авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:   || 2 | 3 |
-- [ Страница 1 ] --

XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН

Содержание

Шумы и вибрации

УДК 629.5.064.3

Берестовицкий Э.Г., Голованов В.И., Франтов А.А., Черняева В.С.

ВИБРАЦИОННЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ НЕКОТОРЫХ

ЭЛЕМЕНТОВ ТРУБОПРОВОДНЫХ СИСТЕМ Открытое акционерное общество «Концерн «НПО «Аврора»

196024, С.-Петербург, ул. Карбышева, 15 Тел.: (812) 316-05-92;

Факс: (812) 316-34-29 E-mail: mail@avrorasystems.com;

http://www.avrorasystems.com Трубопроводные системы широко используются практически во всех отраслях современного народного хозяйства. В состав этих систем кроме источников энергии рабочей среды (насосов, вентиляторов, компрессоров и т.п.) и ее потребителей входит большое количество фасонных частей – колен, сужений, расширений и аналогичных элементов.

Работа трубопроводных систем неизбежно сопровождается появлением вибрации, причем источником вибрационного возмущения может быть практически любой элемент такой системы. Уровни вибрации источников энергии и основных ее потребителей обычно известны, они либо рассчитываются, либо измеряются в стендовых условиях. Однако в настоящее время в литературе отсутствуют данные о вибрационных характеристиках фасонных частей, входящих в состав трубопроводных систем. В данной статье приводятся результаты измерений вибрации типовых фасонных частей в стендовых условиях, причем вибрационные характеристики приводятся в зависимости от скорости рабочих сред, т.е.

полученные результаты охватывают как ламинарные, так и турбулентные режимы течения. Полученные результаты позволят на стадии проектирования более точно оценить вибрационное возбуждение трубопроводной системы в целом.

Трубопроводные системы различного назначения широко применяются практически во всех отраслях народного хозяйства. Особенно широкое распространение они нашли в судостроении, в нефтяной, химической и газовой промышленности. Повышение энергонапряженности и, соответственно, виброактивности современных трубопроводных систем, в первую очередь трубопроводных систем, используемых на судах, выдвигает на первый план проблему борьбы с вибрацией трубопроводов. В трубопроводных системах применяется большое количество типовых элементов. К числу таких элементов в первую очередь относятся различные штуцера – как ответвительные, так и переходные, компенсационные погибы – как лирообразные, так и - образные, колена, ответвления, местные сужения проходного сечения и т.п. Общее количество типовых элементов в трубопроводных системах исчисляется сотнями и тысячами штук.

Поскольку в проточных частях имеются обусловленные функциональной необходимостью острые кромки, резкие повороты, карманы и выступающие детали, то они для всех типовых элементов точки зрения гидродинамики являются плохообтекаемыми. Течение рабочей среды в таких проточных частях сопровождается наличием струйно-отрывных течений, застойных зон и т.п. При протекании рабочей среды по типовым элементам формируется некоторая, вполне определенная акустическая энергия, которая в основном проявляется в виде вибрации. Источником этой энергии являются потери энергии (потери давления) в процессе взаимодействия рабочей среды, проходящей через проточную часть элемента, с обтекаемыми поверхностями. Сложность описания колебаний типовых элементов приводит к необходимости использования результатов экспериментальных исследований.

В настоящее время вибрация типовых элементов трубопроводных систем не нормируется и не контролируется. Поэтому отсутствуют экспериментальные данные об их вибрации, что не позволяет разрабатывать оптимальные решения по снижению виброактивности систем. Для оптимизации геометрии проточных частей типовых элементов и возможного ограничения скорости потока рабочей среды в них необходимо провести экспериментальные исследования вибрационных характеристик таких элементов при различных скоростях рабочей среды.

Экспериментальное исследование вибрации типовых элементов проводилось на стенде НПО «Аврора», который позволяет проводить испытаний в условиях, совпадающих с условиями эксплуатации типовых элементов.

В качестве типовых элементов систем были выбраны элементы, в которых поток не разветвляется - штуцер переходной, втулка переходная, колено, лирообразный компенсационный погиб.

Все типовые узлы были изготовлены в полном соответствии с действующей конструкторской документацией. Рабочей средой при проведении испытаний типовых узлов систем гидравлики была жидкость ПГВ по ГОСТ 25821-83 [1].

В ходе стендовых испытаний типовых элементов определялись уровни вибрации в третьоктавных полосах частот в диапазоне частот от 5 до 10000 Гц. Уровни вибрации измерялись в вертикальном направлении на входе и выходе в двух точках, которые расположены в районе ближайших к XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации испытываемому объекту подвесок. Для сопоставимости результатов измерений различных элементов расстояние между подвесками было выбрано постоянным.

Для сравнения в ходе испытаний кроме вибрационных характеристик типовых узлов были определены характеристики также прямых трубопроводов той же длины и того же диаметра, что и типовые узлы (проставыши).

Для того, чтобы характеристики рабочей среды не изменялись, испытания проводились при одинаковой температуре – при температуре порядка 200С.

Испытания проводились при следующих скоростях движения рабочей среды – 1, 2, 3, 4 и 5 м/с.

(Для отдельных элементов испытаний проводились при скоростях рабочей среды 8 и 10 м/с.) Типичные результаты испытаний приведены на рис. 1, 2 и 3. На рис. 1 уровни вибрации на входе проставыша Ду10, на рис. 2 - уровни вибрации на входе погиба Ду10, на рис. 3 - уровни вибрации на входе колена Ду10.

70, 1 м/с 2 м/с 3 м/с 60, 4 м/с 5 м/с 8 м/с 50, 10 м/с 40, L, дБ 30, 20, 10, 0, 5 10 20 40 80 160 315 630 1250 2500 5000 F, Гц Рис. 1. Уровни вибрации на входе проставыша Ду 70, 1 м/с 2 м/с 3 м/с 60, 4 м/с 5 м/с 8 м/с 50, 10 м/с 40, L, дБ 30, 20, 10, 0, 5 10 20 40 80 160 315 630 1250 2500 5000 F, Гц Рис. 2. Уровни вибрации на входе погиба Ду Результаты испытаний показывают следующее.

1. Для всех испытанных элементов в диапазоне низких частот (до частот порядка 80 – 100 Гц) при малых скоростях потока рабочей среды (до скоростей порядка 3 – 4 м/с) уровни вибрации практически совпадают. В этой области не наблюдается зависимости вибрации от скорости потока. Это свидетельствует о том, что в этой области уровни вибрации лежат ниже уровня стендовых помех.

2. В остальной исследованной области для всех испытанных элементов наблюдается четкая зависимость уровней вибрации от скорости потока, по мере возрастания скорости потока уровни вибрации увеличиваются, причем это возрастание наиболее ярко выражено в диапазоне высоких частот.

3. По абсолютной величине уровни вибрации типовых элементов в исследованном диапазоне скоростей рабочей среды достаточно малы.

XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации Полученные результаты могут служить основой для обоснования целесообразного с акустической точки зрения ограничения скоростей рабочей среды в типовых элементах.

Как было сказано ранее, в настоящее время отсутствуют требования, ограничивающие уровни вибрации типовых элементов трубопроводных систем. По всей видимости, введение требований по ограничению уровней вибрации нецелесообразно, так как их стендовая проверка потребует слишком больших затрат средств и времени.

Поэтому целесообразно, исходя из результатов проведенных испытаний, для типовых элементов ограничить скорости рабочей среды в зависимости от диаметра условного прохода.

Результаты выполненных экспериментальных исследований позволили предварительно определить величину скорости рабочей среды для используемых типовых элементов, в которых не происходит разбиения потока.

Вне зависимости от давления рабочей среды можно считать допустимыми следующие скорости потока рабочей среды в типовых элементах:

- для элементов Ду20 – 6 – 8 м/с, для элементов Ду10 – 8 – 10 м/с, для элементов Ду6 – 10 – 13 м/с.

70, 1 м/с 2 м/с 3 м/с 60, 4 м/с 5 м/с 50,0 8 м/с 10 м/с 40, L, дБ 30, 20, 10, 0, 5 10 20 40 80 160 315 630 1250 2500 5000 F, Гц Рис. 3. Уровни вибрации на входе колена Ду ЛИТЕРАТУРА ГОСТ 25821-83, Жидкость ПГВ. Технические условия, – 1983.

1.

УДК 620.179.17:629. Берестовицкий Э.Г. 1, Голованов В.И.2, Гладилин Ю.А. 1, Обуховский С.А1., Франтов А.А. РАЗРАБОТКА МЕТОДОВ И СРЕДСТВ ПАССИВНОГО ВИБРОГАШЕНИЯ КОЛЕБАНИЙ, ПЕРЕДАВАЕМЫХ ОТ ИСТОЧНИКА ПО ТРУБОПРОВОДАМ Открытое акционерное общество «Концерн «НПО «Аврора»

196024, С.-Петербург, ул. Карбышева, Тел.: (812) 316-05-92;

Факс: (812) 316-34- E-mail: mail@avrorasystems.com;

http://www.avrorasystems.com ФГУП ГНЦ «Центральный научно-исследовательский институт имени академика А.Н. Крылова»

196158, С.-Петербург, Московское шоссе, 44;

факс (812) 727-93- Трубопроводные системы широко используются практически во всех отраслях современного народного хозяйства. Рассмотрены процессы, вызывающие виброактивность гидравлической системы с источником (насосом), и связь между её гидравлическими и виброакустическими параметрами. На примере стендовой гидросистемы ОАО «Концерн «НПО «Аврора» предложены методы снижения вибрации системы трубопроводов за счёт целенаправленного применения средств пассивного виброгашения и уменьшения гидродинамических пульсаций рабочей среды, передаваемых от источника по трубопроводам. Проведены теоретические и экспериментальные исследования эффективности средств пассивного виброгашения, определён частотный диапазон их применимости. Разработаны основные положения методик, которые позволяют по заданной эффективности определять конструктивные параметры некоторых средств XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации пассивного виброгашения. В частности, получены аналитические выражения, позволяющие выполнить расчёт эффективности для виброзадерживающих массивов, вибродемпфирующих покрытий трубопроводов, а так же гибких развязок, представляющих собой пучок гибких шлангов, суммарное проходное сечение которых больше или равно сечению трубопровода. Получены экспериментальные данные, подтверждающие соответствие расчётных и экспериментальных значений по оценке эффективности применения пассивных средств виброгашения.

