая из уравнения (1.4) nQr (со), получаем уравнения для определения переходных податливостей

9