Решение задач по снижению акустической помехи на измерительном участке гидравлического стенда возможно только на основе рассмотрения процесса распространения колебательной энергии по стендовым трубопроводам от источников ее зарождения до измерительных участков стенда.

Применительно к модернизированному стенду потери колебательной энергии при ее распространении от источника акустического возмущения по длине трубопровода определяются следующим выражением:

n L = LH L j, (1) j = LH - уровень вибрации источника;

где:

L j - затухание вибрации на j -том участке трубопровода;

n - количество участков трубопровода.

Величина затухание вибрации на каком-либо j -том прямолинейном участке трубопровода определяется по формуле:

l j 1 / 2, (2) L = j E (D 2 + 2H 2 2D j H j ) 2 j j j где: D j - наружный диаметр трубопровода;

Hj - толщина стенки трубопровода;

j - плотность материала трубопровода;

lj - длина j -того участка трубопровода;

- круговая частота;

E - модуль упругости материала стенок трубопровода;

- коэффициент потерь, учитывавший наличие рабочей среды.

Полученные аналитические выражения позволили выполнить расчет падения уровня вибрации для стальных трубопроводов различных диаметров и построить графически зависимость L = F (1 / D ).

По графикам, изображенным на рис. 1, можно определять соотношения длины и диаметра трубопроводов, обеспечивающие минимальные уровни вибрации, передаваемые по трубопроводам.

L, дБ 10 кГц 1 кГц 315 Гц 50 Гц l/ 500 Рис.1. Расчетное снижение уровня вибрации по длине трубопровода, в зависимости от его конструктивных размеров на частотах 50, 315, 1000, 10000 Гц.

XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации Проведенные исследования виброакустических характеристик стенда позволили заключить, что основными источниками вибрации являются насосы (на низких и средних частотах) и регулирующая арматура (клапаны напора и слива), генерирующие гидродинамические пульсации потока рабочей жидкости.

Для систем трубопроводов с электронасосными агрегатами характерно распространение низкочастотных структурных колебаний по стенкам труб, а высокочастотных пульсаций, проявляющихся в виде гидродинамического шума по жидкостному тракту.

Одним из наиболее доступных и эффективных способов снижения низкочастотных вибраций является использование виброзадерживаюших масс (ВЗМ).

Если представить массу в виде массива, охватывающего трубопровод со всех сторон и разрезать его вместе с трубопроводом по образующей, то полученную конструкцию можно считать пластиной с некоторой толщиной h, длиной а и высотой b.

Тогда виброизоляция поля изгибных колебаний ВЗМ, установленной на пластине, может быть представлена уравнением (3):

K КМ (1 + K ИПЛ a / 2), (3) m ПЛ ВИ = 10 lg K ИМ + m М K ИПЛ K ИПЛ 12b где: m ПЛ - масса пластины;

mМ - масса ВЗМ;

K ИМ - волновое число изгибных колебаний ВЗМ;

K ИПЛ - волновое число изгибных колебаний пластины;

K КМ - волновое число крутильных колебаний ВЗМ;

а - длина ВЗМ.

Эффективность применения железобетонного ВЗМ размерами a = 1.2 м, b = 1.4 м, h = 1.0 м с хомутовым креплением стального трубопровода диаметром 0,15 м, иллюстрирует рис. 2.

Для снижения высокочастотных пульсаций в потоке рабочей жидкости, генерирующих высокочастотные вибрации трубопровода, авторами предложено использование гибких развязок.

Развязки представляют собой коллекторы, соединенные между гибкими шлангами, проходное (суммарное) сечение которых больше или равно проходному сечению трубопровода.

Известно, что акустическая мощность, излучаемая источником, пропорциональна квадрату расхода, т. е. Q 2 или проходному сечению.

Если источник имеет «n» проходных каналов с суммарным сечением S, то акустическая мощность одного канала N n ( S / n), а суммарная мощность n - каналов - N n N n 1 / n и N n S / n, 2 таким образом, наличие n - трубопроводов вместо одного, большей площади, уменьшает излучаемую энергию пропорционально 1/n.

L,дБ 50, 1 40, 30, 20, 10, 0, 12, 31, f, Гц Рис. 2. Третьоктавные спектры вибрации трубопровода диаметром 0,15 м: спектр 1- до ВЗМ, спектр 2 - после ВЗМ.

XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации Общая энергия, приходящаяся на единицу длины трубопровода с жидкостью:

V02, W = R2 (4) где: R - радиус трубопровода;

V0 - скорость течения жидкости;

- плотность жидкости;

Мощность потерь для плоской волны с учетом формулы Кирхгофа имеет вид:

2 µ V W, (5) Nv = R µ - коэффициент трения;

где:

- круговая частота.

При замене одного трубопровода на n - трубопроводов с равной суммарной площадью сечения, вводя коэффициент m, учитывающий снижение уровня вибрации, передаваемой по трубопроводу, получим падение уровня вибрации на развязке:

m V02 µ1 n, L p = (6) cR На рис. 3 представлены результаты расчета и экспериментальные данные для гибкой развязки из 40 шлангов с радиусом R = 0,01 м, скоростью потока V0 = 2 м/с, m = 5 и подводящим трубопроводом диаметром 0,2 м с жидкостью (водой), объемный расход – 250 м / ч. Из рисунка видно, что применение гибких развязок даёт наибольший эффект на средних и высоких частотах.

L, дБ f, Гц 5 102 Рис.3. Эффективность гибкой развязки на рабочем режиме:

1 - перепад вибрации расчетный, 2 - перепад вибрации экспериментальный Для снижения вибрации собственно трубопроводов предложено нанесение вибродемпфирующее покрытие. Задача вибродемпфирования трубопроводов может быть разбита на две части:

вибродемпфирование стержневых форм колебаний трубопроводов (при этом имеется в виду диапазон частот, в которых трубопровод колеблется, как стержень на опорах без деформирования поперечного сечения);

вибродемпфирование оболочечных форм колебаний (имеется в виду диапазон частот, в которых трубопровод следует рассматривать как цилиндрическую оболочку).

Все вышеперечисленные мероприятия были внедрены на стенде, что обеспечило снижение акустической помехи на измерительных участках стенда до величин на 6-10 дБ меньших, чем уровни ВАХ измеряемых изделий.

Такие значения помех позволяют уверенно измерять виброакустические параметры всех современных и перспективных приборов систем управления.

ЛИТЕРАТУРА Клюкин И.И.. Борьба с шумом и звуковой вибрацией на судах // – Л.: Судостроение, 1971. – С.378.

1.

Берестовицкий Э.Г., Обуховский С.А. Проблемы создания современного специализированного стенда для 2.

виброакустических испытаний приборов и СУ // Судостроение. – 2006. №4, – С.42–46.

XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации УДК 534. Е.В. Романенко, Н.А. Кузнецов, В.И. Попков ХАРАКТЕРИСТИКА ЭЛЕМЕНТОВ ТРУБОПРОВОДОВ С ДВИЖУЩЕЙСЯ ЖИДКОСТЬЮ КАК ИСТОЧНИКОВ КОЛЕБАНИЙ ФГУП «ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова»

Россия, 196158 Санкт-Петербург, Московское шоссе, д. Тел.: (812)415-66-07;

Факс: (812)727-96-32;

E-mail: krylov@krylov.spb.ru В докладе рассматриваются результаты экспериментальных исследований, проведенных с целью определения способов характеристики элементов трубопроводов с движущейся жидкостью как источников колебаний. Представлены результаты измерения уровней звуковой составляющей гидродинамического шума, вибрации структуры трубопровода, динамических сил, возникающих в трубопроводе при движении жидкости. Акустические параметры были получены экспериментальным путем на стенде с движущейся самопротоком жидкостью, в котором отсутствуют сторонние источники шума. Упоминается, что кроме экспериментальных исследований обоснованы и апробированы методы расчетного определения степени нарушения однородности потока жидкости внутри трубопроводов и динамических сил, возбуждаемых потоком жидкости и действующих со стороны элементов на конструкции с бесконечным сопротивлением.

В настоящее время широко распространены аналитические и численные методы расчета колебаний трубопроводов с жидкостью, которые позволяют учитывать геометрические размеры и параметры материала стенок трубопроводов, а также характеристики рабочей среды. Однако при расчете малошумных гидравлических систем необходимо знать и учитывать:

динамические силы и звуковые давления, развиваемые при работе насосов и арматуры;

акустические и механические сопротивления гибких вставок в трубопроводах (используемые с целью уменьшения вибрации и гидродинамического шума систем трубопроводов), значительно отличающихся от сопротивлений обычных участков трубопровода;

динамические силы и звуковые давления, обусловленные неоднородностью потока жидкости при ее движении через геометрически сложные участки трубопроводов.

Первые две проблемы, возникающие при проектировании малошумных систем трубопроводов, решаются в нашем Институте: создаются и отрабатываются методики для проведения виброакустических испытаний насосов и арматуры на стенде машиностроительного завода, а также решаются задачи по определению характеристик гибких вставок путем проведения экспериментальных исследований.

Но постепенно встал вопрос об определении параметров звукового давления и силы, обусловленных неоднородностью потока жидкости, то есть исследовании элементов трубопроводов как активных источников процессов шумообразования в системе. Интерес представляет исследование влияния неоднородности потока жидкости на шум и вибрацию при наличии в системе элементов, имеющих в своей конструкции либо повороты и погибы (двойники, тройники и т.п.), либо элементов с изменением сечения.

Уровни звуковой сост авляюшей ГДШ, дБ 10 100 Част от а, Гц Рис. 1 Уровни звуковой составляющей ГДШ на выходе исследуемого элемента (1 – прямого участка трубопровода;

2 – зигзагообразного участка трубопровода;

3 – расширительной камеры) Для экспериментальных исследований влияния неоднородности потока в структурах трубопроводов различной формы на шум и распространяющуюся колебательную мощность в потоке жидкости, а также на возникающую вибрацию в трубопроводах был создан стенд с движущейся самопротоком жидкостью.

Стенд представляет собой замкнутую гидравлическую систему из участков трубопроводов, соединённую с двумя сообщающимися между собой баками с водой, сливным и приемным. Стенд не содержит источников постороннего гидродинамического шума, так как жидкость протекает между баками XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации по заданной траектории самопротоком со скоростью в пределах от 0 до 4.0 м/с. Исследуемыми на стенде были следующие элементы: прямой участок трубопровода;

участок, имеющий 4 погиба на 90° (зигзагообразный элемент);

элемент, имеющий расширение - сужение сечения в два раза (расширительная камера). Представленные ниже результаты измерений получены для режима протекания жидкости со скоростью около 2 м/c.

Анализ измерений звуковой составляющей гидродинамического шума, распространяющейся по трубопроводу (см. рисунок 1), показывает, что ее спектральные уровни имеют практически равные значения для элементов, у которых отсутствует скачок диаметра проходного сечения. Только в случае резкого изменения диаметра проходного сечения трубопровода (расширительная камера) наблюдается увеличение уровней звуковой составляющей гидродинамического шума на выходе элемента по сравнению с уровнями на выходе прямого участка трубопровода во всем частотном диапазоне примерно на 5-35 дБ.

Иная картина наблюдается при анализе изменения частотных характеристик вибрации структуры трубопровода на выходе исследуемых элементов. В случае прохождения потока жидкости через зигзагообразный элемент поперечная вибрация на выходе элемента увеличивается на 10-20 дБ, а при установке на измерительном участке расширительной камеры вибрация трубопровода на выходе элемента возрастает на 10-40 дБ по сравнению с уровнями вибрации на выходе прямого участка (см. рисунок 2).

Уровни ускорения вибрации, дБ 2 - - - - 10 100 Част от а, Гц Рис. 2 Уровни поперечной вибрации на выходе исследуемого элемента (1 – прямого участка трубопровода;

2 – зигзагообразного участка трубопровода;

3 – расширительной камеры) Это свидетельствует о том, что пульсации давления, возникающие в неоднородном потоке жидкости при ее протекании через элемент трубопровода, оказывают значительное силовое давление на стенки трубопровода. В результате в конструкциях трубопровода возбуждаются местные деформации и вибрации, которые распространяются по стенкам вдоль трубопровода со скоростью, значительно превышающей скорость распространения колебаний в жидкости, и «уносят» по структурным конструкциям трубопровода колебательную энергию, обусловленную пульсациями давления в неоднородном потоке жидкости.

Учитывая это явление, любые геометрические изменения структурных конструкций системы трубопровода (погибы, скачки сечений трубы, гибкие вставки и т.д.) следует рассматривать как активные элементы трубопровода, в которых генерируются звуковые давления и динамические силы, действующие на структурные элементы трубопровода, обусловленные локальными пульсациями избыточного давления в жидкости при нарушении неоднородного потока рабочей среды в элементе трубопровода.

Как любые генераторы, элементы трубопроводов с движущейся жидкостью могут рассматриваться как активные элементы, на границах которых приложены внешние приведенные:

суммарные квадратичные давления 0 p или объемные скорости V0 ;

суммарные квадратичные силы 0 F, равные, Fi2n F =, i, n где - i-ая составляющая силы, действующая со стороны жидкости на участок n -ый Fi, n элемента, в котором имеют место пульсации давления движущейся жидкости.

На рисунке 3 приведена эквивалентная схема представления элемента трубопровода как источника колебаний.

XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации Вводя в правую часть общего уравнения вынужденных колебаний трубопроводов с жидкостью [1], [2] значения этих давлений (или объемных скоростей) и сил получаем систему уравнений, которая позволяет рассчитывать вынужденные колебания трубопроводов любой геометрии и при наличии в трубопроводах гибких вставок с учетом силового воздействия на трубопроводы насосов (арматуры) и с учетом силового взаимодействия жидкости и структуры, обусловленной пульсациями давления при наличии неоднородностей потока жидкости.

0F out 0 F in i 0 out i 0 p in p in out V V Рис. 3 Эквивалентная схема элемента трубопровода как источника колебаний Возникающие динамические силы могут быть измерены с помощью датчиков сил или пьезопленочных датчиков деформации.

На рисунке 4 приведены результаты измерения динамических сил при протекании жидкости через структурные элементы исследованных конфигураций. Из рисунка видно, что уровни сил, обусловленных пульсацией давления неоднородного потока жидкости в зигзагообразном участке трубопровода, в диапазоне частот до 100-150 Гц на 5-20 дБ превышают уровни сил, обусловленных пульсацией давления неоднородного потока жидкости в прямом участке трубопровода. Максимальное силовое воздействие на структуру трубопровода имеет место в случае расширительной камеры. Уровни сил в этом случае на 10-25 дБ превышают уровни сил, возбуждающих трубопровод при пульсации потока жидкости в прямом участке, во всем исследуемом диапазоне частот.

Уровни динамической силы, дБ 10 100 Част от а, Гц Рис. 4 Уровни динамических сил, действующих на бесконечную нагрузку в районе выходного фланца исследуемых элементов (1 – прямого участка трубопровода;

2 – зигзагообразного элемента;

3 – расширительной камеры) С помощью методов, подобранных в результате анализа существующего программного обеспечения и алгоритмов расчета гидроакустической динамики излучения колебательной мощности при движении потока жидкости в трубопроводе, могут быть выполнены расчеты пространственно-временных зависимостей пульсаций давления в потоке и динамических колебательных сил, действующих на трубопроводы различной конфигурации с потоком жидкости, и приведенных к конструкциям с бесконечным сопротивлением, расположенных в районе входного и выходного фланцев элемента трубопровода. По этой информации можно будет определить частотные зависимости силового динамического воздействия потока на ограничивающие конструкции для диапазона частот от 5 Гц до 1000 Гц, а затем с помощью программных комплексов ANSYS или MSC/NASTAN рассчитать колебательные скорости конструкций и потоки колебательной мощности в них. Кроме того, разработанные расчетные методы позволяют осуществлять поиск оптимальной конфигурации элемента трубопровода, позволяющей уменьшать гидравлическое сопротивление элемента и возбуждаемые потоком жидкости динамические силы. Например, расчеты показали, что выполнение скоса фланца расширительной камеры на 10и скругление собственно угла в месте соединения входной трубы и расширительной камеры радиусом 10 мм, позволяет уменьшить гидравлическое сопротивление на 7 %, а суммарные квадратичные силы на 12 %.

XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации Таким образом, при движении жидкости внутри трубопроводов элементы трубопроводов следует рассматривать как активные элементы и характеризовать их как источники приведенными к фланцам силами, действующими на конструкции с бесконечным сопротивлением, и звуковым давлением, действующим на бесконечную нагрузку. Методы расчета упомянутых величин позволяют разрабатывать рекомендации по конструктивному исполнению элементов трубопроводов с движущейся жидкостью для уменьшения возбуждаемых жидкостью сил и пульсаций давления.

ЛИТЕРАТУРА 1. Попков В.И., Попков С.В. Колебания механизмов и конструкций. Изд. «Сударыня», Санкт-Петербург, 2009.

2. Popkov V.I., Beziazychniy V.V., Voinova O.N., Kuznetsov N.A., Kuznetsov J.I., Chernoberevskiy V.V., Popkov S.V. Oscillations of pipeline systems. The Fifth International Conference on Vibration Problems, Moscow, Russia, ИМАШ, 2001.

УДК 628.517. К.И. Валянтинас, Ю.Н. Попов АНАЛИЗ КОЛЕБАНИЯ ОРЕБРЕННОЙ ОБОЛОЧКИ КОНЕЧНЫХ РАЗМЕРОВ НА ЧИСЛЕННОЙ МОДЕЛИ ФГУП «ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова»

Россия, 196158, Санкт-Петербург, Московское шоссе, Факс (812) 386-67-43;

Email: krylov@krylov.spb.ru Возникновение акустических (вибрационных и шумовых) полей транспортных средств связано, в частности, с колебаниями корпусных конструкций, возбуждаемых различными источниками. Научной основой акустического совершенствования этих конструкций являются многочисленные публикации, содержащие экспериментальные и теоретические исследования резонансных явлений в пластинчатых и оболочечных конструкциях при различных граничных условиях, способах возбуждения и т.д. Теоретический анализ реальных конструкций может быть затруднен ввиду различия конструкционных коэффициентов потерь отдельных элементов и сложности описания геометрии. Широкие возможности в области решаемых задач теории колебаний могут быть достигнуты с использованием численных методов и вычислительных средств. В статье описана численная модель конечной оребренной цилиндрической оболочки, возбуждаемой гармонической силой. Приведено сравнение результатов численного расчета конечноэлементной модели с экспериментальными данными, полученными на макете, и теоретическими результатами в рамках теории колебаний оболочки.

Целью исследований, результаты которых отражены в данной статье, было построение расчетной модели элемента корпусной конструкции (оребренной оболочки) и сравнение с результатами, полученными для данной конструкции, в рамках теории колебаний и экспериментально на макете. Для проверки правильности выбора расчетной модели была использована теория тонких оболочек в низкочастотном приближении. Экспериментальные данные по определению вибрации получены при стендовых испытаниях на макетном образце оболочки.

Уравнение движения цилиндрической оболочки может быть записано в матричной форме в следующем виде [1] [L] {ui } = [0], (1) где { u i } вектор смещений, [L ] матричный дифференциальный оператор.

Можно представить матричный дифференциальный оператор в виде [L] = [LDM ] + 2 [LMOD ]. (2) Первое слагаемое этого выражения определяет влияние мембранных колебаний поверхности оболочки на формирование резонансных частот. Мембранные силы действуют в плоскости оболочки.

Второе слагаемое выражения учитывает изгиб оболочки.

Общее решение уравнения (2) достаточно сложное, однако в низкочастотном диапазоне можно воспользоваться рядом приближений и свести оператор L к относительно простому виду. В работе Хекла [1] показано, что, если пренебречь влиянием продольных колебаний оболочки в осевом направлении, а также поправкой Кенарда (существенна для оболочек большой длины), то выражение для резонансных частот однородной конечной цилиндрической оболочки с шарнирными граничными условиями можно представить в виде ( ) xm m,n = 2, + xm + n 2 (3) (x ) +n m XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации mrc, rc радиус серединной поверхности оболочки, lc длина оболочки, где xm = hc, = rc 12(1 ) lc hc толщина оболочки, коэффициент Пуассона материала оболочки, m,n собственные частоты колебаний, нормированные к первой кольцевой частоте оболочки.

При наличии набора в радиальном направлении сопротивление мембранным силам (первое слагаемое выражения (3)) возрастает пропорционально увеличению погонной площади поперечного сечения оболочки по отношению к площади поперечного сечения оболочки без ребер [2]. Но в той же степени увеличивается масса оболочки, поэтому наличие ребер жесткости, в первом приближении, не оказывает влияния на это слагаемое выражения.

Наличие ребер жесткости оболочки в радиальном направлении приведет к увеличению изгибной жесткости в этом направлении (второе слагаемое выражения (3)) и средней массы, приходящейся на единицу поверхности [2]. Влияние ребер жесткости на изгибные колебания может быть учтено с помощью введения коэффициентов в выражении (3).

Таким образом, собственные частоты оболочки с ребрами жесткости в низкочастотном диапазоне можно приближенно определить, используя следующее выражение:

(n 2 sr + xm )2, x mn = 2 m 2 2 + (4) 2 (n + xm ) mr где mr коэффициент массы набора, который соответствует отношению массы элементов набора, приходящейся на единицу площади поверхности корпуса к массе единицы площади основного корпуса;

sr коэффициент жесткости набора, который соответствует отношению толщины эквивалентной пластины, жесткость которой на изгиб в направлении перпендикулярном набору, равна жесткости на изгиб пластины с набором, к толщине основного корпуса.

В качестве исследуемой модели была выбрана оребренная оболочка с незакрепленными торцами, имеющая следующие размеры: длина 0,80 м, диаметр 0,69 м и толщина 0,004 м. Оболочка была подкреплена восемью наружными ребрами жесткости таврового профиля [3]. Расстояние между крайними ребрами и торцами оболочки составляло ~ 0,05 м. Расстояние между соседними ребрами жесткости равнялось ~ 0,1 м. Моделирование оребренной оболочки осуществлялась в программном комплексе ANSYS (рис. 1). При построении конечноэлементной модели были соблюдены геометрические размеры испытанной конструкции, смоделирован профиль ребер жесткости для корректного описания инерционных и прочностных характеристик конструкции. По условиям эксперимента исследовались только низкочастотные формы колебаний. В связи с этим сетка разбиения на отдельные элементы была выбрана таким образом, чтобы на половину длины волны приходилось не менее 5-7 элементов.

Рис. 1.Конечноэлементная модель оребренной Рис. 2. Нормированные резонансные частоты оболочки цилиндрической оболочки с ребрами жесткости Для такой модели аналитически по формуле (4) может быть выполнена оценка диапазона собственных частот и форм колебаний. На рис. 2 приведен расчет всех собственных частот mn для форм колебаний с индексами и. Аналитическая оценка показывает, что для выбранной XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации конструкции минимальные собственные частоты mn соответствуют оболочечным формам колебаний с номерами и.

Стоит отметить, что данный оценочный расчет справедлив только для частного случая шарнирного закрепления торцов оболочки. Для исследуемой модели незакрепленные торцы приводят к возникновению в низкочастотном диапазоне различных форм колебаний, для которых не может быть построено аналитическое решение. В связи с этим для анализа исследуемой экспериментально конструкции была построена численная модель. Результаты расчета первых собственных форм колебаний приведены на рис. 3. Видно, что среди полученных результатов расчетов только одна форма ) (рис. 3б) условно соответствует аналитической зависимости (4). Таким образом, описать исследуемую конструкцию только в рамках аналитических выражений не представляется возможным.

а) б) в) г) Рис.3. Первые четыре формы колебаний оребренной модели оболочки Для анализа результатов, полученных при численном моделировании, было проведено сравнение с экспериментальными данными. Эксперимент по исследованию макета данной оболочки был поставлен на стендовой базе ФГУП «ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова» [4]. Оболочка возбуждалась гармонической силой при помощи малогабаритного электродинамического вибровозбудителя или вибромолотка. В ходе эксперимента измерялись спектры возбуждающего усилия, а также нормированные величинами этого усилия спектры вибрации и звукоизлучения оболочки. По результатам эксперимента были определены формы колебаний оболочки на частотах резонансных максимумов спектра виброускорения оболочки (330, 432, 452, 700, 1018, 1176, 1308 Гц) в точке её возбуждения[5].

При обработке результатов эксперимента были подробно исследованы формы колебаний на частотах 330, 432 (соответствующих формам, представленным на рис. 3а и 3б). Следует отметить, что аналитически (по формулам (1-4)) форма колебаний, соответствующая первой резонансной частоте получена не была. Однако на численной модели данная форма была получена.

XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации Рис. 4. Распределения амплитуды вибрации по образующей оболочки на частоте 432 Гц Для подробного анализа приведем только результаты по форме (рис. 3б), что соответствует частоте 432 Гц. На рис. 4 представлен график колебаний оболочки в продольном направлении. Видно, что форма изгиба, полученная на модели, соответствует экспериментальным значениям. Различия в амплитуде деформации на торцах объясняются некоторыми отличиями торцов реальной оболочки от численной модели. Следует отметить, что численная модель позволяет выполнить анализ локальных деформаций оболочки между ребрами (рис. 4), что экспериментально исследовать невозможно из-за малых смещений.

Выполненные исследования показали возможность сопоставления численного решения оребренной оболочки конечных размеров с экспериментом. Выполнено сравнение численных результатов расчета частот собственных форм колебаний с теоретическими результатами, получаемыми в рамках теории тонких оболочек в низкочастотном приближении. Полученные результаты показали, что численные методы позволяют более детально описывать характер деформаций на резонансных частотах в дополнение к экспериментальным исследованиям (рис. 4). При создании численных моделей не требуется введения ряда приближений, присутствующих в аналитических задачах, что позволяет детализировать описание колебаний сложных конструкций.

ЛИТЕРАТУРА Heckl M. Vibration of Point-Driven Cylindrical Shells // JASA, 1962 - vol.34, №10 - P.1553-1557.

1.

Никифоров А.С., Будрин С.В, Распространение и поглощение звуковой вибрации на судах // 2.

Судостроение, Л., 1968 г.

Евсеев В.Н. Излучение звука оболочкой с продольными ребрами жесткости // Акустический журнал– 3.

1989 - т. 35, вып. 6.

Кирпичников В.Ю., Кощеев А.П. Экспериментальные исследования влияния резонансных явлений в 4.

круговой цилиндрической оболочке на ее вибровозбудимость и звукоизлучение // Труды ФГУП «ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова» -2008 - Вып.40(324).

Кирпичников В.Ю. Вибровозбудимость конструкций и пути ее уменьшения, 2011, СПб.

5.

УДК 62-752.002. Н.В. Волкова, В.И. Голованов, А.В. Ионов, П.А. Кузьменко О ВОЗМОЖНОСТИ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ НОВЫХ МАТЕРИАЛОВ ДЛЯ УПРУГИХ ЭЛЕМЕНТОВ АМОРТИЗИРУЮЩИХ КОНСТРУКЦИЙ ФГУП «Центральный научно-исследовательский институт имени академика А.Н.Крылова»

Россия, 196158 Санкт-Петербург, Московское шоссе, д. Факс: (812) 386-6743;

E-mail:www.krylov.com.ru В существующих амортизирующих конструкциях (АК) в качестве упругого элемента (УЭ) традиционно применяются резины. Создание новых высокоэффективных АК сопряжено с поиском новых материалов для УЭ, разработкой кардинально новых технических решений и снижением затрат на производство и эксплуатацию. В качестве перспективного материала для УЭ АК предложено использовать полиуретановые эластомеры, обладающие физико-механическими свойствами, недоступными для традиционных резин.

Приведены результаты сравнительного анализа существующих амортизационных резин и полиуретанов.

XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации Получены и проанализированы результаты экспериментальных исследований опытных образцов АК, которые подтвердили возможность использования полиуретана как материала для УЭ.

Значительная доля снижения шумности транспортных средств достигается за счет применения эффективных АК. В связи с этим необходим поиск и внедрение кардинально новых технических решений, способных снизить затраты на производство АК. Внедрение новых материалов для УЭ АК является одним из важных направлений в этой области.

Одним из новых материалов для УЭ АК является полиуретан [1]. Эксплуатационные свойства полиуретанов удовлетворяют требованиям, предъявляемым к резинам, используемым в АК, и позволяют получать изделия без применения традиционной вулканизации, то есть обеспечивают энергосберегающую технологию их изготовления. Механические свойства полиуретанов изменяются в широких пределах и зависят от природы и длины участков цепи между уретановыми группами, структуры цепей (линейная или сетчатая), молекулярной массы и степени кристалличности. Полиуретаны могут быть вязкими жидкостями, или являться твёрдыми веществами в аморфном или кристаллическом состоянии [2].

Проведен сравнительный анализ физико-механических свойств традиционных резин, применяемых для изготовления АК и полиуретанов различных марок, рассмотрены технологии изготовления изделий из них, оценены преимущества и недостатки каждой технологии, осуществлен ряд исследований динамических свойств материалов. Результаты выполненных исследований показали, что полиуретановые эластомеры обладают стойкостью к действию различных растворителей, масел, топлив, отрицательных температур, к атмосферному воздействию. В отличие от традиционных резин, например, на основе бутадиен-нитрильных синтетических каучуков (БНКС), полиуретаны имеют высокое сопротивление истиранию, сохраняют высокую эластичность в широком диапазоне изменения твердости [3]. Некоторым из этих свойств полиуретаны обязаны присутствию вторичных химических связей или межмолекулярным взаимодействиям, которые, в свою очередь, являются результатом присутствия различных полярных групп в полиуретановых цепях [4]. В результате исследования свойств различных типов полиуретанов удалось подобрать композицию, удовлетворяющую требуемым физико-механическим показателям и обладающую рядом дополнительных достоинств. Этим материалом является литьевой полиуретан «Сурэл-7», разработанный ООО «Сурэл» (Санкт-Петербург).

Физико-механические показатели традиционных резин для АК, а также полиуретана «Сурэл-7»

приведены в таблице 1.

Таблица 1 - Физико-механические показатели традиционных резин и полиуретана «Сурэл-7»

Физико-механические показатели Резина на основе БНКС Полиуретан «Сурэл-7»

Предел прочности при растяжении, не менее, МПа 7,0 10,0 15 Относительное удлинение при разрыве, % 400 700 350 Относительное остаточное удлинение, % 25 8 Твердость по Шору А, усл. ед. 31 58 Динамические свойства:

- динамический модуль сдвига, G, МПа 2,0 4,0 0,9 8, - коэффициент механических потерь, tg 0,100,35 0,09 0, Параметрами применения эластомеров в АК являются динамический модуль сдвига G и коэффициент механических потерь =tg. Они зависят от параметров режима нагружения, прежде всего от частоты, и позволяют в совокупности достаточно полно характеризовать свойства эластомеров. На вязкоэластометре МАК 03 на стандартных образцах проведены испытания на сдвиг традиционных резин и полиуретана «Сурэл-7» в зависимости от частоты и динамического смещения.

На рисунках 1 и 2 представлены результаты измерения частотной зависимости модуля сдвига и тангенса угла механических потерь для резины на основе каучука БНКС (твердость 58 усл.ед. Шора А) и полиуретана марки «Сурэл-7» (твердость 65 усл.ед. Шора А) в диапазоне частот от 7,8 до 1000 Гц.

Из сравнения данных, приведенных на рисунке 1 видно, что как для традиционных резин, так и для полиуретана «Сурэл-7» модуль сдвига во всем частотном диапазоне близок. Коэффициент потерь (рисунок 2) полиуретана «Сурэл-7» меньше, чем у резин на основе БНКС. Исходя из анализа полученных результатов, представленных на рисунках 1 и 2, следует, что полиуретан «Сурэл-7» обладает динамическими характеристиками, требуемыми для АК.

XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации Рис. 1. Частотная зависимость модуля сдвига резины на БНКС (1) и полиуретана «Сурэл-7» (2) Рис. 2. Частотная зависимость коэффициента механических потерь резины на БНКС (1) и полиуретана «Сурэл-7» (2) Проведен сравнительный анализ технологии изготовления АК из традиционных материалов и полиуретанов. Технологическая схема производства изделий при помощи традиционного метода вулканизации включает в себя следующие этапы: подготовка исходных компонентов;

смешение компонентов на вальцах;

формование изделия, включающее каландрование, дублирование, охлаждение на барабанной машине, вулканизацию, механическую обработку;

получение готового изделия. Технология изготовления изделий из литьевых полиуретанов является технологичной и менее трудоемкой, по сравнению с традиционным способом, и заключается в смешении под вакуумом компонентов полиуретана и последующей заливке получившейся реакционной смеси в заливочную форму.

Рис. 3. Заливочная форма для амортизатора Рис. 4. Заливочная форма с образцами ЭСА-100. амортизатора ЭСА-35.

Разработаны аналоги типовых АК с УЭ, выполненными из полиуретановых композиций. Следует отметить, что при их изготовлении отсутствует операция вулканизации. Изготовленные образцы отвечают требованиям, которые предъявляются к АК.

Использование этой технологии позволяет заливать готовую смесь в форму и производить холодное отверждение. Применяемые литьевые формы значительно проще вулканизационных. На рисунке представлена опытная форма для заливки образцов ЭСА-100. На рисунке 4 представлена опытная форма с залитыми образцами.

Были изготовлены образцы с УЭ из полиуретана нескольких рецептур. Образцы были подвергнуты испытаниям по определению: статической жесткости в направлении оси Z;

динамической (вибрационной) жесткости на резонансной частоте в направлении оси Z при амплитуде циклического деформирования 1 мм XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации при действии нагрузки 500 Н;

динамической (ударной) жесткости при ударном нагружении в направлении оси Z.

В таблице 2 приведены основные характеристики ЭСА-35, полученные в ходе испытаний.

Таблица 2 – Основные характеристики амортизатора ЭСА-35.

Рецептура Статическая жесткость, кН/м Вибрационная жесткость, кН/м Сурэл-17 76,6 113, Сурэл-14 127,6 146, Сурэл-7 135,7 217, Как видно из 2, статические и вибрационные жесткости амортизатора в зависимости от рецептуры материала УЭ существенно различаются.

Образцы ЭСА-35 с УЭ из полиуретана «Сурэл-17» были подвергнуты длительному низкочастотному циклическому деформированию, эквивалентному фактической модели эксплуатации, характерной для судов. После наработки заданного количества циклов разрушений УЭ АК не наблюдалось.

На рисунке 5 представлены нагрузочные характеристики образцов с УЭ из полиуретана «Сурэл-17» до и после ресурсных испытаний.

Нагрузка, Н до ресурса 50000 циклов Перемещение, мм 0 2 4 6 8 10 Рис. 5. Нагрузочные характеристики образцов в направлении оси Z до и после ресурсных испытаний.

Из рисунка 5 видно, что после имитации срока эксплуатации АК (10 лет) статическая жесткость амортизатора увеличилась на величину порядка 30 %.

Таким образом, на примере ЭСА-35 с УЭ из новых материалов показана возможность использования полиуретана в качестве УЭ АК.

Проведенные исследования подтвердили возможность использования полиуретана в качестве материала УЭ АК, причем технология изготовления изделий из этого материала значительно проще и дешевле по сравнению с резинами. Применение полиуретанов исключает энергоемкую стадию вулканизации при производстве изделий, позволяет снизить затраты на изготовление дорогостоящей оснастки и исключает необходимость использования клеев.

ЛИТЕРАТУРА 1. Ионов А.В. Средства снижения вибрации и шума на судах, Санкт-Петербург, 2000.

2. Летуновский М.П. Марочный ассортимент ТДИ - предполимеров «Эласт» и литьевые полиуретановые эластомеры на их основе. Полиуретановые технологии – 2005, №1, с. 14-18.

3. Райт П., Камминг А. Полиуретановые эластомеры. Пер. с англ. под ред. докт. хим. наук Н.П. Апухтиной, Л., Химия, 1973, 304 с.

4. Н.П. Апухтинa. Синтез и свойства уретановых эластомеров. Л., Химия, 1976, 184 с.

XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации УДК 62- Н.В. Волкова1, В.И. Голованов1, С.Ю. Никишов ВОЗМОЖНОСТЬ ОЦЕНКИ РЕСУРСНЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ РЕЗИНОМЕТАЛЛИЧЕСКИХ АМОРТИЗИРУЮЩИХ КОНСТРУКЦИЙ НА ОСНОВЕ ЧИСЛЕННОГО ОПРЕДЕЛЕНИЯ НАПРЯЖЕНИЙ, ВОЗНИКАЮЩИХ В ИХ УПРУГИХ ЭЛЕМЕНТАХ ФГУП ГНЦ «Центральный научно-исследовательский институт имени академика А.Н.Крылова»

Россия, 196158 С.-Петербург, Московское шоссе, Тел.: (812) 415-6962;

Факс: (812) 386-6743;

E-mail: krylov@ krylov.spb.ru Открытое акционерное общество «СПМБМ «Малахит»

Россия, 196135 С.-Петербург, ул.Фрунзе, Тел.: (812) 378-6428;

Факс: (812) 378-6747;

E-mail: malach@mail.rcom.ru В ходе эксплуатации резинометаллических амортизирующих конструкций (РМАК) в упругих элементах (УЭ) возникают напряжения, величина, частота и длительность которых определяются заданной моделью эксплуатации, при этом для судовых РМАК частота и длительность воздействия максимальных напряжений являются постоянными величинами. Для таких конструкций предложен подход к оценке ресурсных показателей на основе численного определения напряжений, которые возникают в УЭ при статическом и квазистатическом нагружениях. В качестве примера рассмотрены результаты численного определения напряжений в УЭ амортизаторов АКСС-М. Изложенный подход позволяет оценивать ресурсные показатели разрабатываемых РМАК и существенно сокращать время проведения испытаний и количество испытуемых образцов.


Разработка типорядов перспективных высокоэффективных судовых РМАК сопряжена с определением их характеристик, которые должны отвечать регламентированным требованиям [1].

Проведение ресурсных испытаний всех модификаций и типоразмеров испытываемых РМАК, как правило, не представляется возможным вследствие их существенной продолжительности. Поэтому необходимо разработать подход, позволяющий оценивать ресурсные показатели создаваемых РМАК и существенно сокращающий количество испытываемых образцов и время испытаний.

В УЭ судовых РМАК обычно используются типовые амортизационные резины, имеющие близкие физико-механические показатели. При эксплуатации РМАК находятся под воздействием как постоянных, так и переменных нагрузок. Модели эксплуатации РМАК в судовых условиях практически идентичны. Многолетний опыт эксплуатации РМАК на судах показывает, что если типоразмер РМАК с максимальными напряжениями, значения которых ниже максимально допустимых, выдержит полный цикл ресурсных испытаний, то и весь типоряд разрабатываемой конструкции с меньшими напряжениями тоже.

Суть предлагаемого подхода заключается в том, что на основании решения взаимосвязанных задач: обобщения и описания физико-механических свойств типовых амортизационных резин и определения напряженно-деформированного состояния (НДС) РМАК осуществляется выбор наиболее напряженных типоразмеров, которые и будут подвергнуты ресурсным испытаниям.

Были исследованы НДС наиболее востребованных в судовых амортизирующих креплениях и охватывающие все конструктивные схемы и марки резин РМАК. Для описания поведения резинового УЭ при больших деформациях и в условиях сложного НДС использован феноменологический подход, позволяющий применять полученные из простейших экспериментов характеристики упругих свойств материалов к расчету конструкций, в которых реализуется сложное НДС [2].

Из значительного количества вариантов записи законов упругости несжимаемых изотропных материалов [3 - 5] для расчета РМАК, работающих при умеренных деформациях ( 0,3 i 4, где i, i = 1, 2, 3 –главные кратности удлинения), обоснованно выбран потенциал Муни–Ривлина = C1 ( I 1 3 ) + C 2 ( I 2 3 ), (1) XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации I 1 = 1 + 2 + 2, I 2 = 1 2 + 2 2 + 2 1 - инварианты;

где 2 2 2 3 2 23 C1 и C 2 - постоянные потенциала.

Для определения постоянных C1 и C 2 потенциала (1) можно воспользоваться методом спрямляющих координат [5]. Полученные значения параметров упругого потенциала Муни - Ривлина для резин, используемых для изготовления УЭ РМАК, приведены в табл. 1.

Таблица 1 - Параметры упругого потенциала Муни - Ривлина исследованных резин.

Марка резины C1, МПа C 2, МПа I-10942 0,7 0, I-10943 0,58 0, I-10945 0,2 0, По найденным параметрам для исследованных резин построены теоретические кривые одноосного деформирования при растяжении и сжатии. На рис. 1, в качестве примера, представлена кривая деформирования резины I-10943 в спрямляющих координатах, которая соответствует потенциалу (1). Как видно из рис. 1 упругий потенциал (1) пригоден для описания закона деформирования амортизационных резин. Кружки на кривой соответствуют одноосному растяжению - сжатию.

y x -80 -60 -40 -20 -30 0 - - Рис. 1. Кривая деформирования резины I-10943 в спрямляющих координатах В табл. 2 приведены результаты сопоставления экспериментальных и расчетных значений эксп.

о условного напряжения 0 = 1 / 1 для амортизационной резины марки I-10942.

Таблица 2 - Сопоставление экспериментальных и расчетных значений условного напряжения амортизационной резины марки I-10942.

о., МПа = ( 1 0. 0 ) 100 %, % 1 0, МПа эксп эксп 0,917 -0,40 -0,40 0, 0,85 -0,82 -0,79 -3, 0,80 -1,13 -1,14 0, 0,75 -1,45 -1,52 4, Анализ кривых деформирования амортизационных резин при одноосном растяжении и сжатии, а также результатов сопоставления экспериментальных о. и расчетных значений условного напряжения эксп 0 позволили уточнить интервалы применимости потенциала (1), которые приведены в табл. 3. Из нее видно, что в рассмотренном интервале деформирования 0,75 1,4 упругий потенциал (1) описывает свойства типовых амортизационных резин достаточно приемлемо. Поэтому для выполнения расчетных оценок выбран потенциал Муни-Ривлина, как наиболее простой и удобный.

Таблица 3 - Границы применимости упругого потенциала (1) для резин при одноосном деформировании.

Марка резины Растяжение, 1 Сжатие, I-10942 1,2 0, I-10943 1,1 0, I-10945 1,4 0, Установлено, что коэффициент Пуассона имеет значение близкое к 0,5 только для натуральных каучуков или слабонаполненных резин [6]. Для сильнонаполненных резин он уменьшается до значений 0,46 – 0,487 [7], а для случая сложного НДС лежит в диапазоне от 0,46 до 0,5 [8, 9].

Расчетным путем осуществлена оценка влияния величины коэффициента Пуассона на НДС РМАК.

Численные результаты расчетов нагрузочных характеристик РМАК при различных значениях приведены в [10]. Установлено, что для получения достоверных результатов исследование НДС РМАК должно проводиться в предположении, что коэффициент Пуассона равен 0,48.

Рассмотрим предлагаемый подход на примере РМАК АКСС-М [11]. Амортизаторы АКСС-М XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации изготавливаются с различной металлической арматурой двух типов: безкозырьковый и козырьковый.

Конструктивные отличия между этими типами учтены при построении расчетных моделей в программном комплексе ANSYS, которые включают в себя идеализацию свойств конструкций и внешних воздействий.

В качестве примера, на рис.2 – 3 представлены расчетные модели АКСС-85М и АКСС-400М.

Рис. 2. Расчетная модель АКСС-85М Рис. 3. Расчетная модель АКСС-400М Для каждого типоразмера АКСС-М сформирована конечно-элементная расчетная модель, получены картины деформирования при различных видах нагружений, численно определена статическая нагрузочная характеристика (зависимость перемещения от величины действующих статических нагрузок величиной до 2 P0, где P0 – статическая номинальная нагрузка, соответствующая значениям приведенным в [11]). Также определены расчетным путем секущая и касательная статические жесткости. Исследовано НДС в направлении главных осей при действии статической нагрузки величиной до 2 P0 и численно определены напряжения, которые возникают в процессе эксплуатации в УЭ и металлической арматуре при статическом и квазистатическом нагружениях.

На рис. 4 представлена нагрузочная характеристика АКСС-85М в направлении главной оси Z.

Для оценки достоверности расчетных данных проведено их сравнение с экспериментально измеренными нагрузочными характеристиками, полученными в различное время [12]. Из рис.4 видно хорошее совпадение, что позволяет в дальнейшем использовать расчетные результаты.

Pz, кH Uz, мм -2 -1,5 -1 -0,5 0 0,5 1 1,5 - - расчет эксперимент Рис. 4. Нагрузочная характеристика АКСС-85М в направлении главной оси Z Получены картины деформирования всех типоразмеров АКСС-М с различной арматурой при действии номинальной сжимающей и растягивающей нагрузок. В качестве иллюстрации, на рис. представлены деформированные состояния АКСС-85М при действии номинальной сжимающей (а) и растягивающей (б) нагрузок в направлении главной оси конструкции Z.

а) б) Рис. 5. Деформированное состояние АКСС-85М при действии номинальной статической сжимающей (а) и растягивающей (б) нагрузок в направлении главной оси конструкции Z XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации В качестве примера на рис. 6 представлены нормальные напряжения x, y, z, действующие в УЭ АКСС-85М при действии номинальной сжимающей и растягивающей нагрузок в направлении главной оси конструкции Z. Для наглядности на рисунках приведена четвертая часть УЭ амортизатора.

а) в) б) е) г) д) Рис. 6. Распределение нормальных напряжений x (а, г), y (б, д) и z (в, е), возникающих в УЭ АКСС-85М, при действии номинальной сжимающей и растягивающей нагрузок в направлении главной оси конструкции Z Аналогично были исследованы все типоразмеры и модификации АКСС-М. Следует отметить, что в амортизаторах с титановой и маломагнитной арматурой величины нормальных и касательных напряжений, возникающих в УЭ, практически совпадают со значениями напряжений, возникающих при деформировании амортизаторов со стальной арматурой, а напряжения в арматуре значительно меньше допустимых.

Выбор наиболее напряженных типоразмеров АКСС-М произведен на основании сравнения напряжений, возникающих в УЭ при действии сжимающей, растягивающей и сдвиговой нагрузок.

В табл. 4, в качестве примера, приведено сопоставление нормальных и касательных напряжений, возникающих в УЭ амортизаторов двух типоразмеров при действии сжимающей и растягивающей номи нальных нагрузок в направлении Z.

Таблица 4 - Нормальные и касательные напряжения, действующие в УЭ АКСС-М при действии сжимающей и растягивающей номинальных нагрузок в направлении Z.

Область сжатия УЭ Область растяжения УЭ Типоразмер 85 400 85 x, МПа 2,35 1,33 1,95 1, y, МПа 2,34 1,4 1,96 1, z, МПа 2,55 1,44 2,11 1, xy, МПа 0,1 0,09 0,1 0, xz, МПа 0,2 0,19 0,2 0, yz, МПа 0,15 0,21 0,15 0, Аналогично получены значения нормальных и касательных напряжения, действующих в УЭ амортизаторов АКСС-М при действии сдвиговых нагрузок в направлениях X и Y.


Из анализа данных табл. 4, применительно к АКСС-85М и АКСС-400М следует, что при действии рассмотренных видов нагружения, наибольшие напряжения возникают в УЭ АКСС-85М. Так как амортизаторы АКСС-М имеют близкую геометрию, можно считать, что если амортизаторы с максимальными напряжениями (в данном случае, АКСС-85М) выдержат ресурсные испытания, то и другие типоразмеры также их выдержат.

Таким образом, предложенный подход позволяет оценивать ресурсные показатели создаваемых РМАК на основе численного определения напряжений, возникающих в УЭ при деформировании.

Показано, что если типоразмер РМАК с максимальными значениями напряжений в УЭ выдерживает без разрушения весь цикл ресурсных испытаний, в том числе, длительного низко- и высокочастотного деформирования, то и все остальные типоразмеры разрабатываемого типоряда РМАК с меньшими напряжениями тоже выдержат указанный цикл. Реализация предложенного подхода позволяет XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации значительно сократить время проведения испытаний и количество испытуемых образцов разрабатываемого типоряда РМАК.

ЛИТЕРАТУРА Беляковский Н.Г. Конструктивная амортизация механизмов, приборов и аппаратуры на судах. Л.: Судостроение, 1965.

1.

Черных К.Ф., Литвиненкова З.Н. Теория больших упругих деформаций. – Л.: Изд-во Ленинградского университета, 2.

1988, 256 с.

3. Хорошев А.Н., Сухова Н.А. О влиянии вида функции упругого потенциала на характеристику резинометаллического амортизатора // Известия высших учебных заведений. Машиностроение, 1976, № 10, с.21–25.

4. Бартенев Г.М., Вишницкая Л. А. Сравнение различных уравнений деформации сеточных полимеров с опытом // Высокомолекулярные соединения, 1962, т. IV, № 9, с.1324 – 1332.

5. Черных К. Ф., Шубина И. М. Законы упругости для изотропных несжимаемых материалов, феноменологический подход. – В кн.: Механика эластомеров, Краснодар, 1977, т. 1, вып. 242, с.54 – 64.

6. Гонца В.Ф. Влияние слабой сжимаемости на решение задач теории упругости для несжимаемого материала. "Вопросы динамики и прочности", Рига, 1970, т.20, с.181 – 193.

7. Лепетов В.А., Лепетов А.В. Тр. МИТХТ имени М.В.Ломоносова, М:, 1952, вып.3.

8. Дымников С.И., Лавендел Э.Э. и др. Прикладные методы расчета изделий из высокоэластичных материалов. Рига, Зинатне, 1980, 238 с.

9. Потураев В.Н., Дырда В.И., Карнаухов В.Г. и др. Термомеханика эластомерных конструкций при циклическом нагружении. Киев, «Наукова думка», 1987, 288 с.

10. Волкова Н.В., Паршина Л.В., Ярцев Б. А. Прогнозирование статических и вибрационных характеристик амортизирующих конструкций. //Сб.тр. ЦНИИ им.акад А.Н.Крылова, № 5(109), 2004, с.107-114.

11. ГОСТ РВ 9320-001-2008. Амортизаторы корабельные АКСС-МХ. Технические условия.

12. Протоколы и результаты лабораторных испытаний образцов амортизаторов АКСС, снятых с заказов … ЦНИИ им.

акад. А.Н. Крылова, 1989.

УДК 629.5.015. А.В. Безъязычный, А.В. Варфоломеева, Е.Н. Елтышева, А.И. Курбатов КОМПЛЕКСНЫЙ ПОДХОД К РАСЧЕТУ УРОВНЕЙ ВОЗДУШНОГО ШУМА В ОБИТАЕМЫХ ПОМЕЩЕНИЯХ СУДОВ ФГУП «ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова»

Телефон +7 (812) 415-46-07;

Факс: +7 (812) 386-67- Россия, 196158, Санкт-Петербург, Московское шоссе, д. 44.

E-mail: krylov@krylov.spb.ru Рассмотрены вопросы расчета уровней воздушного шума в местах пребывания человека на объектах морской техники. Особое внимание уделено комплексному подходу к решению этой проблемы, а именно, учету всех составляющих, определяющих уровень воздушного шума в отдельно взятом помещении. Приводится перечень специализированных программных продуктов для проведения расчетных оценок. Включен пример расчета.

Введение Воздействие повышенных уровней воздушного шума отрицательно влияет на здоровье человека и сказывается на безопасности работ на производстве, в строительстве и транспорте. На сегодняшний день прослеживается тенденция к ужесточению требований к уровням воздушного шума в местах работы и обитания людей на объектах морской техники со стороны регламентирующих органов [1-3]. В связи с этим, актуальной задачей является оценка ожидаемых уровней воздушного шума уже на стадии проектирования и, при необходимости, разработка комплекса средств виброакустической защиты.

Решать проблему борьбы с шумом для удовлетворения заданным нормам необходимо с применением комплексного подхода, а именно:

определить все возможные пути формирования шума в помещениях;

выделить наиболее значимые виброшумовые источники;

определить пути передачи колебательной энергии от этих источников в контролируемые точки помещения.

Таким образом, удается сделать определенной ситуацию по источникам, которые определяют уровень воздушного шума в судовых помещениях. В общем случае, шум в судовых помещениях может быть обусловлен следующими явлениями:

непосредственным излучением звука источниками (механизмами, машинами, оборудованием), расположенными в помещении;

проникновением шума из помещений, где расположены источники, в смежные помещения через ограждающие корпусные конструкции;

излучением звука фундаментными и корпусными конструкциями при их вибрации (переизлучение звука) непосредственной передачи колебаний от источника через опорные и неопорные связи – первичный структурный шум;

XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации излучением звука фундаментными и корпусными конструкциями при их вибрации (переизлучение звука) вызванной воздействием на эти конструкции воздушного шума – вторичный структурный шум;

работой системы вентиляции и кондиционирования воздуха (СВКВ).

Практика показывает, что воздушный шум определяется: в помещениях находящихся в непосредственной близости от машинных отделений (МО) работой главной энергетической установки (ГЭУ), в удаленных от МО помещениях, особенно жилых, элементами СВКВ.

Расчет уровней воздушного шума, создаваемого механизмами и установками в судовом помещении и смежных помещениях.

Шум в машинных отделениях и в помещениях вспомогательного оборудования формируется за счет непосредственного излучения звука источниками, расположенными в рассматриваемом помещении, которые как источники характеризуются уровнями звуковой мощности, излучаемой их вибрирующими поверхностями. Интенсивность воздушного шума в любой точке помещения, где расположен источник, может быть представлена в виде суммы интенсивностей прямой и отраженной составляющих, обусловленной многократными отражениями прямого звука от частично поглощающих ограждений помещения, а также от расположенного в помещении оборудования. В рамках теории полуреверберационного акустического поля, уровни среднеквадратичного по пространству воздушного шума, создаваемые источником, могут быть определены по формуле [4]:

LР = LW 10 lg (S П ) + LП, дБ, (1) где: L p – уровни звукового давления, дБ;

LW – уровни мощности прямого звука источника, дБ;

S П – площадь ограждаемого помещения, м2;

LП – поправка на влияние отраженного звука в помещении, дБ.

Для определения уровней ВШ в помещении источника в ФГУП «ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова»

разработана программа RANC.

В смежных помещениях расчеты выполняются на основании теории прохождения плоских волн через преграду, состоящую из плоскопараллельных слоев, включающих, в том числе слои из звукопоглощающих и вибродемпфирующих материалов. Расчет производится с учетом эффективности средств звукоизоляции, размещенных непосредственно на механизме (звукоизолирующие кожухи) или на судовом перекрытии, разделяющем помещения (звукоизолирующие зашивки). Учитываются также потери звукоизоляции, связанные с возможным наличием технологических отверстий в звукоизолирующих конструкциях. Расчет звукоизоляции ограждающих конструкций проводится по программе WALL, разработанной в ФГУП «ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова».

Расчет уровней в удаленных помещениях.

Расчет уровней в удаленных помещениях производится с использованием энергетически статистического метода (ЭСМ) [5] в зарубежной литературе Statistical Energy Analysis (SEA) [6]. Этот метод, основанный на уравнениях энергетического баланса, является основным расчетным методом определения уровней воздушного шума в судовых помещениях, обусловленного переизлучением ограждающих их перекрытий. ЭСМ рассматривает сложную конструкцию как систему связанных между собой элементов (пластины, стержни, объемы), возбуждаемых непосредственно, либо через связи с другими элементами. Для каждого элемента составляется уравнение энергетического баланса, определяющее входящую в элемент энергию, поглощаемую в нем и энергию связи с другими элементами.

Решение системы таких уравнений определяет полную колебательную энергию для каждого элемента, значение которой позволяет найти уровни колебательной скорости (для структурных элементов) и звукового давления (для объемов).

Таким образом, применение ЭСМ для расчета звуковых и вибрационных полей в сложных инженерных конструкциях должно предусматривать следующую последовательность операций:

1) Построение энергетической модели конструкции.

2) Формирование исходных данных элементов энергетической модели.

3) Определение коэффициентов фундаментальной системы уравнений ЭСМ.

4) Решение фундаментальной системы.

5) Определение параметров вибрационных и внутренних акустических полей.

Построение энергетической модели предусматривает разбиение сложной конструкции на систему связанных между собой элементов, например, пластин, стержней, объемов. Наиболее трудоемкой XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации процедурой при применении энергостатического метода для расчета акустических и вибрационных полей сложных инженерных конструкций, таких как суда, самолеты, здания и т.д. является формирование исходных данных элементов энергетической модели.

Для N -элементной энергетической модели разрешающая система уравнений энергетического баланса имеет вид:

[A] Wm = P in, (2) – круговая частота;

где:

Wm – матрица модальных плотностей энергии;

P in – матрица входных потоков энергии;

[A] – фундаментальная матрица ЭСМ, которая имеет следующий вид:

n1 1 tot n1 12 n1 1N Wm1 P1in, [A] = = (3) n N N tot WmN PN n N 1 N in где: ni – модальная плотность i-элемента;

ij – связанный коэффициент потерь;

i tot – коэффициент потерь энергии i-элемента:

N i tot = ii + ik i = Для структурных элементов без дополнительного демпфирования обычно применяются значения, полученные по результатам измерений коэффициентов потерь. Для сложных структурных колебаний, таких как многослойные пластины или балки, если отсутствуют экспериментальные данные, коэффициент внутренних потерь определяется расчетным путем с использованием метода конечных волновых элементов (МКВЭ) [7]. Связанный коэффициент потерь определяет поток энергии, уходящий из энергетического элемента через связи в другие элементы.

После определения связанных и внутренних коэффициентов потерь формируется фундаментальная матрица ЭСМ. Результатом решения системы будут значения модальных плотностей энергии всех элементов энергетической модели, на основании которых определяются значения колебательных скоростей для структурных элементов и звукового давления для объемных.

Разработанный на базе ЭСМ программный комплекс расчета уровней воздушного шума в судовых помещениях состоит из трех блоков. Блок ввода исходных данных предназначен для ввода, редактирования и хранения исходных данных энергетической модели судна. Расчетный блок вычисляет коэффициенты связи между элементами энергетической модели, формирует и решает разрешающую систему уравнений и вычисляет среднеквадратичные уровни колебательной скорости и звукового давления элементов. Блок вывода представляет результаты расчета в виде таблиц и графиков.

Разработанная энергетическая модель буксира проекта 81173 и результаты расчета уровней воздушного шума в дБА по программе SEA представлены на рис. 1 и 2 соответственно.

Рис. 1. Энергетическая модель буксира проекта XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации Главная палуба Палуба надстройки I яруса Каюта Столовая 2 чел.

Каюта №1 Каюта №2 Каюта № 2 чел. 2 чел. 2 чел.

54 51 Камбуз Спальня Каюта Каюта капитана механика капитана 55 55 53 – уровни звукового давления в дБА Рис. 2. Общее расположение механизмов и контролируемых помещений и результаты расчета Расчет уровней воздушного шума, обусловленных работой систем вентиляции и кондиционирования воздуха.

Шум от СВКВ является определяющим в помещениях, удаленных от МО. Помимо звуковой мощности, излучаемой вибрирующим корпусом, вентиляторы и кондиционеры характеризуются дополнительно звуковой мощностью, излучаемой ими в воздуховоды нагнетания и/или всасывания. Эти характеристики определяются экспериментально с использованием звукомерных камер. Для расчета распространения шума по системам вентиляции и кондиционирования воздуха используется теория распространения плоских звуковых волн в длинных линиях (узких трубах с жесткими стенками, наполненных газом). При этом для решения практических задач, используется статистический метод. В соответствии с ним принимается, что затухание звуковой волны в СВКВ в целом складывается из суммы затухания в элементах системы, последовательно расположенных по ходу распространения звуковых волн [8].

Затухание звуковой мощности в сети на пути ее распространения по воздуховодам от вентилятора или кондиционера до рассматриваемого сечения определяется, в общем случае, по формуле:

сети эл ПА ВУ отв Г LW = LW + LW + LW + LW + LW, дБ, (4) эл где: L – суммарные потери звуковой мощности на элементах воздуховодов (на прямолинейных W участках, на поворотах, в местах разветвления – на тройниках);

ПА LW – суммарные потери звуковой мощности на путевой арматуре (заслонках, задвижках и т.д.);

ВУ LW – потери звуковой мощности на воздухораспределительных устройствах или устройствах забора воздуха;

Г LW – потери звуковой мощности в глушителях шума;

отв LW – потери звуковой мощности на выходе или входе в систему (на отражение звуковых волн от открытых концов воздуховодов).

Программный комплекс VENS, разработанный специалистами ФГУП «ЦНИИ им. акад.

А.Н.Крылова» позволяет проводить оценку уровней ВШ в обитаемых помещениях, обусловленных работой СВКВ.

Заключение.

Опыт проведения расчетов уровней воздушного шума на судах разных проектов показывает, что комплексный подход к расчету уровней воздушного шума в обитаемых помещениях судов и разработанное для решения этой задачи, программное обеспечение позволяет выполнять достоверные XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации расчеты «акустического климата» в помещениях и расчеты по эффективности применения средств акустической защиты.

ЛИТЕРАТУРА ГОСТ 12.1.003-83. ССБТ. Шум. Общие требования безопасности.

1.

Кодекс по уровням шума на судах. Резолюция Международной Морской Организации (ИМО) А.468(XII) 19.11.81.

2.

Уровни шума на морских судах. Санитарные нормы. СН 2.5.2.047-96. М., Госкомсанэпиднадзор России, 1996.

3.

Боголепов И.И. Промышленная звукоизоляция. Л., Судостроение, 1986.

4.

Бородицкий Л. С., Спиридонов В.М. Снижение структурного шума в судовых помещениях. Л., Судостроение, 5.

1974.

6. Lyon R. H. Statistical Energy Analysis of Dinamical Systems. MIT Press, 7. Будрин С.В. Применение метода конечных волновых элементов для расчета распространения упругих волн по многоканальным структурам. II-й международный симпозиум «Шум и вибрация на транспорте». СПб., 1994.

8. Хорошев Г.А., Петров Ю. И., Егоров Н.Ф. Шум судовых систем вентиляции и кондиционирования воздуха. Л., Судостроение, УДК М.Ю.Владимиров1, Н.К.Калашникова2, О.И.Клименкова3, И.А.Гончаренко4, И.П.Чеботарев АВТОТРАНСПОРТНЫЕ ПРЕДПРИЯТИЯ КАК ИСТОЧНИКИ ШУМА 1. ООО НПФ «Экопроект АММ»

Россия,107023, Москва, пл. Журавлева, д.2, стр.2;

Тел/факс (495)962-07- 2. ФГУЗ «Центр гигиены и эпидемиологии в городе Москве»

Россия, 129626, Москва, Графский пер., д. 4/9;

Тел.: (495) 682 - 81 – 88.

3. ООО ПБ ЦЭИ Россия, 127322, Москва, г. Москва, ул. Фонвизина, д. 16/ Тел./факс: (495) 393-11-32;

E - mail :.o.klimenkova@ceieco.ru 4. ГУП «НИ и ПИ Генплана Москвы», Россия, 125047, Москва 2 Брестская ул., д. 2/ Teл: (495) 250- 95 – 44;

E - mail :.goncharenko_i@bk.ru В работе определены типовые источники постоянного и переменного шумов на автотранспортных предприятиях (автотранспортных хозяйствах, автосервисах, автомойках, АЗС и т.д.). Рассмотрены мероприятия по снижению шума и их эффективность, приведены результаты натурных измерений эффективности.

Основной деятельностью автотранспортных предприятий является техническое обслужива-ние, ремонт и хранение автотранспорта: легкового, грузового, пассажирского и спецтранспорта. На территории автотранспортных предприятий (АТП) располагаются участки: крытые или открытые автостоянки, ремзоны, линия ТО, мойки, малярный участок, вспомогательные техзоны (тепловой пункт, трансформаторная подстанция, помещение зарядки аккумуляторов, столярный цех, склады ГСМ и запасных частей, АЗС, территории хранения отходов и т. п.), столовая, административная зона. На некоторых крупных автотранспортных предприятиях возможно наличие собственной противопожарной части. На крупных автотранспортных предприятиях коммунальной уборочной техники возможно наличие складов мелкого щебня, песка, химреагентов, а также наличие стационарных снегоплавильных установок.

Источниками внешнего постоянного и переменного шумов автотранспортного предприятия являются:

- технологическое оборудование ремзоны, линий ТО, мойки, малярного участка, столярного цеха;

- системы приточно-вытяжной вентиляции с механическим побуждением крытых автостоянок (гаража), ремзоны, линии ТО, мойки, малярного участка, теплового пункта, столярного цеха, складских помещений, столовой и административной зоны;

- компрессорные;

- насосное оборудование теплового пункта, АЗС;

- системы кондиционирования административной зоны и столовой;

- холодильное оборудование столовой;

- трансформаторы ТП;

- автотранспорт при его движении по территории автотранспортного предприятия;

- ремонтные работы в ремзоне;

- погрузочно-разгрузочные работы на территории автотранспортного предприятия.

Как показывает многолетний опыт работы, любой из вышеперечисленных источников шума автотранспортного предприятия может оказывать повышенное шумовое воздействие на прилегающую XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации территорию, которое с помощью шумозащитных мероприятий необходимо снизить до величин, допустимых санитарными нормами.

Рассмотрим источники шума автотранспортных предприятий.

Технологическое оборудование ремзоны размещено, как правило, в отдельных цехах и помещениях. Это металлообрабатывающие станки (токарные, фрезерные, сверлильные, шлифовальные), пневмо- и гидропрессы, шиномонтажное оборудование, гидравлические подъемники и т. п.



Pages:   || 2 | 3 |
 





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.